[原創 2006-04-09 12:49:44 ] 發表者: yzc741229
液壓系統設計的步驟大致如下：
1.明確設計要求，進行工況分析。
2.初定液壓系統的主要引數。
3.擬定液壓系統原理圖。
4.計算和選擇液壓元件。
5.估算液壓系統效能。
6.繪製工作圖和編寫技術檔案。
根據液壓系統的具體內容，上述設計步驟可能會有所不同，下面對各步驟的具體內容進行介紹。
第一節明確設計要求進行工況分析
在設計液壓系統時，首先應明確以下問題，並將其作為設計依據。
1.主機的用途、工藝過程、總體布局以及對液壓傳動裝置的位置和空間尺寸的要求。
2.主機對液壓系統的效能要求，如自動化程度、調速範圍、運動平穩性、換向定位精度以及對系統的效率、溫公升等的要求。
3.液壓系統的工作環境，如溫度、濕度、振動衝擊以及是否有腐蝕性和易燃物質存在等情況。
圖9-1位移迴圈圖
在上述工作的基礎上，應對主機進行工況分析，工況分析包括運動分析和動力分析，對複雜的系統還需編制負載和動作迴圈圖，由此了解液壓缸或液壓馬達的負載和速度隨時間變化的規律，以下對工況分析的內容作具體介紹。
一、運動分析
主機的執行元件按工藝要求的運動情況，可以用位移迴圈圖(l—t)，速度迴圈圖(v—t)，或速度與位移迴圈圖表示，由此對運動規律進行分析。
1.位移迴圈圖l—t
圖9-1為液壓機的液壓缸位移迴圈圖，縱座標l表示活塞位移，橫座標t表示從活塞啟動到返回原位的時間，曲線斜率表示活塞移動速度。該圖清楚地表明液壓機的工作迴圈分別由快速下行、減速下行、壓制、保壓、洩壓慢回和快速回程六個階段組成。
2.速度迴圈圖v—t(或v—l)
工程中液壓缸的運動特點可歸納為三種型別。圖9-2為三種型別液壓缸的v—t圖，第一種如圖9-2中實線所示，液壓缸開始作勻加速運動，然後勻速運動，
圖9-2 速度迴圈圖
最後勻減速運動到終點；第二種，液壓缸在總行程的前一半作勻加速運動，在另一半作勻減速運動，且加速度的數值相等；第三種，液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加速度作勻加速運動，然後勻減速至行程終點。v—t圖的三條速度曲線，不僅清楚地表明了三種型別液壓缸的運動規律，也間接地表明了三種工況的動力特性。
二、動力分析
動力分析，是研究機器在工作過程中，其執行機構的受力情況，對液壓系統而言，就是研究液壓缸或液壓馬達的負載情況。
1.液壓缸的負載及負載迴圈圖
(1)液壓缸的負載力計算。工作機構作直線往復運動時，液壓缸必須克服的負載由六部分組成：
f=fc+ff+fi+fg+fm+fb (9-1)
式中：fc為切削阻力；ff為摩擦阻力；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導軌形式
①切削阻力fc：為液壓缸運動方向的工作阻力，對於工具機來說就是沿工作部件運動方向的切削力，此作用力的方向如果與執行元件運動方向相反為正值，兩者同向為負值。該作用力可能是恆定的，也可能是變化的，其值要根據具體情況計算或由實驗測定。
②摩擦阻力ff：
為液壓缸帶動的運動部件所受的摩擦阻力，它與導軌的形狀、放置情況和運動狀態有關，其
計算方法可查有關的設計手冊。圖9-3為最常見的兩種導軌形式，其摩擦阻力的值為：
平導軌： ff=f∑fn (9-2)
v形導軌： ff=f∑fn/[sin(α/2)] (9-3)
式中：f為摩擦因數，參閱表9-1選取；∑fn為作用在導軌上總的正壓力或沿v形導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為運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，可按下式計算：
(9-4)
表9-1 摩擦因數f
式中：m為運動部件的質量(kg)；a為運動部件的加速度(m/s2)；g為運動部件的重量(n)；g為重力加速度，g=9.81 (m/s2)；δv為速度變化值(m/s)；
δt為啟動或制動時間(s)，一般工具機δt＝0.1～0.5s，運動部件重量大的取大值。
④重力fg：垂直放置和傾斜放置的移動部件，其本身的重量也成為一種負載，當上移時，負載為正值，下移時為負值。
⑤密封阻力fm：密封阻力指裝有密封裝置的零件在相對移動時的摩擦力，其值與密封裝置的型別、液壓缸的製造質量和油液的工作壓力有關。在初算時，可按缸的機械效率(ηm=0.
9)考慮；驗算時，按密封裝置摩擦力的計算公式計算。
⑥排油阻力fb：排油阻力為液壓缸回油路上的阻力，該值與調速方案、系統所要求的穩定性、執行元件等因素有關，在系統方案未確定時無法計算，可放在液壓缸的設計計算中考慮。
(2)液壓缸運動迴圈各階段的總負載力。液壓缸運動迴圈各階段的總負載力計算，一般包括啟動加速、快進、工進、快退、減速制動等幾個階段，每個階段的總負載力是有區別的。 ①啟動加速階段：
這時液壓缸或活塞處於由靜止到啟動並加速到一定速度，其總負載力包括導軌的摩擦力、密封裝置的摩擦力(按缸的機械效率ηm=0.9計算)、重力和慣性力等項，即：
f=ff+fi±fg+fm+fb (9-5)
②快速階段： f=ff±fg+fm+fb (9-6)
③工高階段： f=ff+fc±fg+fm+fb (9-7)
④減速： f=ff±fg-fi+fm+fb (9-8)
對簡單液壓系統，上述計算過程可簡化。例如採用單定量幫浦供油，只需計算工高階段的總負載力，若簡單系統採用限壓式變數幫浦或雙聯幫浦供油，則只需計算快速階段和工高階段的總負載力。
(3)液壓缸的負載迴圈圖。
對較為複雜的液壓系統，為了更清楚的了解該系統內各液壓缸(或液壓馬達)的速度和負載的
變化規律，應根據各階段的總負載力和它所經歷的工作時間t或位移l按相同的座標繪製液壓缸的負載時間(f—t)或負載位移(f—l)圖，然後將各液壓缸在同一時間t(或位移)的負載力疊加。
圖9-4負載迴圈圖
圖9-4為一部機器的f—t圖，其中：0～t1為啟動過程；t1～t2為加速過程；t2～t3為恆速過程； t3～t4為制動過程。它清楚地表明了液壓缸在動作迴圈內負載的規律。
圖中最大負載是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結構尺寸的依據。
2.液壓馬達的負載
工作機構作旋轉運動時，液壓馬達必須克服的外負載為：m=me+mf+mi (9-9)
(1)工作負載力矩me。工作負載力矩可能是定值，也可能隨時間變化，應根據機器工作條件進行具體分析。
(2)摩擦力矩mf。為旋轉部件軸頸處的摩擦力矩，其計算公式為：
mf=gfr(n·m) (9-10)
式中：g為旋轉部件的重量(n)；f為摩擦因數，啟動時為靜摩擦因數，啟動後為動摩擦因數；r為軸頸半徑(m)。
(3)慣性力矩mi。為旋轉部件加速或減速時產生的慣性力矩，其計算公式為：
mi=jε=j (n·m) (9-11)
式中：ε為角加速度(r/s2)；δω為角速度的變化(r/s)；δt為加速或減速時間(s)；j為旋轉部件的轉動慣量(kg·m2)，j=1gd2/4g。
式中：gd2為迴轉部件的飛輪效應(nm2)。
各種迴轉體的gd2可查《機械設計手冊》。
根據式(9-9)，分別算出液壓馬達在乙個工作迴圈內各階段的負載大小，便可繪製液壓馬達的負載迴圈圖。
第二節確定液壓系統主要引數
一、液壓缸的設計計算
1.初定液壓缸工作壓力液壓缸工作壓力主要根據運動迴圈各階段中的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮以下因素：
(1)各類裝置的不同特點和使用場合。
(2)考慮經濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重；壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的製造精度，密封效能要求高。
所以，液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式：一是根據機械型別選；二是根據切削負載選。
如表9-2、表9-3所示。
表9-2 按負載選執行檔案的工作壓力
表9-3 按機械型別選執行檔案的工作壓力
2.液壓缸主要尺寸的計算
缸的有效面積和活塞桿直徑，可根據缸受力的平衡關係具體計算，詳見第四章第二節。
3.液壓缸的流量計算
液壓缸的最大流量： qmax=a·vmax (m3/s) (9-12)
式中：a為液壓缸的有效面積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，應等於或大於流量閥或變數幫浦的最小穩定流量。若不滿足此要求時，則需重新選定液壓缸的工作壓力，使工作壓力低一些，缸的有效工作面積大一些，所需最小流量qmin也大一些，以滿足上述要求。
流量閥和變數幫浦的最小穩定流量，可從產品樣本中查到。
二、液壓馬達的設計計算
1.計算液壓馬達排量液壓馬達排量根據下式決定：
vm=6.28t/δpmηmin(m3/r) (9-14)
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