液壓機(jī)廠家如何設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)

液壓機(jī)廠家的液壓系統(tǒng)規(guī)劃的進(jìn)程大致如下：

1.清晰規(guī)劃要求，進(jìn)行工況剖析。
2.初定液壓體系的首要參數(shù)。
3.擬定液壓體系原理圖。
4.核算和挑選液壓元件。
5.預(yù)算液壓體系功能。
6.制作作業(yè)圖和編寫(xiě)技術(shù)文件。

依據(jù)液壓體系的詳細(xì)內(nèi)容，上述規(guī)劃進(jìn)程可能會(huì)有所不同，下面對(duì)各進(jìn)程的詳細(xì)內(nèi)容進(jìn)行介紹。




一 。 清晰規(guī)劃要求進(jìn)行工況剖析
在規(guī)劃液壓體系時(shí)，首先應(yīng)清晰以下問(wèn)題，并將其作為規(guī)劃依據(jù)。
1.主機(jī)的用處、工藝進(jìn)程、總體布局以及對(duì)液壓傳動(dòng)設(shè)備的方位和空間尺度的要求。
2.主機(jī)對(duì)液壓體系的功能要求，如主動(dòng)化程度、調(diào)速規(guī)模、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性、換向定位精度以及對(duì)體系的功率、溫升等的要求。
3.液壓體系的作業(yè)環(huán)境，如溫度、濕度、振蕩沖擊以及是否有腐蝕性和易燃物質(zhì)存在等狀況。
圖9-1位移循環(huán)圖
在上述作業(yè)的基礎(chǔ)上，應(yīng)對(duì)主機(jī)進(jìn)行工況剖析，工況剖析包含運(yùn)動(dòng)剖析和動(dòng)力剖析，對(duì)雜亂的體系還需編制負(fù)載和動(dòng)作循環(huán)圖，由此了解液壓缸或液壓馬達(dá)的負(fù)載和速度隨時(shí)刻改變的規(guī)則，以下對(duì)工況剖析的內(nèi)容作詳細(xì)介紹。
一、運(yùn)動(dòng)剖析
主機(jī)的履行元件按工藝要求的運(yùn)動(dòng)狀況，能夠用位移循環(huán)圖(L—t)，速度循環(huán)圖(v—t)，或速度與位移循環(huán)圖表明，由此對(duì)運(yùn)動(dòng)規(guī)則進(jìn)行剖析。
1.位移循環(huán)圖L—t
圖9-1為液壓機(jī)的液壓缸位移循環(huán)圖，縱坐標(biāo)L表明活塞位移，橫坐標(biāo)t表明從活塞發(fā)動(dòng)到回來(lái)原位的時(shí)刻，曲線斜率表明活塞移動(dòng)速度。該圖清楚地表明液壓機(jī)的作業(yè)循環(huán)別離由快速下行、減速下行、限制、保壓、泄壓慢回和快速回程六個(gè)階段組成。
2.速度循環(huán)圖v—t(或v—L)
工程中液壓缸的運(yùn)動(dòng)特色可概括為三種類型。圖9-2為三種類型液壓缸的v—t圖，第一種如圖9-2中實(shí)線所示，液壓缸開(kāi)端作勻加快運(yùn)動(dòng)，然后勻速運(yùn)動(dòng)，
圖9-2 速度循環(huán)圖
最終勻減速運(yùn)動(dòng)到結(jié)尾；第二種，液壓缸在總行程的前一半作勻加快運(yùn)動(dòng)，在另一半作勻減速運(yùn)動(dòng)，且加快度的數(shù)值持平；第三種，液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加快度作勻加快運(yùn)動(dòng)，然后勻減速至行程結(jié)尾。v—t圖的三條速度曲線，不僅清楚地表明晰三種類型液壓缸的運(yùn)動(dòng)規(guī)則，也直接地表明晰三種工況的動(dòng)力特性。
二、動(dòng)力剖析
動(dòng)力剖析，是研討機(jī)器在作業(yè)進(jìn)程中，其履行組織的受力狀況，對(duì)液壓體系而言，就是研討液壓缸或液壓馬達(dá)的負(fù)載狀況。
1.液壓缸的負(fù)載及負(fù)載循環(huán)圖
(1)液壓缸的負(fù)載力核算。作業(yè)組織作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，液壓缸有必要戰(zhàn)勝的負(fù)載由六部分組成：
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)
式中：Fc為切削阻力；Ff為沖突阻力；Fi為慣性阻力；FG為重力；Fm為密封阻力；Fb為排油阻力。
圖9-3導(dǎo)軌方法
①切削阻力Fc：為液壓缸運(yùn)動(dòng)方向的作業(yè)阻力，關(guān)于機(jī)床來(lái)說(shuō)就是沿作業(yè)部件運(yùn)動(dòng)方向的切削力，此作用力的方向如果與履行元件運(yùn)動(dòng)方向相反為正值，兩者同向?yàn)樨?fù)值。該作用力可能是恒定的，也可能是改變的，其值要依據(jù)詳細(xì)狀況核算或由實(shí)驗(yàn)測(cè)定。
②沖突阻力Ff：
為液壓缸帶動(dòng)的運(yùn)動(dòng)部件所受的沖突阻力，它與導(dǎo)軌的形狀、放置狀況和運(yùn)動(dòng)狀況有關(guān)，其
核算方法可查有關(guān)的規(guī)劃手冊(cè)。圖9-3為最常見(jiàn)的兩種導(dǎo)軌方法，其沖突阻力的值為：
平導(dǎo)軌： Ff=f∑Fn (9-2)
V形導(dǎo)軌： Ff=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3)式中：f為沖突因數(shù)，參看表9-1選?。?sum;Fn為作用在導(dǎo)軌上總的正壓力或沿V形導(dǎo)軌橫截面中心線方向的總作用力；α為V形角，一般為90°。
③慣性阻力Fi。慣性阻力Fi為運(yùn)動(dòng)部件在發(fā)動(dòng)和制動(dòng)進(jìn)程中的慣性力，可按下式核算：9-4)
表9-1 沖突因數(shù)f
導(dǎo)軌類型
導(dǎo)軌資料
運(yùn)動(dòng)狀況
沖突因數(shù)(f)
滑動(dòng)導(dǎo)軌
鑄鐵對(duì)鑄鐵
發(fā)動(dòng)時(shí)
低速(v＜0.16m/s) 高速(v＞0.16m/s)
0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08
翻滾導(dǎo)軌
鑄鐵對(duì)滾柱(珠) 淬火鋼導(dǎo)軌對(duì)滾柱(珠)
0.005～0.020.003～0.006
靜壓導(dǎo)軌
鑄鐵
0.005式中：m為運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量(kg)；a為運(yùn)動(dòng)部件的加快度(m/s2)；G為運(yùn)動(dòng)部件的分量(N)；g為重力加快度，g=9.81 (m/s2)；Δv為速度改變值(m/s)；
Δt為發(fā)動(dòng)或制動(dòng)時(shí)刻(s)，一般機(jī)床Δt＝0.1～0.5s，運(yùn)動(dòng)部件分量大的取大值。
④重力FG：筆直放置和歪斜放置的移動(dòng)部件，其自身的分量也成為一種負(fù)載，當(dāng)上移時(shí)，負(fù)載為正值，下移時(shí)為負(fù)值。
⑤密封阻力Fm：密封阻力指裝有密封設(shè)備的零件在相對(duì)移動(dòng)時(shí)的沖突力，其值與密封設(shè)備的類型、液壓缸的制作質(zhì)量和油液的作業(yè)壓力有關(guān)。在初 算 時(shí)，可按缸的機(jī)械功率(ηm=0.9)考慮；驗(yàn)算時(shí)，按密封設(shè)備沖突力的核算公式核算。
⑥排油阻力Fb：排油阻力為液壓缸回油路上的阻力，該值與調(diào)速計(jì)劃、體系所要求的安穩(wěn)性、履行元件等要素有關(guān)，在體系計(jì)劃未斷定時(shí)無(wú)法核算，可放在液壓缸的規(guī)劃核算中考慮。
(2)液壓缸運(yùn)動(dòng)循環(huán)各階段的總負(fù)載力。液壓缸運(yùn)動(dòng)循環(huán)各階段的總負(fù)載力核算，一般包含發(fā)動(dòng)加快、快進(jìn)、工進(jìn)、快退、減速制動(dòng)等幾個(gè)階段，每個(gè)階段的總負(fù)載力是有差異的。 ①發(fā)動(dòng)加快階段：這時(shí)液壓缸或活塞處于由中止到發(fā)動(dòng)并加快到必定速度，其總負(fù)載力包含導(dǎo)軌的沖突力、密封設(shè)備的沖突力(按缸的機(jī)械功率ηm=0.9核算)、重力和慣性力等項(xiàng)，即：F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5)
②快速階段：
F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6)
③工進(jìn)階段：
F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7)
④減速：F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (9-8)
對(duì)簡(jiǎn)略液壓體系，上述核算進(jìn)程可簡(jiǎn)化。例如選用單定量泵供油，只需核算工進(jìn)階段的總負(fù)載力，若簡(jiǎn)略體系選用限壓式變量泵或雙聯(lián)泵供油，則只需核算快速階段和工進(jìn)階段的總負(fù)載力。
(3)液壓缸的負(fù)載循環(huán)圖。
對(duì)較為雜亂的液壓體系，為了更清楚的了解該體系內(nèi)各液壓缸(或液壓馬達(dá))的速度和負(fù)載的
改變規(guī)則，應(yīng)依據(jù)各階段的總負(fù)載力和它所閱歷的作業(yè)時(shí)刻t或位移L按相同的坐標(biāo)制作液壓缸的負(fù)載時(shí)刻(F—t)或負(fù)載位移(F—L)圖，然后將各液壓缸在同一時(shí)刻t(或位移)的負(fù)載力疊加。
圖9-4負(fù)載循環(huán)圖
圖9-4為一部機(jī)器的F—t圖，其間：0～t1為發(fā)動(dòng)進(jìn)程；t1～t2為加快進(jìn)程；t2～t3為恒速進(jìn)程； t3～t4為制動(dòng)進(jìn)程。它清楚地表明晰液壓缸在動(dòng)作循環(huán)內(nèi)負(fù)載的規(guī)則。圖中最大負(fù)載是初選液壓缸作業(yè)壓力和斷定液壓缸結(jié)構(gòu)尺度的依據(jù)。
2.液壓馬達(dá)的負(fù)載
作業(yè)組織作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，液壓馬達(dá)有必要戰(zhàn)勝的外負(fù)載為：M=Me+Mf+Mi (9-9)
(1)作業(yè)負(fù)載力矩Me。作業(yè)負(fù)載力矩可能是定值，也可能隨時(shí)刻改變，應(yīng)依據(jù)機(jī)器作業(yè)條件進(jìn)行詳細(xì)剖析。
(2)沖突力矩Mf。為旋轉(zhuǎn)部件軸頸處的沖突力矩，其核算公式為：
Mf=GfR(N·m) (9-10)式中：G為旋轉(zhuǎn)部件的分量(N)；f為沖突因數(shù)，發(fā)動(dòng)時(shí)為靜沖突因數(shù)，發(fā)動(dòng)后為動(dòng)沖突因數(shù)；R為軸頸半徑(m)。
(3)慣性力矩Mi。為旋轉(zhuǎn)部件加快或減速時(shí)發(fā)生的慣性力矩，其核算公式為：(9-11)
式中：ε為角加快度(r/s2)；Δω為角速度的改變(r/s)；Δt為加快或減速時(shí)刻(s)；J為旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(kg·m2)，J=1GD2/4g。
式中：GD2為反轉(zhuǎn)部件的飛輪效應(yīng)(Nm2)。
各種反轉(zhuǎn)體的GD2可查《機(jī)械規(guī)劃手冊(cè)》。
依據(jù)式(9-9)，別離算出液壓馬達(dá)在一個(gè)作業(yè)循環(huán)內(nèi)各階段的負(fù)載大小，便可制作液壓馬達(dá)的負(fù)載循環(huán)圖。

二 斷定液壓體系首要參數(shù)
一、液壓缸的規(guī)劃核算
1.初定液壓缸作業(yè)壓力 液壓缸作業(yè)壓力首要依據(jù)運(yùn)動(dòng)循環(huán)各階段中的最大總負(fù)載力來(lái)斷定，此外，還需要考慮以下要素：
(1)各類設(shè)備的不同特色和運(yùn)用場(chǎng)合。
(2)考慮經(jīng)濟(jì)和分量要素，壓力選得低，則元件尺度大，分量重；壓力選得高一些，則元件尺度小，分量輕，但對(duì)元件的制作精度，密封功能要求高。
所以，液壓缸的作業(yè)壓力的挑選有兩種方法：一是依據(jù)機(jī)械類型選；二是依據(jù)切削負(fù)載選。
如表9-2、表9-3所示。
表9-2 按負(fù)載選履行文件的作業(yè)壓力
負(fù)載/N
＜5000
500～10000
10000～20000
20000～30000
30000～50000
＞50000
作業(yè)壓力/MPa
≤0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
＞5
表9-3 按機(jī)械類型選履行文件的作業(yè)壓力
機(jī)械類型
機(jī) 床
農(nóng)業(yè)機(jī)械
工程機(jī)械
磨床
組合機(jī)床
龍門(mén)刨床
拉床
作業(yè)壓力/MPa
a≤2
3～5
≤8
8～10
10～16
20～32
2.液壓缸首要尺度的核算
缸的有用面積和活塞桿直徑，可依據(jù)缸受力的平衡聯(lián)系詳細(xì)核算，詳見(jiàn)第四章第二節(jié)。
3.液壓缸的流量核算
液壓缸的最大流量：
qmax=A·vmax (m3/s) (9-12)
式中：A為液壓缸的有用面積A1或A2(m2)；vmax為液壓缸的最大速度(m/s)。

液壓缸的最小流量：
qmin=A·vmin(m3/s) (9-13)
式中：vmin為液壓缸的最小速度。
液壓缸的最小流量qmin，應(yīng)等于或大于流量閥或變量泵的最小安穩(wěn)流量。若不滿意此要求時(shí)，則需從頭選定液壓缸的作業(yè)壓力，使作業(yè)壓力低一些，缸的有用作業(yè)面積大一些，所需最小流量qmin也大一些，以滿意上述要求。流量閥和變量泵的最小安穩(wěn)流量，可從產(chǎn)品樣本中查到。

二、液壓馬達(dá)的規(guī)劃核算

1.核算液壓馬達(dá)排量 液壓馬達(dá)排量依據(jù)下式?jīng)Q議：
vm=6.28T/Δpmηmin(m3/r) (9-14)
式中：T為液壓馬達(dá)的負(fù)載力矩(N·m)；Δpm為液壓馬達(dá)進(jìn)出口壓力差(N/m3)；ηmin為液壓馬達(dá)的機(jī)械功率，一般齒輪和柱塞馬達(dá)取0.9～0.95，葉片馬達(dá)取0.8～0.9。
2.核算液壓馬達(dá)所需流量液壓馬達(dá)的最大流量：
qmax=vm·nmax(m3/s)
式中：vm為液壓馬達(dá)排量(m3/r)；nmax為液壓馬達(dá)的最高轉(zhuǎn)速(r/s)。
三 液壓機(jī)的液壓元件的挑選
一、液壓泵的斷定與所需功率的核算
1.液壓泵的斷定
(1)斷定液壓泵的最大作業(yè)壓力。液壓泵所需作業(yè)壓力的斷定，首要依據(jù)液壓缸在作業(yè)循環(huán)各階段所需最大壓力p1，再加上油泵的出油口到缸進(jìn)油口處總的壓力丟失ΣΔp，即pB=p1+ΣΔp (9-15)
ΣΔp包含油液流經(jīng)流量閥和其他元件的部分壓力丟失、管路沿程丟失等，在體系管路未規(guī)劃之前，可依據(jù)同類體系經(jīng)歷估量，一般管路簡(jiǎn)略的節(jié)省閥調(diào)速體系ΣΔp為(2～5)×105Pa，用調(diào)速閥及管路雜亂的體系ΣΔp為(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考慮流經(jīng)各控制閥的壓力丟失，而將管路體系的沿程丟失忽略不計(jì)，各閥的額外壓力丟失可從液壓元件手冊(cè)或產(chǎn)品樣本中查找，也可參照表9-4選取。
表9-4 常用中、低壓各類閥的壓力丟失(Δpn)
閥名
Δpn(×105Pa)
閥名
Δpn(×105Pa)
閥名
Δpn(×105Pa)
閥名
Δpn(×105Pa)

單向閥
0.3～0.5
背壓閥
3～8
行程閥
1.5～2
轉(zhuǎn)閥
1.5～2

換向閥
1.5～3
節(jié)省閥
2～3
次序閥
1.5～3
調(diào)速閥
3～5
(2)斷定液壓泵的流量qB。泵的流量qB依據(jù)履行元件動(dòng)作循環(huán)所需最大流量qmax和體系的走漏斷定。

①多液壓缸一起動(dòng)作時(shí)，液壓泵的流量要大于一起動(dòng)作的幾個(gè)液壓缸(或馬達(dá))所需的最大流量，并應(yīng)考慮體系的走漏和液壓泵磨損后容積功率的下降，即
qB≥K(Σq)max(m3/s) (9-16)式中：K為體系走漏系數(shù)，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max為一起動(dòng)作的液壓缸(或馬達(dá))的最大總流量(m3/s)。
②選用差動(dòng)液壓缸回路時(shí)，液壓泵所需流量為：qB≥K(A1-A2)vmax(m3/s) (9-17)
式中：A 1，A 2為別離為液壓缸無(wú)桿腔與有桿腔的有用面積(m2)；vmax為活塞的最大移動(dòng)速度(m/s)。
③當(dāng)體系運(yùn)用蓄能器時(shí)，液壓泵流量按體系在一個(gè)循環(huán)周期中的均勻流量選取，即 (9-18)
式中：Vi為液壓缸在作業(yè)周期中的總耗油量(m3)；Ti為機(jī)器的作業(yè)周期(s)；Z為液壓缸的個(gè)數(shù)。
(3)挑選液壓泵的規(guī)范：依據(jù)上面所核算的最大壓力pB和流量qB，查液壓元件產(chǎn)品樣本，挑選與PB和qB恰當(dāng)?shù)囊簤罕玫囊?guī)范類型。
上面所核算的最大壓力pB是體系靜態(tài)壓力，體系作業(yè)進(jìn)程中存在著過(guò)渡進(jìn)程的動(dòng)態(tài)壓力，而動(dòng)態(tài)壓力往往比靜態(tài)壓力高得多，所以泵的額外壓力pB應(yīng)比體系最高壓力大25%～60%，使液壓泵有必定的壓力儲(chǔ)藏。若體系歸于高壓規(guī)模，壓力儲(chǔ)藏取小值；若體系歸于中低壓規(guī)模，壓力儲(chǔ)藏取大值。
(4)斷定驅(qū)動(dòng)液壓泵的功率。
①當(dāng)液壓泵的壓力和流量比較衡定時(shí)，所需功率為：p=pBqB/103ηB (kW) (9-19)
式中：pB為液壓泵的最大作業(yè)壓力(N/m2)；qB為液壓泵的流量(m3/s)；ηB為液壓泵的總功率，各種方法液壓泵的總功率可參看表9-5估取，液壓泵規(guī)范大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，變量泵取小值。
表9-5 液壓泵的總功率

液壓泵類型
齒輪泵
螺桿泵
葉片泵
柱塞泵

總功率
0.6～0.7
0.65～0.80
0.60～0.75
0.80～0.85
②在作業(yè)循環(huán)中，泵的壓力和流量有明顯改變時(shí)，可別離核算出作業(yè)循環(huán)中各個(gè)階段所需的驅(qū)動(dòng)功率，然后求其均勻值，即 (9-20)
式中：t1，t2，…，tn為一個(gè)作業(yè)循環(huán)中各階段所需的時(shí)刻(s)；P1，P2，…，Pn為一個(gè)作業(yè)循環(huán)中各階段所需的功率(kW)。
按上述功率和泵的轉(zhuǎn)速，能夠從產(chǎn)品樣本中選取規(guī)范電動(dòng)機(jī)，再進(jìn)行驗(yàn)算，使電動(dòng)機(jī)宣布最大功率時(shí)，其超載量在答應(yīng)規(guī)模內(nèi)。
二、閥類元件的挑選
1.挑選依據(jù)
挑選依據(jù)為：額外壓力，最大流量，動(dòng)作方法，裝置固定方法，壓力丟失數(shù)值，作業(yè)功能參數(shù)和作業(yè)壽數(shù)等。
2.挑選閥類元件應(yīng)留意的問(wèn)題
(1)應(yīng)盡量選用規(guī)范定型產(chǎn)品，除非不得已時(shí)才自行規(guī)劃專用件。
(2)閥類元件的規(guī)范首要依據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。挑選溢流閥時(shí)，應(yīng)按液壓泵的最大流量選??；挑選節(jié)省閥和調(diào)速閥時(shí)，應(yīng)考慮其最小安穩(wěn)流量滿意機(jī)器低速功能的要求。
(3)一般挑選控制閥的額外流量應(yīng)比體系管路實(shí)踐通過(guò)的流量大一些，必要時(shí)，答應(yīng)通過(guò)閥的最大流量超越其額外流量的20%。

三、蓄能器的挑選

1.蓄能器用于彌補(bǔ)液壓泵供油缺乏時(shí)，其有用容積為：V=ΣAiLiK-qBt(m3) (9-21)

式中：A為液壓缸有用面積(m2)；L為液壓缸行程(m)；K為液壓缸丟失系數(shù)，預(yù)算時(shí)可取Ｋ＝1.2；qB為液壓泵供油流量(m3/s)；t為動(dòng)作時(shí)刻(s)。

2.蓄能器作應(yīng)急能源時(shí)，其有用容積為：

V=ΣAiLiK(m3) (9-22)
當(dāng)蓄能器用于吸收脈動(dòng)平緩液壓沖擊時(shí)，應(yīng)將其作為體系中的一個(gè)環(huán)節(jié)與其相關(guān)部分一起綜合考慮其有用容積。

依據(jù)求出的有用容積并考慮其他要求，即可挑選蓄能器的方法。

四、管道的挑選

1.油管類型的挑選
液壓體系中運(yùn)用的油管分硬管和軟管，挑選的油管應(yīng)有滿意的通流截面和承壓才能，一起，應(yīng)盡量縮短管路，避免急轉(zhuǎn)彎和截面驟變。

(1)鋼管：中高壓體系選用無(wú)縫鋼管，低壓體系選用焊接鋼管，鋼管價(jià)格低，功能好，運(yùn)用廣泛。
(2)銅管：紫銅管作業(yè)壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達(dá)25MPa，不如紫銅管易曲折。銅管價(jià)格高，抗震才能弱，易使油液氧化，應(yīng)盡量少用，只用于液壓設(shè)備配接不方便的部位。
(3)軟管：用于兩個(gè)相對(duì)運(yùn)動(dòng)件之間的銜接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓才能為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，簡(jiǎn)單引起運(yùn)動(dòng)部件匍匐，所以軟管不宜裝在液壓缸和調(diào)速閥之間。

2.油管尺度的斷定

(1)油管內(nèi)徑d按下式核算： (9-23)

式中：q為通過(guò)油管的最大流量(m3/s)；v為管道內(nèi)答應(yīng)的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；壓力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。

(2)油管壁厚δ按下式核算：

δ≥p·d/2〔σ〕 (9-24)

式中：p為管內(nèi)最大作業(yè)壓力；〔σ〕為油管資料的許用壓力，〔σ〕=σb/n；σb為資料的抗拉強(qiáng)度；n為安全系數(shù)，鋼管p＜7MPa時(shí)，取n=8；p＜17.5MPa時(shí)，取n=6；p＞17.5MPa時(shí)，取n=4。

依據(jù)核算出的油管內(nèi)徑和壁厚，查手冊(cè)選取規(guī)范規(guī)范油管。

五、油箱的規(guī)劃

油箱的作用是儲(chǔ)油，散發(fā)油的熱量，沉積油中雜質(zhì)，逸出油中的氣體。其方法有開(kāi)式和閉式兩種：開(kāi)式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與大氣阻隔。開(kāi)式油箱運(yùn)用較多。

1.油箱規(guī)劃要點(diǎn)

(1)油箱應(yīng)有滿意的容積以滿意散熱，一起其容積應(yīng)確保體系中油液悉數(shù)流回油箱時(shí)不滲出，油液液面不該超越油箱高度的80%。

(2)吸箱管和回油管的距離應(yīng)盡量大。

(3)油箱底部應(yīng)有恰當(dāng)斜度，泄油口置于最低處，以便排油。

(4)注油器上應(yīng)裝濾網(wǎng)。

(5)油箱的箱壁應(yīng)涂耐油防銹涂料。

2.油箱容量核算油箱的有用容量V可近似用液壓泵單位時(shí)刻內(nèi)排出油液的體積斷定。

V=KΣq (9-25)

式中：K為系數(shù)，低壓體系取2～4，中、高壓體系取5～7；Σq為同一油箱供油的各液壓泵流量總和。

六、濾油器的挑選

挑選濾油器的依據(jù)有以下幾點(diǎn)：

(1)承載才能：按體系管路作業(yè)壓力斷定。

(2)過(guò)濾精度：按被保護(hù)元件的精度要求斷定，挑選時(shí)可參看表9-6。

(3)通流才能：按通過(guò)最大流量斷定。

(4)阻力壓降：應(yīng)滿意過(guò)濾資料強(qiáng)度與系數(shù)要求。

表9-6 濾油器過(guò)濾精度的挑選

體系
過(guò)濾精度(μm)
元件
過(guò)濾精度(μm)

低壓體系
100～150
滑閥
1/3最小空隙

70×105Pa體系
50
節(jié)省孔
1/7孔徑(孔徑小于1.8mm)

100×105Pa體系
25
流量控制閥
2.5～30

140×105Pa體系
10～15
安全閥溢流閥
15～25

電液伺服體系
5



高精度伺服體系
2.5


四 液壓體系功能的驗(yàn)算

為了判別液壓體系的規(guī)劃質(zhì)量，需要對(duì)體系的壓力丟失、發(fā)熱溫升、功率和體系的動(dòng)態(tài)特性等進(jìn)行驗(yàn)算。因?yàn)橐簤后w系的驗(yàn)算較雜亂，只能選用一些簡(jiǎn)化公式近似地驗(yàn)算某些功能指標(biāo)，如果規(guī)劃中有通過(guò)生產(chǎn)實(shí)踐考驗(yàn)的同類型體系供參看或有較牢靠的實(shí)驗(yàn)成果能夠選用時(shí)，能夠不進(jìn)行驗(yàn)算。

一、管路體系壓力丟失的驗(yàn)算

當(dāng)液壓元件規(guī)范類型和管道尺度斷定之后，就能夠較精確的核算體系的壓力丟失，壓力丟失包含：油液流經(jīng)管道的沿程壓力丟失ΔpL、部分壓力丟失Δpc和流經(jīng)閥類元件的壓力丟失ΔpV，即：

Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV (9-26)

核算沿程壓力丟失時(shí)，如果管中為層流活動(dòng)，可按下經(jīng)歷公式核算：

ΔpL=4.3V·q·L×106/d4(Pa) (9-27)

式中：q為通過(guò)管道的流量(m3/s)；L為管道長(zhǎng)度(m)；d為管道內(nèi)徑(mm)；υ為油液的運(yùn)動(dòng)粘度(m2)。

部分壓力丟失可按下式預(yù)算：

Δpc=(0.05～0.15)ΔpL (9-28)

閥類元件的ΔpV值可按下式近似核算：

ΔpV=Δpn（qV/qVn）2(Pa) (9-29)

式中：qVn為閥的額外流量(m3/s)；qV為通過(guò)閥的實(shí)踐流量(m3/s)；Δpn為閥的額外壓力丟失(Pa)。

核算體系壓力丟失的意圖，是為了正確斷定體系的調(diào)整壓力和剖析體系規(guī)劃的好壞。

體系的調(diào)整壓力：p0≥p1+Δp (9-30)

式中：p0為液壓泵的作業(yè)壓力或支路的調(diào)整壓力；p1為履行件的作業(yè)壓力。

如果核算出來(lái)的Δp比在初選體系作業(yè)壓力時(shí)大略選定的壓力丟失大得多，應(yīng)該從頭調(diào)

整有關(guān)元件、輔件的規(guī)范，從頭斷定管道尺度。

二、體系發(fā)熱溫升的驗(yàn)算

體系發(fā)熱來(lái)源于體系內(nèi)部的能量丟失，如液壓泵和履行元件的功率丟失、溢流閥的溢流丟失、液壓閥及管道的壓力丟失等。這些能量丟失轉(zhuǎn)換為熱能，使油液溫度升高。油液的溫升使粘度下降，走漏添加，一起，使油分子裂化或聚合，發(fā)生樹(shù)脂狀物質(zhì)，堵塞液壓元件小孔，影響體系正常作業(yè)，因此有必要使體系中油溫保持在答應(yīng)規(guī)模內(nèi)。一般機(jī)床液壓體系正常作業(yè)油溫為30～50℃；礦山機(jī)械正常作業(yè)油溫50～70℃；最高答應(yīng)油溫為70～90℃。

1.體系發(fā)熱功率P的核算

P＝PB(1-η) (W) (9-31)

式中：PB為液壓泵的輸入功率(W)；η為液壓泵的總功率。

若一個(gè)作業(yè)循環(huán)中有幾個(gè)工序，則可依據(jù)各個(gè)工序的發(fā)熱量，求出體系單位時(shí)刻的均勻發(fā)熱量： (9-32)

式中：T為作業(yè)循環(huán)周期(s)；ti為第i個(gè)工序的作業(yè)時(shí)刻(s)；Pi為循環(huán)中第i個(gè)工序的輸入功率(W)。

2.體系的散熱和溫升體系的散熱量可按下式核算： (9-33)

式中：Kj為散熱系數(shù)(W/m2℃)，當(dāng)周圍通風(fēng)很差時(shí)，K≈8～9；周圍通風(fēng)杰出時(shí)，K≈15；用電扇冷卻時(shí)，K≈23；用循環(huán)水強(qiáng)制冷卻時(shí)的冷卻器外表K≈110～175；Aj為散熱面積(m2)，當(dāng)油箱長(zhǎng)、寬、高比例為1∶1∶1或1∶2∶3，油面高度為油箱高度的80%時(shí)，油箱散熱面積近似當(dāng)作，式中V為油箱體積(L)；

Δt為液壓體系的溫升(℃)，即液壓體系比周圍環(huán)境溫度的升高值；

j為散熱面積的次序號(hào)。

當(dāng)液壓體系作業(yè)一段時(shí)刻后，到達(dá)熱平衡狀況，則：

P＝P′

所以液壓體系的溫升為：

  (9-34)

核算所得的溫升Δt，加上環(huán)境溫度，不該超越油液的最高答應(yīng)溫度。

當(dāng)體系答應(yīng)的溫升斷定后，也能運(yùn)用上述公式來(lái)核算油箱的容量。

三、體系功率驗(yàn)算

液壓體系的功率是由液壓泵、履行元件和液壓回路功率來(lái)斷定的。

液壓回路功率ηc一般可用下式核算： (9-35)

式中：p1，q1；p2，q2；……為每個(gè)履行元件的作業(yè)壓力和流量；pB1，qB1；pB2，qB2為每個(gè)液壓泵的供油壓力和流量。

液壓體系總功率：η＝ηBηCηm (9-36)

式中：ηB為液壓泵總功率；ηm為履行元件總功率；ηC為回路功率。


五 制作正式作業(yè)圖和編寫(xiě)技術(shù)文件

通過(guò)對(duì)液壓體系功能的驗(yàn)算和必要的修改之后，便可制作正式作業(yè)圖，它包含制作液壓體系原理圖、體系管路裝配圖和各種非規(guī)范元件規(guī)劃圖。

正式液壓體系原理圖上要標(biāo)明各液壓元件的類型規(guī)范。關(guān)于主動(dòng)化程度較高的機(jī)床，還應(yīng)包

括運(yùn)動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖和電磁鐵、壓力繼電器的作業(yè)狀況。

管道裝配圖是正式施工圖，各種液壓部件和元件在機(jī)器中的方位、固定方法、尺度等應(yīng)表明清楚。

自行規(guī)劃的非規(guī)范件，應(yīng)繪出裝配圖和零件圖。

編寫(xiě)的技術(shù)文件包含規(guī)劃核算書(shū)，運(yùn)用保護(hù)說(shuō)明書(shū)，專用件、通用件、規(guī)范件、外購(gòu)件明細(xì)表，以及實(shí)驗(yàn)綱要等。




六 液壓體系規(guī)劃核算舉例

某廠汽缸加工主動(dòng)線上要求規(guī)劃一臺(tái)臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床，機(jī)床有主軸16根，鉆14個(gè)φ13.9mm的孔，2個(gè)φ8.5mm的孔，要求的作業(yè)循環(huán)是：快速挨近工件，然后以工

作速度鉆孔，加工結(jié)束后快速退回原始方位，最終主動(dòng)中止；工件資料：鑄鐵，硬度HB為240；假定運(yùn)動(dòng)部件重G＝9800N；快進(jìn)快退速度v1＝0.1m/s；動(dòng)力滑臺(tái)選用平導(dǎo)軌，靜、動(dòng)沖突因數(shù)μs=0.2，μd=0.1；往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加快、減速時(shí)刻為0.2s；快進(jìn)行程L1=100mm；工進(jìn)行程L2=50mm。試規(guī)劃核算其液壓體系。

一、作F—t與v—t圖

1.核算切削阻力鉆鑄鐵孔時(shí)，其軸向切削阻力可用以下公式核算：

Fc=25.5DS0.8硬度0.6 (N)

式中：D為鉆頭直徑(mm)；S為每轉(zhuǎn)進(jìn)給量(mm/r)。

挑選切削用量：鉆φ13.9mm孔時(shí)，主軸轉(zhuǎn)速n1＝360r/min，每轉(zhuǎn)進(jìn)給量S1=0.147mm/r；鉆8.5mm孔時(shí)，主軸轉(zhuǎn)速n2＝550r/min，每轉(zhuǎn)進(jìn)給量S2=0.096mm/r。則

Fc=14×25.5D1S0.81硬度0.6+2×25.5D2S0.82硬度0.6=14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.8×2400.6=30500(N)

2.核算沖突阻力

靜沖突阻力：Fs=fsG=0.2×9800=1960N

動(dòng)沖突阻力：Fd=fdG=0.1×9800=980N

3.核算慣性阻力
4.核算工進(jìn)速度

工進(jìn)速度可按加工φ13.9的切削用量核算，即：

v2=n1S1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s

5.依據(jù)以上剖析核算各工況負(fù)載如表9-7所示。

表9-7 液壓缸負(fù)載的核算

工 況
核算公式
液壓缸負(fù)載F/N
液壓缸驅(qū)動(dòng)力F0/N

啟 動(dòng)
F=faG
1960
2180

加 速
F=fdG+G/gΔv/Δt
1480
1650

快 進(jìn)
F=fdG
980
1090

工 進(jìn)
F=Fc+fdG
31480
35000

反向發(fā)動(dòng)
F=fsG
1960
2180

加 速
F=fdG+G/gΔv/Δ
1480
1650

快 退
F=fdG
980
1090

制 動(dòng)
F=fdG-G/gΔv/Δt
480
532


其間，取液壓缸機(jī)械功率ηcm=0.9。

6.核算快進(jìn)、工進(jìn)時(shí)刻和快退時(shí)刻

快進(jìn)： t1=L1/v1=100×10-3/0.1=1s

工進(jìn)： t2=L2/v2=50×10-3/0.88×10-3=56.6s

快退： t3=(L1+L2)/v1= (100+50)×10-3/0.1=1.5s

7.依據(jù)上述數(shù)據(jù)繪液壓缸F—t與v—t圖見(jiàn)圖9-5。




圖9-5 F—t與v—t圖

二、斷定液壓體系參數(shù)

1.初選液壓缸作業(yè)壓力
由工況剖析中可知，工進(jìn)階段的負(fù)載力最大，所以，液壓缸的作業(yè)壓力按此負(fù)載力核算，依據(jù)液壓缸與負(fù)載的聯(lián)系，選p1=40×105Pa。本機(jī)床為鉆孔組合機(jī)床，為避免鉆通時(shí)發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸回油腔應(yīng)有背壓，設(shè)背壓p2=6×105Pa，為使快進(jìn)快退速度持平，選用A1=2A2差動(dòng)油缸，假定快進(jìn)、快退的回油壓力丟失為Δp=7×105Pa。
2.核算液壓缸尺度由式(p1A1-p2A2)ηcm=F得：
液壓缸直徑：
取規(guī)范直徑：D＝110 mm

因?yàn)锳1=2A2，所以

則液壓缸有用面積：

A1=πD2/4=π×112/4=2375px2

A2=π/4 (D2-d2)=π/4 (112-82)=1175px2

3.核算液壓缸在作業(yè)循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率液壓缸作業(yè)循環(huán)各階段壓力、流量和功率核算表。

表9-8 液壓缸作業(yè)循環(huán)各階段壓力、流量和功率核算表

工況
核算公式
F0/n
P2/pa
P1/pa
Q/(10-3m3/s)
P/kw

快進(jìn)
發(fā)動(dòng)
P1=F0/A+p2
2180
P2=0
4.6*105
0.5



加快
Q=av1
1650
P2=7x105
10.5*105


快進(jìn)
P=10-3p1q
1090

9x105
0.5


工進(jìn)

p1=F0/a1+p2/2

q=A1V1

p=10-3p1q
3500
P2=6x105
40x105
0.83x105
0.033
快退
反向發(fā)動(dòng)
P1=F0/a1+2p2
2180
P2=0
4.6x105
加快

1650

17.5x105



快退
Q=A2V2
1090
P2=7*105
16.4x105
0.5
0.8

制動(dòng)
P=10-3p1q
532

15.2x105

圖9—6 液壓缸工況圖

4.制作液壓缸工況圖見(jiàn)圖9-6。

三、擬定液壓體系圖

1.挑選液壓回路

(1)調(diào)速方法；由工況圖知，該液壓體系功率小，作業(yè)負(fù)載改變小，可選用進(jìn)油路節(jié)省調(diào)速，為避免鉆通孔時(shí)的前沖現(xiàn)象，在回油路上加背壓閥。
(2)液壓泵方法的挑選；從q—t圖清楚的看出，體系作業(yè)循環(huán)首要由低壓大流量和高壓小流量?jī)蓚€(gè)階段組成，最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/0.83×10-2≈60，其相應(yīng)的時(shí)刻之比t2/t1=56。依據(jù)該狀況，選葉片泵較適合，在本計(jì)劃中，選用雙聯(lián)葉片泵。
(3)速度換接方法：因鉆孔工序?qū)Ψ轿痪燃白鳂I(yè)平穩(wěn)性要求不高，可選用行程調(diào)速閥或電磁換向閥。
(4)快速回路與工進(jìn)轉(zhuǎn)快退控制方法的挑選：為使快進(jìn)快退速度持平，選用差動(dòng)回路作快速回路。

2.組成體系在所選定根本回路的基礎(chǔ)上，再考慮其他一些有關(guān)要素組成圖9-7所示液壓體系圖。

四、挑選液壓元件

1.挑選液壓泵和電動(dòng)機(jī)

(1)斷定液壓泵的作業(yè)壓力。前面已斷定液壓缸的最大作業(yè)壓力為40×105Pa，選取進(jìn)油管路壓力丟失Δp=8×105Pa，其調(diào)整壓力一般比體系最大作業(yè)壓力大5×105Pa，所以泵的作業(yè)壓力pB＝(40＋8＋5)×105＝53×105Pa
這是高壓小流量泵的作業(yè)壓力。
由圖9-7可知液壓缸快退時(shí)的作業(yè)壓力比快進(jìn)時(shí)大，取其壓力丟失Δp′＝4×105Pa，則快退時(shí)泵的作業(yè)壓力為：
pB=(16.4＋4)×105＝20.4×105Pa
這是低壓大流量泵的作業(yè)壓力。

(2)液壓泵的流量。由圖9-7可知，快進(jìn)時(shí)的流量最大，其值為30L/min，最小流量在工進(jìn)時(shí)，其值為0.51L/min，依據(jù)式9-20，取K＝1.2，
則： qB＝1.2×0.5×10-3=36L/min因?yàn)橐缌鏖y安穩(wěn)作業(yè)時(shí)的最小溢流量為3L/min，故小泵流量取3.6L/min。
依據(jù)以上核算，選用YYB-AA36/6B型雙聯(lián)葉片泵。

(3)挑選電動(dòng)機(jī)：
由P-t圖可知，最大功率出現(xiàn)在快退工況，其數(shù)值如下式核算：
式中：ηB為泵的總功率，取0.7；q1＝36L/min＝0.6×10-3m3/s，為大泵流量；q2＝6L/min＝0.1×10-3m3/s，為小泵流量。
依據(jù)以上核算成果，查電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品目錄，選與上述功率和泵的轉(zhuǎn)速相適應(yīng)的電動(dòng)機(jī)。

2.選其他元件 依據(jù)體系的作業(yè)壓力和通過(guò)閥的實(shí)踐流量挑選元、輔件，其類型和參數(shù)如表9-9所示。
表9-9 所選液壓元件的類型、規(guī)范
3.斷定管道尺度
依據(jù)作業(yè)壓力和流量，按式(9-27)、式(9-28)斷定管道內(nèi)徑和壁厚。(從略)
4.斷定油箱容量油箱容量可按經(jīng)歷公式預(yù)算，取V＝(5～7)q。
本例中：V＝6q＝6(6＋36)＝252L有關(guān)體系的功能驗(yàn)算從略。