液壓缸機械效率一般取多少

① 液壓元件的計算及選擇

（一）執行元件

根據執行元件的負載和系統的壓力，可以計算液壓缸的直徑和液壓馬達排量。

1.計算執行元件的有效工作壓力

液壓缸的有效工作壓力p1（Pa），由圖9-12知：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

液壓馬達的有效工作壓力p1為:

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：p為液壓系統壓力（或p_p為液壓泵壓力）。Pa；Δp為進油管路的壓力損失。初步

估算時，對簡單的液壓系統，取Δp＝（2～5）×10⁵Pa；對較復雜的液壓系統，取Δp＝（2～15）×10⁵Pa；p0為系統的背壓（包括回油路的壓力損失），對回油路上有節流閥的調速系統，取p0＝（2～5）×10⁵Pa；對回油路上有背壓閥或調速閥的調速系統，取p0＝（5～15）×10⁵Pa；回油路較短且直通油箱，取p0＝0；A₁、A₂分別為液壓缸的無桿腔和有桿腔有效工作面積，m²；

圖9-12 液壓缸系統圖

2.計算液壓缸面積和液壓馬達排量

液壓缸面積A（m²）為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：F_max為液壓缸最大負載，N；p1為液壓缸有效工作壓力，Pa；ηm為液壓缸機械效率，取＝0.9～0.98。液壓馬達排量q（m³/r）為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：T_max為液壓馬達最大負載轉矩，Nm；p1為液壓馬達有效工作壓力，Pa；ηm為液壓馬達機械效率，不同類型馬達機械效率不同，ηm可參考液壓傳動設計手冊和液壓馬達產品樣本取值。

3.計算執行元件所需流量

液壓缸所需流量Q_max（m³/s）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：A為液壓缸工作面積，m²；v_max為液壓缸活塞移動最大速度，m/s。

液壓馬達所需流量Q_max（m³/s）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：q為液壓馬達排量，m³/s；n_max為液壓馬達最大轉速，r/s。

4.液壓馬達的選擇

液壓馬達可分高速和低速兩大類。軸向柱塞液壓馬達，外嚙合齒輪液壓馬達等屬高速液壓馬達。高速液壓馬達輸出轉矩不大，需要齒輪減速後驅動工作機構。高速馬達主要特點是轉速高，轉動慣量小，便於啟動和制動，調節靈敏度高。徑向柱塞液壓馬達、擺線齒輪液壓馬達等屬低速液壓馬達。低速馬達主要特點是排量大、體積大、轉速低，可直接驅動工作機構。

根據壓力、排量、轉速等要求來選擇液壓馬達類型。

（1）軸向柱塞液壓馬達：此類液壓馬達有斜軸式和斜盤式兩種型式。其特點是轉速高、壓力高（32MPa）、體積小，主要用於岩心鑽機回轉和升降機構。

（2）擺線齒輪液壓馬達：此種液壓馬達有軸配流式和端面配流式兩種型式。後者由於採用端面配流，磨損可自動補償，另外採用鑲柱式定子、轉子設計，使液壓馬達具有效率高、工作壓力高、啟動壓力低和運轉平穩等特點，在低速大轉矩液壓馬達中體積最小。2K、6K系列的擺線齒輪液壓馬達就是這類馬達的代表產品。選用時參考產品樣本，確定壓力和流量，使液壓馬達的工作特點在連續工作區域內，以獲得最佳工作效率和壽命。

（3）徑向柱塞液壓馬達：此類液壓馬達有曲軸連桿式、內曲線多作用式和靜力平衡式三種型式。徑向柱塞液壓馬達具有壓力高、效率高、低速穩定性好等特點。由國外引進並經過設計改進的曲軸連桿式液壓馬達在鑽機回轉升降機構、泥漿泵傳動中均有應用。特別是殼轉式馬達更適用鑽機行走機構。

（二）液壓泵

首先根據液壓系統對液壓泵的性能要求確定液壓泵的類型，然後計算泵的工作壓力和流量，選擇泵的具體規格型號，並計算其所需輸入功率。

1.選擇液壓泵類型

鑽機回轉機構為有級調速或功率較小的鑽機，一般選用高壓齒輪泵。高壓齒輪泵具有壓力高、結構簡單和工作可靠等特點。三聯齒輪泵可簡化液壓泵傳動機構，被廣泛採用。

若鑽機回轉、升降機構要求無級調速，或功率大的鑽機可選用軸向柱塞泵。軸向柱塞泵有斜軸式和斜盤式兩種型式。其特點是壓力高和效率高，並有多種變數機構可供選用。斜盤式軸向柱塞泵如同齒輪泵，也可將兩個或三個液壓泵串接在一起，簡化液壓泵傳動。在現代液壓動力頭岩心鑽機上，給進機構採用恆壓軸向柱塞泵，回轉和升降機構採用負載敏感軸向柱塞變數泵是最優選擇和發展趨勢。

2.計算液壓泵流量

液壓泵的流量Q_p（m³/s）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：k為系統泄漏系數，一般取k＝1.1～1.3；（Q）_max為各元件同時動作的最大總流量，m³/s。

當系統採用儲能器時，泵的流量根據系統在一個工作循環周期中的平均流量選取，即：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：T為工作周期，s；Q_i為各執行元件在工作周期中所需流量，m³/s；n為執行元件的數目。

3.選擇液壓泵規格

參照液壓傳動設計手冊或產品樣本，選擇泵的規格型號。所選泵的流量應與計算流量相當，不要超過太多。泵的額定壓力可以比系統工作壓力高25％或更高些。這是因液壓系統工作過程中存在動態壓力，使泵有一定壓力儲備。

4.計算液壓泵的驅動功率

液壓泵的驅動功率按下式計算P（kW）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：p_p為液壓泵最大工作壓力，Pa；Q_p為液壓泵輸出流量，m³/s；η為液壓泵總效率。液壓泵總效率可在產品樣本中查到，大致估取齒輪泵為0.7～0.75，軸向柱塞泵取0.8～0.85。液壓泵規格大取大的數值，規格小取小的數值；變數泵取小值，定量泵取大值。當液壓泵的工作壓力只有額定壓力的10％～15％時，液壓泵的總效率將顯著下降，有時只達50％或更低；變數泵的流量為其額定流量的1/4或1/3以下時，容積效率和總效率都下降很多。

（三）選擇液壓控制閥

根據液壓系統工作壓力和通過閥的最大流量來選擇液壓控制閥。選擇壓力閥時需考慮其壓力調節范圍；選擇流量閥時，要注意其最小穩定流量；選擇換向閥時要注意其滑閥機能及操作控制方式。閥的額定流量必須與實際通過流量一致，實際流量不應大於額定流量的1.2倍。為便於油路連接，同一液壓迴路盡量選用相同通徑的閥。

液壓閥連接安裝方式的選擇。為了簡化油路和便於集中操作，鑽機均採用多路換向閥。多路換向閥以若干個單聯換向閥為主體，配合溢流閥、單向閥及卸荷閥等組合而成。多路換向閥不能滿足系統要求時，可選擇單個閥加以補充。液壓鎖、平衡閥、調速閥、調壓閥等都是鑽機常用閥

負載敏感多路閥是一種手動或電液控制的比例多路閥。它由換向閥、減壓閥、節流閥、梭閥和溢流閥等組成，具有換向、調速和多執行元件可同時工作功能。

由疊加閥組成的油路塊，因疊加閥品種多，其性能可滿足液壓系統要求。疊加閥組裝方便，且有利於油路的改進，在液壓動力頭岩心鑽機的給進和輔助動作迴路上常被採用。

（四）液壓輔件

液壓輔件包括油箱、管件、濾油器、儲能器等。有關液壓輔件的計算與選擇可參考液壓傳動設計手冊。

油管的內徑是根據管內允許流速和通過的流量來確定。

油管內徑d（m）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：Q為通過油管的流量，m³/s；v為油管中允許流速，m/s；吸油管路v＝0.5～2m/s；壓力管路v＝2.5～6m/s，高壓管路可取7m/s；回油管路v≤1.5～3m/s；泄油管路v≤1m/s。

不同類型液壓泵，其自吸能力不同。齒輪泵的自吸能力強，軸向柱塞泵的自吸能力弱。在開式系統中，軸向柱塞泵的吸油管內徑和長度應根據產品樣本中的規定計算確定。

② 板珊壓鑄機液壓系統誰做過給介紹一下吧！！

3.2液壓機液壓系統的設計過程
3.2.1 工況分析
⑴ 運動分析
液壓機的工作循環一般包括停止，充液行程，工作行程及回程。
當液壓缸的上腔通有高壓液體時，實現活動橫梁空程向下的充液行程，直到上模接觸工件時，液壓缸上腔的壓強減小，活動橫梁減速，以減小振動和撞擊。
充液行程結束以後，從高壓泵來的高壓液體進入液壓缸上腔並作用與柱塞上，通過活動橫梁對工件進行壓力加工。
工作行程結束以後，上腔進水閥關閉，高壓液體充入下腔，推動活動橫梁向上運動，實現回程。
當活動橫樑上行到停止位置時，下腔進水閥關閉，活動橫梁由封閉在下腔內的液體所支撐，可以停在行程中的任意位置。
3.2.2 擬定液壓系統原理圖
⑴ 基本迴路的選擇
1) 調速迴路
調速方式一般有三種：節流調速，容積調速和容積節流調速。
調速方式 使用系統 系統效率 系統特性 經濟性
節流調速 小功率系統 低 用調速閥 好 成本低
容積調速 大功率系統 較高 較好 差，成本較高
容積節流調速 中等功率系統 高 較好 較好，成本低
（表3-1）
從液壓缸的工作工況分析看出，本設計系統屬於中型功率系統，且對低速要求較高，為此採用調速閥進油路容積節流調速。為防止沖壓時工作台前沖及增加運動平穩性，在油路上設背壓閥。
2）油路循環形式選擇
油路的循環形式主要取決於液壓系統的調速方式。一般來說，節流調速和容積節流調速均採用開式油路系統，容積調速則採用閉式油路系統。
本次設計中由於選用溶積節流調速，所以應採用開式油路系統。
3)油源形式的選擇
油源形式主要依據系統壓力，調速方式，系統效率，防止多缸干擾和經濟性等條件決定。
考慮到液壓機的壓力較大，若採用單個定量泵供油，則工作時溢流損失過大，系統效率必然下降，採用限壓式變數泵或雙泵供油比較合理。考慮雙泵供油噪音小，壽命長，成本低，決定選用雙泵供油方式。
4）壓力控制方式的選擇
壓力控制方式的選擇主要取決於液壓系統的調速方式。在節流調速系統時，採用調壓迴路；在容積調速和容積節流調速系統中採用限壓迴路。
本設計中由於採用容積節流調速，所以採用限壓迴路。
5)速度換接迴路
由於快進時速度變化很大，為使速度轉換平穩，為防止沖勁和振動，選用二位二通機動換向閥來實現快進和工進的轉換。利用機動換向閥通斷前後系統壓力的變化控制順序閥來切斷差動迴路，二位二通機動換向閥的通斷有工作台上的 撞塊來控制。
5)換向迴路
本設計的快退速度很大，為使換向平穩，採用電液換向閥換向迴路，因為是差動快進，選用三位四通電液換向閥，以獲得不同的回油方式。為防止換向失靈損壞設備，採用死檔鐵和壓力繼電器配合實現換向返回，同時增加單向閥6以提供快退時的回油通道。
⑵ 液壓系統合成
將上面所選的基本迴路組和起來，即可組成如圖3-1所示系統。
3.2.3 液壓元件選擇計算
1． 計算液壓缸的外負載
液壓缸的外負載包括工作負載，摩擦負載和慣性負載，由本次設計的給定的參數來看，選擇液壓缸的外負載為F=315t=3.087MN
2． 確定液壓系統的工作壓力
系統的工作壓力一般按機器設備的功率大小選擇。小功率（＜15KW）的工作壓力可選6.3—7.0MPa， 大功率可選7.0—31.5MPa，參考機械常用系統壓力表29-8，結合國內同類液壓機的使用情況，選取系統的工作壓力（即液壓缸的工作壓力）為P1=25MPa。
3． 計算液壓缸的有效面積
（1） 液壓缸應具備的有效面積為：
（3-1）
式中 F——液壓缸外負載力 N；
——液壓缸進出口壓力差 Pa ；

圖3-1 液壓系統圖
——缸的工作腔壓力 Pa ；
——缸的背壓力 Pa ；
——液壓缸的機械效率 ，一般取0.85----0.99
詳細計算請參考第4章。
（2） 液壓缸的直徑
（3-2）
式中 A——液壓缸的面積 ；
詳見第4章液壓缸的設計計算。
4．液壓缸所需流量
液壓缸所需的流量計算公式為：
/s
式中 A——缸的有效面積 ；
——缸或活塞最大移動速度 m/s ；
所以
4． 確定油泵的規格
（1） 液壓泵的工作壓力
液壓泵的工作壓力 應滿足以下條件：
Pa ；
式中 ——液壓泵允許的最大壓力 Pa ；
——進，出口油路中的總壓力損失 Pa ，包括局部損失和沿程損失。
對於流速不大，一般節流調速及管路簡單的系統取0.2---0.5MPa ；
對於高壓大流量，油路有調速閥及管路復雜的系統取 0.5---1.5MPa 。
根據本次設計的內容，取 =0.5 MPa
所以
（2） 液壓泵的流量
液壓泵的流量應滿足以下條件：

式中 K——系統漏損系數，一般取1.1----1.3 ；
——同時動作的各液壓執行器的最大總工作流量 ；
取 K=1.1
所以
（3） 液壓泵的規格
液壓泵的規格一般根據工作壓力 和流量Q選取。根據所計算的工作壓力和流量，查表選擇：
ZM9.5 型軸向柱塞泵，其各參數如下：
表3-1
理論排量 1.51
額定工作壓力 21 MPa
最高工作壓力 28 MPa 額定轉速 150

最高轉速 300
輸入功率 11KW
輸出扭矩 31.4 Nm 變數方式 自供油壓，手動隨動，定量
5． 確定泵的驅動功率N
（1） 泵的驅動功率N為：
W；
式中 ——泵的實際最大工作壓力 Pa ；
——泵的額定流量 ；
——泵的總效率
查表30—1 取 =0.81
則有

即泵的驅動功率為N=3821.6 W。
（2） 選用電機型號及參數
根據泵的驅動功率，選用電機型號為：J ---42---6
其基本參數為：
轉速
額定功率
6． 控制閥的選擇
（1） 閥的規格
閥的選擇依據為：節流閥，調速閥按系統工作壓力，最大流量和最小穩定流量來選 ；主溢流閥按系統工作壓力和泵的最大流量來選；其他各種閥則按其所接入的迴路所需最大流量和工作壓力來選。
（2） 閥的型式
1） 節流閥按系統最大工作壓力 和最大流量 來選取。
由表32—5 選取 L型（聯合型）可調節流閥，其最大工作壓力為31.5MPa ，額定流量為33----13360 。
2） 溢流閥按最大壓力 和泵的最大工作流量 來選取。
由表32—5 ，選取Y 型溢流閥（聯合型），其最大壓力為0.6----31.5MPa ，額定流量為33----33400 。
3） 單向閥的選取
由表32—5 ，選取DF型（揄次型），其壓力為21----35 MPa ，額定流量為417----20000 。
液控單向閥選為DFY型液壓操縱單向閥，其最大工作壓力為21MPa ，額定流量為417----66667 。
液動換向閥選為 Y 型（聯合型），其最大工作壓力為31.5MPa ，額定流量為1667----33400 。
背壓閥選為 B型（廣州型），其最大工作壓力為6.3MPa ，額定流量為167----4172 。
壓力繼電器選為 PF型（榆次型），其最大工作壓力為0.7----21MPa 。
溢流閥選為 YD型電磁溢流閥（聯合型），其最大工作壓力為0.6----31.5MPa ，額定流量為667----33340 。
各閥的選擇見表3-2。
表3-2 液壓元件明細表
序號 元件名稱 最大流量
型號 規格
額定流量
額定壓力
/MPa 額定壓降
/MPa
1 軸向柱塞泵 30.56 ZM9.5 24.73 21 －
2 單向閥 30.56 DF型 40 21--35 ＜0.4
3 三位五通電液閥 61.12 34D／EY－＊H16B－T 75 32 ＜0.3
4 二位二通電磁閥 40 22＊＊－H10B－＊＊ ＜0.25
5 調速閥 進量0.62 S2FRM6 1.5 31.5 0.6～1.2
6 單向閥 快進20.69 A－Aa10L 40 31.5 ＜0.2
7 液控單向閥 61.12 DF-B20A 100 31.5 ＜0.2
8 順序閥 60 DZ6DP1-50/315＊M＊60 60 31.5 －
9 背壓閥 0.2 B型 10 6.3 ＜0.2
10 溢流閥 24.73 YD-B10K 40 31.5 ＜0.2
11 單向閥 24.73 A-Ha10L 40 31.5 ＜0.2
12 溢流閥 5.83 YF-B10K 40 26 －
13 濾油器 30.56 2N-H40＊20S 40 31.5 0.3～0.6
14 壓力繼電器 0.05 PF型 0.05 21 －
8. 管件的選擇
(1) 油管類型的選擇：油管類型主要根據使用場合和系統的自身工作壓力來選擇。一般的選用原則是，中高壓系統優先選用無縫鋼管；裝配不便的中低壓系統可用其它銅管，有相對運動部件的聯接採用橡膠軟管。
油管內徑計算：用通過油管的最大流量和油管內允許的最大流量和油管內允許的最大流速來確定油管內徑。

式中 Q——管內最大流量；
V——許用流速（通常吸油管道 1～2m/s,一般取1m/s以下;對於壓油管, 3—6m/s,壓力高,管道短或油黏度小的情況下取大值,反之取小值.）.
對於回油管, 1.5—2.5m/s.
由以上計算知,油缸最大流量 ,取油在管道內的流速V=3m/s,則壓油管內徑為:

查表33-1，選擇內徑d=8mm的無縫鋼管。
(2) 壓油管壁厚
油管壁厚計算：根據油管的強度條件，管道壁厚為
（3-3）
式中 ——管內最大壓力 Pa；
d——管道內徑 m；
——油管材料許用應力 Pa;對於鋼管, ( -----抗拉強度 Pa ;s----安全系數,當 時,s=8;當 時,s=6;當 時,s=4)
本設計中,取s=4, 對於鋼管,
所以
所以
考慮與閥等件的聯接,取
為了方便起見,回油管和壓油管選用相同,即選用同一個型號的管道.
因為採用油路板配置，內油路由油路板內的通道實現，只需根據液壓閥連接油口尺寸決定鑽孔直徑。閥塊與液壓缸間的外油管根據最大流量計算如下：
取油液許用流速 =3m/s,由式（4-2）有

查《機械設計師》 上冊 手冊選用內徑為20mm外徑為30mm的10號冷拔鋼管，壁厚 為5mm。
查設計手冊，取10號鋼許用應力為 =50MPa，以溢流閥的調整壓力作為油管的工作壓力，則強度條件根據公式（3-3）有
= mm=4.32 (mm)
因為 =5mm＞4.32mm故強度足夠。
9. 油箱容積確定
油箱的主要功能為儲油和散熱，通常根據散熱的要求來確定由鄉的容積。根據經驗公式來確定:

推薦如下:
低壓系統： V=(2～4) ；
中壓系統： V=(5～7) ； (3-4)
高壓系統： V=(6～12) ;
對於帶冷卻器的油箱，容積可適當減少。

4.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的厚度由液壓缸的強度條件來確定。液壓缸的壁厚一般指鋼筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚 的比值D/ 的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬於薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算

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③ 單桿雙向液壓缸總效率一般取多少

單活塞桿液壓缸只有一端有活塞桿，實現雙向運動，故又稱為雙作用缸。液壓缸是將液壓能轉變為機械能的、做直線往復運動（或擺動運動）的液壓執行元件。它結構簡單、工作可靠。用它來實現往復運動時，可免去減速裝置

④ 液壓傳動的效率

液壓傳動的效率一般為0.8~0.85，至於機械傳動，包括皮帶傳動，齒輪傳動，鏈輪傳動，他們的機械效率都不相同，比如：皮帶傳動的機械效率僅為0.75左右，而齒輪傳動則有0.85以上的機械效率等等。所以，無法直接給出兩種傳動哪個效率更高，除非給出具體的傳動方式。

由於一般採用油液作為傳動介質，因此液壓元件具有良好的潤滑條件；工作液體可以用管路輸送到任何位置，允許液壓執行元件和液壓泵保持一定距離；液壓傳動能方便地將原動機的旋轉運動變為直線運動。

應用

液壓傳動主要應用如下：

(1)一般工業用液壓系統塑料加工機械（注塑機）、壓力機械（鍛壓機）、重型機械（廢鋼壓塊機）、機床（全自動六角車床、平面磨床）等。

(2)行走機械用液壓系統工程機械（挖掘機）、起重機械（汽車吊）、建築機械（打樁機）、農業機械（聯合收割機）、汽車（轉向器、減振器）等。

(3)鋼鐵工業用液壓系統 冶金機械（軋鋼機）、提升裝置（升降機）、軋輥調整裝置等。

⑤ 液壓缸的機械效率指的是什麼

機械效率其實就是油缸在工作中的損失，油缸在運行時，會和油缸的鋼桶內壁產生摩擦，而摩擦就是在消耗能量，
油缸的損耗（效率）取得通常是百分之98， 假設，油缸的工作壓力是100兆帕，那麼摩擦可能就會消耗掉2個壓力，油缸的實際壓力只有98兆帕，不僅在油缸，在任何地方都會有損耗，效率一般只在理論教科書上或者在計算公式時才會出現，在實際中基本忽略不計，因為他的損耗不多，