液压传动课程设计指导书

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1、1 液压传动 课程设计指导书 指导教师：曹连民 山东科技大学机电学院 2 一、 设计目的 液压系统的设计是整机设计的重要组成部分 ， 主要任务是综合运用前面各章的基础知 识 ， 学习液压系统的设计步骤、内容和方法。通过学习，能根据工作要求确定液压系统的 主要参数、系统原理图，能进行必要的设计计算，合理地选择和确定液压元件，对所设计 的液压系统性能进行校验算，为进一步进行液压系统结构设计打下基础。 二、设计步骤和内容 液压系统的设计步骤和内容大致如下： (1) 明确设计要求，进行工况分析； (2) 确定液压系统的主要性能参数； (3) 拟订液压系统原理图； (4) 计算和选择液压元件； (5)

2、验算液压系统的性能； (6) 液压缸设计； (7) 绘制工作图，编写技术文件。 以上步骤中各项工作内容有时是互相穿插、交叉进行的。对某些复杂的问题，需要进 行多次反复才能最后确定。在设计某些较简单的液压系统时，有些步骤可合并和简化处理。 1 明确设计要求，进行工况分析 1.1 明确设计要求 对液压系统的设计要求是设计液压系统的依据，设计前必须将它搞清楚。明确设计要 求往往从以下 几个方面考虑： 1.1.1 主机的概况了解 一般液压系统是为主机配套的，因此明确设计要求一般应从了解主机开始。了解主机 概况一般从以下几方面着手： 1）主机的用途、总体布局、主要结构，主机对液压装置的位置和空间尺寸的限

3、制。 2）主机的工艺流程或工作循环、技术参数与性能要求。 3）作业环境与条件等。 1.1.2 明确主机对液压系统提出的任务和要求 3 1）主机要求液压系统完成的动作和功能，执行元件的运动方式（转动、移动或摆动）、 动作循环及其工作范围。 2）外界负载大小、性质及变化范围，执行元件运动速度大小及变化范围。 3）各液压执行元件的动作顺序、转换及互锁要求。 4）对液压系统的工作性能方面的要求，如运动平稳性、定位和转换精度、停留时间、 自动化程度、工作效率、噪声等方面的要求，对于高精度、高生产率的自动化主机，不仅 会对液压系统提出静态性能指标，往往还会提出动态性能指标。 1.1.3 明确其它要求 1）

4、明确液压系统的工作条件和环境条件，如环境的温度、湿度、污染和振动冲击情况。 有无腐蚀性和易燃性物质存在，这牵涉到液压元件和工作介质的选用，也牵涉到所需采用 的防护措施等。 2）对液压系统的重量、外形尺寸、经济性等方面的要求。 1.2 工况分析 工况分析就是要分析执行元件在整个工作过程中速度和负载的变化规律，求出工作循 环中各动作阶段的速度和负载的大小，画出速度图和负载图（简单系统可不画）。从这两 张图中可以方便地看出系统对液压执行元件作用的负载和速度的要求及它们的变化范围， 还可方便地确定最大负载值、最大速度值，以及它们所在的工作阶段，这是确定液压系统 方案、确定液压系统性能参数和执行元件结构

5、参数的主要依据。 1.2.1 速度分析速度图 速度分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即 是用图形将这种分析结果表示出来 的图形。速度图一般用速度 时间（ v t）或速度 位 移（ v l）曲线表示。图 1（ a）为一机床进给油缸的动作循环图例，及图 1（ b）是其相应 的速度图例。 1.2.2 负载分析与负载图 负载分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求克服的负载大小及其性质进 行分析，负载图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。负载图一般用负载 时间（ F t）或负载 位移（ F l）曲线表示。 1）液压缸的负载分析 4 液压缸在做直线往复运动时，

6、要克服以下负载：工作负载、摩擦负载阻力、惯性阻力、 重力、密封阻力和背压力。前四种属于外负载，后 两种属于内负载。在不同的动作阶段， 负载的类型和大小是不同的。下面分别予以讨论。 （ 1）启动阶段 启动阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件处于要动而未动状态，其负 载 F 由以下 2 项组成 式中 Ffs静摩擦力； Fn作用在摩擦面（如导轨面或支承面）上的正压力； fs摩擦面的静摩擦系数，其数值与润滑条件、导轨的种类和材料有关（见表 1）； FG垂直或倾斜放置的运动工作部件重量在油缸运动方向的分量，工作部件向上运 动时为正负载，向下运动时为负负载。若工作部件是水平放置时，则 FG=0。

7、 (2) 加速阶段 加速阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件从速度为零到恒速（一般为 非工作阶段的快速运动）阶段，这时的负载 F 由下式计算 式中 Ffd动摩擦力 ; fd动摩擦系数 (见表 1)； 5 Fm惯性阻力 ,这是液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件在加速（或制动 减速）过程中得到惯性阻力 , 其值可按牛顿第二定律求出，加速时阻力为正， 制动减速时为负； v速度的改变量，即恒速值； t启动或制动时间，机床一般取 t =0.010.5s，轻载低速运动部件取小值，重 载高速运动部件取大值。行走机械可取 v / t =0.51.5m/s2； G 运动部件的重量； g重力加速度

8、。 表 1 导轨摩擦系数 导轨种类 导轨材料 工作状态 摩擦系数 滑动导轨 铸铁对铸铁 启动 0.160.2 低速运动（ v10m/min） 0.050.08 自润滑尼龙 低速中载 (也可润滑 ) 0.12 金属兼复合材料 0.0420.15 滚动导轨 铸铁导轨 +滚珠 (柱 ) 0 0050.02 淬火钢导轨 +滚珠 (柱 ) 0.0030.006 静压导轨 铸铁 0.005 气浮导轨 铸铁、钢或大理石 0.001 （ 3）恒速阶段 该阶段负载由下式决定 式中 FL工作负载，如切削力等。其方向与液压缸运动方向相反时取正值，相同时取 负值。在非工作行程 (如快进 )时取 FL =0. （ 4）

9、制动阶段 该阶段负载由下式决定 因制动时是减速，因此惯性力 Fm 为负值。 6 上述四个动作阶段，在液压缸的反向运动中，也都存在，只是在快 退过程中不存在工 作行程，因此整个快退恒速阶段取 FL =0。 以上计算均是计算液压缸的外负载，要计算液压缸的总负载力，还应计算液压缸的内 负载力，即密封阻力和运动的背压阻力。前者是指密封装置零件在相对运动中产生的密封 摩擦力 , 其值与密封装置的结构类型、液压缸的制造质量和工作压力有关，具体计算比较 繁琐，一般在初步计算中都将其考虑在液压缸的机械效率（ m）中。后者是指液压缸回油 腔的背压阻力，它是由回油管路上的液压阻力决定的。在系统方案与结构尚未确定前

10、，它 是无法计算的。在液压缸尺寸已知的情况下，可根据表 2 所示的经验 数据进行估算。一般 可先忽略不计，待系统回路和液压执行元件结构尺寸确定时再将其计算进去。 表 2 液压系统中背压力的经验数据 系统类型 背压 /MPa 中、低压系统 （ 08MPa） 简单系统和一般轻载的节流调速系统 0.2 0.5 回油路带调速阀的节流调速系统 0.5 0.8 回油路带背压阀 0.5 1.5 采用带补油泵的闭式回路 0.81.5 中、高压系统（ 816MPa） 同上 比中、低压系统高（ 50100） % 高压系统（ 1632MPa） 如锻压机械系统 初算时背压 可忽略不计 根据上述各阶段得到负载及其所经历

11、的移动行程（或时间），便可归纳绘出液压缸的 负载图（ F-l 图或 F-t 图），如图 2 所示为一机床进给系统的负载图例。图中的最大负载值 将是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构参数时的依据。 7 1.2.3 液压马达的负载分析 当系统以液压马达作为执行元件时，应计算各阶段折算到液压马达轴上的总负载转矩 T。这负载转矩应包含三项之和： TL 工作负载折算到马达轴上的等效转矩， Tf 执行 机构上的摩擦力（力矩）折算到马达轴上的等效转矩， Tm 执行机构、传动机构、液压 马达轴等在启动 和制动时折算到马达轴上的等效惯性力矩。即 将式（ 1） （ 4）中的力的计算换成相应的力矩的计算式，即可得到

12、液压马达在各个 动作阶段的负载力矩计算式，并可画出相应的负载转矩图。 2 液压系统主要性能参数的确定 这里，液压系统的主要性能参数是指液压执行元件的工作压力 p 和最大流量 ，它们 均与执行元件的结构参数（即液压缸的有效工作面积或液压马达的排量）有关。液压执行 元件的工作压力和最大流量是计算与选择液压元件、原动机（电机），进行液压系统设计 的主要依据。 2.1 液压执行元件工作压力的确定 液压执行元件的工作压力 是指液压执行元件的输入压力。在确定液压执行元件的结构 尺寸时，一般要先选择好液压执行元件的工作压力。工作压力选得低，执行元件的尺寸则 大，整个液压系统所需的流量和结构尺寸也会变大，但液

13、压元件的制造精度、密封要求与 维护要求将会降低。压力选得愈高，结果则相反。因此执行元件的工作压力的选取将直接 关系到液压系统的结构大小、成本高低和使用可靠性等多方面的因素。一般可根据最大负 载参考表 3 选取，也可根据设备的类型参考表 4 选取。 表 3 不同负载条件下的工作压力 负载 F/ N 50000 液压缸工作压力 / MPa 0.81 1.52 2.53 34 45 57 表 4 常用液压设备工作压力 设备类型 机床 农业机械 小型工程 机械 液压机 挖掘机 重型机械 磨床 车、铣、 刨床 组合机床 拉床 龙门刨床 工作压力 / MPa 0 82 24 35 10 1015 2032

14、 8 随着目前材质生产水平和液压技术水平的提高，液压系统的工作压力有向高压化发展 的趋势，这 也是符合经济发展规律的。 2.2 液压执行元件主要结构参数的确定 要确定液压执行元件的最大流量，必须先确定执行元件的结构参数。这里主要指液压 缸的有效工作面积 A1、 A2及活塞直径 D、活塞杆直径 d。液压执行元件的结构参数首先应满 足所要克服的最大负载和速度的要求。例如图 3所示一单杆活塞缸，其无杆腔和有杆腔的 有效作用面积分别为 A1和 A2，当最大负载为 F max时的进、回油腔压力分别为 p1和 p2。 这样就有 式中 A2/A1 一般由快速进、退速度比与回路结构有关。例如当快进时是液压缸的

15、无杆 腔进油、有 杆腔回油，而快退时是有杆腔进油、无杆腔回油，快进、快退时的流量 Q 均相 同（一般为泵的最大供油流量），这时快速进、退的速度比 v1 / v2 为 即这时的液压缸两腔的面积比由快速进、退的速度比 v 确定 。当快进时采用差动连接 液压回路，快退时采用有杆腔进油、无杆腔回油，并且要求快速进、退速度相等时，则应 A2 /A1=1/2。 在 D、 d 圆整后，应由式 A1=D2/4 和 A2=(D2-d2)/4 重新求出 A1 和 A2。 则此时液压缸 两腔的有效工作面积 A1、 A2 已初步确定。 9 液压缸两腔的有效工作面积除了要满足最大负载 和速度要求外，还需满足系统中流量

16、控制阀最小稳定流量 Qvmin 的要求，以满足系统的最低速度 vmin 要求。因此还需对液压缸的 有效工作面积 A1（或 A2）进行验算。即 式中 Qvmin 可由阀的产品样本中查得。若经验算 D、 d 不满足式（ 9-11），则需重新修 改计算 D、 d、 A1、 A2 ，直至满足式（ 11）为止，才算最后确定液压缸的有效工作面积。 表 5 按活塞杆受力情况选取活塞杆直径 活塞杆受力情况 工作压力 p/MPa 活塞杆直径 d 受 拉 - d=(0.30.5)D 受压及拉 P5 d=(0.50.55)D 受压及拉 57 d=0.7D 2.3 液压马达的排量计算与选择 当执行元件是液压马达时，它

17、要克服的负载是转矩，它的主要结构参数是排量。液压 马达的排量 qM 也是根据最大负载转矩 Tmax 来确定的，即 式中 p 液压马达的工作压力，即进油压力； p0 液压马达的回油腔压力，即背压，可参表 9-2 选取，有的马达对背压有特殊要 求，可按要求定； Mm 液压马达的机械效率。 2.4 工况图的确定 2.4.1 工况图中的最大 压力和最大流量将直接影响液压泵和液压控制阀等液压元件的 最大压力和流量，因此它是选择电动机、液压元件（包括液压泵、液压控制元件和辅助元 件）的原始依据。 2.4.2 工况图中不同阶段的压力和流量变化情况是液压回路选择的依据。例如工况图中 反映整个工作循环中流量、压

18、力变化较大，而且高压小流量的时间占得比例较大，这样在 较大功率时采用单定量泵供油就不太合适，可以考虑一大一小的双联泵供油或限压式变量 10 泵供油等方案。当然工况图所确定的液压系统的主要参数量也反映了原来考虑的回路和参 数设计的合理性，它是进一步修改系统和系统参 数的依据。 3 拟订液压系统原理图 拟订液压系统原理图是液压系统设计工作中关键的一步。它将影响到系统的性能与设 计方案的经济性、合理性。一般方法是先根据主机工作部件的运动要求，确定液压执行元 件的类型，然后是根据动作和性能要求，选择并拟订液压基本回路，最后将各个基本回路 组合成一个完整的液压系统。 3.1 确定液压执行元件的类型 在拟

19、订液压系统原理图时，首先要根据主机运动部件的运动要求来确定液压执行元件 的类型。一般来说，对于直线往复运动，可选用液压缸；对于连续回转运动，可选用液压 马达，对于摆动运动，可采用 摆动液压缸。但在选择液压执行元件类型时，除了对运动形 式要求外，还应注意其运动范围和性能要求，注意运动形式还可通过适当的机械机构进行 转换。例如长行程的往复运动，采用一般的活塞式液压缸就不合适了，可以采用柱塞式液 压缸，也可采用液压马达通过齿轮齿条机构、链轮链条机构或螺母螺杆机构驱动实现，对 于有限角度的连续回转运动，可采用液压缸通过齿条齿轮机构或棘爪棘轮机构，配合超越 11 离合器等动作来驱动实现。具体采用何种类型

20、的执行元件，配何种机械机构实现主机所要 求的运动要全面考虑主机的安装条件、制造条件和经济性等因素。 3.2 选择 液压基本回路 在确定了液压执行元件后，要根据设备的工作特点及设计要求选择基本回路。首先要 选择对主机性能起决定性影响的主要回路。例如机床液压系统，调速回路是系统的核心； 压力机液压系统，调压回路是主要回路等。然后再考虑其它功能回路。如快速运动回路与 速度换接回路、压力控制回路、换向回路、多缸动作回路等。在选择各基本回路时，要仔 细研究系统的设计要求，进行考虑。例如系统有垂直运动 部件时，要考虑平衡回路；有多个执 行元件时，要根据系统要求，考虑采用相应的顺序动作、同步，互不干扰回路等

21、。同时也要考虑节能、 减少发热、减少冲击 、保证动作的换接方式和精度等问题。 选择回路时可能有多种方案，这时需要反复对比。还应多参考或吸收同类设备液压系 统中回路选择的成熟经验。 3.3 液压系统的综合 在选定了各种满足系统要求的液压基本回路后，就可进行液压系统合成工作。也就是 将各基本回路放在一起，进行归并、整理。必要时再增加一些液压元件和辅助油路，使之 成为完整的液压系统。在进行这项工作时必须注意以下几点： (1） 最后综合出来的液压系统应保证其工作循环中的每个动作都安全可靠，无互相干 扰； (2） 尽可能省去不必要的元件，以简化系统结构； (3） 尽可 能提高系统效率，防止系统过热； (

22、4） 尽可能是系统经济、合理，便于维修检测； (5） 尽可能采用标准元件，减少自行设计的专用元件。 4 计算和选择液压元件 液压元件的计算是计算该元件在整个工作循环中所承受的最高压力和通过的流量，以 便选择和确定元件的型号与规格，以便对系统进行进一步的性能验算和结构设计。 4.1 液压泵和电机型号与规格的选择 4.1.1 液压泵的计算和选择 12 1）确定液压泵的最大工作压力 液压泵的最大工作压力 pp 可按下式计算 式中 p1max 执行元件进油腔的最大工作压力，可从工况图中找到； p1 与执行元件最大工作压力同一工况下进油路上的总压力损失，它包括沿程压 力损失和局部压力损失。在此只能先按经

23、验资料估计：一般节流调速和管路较简单的 系统取 p1=0.20.5MPa,进油路上有调速阀或管路复杂的系统取 p1=0.51.5MPa。 2）液压泵供油流量 Qp的计算 液压泵供油流量 Qp 必须大于或等于同时工作的执行元件流量之和的最大值（ Qi） max 与回路泄漏量之和，可用下式表示： 式中 Qi 工作循环中某一执行元件在第 i 个动作阶段所需的流量； K 回路的泄 漏折算系数， K=1.11.3。 对于节流调速系统，若最大流量点处于调速状态，则在泵的供油量中还要增加溢流阀 稳压时的最小溢流量 3L/min。 对于蓄能器作辅助能源供油的系统，泵的流量按一个工作循环中液压执行元件的平均 流

24、量估计。 3）选择液压泵的规格 在参照产品样本选取液压液压泵的规格时，泵的额定压力应选得比上述最大工作压力 高 20%60%，以便留有一定的压力储备；额定流量则只须满足上述最大流量即可。 4.1.2 确定液压泵驱动电机 选择电动机的主要依据是电动机功率，但要注意电动机的转速应与所选液压泵规定转 速范 围和所需流量相适应。在确定电动机功率时，应考虑实际工况的差异。当整个工作循 环中，泵的功率变化较小，或者功率变化虽然较大，但大功率持续时间较长，可根据泵的 最大功率点来选择电动机。电动机的功率 Np 可按下式计算： 13 式中， （ ppQp） max 为液压泵输出压力与输出流量乘积的最大值，即液

25、压泵的最大输出功率。 其中的 pp 与 Qp 可以利用液压执行元件的工况图查处最大功率点，然后根据该点所对应的 执行元件的工作压力 p1 和流量 Q1，利用式（ 14）和式（ 15）计算求得。式（ 16）中的 p 为液压泵的总效率，初算时可按表 6 选取。泵的规 格大时取大值，反之取小值。变量泵取 小值，定量泵取大值。当泵的工作压力只有其额定压力的 10%15%时，泵的总效率显著下 降，有时只达 50%，变量泵流量为其公称流量的 1/4 或 1/3 以下时，其容积效率明显下降， 计算时应予以注意。 表 6 液压泵的总效率 液压泵类型 齿轮泵 叶片泵 柱塞泵 螺杆泵 总效率 0.60.7 0.6

26、0.75 0.80.85 0.650.8 当整个工作循环中泵的功率变化较大，并且最大功率持续时间很短，如按式（ 16）计 算结果选电动机，功率将较大，不经济。此时可利用一般电动机允许短 时间具有 25%的超 载能力，先按下式计算出整个工作循环中各阶段所需的功率： 式中 Npi 整个工作循环中，第 i 阶段液压泵所需功率； ppi 第 i 阶段液压泵的工作压力； Qpi 第 i 阶段液压泵的输出流量。 式中 ti 整个工作循环中，第 i 阶段持续的时间； n 整个工作循环阶段数； T 整个工作循环周期（时间）。 在确定了电动机的功率和转速后，还应考虑电动机的性能及安装连接形式，才能完全 确定电动

27、机的型号与规格。 14 4.2 液压阀的选择 液压阀的规格主要是根据系统的最高工作压力和通过该阀的最大实际流量从产品样本 中选取的。一般要求所选阀的额定压力要大于系统的最高工作压力，选阀的额定流量要大 于通过该阀的最大实际流量。如果通过阀的流量超过所选阀的额定流量的 20%，将会引起 过大的压力损失、发热、噪声及阀的性能下降。具体的讲，选择压力阀时应考虑调压范围、 流量变化范围及此范围内的压力平稳性等；选择流量阀时主要应考虑流量调节范围、最小 稳定流量、阀的最高工作压力、阀的最小压差、阀对压差和温度变化的补偿作用、工作介 质的清洁度要求等；在选择方向控制阀时， 除了考虑压力、流量外，还应考虑其

28、中位机能、 换向频率、阀口的压力损失和内泄漏大小等。此外，在选择阀时还应注意结构形式、压力 等级、连接方式、集成方式及操纵方式等。 4.3 液压辅件的选择 4.3.1 确定液压管道尺寸 液压管道的尺寸的确定，可参阅 书中相关内容 。在实际设计中，管道尺寸、管接头尺 寸常选得与液压阀等液压元件的接口尺寸相一致，这样可使管接头和管道的选择简单。 4.3.2 确定油箱的有效容量 为了使油液有足够的容积进行热交换，油箱要有足够的有效容量（油面高度为油箱高 度 80%的容量），油箱的有效容量应根据液压系统 的发热、散热平衡的原则来计算，但一般 油箱的有效容量 V 可按下面推荐数值估取： 低压系统（ p2

29、.5MPa）， V=（ 24） Qp； 中压系统（ p6.3MPa）， V=（ 57） Qp； 中高压系统（ p 2.5MPa）， V=（ 6-12） Qp。 式中的 Qp 为液压泵每分钟输出的油液体积值。 中压以上系统（如工程、建筑机械等液压系统）都带有散热装置，其油箱容量可适当 减少。按以上式子确定油箱容积，在一般情况下都能保证正常工作。但在功率较大而又连 续工作的工况下，需经发热量验算后确定。 4.3.3 滤油器、蓄能器等的选用 滤油器 、蓄能器等可按 书中 有关原则选用。 15 5 液压系统的性能验算 液压系统设计初步完成后，应对系统得到技术性能指标进行一些必要的验算，以便初 步判断设

30、计的质量。或从几个方案中评选出最好的设计方案来。然而由于影响系统性能的 因素较多且较复杂，加上具体得到液压装置尚未设计出来，所以现在的验算工作只能是采 用一些简化公式近似估算。如果有经过生产实践考验的同类型系统，这项工作可省略。 液压系统性能验算的项目很多，常见的有系统的压力损失验算和发热温升验算。 5.1 液压系统的压力损失验算 在前面确定液压泵的最高工 作压力、执行元件的参数确定时均提及过压力损失，当时 由于系统没有完全设计完毕，元件、管道等设置也没有确定，因此只能作粗略的估算。现 在元件、管道、安装形式均已基本确定，所以需要验算一下系统各部分的压力损失，看其 是否在前述假设的范围内，借此

31、可较准确的确定泵和系统各处的工作压力，以较准确的调 节变量泵、溢流阀和各种压力阀。保证系统的正常工作，并达到所要求的工作性能。如果 计算结果与原假设得到压力损失相差过大，以使系统无法正确调整，保证系统正常工作， 则应对原设计进行修正。 当系统执行元件为液压缸时，由式（ 6）和式（ 14） 可得液压泵的最大工作压力 pp 应 满足 式中 p1、 p2 分别为液压缸进、回油管路的总压力损失。 同理，系统执行元件为液压马达时，液压泵的最大工作压力 pp 应满 式中 T 为液压马达轴上的总外负载转矩， Mm 为液压马达的机械效率， qM 为液压马达的 排量， p1、 p2 分别为液压马达进、回油管路的

32、总压力损失。 从式（ 19）和式（ 20）可以看出，如果液压执行元件的进、回油管路的总压力损失能 较准确地计算出来，就能较准确的确定出液压泵的最大工作压力 pp。 。若计算出的液压泵的 最大工作压力 pp 小于泵额定压力的 75%，泵有一定的储备压力，就能保证系统的可靠工作。 否则就应选用额定压力较高的液压泵，或调整系统的其他设计参数。 16 这里，管路中的总压力损失 p 按计算方法的不同，可分为管道内总沿程损失 pl、 液流通过管道内变截面管道、弯管等局部地区所造成的总局部压力损失 p和液流通过阀 类元件的总局部压力损失 pv.三部分组成。即 上式中各项损失可以按第二章的有关公式进行估算。在

33、实际中，一般只对长管道的 p l、按下式进行计算 式中 油液的运动粘度（ m2/s）； Q 管道中通过的流量（ L/min）； l 管道长度（ m） d 管道直径（ mm）。 局部损失 p可按下式计算 当通过阀类元件的实际压力损失 Qv 不是其额定流量 Qn 时，它的实际压力损失 pv.可 按下式计算 式中， pn 为阀在额定流量下的压力损失。 在确定压力阀的调整值时，往往要先计算出不同工作阶段不同工况的系统中某一点的 压力值，这里要注意各个工作阶段的流量是不同的，需分别计算各阶段的压力损失值，才 能正确计算各工作阶段的压力值。 5.2 液压系统的发热及温升验算 17 液压系统工作时，各种能量

34、损失 最终都转变为热能，使油温升高。油温升高会使油液 粘度下降，泄漏增加；油液通过节流元件时的节流特性发生变化，造成系统性能的变化； 油温上升，还会加速油液氧化变质。因此系统必须将油温控制在允许的范围内。 5.2.1 系统产生的 发热 功率计算 系统的发热量要进行准确计算一般很困难，下面介绍一种工程上常用的近似计算方法。 液压系统的输入功率与输出功率之差就是系统运行中的能量损失，也就是系统产生的 发热功率 H 。即 式中 Ni 系统的输入功率，即液压泵的输入功率，可用 Ni = ppqp /p 计算，式中符号 意义同前 ； No 系统的输出功率，即执行元件的输出功率； 对于液压缸 No=Fv

35、对于液压马达 No=2Tn 式中 F 液压缸的总外负载力； T 马达轴上的总外负载力矩； v 液压缸的运动速度； n 液压马达的转速。 若整个工作循环内的功率是变化的，则可按各阶段的发热功率求出系统的平均发热 功率，即 式中 Nij 整个工作循环的第 j 个阶段系统（液压泵）的输入功率； Noj 整个工作循环的第 j 个阶段系统执行元件的输出功率； tj 第 j 个阶段的持续时间； n 整个工作循环的阶段数； T 整个工作循环的周期（时间）。 18 5.2.2 系统的 散热 功率计算 液压系统中产生的热量，一般可近似认为系统散发的热量全部被油箱散发和吸收。油 箱的散热功率 H由下式计算 式中

36、T 系统温升（ C ）， T=t 2-t1 ，其中， t1为系统的环境温度（ C ） ， t2为系 统达到热平衡后的温度（ C ）； A 油箱的散热面积 (m2)； CT 邮箱的散热系数 (W / m2C) ， 它们的取值见表 7 表 7 油箱散热系数 散热条件 散热系数 散热条件 散热系数 通风很差 89 风扇冷却 23 通风良好 1517.5 循环水冷却 110175 5.2.3 系统温升 当液压系统达到热平衡时，系统产生的热功率等于系统的散热功率，即 H=H, 联系式 （ 27）可得系统的温升 T 热平衡后的油温 表 8 给出了各种机械允许的最高温度和温升值。当按上二式计算出的温升和热平

37、衡后 油温值超过表中数值时，就要设法增大油箱散热面积或增设冷却装置。 表 8 各种机械的允许最高温度和温升 （ C ） 设备类别 正常工作温度 最高允许温度 油和油箱允许温升 数控机床 30-55 5570 25 一般机床 3055 5570 3035 船舶 3060 8090 3540 机车车辆 4060 7080 冶金机械、液压机 4070 8090 工程机械、矿山机械 5080 7090 5.2.4 散热面积计算 19 由式（ 9-28）可计算油箱散热面积 A 为 当油箱三个边的比例在 1:1:1 至 1:2:3 之间，油箱液面高度为油箱高度的 80%，油箱 的 散热面积可由下式计算 式

38、中 V 油箱的有效容积，单位为 m3。 当系统需要设冷却装置时，冷却器的散热面积 Ac 可按下式计算 式中 Cc 散热器的散热系数 (kW / m2C)，由产品样本查得； tj1 工作介质的进口温度（ C ）； tj1 工作介质的出口温度（ C ）； tw1 冷却水（ 或风）的进口温度（ C ）； tw2 冷却水（或风）的出口温度（ C ） . 6 液压站装置的设计 对于固定的液压设备，常将液压系统的油箱、动力装置和控制调节装置集中安装成液 压站，使装配、调试和维修都比较方便，同时又使液压站上的振动源与主机隔开，减少了 液压站中的油温变化对主机精度的影响。这里主要介绍电动机和液压泵组与油箱的安

39、装设 计问题和控制阀的集成配置等问题。 6.1 电动机和液压泵组与油箱的安装设计 在常见的液压站中，按照电动机和液压泵组相对油箱的安装位置不同，可以分为上置 式、下置式与旁 置式三种。 20 如图 5 所示为上置式油箱液压泵站。上置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安 装在油箱上盖板上，其结构紧凑，应用十分普遍，尤其是需要经常移动的、泵与电机均不 太大的泵站。电机与泵可以立式安装（如图 5），也可卧式安装。这种安装方法将动力振动 源安置在油箱盖板上，因此油箱体，尤其是盖板要有较好的刚性。如图 6 所示为旁置式油 箱液压泵站。旁置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱旁边。系统的流量

40、和油箱容量较大时，尤其是一个油箱给多台液压泵供油的场合采用。旁置式油箱液压泵站 使油箱内液面高于泵的吸油口，泵的吸 油条件较好。设计要注意在泵的吸油口与油箱之间 设置一个截止阀，以防止液压泵在维修或拆卸时油箱中油液外流。下置式油箱液压泵站是 将液压泵与电机等装置安装在油箱底下。这样可使设备的安装面积减小，也可使泵的吸入 能力大为改善。这种安置方式，常常是将油箱架高到使人可以在油箱底下穿越，以便对液 压泵的安装和维修 6.2 电动机与液压泵的装配设计 电动机的安装形式主要有三种：机座带底脚、端盖上无凸缘机构，机座不带低脚、端 盖上带大于机座的凸缘机构，机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构。如图

41、 7 所示为 底座带底脚、端盖上无凸缘机 构，一般用于水平放置。若电动机与液压泵组立式放置则应 选用机座不带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，以便于电机在安装板上的定位与固定。 机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构用于水平放置的电动机与液压泵组，此时液压 泵通过发兰式支架支承在电动机上，利用端盖上的凸缘可方便地在支架上定位。 21 小功率的电动机与液压泵组可以安装在油箱盖上（上置式），功率较大时需单独安装在 专用的平台上（非上置式）。电动机与液压泵组的底座应有足够的强度和刚度，要便于安装 和检修。电动机与液压泵组与底座之间最好加弹性防振垫。在在适当的部位设置 泄油盘， 以防止场地污染。液压泵

42、的传动轴不能承受径向与轴向载荷，与电机轴有很高的同轴度， 一般采用弹性联轴器的连接形式。 6.3 控制阀的集成配置 液压控制元件要有适当的连接配置 ,才能构成系统。连接配置的形式和结构的合理性， 关系到液压元件的类型选择，压力损失的大小以及控制操纵的方便性。目前液压控制元件 在液压站上的连接配置形式采用集成化的配置。具体有以下三种。 6.3.1 集成板式 集成板式配置方式就是将板式液压控制元件均由螺钉安装在集成板的正面，元件之间 的连接油路通过板上的孔与板后面的连接管接头与管道连接形成。也可 采用一块厚板，将 元件用螺钉安装在厚板的正面，元件之间的连接油路全部由板内加工的孔道形成。只有输 入输

43、出的管道用管接头与管道安装在厚板的后面或侧面连出 ，见书 。 6.3.2 集成块式 集成块式配置形式是采用统一截面的多块六方体构成。六方体（集成块）的四周除一 面安装通向执行元件的管接头外其余面都可安装板式液压控制阀。元件之间的连接油路由 集成块内部孔道形成。块内有统一的公共孔道直通顶部。这公共孔道有公共供油管道 P、 公共回油管道 O、公共泄油管道。这些进、回油管道可通过底板上的管接头连出，如图 22 9 所示。这种配置形式的优点除了设计灵活、安装和集中操纵方便外，水平所占面积小， 很适合安装在液压站上，得到广泛的应用。 6.3.3 叠加阀式 叠加阀是自成系列的元件。每个叠加阀既起控制作用。

44、又起通道连接作用，因此它不 需另外的连接块。只需要用长螺栓将叠加阀叠装在底版上，即可组成所需的液压系统， 见 书中所示 。这种配置形式的优点是：结构紧凑、体积小、质量小、不需要专门设计专用的 集成块或集成板，因此也愈来愈受到工程界的欢迎。 7 绘制工作图，编写技术文件 所设计的液压系统经验算后既可对初步拟订的液压系统进行修改，并 绘制正式的系统 工作图和编写技术文件。 系统工作图包括液压系统原理图，液压缸等非标准元件的装配图、零件图，液压系统 装配图。 液压系统原理图中除了液压系统回路原理图外，应给出各执行元件的工作循环图，还 应附有电磁铁、行程阀动作表和液压元件明细表。在液压元件明细表中应表

45、明各种液压元 件的型号、规格、个数和压力流量的调整值。 液压系统装配图是液压系统正式安装、施工的图纸，包括液压泵站（包括液压泵、电 动机、油箱组件和控制阀集成配置等）的装配图、管路装配图等。管路装配图可以是示意 图，也可以是实际结构图。一般只绘制示意图说明 管道的走向，但是要表明液压元件、部 件的定位和固定方式，注明管道的尺寸（内、外径和长度）、管接头规格，要提出装配技术 23 要求。液压系统装配图也与其它装配图一样，要填写明细表，明细表中的非标准件要编制 图号，确定材料、数量等，标准件、要注明代号、标准、数量等，外购件要注明型号规格、 数量等。 技术文件一般包括：液压系统设计计算说明书，液压

46、系统操作使用说明书，标准件、 外购件明细表，非标准件明细表。 三 、设计要求： 同学应按照液压系统设计简明手册中“液压系统的设计步骤和内容”进行设计。 按照书中的步骤进行的主要设计步骤： 1）工况分析 2）拟定液压系统原理图 3）液压系统的计算和选择液压元件 本部分液压系统的计算要详细，每一步的推理要逻辑，依据要可靠。根据计算进行的 液压元件选择应根据每一步的计算结果进行相应的元件选型，每选一个元件应详细列出厂 家、型号、技术参数，并说明选择的结果是否满足要求。 元件的选型主要根据液压系统设计简明手册参考书、液压设计手册查出，特殊 的可上网查找相关厂家及技术参数。 24 四 、设计 题目 (液

47、压 支架 液压系统 ) 例： ZY8800/22/45D 液压 支架 液压控制系统 ZY8600/22/45D 中间架高度 2.2m 4.5m，宽度 1.75 m，推移千斤顶行程 900mm。 支架 动作有： 立柱升降；推移千斤顶伸缩；侧护板千斤顶伸缩；平衡千斤顶伸缩；护帮千斤顶 伸缩； 伸缩梁 千斤顶伸缩；起底千斤顶伸；喷雾。 立柱 喷雾阀 推移千斤顶 平衡千斤顶 球形截止阀（进液） 起底千斤顶 双向锁 液控单向阀组 回液断路阀 反洗过滤器 前喷雾头 侧推千斤顶 立柱 护帮千斤顶 双向锁 E1 E2 E3 E4 E5 E6 E7 E8 E9 E10 E11 E12 F1 F3 F5 F7 F

48、9 F1 F2 F4 F6 F8 F10 F12 F11 E13 E14 F14 F13 伸缩梁千斤顶 双向锁 ZY8800/22/45D 支架液压系统 ZY8800/22/45D 单架辅助阀 表 序号 配合千斤顶 元件名称 元件型号 配套数 备注 1 立柱千斤顶 液控单向阀 FDY400/40k 2 2 安全阀 FAD630/50 2 3 球形截止阀 FJQ400/31.5 2 4 压力表 SY-60 2 5 推移千斤顶 液控 单向阀 FDY80/40k 1 6 安全阀 FAZ40/42 1 7 平衡 千斤顶 双向锁 FDS32/40 1 8 安全阀 FAD200/42 2 9 护 帮 千斤

49、顶 双向锁 FDS32/40 1 10 安全阀 FAZ40/42 2 11 伸缩梁 千斤顶 双向锁 FDS32/40 1 12 安全阀 FAZ40/42 2 13 侧护板千斤顶 球形截止阀 FJQ80/31.5 1 14 安全阀 FAZ40/42 1 25 1.1 立柱 液控单向阀组 FDY400/40k 1) 产品特点 液控单向阀带阻尼孔，开启、关闭平稳，冲击脉动小， 可靠性高，耐腐蚀，寿命长。 2) 主要用途 本液控单向阀为煤矿支架液压系统专用阀，用于单个支架的立柱千斤顶上，分别连接 于立柱千斤顶的上腔、下腔及主油路。本产品在升柱时 作 为普通单向阀使用，在降柱时通 过远控压力差逐渐开启单

50、向阀，从而使立柱千斤顶下腔的油通过进油口返回，从而达到平 稳降柱的目的。 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，无泄漏；高压 40MPa 下，无泄漏。 主要参数 ： 公称压力： 40MPa ；公称流量： 400 min/l ； 正向开启压力 ： 1 MPa ； 远 控开启压力： 4 8MPa ； 按 MT419-1995 检验应符合其各项要求。 4) 规格及型号 液控单向阀型号 ： FDY400/50K； 意义规定如下： F 液压用阀； D 单向阀 ； Y 液控方式 ； 400 公称流量 400 min/l ； 40 公称压力 40MPa ； K 带阻尼孔结构 。 5) 工作原理

51、液 控单向阀中 B、 PB、 PB 三处接口相通， PA、 PA 两处接口相通，四处 A 接 口相通 。 当正向供液时 (升柱 )，油 液从 PA 口进液，进 入立柱下腔，立柱上升。当反向供液时 (降柱 )， 油液从 PB 接口、 B 接口进液，打开阀芯， A 口与 PA 口 接通，立柱下腔回液，立柱下降。 1.2 立柱安全阀 FAD630/50 1) 产品特点 安全阀 FAD630/50 具有工作压力高、流量大 的特点，具有很好的密封性和可靠性。 2) 主要用途及适用范围 本安全阀为煤矿支架液压系统专用阀，安装于液压支架的立柱千斤顶外侧面上，左、 右立柱千斤顶外侧分别安装一个。在立柱受到煤层

52、压力高于 设定压力值 时开启泄压，从而 达到保护支架的目的。它具有控制立柱的最高工作压力从而达到保护立柱的功能。 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，安全阀无泄漏 ； 高压 50MPa 压力下，安全阀无泄漏。 26 主要参数 ： 公称压力： 50MPa ；公称流量： 630 min/l 。 4) 工作原理 安全阀 FAD500/50 接于支架液压系统立柱千斤顶下腔。当立柱千斤顶下腔压力达到安 全阀开启压力时，即开始推动阀芯，使安全阀开启泄压，从而保护立柱千斤顶。 1.3 液控单向 锁 FDY80/40k 1) 产品特点 液控单向阀带阻尼孔，开启、关闭平稳，冲击脉动小， 可靠性高，

53、耐腐蚀，寿命长。 2) 主要用途 本液控单向阀为煤矿支架液压系统专用阀，用于单个支架的千斤顶上，分别连接于千 斤顶的左腔、右腔及主油路 (二级控制油路 )。本产品在千斤顶收缩时 作 为普通单向阀使用， 在千斤顶伸出时通过液控压力逐渐开启单向阀，从而使千斤顶下腔的油通过进油口返回， 从而实现千斤顶动作 。 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，无泄漏 ； 高压 40MPa 下，无泄漏。 主要参数 ： 公称压力： 40MPa ；公称流量： 80 min/l ；正向开启压力： 1MPa ；远 控开启压力： 2 6MPa； 按 MT419-1995 检验应符合其各项要求。 4) 工作原理

54、在无控制压力的情况下，来自正向油口的油液只要能克服弹簧力及单向阀自重，便能 推开阀芯而流向出口 (正向流动 )，但反向油液却不能通过。如从控制口引入控制压力油， 则只要在控制活塞承压面积上所造成的向上液压力能克服向下的各种力，控制活塞便能推 开阀芯而实现油液的反向流动。 1.4 安全阀 FAZ40/42 1) 产品特点 安全阀 FAZ40/50 具有工作压力高、流量大的特点，具有很好的密封性和可靠性。 2) 主要用途 安全阀 FAZ40/45 为煤矿支架液压系统专用阀，安装于液压支架的相关千斤顶外侧面 上。在千斤顶压力达到设定压力 45MPa 时开启泄压，从而达到保护支架的目的。是煤矿液 压支

55、架液压控制系统中保护支架的关键部件，其性能的好坏直接关系到整个液压支架的安 全及寿命。 27 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，安全阀无泄漏 ； 高压 42MPa 压力下，安全阀无泄漏。 主要参数 ： 公称压力： 42MPa；公称流量： 40L/min； 泄漏量：无泄漏 ； 按 MT419-1995 检验应符合其各项要求。 4) 规格及型号 本安全阀为高压、中流量安全阀 。 安全 阀型号 ： FAZ40/42； 意义规定如下： F 液压用阀； A 安全 阀 ； Z 中流量； 40 公称流量 40 min/l ； 42 公称压力 42MPa 。 5) 工作原理 安全阀 FAZ40

56、/50 通过双向锁接于支架液压系统千斤顶上、下腔。当千斤顶上、下腔压 力达到安全阀开启压力时，安全阀即开启泄压，达到保护千斤顶的目的。 1.5 双向锁 FDS32/40 1) 产品特点 双向锁 FDS32/40 具有互锁功能， 双向锁可靠性高，耐腐蚀，寿命长。 2) 主要用途 双向锁为煤矿支架液压系统专用阀，可用于 护帮、 平衡 千斤顶，用来锁定 护帮、 平衡 千斤顶的位置，本产品是煤矿液压支架液压控制系统中保护整个系统安全的关键部件，其 性能的好坏直接关系到整个液压支架的可靠性。 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，无泄漏 ； 公称压力 40MPa 下，无渗漏。 主要参数 ：

57、公称流量： 32 min/l ； 正向开启压力： 1MPa ； 控制压力： 9.4 20.5MPa ； 公称压力： 40MPa ； 按 MT419-1995 检验应符合其各项要求。 4) 规格及型号 双向锁 型号 ： FDS32/40 意义规定如下： F 液压用阀； D 单向阀 ； S 双向； 32 公称流量 32 min/l ； 40 公称压力 40MPa 。 5) 工作 原理 在无控制压力的情况下，来自正向油口的油液只要能克服弹簧力及双向锁阀芯自重， 便能推开阀芯而流向出口 (正向流动 )，但反向油液却不能通过。如从控制口引入控制压力 28 油，则只要控制压力作用在控制活塞承压面积上所造成

58、的向上液压力能克服向下的各种力， 控制活塞便能推开阀芯而实现油液的反向流动 ,两腔的正向油口互相作为另一腔的控制油 口。 1.6 双向锁 FDS40/40 1) 产品特点 双向锁 FDS40/40 具有互锁功能， 双向锁可靠性高，耐腐蚀，寿命长。 2) 主要用途 双向锁为煤矿支架液压系统专用阀，可用于 护帮、 平衡 千斤顶，用来锁定 护帮、 平衡 千斤顶的位置，本产品是煤矿液压支架液压控制系统中保护整个系统安全的关键部件，其 性能的好坏直接关系到整个液压支架的可靠性。 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，无泄漏 ； 公称压力 40MPa 下，无渗漏。 主要参数 ： 公称流量： 4

59、0 min/l ； 正向开启压力： 1MPa ； 控制压力： 9.4 20.5MPa ； 公称压力： 40MPa ； 按 MT419-1995 检验应符合其各项要求。 4) 工作 原理 在无控制压力的情况下，来自正向油口的油液只要能克服弹簧力及双向锁阀芯自重， 便能推开阀芯而流向出口 (正向流动 )，但反向油液却不能通过。如从控制口引入控制压力 油，则只要控制压力作用在控制活塞承压面积上所造成的向上液压力能克服 阀芯反向液压 力及弹簧力 的 合 力，控制活塞便能推开阀芯而实现油液的反向流动 ,两腔的正向油口互相作 为另一腔的控制油口。 1.7 球型截止阀 FJQ320/31.5 1) 产品特点

60、 本球形截止阀用球体作转动体，用工程塑料聚甲醛作密封材料，手动操作，具有结构 简单可靠、使用轻巧维修方便，密封好寿命长，耐压高，流量大等特点。 2) 主要用途 本球形截止阀为煤矿支架液压系统专用，用于主控制阀之后，执行千斤顶之前，对进、 回液及各立柱进行手动选择控制，也可对其它执行机构进行手动选择控制。 3) 技术特性 主要性能 ： 低压 2MPa 下，无泄漏 ； 高压 31.5MPa 下，无泄漏。 29 主要技术参数 ： 公称压力 31.5MPa ；公称流量 800 min/l ；手柄操作力矩 30N.m ； 按 MT419-1995 检验应符合其各项要求。 4) 规格及型号 球形截止阀 F

61、JQ800/31.5 为高压大流量截止阀， 回液断路器 型号 ： FJQ800/31.5 意义规定如下： F 液压用阀； J 截止 阀 ； Q 球形； 800 公称流量 800 min/l ； 31.5 额定 压力 31.5MPa 。 5) 工作原理 旋转手柄 使执行机构与主油路接通，由控制阀组控制执行机构工作；当不用该执行机 构时，旋转手柄关闭油路，使该执行机构与主油路断开，达到选择使用的目的。 30 设计题目 机设 15-1 班 第一题： ZY8600/15/32 两柱掩护式液压支架 ZY8600/15/32 支架结构图 架型： 两柱掩护式 型号： ZY8600/15/32 支架结构高度：

62、 1500 3200mm 支架宽度： 1650 1850mm 支架中心距： 1750mm 初撑力： 6413kN （ P=31.4MPa ） 支架工 作阻力： 8600 kN （ P=42.2MPa ） 支护强度： 0.90 1.0MPa 底板尖端比压： 3.3 4.4MPa 移架步距 960mm 泵站压力： 31.5MPa 重 量 约 26.0t/架 1 ZY8600/15/32 液压支架立柱控制系统设计 (第 1-5 号学生设计 ) 要求：各学生除完成立柱 液压 控制 系统设计及元件选型工作（画出液压系统 回 路 图） 后 ，还需完成专题设计 (设计 计算并 校 核，同时 手 工画出 图

63、纸 ) 1 号专题：立柱油缸设计 2 号专题：液控单向阀设计 3 号专题：立柱安全阀设计 4 号专题：球形截止阀设计 5 号专题： 换 向主阀 设计 31 立柱结构如 下 图所示。 型式： 双伸缩（ 2 根） 缸径（大 /小）： 360/270mm 柱径（大 /小）： 340/230mm 工作阻力： 4300kN （ P=42.2MPa ） 行程： 1516mm 2 ZY8600/15/32 液压支架推移油缸液压控制系统设计 (第 6-9 号学生设计 ) 要求：各学生除完成 推移油缸 液压 控制 系统设计及元件选型工作（画出液压系统 回 路 图）后 ，还需完成专题设计 (设计 计算并 校 核，同时 手 工画出 图 纸 ) 6 号专题： 推移 油缸设计 7 号专题： 推移液控单向阀 设计 8 号专题： 推移 安全阀设计 9 号专题： 换 向主阀 设 计 型式： 普通双作用（ 1根） 缸径： 160mm 杆径： 115mm 推溜力 /拉架力 306/633kN 行程： 960mm