第一篇：液壓系統設計問題

畢業兩年有余，此間設計過一些系統，碰到過很多問題，總結出一些東西，由于小弟經驗有限，見識尚淺，所以可能有不少錯誤，以下總結僅為各位看法，供大家討論，不對的地方還望各位大俠指教，謝謝!

1、流速：吸油管路為0.5-1m/s，壓油管路為6-8 m/s，回油管路為2-3 m/s，先導管路為1.2 m/s。

2、任何時候吸油管和泄油管都要在液面以下至少2.5倍的直徑，但不得小于100mm。吸油、回油泄油管之間的間距最少不得小于250mm。

3、壓力表選用：壓力較平穩時，最大壓力值不超過測量上限的2/3；壓力波動時，其壓力值不應超過測量上限的1/2，最低壓力不能低于測量上限的1／3

11、溢流閥A和B的規格和調定值均相同，并且所在回路的兩個泵并聯供油時，有時溢流閥發出很強的噪聲，產生共振。

12、所屬不同泵的兩個溢流閥的回油管最好分別接回油箱，如果回路管接在一起，當兩個泵同時工作時，有時會產生很大的噪聲。

14、對于先導式溢流閥而言，壓力表一般接在溢流閥的進油口，而不是遙控口。

15、使用同步閥時，實際流量要盡量與額定流量相同。實際流量偏小時，誤差會增大。

21、負載漂移：負載的速度隨著負載力的變化而改變。

22、液壓系統的動態響應性主要是指當負載發生變化時，流量能否快速的跟隨著發生變化。

24、外嚙合齒輪泵：采用斜圓弧齒，噪音低，流量脈動小。

25、渦流離心過濾器：濾頭設計使得更換濾芯容易；濾芯受力均勻，工作時無振動；液流進入后發生渦流，使顆粒沉淀到底部，從而直接排除。

30、安裝液壓缸應牢固可靠,為防止熱膨脹影響,當行程大和溫度高時,缸的一端必須保持浮動。

31、使用預壓縮容積法減少流量和壓力波動。

33、密封理論認為：在一個動態柔性密封及其配合面之間存在一層完整的潤滑膜。在正常狀態下，正是借助這層潤滑膜來達到密封目的并延長密封件壽命。

34、油封(旋轉動密封)的密封機理由潤滑特性和密封原理兩部分組成。潤滑特性：油封的摩擦特性受流體的粘度與滑動速度支配，油封與軸的相對滑動表面在油膜分離的潤滑狀態下運動，因此保持摩擦阻力小，磨損小。密封原理：油封滑動接觸面上油的流動是從大氣側流向油側又從油側流向大氣側的循環。滑動面的潤滑良好，可防止磨損的進行，由此沒有泄漏。當系統運動速度過高時，影響連續的潤滑膜的形成，導致摩擦熱增加，超出密封材料的耐溫范圍則造成密封件的損壞。壓力過大時，除影響油膜形成，還會對橡塑密封件產生“擠隙”作用，一般可采用加“擋圈”來改善。

45、行走液壓的所有元件和管道系統都不可避免地要經常承受行駛中的顛簸和沖擊載荷 因此一般不采用疊加閥那樣的安裝形式，行走機械中常用的多片組合式多路滑閥的夾緊螺栓要比工業液壓中疊加閥的粗得多，工業液壓裝用的一些型式的冷卻器也經不住行駛時加速度的慣性力負荷。

46、行走機械的載荷不確定性較強 主要體現為系統壓力波動劇烈，因此選用元件時應有較大的瞬間耐壓強度儲備；工業固定設備的載荷及相關的液壓系統的壓力則較有規律，功率型

元件的平均負荷率通常定得較飽滿，需要更多地關注在連續帶載運行情況下的壽命和可靠性問題。50、液壓件用螺釘與螺栓一般用8.8、10.9、12.9級，32MPa以上用12.9級，材料用35CrMo、30CrMnSi或Q420合金結構鋼，螺母材料一般比螺栓的軟些。

52、軸向柱塞泵的發展趨勢是：高壓化、高速化、大流量化。要實現這些目標的關鍵問題之一是要合理設計軸向柱塞泵中的各種類型的摩擦副，使之形成適當的油膜，以提高柱塞泵的工作效率和壽命。

53、液體粘性傳動（HVD）是一種利用摩擦副之間的油膜剪切來傳遞動力的新型傳動形式，在大功率風機、水泵調速節能方面有著廣泛的應用前景。

54、氣穴是液壓系統中常見的一種有害現象，經常發生在閥口附近。不僅破壞了流體的連續性、降低了介質的物理特性，而且引起振動和噪聲。同時系統效率降低，動態特性惡化。

58、過濾器初始壓降不得大于旁通閥壓力的1/3。

59、齒輪泵，轉速增加到1000rpm后，壓力脈動將會有很大改善。60、擺線馬達的噪音很小，但是其效率比較低。62、泵與馬達效率：

容積效率：泄露、液體壓縮

機械效率：摩擦、噪音、壓力損失

63、控制器電流輸入的抗干擾能力好（相比電壓輸入）67、油缸內泄小于0.05ml/min。油缸運行速度小于400mm/s 68、閥塊材料：高壓采用45鋼或者35鋼鍛打后直接機加工或者機加工后調制處理HB200-240。低壓可以采用20或者Q235（焊接性能好）。

69、薩澳推薦經驗：V補=V系*0.1（V補為補油泵排量，V系為系統中泵與馬達的排量綜合）但是該經驗公式不適用于以下場合（高沖擊負載、長管路工況3-5m以上，低速大扭矩工況），系統的沖洗流量Q沖洗=（20%-40%）*Q系統。

70、薩澳馬達（90、H1、51系列）用于開始回路時，回油口必須至少有7bar的背壓。72、負載敏感泵Ls管路選取原則：ls管路容積至少為泵出口到ls信號采集點之間管路容積的10%或更多，以提提高泵的響應速度。

73、負載敏感泵ls壓力設定規則：增加ls壓力可以提高泵的響應速度但是待機能耗增加，一半ls壓力為16-20bar，可根據負載敏感閥標定流量時的壓差來調定泵上的ls壓力值。74、設備液壓油第一次換油時間：工作500h。以后沒1200-1500h換油。78、比例方向閥閥芯V型槽口： 加速和減速控制性好；C型槽口流量大。

79、比例閥一般為正遮蓋，中位死區為5%—20%，伺服閥為零遮蓋。比例閥的滯環為3%—7%，帶位置反饋的為0.3%-1%，伺服閥滯環為0.1%-0.5%。80、電磁閥電磁鐵多為吸力。

第二篇：液壓系統管路設計注意事項

液壓系統管路設計注意事項

一．液壓系統普遍存在的問題 1． 可靠性問題（壽命和穩定性）

（1）國產元件質量差，不穩定；（2）設計水平低，系統不完善。2． 振動與噪音

（1）系統中存在氣體，沒有排凈。（2）吸油管密封不好，吸進空氣。（3）系統壓力高。（4）管子管卡固定不合理。

（5）選用液壓元件規格不合理，如小流量選用大通徑的閥，產生低頻振蕩；系統壓力在某一段產生共振。3． 效率問題

液壓系統的效率一般較低，只有80％左右或更低。系統效率低的原因主要由于發熱、漏油、回油背壓大造成。4． 發熱問題

系統發熱的原因主要由于節流調速、溢流閥溢流、系統中存在氣體、回油背壓大引起。5． 漏油問題

（1）元件質量（包括液壓件、密封件、管接頭）不好，漏油。（2）密封件形式是否合理，如單向密封、雙向密封。（3）管路的制作是否合理，管子憋勁。（4）不正常振動引起管接頭松動。

（5）液壓元件連接螺釘的剛度不夠，如國內疊加閥漏油。（6）油路塊、管接頭加工精度不夠，如密封槽尺寸不正確，光潔度、形位公差要求不合理，漏油。6． 維修問題 維修難，主要原因：

（1）設計考慮不周到，維修空間小，維修不便。（2）要求維修工人技術水平高。

液壓系統技術含量較高，要求工人技術水平高，出現故障，需要判斷準確，不僅減少工作量，而且節約維修成本，因為液壓系統充滿了液壓油，拆卸一次，必定要流出一些油，而這些油是不允許再加入系統中使用。另外，拆卸過程有可能將臟東西帶入系統，埋下事故隱患。因此要求工人提高技術水平，判斷正確非常必要。7． 液壓系統的價格問題

液壓系統相對機械產品，元件制造精度高，因此成本高。二． 如何保證液壓系統正常使用

液壓系統正常工作，需要滿足以下條件： 1． 系統干凈

系統出現故障，70％都是由于系統中有臟東西如鐵屑、焊渣、鐵銹、漆皮等引起。例如，這類污染物，如果堵住溢流閥中的小孔（0.2mm）就建立不了壓力；如果卡在方向閥閥芯，就導致不能換向，功能不對；如果堵住柱塞泵滑靴的小孔，就產生干摩擦，損壞泵。另外，特別強調一點，如果水進入液壓油中，導致液壓油乳化，最容易引起堵住柱塞泵滑靴的小孔，就產生干摩擦，損壞泵。如何保證系統干凈，應注意：

（2）選用性能好的過濾器，系統應設有多級精度過濾，不是精度越高越好，應該有粗有細，根據元件對過濾精度的要求選擇。

（3）裝配時，每一件零件都要打毛刺，清洗干凈；焊接管路，接頭焊縫都要用銑刀銑去內孔焊渣、焊瘤。管子要進行酸洗處理。

（4）管子不要大拆大卸；拆下的液壓件和管路要保證清潔。（5）臨時增加管子的處理，首先酸洗，然后用大空壓機吹，加上汽油，吹到發白為止。（6）加油要進行過濾。

（7）運輸過程中，注意密封，保證液壓元件、管件不被污染。2． 無氣

系統中有氣體，性能不穩定，壓力波動大，引起發熱。特別是吸油管密封不好，又發現不了，沒有油漏出，但氣體卻被吸入。吸油管的密封要特別注意。

如何保證系統沒有氣體，應考慮：

（1）系統應有放氣閥，每次調試前都要排氣，包括維修后開車。（2）吸油管路密封可靠，加避震管防止接頭憋勁。3． 油溫合理

油溫過高，引起油的粘度變小或變質。粘度變小，影響系統性能，內泄增加；變質，則可能損壞液壓元件。4．不漏油

三． 液壓系統設計中應注意的問題

如何解決液壓系統存在的各種問題，安全可靠，延長使用壽命。首先設計要合理。

? 可靠性問題

提高液壓系統的可靠性，建議采用以下幾種方法： 1． 選用性能優良、制造水平高的液壓元件。2． 降低指標使用。

如選用額定壓力為32MPA的液壓元件，其經常使用的壓力為21－25MPA之間；如泵馬達的轉速為3250rpm，使用到1000－1500 rpm，這樣就可以提高安全系數，提高元件使用壽命。

3． 盡量選用一家生產的液壓元件，以利提高質量及解決備件問題。

4． 非標元件盡量使用由專業液壓廠生產的元件、元素，以保證質量，降低成本，提高標準化水平和解決備件供應問題。5． 完善保護措施，提高安全可靠性。（3）采用雙泵系統。（4）增加需要現場工人調整的安全閥。（5）加強過濾，保證系統清潔。（6）增加油溫指示和報警。（7）增強系統的密封性能。（8）增加失壓報警和油位報警。

? 振動與噪音問題

振動厲害，噪音大，是液壓系統普遍存在的問題之一。減少振動，降低噪音，具有重要的意義。選用低噪音的泵和其他液壓件，目前很困難。在設計上需要考慮的是： 1． 降低泵的轉速。2． 降低使用壓力。

3． 合理選擇液壓元件和參數，不要產生吸空現象。

4． 把泵站閥架分開，并加減震墊，各部分之間均有軟管連接。

? 發熱問題的解決 1． 采用容積式調速系統

2． 閉式系統中，加強系統換熱，確定在特定的情況下，最佳的補油量，換油量，補油壓力和換油壓力；對泵和馬達要爭取在缸體外換熱。

3． 加強冷卻，選用性能好的冷卻器。

4． 減少回油背壓，減少系統壓力損失，管路的流速要合理，匹配合適的通徑；管子轉彎避免急彎，小通徑可直接彎管制成，大直徑選用流線形的彎頭。5． 要有泄漏油口，直接接回油箱。舉一個例子，恒壓變量泵的泄漏油口接回油箱，中間裝了截至閥，使用中，截至閥的手柄位置不對，工人以為已經打開，實際上卻是處于關閉狀態。結果，變量泵的輸出軸的油封被擠壞，漏油，泵發熱。? 漏油問題的解決

漏是絕對的，不漏是相對的。

1．選用優良的液壓元件和連接方式，盡量集成，采用板式、疊加或插裝元件，減少管接頭。

2． 選用性能好的密封件，機械性能等級高的連接螺釘。3． 保證油路塊、管接頭、法蘭等加工件制造精度，尺寸正確，粗糙度要求合理，形位公差達到要求。

4． 硬管子與接頭不別勁，橫平豎直，不直，要對直，中間有登臺彎過渡；一根管子最少有一個彎，避免兩頭接頭互相牽扯。5． 軟管要平滑過渡，運動時不能產生多次彎折，運動到最大行程時，保證仍有一段直段；同時軟管長度要合理，過長成本高。

6． 加強管路的固定，不但要有合理數量的管卡，還要考慮保證固定管卡的基礎，也要有剛度，避免振動引起接頭松動，產生漏油。? 維修問題

設計中，在滿足功能的前提下，盡量簡化系統，優化設計，模塊化設計，減少故障點。不要多一個功能，就加一個元件；要綜合考慮，簡化控制系統，達到一個元件擔任多種角色。同時，結構設計中，合理布置元件、管接頭，便于安裝、操作。對于管路講，閥架上的A、B口接頭錯開布置，就便于安裝維修。

? 價格問題

主機廠，自制液壓元件價格高。不同液壓件廠價格差別大，老廠生產的標準液壓件，價格低；引進技術生產的液壓元件，價格貴。進口液壓件，價格是國產件的幾倍，世界名牌廠家產品更貴。

1． 性價比是選擇液壓件的標準。

2． 進口件，工作可靠，能提高主機品牌，有品牌效應。3． 盡量選用標準液壓件，減少自制件。

4． 要注意選用大路貨，生產量大，銷路多的液壓件。5． 自制元件時，也要選擇液壓件廠生產的基本元件進行改裝，成本比自己制造低，還能保證質量。

6． 要向信譽好、質量可靠、價格優惠的廠家訂貨。

7． 在液壓元件的選取中，不單純追求技術指標高的液壓元件，要根據實際情況使用要求，性價比等做綜合考慮，選取滿足要求，價格合理的液壓元件。四． 液壓管路設計注意事項

（一）鋼管

1． 根據系統技術參數（工作壓力、工作流量）選定管子的材料、壁厚、通徑。見機械設計手冊第四卷P17-615~616頁。2． 選擇接頭形式。見機械設計手冊第四卷P17-617~618頁。3． 管子走向美觀、順暢，不干涉，對于設備上的管子，盡量沿著設備布置，與設備構成一體。4． 管子要橫平豎直，這是管子的基準。

5． 不允許管子與管子直接焊接，每根管子兩端要有管接頭，以便清理焊渣、酸洗槽酸洗，運輸。

6． 兩個接口之間的管子，不要設計成直的，容易漏油。7． 管子與接頭要垂直，如果不直，要對直，中間有登臺彎過渡。否則，容易漏油。

8． 管子轉彎盡量避免急彎，小通徑管子可直接彎管制成，大直徑管子選用流線形的彎頭。9． 管子變徑處，要有過渡接頭。10． 管子與接頭焊接處，要開坡口。

11． 焊接要求采用氬弧焊，至少用氬弧焊打底。

（二）軟管

1． 軟管一般應用在設備有振動和兩個接口有相對運動的場合。要求見機械設計手冊第四卷P17-772~774頁。2． 應盡量避免軟管的扭轉。3． 避免外部損傷。

4． 減少彎曲應力。在總的運動范圍內不超過允許的最小半徑，同時，不承受拉應力。彎曲半徑9－10倍軟管外徑。5． 安裝輔件，加以導向和保護。

（三）管夾

1． 管路要有管夾固定，間隔距離按設計手冊規定。見機械設計手冊第四卷P17-774頁。2． 管接頭附近應有管夾。

3． 管夾不宜布置在彎管半徑內，應布置在彎管兩端處。否則，管子沒有變形空間。

4． 設計雙層管路，走管溝時，使用雙層管夾；如果選不到合適的雙層管夾，使用單層管夾，支架不能固定在溝壁兩側，只能使用懸臂式，否則，鋼管維修時，不易拆卸。或者，直接固定在溝壁。

5． 固定管夾基礎一定要剛性好，否則，容易產生振動，嚴重時，甚至損壞管件。舉一個例子，液壓防爆絞車，工作壓力達到31.5Mpa，由于，固定管夾的支架直接固定在地面，側面懸空，系統震動導致接管開裂。

第三篇：液壓系統優化設計論文

1液壓泵站的液壓原理

新的系統選用2臺37kW電機分別驅動一臺A10VSO100的恒壓變量泵作為動力源，系統采用一用一備的工作方式。恒壓變量泵變量壓力設為16MPa，在未達到泵上調壓閥設定壓力之前，變量泵斜盤處于最大偏角，泵排量最大且排量恒定，在達到調壓閥設定壓力之后，控制油進入變量液壓缸推動斜盤減小泵排量，實現流量在0～Qmax之間隨意變化，從而保證系統在沒有溢流損失的情況下正常工作，大大減輕系統發熱，節省能源消耗。在泵出口接一個先導式溢流閥作為系統安全閥限定安全壓力，為保證泵在調壓閥設定壓力穩定可靠工作，將系統安全閥調定壓力17MPa。每臺泵的供油側各安裝一個單向閥，以避免備用泵被系統壓力“推動”。為保證比例閥工作的可靠性，每臺泵的出口都設置了一臺高壓過濾器，用于對工作油液的過濾。為適當減小裝機容量，結合現場工作頻率進行蓄能器工作狀態模擬，最終采用四臺32L的蓄能器7作為輔助動力源，當低速運動時載荷需要的流量小于液壓泵流量，液壓泵多余的流量儲入蓄能器，當載荷要求流量大于液壓泵流量時，液體從蓄能器放出，以補液壓泵流量。經計算，系統最低壓力為14．2MPa，實際使用過程中監控系統最低壓力為14．5MPa，完全滿足使用要求。頂升機液壓系統在泵站閥塊上，由于系統工作壓力低于系統壓力，故設計了減壓閥以調定頂升機系統工作壓力，該系統方向控制回路采用三位四通電磁換向閥，以實現液壓缸的運動方向控制，當液壓缸停止運動時，依靠雙液控單向閥錐面密封的反向密封性，能鎖緊運動部件，防止自行下滑，在回油回路上設置雙單向節流閥，雙方向均可實現回油節流以實現速度的設定，為便于在故障狀態下能單獨檢修頂升機液壓系統，系統在進油回路上設置了高壓球閥9，在回油回路上設置了單向閥14。該液壓站采用了單獨的油液循環、過濾、冷卻系統設計，此外還設置有油壓過載報警、濾芯堵塞報警、油位報警、油溫報警等。

2機械手機體閥臺的液壓原理

對于每臺機械手都單獨配置一套機體閥臺，機體閥臺采用集成閥塊設計，通過整合優化液壓控制系統，將各相關液壓元件采用集約布置方式，使全部液壓元件集中安裝在集成閥塊上，元件間的連接通過閥塊內部油道溝通，從而最大限度地減少外部連接，基本消除外泄漏。機體閥臺的四個出入油口(P－壓力油口，P2－補油油口，T－回油油口，L－泄漏油口)分別與液壓泵站的對應油口相連接。壓力油由P口進入機體閥臺后，經高壓球閥1及單向閥2．1后，一路經單向閥4給蓄能器6供油以作為系統緊急狀態供油，一路經插裝閥3給系統正常工作供油。為保證每個回路產生的瞬間高壓不影響別的工作回路，在每個回路的進出口都設置了單向閥，對于夾鉗工作回路因設置了減壓閥16進行減壓后供油，無需設置單向閥。對于小車行走系統，由比例閥12．1控制液壓馬達21的運動方向，液壓馬達設置了旋轉編碼器，對于馬達行走采用閉環控制，以實現平穩起制動以及小車的精準定位。為避免制動時換向閥切換到中位，液壓馬達靠慣性繼續旋轉產生的液壓沖擊，設置了雙向溢流閥11分別用來限制液壓馬達反轉和正轉時產生的最大沖擊壓力，以起到制動緩沖作用，考慮到液壓馬達制動過程中的泄漏，為避免馬達在換向制動過程中產生吸油腔吸空現象，用單向閥9．1和9．2從補油管路P2向該回路補油，為實現單臺機械手的故障檢修，在補油管路P2上設置了高壓球閥8，為實現檢修時，可以將小車手動推動到任意檢修位置，系統設置了高壓球閥5．2。對于雙垂直液壓缸回路，由比例閥12．2控制液壓缸22的運動方向，液壓缸安裝了位移傳感器，對于液壓缸位置采用閉環控制，實現液壓缸行程的精準定位，液壓缸驅動四連桿機構來完成夾鉗系統的垂直方向運動;為防止液壓缸停止運動時自行下滑，回路設置了雙液控單向閥13．1，其為錐面密封結構，閉鎖性能好，能夠保證活塞較長時間停止在某位置處不動;為防止垂直液壓缸22因夾鉗系統及工件自重而自由下落，在有桿腔回路上設置了單向順序閥14，使液壓缸22下部始終保持一定的背壓力，用來平衡執行機構重力負載對液壓執行元件的作用力，使之不會因自重作用而自行下滑，實現液壓系統動作的平穩、可靠控制;為防止夾鉗夾持超過設計重量的車輪，在有桿腔設置了溢流閥15．1作為安全閥對于夾鉗液壓缸回路，工作壓力經減壓閥16調定工作壓力后由比例閥17控制帶位置監測的液壓缸23的運動，來驅動連桿機構完成夾鉗的夾持動作，回路設置了雙液控單向閥13．2，來保證活塞較長時間停止固定位置，考慮到夾鉗開啟壓力原小于關閉壓力(液壓缸向無桿腔方向運動夾鉗關閉)，在液壓缸無桿腔回路上設置了溢流閥15．3，調定無桿腔工作壓力，當比例換向閥17右位工作時，壓力油經液控單向閥13．2后，一路向有桿腔供油，一路經電磁球閥18向蓄能器19供油，當夾鉗夾住車輪，有桿腔建立壓力達到壓力繼電器20設定值后，比例換向閥17回中位，蓄能器19壓力油與有桿腔始終連通，確保夾持動作有效，當比例換向閥17左位工作時，蓄能器19壓力油經電磁球閥18與有桿腔回油共同經過比例換向閥17回回油口。緊急情況下，電磁換向閥7得電(與系統控制電源采用不同路電源)，將蓄能器6儲存的壓力油，一路經單向閥9．11供給夾鉗液壓缸23，使夾鉗打開，同時有桿腔回油經電磁球閥18，單向閥9．9回回油T口;一路壓力油經節流閥10，單向閥9．3使液壓馬達21帶動小車向爐外方向運動，液壓馬達回油經比例換向閥12．1，單向閥9．5回回油T口。以確保設備能放下待取車輪，退出加熱爐內部，保護設備安全。

3結論

全液壓裝出料系統經優化設計，系統的裝機容量由100kW下降到37kW，大大降低能源消耗，適應了當今綠色發展的要求。由于系統采用備用泵設計，確保了系統的長期穩定運行;蓄能器的大量使用，保證了系統的流量和壓力滿足生產實際的要求;集成閥塊的設計方式，減少了系統下泄漏的幾率，降低了油液消耗，保護了環境;緊急回路的設計，可以有效保護設備的使用安全。該技術成果具有向同類加熱爐裝出料機構推廣應用經濟價值。

第四篇：液壓傳動課程壓力機液壓系統設計

液壓傳動

設計說明書

設計題目

壓力機液壓系統設計

機電工程學院

班

設

計

者

2010

年

X

月

X

日

液壓傳動任務書

1.液壓系統用途（包括工作環境和工作條件）及主要參數：

單缸壓力機液壓系統，工作循環：低壓下行→高壓下行→保壓→低壓回程→上限停止。自動化程度為半自動，液壓缸垂直安裝。

最大壓制力：20×106N；最大回程力：4×104N；低壓下行速度：25mm/s；高壓下行速度：1mm/s；低壓回程速度：25mm/s；工作行程：300mm；液壓缸機械效率0.9。

2.執行元件類型：液壓缸

3.液壓系統名稱：壓力機液壓系統。

設

計

內

容

1.擬訂液壓系統原理圖；

2.選擇系統所選用的液壓元件及輔件；

3.設計液壓缸；

4.驗算液壓系統性能；

5.編寫上述1、2、3和4的計算說明書。

壓力機液壓系統設計

壓力機的功能

圖1.1

液壓機外形圖

1－充液筒；2－上橫梁；3－上液壓缸；4－上滑塊；5－立柱；6－下滑塊；7－下液壓缸；8－電氣操縱箱；9－動力機構

液壓機是一種利用液體靜壓力來加工金屬、塑料、橡膠、木材、粉末等制品的機械。它常用于壓制工藝和壓制成形工藝，如：鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲、翻邊、薄板拉深、粉末冶金、壓裝等等。

液壓機有多種型號規格，其壓制力從幾十噸到上萬噸。用乳化液作介質的液壓機，被稱作水壓機，產生的壓制力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用石油型液壓油做介質的液壓機被稱作油壓機，產生的壓制力較水壓機小，在許多工業部門得到廣泛應用。

液壓機多為立式，其中以四柱式液壓機的結構布局最為典型，應用也最廣泛。圖1.1所示為液壓機外形圖，它主要由充液筒、上橫梁2、上液壓缸3、上滑塊4、立柱5、下滑塊6、下液壓缸7等零部件組成。這種液壓機有4個立柱，在4個立柱之間安置上、下兩個液壓缸3和7。上液壓缸驅動上滑塊4，下液壓缸驅動下滑塊6。為了滿足大多數壓制工藝的要求，上滑塊應能實現快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→原位停止的自動工作循環。下滑塊應能實現向上頂出→停留→向下退回→原位停止的工作循環。上下滑塊的運動依次進行，不能同時動作。

壓力機液壓系統設計要求

設計一臺壓制柴油機曲軸軸瓦的液壓機的液壓系統。

軸瓦毛坯為：長×寬×厚

=

365

mm×92

mm×7.5

mm的鋼板，材料為08Al，并涂有軸承合金；壓制成內徑為Φ220

mm的半圓形軸瓦。

液壓機壓頭的上下運動由主液壓缸驅動，頂出液壓缸用來頂出工件。其工作循環為：主缸快速空程下行?慢速下壓?快速回程?靜止?頂出缸頂出?頂出缸回程。

液壓機的結構形式為四柱單缸液壓機。

壓力機液壓系統工況

液壓機技術參數：

（1）主液壓缸

（a）負載

壓制力：壓制時工作負載可區分為兩個階段。第一階段負載力緩慢地線性增加，達到最大壓制力的10%左右，其上升規律也近似于線性，其行程為90

mm（壓制總行程為110

mm）第二階段負載力迅速線性增加到最大壓制力18×105

N，其行程為20

mm。

回程力（壓頭離開工件時的力）：一般沖壓液壓機的壓制力與回程力之比為5～10，本壓力機取為5，故回程力為Fh

=

3.6×105

N。

移動件（包括活塞、活動橫梁及上模）質量＝3058

kg。（在實際壓力機液壓系統的設計之前，應該已經完成壓力機的結構設計，這里假設已經設計完成壓力機的機械結構，移動件的質量已經得到。）

（b）行程及速度

快速空程下行：行程Sl

=

200

mm，速度v1＝60

mm/s；

工作下壓：行程S2

=

mm，速度v2＝6

mm/s。

快速回程：行程S3

=

310

mm，速度v3＝53

mm/s。

（2）頂出液壓缸

（a）負載：頂出力（頂出開始階段）Fd＝3.6×105

N，回程力Fdh

=

2×105

N。

（b）行程及速度；行程L4

=

120

mm，頂出行程速度v4＝55

mm/s，回程速度v5＝120

mm/s。

液壓缸采用V型密封圈，其機械效率ηcm＝0.91。壓頭起動、制動時間：0.2

s。

設計要求。本機屬于中小型柱式液壓機，有較廣泛的通用性，除了能進行本例所述的壓制工作外，還能進行沖孔、彎曲、較正、壓裝及沖壓成型等工作。對該機有如下性能要求：

（a）為了適應批量生產的需要應具有較高的生產率，故要求本機有較高的空程和回程速度。

（b）除上液壓缸外還有頂出缸。頂出缸除用以頂出工件外，還在其他工藝過程中應用。主缸和頂出缸應不能同時動作，以防出現該動作事故。

（c）為了降低液壓泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本機設有高位充液筒（高位油箱），在移動件快速空程下行時，主缸上部形成負壓，充液筒中的油液能吸入主缸，以補充液壓泵流量之不足。

（d）主缸和頂出缸的壓力能夠調節，壓力能方便地進行測量。

（e）能進行保壓壓制。

（f）主缸回程時應有頂泄壓措施，以消除或減小換向卸壓時的液壓沖擊。

（g）系統上應有適當的安全保護措施。

確定壓力機液壓缸的主要參數

（1）初選液壓缸的工作壓力

（a）主缸負載分析及繪制負載圖和速度圖

液壓機的液壓缸和壓頭垂直放置，其重量較大，為防止因自重而下滑；系統中設有平衡回路。因此在對壓頭向下運動作負載分析時，壓頭自重所產生的向下作用力不再計入。另外，為簡化問題，壓頭導軌上的摩擦力不計。

慣性力；快速下降時起動

Faz

=

m

=

3058×=

917

N

快速回程時起動與制動

Fas

=

m

=

3058×=

810

N

壓制力：初壓階段由零上升到F1

=

1.8×106

N×0.10

=

1.8×105

N

終壓階段上升到F2

=

1.8×106

N

循環中各階段負載見表1.1，其負載圖見圖1.2a。

表1.1

主缸的負載計算

工作階段

負載力FL（N）

液壓缸推力

（N）

液壓缸工作壓力（Pa）

（回程時）

快速下行

起動

FL

=

Fa下

=

917

1008

12533

等速

FL

=

0

0

0

壓制

初壓

FL

=

1.8×105

1.98×105

2.46×106

終壓

FL

=

1.8×106

1.98×106

24.6×106

快速回程

起動

FL

=

F回

=

3.6×105

3.96×105

21×106

等速

FL

=

mg

=

30000

32967

1.75×106

制動

FL

=

mg-

Fa下

=

30000-810

=

29190

32077

1.7×106

注：表1.1中的液壓缸工作壓力的計算利用了后續液壓缸的結構尺寸。

運動分析：根據給定條件，空載快速下降行程200

mm，速度60

mm/s。壓制行程110

mm，在開始的90

mm內等速運動。速度為6

mm/s，最后的20

mm內速度均勻地減至零，回程以53

mm/s的速度上升。利用以上數據可繪制出速度圖，見圖1.2b。

a

壓力機液壓系統負載圖

b

壓力機液壓缸運動速度圖

圖1.2

液壓機主液壓缸負載和速度圖

（2）確定液壓缸的主要結構參數

根據有關資料，液壓機的壓力范圍為20~30

MPa，現有標準液壓泵、液壓閥的最高工作壓力為32

MPa，如選此壓力為系統工作壓力，液壓元件的工作性能會不夠穩定，對密封裝置的要求以較高，泄漏較大。參考系列中現已生產的其它規格同類液壓機（如63、100、200、300噸液壓機）所采用的工作壓力，本機選用工作壓力為25×106Pa。液壓缸內徑D和活塞桿直徑d可根據最大總負載和選取的工作壓力來確定。

（a）主缸的內徑D

D

=

=

=

0.317m

=

317

mm

按標準取D

=320mm

（b）主缸無桿腔的有效工作面積A1

A1=D2

=×0.322=0.0804m2=804

cm2

（c）主缸活塞桿直徑d

d

===0.287

m=287

mm

按標準值取d

=

280

mm

D-d＝320–280＝40

mm＞允許值12.5

mm

（據有關資料，（D–d）小于允許值時，液壓缸會處于單向自鎖狀態。）

（4）主缸有桿腔的有效工作面積A2

A2

=

（D2–d2）=

×（0.322–0.282）=

0.01885

m2

=

188.5

cm2

（d）主缸的工作壓力

活塞快速下行起動時

p1

=

=

=

12533

Pa

初壓階段末

p1

=

=

=

2.46×106

Pa

終壓階段末

p1

=

=

=

24.6×106

Pa

活塞回程起動時

p2

=

=

=

21×106

Pa

活塞等速運動時

p2

=

=

=

1.75×106

Pa

回程制動時

p2

=

=

=

1.7×106

Pa

（e）液壓缸缸筒長度

液壓缸缸筒長度由活塞最大行程、活塞長度、活塞桿導向套長度、活塞桿密封長度和特殊要求的其他長度確定。其中活塞長度

B=（0.6~1.0）D；導向套長度A=（0.6~1.5）d。為了減少加工難度，一般液壓缸缸筒長度不應大于內徑的20～30倍。

（3）計算液壓缸的工作壓力、流量和功率

（a）主缸的流量

快速下行時q1

=

A1v1

=

804×6

=

4824cm3/s

=

289.4

L/min

工作行程時q2

=

A2v2

=

804×0.6

=

482cm3/s

=

28.9

L/min

快速回程時q3

=

A3v3

=

183.5×5.3

=

999cm3/s

=

59.9

L/min

（b）主缸的功率計算

快速下行時（起動）：P1

=

p1q1

=

12533×4824×10-6

=

60.46

W

工作行程初壓階段末：P2

=

p2q2

=

2.46×106×482×10-6

=

1186

W

終壓階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況比較復雜。壓力p在最后20

mm行程內由2.46

MPa增加到24.6

MPa，其變化規律為

p

=

2.46+S

=

2.46+1.11S（MPa）

式中S——行程（mm），由壓頭開始進入終壓階段算起。

流量q在20

mm內由482

cm3/s降到零，其變化規律為q

=

482（1－）（cm3/s）

功率為P

=

pq

=

482×（2.46+1.11S）×（1－）

求其極值，=

0得S

=

8.9（mm）此時功率P最大

Pmax

=

482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）=

3300.8

W

=

3.3

kW

快速回程時；等速階段P

=

pq

=

1.75×106×999×10-6

=

1.748

kW

起動階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況也比較復雜。設啟動時間0.2秒內作等加速運動，起動階段活塞行程為

S

=

0.5vt

=

0.5×5.3×0.2

=

5.3mm

在這段行程中壓力和流量均是線性變化，壓力p由21

MPa降為1.75

MPa。其變化規律為

p

=

21–S

=

21–3.6S（MPa）

式中

S——行程（mm），由壓頭開始回程時算起。流量q由零增為999

cm3/s，其變化規律為

q

=

S

=

188S（cm3/s）

功率為P

=

pq

=

188S（21–3.6S）

求其極值，=

0得S

=

2.9（mm），此時功率P最大

Pmax

=

188×2.9×（21–3.6×2.9）

=

5755

W

=

5.76

kW

由以上數據可畫出主液壓缸的工況圖（壓力循環圖、流量循環圖和功率循環圖）見圖1.3。

（c）頂出缸的內徑Dd

Dd

=

=

=

1419

m

=

142

mm

按標準取Dd

=

150

mm

a

壓力循環圖

b

流量循環圖

c

功率循環圖

圖1.3

主液壓缸工況圖

（d）頂出缸無桿腔的有效工作面積A1d

A1d

=

Dd

=

×0.152

=

0.0177m2

=

177

cm2

（e）頂出缸活塞桿直徑dd

dd

=

=

=

0.1063

m

=

mm

按標準取dd

=

mm

（f）頂出缸有桿腔的有效工作面積A2d

A2

d

=

（D

d

2–d

d

2）=

×（0.152–0.112）

=

0.00817m2

=

81.7cm2

（g）頂出缸的流量

頂出行程q4

=

A1

dv4

=

177×5.5

=

973.5

cm3/s

=

58.4

L/min

回程q5

=

A2

dv5

=

81.7×12

=

980

cm3/s

=

58.8

L/min

頂出缸在頂出行程中的負載是變動的，頂出開始壓頭離工件較大（負載為Fd），以后很快減小，而頂出行程中的速度也是變化的，頂出開始時速度由零逐漸增加到v4；由于這些原因，功率計算就較復雜，另外因頂出缸消耗功率在液壓機液壓系統中占的比例不大，所以此處不作計算。

擬訂壓力機液壓系統原理圖

（1）確定液壓系統方案

液壓機液壓系統的特點是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達到規定的壓力是系統設計中首先要考慮的。

確定液壓機的液壓系統方案時要重點考慮下列問題：

（a）快速行程方式

液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從工況圖看出，此時需要的流量較大（289.4

L/min），這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會很大。液壓機常采用的快速行程方式可以有許多種，本機采用自重快速下行方式。因為壓機的運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運動部件的重量快速下行；在壓力機的最上部設計一個充液筒（高位油箱），當運動部件快速下行時高壓泵的流量來不及補充液壓缸容積的增加，這時會形成負壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速壓制和回程之用。此方法的優點為不需要輔助泵和能源，結構簡單；其缺點為下行速度不易控制，吸油不充分將使升壓速度緩慢，改進的方法是使充液閥通油斷面盡量加大，另外可在下腔排油路上串聯單向節流閥，利用節流造成背壓，以限制自重下行速度，提高升壓速度。由于本例的液壓機屬于小型壓機，下行速度的控制問題不如大型壓機突出，所以本例采用的回路見圖1.4。

圖1.4

液壓系統回路圖

在主缸實現自重快速行程時，換向閥4切換到右邊位置工作（下行位置），同時電磁換向閥5斷電，控制油路K使液控單向閥3打開，液壓缸下腔通過閥3快速排油，上腔從充液筒及液壓泵得到油液，實行滑塊快速空程下行。

（b）減速方式

液壓機的運動部件在下行行程中快接近制件時，應該由快速變換為較慢的壓制速度。減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運動部件接觸制件后負荷增加使系統壓力升高到一定值時自動變換速度；某些工藝過程要求在運動部件接觸制件前就必須減速，本例壓制軸瓦工藝就有這個要求，這時適合選用行程減速方式。本系統擬選用機動控制的伺服變量軸向柱塞泵（CCY型）作動力源，液壓泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時，液壓泵以全流量供油，當轉換成工作行程（壓制）時，行程擋塊使液壓泵的流量減小，在最后20

mm內擋塊使液壓泵流量減到零；當液壓缸工作行程結束反向時，行程擋塊又使液壓泵的流里恢復到全流量。與液壓泵的流量相配合（協調），在液壓系統中，當轉換為工作行程時，電氣擋塊碰到行程并關，發信號使電磁換向閥5的電磁鐵3YA得電，控制油路K不能通至液控單向閥8，閥8關閉，此時單向順序閥2不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強制下行，速度因而減慢（見圖1.4）。

（c）壓制速度的調整

制件的壓制工藝一般要提出一定壓制速度的要求，解決這一問題的方很多，例如可以用壓力補償變量泵來實現按一定規律變化的壓制速度的要求。本例中采用機動伺服變量泵，故仍利用行程擋塊（塊擋的形狀）來使液壓泵按一定規模變化以達到規定的壓制速度。

（d）壓制壓力及保壓

在壓制行程中不同階段的系統壓力決定于負載，為了保證安全，應該限制液壓系統的最高壓力，本系統擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯一只溢流閥作安全閥用。

有時壓制工藝要求液壓缸在壓制行程結束后保壓一定時間，保壓方法有停液壓泵保壓與開液壓泵保壓兩種，本系統根據壓機的具體情況擬采用開液壓泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統較為簡單。

（e）泄壓換向方法

液壓機在壓制行程完畢或進入保壓狀態后，主液壓缸上腔壓力很高，此時由于主機彈性變形和油液受到壓縮，儲存了相當大的能量。工作行程結束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實踐已證明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動和驚人的聲音，甚至會因液壓沖擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機中愈加重要。

各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當液壓缸下腔油壓尚未升高時，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動換向閥，該閥中位機能是H型，控制換向速度，延長換向時間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖1.5）。此法最為簡單，適合于小型壓機。

（f）主缸與頂出缸的互鎖控制回路

為保障頂出缸的安全，在主缸動作時，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個換向閥適當串聯的方法來實現兩缸的互鎖控制（見圖1.5）。從圖1.5中可見，只有在閥6處于右位工作時，即頂出缸活塞是下行狀態時壓力油才會通入換向閥4，主缸才能動作。當閥6處于左位工作，頂出缸為上行狀態時，只有壓力很低的回油通至閥4，主缸才不能動作。

液壓系統電磁鐵動作見表1.2，液壓元件規格明細表見表1.3。

1.2

電磁鐵動作循環表

元件

動作

1YA

2YA

3YA

4YA

5YA

主缸快速下行

–

+

+

–

+

主缸慢速下壓

–

+

–

–

–

+

主缸泄壓

–

+

–

–

主缸回程

–

+

–

+

–

頂出缸頂出

+

–

–

+

–

頂出缸回程

–

+

–

+

–

原位卸荷

–

–

–

–

–

表1.3

液壓元件明細表

序

號

名

稱

型

號

液控單向閥

SV30P-30B

單向順序閥（平衡閥）

DZ10DP1-40BY

液控單向閥

SV20P-30B

電液換向閥

WEH25H20B106AET

電磁換向閥

3WE4A10B

電液換向閥

WEH25G20B106AET

順序閥

DZ10DP140B210M

溢流閥（安全閥）

DBDH20P10B

軸向柱塞泵

63CCY14-1B

主液壓缸

自行設計

頂出液壓缸

自行設計

壓力表

Y-100

壓力表開關

KF-L8/20E

（2）擬定液壓系統原理圖

在以上分析的基礎上，擬定的液壓系統原理圖如圖1.5所示。

圖1.5

液壓機液壓系統原理圖

系統的工作過程如下：

液壓泵起動后，電液換向閥4及6處于中位，液壓泵輸出油液經背壓閥7再經閥6的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵2YA得電，換向閥6在右位工作，此時5YA得電，換向閥4也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主缸上腔，此時3YA也得電，控制油路經閥5通至液控單向閥3，使閥3打開，主缸下腔的油能經閥3很快排入油箱，主缸在自重作用下實現快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經充液閥（液控單向閥）1吸入主缸。

當電氣擋塊碰到行程開關時3YA失電，控制油路斷開，閥3關閉，此時單向順序閥（平衡閥）2使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結束。與此同時用行程擋塊使液壓泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制液壓泵的流量適應壓制速度的要求。由壓力表刻度指示達到壓制行程的終點。

行程過程結束后，可由手動按鈕控制使5YA失電，4YA得電，換向閥4換向，由于閥2帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥4的中位機能是H型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥4再換為左位，此時壓力油經閥2的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經閥4排回油箱，此時主缸實現快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經油管引至油箱。

回程結束后，閥4換至中位，主缸靜止不動。

1YA得電，2YA失電，閥6換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后1YA失電，2YA得電，閥6換至右位，頂出缸回程；回程結束后，2

YA失電，閥6換至中位，工作循環完成，系統回到原始狀態。

選擇液壓元件

（1）液壓系統計算與選擇液壓元件

（a）選擇液壓泵和確定電動機功率

①

液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力

pp

=

=

=

24.6

MPa

因為行程終了時流量q＝0，管路和閥均不產生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。

②

液壓泵的最大流量

qp≥K（∑q）max

泄漏系數K

=

1.1~1.3，此處取K

=

1.1。由工況圖（圖1.3）知快速下降行程中q為最大（q

=

289.41

L/min），但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數值計算，而按回程時的流量計算。

qmax

=

q3

=

59.9

L/min

qp

=

1.1q3

=

1.1×59.9

=

65.9

L/min

③

根據已算出的qP和pP，選軸向杜塞泵型號規格為63CCY14-1B，其額定壓力為32

MPa，滿足25~60％壓力儲備的要求。排量為63m

L/r，電動機同步轉速為1500

r/min，故額定流量為：q

=

qn

=

=

94.5

L/min，額定流量比計算出的qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率ηv

=

0.92。

④

電動機功率

驅動泵的電動機的功率可以由工作循環中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為5.76

kW，取泵的總效率為η泵

=

0.85。

則P

=

=

=

6.78

kW

選用功率為7.5

kW，額定轉速為1440

r/min的電動機。電動機型號為：Y132m-4（Y系列三相異步電動機）。

（2）選擇液壓控制閥

閥2、4、6、7通過的最大流量均等于qP，而閥1的允許通過流量為q。q

=

q1–qP＝289.4–65.9＝223.5

L/min，閥3的允許通過流量為

q

=

q1

=

289.4

=

67.9

L/min

閥8是安全閥，其通過流量也等于qP。

以上各閥的工作壓力均取p＝32

MPa。

本系統所選用的液壓元件見表1.4。

表1.4

液壓機液壓元件型號規格明細表

序號

元件名稱

型

號

規

格

液控單向閥

SV30P-30B

華德：31.5MPa，30通徑，流量400L/min

單向順序閥

（平衡閥）

DZ10DP1-40BY

華德：10通徑，流量80L/min，控制壓力（25~210）×105Pa

液控單向閥

SV20P-30B

華德：31.5MPa，20通徑，流量400L/min

電液換向閥

WEH25H20B106AET

華德：28MPa，25通徑，流量1100L/min

電磁換向閥

3WE4A10B

華德：21MPa，4通徑，流量25L/min

電液換向閥

WEH25G20B106AET

華德：28MPa，25通徑，流量1100L/min

順序閥

DZ10DP140B210M

華德：10通徑，流量80L/min，控制壓力（25~210）×105Pa

溢流閥

（安全閥）

DBDH20P10B

華德：20通徑，流量250L/min，調壓范圍（2.5~40）MPa

軸向柱塞泵

63CCY14-1B

32MPa，排量63mL/r，1500r/min

主液壓缸

自行設計

頂出液壓缸

自行設計

壓力表

Y-100

（0~400）×105Pa

壓力表開關

KF-L8/20E

（3）選擇輔助元件

（a）確定油箱容量

由資料，中高壓系統（p>6.3

MPa）油箱容量

V

=

（6~12）qP。

本例取V

=

8×qP

=

8×94.5

=

756

L（qP用液壓泵的額定流量）.取油箱容量為800

L。

充油筒容量V1

=

（2–3）Vg

=

3×25

=

75（L）

式中

Vg——主液壓缸的最大工作容積。

在本例中，Vg

=

A1Smax

=

804×31

=

24924cm3

≈

25（L）

（b）油管的計算和選擇

如參考元件接口尺寸，可選油管內徑d

=

20mm。

計算法確定：液壓泵至液壓缸上腔和下腔的油管

d

=

取v

=

4m/s，q

=

65.9

L/min

d

=

=

1.87

cm，選d

=

mm.與參考元件接口尺寸所選的規格相同。

充液筒至液壓缸的油管應稍加大，可參考閥1的接口尺寸確定

選d

=

mm的油管，油管壁厚：δ≥。

選用鋼管：[σ]

=

≈

83.25MPa，取n

=

4，σb

=

333MPa（10＃鋼）。

σ

=

=

=

3.84

mm，取σ

=

mm

（4）選擇液壓油

本系統是高壓系統，油液的泄漏是主要矛盾。為了減少泄漏應選擇粘度較大的油，本系統選用68號抗磨液壓油。

液壓系統性能的驗算

（1）油路壓力的計算

本系統是容積調速，系統在各運動階段的壓力由負載決定。本系統在開始設計時已經說明，運動部件在導軌上的摩擦和自重的影響均忽略不計（對實際計算產生的影響很小），因此要考慮的僅僅是閥和管路的壓力損失，而本系統對壓力的要求主要是工作行程終了時能達到的最大壓力值，由于此時速度已接近于零，閥門和管路的損失也接近于零，所以本例不詳細計算壓力損失值。

（2）確定安全閥、平衡閥和順序閥的調整壓力

安全閥調整壓力ps

=

1.1p泵

=

1.1×25×106

=

27.5

MPa

平衡閥調整壓力pX

=

=

=

1.59

MPa

順序閥7的調整壓力：該閥的作用是使液壓泵在卸荷時泵的出口油壓不致降為零，出口油壓應滿足液控單向閥和電液換向閥所需控制油壓的要求。由資料查的SV10型液控單向閥的控制壓力≥5×105

Pa，另外WEH10型電液換向閥所需的控制油壓不得低于10×105

Pa，故取順序閥的調整壓力為（10~12）×105

Pa。

（3）驗算電機功率

由工況圖知主缸在快速起動階段中S

=

2.9

mm處功率為最大，Pmax

=

5.76

kW

在Pmax時液壓泵的流量較小，管路和閥的損失不大。在選擇電機時也已考慮功率留有一定量的儲備，所以電機功率不必再進行驗算，此處對液壓泵卸荷狀態下的功率再作一下計算，此時卸荷壓力p卸等于閥7的調整壓力

p卸＝18×105

Pa

q泵取泵的額定流量qP

=

94.5

L/min。

p卸

=

p卸qP

=

（18×105×94.5）/60×10-3

=

2835W

=

2.835

kW

將液壓機在工作循環中的功率進行比較后得知主缸快速回程起動階段的功率為最大，所以用這個功率來計算電機功率是合理的。

（4）繪制正式液壓系統圖

通過上述驗算表明；所擬定的液壓系統原理圖是可行的，可以以此原理圖為基礎經修改完善后，繪制出正式的液壓系統原理圖。繪制時注意下列幾點：

（l）液壓元件職能符號按國家標準（GB/T786.1-93）；

（2）各元件按常態位置繪制；

（3）執行元件附近畫出工作循環圖；

（4）繪出測壓點的位置并繪出壓力表開關；

（6）繪出行程開關的位置；

（6）繪出電磁鐵動作循環表；

（7）繪出按工程實際使用的標題欄，填清各元件的名稱、圖號、規格及必要的調整值等。

液壓控制裝置集成設計

對于機床等固定式的液壓設備，常將液壓系統的動力源、閥類元件（包括某些輔助元件）集中安裝在主機外的液壓站上。這樣能使安裝與維修方便，并消除了動力源振動與油溫變化對主機工作精度的影響。而閥類元件在液壓站上的配置也有多種形式可供選擇。配置形式不同，液壓系統元件的連接安裝結構和壓力損失也有所不同。閥類元件的配置形式目前廣泛采用集成化配置，具體形式有油路板式、疊加閥式、集成塊式、插入式和復合式集成。根據所設計的系統，選擇合適的集成方式。

本系統采用塊式集成方式，它是將液壓閥安裝在六面體集成塊上，集成塊一方面起安裝地板的作用，另一方面起內部油路通道作用，故集成塊又稱為油路塊或通道塊。

當液壓控制裝置決定采用塊式集成時，首先要對已經設計好的液壓系統原理圖進行分解，并繪制集成塊單元回路圖。集成塊單元回路圖實質上是液壓系統原理圖的一個等效轉換，它是設計塊式集成液壓控制裝置的基礎，也是設計集成塊的依據。具體設計要點可參考張利平編寫的《液壓站》。如下圖1.5所示為本液壓機系統的集成塊單元回路圖。

單元回路確定之后，可進行集成塊設計。由于集成塊的孔系結構復雜，因此設計者經驗的多寡對于設計質量的優劣乃至成敗有很大影響。對于初次涉足集成塊的設計者而言，建議研究和參考現有通用集成塊系列的結構和特點，還可借助于solidworks等軟件進行三維設計，以便加快設計進程，減少設計失誤，提高設計工作質量和效率。

圖1.6

集成塊單元回路圖

液壓缸的校核

（1）

缸筒壁厚δ的驗算

中、高壓缸一般用無縫鋼管做缸筒，大多屬薄壁筒，即時，按材料力學薄壁圓筒公式驗算壁厚，即

(mm)

當液壓缸采用鑄造缸筒時，壁厚由鑄造工藝確定，這時應按壁厚圓筒公式驗算壁厚。

當時，可用下式

(mm)

當時，可用下式

(mm)

式中——缸筒內的最高工作壓力

(MPa)；

——缸筒內徑

(mm)；

——缸筒材料的許用應力

(MPa)。

對于本系統的液壓缸，擬采用45鋼薄壁圓筒，用時的驗算公式，其中

MPa，mm，MPa，則

mm，圓整取

mm即可滿足要求。

（2）

液壓缸活塞桿穩定性驗算

只有當液壓缸活塞桿的計算長度時，才進行其縱向穩定性的驗算。驗算可按材料力學有關公式進行。

對于本系統，由于其有效行程較短，且活塞桿直徑較大，滿足，所以無需進行壓桿穩定驗算。

（3）

缸體組件強度校核

缸體組件有多種連接方式，對于可拆卸組件，常見的連接方式有缸蓋螺釘式、缸蓋螺栓式、缸蓋卡環式和缸蓋螺紋式。若組件連接用到了螺釘或螺栓，則需要對其強度進行校核，校核公式可參考《機械設計》教材。另外，對于液壓缸前后端蓋的厚度也要進行強度校核。

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第五篇：怎樣處理液壓系統的泄露問題

怎樣處理液壓系統的泄露問題

液壓系統的泄漏會造成液壓量減少且不能建立正常壓力，從而導致系統不能正常工作。液壓系統的泄露主要有兩種情況：外漏和內漏。本文主要介紹液壓系統泄漏的兩種主要泄漏故障的排除方法以及防漏與治漏的主要措施。

一．液壓系統泄漏的兩種主要泄漏故障的排除方法

A、液壓系統內漏故障的排除

內漏主要是液壓系統內部的液壓泵、液壓缸、分配器等產生泄漏造成的。內漏的故障不易被發現，有時還需借助儀器進行檢測和調整，才能排除。歸納起來主要在以下幾個方面：

1、齒輪液壓泵相關部位嚴重磨損或裝配錯誤

（1）液壓泵齒輪與泵殼的配合間隙超過規定極限。處理方法是：更換泵殼或采用鑲套法修復，保證液壓泵齒輪齒頂與殼體配合間隙在規定范圍之內。

（2）齒輪軸套與齒輪端面過度磨損，使卸壓密封圈預壓縮量不足而失去密封作用，導致液壓泵高壓腔與低壓腔串通，內漏嚴重。處理方法是：在后軸套下面加補償墊片（補償墊片厚度一般不宜超過2mm），保證密封圈安放的壓縮量。

（3）拆裝液壓泵時，在2個軸套（螺旋油溝的軸套）結合面處，將導向鋼絲裝錯方向。處理方法是：保證導向鋼絲能同時將2個軸套按被動齒輪旋轉方向偏轉一個角度，使2個軸套平面貼合緊密。

（4）在拆裝液壓泵時，隔壓密封圈老化損壞，卸壓片密封膠圈被裝錯。處理方法是：若隔壓密封圈老化，應更換新件：卸壓片密封膠圈應裝在吸液腔（口）一側（低壓腔），并保證有一定的預緊壓力。如裝在壓液腔一側，密封膠圈會很快損壞，造成高壓腔與低壓腔相通，使液壓泵喪失工作能力。

2、液壓缸密封圈老化和損壞活塞桿鎖緊螺母松動

（1）液壓缸活塞上的密封圈、活塞桿與活塞接合處的密封擋圈、定位閥密封圈損壞。處理方法是：更換密封圈和密封擋圈。但要注意，選用的密封圈表面應光滑；無皺紋、無裂縫、無氣孔、無擦傷等。

（2）活塞桿鎖緊螺母松動。處理方法是：擰緊活塞桿鎖緊螺母。（3）缸筒失圓嚴重時，可能導致液壓缸上下腔的液壓油相通。處理方法：若失圓不太嚴重，可采取更換加大活塞密封圈的辦法來恢復其密封性；若圓度、圓柱度誤差超過0.05mm時，則應對缸筒進行珩磨加工，更換加大活塞，來恢復正常配合間隙。

3、分配器上的安全閥和回油閥關閉不嚴

（1）安全閥磨損或液壓油過臟；球閥銹蝕，調節彈簧彈力不足或折斷；液壓油不合規格；液壓油過稀或油溫過高（液壓油的正常溫度應是30℃~60℃），都會使安全閥關閉不嚴。處理方法是：a、更換清潔的符合標準的液壓油；更換規定長度和彈力的彈簧；

b、更換球閥中的球，裝入閥座后可敲擊，使之與閥座貼合，并進行研磨。（2）回油閥磨損嚴重或因液壓油過臟而導致回油閥關閉不嚴。

處理方法是：a、研磨錐面及互研閥座。若圓柱面嚴重磨損，可采取鍍鉻磨削的方法修復；

b、若小圓柱面與導管磨損，造成內隙過大，可在導管內鑲銅套，恢復配合間隙；

c、清洗油缸，更換清潔的液壓油。

（3）滑閥與滑閥孔磨損，使間隙增大，油缸的油在活塞作用下從磨損的間隙處滲漏，流回油箱。

處理方法是：鍍鉻后磨削修復，與滑閥孔選配。

B、液壓系統外漏故障的排除

外漏主要是管路破裂、接頭松動、緊固不嚴密等情況等造成的。外漏的主要部位及原因可歸納以下幾種：

（1）管接頭和油塞在液壓系統中使用較多，在漏油事故中所占的比例也很高，可達30%～40%以上。管接頭漏油大多數發生在與其它零件聯接處，如集成塊、閥底板、管式元件等與管接頭聯接部位上，當管接頭采用公制螺紋連接，螺孔中心線不垂直密封平面，即螺孔的幾何精度和加工尺寸精度不符合要求時，會造成組合墊圈密封不嚴而泄漏。當管接頭采用錐管螺紋連接時，由于錐管螺紋與螺堵之間不能完全吻合密封，如螺紋孔加工尺寸、加工精度超差，極易產生漏油。以上兩種情況一旦發生很難根治，只能借助液態密封膠或聚四氟乙烯生料帶進行填充密封。管接頭組件螺母處漏油，一般都與加工質量有關，如密封槽加工超差，加工精度不夠，密封部位的磕碰、劃傷都可造成泄漏。必須經過認真處理，消除存在的問題，才能達到密封效果。

（2）元件等接合面的泄漏也是常見的，如：板式閥、疊加閥、閥蓋板、方法蘭等均屬此類密封形式。接合面間的漏油主要是由幾方面問題所造成：與o形圈接觸的安裝平面加工粗糙、有磕碰、劃傷現象、o型圈溝槽直徑、深度超差，造成密封圈壓縮量不足；溝槽底平面粗糙度低、同一底平面上各溝槽深淺不一致、安裝螺釘長、強度不夠或孔位超差，都會造成密封面不嚴，產生漏油。解決辦法：針對以上問題分別進行處理，對o形圈溝槽進行補充加工，嚴格控制深度尺寸，提高溝槽底平面及安裝平面的粗糙度、清潔度，消除密封面不嚴的現象。（3）軸向滑動表面的漏油，是較難解決的。造成液壓缸漏油的原因較多，如活塞桿表面粘附粉塵泥水、鹽霧、密封溝槽尺寸超差、表面的磕碰、劃傷、加工粗糙、密封件的低溫硬化、偏載等原因都會造成密封損傷、失效引起漏油。解決的辦法可從設計、制造、使用幾方面進行，如選耐粉塵、耐磨、耐低溫性能好的密封件并保證密封溝槽的尺寸及精度，正確選擇滑動表面的粗糙度，設置防塵伸縮套，盡量不要使液壓缸承受偏載，經常擦除活塞桿上的粉塵，注意避免磕碰、劃傷，搞好液壓油的清潔度管理。

（4）泵、馬達旋轉軸處的漏油主要與油封內徑過盈量太小，油封座尺寸超差，轉速過高，油溫高，背壓大，軸表面粗糙度差，軸的偏心量大，密封件與介質的相容性差及不合理的安裝等因素造成。解決方法可從設計、制造、使用幾方面進行預防，控制泄漏的產生。如設計中考慮合適的油封內徑過盈量，保證油封座尺寸精度，裝配時油封座可注入密封膠。設計時可根據泵的轉速、油溫及介質，選用適合的密封材料加工的油封，提高與油封接觸表面的粗糙度及裝配質量等。

（5）溫升發熱往往會造成液壓系統較嚴重的泄漏現象，它可使油液粘度下降或變質，使內泄漏增大；溫度繼續增高，會造成密封材料受熱后膨脹增大了摩擦力，使磨損加快，使軸向轉動或滑動部位很快產生泄漏。密封部位中的o形圈也由于溫度高、加大了膨脹和變形造成熱老化，冷卻后已不能恢復原狀，使密封圈失去彈性，因壓縮量不足而失效，逐漸產生滲漏。因此控制溫升，對液壓系統非常重要。造成溫升的原因較多，如機械摩擦引起的溫升，壓力及容積損失引起的溫升，散熱條件差引起的溫升等。為了減少溫升發熱所引起的泄漏，首先應從液壓系統優化設計的角度出發，設計出傳動效率高的節能回路，提高液壓件的加工和裝配質量，減少內泄漏造成的能量損失。采用粘-溫特性好的工作介質，減少內泄漏。隔離外界熱源對系統的影響，加大油箱散熱面積，必要時設置冷卻器，使系統油溫嚴格控制在25～50℃之間。

二、液壓系統防漏與治漏的主要措施如下：

1）盡量減少油路管接頭及法蘭的數量，在設計中廣泛選用疊加閥、插裝閥、板式閥，采用集成塊組合的形式，減少管路泄漏點，是防漏的有效措施之一。

2）將液壓系統中的液壓閥臺安裝在與執行元件較近的地方，可以大大縮短液壓管路的總長度，從而減少管接頭的數量。

3）液壓沖擊和機械振動直接或間接地影響系統，造成管路接頭松動，產生泄漏。液壓沖擊往往是由于快速換向所造成的。因此在工況允許的情況下，盡量延長換向時間，即閥芯上設有緩沖槽、緩沖錐體結構或在閥內裝有延長換向時間的控制閥。液壓系統應遠離外界振源，管路應合理設置管夾，泵源可采用減振器，高壓膠管、補償接管或裝上脈動吸收器來消除壓力脈動，減少振動。

4）定期檢查、定期維護、及時處理是防止泄漏、減少故障的最基本保障。

液壓系內漏故障的排除

液壓系漏油會造成液壓量減少且不能建立正常油壓，導致系統不能正常工作。液壓系漏油有外漏和內漏2種情況。本文介紹液壓系內漏故障的排除方法。液壓系漏油會造成液壓量減少不能建立正常油壓，導致系統不能正常工作。液壓系漏油有外漏和內漏2種情況。外漏主要是油管破裂、接頭松動、緊固不嚴密等情況等造成的；內漏主要是液壓系內部的油泵、油缸、分配器等產生泄漏造成的。內漏的故障不易被發現，有時還需借助儀器進行檢測和調整，才能排除。

1、齒輪油泵相關部位嚴重磨損或裝配錯誤（1）油泵齒輪與泵殼的配合間隙超過規定極限。處理方法是：更換泵殼或采用鑲套法修復，保證油泵齒輪齒頂與殼體配合間隙在規定范圍之內。

（2）齒輪軸套與齒輪端面過度磨損，使卸壓密封圈預壓縮量不足而失去密封作用，導致油泵高壓油腔與低壓油腔串通，內漏嚴重。處理方法是：在后軸套下面加補償墊片（補償墊片厚度一般不宜超過2mm），保證密封圈安放的壓縮量。

（3）拆裝油泵時，在2個軸套（螺旋油溝的軸套）結合面處，將導向鋼絲裝錯方向。處理方法是：保證導向鋼絲能同時將2個軸套按被動齒輪旋轉方向偏轉一個角度，使2個軸套平面貼合緊密。

（4）在拆裝油泵時，隔壓密封圈老化損壞，卸壓片密封膠圈被裝錯。處理方法是：若隔壓密封圈老化，應更換新件：卸壓片密封膠圈應裝在吸油腔（口）一側（低壓腔），并保證有一定的預緊壓力。如裝在壓油腔一側，密封膠圈會很快損壞，造成高壓腔與低壓腔相通，使油泵喪失工作能力。

2、油缸密封圈老化和損壞活塞桿鎖緊螺母松動

（1）油缸活塞上的密封圈、活塞桿與活塞接合處的密封擋圈、定位閥密封圈損壞。處理方法是：更換密封圈和密封擋圈。但要注意，選用的密封圈表面應光滑；無皺紋、無裂縫、無氣孔、無擦傷等。

（2）活塞桿鎖緊螺母松動。處理方法是：擰緊活塞桿鎖緊螺母。

（3）缸筒失圓嚴重時，可能導致油缸上下腔的液壓油相通。處理方法：若失圓不太嚴重，可采取更換加大活塞密封圈的辦法來恢復其密封性；若圓度、圓柱度誤差超過0.05mm時，則應對缸筒進行珩磨加工，更換加大活塞，來恢復正常配合間隙。

3、分配器上的安全閥和回油閥關閉不嚴

（1）安全閥磨損或液壓油過臟；球閥銹蝕，調節彈簧彈力不足或折斷；液壓油不合規格；液壓油過稀或油溫過高（液壓油的正常溫度應是30℃~60℃），都會使安全閥關閉不嚴。處理方法是：更換清潔的符合標準的液壓油；更換規定長度和彈力的彈簧；更換球閥中的球，裝入閥座后可敲擊，使之與閥座貼合，并進行研磨。

（2）回油閥磨損嚴重或因液壓油過臟而導致回油閥關閉不嚴。處理方法是：研磨錐面及互研閥座。若圓柱面嚴重磨損，可采取鍍鉻磨削的方法修復；若小圓柱面與導管磨損，造成內隙過大，可在導管內鑲銅套，恢復配合間隙。清洗油缸，更換清潔的液壓油。

滑閥與滑閥孔磨損，使間隙增大，油缸的油在活塞作用下從磨損的間隙處滲漏，流回油箱。處理方法是：鍍鉻后磨削修復，與滑閥孔選配。