液壓缸的機械效率怎麼取

1. 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，

2. 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。

3. 液壓缸及其主要技術參數及計算

液壓缸按其結構型式可分為單作用缸和雙作用缸，鑽機多使用雙作用單活塞桿液壓缸。通常，設計前已定的技術參數為負荷F（N）及其速度v（m/s）、工作壓力p（Pa）、容積效率ηv（ηv1）、機械效率ηm（表3-3）。

表3-3 液壓缸空載啟動壓力及效率

註：活塞桿密封圈也採用V形時，表中pmin值要增大50％。

1.單活塞桿液壓缸兩腔面積比（速度比）φ

單活塞桿液壓缸其面積比（速度比）φ可由下列公式計算：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：A₁為活塞無桿側有效面積，m²；A₂為活塞有桿側有效面積，m²；v₁為活塞桿伸出速度，m/s；v₂為活塞桿退回速度，m/s；D為活塞直徑（缸筒內徑），m；d為活塞桿直徑，m。

單活塞桿液壓缸兩腔面積比（速度比）φ值應符合國家標准GB7933-87（等效於ISO7181—1982）規定的面積比（速度比）φ值系列見表3-4 。

表3-4 單活塞桿液壓缸兩腔面積比（速度比）φ

註：（摘自GB7933-87）D、d為缸徑、桿徑（mm）

2.活塞線速度v

（1）活塞瞬間線速度v（m/s）

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：Q為液壓缸瞬間流量，m³/s；A為活塞的有效作用面積（活塞無桿側為A₁；活塞有桿側為A₂）。

圖3-12 活塞線速度隨時間的變化

當Q＝常數時，v＝常數。但實際工況中，活塞在行程兩端各有一個加速階段或一個減速階段（圖3-12）。當供油流量Q保持不變時，活塞在行程的中間大部分保持恆速。

（2）活塞最高線速度v_max

在活塞桿外推時，活塞的最高線速度v_max1（m/s）為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

在活塞桿內拉時，活塞的最高線速度v_max2（m/s）為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：Q₁、Q₂分別為桿外推、內拉時流量，m³/s。

活塞的最高線速度，受到活塞和活塞桿的密封件和行程末端緩沖裝置所能承受的動能所限制。

過低的活塞最高線速度，可能會出現爬行現象，不利於液壓缸正常工作。故v_max應大於0.1～0.2m/s。

另外活塞的最高線速度，根據活塞和活塞桿選用的密封件形式是有所不同，應參照密封件製造廠所推薦的活塞的最高線速度。液壓缸一般v＜0.5m/s。

3.液壓缸活塞的理論推力和拉力

以雙作用單活塞桿液壓缸為例，如圖3-13所示。

當活塞桿伸出時的理論推力F₁（N）：

圖3-13 液壓缸活塞受力示意圖

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

當活塞桿縮回時的理論拉力F₂（N）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

當活塞差動前進時（即活塞兩側同時進壓力相同的液壓油）的理論推力F₃（N）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

以上三式中：D為活塞直徑（缸筒內徑），m；d為活塞桿直徑，m；A₁為活塞無桿側有效面積，m²；A₂為活塞有桿側有效面積，m²；p為工作壓力，MPa。

4.液壓缸功率

功率為P＝F·v （W）

由於F＝p·A，v＝Q/A，代入上式

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：F為液壓缸的負荷（推力或拉力），N；v為活塞運動速度，m/s；p為工作壓力，Pa；Q為輸入流量，m³/s。

即液壓缸的功率等於壓力與流量的乘積。

4. 液壓缸的機械效率指的是什麼

輸入功率與輸出功率的比值。
在此是所做功與輸入的流量與壓力的乘機的比值

5. 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。

6. 挖掘機液壓方面的論文

一 緒論
1.1 液壓傳動與控制概述
液壓傳動與控制是以液體（油、高水基液壓油、合成液體）作為介質來實現各種機械量的輸出（力、位移或速度等）的。它與單純的機械傳動、電氣傳動和氣壓傳動相比，具有傳遞功率大，結構小、響應快等特點，因而被廣泛的應用於各種機械設備及精密的自動控制系統。液壓傳動技術是一門新的學科技術，它的發展歷史雖然較短，但是發展的速度卻非常之快。自從1795年製成了第一台壓力機起，液壓技術進入了工程領域；1906年開始應用於國防戰備武器。
第二次世界大戰期間，由於軍事工業迫切需要反應快、精度高的自動控制系統，因而出現了液壓伺服控制系統。從60年代起，由於原子能、空間技術、大型船艦及電子技術的發展，不斷地對液壓技術提出新的要求，從民用到國防，由一般的傳動到精確度很高的控制系統，這種技術得到更加廣泛的發展和應用。

在國防工業中：海、陸、空各種戰備武器均採用液壓傳動與控制。如飛機、坦克、艦艇、雷達、火炮、導彈及火箭等。
在民用工業中：有機床工業、冶金工業、工程機械、農業方面，汽車工業、輕紡工業、船舶工業。
另外，近幾年又出現了太陽跟蹤系統、海浪模擬裝置、飛機駕駛模擬、船舶駕駛模擬器、地震再現、火箭助飛發射裝置、宇航環境模擬、高層建築防震系統及緊急剎車裝置等，均採用了液壓技術。
總之，一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可採用液壓技術。它的發展如此之快，應用如此之廣，其原因就是液壓技術有著優異的特點，歸納起來液壓動力傳動方式具有顯著的優點：其單位重量的輸出功率和單位尺寸輸出功率大；液壓傳動裝置體積小、結構緊湊、布局靈活，易實現無級調速，調速范圍寬，便於與電氣控制相配合實現自動化；易實現過載保護與保壓，安全可靠；元件易於實現系列化、標准化、通用化；液壓易與微機控制等新技術相結合，構成「機-電-液-光」一體化便於實現數字化。
1.2 液壓機的發展及工藝特點
液壓機是製品成型生產中應用最廣的設備之一，自19世紀問世以來發展很快，液壓機在工作中的廣泛適應性，使其在國民經濟各部門獲得了廣泛的應用。由於液壓機的液壓系統和整機結構方面，已經比較成熟，目前國內外液壓機的發展不僅體現在控制系統方面，也主要表現在高速化、高效化、低能耗；機電液一體化，以充分合理利用機械和電子的先進技術促進整個液壓系統的完善；自動化、智能化，實現對系統的自動診斷和調整，具有故障預處理功能；液壓元件集成化、標准化，以有效防止泄露和污染等四個方面。
作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統，由於技術發展趨於成熟，國內外機型無較大差距，主要差別在於加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向於集成化、封閉式設計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統在液壓系統中得到較廣泛的應用。特別是集成塊可以進行專業化的生產，其質量好、性能可靠而且設計的周期也比較短。
近年來在集成塊基礎上發展起來的新型液壓元件組成的迴路也有其獨特的優點，它不需要另外的連接件其結構更為緊湊，體積也相對更小，重量也更輕無需管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和雜訊。邏輯插裝閥具有體積小、重量輕、密封性能好、功率損失小、動作速度快、易於集成的特點，從70年代初期開始出現，至今已得到了很快的發展。我國從1970年開始對這種閥進行研究和生產，並已將其廣泛的應用於冶金、鍛壓等設備上，顯示了很大的優越性。
液壓機工藝用途廣泛，適用於彎曲、翻邊、拉伸、成型和冷擠壓等沖壓工藝，壓力機是一種用靜壓來加工產品。適用於金屬粉末製品的壓製成型工藝和非金屬材料，如塑料、玻璃鋼、絕緣材料和磨料製品的壓製成型工藝，也可適用於校正和壓裝等工藝。
由於需要進行多種工藝，液壓機具有如下的特點：
（1） 工作台較大，滑塊行程較長，以滿足多種工藝的要求；
（2） 有頂出裝置，以便於頂出工件；
（3） 液壓機具有點動、手動和半自動等工作方式，操作方便；
（4） 液壓機具有保壓、延時和自動回程的功能，並能進行定壓成型和定程成型的操作，特別適合於金屬粉末和非金屬粉末的壓制；
（5） 液壓機的工作壓力、壓制速度和行程范圍可隨意調節，靈活性大。

二 150t液壓機液壓系統工況分析
本機器(見圖1.1)適用於可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料製品及粉末製品的壓製成型。本機器具有獨立的動力機構和電氣系統。採用按鈕集中控制，可實現調整、手動及半自動三種操作方式。本機器的工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據工藝需要進行調整，並能完成一般壓制工藝。此工藝又分定壓、定程兩種工藝動作供選擇。定壓成型之工藝動作在壓制後具有保壓、延時、自動回程、延時自動退回等動作。 本機器主機呈長方形，外形新穎美觀，動力系統採用液壓系統，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機並設有腳踏開關，可實現半自動工藝動作的循環。

2.2 工況分析
本次設計在畢業實習調查的基礎上，用類比的方法初步確定了立式安裝的主液壓缸活塞桿帶動滑塊及動橫梁在立柱上滑動下行時，運動部件的質量為500Kg。
1．工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：
2. 摩擦負載 靜摩擦阻力：
動摩擦阻力：
3. 慣性負載

自重：
4. 液壓缸在各工作階段的負載值：
其中： ——液壓缸的機械效率，一般取 =0.9-0.97。工況 負載組成 推力 F/

2.3負載圖和速度圖的繪制：
負載圖按上面的數值繪制，速度圖按給定條件繪制，如圖：

三 液壓機液壓系統原理圖設計
3．1 自動補油的保壓迴路設計
考慮到設計要求，保壓時間要達到5s，壓力穩定性好。若採用液壓單向閥迴路保壓時間長，壓力穩定性高，設計中利用換向閥中位機能保壓，設計了自動補油迴路，且保壓時間由電氣元件時間繼電器控制，在0-20min內可調整。此迴路完全適合於保壓性能較高的高壓系統，如液壓機等。
自動補油的保壓迴路系統圖的工作原理：
按下起動按紐，電磁鐵1YA通電，換向閥6接入迴路時，液壓缸上腔成為壓力腔，在壓力到達預定上限值時壓力繼電器11發出信號，使換向閥切換成中位；這時液壓泵卸荷，液壓缸由換向閥M型中位機能保壓。當液壓缸上腔壓力下降到預定下限值時，壓力繼電器又發出信號，使換向閥右位接人迴路，這時液壓泵給液壓缸上腔補油，使其壓力回升。回程時電磁閥2YA通電，換向閥左位接人迴路，活塞快速向上退回。

3．2 釋壓迴路設計：
釋壓迴路的功用在於使高壓大容量液壓缸中儲存的能量緩緩的釋放，以免她突然釋放時產生很大的液壓沖擊。一般液壓缸直徑大於25mm、壓力高於7Mpa時，其油腔在排油前就先須釋壓。
根據設計很實際的生產需要，選擇用節流閥的釋壓迴路。其工作原理：按下起動按鈕，換向閥6的右位接通，液壓泵輸出的油經過換向閥6的右位流到液壓缸的上腔。同時液壓油的壓力影響壓力繼電器。當壓力達到一定壓力時，壓力繼電器發出信號，使換向閥5回到中位，電磁換向閥10接通。液壓缸上腔的高壓油在換向閥5處於中位（液壓泵卸荷）時通過節流閥9、換向閥10回到油箱，釋壓快慢由節流閥調節。當此腔壓力降至壓力繼電器的調定壓力時，換向閥6切換至左位，液控單向閥7打開，使液壓缸上腔的油通過該閥排到液壓缸頂部的副油箱13中去。使用這種釋壓迴路無法在釋壓前保壓，釋壓前有保壓要求時的換向閥也可用M型，並且配有其它的元件。
機器在工作的時候，如果出現機器被以外的雜物或工件卡死，這是泵工作的時候，輸出的壓力油隨著工作的時間而增大，而無法使液壓油到達液壓缸中，為了保護液壓泵及液壓元件的安全，在泵出油處加一個直動式溢流閥1，起安全閥的作用，當泵的壓力達到溢流閥的導通壓力時，溢流閥打開，液壓油流回油箱。起到保護作用。在液壓系統中，一般都用溢流閥接在液壓泵附近，同時也可以增加液壓系統的穩定性。使零件的加工精度增高。

3．3液壓機液壓系統原理圖擬定

上液壓缸工作循環
（1） 快速下行。按下起動按鈕，電磁鐵1YA通電，這時的油路為：
液壓缸上腔的供油的油路
變數泵1—換向閥6右位—節流閥8—壓力繼電器11—液壓缸15
液壓缸下腔的回油路
液壓缸下腔15—液控單向閥7—換向閥6右位—電磁閥5—背壓閥4—油箱
油路分析：變數泵1的液壓油經過換向閥6的右位，液壓油分兩條油路：一條油路通過節流閥7流經繼電器11，另一條路直接流向液壓缸的上腔和壓力表。使液壓缸的上腔加壓。液壓缸15下腔通過液控單向閥7經過換向閥6的右位流經背壓閥，再流到油箱。因為這是背壓閥產生的背壓使接副油箱旁邊的液控單向閥7打開，使副油箱13的液壓油經過副油箱旁邊的液控單向閥14給液壓缸15上腔補油。使液壓缸快速下行，另外背壓閥接在系統回油路上，造成一定的回油阻力，以改善執行元件的運動平穩性。
（2） 保壓時的油路情況：
油路分析：當上腔快速下降到一定的時候，壓力繼電器11發出信號，使換向閥6的電磁鐵1YA斷電，換向閥回到中位，利用變數泵的柱塞孔從吸油狀態過渡到排油狀態，其容積的變化是由大變小，而在由增大到縮小的變化過程中，必有容積變化率為零的一瞬間，這就是柱塞孔運動到自身的中心線與死點所在的面重合的這一瞬間，這時柱塞孔的進出油口在配油盤上所在的位置，稱為死點位置。柱塞在這個位置時，既不吸油，也不排油，而是由吸轉為排的過渡狀態。液壓系統保壓。而液壓泵1在中位時，直接通過背壓閥直接回到油箱。
（3） 回程時的油路情況：
液壓缸下腔的供油的油路：
變數泵1——換向閥6左位——液控單向閥7——液壓油箱15的下腔
液壓缸上腔的回油油路：
液壓腔的上腔——液控單向閥14——副油箱13
液壓腔的上腔—節流閥8——換向閥6左位——電磁閥5——背壓閥4——油箱
油路分析： 當保壓到一定時候，時間繼電器發出信號，使換向閥6的電磁鐵2YA通電，換向閥接到左位，變數泵1的液壓油通過換向閥旁邊的液控單向閥流到液壓缸的下腔，而同時液壓缸上腔的液壓油通過節流閥9（電磁鐵6YA接通），上腔油通過換向閥10接到油箱，實現釋壓，另外一部分油通過主油路的節流閥流到換向閥6，再通過電磁閥19，背壓閥11流回油箱。實現釋壓。
下液壓缸的工作循環：
向上頂出時，電磁鐵4YA通電，5YA失電。
進油路：
液壓泵——換向閥19左位——單向節流閥18——下液壓缸下腔
回油路：
下液壓缸上腔——換向閥19左位——油箱
當活塞碰到上缸蓋時，便停留在這個位置上。
向下退回是在4YA失電，3YA通電時產生的，
進油路：
液壓泵——換向閥19右位——單向節流閥17——下液壓缸上腔
回油路：
下液壓缸下腔——換向閥19右位——油箱
原位停止是在電磁鐵3YA，4YA都斷電，換向閥19處於中位時得到的。

四 液壓系統的計算和元件選型
4．1 確定液壓缸主要參數：
按液壓機床類型初選液壓缸的工作壓力為25Mpa,根據快進和快退速度要求，採用單桿活塞液壓缸。快進時採用差動連接，並通過充液補油法來實現，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積 應為有桿腔工作面積 的6倍，即活塞桿直徑 與缸筒直徑 滿足 的關系。
快進時，液壓缸回油路上必須具有背壓 ,防止上壓板由於自重而自動下滑，根據《液壓系統設計簡明手冊》表2-2中，可取 =1Mpa，快進時，液壓缸是做差動連接，但由於油管中有壓降 存在，有桿腔的壓力必須大於無桿腔，估計時可取 ,快退時，回油腔是有背壓的，這時 亦按2Mpa來估算。
1) 計算液壓缸的面積
可根據下列圖形來計算

—— 液壓缸工作腔的壓力 Pa
—— 液壓缸回油腔的壓力 Pa
故：

當按GB2348-80將這些直徑圓整成進標准值時得： ,
由此求得液壓缸面積的實際有效面積為：

2) 液壓缸實際所需流量計算
① 工作快速空程時所需流量

液壓缸的容積效率，取

② 工作缸壓制時所需流量

③ 工作缸回程時所需流量

4．2液壓元件的選擇
4．2.1確定液壓泵規格和驅動電機功率
由前面工況分析，由最大壓制力和液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力取為 ，考慮到進出油路上閥和管道的壓力損失為 （含回油路上的壓力損失折算到進油腔），則液壓泵的最高工作壓力為

上述計算所得的 是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力，另外考慮到一定壓力貯備量，並確保泵的壽命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右因此選泵的額定壓力 應滿足：

液壓泵的最大流量應為：

式中 液壓泵的最大流量
同時動作的各執行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量 。
系統泄漏系數，一般取 ，現取 。

1．選擇液壓泵的規格
由於液壓系統的工作壓力高，負載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變數泵。柱塞變數泵適用於負載大、功率大的機械設備（如龍門刨床、拉床、液壓機），柱塞式變數泵有以下的特點：
1） 工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質量可以達到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達到的工作壓力，一般是（ ） ，最高可以達到 。
2） 流量范圍較大。因為只要適當加大柱塞直徑或增加柱塞數目，流量變增大。
3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易製成各種變數型。
4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功率重量小。但柱塞式變數泵的結構復雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價格昂貴。
根據以上算得的 和 在查閱相關手冊《機械設計手冊》成大先P20-195得：現選用 ，排量63ml/r，額定壓力32Mpa，額定轉速1500r/min，驅動功率59.2KN，容積效率 ，重量71kg，容積效率達92%。
2．與液壓泵匹配的電動機的選定
由前面得知，本液壓系統最大功率出現在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供油壓力值為26Mpa，流量為已選定泵的流量值。 液壓泵的總效率。柱塞泵為 ，取 0.82。

選用1000r/min的電動機，則驅動電機功率為
選擇電動機 ，其額定功率為18.5KW。

4.2.2閥類元件及輔助元件的選擇
1. 對液壓閥的基本要求：
(1). 動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動小。油液流過時壓力損失小。
(2). 密封性能好。結構緊湊，安裝、調整、使用、維護方便，通用性大
2. 根據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規格
主要依據是根據該閥在系統工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需考慮閥的動作方式，安裝固定方式，壓力損失數值，工作性能參數和工作壽命等條件來選擇標准閥類的規格：

序號 元件名稱 估計通過流量
型號 規格
1 斜盤式柱塞泵
156.8 63SCY14－1B 32Mpa，驅動功率59.2KN
2 WU網式濾油器 160 WU-160*180 40通徑，壓力損失 0.01MPa

3 直動式溢流閥 120 DBT1/315G24 10通徑，32Mpa，板式聯接
4 背壓閥 80 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯接
5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B
6 三位四通電磁閥 100 34DO-B10H-T 10通徑，壓力31.5MPa
7 液控單向閥
80 YAF3-E610B 32通徑，32MPa
8 節流閥
80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa
9 節流閥
80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa
10 二位二通電磁閥
30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa
11 壓力繼電器
－ DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa12 壓力表開關
－ KFL8－30E 32Mpa，6測點
13 油箱

14 液控單向閥 YAF3-E610B 32通徑，32MPa
15 上液壓缸

16 下液壓缸

17 單向節流閥
48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa
18 單向單向閥
48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa
19 三位四通電磁換向閥 25 34DO-B10H-T
20 減壓閥 40 JF3-10B

4.2.3 管道尺寸的確定
油管系統中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環境和工作壓力來正確選用。本設計中油管採用鋼管，因為本設計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設計在彎曲的地方可以用管接頭來實現彎曲。
尼龍管用在低壓系統；塑料管一般用在回油管用。
膠管用做聯接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用於壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用於壓力較低的油路中。由於膠管製造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。
1. 管接頭的選用：
管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。
管接頭的種類很多，液壓系統中油管與管接頭的常見聯接方式有：
焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋採用國際標准米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和採用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用於中、低壓液壓系統；細牙螺紋密封性好，常用於高壓系統，但要求採用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也採用紫銅墊圈。
液壓系統中的泄漏問題大部分都出現在它管系中的接頭上，為此對管材的選用，接頭形式的確定（包括接頭設計、墊圈、密封、箍套、防漏塗料的選用等），管系的設計（包括彎管設計、管道支承點和支承形式的選取等）以及管道的安裝（包括正確的運輸、儲存、清洗、組裝等）都要考慮清楚，以免影響整個液壓系統的使用質量。
國外對管子的材質、接頭形式和連接方法上的研究工作從不間斷，最近出現一種用特殊的鎳鈦合金製造的管接頭，它能使低溫下受力後發生的變形在升溫時消除——即把管接頭放入液氮中用芯棒擴大其內徑，然後取出來迅速套裝在管端上，便可使它在常溫下得到牢固、緊密的結合。這種「熱縮」式的連接已經在航空和其它一些加工行業中得到了應用，它能保證在40~55Mpa的工作壓力下不出現泄漏。本設計根據需要，選擇卡套式管接頭。要求採用冷拔無縫鋼管。
2. 管道內徑計算：
（1）
式中 Q——通過管道內的流量
v——管內允許流速 ，見表：
允許流速推薦值
油液流經的管道 推薦流速 m/s
液壓泵吸油管

液壓系統壓油管道 3~6，壓力高，管道短粘度小取大值
液壓系統回油管道 1.5~2.6

(1). 液壓泵壓油管道的內徑：
取v=4m/s

根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm;
管接頭聯接螺紋M27×2。

(2). 液壓泵回油管道的內徑：
取v=2.4m/s

根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm;
管接頭聯接螺紋M33×2。
3. 管道壁厚 的計算

式中： p——管道內最高工作壓力 Pa
d——管道內徑 m
——管道材料的許用應力 Pa，
——管道材料的抗拉強度 Pa
n——安全系數，對鋼管來說， 時，取n=8； 時，
取n=6； 時，取n=4。
根據上述的參數可以得到：
我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度 =600MPa;

(1). 液壓泵壓油管道的壁厚

(2). 液壓泵回油管道的壁厚
所以所選管道適用。
4. 液壓系統的驗算
上面已經計算出該液壓系統中進，回油管的內徑分別為32mm,42mm。
但是由於系統的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。4.2.4系統溫升的驗算
在整個工作循環中，工進階段所佔的時間最長，且發熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發熱量較大，所以只考慮工進時的發熱量，然後取其值進行分析。
當V=10mm/s時，即v=600mm/min

即
此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為26MP，則有

即
此時的功率損失為：

假定系統的散熱狀況一般，取 ，
油箱的散熱面積A為

系統的溫升為

根據《機械設計手冊》成大先P20-767：油箱中溫度一般推薦30-50
所以驗算表明系統的溫升在許可范圍內。

五 液壓缸的結構設計
5.1 液壓缸主要尺寸的確定
1) 液壓缸壁厚和外經的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。
液壓缸的壁厚一般指缸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，其內應力分布規律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚 的比值 的圓筒稱為薄壁圓筒。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

設 計 計 算 過 程
式中 ——液壓缸壁厚(m)；
D——液壓缸內徑(m)；
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍 ；
——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管： 。
= =22.9
則 在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式進行校核。
液壓缸壁厚算出後，即可求出缸體的外經 為2) 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據執行機構實際工作的最大行程來確定，並參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P12表2-6中的系列尺寸來選取標准值。
液壓缸工作行程選
缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
液壓缸：
無孔時
取 t=65mm

有孔時
取 t』=50mm
3)最小導向長度的確定
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度（如下圖2所示）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。
對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：
設 計 計 算 過 程

式中 L——液壓缸的最大行程；
D——液壓缸的內徑。
活塞的寬度B一般取B=(0.6~10)D；缸蓋滑動支承面的長度 ，根據液壓缸內徑D而定；
當D<80mm時，取 ；
當D>80mm時，取 。
為保證最小導向長度H，若過分增大 和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即

滑台液壓缸：
最小導向長度：
取 H=200mm
活塞寬度：B=0.6D=192mm
缸蓋滑動支承面長度：

隔套長度： 所以無隔套。
液壓缸缸體內部長度應等於活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大於內徑的20~30倍。
液壓缸：
缸體內部長度
當液壓缸支承長度LB (10-15)d時，需考慮活塞桿彎度穩定性並進行計算。本設計不需進行穩定性驗算。
5.2 液壓缸的結構設計
液壓缸主要尺寸確定以後，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞與活塞桿的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由於工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。
設 計 計 算 過 程1) 缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。
本次設計中採用外半環連接，如下圖1所示：
圖1 缸體與缸蓋外半環連接方式優點：
(1) 結構較簡單
(2) 加工裝配方便
缺點：
(1) 外型尺寸大
(2) 缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚2)活塞桿與活塞的連接結構
參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P15表2-8，採用組合式結構中的螺紋連接。如下圖2所示：

圖2 活塞桿與活塞螺紋連接方式
特點：
結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。

7. 液壓泵機械效率公式是怎麼推出來的

機械效率的概念容易理解，就是輸出功率與輸入功率的比值。
其中，輸出功率為壓力和流量的乘積。
輸入功率即是電機的輸出功率
以上為總效率計算方式，感謝各位的評論，將液壓泵效率的計算方式列舉如下：
你敢抓我就敢死 2022-07-27 20:03
總效率=機械效率x容積效率，機械效率=理論輸入轉矩/實際輸入轉矩，容積效率=實際輸出流量/理論輸出流量

8. 求液壓系統中的一個公式，要標准點的！

Pw＝(QXPs)/612 Pw-功率Kw Q-流量 L/min Ps 系統壓力 bar
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。

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°。

摩擦因數f

導軌類型
導軌材料
運動狀態
摩擦因數(f)

滑動導軌
鑄鐵對鑄鐵
啟動時

低速(v＜0.16m/s) 高速(v＞0.16m/s)
0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08

滾動導軌
鑄鐵對滾柱(珠) 淬火鋼導軌對滾柱(珠)

0.005～0.020.003～0.006

靜壓導軌
鑄鐵

0.005

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)，一般機床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，其值與密封裝置的類型、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)液壓缸運動循環各階段的總負載力。液壓缸運動循環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工進階段： 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。例如採用單定量泵供油，只需計算工進階段的總負載力，若簡單系統採用限壓式變數泵或雙聯泵供油，則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。

(3)液壓缸的負載循環圖。

對較為復雜的液壓系統，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按相同的坐標繪制液壓缸的負載時間(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。

9. 液壓缸設計中容積效率怎麼得出是先假定還是查手冊

先按100%效率計算，計算出流量要求以後選用流量高一級的液壓泵即可。

10. 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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