液压元件的选择与专用件设计

液压元件的选择与专用件设计液压元件的选择与专用件设计 4.1 液压泵的选择 1）确定液压泵的最大工作压力pppp≥p1+Σp△ （21） 式中 p1——液压缸或液压马达最大工作压力； Σp△ ——从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失 Σp△的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行， 初算时可按经验数据选取： 管路简单、 流速不大的，取 Σp=△（0.2～0.5）MPa；管路复杂，进口有调阀的，取 Σp=△（0.5～1.5）MPa 2）确定液压泵的流量QP 多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为 QP≥K（ΣQmax） （22） 式中 K——系统泄漏系数，一般取 K=1.1～1.3； ΣQmax——同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（Q-t）图上查得对于在工作过程中用节流调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量，一般取 0.5×10-4m3/s 系统使用蓄能器作辅助动力源时 式中 K——系统泄漏系数，一般取 K=1.2； Tt——液压设备工作周期（s） ； Vi——每一个液压缸或液压马达在工作周期中的总耗油量（m3） ； z——液压缸或液压马达的个数。

3）选择液压泵的规格 根据以上求得的pp和Qp值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或本手册中选择相应的液压泵 为使液压泵有一定的压力储备， 所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大 25%～60% 4）确定液压泵的驱动功率 在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即（p-t） 、（Q-t）图变化较平缓，则 式中 pp——液压泵的最大工作压力（Pa） ； QP——液压泵的流量（m3/s） ； ηP——液压泵的总效率，参考表 9 选择 表 9 液压泵的总效率 液压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵 总效率 0.6～0.7 0.65～0.80 0.60～0.75 0.80～0.85 限压式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算一般情况下，可取pP=0.8pPmax，QP=Qn，则 式中 ——液压泵的最大工作压力（Pa） ； ——液压泵的额定流量（m3/s） 在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即（Q-t） ， （p-t）曲线起伏变化较大，则须分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率 式中 t1、t2、…tn——一个循环中每一动作阶段内所需的时间（s） ； P1、P2、…Pn——一个循环中每一动作阶段内所需的功率（W） 。

按平均功率选出电动机功率后， 还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内电动机允许的短时间超载量一般为 25% 4.2 液压阀的选择 1）阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件溢流阀按液压泵的最大流量选取； 选择节流阀和调速阀时， 要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求 控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有 20%以内的短时间过流量 2）阀的型式，按安装和操作方式选择 4.3 蓄能器的选择 根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数 1）液压执行元件短时间快速运动，由蓄能器来补充供油，其有效工作容积为 式中 A——液压缸有效作用面积（m2） ； l——液压缸行程（m） ； K——油液损失系数，一般取 K=1.2； QP——液压泵流量（m3/s） ； t——动作时间（s） 2）作应急能源，其有效工作容积为： 式中 ——要求应急动作液压缸总的工作容积（m3） 有效工作容积算出后，根据第 8 章中有关蓄能器的相应计算公式，求出蓄能器的容积，再根据其他性能要求，即可确定所需蓄能器 4.4 管道尺寸的确定 （1）管道内径计算 式中 Q——通过管道内的流量（m3/s） ； υ——管内允许流速（m/s） ，见表 10。

计算出内径 d 后，按标准系列选取相应的管子 （2）管道壁厚 δ 的计算 表 10 允许流速推荐值 管道 推荐流速/（m/s） 液压泵吸油管道 0.5～1.5，一般常取 1 以下 液压系统压油管道 3～6，压力高，管道短，粘度小取大值 液压系统回油管道 1.5～2.6 式中 p——管道内最高工作压力（Pa） ； d——管道内径（m） ； [σ]——管道材料的许用应力（Pa） ，[σ]= ； σb——管道材料的抗拉强度（Pa） ； n——安全系数， 对钢管来说， p＜7MPa 时， 取 n=8； p＜17.5MPa 时， 取 n=6； p＞17.5MPa时，取 n=4 4.5 油箱容量的确定 初始设计时，先按经验公式（31）确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核 油箱容量的经验公式为 V=αQV （31） 式中 QV——液压泵每分钟排出压力油的容积（m3） ； α——经验系数，见表 11 表 11 经验系数 α 系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压机械 冶金机械 α 1～2 2～4 5～7 6～12 10 在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。

液压系统性能验算液压系统性能验算 液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的， 当各回路形式、 液压元件及联接管路等完全确定后， 针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析 对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、 容积损失及系统效率， 压力冲击和发热温升等根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施 5.1 液压系统压力损失 压力损失包括管路的沿程损失p△1， 管路的局部压力损失p△2和阀类元件的局部损失p△3， 总的压力损失为 p=p△△1+p△2+p△3 （32） （33） （34） 式中 l——管道的长度（m） ； d——管道内径（m） ； υ——液流平均速度（m/s） ； ρ——液压油密度（kg/m3） ； λ——沿程阻力系数； ζ——局部阻力系数 λ、ζ 的具体值可参考第 2 章有关内容 式中 Qn——阀的额定流量（m3/s） ； Q——通过阀的实际流量（m3/s） ； p△n——阀的额定压力损失（Pa） （可从产品样本中查到） 对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的p△ 比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。

系统的调整压力 pT≥p1+p△ （36） 式中 pT——液压泵的工作压力或支路的调整压力 5.2 液压系统的发热温升计算 5.2.1 计算液压系统的发热功率 液压系统工作时， 除执行元件驱动外载荷输出有效功率外， 其余功率损失全部转化为热量，使油温升高液压系统的功率损失主要有以下几种形式： （1）液压泵的功率损失 式中 Tt——工作循环周期（s） ； z——投入工作液压泵的台数； Pri——液压泵的输入功率（W） ； ηPi——各台液压泵的总效率； ti——第i台泵工作时间（s） （2）液压执行元件的功率损失 式中 M——液压执行元件的数量； Prj——液压执行元件的输入功率（W） ； ηj——液压执行元件的效率； tj——第j个执行元件工作时间（s） （3）溢流阀的功率损失 （39） 式中 py——溢流阀的调整压力（Pa） ； Qy——经溢流阀流回油箱的流量（m3/s） （4）油液流经阀或管路的功率损失 Ph4=pQ△ （40） 式中 p△ ——通过阀或管路的压力损失（Pa） ； Q——通过阀或管路的流量（m3/s） 。

由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率 Phr=Ph1+ Ph2+ Ph3+Ph4 （41） 式（41）适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率 Phr=Pr-Pc （42） 式中Pr是液压系统的总输入功率，PC是输出的有效功率 其中 Tt——工作周期（s） ； z、n、m——分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量； pi、Qi、ηPi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率； ti——第i台泵工作时间（s） ； TWj、ωj、tj——液压马达的外载转矩、转速、工作时间（N·m、rad/s、s） ； FWi、si——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N·m） 5.2.2 计算液压系统的散热功率 液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且用式（41）计算发热功率时，也应考虑管路表面散热 Phc=（K1A1+K2A2）T△ （45） 式中 K1——油箱散热系数，见表 12； K2——管路散热系数，见表 13； A1、A2——分别为油箱、管道的散热面积（m2） ； T△ ——油温与环境温度之差（℃） 。

表 12 油箱散热系数K1 （W/（m2·℃） ） 冷却条件 K1通风条件很差 8～9 通风条件良好 15～17 用风扇冷却 23 循环水强制冷却 110～170 表 13 管道散热系数K2 （W/（m2·℃） ） 管道外径/m 风速/m·s-1 0.01 0.05 0.1 0 8 6 5 1 25 14 10 5 69 40 23 若系统达到热平衡，则Phr=Phc，油温不再升高，此时，最大温差 环境温度为T0， 则油温T=T0+T△ 如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温 （各种机械允许油温见表 14） ，就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器冷却器的散热面积 表 14 各种机械允许油温（℃） 液压设备类型 正常工作温度 最高允许温度 数控机床 30～50 55～70 一般机床 30～55 55～70 机车车辆 40～60 70～80 船舶 30～60 80～90 冶金机械、液压机 40～70 60～90 工程机械、矿山机械 50～80 70～90 式中 K——冷却器的散热系数，见本篇第 8 章液压辅助元件有关散热器的散热系数； t△m——平均温升（℃） ， T1、T2——液压油入口和出口温度； t1、t2——冷却水或风的入口和出口温度。

5.2.3 根据散热要求计算油箱容量 式（46）是在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量 由式（46）可得油箱的散热面积为 如不考虑管路的散热，式（48）可简化为 油箱主要设计参数如图 3 所示一般油面的高度为油箱高 h 的 0.8 倍，与油直接接触的表面算全散热面， 与油不直接接触的表面算半散热面， 图示油箱的有效容积和散热面积分别为 图 3 油箱结构尺寸 V=0.8αbh （50） A1=1.6h（α+b）+1.5αb （51） 若A1求出，再根据结构要求确定α、b、h的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸 如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施 5.3 计算液压系统冲击压力 压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的 例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式： 1）当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。

直接冲击（即 t＜τ）时，管道内压力增大值 （52） 间接冲击（即 t＞τ）时，管道内压力增大值 。