液压缸的机械效率为多少

Ⅰ 求液压系统中的一个公式，要标准点的！

Pw＝(QXPs)/612 Pw-功率Kw Q-流量 L/min Ps 系统压力 bar
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)

式中：Fc为切削阻力；Ff为摩擦阻力；Fi为惯性阻力；FG为重力；Fm为密封阻力；Fb为排油阻力。

平导轨： Ff=f∑Fn (9-2)

V形导轨： Ff=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3)

式中：f为摩擦因数，参阅表9-1选取；∑Fn为作用在导轨上总的正压力或沿V形导轨横截面中心线方向的总作用力；α为V形角，一般为90°。

摩擦因数f

导轨类型
导轨材料
运动状态
摩擦因数(f)

滑动导轨
铸铁对铸铁
启动时

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

滚动导轨
铸铁对滚柱(珠) 淬火钢导轨对滚柱(珠)

0.005～0.020.003～0.006

静压导轨
铸铁

0.005

式中：m为运动部件的质量(kg)；a为运动部件的加速度(m/s2)；G为运动部件的重量(N)；g为重力加速度，g=9.81 (m/s2)；Δv为速度变化值(m/s)；

Δt为启动或制动时间(s)，一般机床Δt＝0.1～0.5s，运动部件重量大的取大值。

④重力FG：垂直放置和倾斜放置的移动部件，其本身的重量也成为一种负载，当上移时，负载为正值，下移时为负值。

⑤密封阻力Fm：密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初 算 时，可按缸的机械效率(ηm=0.9)考虑；验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。

⑥排油阻力Fb：排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考虑。

(2)液压缸运动循环各阶段的总负载力。液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。 ①启动加速阶段：这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率ηm=0.9计算)、重力和惯性力等项，即：

F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5)

②快速阶段： F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6)

③工进阶段： F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7)

④减速： F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (9-8)

对简单液压系统，上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的总负载力。

(3)液压缸的负载循环图。

对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压缸(或液压马达)的速度和负载的

变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F—t)或负载位移(F—L)图，然后将各液压缸在同一时间t(或位移)的负载力叠加。

Ⅱ 液压元件的计算及选择

（一）执行元件

根据执行元件的负载和系统的压力，可以计算液压缸的直径和液压马达排量。

1.计算执行元件的有效工作压力

液压缸的有效工作压力p1（Pa），由图9-12知：

液压动力头岩心钻机设计与使用

液压马达的有效工作压力p1为:

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：p为液压系统压力（或p_p为液压泵压力）。Pa；Δp为进油管路的压力损失。初步

估算时，对简单的液压系统，取Δp＝（2～5）×10⁵Pa；对较复杂的液压系统，取Δp＝（2～15）×10⁵Pa；p0为系统的背压（包括回油路的压力损失），对回油路上有节流阀的调速系统，取p0＝（2～5）×10⁵Pa；对回油路上有背压阀或调速阀的调速系统，取p0＝（5～15）×10⁵Pa；回油路较短且直通油箱，取p0＝0；A₁、A₂分别为液压缸的无杆腔和有杆腔有效工作面积，m²；

图9-12 液压缸系统图

2.计算液压缸面积和液压马达排量

液压缸面积A（m²）为：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：F_max为液压缸最大负载，N；p1为液压缸有效工作压力，Pa；ηm为液压缸机械效率，取＝0.9～0.98。液压马达排量q（m³/r）为：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：T_max为液压马达最大负载转矩，Nm；p1为液压马达有效工作压力，Pa；ηm为液压马达机械效率，不同类型马达机械效率不同，ηm可参考液压传动设计手册和液压马达产品样本取值。

3.计算执行元件所需流量

液压缸所需流量Q_max（m³/s）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：A为液压缸工作面积，m²；v_max为液压缸活塞移动最大速度，m/s。

液压马达所需流量Q_max（m³/s）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：q为液压马达排量，m³/s；n_max为液压马达最大转速，r/s。

4.液压马达的选择

液压马达可分高速和低速两大类。轴向柱塞液压马达，外啮合齿轮液压马达等属高速液压马达。高速液压马达输出转矩不大，需要齿轮减速后驱动工作机构。高速马达主要特点是转速高，转动惯量小，便于启动和制动，调节灵敏度高。径向柱塞液压马达、摆线齿轮液压马达等属低速液压马达。低速马达主要特点是排量大、体积大、转速低，可直接驱动工作机构。

根据压力、排量、转速等要求来选择液压马达类型。

（1）轴向柱塞液压马达：此类液压马达有斜轴式和斜盘式两种型式。其特点是转速高、压力高（32MPa）、体积小，主要用于岩心钻机回转和升降机构。

（2）摆线齿轮液压马达：此种液压马达有轴配流式和端面配流式两种型式。后者由于采用端面配流，磨损可自动补偿，另外采用镶柱式定子、转子设计，使液压马达具有效率高、工作压力高、启动压力低和运转平稳等特点，在低速大转矩液压马达中体积最小。2K、6K系列的摆线齿轮液压马达就是这类马达的代表产品。选用时参考产品样本，确定压力和流量，使液压马达的工作特点在连续工作区域内，以获得最佳工作效率和寿命。

（3）径向柱塞液压马达：此类液压马达有曲轴连杆式、内曲线多作用式和静力平衡式三种型式。径向柱塞液压马达具有压力高、效率高、低速稳定性好等特点。由国外引进并经过设计改进的曲轴连杆式液压马达在钻机回转升降机构、泥浆泵传动中均有应用。特别是壳转式马达更适用钻机行走机构。

（二）液压泵

首先根据液压系统对液压泵的性能要求确定液压泵的类型，然后计算泵的工作压力和流量，选择泵的具体规格型号，并计算其所需输入功率。

1.选择液压泵类型

钻机回转机构为有级调速或功率较小的钻机，一般选用高压齿轮泵。高压齿轮泵具有压力高、结构简单和工作可靠等特点。三联齿轮泵可简化液压泵传动机构，被广泛采用。

若钻机回转、升降机构要求无级调速，或功率大的钻机可选用轴向柱塞泵。轴向柱塞泵有斜轴式和斜盘式两种型式。其特点是压力高和效率高，并有多种变量机构可供选用。斜盘式轴向柱塞泵如同齿轮泵，也可将两个或三个液压泵串接在一起，简化液压泵传动。在现代液压动力头岩心钻机上，给进机构采用恒压轴向柱塞泵，回转和升降机构采用负载敏感轴向柱塞变量泵是最优选择和发展趋势。

2.计算液压泵流量

液压泵的流量Q_p（m³/s）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：k为系统泄漏系数，一般取k＝1.1～1.3；（Q）_max为各元件同时动作的最大总流量，m³/s。

当系统采用储能器时，泵的流量根据系统在一个工作循环周期中的平均流量选取，即：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：T为工作周期，s；Q_i为各执行元件在工作周期中所需流量，m³/s；n为执行元件的数目。

3.选择液压泵规格

参照液压传动设计手册或产品样本，选择泵的规格型号。所选泵的流量应与计算流量相当，不要超过太多。泵的额定压力可以比系统工作压力高25％或更高些。这是因液压系统工作过程中存在动态压力，使泵有一定压力储备。

4.计算液压泵的驱动功率

液压泵的驱动功率按下式计算P（kW）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：p_p为液压泵最大工作压力，Pa；Q_p为液压泵输出流量，m³/s；η为液压泵总效率。液压泵总效率可在产品样本中查到，大致估取齿轮泵为0.7～0.75，轴向柱塞泵取0.8～0.85。液压泵规格大取大的数值，规格小取小的数值；变量泵取小值，定量泵取大值。当液压泵的工作压力只有额定压力的10％～15％时，液压泵的总效率将显著下降，有时只达50％或更低；变量泵的流量为其额定流量的1/4或1/3以下时，容积效率和总效率都下降很多。

（三）选择液压控制阀

根据液压系统工作压力和通过阀的最大流量来选择液压控制阀。选择压力阀时需考虑其压力调节范围；选择流量阀时，要注意其最小稳定流量；选择换向阀时要注意其滑阀机能及操作控制方式。阀的额定流量必须与实际通过流量一致，实际流量不应大于额定流量的1.2倍。为便于油路连接，同一液压回路尽量选用相同通径的阀。

液压阀连接安装方式的选择。为了简化油路和便于集中操作，钻机均采用多路换向阀。多路换向阀以若干个单联换向阀为主体，配合溢流阀、单向阀及卸荷阀等组合而成。多路换向阀不能满足系统要求时，可选择单个阀加以补充。液压锁、平衡阀、调速阀、调压阀等都是钻机常用阀

负载敏感多路阀是一种手动或电液控制的比例多路阀。它由换向阀、减压阀、节流阀、梭阀和溢流阀等组成，具有换向、调速和多执行元件可同时工作功能。

由叠加阀组成的油路块，因叠加阀品种多，其性能可满足液压系统要求。叠加阀组装方便，且有利于油路的改进，在液压动力头岩心钻机的给进和辅助动作回路上常被采用。

（四）液压辅件

液压辅件包括油箱、管件、滤油器、储能器等。有关液压辅件的计算与选择可参考液压传动设计手册。

油管的内径是根据管内允许流速和通过的流量来确定。

油管内径d（m）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：Q为通过油管的流量，m³/s；v为油管中允许流速，m/s；吸油管路v＝0.5～2m/s；压力管路v＝2.5～6m/s，高压管路可取7m/s；回油管路v≤1.5～3m/s；泄油管路v≤1m/s。

不同类型液压泵，其自吸能力不同。齿轮泵的自吸能力强，轴向柱塞泵的自吸能力弱。在开式系统中，轴向柱塞泵的吸油管内径和长度应根据产品样本中的规定计算确定。

Ⅲ 挖掘机液压方面的论文

一 绪论
1.1 液压传动与控制概述
液压传动与控制是以液体（油、高水基液压油、合成液体）作为介质来实现各种机械量的输出（力、位移或速度等）的。它与单纯的机械传动、电气传动和气压传动相比，具有传递功率大，结构小、响应快等特点，因而被广泛的应用于各种机械设备及精密的自动控制系统。液压传动技术是一门新的学科技术，它的发展历史虽然较短，但是发展的速度却非常之快。自从1795年制成了第一台压力机起，液压技术进入了工程领域；1906年开始应用于国防战备武器。
第二次世界大战期间，由于军事工业迫切需要反应快、精度高的自动控制系统，因而出现了液压伺服控制系统。从60年代起，由于原子能、空间技术、大型船舰及电子技术的发展，不断地对液压技术提出新的要求，从民用到国防，由一般的传动到精确度很高的控制系统，这种技术得到更加广泛的发展和应用。

在国防工业中：海、陆、空各种战备武器均采用液压传动与控制。如飞机、坦克、舰艇、雷达、火炮、导弹及火箭等。
在民用工业中：有机床工业、冶金工业、工程机械、农业方面，汽车工业、轻纺工业、船舶工业。
另外，近几年又出现了太阳跟踪系统、海浪模拟装置、飞机驾驶模拟、船舶驾驶模拟器、地震再现、火箭助飞发射装置、宇航环境模拟、高层建筑防震系统及紧急刹车装置等，均采用了液压技术。
总之，一切工程领域，凡是有机械设备的场合，均可采用液压技术。它的发展如此之快，应用如此之广，其原因就是液压技术有着优异的特点，归纳起来液压动力传动方式具有显著的优点：其单位重量的输出功率和单位尺寸输出功率大；液压传动装置体积小、结构紧凑、布局灵活，易实现无级调速，调速范围宽，便于与电气控制相配合实现自动化；易实现过载保护与保压，安全可靠；元件易于实现系列化、标准化、通用化；液压易与微机控制等新技术相结合，构成“机-电-液-光”一体化便于实现数字化。
1.2 液压机的发展及工艺特点
液压机是制品成型生产中应用最广的设备之一，自19世纪问世以来发展很快，液压机在工作中的广泛适应性，使其在国民经济各部门获得了广泛的应用。由于液压机的液压系统和整机结构方面，已经比较成熟，目前国内外液压机的发展不仅体现在控制系统方面，也主要表现在高速化、高效化、低能耗；机电液一体化，以充分合理利用机械和电子的先进技术促进整个液压系统的完善；自动化、智能化，实现对系统的自动诊断和调整，具有故障预处理功能；液压元件集成化、标准化，以有效防止泄露和污染等四个方面。
作为液压机两大组成部分的主机和液压系统，由于技术发展趋于成熟，国内外机型无较大差距，主要差别在于加工工艺和安装方面。良好的工艺使机器在过滤、冷却及防止冲击和振动方面，有较明显改善。在油路结构设计方面，国内外液压机都趋向于集成化、封闭式设计，插装阀、叠加阀和复合化元件及系统在液压系统中得到较广泛的应用。特别是集成块可以进行专业化的生产，其质量好、性能可靠而且设计的周期也比较短。
近年来在集成块基础上发展起来的新型液压元件组成的回路也有其独特的优点，它不需要另外的连接件其结构更为紧凑，体积也相对更小，重量也更轻无需管件连接，从而消除了因油管、接头引起的泄漏、振动和噪声。逻辑插装阀具有体积小、重量轻、密封性能好、功率损失小、动作速度快、易于集成的特点，从70年代初期开始出现，至今已得到了很快的发展。我国从1970年开始对这种阀进行研究和生产，并已将其广泛的应用于冶金、锻压等设备上，显示了很大的优越性。
液压机工艺用途广泛，适用于弯曲、翻边、拉伸、成型和冷挤压等冲压工艺，压力机是一种用静压来加工产品。适用于金属粉末制品的压制成型工艺和非金属材料，如塑料、玻璃钢、绝缘材料和磨料制品的压制成型工艺，也可适用于校正和压装等工艺。
由于需要进行多种工艺，液压机具有如下的特点：
（1） 工作台较大，滑块行程较长，以满足多种工艺的要求；
（2） 有顶出装置，以便于顶出工件；
（3） 液压机具有点动、手动和半自动等工作方式，操作方便；
（4） 液压机具有保压、延时和自动回程的功能，并能进行定压成型和定程成型的操作，特别适合于金属粉末和非金属粉末的压制；
（5） 液压机的工作压力、压制速度和行程范围可随意调节，灵活性大。

二 150t液压机液压系统工况分析
本机器(见图1.1)适用于可塑性材料的压制工艺。如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。本机器具有独立的动力机构和电气系统。采用按钮集中控制，可实现调整、手动及半自动三种操作方式。本机器的工作压力、压制速度、空载快速下行和减速的行程范围均可根据工艺需要进行调整，并能完成一般压制工艺。此工艺又分定压、定程两种工艺动作供选择。定压成型之工艺动作在压制后具有保压、延时、自动回程、延时自动退回等动作。 本机器主机呈长方形，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。

2.2 工况分析
本次设计在毕业实习调查的基础上，用类比的方法初步确定了立式安装的主液压缸活塞杆带动滑块及动横梁在立柱上滑动下行时，运动部件的质量为500Kg。
1．工作负载 工件的压制抗力即为工作负载：
2. 摩擦负载 静摩擦阻力：
动摩擦阻力：
3. 惯性负载

自重：
4. 液压缸在各工作阶段的负载值：
其中： ——液压缸的机械效率，一般取 =0.9-0.97。工况 负载组成 推力 F/

2.3负载图和速度图的绘制：
负载图按上面的数值绘制，速度图按给定条件绘制，如图：

三 液压机液压系统原理图设计
3．1 自动补油的保压回路设计
考虑到设计要求，保压时间要达到5s，压力稳定性好。若采用液压单向阀回路保压时间长，压力稳定性高，设计中利用换向阀中位机能保压，设计了自动补油回路，且保压时间由电气元件时间继电器控制，在0-20min内可调整。此回路完全适合于保压性能较高的高压系统，如液压机等。
自动补油的保压回路系统图的工作原理：
按下起动按纽，电磁铁1YA通电，换向阀6接入回路时，液压缸上腔成为压力腔，在压力到达预定上限值时压力继电器11发出信号，使换向阀切换成中位；这时液压泵卸荷，液压缸由换向阀M型中位机能保压。当液压缸上腔压力下降到预定下限值时，压力继电器又发出信号，使换向阀右位接人回路，这时液压泵给液压缸上腔补油，使其压力回升。回程时电磁阀2YA通电，换向阀左位接人回路，活塞快速向上退回。

3．2 释压回路设计：
释压回路的功用在于使高压大容量液压缸中储存的能量缓缓的释放，以免她突然释放时产生很大的液压冲击。一般液压缸直径大于25mm、压力高于7Mpa时，其油腔在排油前就先须释压。
根据设计很实际的生产需要，选择用节流阀的释压回路。其工作原理：按下起动按钮，换向阀6的右位接通，液压泵输出的油经过换向阀6的右位流到液压缸的上腔。同时液压油的压力影响压力继电器。当压力达到一定压力时，压力继电器发出信号，使换向阀5回到中位，电磁换向阀10接通。液压缸上腔的高压油在换向阀5处于中位（液压泵卸荷）时通过节流阀9、换向阀10回到油箱，释压快慢由节流阀调节。当此腔压力降至压力继电器的调定压力时，换向阀6切换至左位，液控单向阀7打开，使液压缸上腔的油通过该阀排到液压缸顶部的副油箱13中去。使用这种释压回路无法在释压前保压，释压前有保压要求时的换向阀也可用M型，并且配有其它的元件。
机器在工作的时候，如果出现机器被以外的杂物或工件卡死，这是泵工作的时候，输出的压力油随着工作的时间而增大，而无法使液压油到达液压缸中，为了保护液压泵及液压元件的安全，在泵出油处加一个直动式溢流阀1，起安全阀的作用，当泵的压力达到溢流阀的导通压力时，溢流阀打开，液压油流回油箱。起到保护作用。在液压系统中，一般都用溢流阀接在液压泵附近，同时也可以增加液压系统的稳定性。使零件的加工精度增高。

3．3液压机液压系统原理图拟定

上液压缸工作循环
（1） 快速下行。按下起动按钮，电磁铁1YA通电，这时的油路为：
液压缸上腔的供油的油路
变量泵1—换向阀6右位—节流阀8—压力继电器11—液压缸15
液压缸下腔的回油路
液压缸下腔15—液控单向阀7—换向阀6右位—电磁阀5—背压阀4—油箱
油路分析：变量泵1的液压油经过换向阀6的右位，液压油分两条油路：一条油路通过节流阀7流经继电器11，另一条路直接流向液压缸的上腔和压力表。使液压缸的上腔加压。液压缸15下腔通过液控单向阀7经过换向阀6的右位流经背压阀，再流到油箱。因为这是背压阀产生的背压使接副油箱旁边的液控单向阀7打开，使副油箱13的液压油经过副油箱旁边的液控单向阀14给液压缸15上腔补油。使液压缸快速下行，另外背压阀接在系统回油路上，造成一定的回油阻力，以改善执行元件的运动平稳性。
（2） 保压时的油路情况：
油路分析：当上腔快速下降到一定的时候，压力继电器11发出信号，使换向阀6的电磁铁1YA断电，换向阀回到中位，利用变量泵的柱塞孔从吸油状态过渡到排油状态，其容积的变化是由大变小，而在由增大到缩小的变化过程中，必有容积变化率为零的一瞬间，这就是柱塞孔运动到自身的中心线与死点所在的面重合的这一瞬间，这时柱塞孔的进出油口在配油盘上所在的位置，称为死点位置。柱塞在这个位置时，既不吸油，也不排油，而是由吸转为排的过渡状态。液压系统保压。而液压泵1在中位时，直接通过背压阀直接回到油箱。
（3） 回程时的油路情况：
液压缸下腔的供油的油路：
变量泵1——换向阀6左位——液控单向阀7——液压油箱15的下腔
液压缸上腔的回油油路：
液压腔的上腔——液控单向阀14——副油箱13
液压腔的上腔—节流阀8——换向阀6左位——电磁阀5——背压阀4——油箱
油路分析： 当保压到一定时候，时间继电器发出信号，使换向阀6的电磁铁2YA通电，换向阀接到左位，变量泵1的液压油通过换向阀旁边的液控单向阀流到液压缸的下腔，而同时液压缸上腔的液压油通过节流阀9（电磁铁6YA接通），上腔油通过换向阀10接到油箱，实现释压，另外一部分油通过主油路的节流阀流到换向阀6，再通过电磁阀19，背压阀11流回油箱。实现释压。
下液压缸的工作循环：
向上顶出时，电磁铁4YA通电，5YA失电。
进油路：
液压泵——换向阀19左位——单向节流阀18——下液压缸下腔
回油路：
下液压缸上腔——换向阀19左位——油箱
当活塞碰到上缸盖时，便停留在这个位置上。
向下退回是在4YA失电，3YA通电时产生的，
进油路：
液压泵——换向阀19右位——单向节流阀17——下液压缸上腔
回油路：
下液压缸下腔——换向阀19右位——油箱
原位停止是在电磁铁3YA，4YA都断电，换向阀19处于中位时得到的。

四 液压系统的计算和元件选型
4．1 确定液压缸主要参数：
按液压机床类型初选液压缸的工作压力为25Mpa,根据快进和快退速度要求，采用单杆活塞液压缸。快进时采用差动连接，并通过充液补油法来实现，这种情况下液压缸无杆腔工作面积 应为有杆腔工作面积 的6倍，即活塞杆直径 与缸筒直径 满足 的关系。
快进时，液压缸回油路上必须具有背压 ,防止上压板由于自重而自动下滑，根据《液压系统设计简明手册》表2-2中，可取 =1Mpa，快进时，液压缸是做差动连接，但由于油管中有压降 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估计时可取 ,快退时，回油腔是有背压的，这时 亦按2Mpa来估算。
1) 计算液压缸的面积
可根据下列图形来计算

—— 液压缸工作腔的压力 Pa
—— 液压缸回油腔的压力 Pa
故：

当按GB2348-80将这些直径圆整成进标准值时得： ,
由此求得液压缸面积的实际有效面积为：

2) 液压缸实际所需流量计算
① 工作快速空程时所需流量

液压缸的容积效率，取

② 工作缸压制时所需流量

③ 工作缸回程时所需流量

4．2液压元件的选择
4．2.1确定液压泵规格和驱动电机功率
由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为 ，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为 （含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为

上述计算所得的 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左右因此选泵的额定压力 应满足：

液压泵的最大流量应为：

式中 液压泵的最大流量
同时动作的各执行所需流量之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量 。
系统泄漏系数，一般取 ，现取 。

1．选择液压泵的规格
由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：
1） 工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（ ） ，最高可以达到 。
2） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。
3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。
4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。
根据以上算得的 和 在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195得：现选用 ，排量63ml/r，额定压力32Mpa，额定转速1500r/min，驱动功率59.2KN，容积效率 ，重量71kg，容积效率达92%。
2．与液压泵匹配的电动机的选定
由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为26Mpa，流量为已选定泵的流量值。 液压泵的总效率。柱塞泵为 ，取 0.82。

选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为
选择电动机 ，其额定功率为18.5KW。

4.2.2阀类元件及辅助元件的选择
1. 对液压阀的基本要求：
(1). 动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。油液流过时压力损失小。
(2). 密封性能好。结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大
2. 根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件型号和规格
主要依据是根据该阀在系统工作的最大工作压力和通过该阀的实际流量，其他还需考虑阀的动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类的规格：

序号 元件名称 估计通过流量
型号 规格
1 斜盘式柱塞泵
156.8 63SCY14－1B 32Mpa，驱动功率59.2KN
2 WU网式滤油器 160 WU-160*180 40通径，压力损失 0.01MPa

3 直动式溢流阀 120 DBT1/315G24 10通径，32Mpa，板式联接
4 背压阀 80 YF3-10B 10通径，21Mpa，板式联接
5 二位二通手动电磁阀 80 22EF3-E10B
6 三位四通电磁阀 100 34DO-B10H-T 10通径，压力31.5MPa
7 液控单向阀
80 YAF3-E610B 32通径，32MPa
8 节流阀
80 QFF3-E10B 10通径，16MPa
9 节流阀
80 QFF3-E10B 10通径，16MPa
10 二位二通电磁阀
30 22EF3B-E10B 6通径，压力20 MPa
11 压力继电器
－ DP1-63B 8通径，10.5-35 MPa12 压力表开关
－ KFL8－30E 32Mpa，6测点
13 油箱

14 液控单向阀 YAF3-E610B 32通径，32MPa
15 上液压缸

16 下液压缸

17 单向节流阀
48 ALF3－E10B 10通径，16MPa
18 单向单向阀
48 ALF3－E10B 10通径，16MPa
19 三位四通电磁换向阀 25 34DO-B10H-T
20 减压阀 40 JF3-10B

4.2.3 管道尺寸的确定
油管系统中使用的油管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压，P=31.25MPa ， 钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。
尼龙管用在低压系统；塑料管一般用在回油管用。
胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。
1. 管接头的选用：
管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式联接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。
管接头的种类很多，液压系统中油管与管接头的常见联接方式有：
焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ZM）和普通细牙螺纹（M）。锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压液压系统；细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或O形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。
液压系统中的泄漏问题大部分都出现在它管系中的接头上，为此对管材的选用，接头形式的确定（包括接头设计、垫圈、密封、箍套、防漏涂料的选用等），管系的设计（包括弯管设计、管道支承点和支承形式的选取等）以及管道的安装（包括正确的运输、储存、清洗、组装等）都要考虑清楚，以免影响整个液压系统的使用质量。
国外对管子的材质、接头形式和连接方法上的研究工作从不间断，最近出现一种用特殊的镍钛合金制造的管接头，它能使低温下受力后发生的变形在升温时消除——即把管接头放入液氮中用芯棒扩大其内径，然后取出来迅速套装在管端上，便可使它在常温下得到牢固、紧密的结合。这种“热缩”式的连接已经在航空和其它一些加工行业中得到了应用，它能保证在40~55Mpa的工作压力下不出现泄漏。本设计根据需要，选择卡套式管接头。要求采用冷拔无缝钢管。
2. 管道内径计算：
（1）
式中 Q——通过管道内的流量
v——管内允许流速 ，见表：
允许流速推荐值
油液流经的管道 推荐流速 m/s
液压泵吸油管

液压系统压油管道 3~6，压力高，管道短粘度小取大值
液压系统回油管道 1.5~2.6

(1). 液压泵压油管道的内径：
取v=4m/s

根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm;
管接头联接螺纹M27×2。

(2). 液压泵回油管道的内径：
取v=2.4m/s

根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm;
管接头联接螺纹M33×2。
3. 管道壁厚 的计算

式中： p——管道内最高工作压力 Pa
d——管道内径 m
——管道材料的许用应力 Pa，
——管道材料的抗拉强度 Pa
n——安全系数，对钢管来说， 时，取n=8； 时，
取n=6； 时，取n=4。
根据上述的参数可以得到：
我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度 =600MPa;

(1). 液压泵压油管道的壁厚

(2). 液压泵回油管道的壁厚
所以所选管道适用。
4. 液压系统的验算
上面已经计算出该液压系统中进，回油管的内径分别为32mm,42mm。
但是由于系统的具体管路布置和长度尚未确定，所以压力损失无法验算。4.2.4系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。
当V=10mm/s时，即v=600mm/min

即
此时泵的效率为0.9，泵的出口压力为26MP，则有

即
此时的功率损失为：

假定系统的散热状况一般，取 ，
油箱的散热面积A为

系统的温升为

根据《机械设计手册》成大先P20-767：油箱中温度一般推荐30-50
所以验算表明系统的温升在许可范围内。

五 液压缸的结构设计
5.1 液压缸主要尺寸的确定
1) 液压缸壁厚和外经的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。
液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。
液压缸的内径D与其壁厚 的比值 的圆筒称为薄壁圆筒。工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算

设 计 计 算 过 程
式中 ——液压缸壁厚(m)；
D——液压缸内径(m)；
——试验压力，一般取最大工作压力的(1.25~1.5)倍 ；
——缸筒材料的许用应力。无缝钢管： 。
= =22.9
则 在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外经 为2) 液压缸工作行程的确定
液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参阅<<液压系统设计简明手册>>P12表2-6中的系列尺寸来选取标准值。
液压缸工作行程选
缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。
无孔时
有孔时
式中 t——缸盖有效厚度(m)；
——缸盖止口内径(m)；
——缸盖孔的直径(m)。
液压缸：
无孔时
取 t=65mm

有孔时
取 t’=50mm
3)最小导向长度的确定
当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度（如下图2所示）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：
设 计 计 算 过 程

式中 L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。
活塞的宽度B一般取B=(0.6~10)D；缸盖滑动支承面的长度 ，根据液压缸内径D而定；
当D<80mm时，取 ；
当D>80mm时，取 。
为保证最小导向长度H，若过分增大 和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即

滑台液压缸：
最小导向长度：
取 H=200mm
活塞宽度：B=0.6D=192mm
缸盖滑动支承面长度：

隔套长度： 所以无隔套。
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍。
液压缸：
缸体内部长度
当液压缸支承长度LB (10-15)d时，需考虑活塞杆弯度稳定性并进行计算。本设计不需进行稳定性验算。
5.2 液压缸的结构设计
液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。
设 计 计 算 过 程1) 缸体与缸盖的连接形式
缸体与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。
本次设计中采用外半环连接，如下图1所示：
图1 缸体与缸盖外半环连接方式优点：
(1) 结构较简单
(2) 加工装配方便
缺点：
(1) 外型尺寸大
(2) 缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒壁厚2)活塞杆与活塞的连接结构
参阅<<液压系统设计简明手册>>P15表2-8，采用组合式结构中的螺纹连接。如下图2所示：

图2 活塞杆与活塞螺纹连接方式
特点：
结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置。应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。

Ⅳ 液压传动知识

(一)液压传动概述

液压传动是以液体为工作介质来传递动力和运动的一种传动方式。液压泵将外界所输入的机械能转变为工作液体的压力能,经过管道及各种液压控制元件输送到执行机构→油缸或油马达,再将其转变为机械能输出,使执行机构能完成各种需要的运动。

(二)液压传动的工作原理及特点

1.液压传动基本原理

如图2-62所示为一简化的液压传动系统,其工作原理如下:

液压泵由电动机驱动旋转,从油箱经过过滤器吸油。当控制阀的阀心处于图示位置时,压力油经溢流阀、控制阀和管道(图2-62之9)进入液压缸的左腔,推动活塞向右运动。液压缸右腔的油液经管道(图2-62之6)、控制阀和管道(图2-62之10)流回油箱。改变控制阀的阀心的位置,使之处于左端时,液压缸活塞将反向运动。

改变流量控制阀的开口,可以改变进入液压缸的流量,从而控制液压缸活塞的运动速度。液压泵排出的多余油液经限压阀和管道(图2-62之12)流回油箱。液压缸的工作压力取决于负载。液压泵的最大工作压力由溢流阀调定,其调定值应为液压缸的最大工作压力及系统中油液经阀和管道的压力损失之总和。因此,系统的工作压力不会超过溢流阀的调定值,溢流阀对系统还起着过载保护作用。

在图2-62所示液压系统中,各元件以结构符号表示。所构成的系统原理图直观性强,容易理解;但图形复杂,绘制困难。

工程实际中,均采用元件的标准职能符号绘制液压系统原理图。职能符号仅表示元件的功能,而不表示元件的具体结构及参数。

图2-63所示即为采用标准职能符号绘制的液压系统工作原理图,简称液压系统图。

图2-62 液压传动系统结构原理图

1—油箱;2—过滤器;3—液压泵;4—溢流阀;5—控制阀;6,9,10,12—液压管道;7—液压缸;8—工作台;11—限压阀

图2-63 液压传动系统工作原理图

1—油箱;2—过滤器;3—液压泵;4—溢流阀;5—控制阀;6,9,10,12—液压管道;7—液压缸;8—工作台;11—限压阀

2.液压传动的特点

(1)液压传动的主要优点

1)能够方便地实现无级调速,调速范围大。

2)与机械传动和电气传动相比,在相同功率情况下,液压传动系统的体积较小,质量较轻。

3)工作平稳,换向冲击小,便于实现频繁换向。

4)便于实现过载保护,而且工作油液能使传动零件实现自润滑,因此使用寿命较长。

5)操纵简单,便于实现自动化,特别是与电气控制联合使用时,易于实现复杂的自动工作循环。

6)液压元件实现了系列化、标准化和通用化,易于设计、制造和推广应用。

(2)液压传动的主要缺点

1)液压传动中不可避免地会出现泄漏,液体也不可能绝对不可压缩,故无法保证严格的传动比。

2)液压传动有较多的能量损失(泄漏损失、摩擦损失等),故传动效率不高,不宜作远距离传动。

3)液压传动对油温的变化比较敏感,不宜在很高和很低的温度下工作。

4)液压传动出现故障时不易找出原因。

(三)液压传动系统的组成及图形符号

1.液压传动系统的组成

由上述例子可以看出,液压传动系统除了工作介质外,主要由四大部分组成:

1)动力元件——液压泵。它将机械能转换成压力能,给系统提供压力油。

2)执行元件——液压缸或液压马达。它将压力能转换成机械能,推动负载做功。

3)控制元件——液压阀(流量、压力、方向控制阀等)。它们对系统中油液的压力、流量和流动方向进行控制和调节。

4)辅助元件——系统中除上述三部分以外的其他元件,如油箱、管路、过滤器、蓄能器、管接头、压力表开关等。由这些元件把系统连接起来,以支持系统的正常工作。

液压系统各组成部分及作用如表2-6所示。

表2-6 液压系统组成部分的作用

2.液压元件的图形符号

图2-64是液压千斤顶的结构原理示意图。它直观性强,易于理解,但难于绘制。特别是当液压系统中元件较多时更是如此。

图2-64 液压千斤顶的结构原理图

1—杠杆;2—泵体;3,11—活塞;4,10—油腔;5,7—单向阀;6—油箱;8—放油阀;9—油管;12—缸体

为了简化原理图的绘制,液压系统中的元件可采用符号来表示,并代表元件的职能。使用这些图形符号可使系统图即简单明了又便于绘制,如果有些液压元件职能无法用这些符号表达时,仍可采用它的结构示意图形式。如表27为液压泵的图形符号;表2-8为常用控制方式的图形符号。欲了解更多液压元件的图形符号,可参阅相关书籍。

表2-7 液压泵的图形符号

表2-8 常用控制方式图形符号

(四)液压传动的主要元件

1.液压泵

是一种能量转换装置。它将机械能转换为液压能,为液压系统提供一定流量的压力油液,是系统的动力元件。

液压泵的结构类型有齿轮式、叶片式和柱塞式等。目前钻探设备的液压系统中主要采用前两种形式。

(1)齿轮泵

齿轮泵分为外啮合和内啮合两种形式。外啮合式齿轮泵由于结构简单,价格低廉,体积小质量轻,自吸性能好,工作可靠且对油液污染不敏感,所以应用比较广泛。

1)齿轮泵的工作原理。齿轮泵由泵壳体,两侧端盖及由各齿间形成密封的工作空间组成。齿轮的啮合线把容腔分隔为两个互不相通的吸油腔和排油腔。当齿轮按图示方向旋转时吸油一侧的轮齿逐渐分离,工作空间的容腔逐步增大,形成局部真空。此时油箱中的油液在外界大气压的作用下进入吸油容腔,随着齿轮的旋转,齿间的油液带到排油一侧。由于此侧的轮齿是逐步啮合,工作空间的容腔缩小,油液受挤压获得能量排出油口并输入液压系统。

2)齿轮泵的结构。YBC-45/80齿轮泵是钻探设备常用的一种液压泵,额定流量45L/min,额定泵压8MPa(图2-65)。该泵主要由泵体、泵盖、主动齿轮、被动齿轮及几个轴套等组成。齿轮与轴呈一体,以4只铝合金轴套支撑于泵体内,泵盖与泵体用螺栓紧固,端面及泵轴处均以密封圈密封,两个轴套(图2-65之7与19)在压力油的作用下有一定的轴向游动量,油泵运转时与齿轮端面贴紧,减少轴向间隙同时在轴套和泵盖之间有封严板等,将吸排油腔严格分开,防止窜通以提高泵的容积效率。在轴套靠近齿轮啮合处开有卸荷槽。泵主轴伸出端以半圆键与传动装置连接,接受动力。

图2-65 YBC—45/80齿轮泵

1—卡圈;2—油封;3—螺栓;4—泵盖;5,13,20—O型密封圈;6—封严板;7,10,17,19—轴套;8—润滑油槽;9—主动齿轮;11—进油口;12—泵体;14—油槽;15—排油口;16—定位钢丝;18—被动齿轮;21—油孔;22—压力油腔

3)齿轮泵的流量。齿轮泵的流量可看作是两个齿轮的齿槽容积之和。若齿轮齿数为z,模数为m,节圆直径为D(D=z·m),有效齿高h=2m,齿宽为b时,泵的流量Q为

Q=πDhb=2πzm²b

考虑齿间槽比轮齿的体积稍大一些,通常取π为3.33加以修正,还应考虑泵的容积效率ηv,则齿轮泵每分钟的流量为

地勘钻探工：基础知识

(2)叶片泵

叶片泵与齿轮泵相比较具有结构紧凑,外形尺寸小,流量均匀,工作平稳噪音小,输出压力较高等优点,但结构较复杂,自吸性能差,对油液污染较敏感。在液压钻机中也有采用。

叶片泵分为单作用和双作用两种。前者可作为变量泵,后者只能作定量泵。

2.液压马达

液压马达是将液压能转换为机械能的装置,是液压系统的执行元件。其结构与液压泵基本相同,但由于功能和工作条件不同,一般液压泵和液压马达不具有可逆性。

液压马达按结构特点分为齿轮式、叶片式和柱塞式三类。钻探设备中常用柱塞式液压马达。

如图2-66所示,当压力油经配油盘进入缸体的柱塞时,柱塞受油的作用向外伸出,并紧紧抵在斜盘上,这时斜盘对柱塞产生一法向反作用力F。由于斜盘中心线与缸体轴线倾斜角为δ_M,所以F可分解为两个分力,其中水平分力F_x与柱塞推力相平衡,而垂直分力F_g则对缸体产生转矩,驱动缸体及马达轴旋转。若从配油盘的另一侧输入压力油,则液压马达朝反方向旋转。

图2-66 轴向柱塞式液压马达工作原理

1—斜盘;2—缸体;3—柱塞;4—配油盘;5—主盘

若液压马达的排量为Q,输入液压马达的液压力为P,机械效率为η_m,则液压马达的输出转矩M为:M=PQη_m/2π。

3.液压缸

液压缸是液压系统的执行元件。它的作用是将液压能转变为机械能,使运动部件实现往复直线运动或摆动。液压缸结构简单,使用方便,运动平稳,工作可靠,在钻探设备中应用十分广泛。液压缸的种类很多,按结构类型可分为活塞式、柱塞式和摆动式三种。其中活塞式液压缸最常用。活塞或液压缸可分为单出杆式和双出杆式两种。其固定方式可以是缸体固定或活塞杆固定。

(1)单出杆活塞式液压缸

如图2-67所示为液压式钻机给进油缸的结构。它由活塞、活塞杆、缸筒、上盖、下盖、密封圈和压紧螺母等组成。活塞杆与活塞以螺纹连接成一体。活塞环槽中配装的活塞环及上盖处的密封圈等用以保证缸内具有良好的密封性。在液缸的上下盖上设有输油口,压力油经输油口进入液缸的上、下腔,即推动活塞移动,并通过活塞杆顶端的连接螺母带动立轴上行或下行。由图示结构可知,单出杆液压缸活塞两侧容腔的有效工作面积是不相等的,因此当向两腔分别输入压力和流量相等的油液时,活塞在两个方向的推力和运行速度是不相等的。

图2-67 钻机给进油缸的结构

(2)双活塞杆式液压缸

双活塞杆式液压缸结构,组成件与单活塞杆液压缸基本相同,所不同的是活塞左右两端都有活塞杆伸出,可以连接工作部件,实现往复运动。由图示结构可知,

两侧活塞杆直径相同,当两腔的供油压力和流量都相等时,两个方向的推力和运行速度也相等。

4.液压控制阀

液压控制阀是液压系统中的控制元件,用于控制系统的油液流动方向及压力和流量的大小,以保证各执行机构工作的可靠、协调和安全性。

液压控制阀按其用途和工作特点不同,通常可分为方向控制阀(如单向阀和换向阀等)、压力控制阀(如溢流阀、减压阀和顺序阀等)和流量控制阀(如节流阀和调速阀等)。这3种阀可根据需要互相组合成为集成式控制阀,如液压式钻机或其他工程机械就是将一个或多个换向阀、调压溢流阀和流量阀等组装在一起成为集中手柄控制的液压操纵阀。

(五)液压传动系统的基本回路简介

1.压力控制回路

主要是利用压力控制阀来控制系统压力,实现增压、减压、卸荷、顺序动作等,以满足工作机构对力或力矩的要求。如图2-68所示为一减压回路,由于油缸G往返时所需的压力比主系统低,所以在支路上设置减压阀,实现分支油路减压。

图2-68 减压回路

2.速度控制回路

主要有定量泵的节流调速、变量泵和节流阀的调速、容积调速等回路,可以实现执行机构不同运动速度(或转速)的要求。在定量泵的节流调速回路中,采用节流阀,调速阀或溢流调速阀来调节进入液压缸(或液压马达)的流量。根据阀在回路中的安装位置,分为进口节流、出口节流和旁路节流3种。

3.换向控制回路

换向控制回路是利用各种换向阀或单向阀组成的控制执行元件的启动、停止或换向的回路。常见的有换向回路、闭锁回路、时间制动的换向回路和行程制动的换向回路等。

如图2-69所示是简化的工作台作往复直线运动的液压系统图。为了控制工作台的往复运动,在这个系统中设置了一个手动换向阀,用来改变液流进入液压缸的方向。当手动换向阀的阀心在最右端时(图2-69a),压力油由P—A,进入液压缸左腔。此时,右腔中的油液由B—O流回油箱,因而推动了活塞连同工作台一起向右运动。

若把手动换向阀的阀心扳到中间位置(图2-69b),压力油的进油口P与回油口O都被阀心封闭,工作台停止运动。

如果把阀心扳到最左端,压力油从P—B进入液压缸右腔(图2-69c),左腔中的油液由A—O回油箱,从而推动活塞连同工作台向左运动,完成换向动作。

图2-69 换向工作原理图

4.同步回路

当液压设备上有两个或两个以上的液压油缸,在运动时要求能保持相同的位移和速度,或要求以一定的速度比运动时,可采用同步回路。

5.顺序动作回路

当用一个液压泵驱动几个要求按照一定顺序依次动作的工作机构时,可采用顺序动作回路。实现顺序动作可以采用压力控制、行程控制和时间控制等方法。

Ⅳ 谁有SZ-250型注塑机液压系统设计的资料啊

→螺杆预塑进料

其中合模的动作又分为：快速合模、慢速合模、锁模。锁模的时间较长，直到开模前这段时间都是锁模阶段。

第二章 SZ-250型注塑机液压系统设计

2.1SZ-250型注射机液压系统设计要求及有关设计参数

2.1.1对液压系统的要求

（1）合模运动要平稳，两片模具闭合时不应有冲击；

（2）当模具闭合后，合模机构应保持闭合压力，防止注射时将模具冲开。注射后，注射机构应保持注射压力，使塑料充满型腔；

（3）预塑进料时，螺杆转动，料被推到螺杆前端，这时，螺杆同注射机构一起向后退，为使螺杆前端的塑料有一定的密度，注射机构必需有一定的后退阻力；

（4）为保证安全生产，系统应设有安全联锁装置。

2.1.2液压系统设计参数

250克塑料注射机液压系统设计参数如下：

螺杆直径 40mm 螺杆行程 200mm

最大注射压力 153MPa 螺杆驱动功率 5kW

螺杆转速 60r/min 注射座行程 230mm

注射座最大推力 27kN 最大合模力(锁模力) 900kN

开模力 49kN 动模板最大行程 350mm

快速闭模速度 0.1m/s 慢速闭模速度 0.02m/s

快速开模速度 0.13m/s 慢速开模速度 0.03m/s

注射速度 0.07m/s 注射座前进速度 0.06m/s

注射座后移速度 0.08m/s

2.2液压执行元件载荷力和载荷转矩计算

2.2.1各液压缸的载荷力计算

（1）合模缸的载荷力

合模缸在模具闭合过程中是轻载，其外载荷主要是动模及其连动部件的起动惯性力和导轨的摩擦力。

锁模时，动模停止运动，其外载荷就是给定的锁模力。

开模时，液压缸除要克服给定的开模力外，还克服运动部件的摩擦阻力。

（2）注射座移动缸的载荷力

座移缸在推进和退回注射座的过程中，同样要克服摩擦阻力和惯性力，只有当喷嘴接触模具时，才须满足注射座最大推力。

（3）注射缸载荷力

注射缸的载荷力在整个注射过程中是变化的，计算时，只须求出最大载荷力。

式中，d——螺杆直径，由给定参数知：d＝0.04m；p——喷嘴处最大注射压力，已知p＝153MPa。由此求得Fw＝192kN。

各液压缸的外载荷力计算结果列于表l。取液压缸的机械效率为0.9，求得相应的作用于活塞上的载荷力，并列于表2-1中。

表2-1各液压缸的载荷力

液压缸名称
工况
液压缸外载荷

/kN
活塞上的载荷力

合模缸
合模
90
100

锁模
900
1000

开模
49
55

座移缸
移动
2.7
3

预紧
27
30

注射缸
注射
192
213

2.2.2进料液压马达载荷转矩计算

取液压马达的机械效率为0.95，则其载荷转矩

2.3液压系统主要参数计算

2.3.1初选系统工作压力

250克塑料注射机属小型液压机，载荷最大时为锁模工况，此时，高压油用增压缸提供；其他工况时，载荷都不太高，参考设计手册，初步确定系统工作压力为6.5MPa。

2.3.2计算液压缸的主要结构尺寸

（1）确定合模缸的活塞及活塞杆直径

合模缸最大载荷时，为锁模工况，其载荷力为1000kN，工作在活塞杆受压状态。活塞直径

此时p1是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则p1＝5×6.5MPa＝32.5MPa，锁模工况时，回油流量极小，故p2≈0，求得合模缸的活塞直径为

，取Dh＝0.2m。

按表2—5取d/D＝0.7，则活塞杆直径dh＝0.7×0.2m＝0.14m，取dh＝0.15m。

为设计简单加工方便，将增压缸的缸体与合模缸体做成一体(见图1)，增压缸的活塞直径也为0.2m。其活塞杆直径按增压比为5，求得

，取dz＝0.09m。

⑵注射座移动缸的活塞和活塞杆直径

座移动缸最大载荷为其顶紧之时，此时缸的回油流量虽经节流阀，但流量极小，故背压视为零，则其活塞直径为

，取Dy＝0.1m

由给定的设计参数知，注射座往复速比为0.08／0.06＝1.33，查表2—6得d/D＝0.5，则活塞杆直径

Ⅵ 液压缸及其主要技术参数及计算

液压缸按其结构型式可分为单作用缸和双作用缸，钻机多使用双作用单活塞杆液压缸。通常，设计前已定的技术参数为负荷F（N）及其速度v（m/s）、工作压力p（Pa）、容积效率ηv（ηv1）、机械效率ηm（表3-3）。

表3-3 液压缸空载启动压力及效率

注：活塞杆密封圈也采用V形时，表中pmin值要增大50％。

1.单活塞杆液压缸两腔面积比（速度比）φ

单活塞杆液压缸其面积比（速度比）φ可由下列公式计算：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：A₁为活塞无杆侧有效面积，m²；A₂为活塞有杆侧有效面积，m²；v₁为活塞杆伸出速度，m/s；v₂为活塞杆退回速度，m/s；D为活塞直径（缸筒内径），m；d为活塞杆直径，m。

单活塞杆液压缸两腔面积比（速度比）φ值应符合国家标准GB7933-87（等效于ISO7181—1982）规定的面积比（速度比）φ值系列见表3-4 。

表3-4 单活塞杆液压缸两腔面积比（速度比）φ

注：（摘自GB7933-87）D、d为缸径、杆径（mm）

2.活塞线速度v

（1）活塞瞬间线速度v（m/s）

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：Q为液压缸瞬间流量，m³/s；A为活塞的有效作用面积（活塞无杆侧为A₁；活塞有杆侧为A₂）。

图3-12 活塞线速度随时间的变化

当Q＝常数时，v＝常数。但实际工况中，活塞在行程两端各有一个加速阶段或一个减速阶段（图3-12）。当供油流量Q保持不变时，活塞在行程的中间大部分保持恒速。

（2）活塞最高线速度v_max

在活塞杆外推时，活塞的最高线速度v_max1（m/s）为：

液压动力头岩心钻机设计与使用

在活塞杆内拉时，活塞的最高线速度v_max2（m/s）为：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：Q₁、Q₂分别为杆外推、内拉时流量，m³/s。

活塞的最高线速度，受到活塞和活塞杆的密封件和行程末端缓冲装置所能承受的动能所限制。

过低的活塞最高线速度，可能会出现爬行现象，不利于液压缸正常工作。故v_max应大于0.1～0.2m/s。

另外活塞的最高线速度，根据活塞和活塞杆选用的密封件形式是有所不同，应参照密封件制造厂所推荐的活塞的最高线速度。液压缸一般v＜0.5m/s。

3.液压缸活塞的理论推力和拉力

以双作用单活塞杆液压缸为例，如图3-13所示。

当活塞杆伸出时的理论推力F₁（N）：

图3-13 液压缸活塞受力示意图

液压动力头岩心钻机设计与使用

当活塞杆缩回时的理论拉力F₂（N）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

当活塞差动前进时（即活塞两侧同时进压力相同的液压油）的理论推力F₃（N）：

液压动力头岩心钻机设计与使用

以上三式中：D为活塞直径（缸筒内径），m；d为活塞杆直径，m；A₁为活塞无杆侧有效面积，m²；A₂为活塞有杆侧有效面积，m²；p为工作压力，MPa。

4.液压缸功率

功率为P＝F·v （W）

由于F＝p·A，v＝Q/A，代入上式

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：F为液压缸的负荷（推力或拉力），N；v为活塞运动速度，m/s；p为工作压力，Pa；Q为输入流量，m³/s。

即液压缸的功率等于压力与流量的乘积。