液压教学设计

推荐第1篇：液压传动原理教学设计

教学设计

设计思路：

本次课程的主要内容：首先通过学生们之前学过的一些传动方式，如链传动、齿轮传动等传动形式引出本次课程的学习内容液压传动的工作原理，然后通过列举生活中常见的液压传动装置让学生对液压传动有个初步的了解，接着向学生展示液压传动的原理图，让学生分组进行讨论研究，进行回答，教师点评后运用案例教学法以千斤顶为具体实例进行原理讲解，然后具体讲解液压传动的基本知识，最后教师进行总结。

教学内容：液压传动的基本原理。 教学目标：

知识与能力目标：

1、引领学生对液压传动应用原理组成进行学习。

2.提升学生理论知识与实际应用结合的能力。

过程与方法目标：培养学生提出问题、解决问题的能力。 情感态度与价值观目标：1.引导学生学习，调动学生学习积极性。

2.培养学生的自信心。

教学重点：液压传动装置的组成。 教学难点：液压传动装置的原理。 教学方法：案例教学法、分组讨论法

教材准备：《数控加工机械基础》、《机械基础》

学情分析：学生在之前课时中已经学习过几种生活中常见的传动机构，如气压传动、链传动、齿轮传动等，对传动机构有一定的了解。 教材分析：《机械基础》是中等职业教育规划新教材，本次课《键连接和销连接》选自课本第四章第一节，介绍了键和销连接功能、类型、结构形式及应用是本书重点内容之一。为后面学习第五章构件、机械的基础知识、工作原理和基本技能等知识打好理论知识基础，在机械专业中具有不容忽视的重要的地位。 教学过程：

1.首先教师通过复习之前课程学习过的生活中常见的传动方式如链传动、齿轮传动、气压传动等来引出本次课程的学习内容液压传动，并提出问题生活中有哪些场合会应用到液压传动？让学生进行思考。

2.教师通过展示一些生活中应用了液压传动装置的实例，让学生对于液压传动装置有一个大致的了解，然后提问液压传动装置的工作原理。让学生分组讨论思考。

3.教师展示液压传动的基本工作原理图，并应用案例教学法通过千斤顶的实例讲解，让学生掌握液压传动的工作原理。

4.教师通过讲授法给学生讲解其他一些有关液压传动的基本知识，其中的重点是液压传动的组成。5.教师最后进行评价总结，知识建构。

教学评价：根据学生在课堂上的表现，课堂学习的氛围，师生之间的互动情况反思教学设计思路是否合理，教学内容的选择和教学过程的安排是否合理，学生是否能跟上教师的节奏，内容的转换是否突兀，讲解的内容是否符合由浅入深的教学原则，并作出相应的修改和调整。案例教学是互动式的教学，学生可以变被动听讲为主动参与，有利于调动其学习积极性和主动性，激励学员独立思考，提高学生理解、运用和驾驭知识的能力，改善教学效果。

推荐第2篇：液压系统设计

设计一卧式多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。动力滑台的工作循环是：快进→工进→快退→停止。该系统的主要参数与性能要求如下：切削力Ft=(20000,30000,40000,5000)N，移动部件总重力G=10000N，快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm。快进快退的速度为V快=(4, 6,8,10)m/min，工进速度为V工=(0.25,0.35,0.45,0.55)m/min，加速减速时间△t=0.2s，静摩擦系数 ，动摩擦系数 。该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可任意停止。

静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1

液压课程设计说明书

目录

计划书„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4

1.工况分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

2.拟定液压系统原理图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.液压系统的计算和选择液压元件„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.1 液压缸主要尺寸的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格„„„„„„„„„„„„9

3.3 液压阀的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

3.4 确定管道尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

3.5 液压油箱容积的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

4.液压系统的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 10

4.1 压力损失的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11

4.2 系统温升的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 11

参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„121

总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12

液压课程设计任务书

班级： 10321 姓名： 刘子龙

学号： 21 一．设计题目：设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与加紧，所需夹紧力不得超过3000N。机床快进、快退的速度约为4.5m/min，工进速度可在20-100mm/min范围内无极调速，快进行程为150mm，工进行程为40mm，最大切削力为30000N，运动部件总重量为11000N，加速（减速）时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。 二．课程设计目的

本课程设计是学生在学完液压与气动技术基础专业课程,进行的一个综合性和实践性很强的教学环节,学生通过课程设计,能综合运用所学基本理论以及学到的实践知识进行的基本训练,掌握液压系统设计的思维和方法,专用元件和通用元件的参数确定。通过给定设计题目，初步掌握确定压力，进行缸的主要参数的初步确定，按系列要求确定缸体和活塞杆的直径。然后确定其他元件的参数，最后进行效核。通过液压课程设计，提高学生分析和解决实际液压问题的能力,为后续课程的学习及今后从事科学研究,工程技术工作打下较坚实的基础。

计 划 书

一.课程设计目的

本课程设计是学生学完《液压与气动技术》基础专业课程之后进行的一个综合性和实践性很强的教学环节，学生通过课程设计,能综合运用所学基本理论以及学到的实践知识进行的基本训练，掌握液压系统设计的思维和方法，专用元件和通用元件的参数确定。通过给定设计题目，初步掌握确定压力，进行缸的主要参数的初步确定，按系列要求确定缸体和活塞杆的直径。然后确定其他元件的参数，最后进行效核。通过液压课程设计，提高学生分析和解决实际液压问题的能力，为后续课程的学习及今后从事科学研究和工程技术工作打下较坚实的基础。

二.课程设计内容

(一)对题目进行分析,初步计算确定缸体和活塞的直径 (二)绘制液压缸装配图(2A) (三)1个零件图(3A) (四)液压原理图一张 (五)说明书一份 三.课程设计的时间

课程设计一周时间集中安排,每人一题。 时间安排如下： 周1 周2 周3 周4 周 三门峡职业技术学院

机电工程系教研室 2012年5月15日

1.工况分析

首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.5所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。

液压缸所受外负载F包括三种类型，即 F=Fw+Ff+Fa FW为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本例中为30000N；

Fa-运动部件速度变化时的惯性负载；

Ff-导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可出下式求得

Ff=f（G+FRn） G-运动部件动力；

FRn-垂直于导轨的工作负载，事例中为零

f-导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1。求得： FfS=0.2×11000N=2200N Ffa=0.1×11000N=1100N 上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。 Fa=(G/g)×(△v/△t) g-重力加速度；

△t-加速度或减速度，一般△t=0。01~0.5s △v-△t时间内的速度变化量。在本例中 Fa=（11000/9.8）×（4.5/0.1×60）=842N 根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1.4），并画出如图1.5所示的负载循环图

Fa=(G/g)×（△v/△t）

图1.1速度和负载循环图

表 1.4 工作循环 外负载F（N） 工作循环 外负载F（N）

启动、加速 F=Ffs+Fa 3042 工进 F=Ffs+Fw 31100 快进 F=Ffa 1100 快退 F=Ffa 1100

2拟定液压系统原理图 （1） 确定供油方式

考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量减少发热，泵源系统宜采用双泵或变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量泵。

(2)调速方式的选择 在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的溶剂节流调速。这种调速回路具有效率高发热少和速度刚性好等特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负载切削力的作用。 （3） 速度换接方式的选择

本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接平稳性差。若要提高系统换接的平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。

（4） 加紧回路选择

用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。

最后把所选择的液压回路组合起来，即可合成图1.2所示的液压系统原理图。 3.液压系统的计算和选择液压元件 3.1液压缸主要尺寸的确定

1）工作压力p的确定。工作压力p可确定根据负载大小及机器的类型来初步确定，表1.1取液压缸工作压力为4MPa。

2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。有负载图知最大负载F为31100N，按表1.2可取P2为0.5Mpa， cm为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上数据代入式可得

D= = =105mm 根据指导书表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=110mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2.2活塞杆直径系列取d=80mm。

按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，先去夹紧缸的工作压力为3.5MPa，回油背压力为零， 为0.95，可得 D= =33.9mm 按表2.1及2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为40mm及28mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式可得 A>= cm2=25cm2 本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸由杆腔的实际面积，即 A= cm2=45cm2 可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。 3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量 q快进= = =22.6×10-3m3/min=22.6L/min q工进= = 0.112×0.1=0.95×10-3m3/min=0.95L/min q快退= = =20×10-3m3/min=20L/min q夹= = =1.51×10-3m3/min=1.51L/min

3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格

1）泵的工作压力的确定 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 Pp=P1+∑△p PP—液压泵最大工作压力； P1—执行元件最大工作压力

∑△p—进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2～0.5MPa，复杂系统取0.5～1.5MPa，本题取0.5MPa。

pP=p1+∑△P=（4+0.5）=4.5MPa 上述计算所得的Pp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。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力Pn应满足Pn≥（1.25～1.6）Pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本题中Pn=1.3 Pp=5.85MPa。

2）泵的流量确定 液压泵的最大流量应为 qp≥KL(∑q)min qp—液压泵的最大流量；

（∑q）min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L/ min；

KL—系统泄露系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2 qp≥KL(∑q)min=1.2×45L/min=54L/min 3)选择液压泵的规格，根据以上算得的pq和qp，再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量16mL/r，泵的额定压力6.3MPa，电动机转速1450r/min，容积效率0.85，总效率0.7。 3.3 液压阀的选择

本液压系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。方案一：控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案二：均选用GE系列阀。根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表1.5所示。 表1.5 液压元件明细表

序号 元 件 名 称 通过流量/L?min-1 型 号 1 过滤器 24 XU-B32×100 2 变量叶片泵 24 YBX-16 3 压力表

KF3-EA10B 4 三位四通电磁阀 20 34EF30-E10B 5 二位三通电磁阀 20 23EF3B-E10B 6 单向行程调速阀 20 AQF3-E10B 7 减压阀 9.4 JF3-10B 8 压力表

KF3-EA10B 9 单向阀 9.4 AF3-EA10B 10 二位四通电磁阀 9.4 24EF3-E10B 11 压力继电器 9.4 DP1-63B 12 单向节流阀 9.4 ALF-E10B 3.4 确定管道尺寸

油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=40L/min，压油管的允许流速取u=4m/s，内径d为 d=4.6 =4.6 =15.4mm 若系统主油路流量按快退时取q=20L/min，则可算得油管内径d=10.3mm。

综合诸因素，现取油管的内径d为12mm。吸油管同样可按上式计算（q=24L/min、v=1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为28mm。 3.5 液压油箱容积的确定

本题为中压液压系统，液压油箱有效容积按泵的流量的5～7倍来确定，现选用容量为400L的油箱。

4.液压系统的验算

已知该液压系统中进﹑回油管的内径均为 12mm，各段管道的长度分别为： AB=0.3m, AC=1.7mm, DE=2mm .选用L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为

15℃ ，差得15℃ 时该液压油的运动粘度v=150cst=1.5cm2/s,油的密度 =920㎏/m3 4.1压力损失的验算

1）工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度0.1m/min, 进给时的最大流量为0.95L/min,则液压油在管内流速v1为 v1= = =840cm/min=14.01cm/s 管道流动雷诺数R 为 R = = =11.2 R ﹤2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数 = = =6.70。 进油管道BC的沿程压力损失△P 为

△P = =6.70× =0.01×10 P 查得换向阀4WE6E50/AG24的压力损失△P =0.05×10 P 忽略油液通过管接头﹑油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失△P 为

△P =△P +△P =0.01×10 +0.05×10 =0.06×10 P 2）工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 V2=V1/2=7㎝/s Re2= V2d/v=7×1.2/1.5=5.6 λ2=75/ Re2=75/6.488=13.39 回油管道的沿程压力损失ΔP2-1为

ΔP2-1=λlpv2/2d=13.39×2/1.2×10-2×920×0.072=5030pa 查产品样本知换向阀3WE6A50/AG24的压力损失ΔP2-2=0.025×106pa,换向阀4WE6E50/AG24的压力损失ΔP2-3=0.025×106pa，调速阀2FRM5-20/6的压力损失ΔP2-4=0.5×106pa。 回油路总压力损失ΔP2为

ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+ΔP2-4=（0.00503+0.025+0.025+0.5）×106=0.555×106pa 3）变量泵出口处的压力PP PP=(F/η㎝+A2ΔP1)/ A1+ΔP1=(31100/0.95+40.05×10-4×0.6×106)/78.54×10-4+0.06×106=4.53×106 4）快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即45L/min，AC段管路的沿程压力损失ΔP1-1为 V1=q/（πd2/4）=4×45×103/(3.14×1.22×60)=663㎝/s Re1=v1d/v=663×1.2/1.5=530 λ1=75/Re1=75/530=0.142 ΔP1-1=λlpv2/2d=0.142×1.7/(1.2×10-2) ×920×6.632/2=0.41×106pa 同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失ΔP1-1和ΔP1-3为 V2==q/（πd2/4）=4×22.6×103/(3.14×1.22×60)=333㎝/s Re2= v2d/v=333×1.2/1.5=266 λ2=75/Re2=75/266=0.28 ΔP1-2=0.28×0.3/（1.2×10-2）×920×3.332/2=0.036×106 ΔP1-3=0.28×1.7/（1.2×10-2）×920×3.332/2=0.204×106 查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为4EW6E50/AG24的压力损失ΔP2-1=0.17×106pa。 据分析在差动连接中，泵的出口压力PP为

PP=2ΔP1-1+ΔP1-2+ΔP1-3+ΔP2-1+ΔP2-2+F/A2η㎝

=（2×0.41﹢0.036﹢0.204﹢0.17+0.17）×106+1100/40.05×10-4×0.95 =1.43×106pa 快退时压力损失验算从略。上述验算表明无需修改原设计。 4.2 系统温升的验算

在整个工作循环中，工作阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工作时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。

当V=2cm/min时

q= D2v= ×0.112×0.02=0.190×10-3 m3/min=0.190L/min 此时泵的效率为0.05，泵的出口压力为3.6MPa,则有 P输入=3.2×0.0.190/60×0.05=0.20kW P输出=Fv=31100×2/60×10-2×10-3=0.010kW 此时的功率损失为

ΔP= P输入-P输出=0.20-0.010=0.19kW 当V=10cm/min时，q=0.95L/min,总效率η=0.7 则P输入=3.2×0.95/60×0.7=0.072kW P输出=Fv=31100×10/60×10-2×10-3=0.052kW ΔP= P输入-P输出==0.072-0.052=0.020kW 可见在工进速度低时，功率损失为0.19kW，发热量最大。

假定系统的散热状况一般取K=10×10-3kW/(cm2.℃)，油箱的散热面积A为 A=0.065 系统的温升为

Δt=ΔP/KA=0.19/(10x10-3x1.92）=9.89 0C 验算表明系统的温升在许可范围内。

参考文献

1.马春风主编.液压课程设计指导书.2007 2.李新德.液压与气动技术.北京：中国商业出版社，2006 3.雷天觉.液压工程手册.北京：机械工业出版社，1990 4.俞启荣.液压传动.北京：机械工业出版社，1990 5.左健民.液压与气动传动.北京：机械工业出版社，1998 总 结

通过一周的液压课程实训，学会了好多好多！第一次操作CAXA时，记得不知道从何开始，如何保存等等。后来，通过老师和同学们的帮助，渐渐地懂了，知道了这些知识! 感谢老师一周的指导，深感基础知识的重要性，我们每一个学生都应该在大学生涯中好好把握，为将来的社会生涯开拓一个良好起点。课程设计是累的但也是令人高兴的，这次实训使我和同学间的友情更进，更加体会到了团结的重要性。 “人生能有几回搏，今日不搏何时搏！”我认真把握每一次实训的机会，仔细聆听老师的指导，做好自己的学习工作。

收获的喜悦是我们大家都能够领略的，播种的心情则是我们大家所共享的。人生的路途荆棘丛生，逃，懦弱：避，消极：退，无能！我们只有播下坚定的信念，播下坚忍的品质，播下不灭的希望，才能在收获成功的鲜花大道上，昂首前行！ 播下你的梦想，无路也有希望; 播下你的梦想，踏出一路风光！

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推荐第3篇：液压系统设计

在液压伺服系统中采用液压伺服阀作为输入信号的转换与放大元件。液压伺服系统能以小功率的电信号输入，控制大功率的液压能（流量与压力）输出，并能获得很高的控制精度和很快的响应速度。位置控制、速度控制、力控制三类液压伺服系统一般的设计步骤如下：

1）明确设计要求：充分了解设计任务提出的工艺、结构及时系统各项性能的要求，并应详细分析负载条件。

2）拟定控制方案，画出系统原理图。

3）静态计算：确定动力元件参数，选择反馈元件及其它电气元件。

4）动态计算：确定系统的传递函数，绘制开环波德图，分析稳定性，计算动态性能指标。

5）校核精度和性能指标，选择校正方式和设计校正元件。

6）选择液压能源及相应的附属元件。

7）完成执行元件及液压能源施工设计。

本章的内容主要是依照上述设计步骤，进一步说明液压伺服系统的设计原则和介绍具体设计计算方法。由于位置控制系统是最基本和应用最广的系统，所以介绍将以阀控液压缸位置系统为主。

4.1 全面理解设计要求 4.1.1 全面了解被控对象

液压伺服控制系统是被控对象—主机的一个组成部分，它必须满足主机在工艺上和结构上对其提出的要求。例如轧钢机液压压下位置控制系统，除了应能够承受最大轧制负载，满足轧钢机轧辊辊缝调节最大行程，调节速度和控制精度等要求外，执行机构—压下液压缸在外形尺寸上还受轧钢机牌坊窗口尺寸的约束，结构上还必须保证满足更换轧辊方便等要求。要设计一个好的控制系统，必须充分重视这些问题的解决。所以设计师应全面了解被控对象的工况，并综合运用电气、机械、液压、工艺等方面的理论知识，使设计的控制系统满足被控对象的各项要求。

4.1.2 明角设计系统的性能要求

1）被控对象的物理量：位置、速度或是力。

2）静态极限：最大行程、最大速度、最大力或力矩、最大功率。

3）要求的控制精度：由给定信号、负载力、干扰信号、伺服阀及电控系统零飘、非线性环节（如摩擦力、死区等）以及传感器引起的系统误差，定位精度，分辨率以及允许的飘移量等。

4）动态特性：相对稳定性可用相位裕量和增益裕量、谐振峰值和超调量等来规定，响应的快速性可用载止频率或阶跃响应的上升时间和调整时间来规定； 5）工作环境：主机的工作温度、工作介质的冷却、振动与冲击、电气的噪声干扰以及相应的耐高温、防水防腐蚀、防振等要求；

6）特殊要求；设备重量、安全保护、工作的可靠性以及其它工艺要求。

4.1.3 负载特性分析

正确确定系统的外负载是设计控制系统的一个基本问题。它直接影响系统的组成和动力元件参数的选择，所以分析负载特性应尽量反映客观实际。液压伺服系统的负载类型有惯性负载、弹性负载、粘性负载、各种摩擦负载（如静摩擦、动摩擦等）以及重力和其它不随时间、位置等参数变化的恒值负载等。

4.2 拟定控制方案、绘制系统原理图

在全面了解设计要求之后，可根据不同的控制对象，按表6所列的基本类型选定控制方案并拟定控制系统的方块图。如对直线位置控制系统一般采用阀控液压缸的方案，方块图如图36所示。

图36 阀控液压缸位置控制系统方块图

在液压伺服系统中采用液压伺服阀作为输入信号的转换与放大元件。液压伺服系统能以小功率的电信号输入，控制大功率的液压能（流量与压力）输出，并能获得很高的控制精度和很快的响应速度。位置控制、速度控制、力控制三类液压伺服系统一般的设计步骤如下：

1）明确设计要求：充分了解设计任务提出的工艺、结构及时系统各项性能的要求，并应详细分析负载条件。

2）拟定控制方案，画出系统原理图。

3）静态计算：确定动力元件参数，选择反馈元件及其它电气元件。

4）动态计算：确定系统的传递函数，绘制开环波德图，分析稳定性，计算动态性能指标。

5）校核精度和性能指标，选择校正方式和设计校正元件。

6）选择液压能源及相应的附属元件。

7）完成执行元件及液压能源施工设计。

本章的内容主要是依照上述设计步骤，进一步说明液压伺服系统的设计原则和介绍具体设计计算方法。由于位置控制系统是最基本和应用最广的系统，所以介绍将以阀控液压缸位置系统为主。

4.1 全面理解设计要求

4.1.1 全面了解被控对象 液压伺服控制系统是被控对象—主机的一个组成部分，它必须满足主机在工艺上和结构上对其提出的要求。例如轧钢机液压压下位置控制系统，除了应能够承受最大轧制负载，满足轧钢机轧辊辊缝调节最大行程，调节速度和控制精度等要求外，执行机构—压下液压缸在外形尺寸上还受轧钢机牌坊窗口尺寸的约束，结构上还必须保证满足更换轧辊方便等要求。要设计一个好的控制系统，必须充分重视这些问题的解决。所以设计师应全面了解被控对象的工况，并综合运用电气、机械、液压、工艺等方面的理论知识，使设计的控制系统满足被控对象的各项要求。

4.1.2 明角设计系统的性能要求

1）被控对象的物理量：位置、速度或是力。

2）静态极限：最大行程、最大速度、最大力或力矩、最大功率。

3）要求的控制精度：由给定信号、负载力、干扰信号、伺服阀及电控系统零飘、非线性环节（如摩擦力、死区等）以及传感器引起的系统误差，定位精度，分辨率以及允许的飘移量等。

4）动态特性：相对稳定性可用相位裕量和增益裕量、谐振峰值和超调量等来规定，响应的快速性可用载止频率或阶跃响应的上升时间和调整时间来规定；

5）工作环境：主机的工作温度、工作介质的冷却、振动与冲击、电气的噪声干扰以及相应的耐高温、防水防腐蚀、防振等要求；

6）特殊要求；设备重量、安全保护、工作的可靠性以及其它工艺要求。

4.1.3 负载特性分析

正确确定系统的外负载是设计控制系统的一个基本问题。它直接影响系统的组成和动力元件参数的选择，所以分析负载特性应尽量反映客观实际。液压伺服系统的负载类型有惯性负载、弹性负载、粘性负载、各种摩擦负载（如静摩擦、动摩擦等）以及重力和其它不随时间、位置等参数变化的恒值负载等。

4.2 拟定控制方案、绘制系统原理图

在全面了解设计要求之后，可根据不同的控制对象，按表6所列的基本类型选定控制方案并拟定控制系统的方块图。如对直线位置控制系统一般采用阀控液压缸的方案，方块图如图36所示。

图36 阀控液压缸位置控制系统方块图

在液压伺服系统中采用液压伺服阀作为输入信号的转换与放大元件。液压伺服系统能以小功率的电信号输入，控制大功率的液压能（流量与压力）输出，并能获得很高的控制精度和很快的响应速度。位置控制、速度控制、力控制三类液压伺服系统一般的设计步骤如下：

1）明确设计要求：充分了解设计任务提出的工艺、结构及时系统各项性能的要求，并应详细分析负载条件。

2）拟定控制方案，画出系统原理图。

3）静态计算：确定动力元件参数，选择反馈元件及其它电气元件。

4）动态计算：确定系统的传递函数，绘制开环波德图，分析稳定性，计算动态性能指标。

5）校核精度和性能指标，选择校正方式和设计校正元件。

6）选择液压能源及相应的附属元件。

7）完成执行元件及液压能源施工设计。

本章的内容主要是依照上述设计步骤，进一步说明液压伺服系统的设计原则和介绍具体设计计算方法。由于位置控制系统是最基本和应用最广的系统，所以介绍将以阀控液压缸位置系统为主。

4.1 全面理解设计要求

4.1.1 全面了解被控对象

液压伺服控制系统是被控对象—主机的一个组成部分，它必须满足主机在工艺上和结构上对其提出的要求。例如轧钢机液压压下位置控制系统，除了应能够承受最大轧制负载，满足轧钢机轧辊辊缝调节最大行程，调节速度和控制精度等要求外，执行机构—压下液压缸在外形尺寸上还受轧钢机牌坊窗口尺寸的约束，结构上还必须保证满足更换轧辊方便等要求。要设计一个好的控制系统，必须充分重视这些问题的解决。所以设计师应全面了解被控对象的工况，并综合运用电气、机械、液压、工艺等方面的理论知识，使设计的控制系统满足被控对象的各项要求。

4.1.2 明角设计系统的性能要求

1）被控对象的物理量：位置、速度或是力。

2）静态极限：最大行程、最大速度、最大力或力矩、最大功率。

3）要求的控制精度：由给定信号、负载力、干扰信号、伺服阀及电控系统零飘、非线性环节（如摩擦力、死区等）以及传感器引起的系统误差，定位精度，分辨率以及允许的飘移量等。

4）动态特性：相对稳定性可用相位裕量和增益裕量、谐振峰值和超调量等来规定，响应的快速性可用载止频率或阶跃响应的上升时间和调整时间来规定；

5）工作环境：主机的工作温度、工作介质的冷却、振动与冲击、电气的噪声干扰以及相应的耐高温、防水防腐蚀、防振等要求；

6）特殊要求；设备重量、安全保护、工作的可靠性以及其它工艺要求。

4.1.3 负载特性分析

正确确定系统的外负载是设计控制系统的一个基本问题。它直接影响系统的组成和动力元件参数的选择，所以分析负载特性应尽量反映客观实际。液压伺服系统的负载类型有惯性负载、弹性负载、粘性负载、各种摩擦负载（如静摩擦、动摩擦等）以及重力和其它不随时间、位置等参数变化的恒值负载等。

4.2 拟定控制方案、绘制系统原理图

在全面了解设计要求之后，可根据不同的控制对象，按表6所列的基本类型选定控制方案并拟定控制系统的方块图。如对直线位置控制系统一般采用阀控液压缸的方案，方块图如图36所示。

液压传动中由液压泵、液压控制阀、液压执行元件(液压缸和液压马达等)和液压辅件(管道和蓄能器等)组成的液压系统。液压泵把机械能转换成液体的压力能，液压控制阀和液压辅件控制液压介质的压力、流量和流动方向，将液压泵输出的压力能传给执行元件，执行元件将液体压力能转换为机械能，以完成要求的动作。

工作原理 电动机带动液压泵从油箱吸油，液压泵把电动机的机械能转换为液体的压力能。液压介质通过管道经节流阀和换向阀进入液压缸左腔，推动活塞带动工作台右移，液压缸右腔排出的液压介质经换向阀流回油箱。换向阀换向之后液压介质进入液压缸右腔，使活塞左移，推动工作台反向移动。改变节流阀的开口可调节液压缸的运动速度。液压系统的压力可通过溢流阀调节。在绘制液压系统图时，为了简化起见都采用规定的符号代表液压元件，这种符号称为职能符号。

基本回路 由有关液压元件组成，用来完成特定功能的典型油路。任何一个液压传动系统都是由几个基本回路组成的，每一基本回路都具有一定的控制功能。几个基本回路组合在一起，可按一定要求对执行元件的运动方向、工作压力和运动速度进行控制。根据控制功能不同，基本回路分为压力控制回路、速度控制回路和方向控制回路。

压力控制回路 用压力控制阀(见液压控制阀)来控制整个系统或局部范围压力的回路。根据功能不同，压力控制回路又可分为调压、变压、卸压和稳压 4种回路。(1)调压回路：这种回路用溢流阀来调定液压源的最高恒定压力，溢流阀就起这一作用。当压力大於溢流阀的设定压力时，溢流阀开口就加大，以降低液压泵的输出压力，维持系统压力基本恒定。(2)变压回路：用以改变系统局部范围的压力，如在回路上接一个减压阀则可使减压阀以后的压力降低；接一个升压器，则可使升压器以后的压力高於液压源压力。(3)卸压回路：在系统不要压力或只要低压时，通过卸压回路使系统压力降为零压或低压。(4)稳压回路：用以减小或吸收系统中局部范围内产生的压力波动，保持系统压力稳定，例如在回路中采用蓄能器。

速度控制回路 通过控制介质的流量来控制执行元件运动速度的回路。按功能不同分为调速回路和同步回路。(1)调速回路：用来控制单个执行元件的运动速度，可以用节流阀或调速阀来控制流量，如图 简单磨床的液压传动系统原理图 中的节流阀就起这一作用。节流阀控制液压泵进入液压缸的流量(多余流量通过溢流阀流回油箱)，从而控制液压缸的运动速度，这种形式称为节流调速。也可用改变液压泵输出流量来调速，称为容积调速。(2)同步回路：控制两个或两个以上执行元件同步运行的回路，例如采用把两个执行元件刚性连接的方法，以保证同步；用节流阀或调速阀分别调节两个执行元件的流量使之相等，以保证同步；把液压缸的管路串联，以保证进入两液压缸的流量相同，从而使两液压缸同步。

方向控制回路 控制液压介质流动方向的回路。用方向控制阀控制单个执行元件的运动方向，使之能正反方向运动或停止的回路，称为换向回路，图 简单磨床的液压传动系统原理图 中的换向阀即起这一作用。在执行元件停止时，防止因载荷等外因引起泄漏导致执行元件移动的回路，称为锁紧回路。

式中，为节流系数［对薄壁孔］；

，对细长孔

为流量系数；、分别为液体密度和动

为由孔口形状

=力粘度；、分别为细长孔直径和长度；决定的指数（0.

51），对薄壁孔

=0.5，对细长孔1； 为节流阀过流面积，其计算公式随阀口形式而异。

如图所示，具有螺旋曲线开口的阀芯2与阀套3上的窗口匹配后，构成了具有某种形状的棱边型节流孔。转动手轮1（此手轮可用顶部的钥匙来锁定），螺旋曲线相对套筒窗口升高或降低，从而调节节流口面积的大小，即可实现对流量的控制。

2、流量特性

通过节流阀的流量及其前后压差

（5－46）

的关系可表示为

3、节流阀的刚度

节流阀的刚度反映了它在负载压力变动时保持流量稳定的能力。它定义为节流阀前后压差动值的比值，即

（5－47）

的变化与流量的波

将式（5－46）代入上式，得］

（5－48）

由式（5－47）结合不同开口时节流阀的流量特性图可以发现，相当于流量曲线上某点的切线与横坐标值夹角的余切，即

结合不同开口时节流阀的流量特性图和式（5－48）可得出以下结论： 阀的压差相同，节流开口小时，刚度大。

越小，刚度越低。所以节流的条件下才能正常工作，但提 （5－49）

节流开口一定时，前后压差阀只能在大于某一最低压差高 将引起压力损失增加。

减小值，可提高刚度。因此目前使用的节流阀多采用=0.5的薄壁小孔式节流口。

当节流口为细长孔时，油温越高，液体动力粘度越小，节流系数

越大，阀的刚度就越小，流量的增量越大。当采用=0.5的薄壁小孔式节流口时，油温的变化对流量稳定性没有影响。

式（5－46）为节流阀的流量特性方程，其特性曲线如图所示。

4、节流口堵塞及最小稳定流量

节流阀在小开口下工作时，特别是进出口压差较大时，虽然不改变油温和阀的压差，但流量会出现时大时小的脉动现象，开口越小，脉动现象越严重，甚至在阀口没有完全关闭时就完全断流。这种现象称为

节流口堵塞。

产生堵塞的主要原因是：①油液中的机械杂质或因氧化析出的胶质、沥青、炭渣等污物堆积在节流缝隙处；②由于油液老化或受到挤压后产生带电的极化分子，而节流缝隙的金属表面上存在电位差，故极化分子被吸附到缝隙表面，形成牢固的边界吸附层，吸附层的厚度一般为5～8

，因而影响了节流缝隙的大小。以上堆积、吸附物增长到一定厚度时，会被液流冲刷掉，随后又重新吸附在阀口上。这样周而复始，就形成流量的脉动；③阀口压差较大时，因阀口温升高，液体受挤压的程度增强，金属表面也更易受摩擦作用而形成电位差，因此压差大时容易产生堵塞现象。

减轻堵塞现象的措施有：①选择水力半径大的薄刃节流口；②精密过滤并定期更换油液；③适当选择节流口前后的压差；④采用电位差较小的金属材料、选用抗氧化稳定性好的油液、减小节流口的表面粗糙度等，都有助于缓解堵塞的产生。

针形及偏心槽式节流口因节流通道长，水力半径较小，故其最小稳定流量在80流量为20～30Mpa下达到

55、节流阀的应用

由于节流阀的流量不仅取决于节流口面积的大小，还与节流口前后压差有关，阀的刚度小，故只适用于执行元件负载变化很小和速度稳定性要求不高的场合。

对于执行元件负载变化大及对速度稳定性要求高的节流调速系统，必须对节流阀进行压力补偿来保持节流阀前后压差不变，从而达到流量稳定。

固定式节流阀（节流口大小不能调整）－用于改变流量。 可调式节流阀（特点：不易堵塞，流量不稳定）－用于速度较低的液压系统。

以上。薄刃节流口的最小稳定

。特殊设计的微量节流阀能在压差0.3的最小稳定流量。 可调式单向节流阀（特点：流量不稳定）－用于需要单向节流阀调整，反向快速运动的场合

推荐第4篇：液压传动微课教学设计

液压传动概述教学设计

丽水市职业高中 陈春旺

教材分析：液压传动概述在教材中起着总领全章为下节做铺垫的作用，液压千斤顶是一个简单的液压传动装置，了解液压千斤顶的组成、理解其工作原理、传动系统组成，是学习液压传动内容的基础，它为以后学习液压传动内容做了铺垫。 教法设计：模型感受、多媒体演示、尝试

学法指导：

1、学情分析：液压传动的应用学生接触较少，缺乏感性认识，所以教学中通过图片、多媒体演示反复强调使学生对液压传动有一定的感性认识。

2、学法指导：1）通过图片、多媒体课件的演示让学生主动参与、积极探究。

2）采用情境创设、思考探究、构建新知、巩固深化的学习方法。 教学重点：

1、了解液压千斤顶的组成。

2、理解液压千斤顶的工作原理。

3、液压传动系统的组成。教学难点：理解液压千斤顶的工作原理。

知识目标：

1、通过对液压千斤顶的组成理解液压千斤顶的工作原理。

2、了解液压传动的工作过程。

能力目标：

1、培养学生的主观能动性、思维的积极性。

2、提高学生分析问题、解决问题的能力。教学过程：

一、情境创设：

1、问题

一、同学们你们知道生活中有哪些液压传动装置吗？

通过问题引导学生思考液压传动相关知识，积极学习对本堂课的学习积极性。

2、问题

二、同学们你们这些液压传动装置是靠什么运动的吗？ 利用问题二把学生的思维吸引到本堂课的重点内容

3、同学们让我们一起来研究液压千斤顶的工作过程吧

二、引入新课：

1、展示各种各样液压千斤顶的实物图。让同学们对液压千斤顶有一个感性的认识。

2、问题

三、大家知道液压千斤顶有哪些部件组成的吗

展示液压千斤顶的工作结构图，让同学们进一步了解液压千斤顶的结构特点。

3、展示一个液压千斤顶的工作视频。

4、提问学生液压千斤顶为什么会能将重物举起呢

5、多媒体演示液压千斤顶的工作原理：这是本堂课的重点。

吸油：吸油单向阀打开，排油单向阀关闭，油液进入液压泵中，机械能转化为液压能。 压油：排油单向阀打开，吸油单向阀关闭，油液进入液压缸中，液压转化为机械能。

6、师生一起总结液压传动的特点和本质： （1）通过具有一定压力的液体来传动；

（2）传动过程中须经过两次能量转换；

（3）传动必须在密封容积内进行，而且容积要进行变化。

本质：是依靠密封容积的变化来传递运动，依靠油液内部的压力来传递动力的。

7、通过对液压千斤顶工作原理的分析讨论液压传动系统的几个环节和组成部分。

三、小结：

1、回顾液压千斤顶的工作原理

2、液压传动的特点和工作环节。

推荐第5篇：液压系统设计方法

液压系统设计方法

液压系统是液压机械的一个组成部分，液压系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。

液压系统的设计步骤

液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。

⑴确定液压执行元件的形式；

⑵进行工况分析，确定系统的主要参数；

⑶制定基本方案，拟定液压系统原理图；

⑷选择液压元件；

⑸液压系统的性能验算：

⑹绘制工作图，编制技术文件。

1.明确设计要求

设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。

⑴主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；

⑵液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；

⑶液压驱动机构的运动形式，运动速度；

⑷各动作机构的载荷大小及其性质；

⑸对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；

⑹自动化程度、操作控制方式的要求；

⑺对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；

⑻对效率、成本等方面的要求。

2.进行工况分析、确定液压系统的主要参数

通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。

液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。

2.1载荷的组成和计算

2.1.1液压缸的载荷组成与计算

图1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数已标注在图上，其中FW是作用在活塞杆上的外部载荷。Fm是活塞与缸壁以及活塞杆与导向

2 套之间的密封阻力。

作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷Fg，导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fa。

⑴工作载荷Fg

常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的 重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向 如与活塞运动方向相同为负，相反为正。

⑵导轨摩擦载荷Ff

对于平导轨

Ff＝μ（G＋FN）

对于V型导轨

Ff＝μ（G＋FN）/sin（α/2） 式中

G——运动部件所受的重力（N）；

FN——外载荷作用于导轨上的

正压力（N）；

μ——摩擦系数，见表2—1；

α——V型导轨的夹角，一般为90°。

表2—1摩擦系数μ

⑶惯性载荷Fa

FaGv

gt式中

g——重力加速度；

g＝9.81m/s2

Δv——速度变化量(m/s)；

Δt——起动或制动时间(s)。 一般机械Δt＝0.1～0.5s，对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。

行走机械一般取Δv/Δt＝0.5～

1.5m/s2。

以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷FW。

起动加速时FW＝Fg＋Ff＋Fa

稳态运动时FW＝Fg＋Ff

减速制动时FW＝Fg＋Ff－Fa

工作载荷Fg并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则Fg＝0。

除外载荷FW外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，

3 由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为

Fm＝（1－ηm）F 式中

ηm——液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95。

FFWm

2.1.2液压马达载荷力矩的组成与计算

⑴工作载荷力矩Tg

常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷简的阻力矩等。

⑵轴颈摩擦力矩Tf

Tf＝μGr

式中

G——旋转部件施加于轴颈上的径向力（N）；μ——摩擦系数，参考表2—1选用；r——旋转轴的半径（m）。

⑶惯性力矩Ta

TaJJ t式中

ε——角加速度（rad/s2）；Δω——角速度变化量（rad/s）；

Δt——起动或制动时间(s)；J——回转部件的转动惯量(kg·m2)。

起动加速时Tw＝Tg＋Tf＋Ta

稳定运行时Tw＝Tg＋Tf

减速制动时Tw＝Tg＋Tf－Ta

计算液压马达载荷转矩T时还要考虑液压马达的机械效率ηm＝0.9～0.98。

TTWm

根据液压缸或液压马达各阶段的载荷，绘制出执行元件的载荷循环图，以便进一步选择系统工作压力和确定其他有关参数。

2.2初选系统工作压力

压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定的、尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械、重载设备压力要选得高一些。具体选择可参考表2—2和表2—3。

注意，高压化是液压系统发展趋势之一，因此压力应选得高一些，以减小系统的体积是可行的。此外，低压阀已逐渐淘汰，即使是低压系

4 统也应采用高压阀。

A=

2.3计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量

⑴计算液压缸的主要结构尺寸

液压缸主要设计参数见图2。图a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b为活塞杆工作在受拉状态。

活塞杆受压时，Fp1A1p2A2 活塞杆受拉时，Fp1A2p2A1 式中

A1——无杆腔活塞有效作用

面积(m2)；

A2——有杆腔活塞有效作用

面积(m2)；

P1——液压缸工作腔压力(Pa)；

P2——液压缸回油腔压力(Pa)，即背压力。其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表2—4取值。差动连接时则要另行考虑。

D——活塞直径(m)；

d——活塞杆直径(m)。

一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为

5 A1Fp2A2 p1运用上式须事先确定Al与A2的关系，或是活塞杆径d与活塞直径D的关系，令杆径比θ＝d／D，其比值可按表2—5和表2—6选取。

D4F 2p1p2(1)采用差动连接时，vl/v2＝（D2－d2）/d2。如要求往返速度相同时，应取d＝0.71D。

对行程与活塞杆直径比l／d＞10的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。

当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸

A

qmin vmin式中

A——液压缸有效工作面积(m2)；

qmin——系统最小稳定流量(m3/s)，在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。

vmin——运动机构要求的最小工作速度(m/s)。

如果液压缸的有效工作面积A不能满足最低稳定速度的要求，则应按最低稳定速度确定液压缸的结构尺寸。

另外，如果执行元件安装尺寸受到

限制，液压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。

液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。常用液压缸内径及活塞扦直径见表2－7和表2—8。

⑵计算液压马达的排量

6 液压马达的排量为

VM2T p式中T——液压马达的载荷转矩(N·m)；Δp——液压马达的进出口压差(Pa)。

液压马达的排量也应满足最低转速要求

VMqmin nmin式中

qmin——通过液压马达的最小流量；nmin——液压马达工作时的最低转速。

2.4计算液压缸或液压马达所需流量

⑴液压缸工作时所需流量

q＝Av

式中

A—液压缸有效作用面积(m2)；v——活寨与缸体的相对速度(m/s)。

⑵液压马达的流量

q＝VMnM

式中

VM——液压马达排量(m3/r)；nM——液压马达的转速(r/s)。

2.5绘制液压系统工况图

工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依据。

⑴压力循环图——(p—t)图

通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成(p—t)图。

⑵流量循环图——(q—t)图

根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成(q—t)图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。

⑶功率循环图——(P—t)图

绘出压力循环图和总流量循环图后，根据P＝pq，即可绘出系统的功率循环图。

3.制定基本方案和绘制液压系统图

3.1制定基本方案 ⑴制定调速方案

液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。

方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。

7 速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现；相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。

节流调速一般采用定量泵供油，配以溢流阀，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单。由于这种系统必须用溢流阀溢流恒压，有节流损失和溢流损失，故效率低，发热量大，用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变变量泵或变量马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。

容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，流量控制阀是泵的负载，使泵的供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。

节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负值负载的场合，旁路节流多用于高速。

调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。

节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。

容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。

⑵制定压力控制方案

液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。需要无级连续地调节压力时，可用比例溢流阀。

在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油，这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。

在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。

⑶制定顺序动作方案

主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制接续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接比较方便的场合。

另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵

8 正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床，挤压机、压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。

⑷选择液压动力源

液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。

容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。 为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。

油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。

3.2绘制液压系统原理图

整机的液压系统原理图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。要尽量减少能量损失环节，提高系统的工作效率。

为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件(如压力表、温度计等)。

大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。 系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。

4.液压元件的选择与专用件设计

4.1液压泵的选择

⑴确定液压泵的最大工作压力pP

pP≥p1＋∑Δp 式中

p1——液压缸或液压马达最大工作压力；

∑Δp——从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。∑Δp的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取： 管路简单、流速不大的，取∑Δp＝(0.2～0.5)MPa；管路复杂，进口有调速阀的，取∑Δp＝(0.5～1.5) MPa。回油背压应折算到进油路。

9 ⑵确定液压泵的流量qP

多个液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为

qP≥K(∑qmax) 式中

K——系统泄漏系数，一般取K＝1.1～1.3；

∑qmax——同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从(q—t)图上查得。对于在工作过程中用节流调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量，一般

－取0.5×104m3／s。

系统使用蓄能器作辅助动力源时

qPViK Ti1tz式中

K——系统泄漏系数，一般取K＝1.2；

Tt——液压设备工作周期(s)；

Vi——每一个液压缸或液压马达在工作周期中的总耗油量(m3)；

Z——液压缸或液压马达的个数。

⑶)选择液压泵的规格

根据以上求得的pP和qP值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25％～60％。

⑷确定液压泵的驱动功率

在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即(p－t)、(q－t)图变化较平缓，则

PpPqP

P

式中

pP——液压泵的最大工作压力(Pa)；qP——液压泵的流量(m3/s)；

ηP——液压泵的总效率，参考表4—1选择。 限压式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算。一般情况下，可取pP＝0.8pPmax，qP＝qn，则

P0.8pPmaxqnP

式中

pPmax——液压泵的最大工作压力(Pa)；qn——液压泵的额定流量(m3/s)。

在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即(p－t)、(q－t)曲线起伏变化较大，则须分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率

PPCP12t1P22t2Pn2tn

t1t2tn 10 式中

t

1、t

2、…、tn——个循环中每一动作阶段内所需的时间(s)；

Pl、P

2、…、Pn——一个循环中每一动作阶段内所需的功率(W)。

按平均功率选出电动机功率后，还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内。电动机允许的短时间超载量一般为25％。

4.2液压阀的选择

⑴阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑其最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。

控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20％以内的短时间过流量。

⑵阀的型式，按安装和操作方式选择。

4.3蓄能器的选择

根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数。

⑴液压执行元件短时间快速运动，由蓄能器来补充供油，其有效工作容积为

ΔV＝∑Ai liK－qPt

式中

A——液压缸有效作用面积(m2)；l——液压缸行程(m)；

K——油液损失系数，一般取K＝1.2；qP——液压泵流量(m3/s)；

t——动作时间(s)。

⑵作应急能源，其有效工作容积为：

ΔV＝∑Ai liK

式中

∑Ai li—要求应急动作液压缸总的工作容积(m3)。

有效工作容积算出后，根据有关蓄能器的相应计算公式，求出蓄能器的容积，再根据其他性能要求，即可确定所需蓄能器。

4.4管道尺寸的确定 ⑴管道内径计算

d

4q v式中 q——通过管道内的流量(m3/s)；v—管内允许流速(m/s)，见表4—2。

计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子。 ⑵管道壁厚δ的计算

pd 2式中

p——管道内最高工作压力(Pa)；d——管道内径(m)；

[ζ]——管道材料的许用应力(Pa)，[ζ]＝ζb/n

ζb——管道材料的抗拉强度(Pa)；

n——安全系数，对钢管来说，p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa，取n＝6；p＞17.5MPa时，取n＝4。

4.5油箱容量的确定

初设计时，先按下式确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。油箱容量的经验公式为

V＝aqV 式中，qV——液压泵每分钟排出 压力油的容积(m3)；a——经验系数，见表4—3。

在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。

5.液压系统性能验算

液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。

5.1液压系统压力损失

压力损失包括管路的沿程损失Δp1，管路的局部压力损失Δp2和阀类元件的局部损失Δp3，总的压力损失为

Δp＝Δp1＋Δp2＋Δp3

qlvvppp1，p2，3nd22qn22 2式中

l——管道的长度(m)； d——管道内径(m)；v——液流平均速度(v/s)；

ρ——油密度(kg/m3)；λ——沿程阻力系数；

ζ——局部阻力系数。λ、ζ的具体值可参考液压流体力学有关内容。

qn——阀的额定流量(m3／s)；q——通过阀的实际流量(m3／s)； Δpn——阀的额定压力损失(Pa)，可从产品样本中查到。

对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的Δp比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。

系统的调整压力

pT≥pl＋Δp

式中

pT——液压泵的工作压力或支路的调整压力。

12 5.2液压系统的发热温升计算 5.2.1计算液压系统的发热功率

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：

⑴液压泵的功率损失

1 Ph1TtP(1rii1zPi)ti

式中

Tt——工作循环周期(s)；z——投入工作液压泵的台数；

Pri——液压泵的输入功率(W)；ηPi——各台液压泵的总效率；

ti——第i台泵工作时间(s)。

⑵液压执行元件的功率损失

1 Ph2TtP(1rjj1Mj)tj

式中

M——液压执行元件的数量；Prj——液压执行元件的输人功率(W)；

ηj——液压执行元件的效率；tj——第j个执行元件工作时间(s)。

⑶溢流阀的功率损失

Ph3＝pyqy

式中 py——溢流阀的调整压力(Pa)；qy——经溢流阀流回油箱的流量(m3/s)。

(4)油液流经阀或管路的功率损失

Ph4＝Δpq 式中

Δp——通过阀或管路的压力损失(Pa)；q——通过阀或管路的流量(m3/s)。

由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率

Phr＝Phl＋Ph2＋Ph3＋Ph4

上式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率

Phr＝Pr—Pc

式中Pr是液压系统的总输入功率，Pc是输出的有效功率。

1

PrTti1zpiqitiPi

1

PcTtmnFWisiTWjjtj j1i1式中

Tt——工作周期(s)；

z、n、m——分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；

pi、qi、ηPi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率；

ti——第i台泵工作时间(s)；

TWj、ωj、tj——液压马达的外载转矩、转速、工作时间(N·m、rad/s、s)； FWi、si——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程(N、m)。

5.2.2计算液压系统的散热功率

液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。

Phc＝(K1Al＋K2A2)ΔT

式中

K1——油箱散热系数，见表5—1；

K2——管路散热系数，见表5—2；

Al、A2——分别为油箱、管道的散热面积(m2)；

ΔT——油温与环境温度之差(℃)。

若系统达到热平衡，则Phr＝Phc，油温 不再升高，此时，最大温差

TPhr

K1A1K2A2环境温度为T0，则油温T＝T0＋ΔT。 如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（各种机械允许油温见表5—3），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，则需要装设冷却器。冷却器的散热面积为

APhrPhc

Ktm式中，K——冷却器的散热系数，见液压设计手册有关散热器的散热系数；

Δtm—平均温升(℃)；

tmT1T2t1t2 22

T

1、T2——液压油入口和出口温度；tl、t2——冷却水或风的入口和出口温度。

5.2.3根据散热要求计算油箱容量

最大温差AT是在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量。

由ΔT公式可得油箱的散热面积为

A1PhrK2A2K1 TPhr TK1如不考虑管路的散热，上式可简化为 A1

油箱主要设计参数如图3所示。一般油面的高度为油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为

V＝0.8abh

Al＝1.8h(a＋b)＋1.5ab

若Al求出，再根据结构要求确定a、b、h

的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸。

如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施。

5.3计算液压系统冲击压力

压力冲击是由于管道液流速度急剧改变或管道液流方向急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏；对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式：

⑴当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。

直接冲击，即t＜η时，管道内压力增大值

Δp＝acρΔv

间接冲击(即t＞η)时，管道内压力增大值

pacv

3t

式中

ρ——液体密度(kg/m)；Δv——关闭或开启液流通道前后管道内流速

之差(m/s)；t——关闭或打开液流通道的时间(s)；η＝2l/ac——管道长度为l时，冲击波往返所需的时间(s)；ac——管道内液流中冲击波的传播速度(m/s)。

若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度

E0

ac1E0dE

式中 E0——液压油的体积弹性模量(Pa)，其推荐值为E0＝700MPa；δ、d——管

15 道的壁厚和内径(m)；E——管道材料的弹性模量(Pa)，常用管道材料弹性模量：钢E＝2.1×1011Pa，紫铜E＝1.18×1011Pa。

⑵急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为

pliAMv AiAt式中 li——液流第i段管道的长度(m)；Ai——第i段管道的截面积(m2)；

A——液压缸活塞面积(m2)；M——与活塞连动的运动部件质量(kg)；

Δv——液压缸的速度变化量(m/s)；t——液压缸速度变化Δv所需时间(s)。

计算出冲击压力后，此压力与管道的静态压力之和即为此时管道的实际压力。实际压力若比初始设计压力大得多时，要重新校核一下相应部位管道的强度及阀件的承压能力，如不满足，要重新调整。

6.设计液压装置，编制技术文件

6.1液压装置总体布局

液压系统总体布局有集中式、分散式。

集中式结构是将整个设备液压系统的油源、控制阀部分独立设置于主机之外或安装在地下，组成液压站。如冷轧机、锻压机、电弧炉等有强烈热源和烟尘污染的冶金设备，一般都是采用集中供油方式。

分散式结构是把液压系统中液压泵、控制调节装置分别安装在设备上适当的地方。机床、工程机械等可移动式设备一般都采用这种结构。

6.2液压阀的配置形式

⑴板式配置

板式配置是把板式液压元件用螺钉固定在平板上，板上钻有与阀口对应的孔，通过管接头联接油管而将各阀按系统图接通。这种配置可根据需要灵活改变回路形式。液压实验台等普遍采用这种配置。

⑵集成式配置目前液压系统大多数都采用集成形式。它是将液压阀件安装在集成块上，集成块一方面起安装底板作用，另一方面起内部油路作用。这种配置结构紧凑、安装方便。

6.3集成块设计

⑴块体结构

集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。

对于较简单的液压系统，其阀件较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，控制阀较多，就要采取多个集成块叠积的形式。

相互叠积的集成块，上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4个用以叠积紧固的螺栓孔；

P孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔P，作为供给各单元回路压力油的公用油源。

T孔，各单元回路的回油均通到公甩回油孔T，流回到油箱。

L孔，各液压阀的泄漏油，统一通过公用泄漏油孔L流回油箱。

集成块的其余四个表面，一般后面接通液压执行元件的油管，另三个面用以安装液压阀。块体内部按系统图的要求，钻有沟通各阀的孔道。

⑵集成块结构尺寸的确定

外形尺寸要满足阀件的安装，孔道布置及其他工艺要求；为减少工艺孔，缩短孔道长度，阀的安装位置要仔细考虑，使相通油孔尽量在同一水平面或是同一竖直面上。

对于复杂的液压系统，需要多个集成块叠积时，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通道。

各通油孔的内径要满足允许流速的要求，一般来说，与阀直接相通的孔径应等于所装阀的油孔通径。

油孔之间的壁厚δ不能太小；一方面防止使用过程中，由于油的压力而击穿，另一方面避免加工时，因油孔的偏斜而误通。对于中低压系统，δ不得小于5mm，高压系统应更大些；

6.4绘制正式工作图，编写技术文件

液压系统完全确定后，要正规地绘出液压系统图。除用元件图形符号表示的原理图外，还包括动作循环表和元件的规格型号表。图中各元件一般按系统停止位置表示，如特殊需要，也可以按某时刻运动状态画出，但要加以说明。

装配图包括泵站装配图，管路布置图，操纵机构装配图，电气系统图等。

技术文件包括设计任务书、设计说明书和设备的使用、维护说明书等。

推荐第6篇：钻机液压系统设计

钻机液压系统设计

1概述

目前，随着非开挖施工技术的日益成熟，作为非开挖施工主要设备的水平定向钻机也得到了突飞猛进的发展。液压系统以它体积小、重量轻、结构紧凑、动力便于传递、力量大等特点，在水平定向钻机中得到了广泛的应用。钻机液压系统的液压元件以及各回路的性能对钻机的整体性能起着决定性的作用。

2钻机液压系统

在大吨位的钻机中，采用液压系统驱动显示出了巨大的优越性，它使产品的结构变得简单，体积大大缩小。全液压水平定向钻机的液压系统包括：动力头回转液压系统、动力头推进或回拖液压系统、夹持卸扣器液压系统、履带行走液压系统、钻臂升降液压系统、钻机支腿液压系统、驾驶室平移液压系统、吊车液压系统、泥浆泵马达液压系统。在设计液压系统时，以满足性能和使用要求而又没有多余元件为最佳。下边我们就分别探讨一下钻机各部分液压系统的工作原理。

动力头回转液压系统

动力头回转液压系统，一般由一对规格相同但转向正好相反的低速大扭矩液压马达组成，液压马达带有减速机以便增大扭矩力，两液压马达之间设有一块可使两马达实现串、并联作用的电液动换向阀。液压系统图见图一。

图一 动力头回转液压系统

首先，从液压泵站来的液压油的压力和流量要和各液压元件相匹配，液压系统的压力不能超过任何一个液压元件的额定工作压力，否则要用减压阀进行减压。选择换向阀时要注意，换向阀的通径要满足液压马达到达最大设计转速时对液压油流量的需要。

当电液换向阀4的左边电磁铁带点且换向阀3不带电时，电磁铁将阀4的左边阀芯位置推到中间，来自系统的液压油经过阀4到达马达1的左边，另一路则经过换向阀3到达马达2的右边，推动马达

1、2作方向相反的转动，此时主轴正转。马达1的回油经过换向阀3与马达2的回油会合，经换向阀4流回油箱。这时两马达并联，转速低，但扭矩最大。

当电液换向阀4的左边电磁铁和换向阀3同时带电时，阀3的右边阀芯被推到左边位置接通，液压油经过马达

1、阀3到达马达2的右边，推动两马达转动，主轴正转。这时两马达串联，马达转速比并联时高一倍，但扭矩是并联时的二分之一，回油则经过阀4流回油箱。

当电液换向阀4的右边电磁铁带点且换向阀3不带电时，电磁铁将阀4的右边阀芯位置推到中间，液压油经过阀4到达马达2的左边，另一路则经过换向阀3到达马达1的右边，推动马达

1、2作方向相反的转动，此时主轴反转。马达2的回油经过换向阀3与马达1的回油会合，经换向阀4流回油箱。这时两马达并联，转速低，扭矩大。

当电液换向阀4的右边电磁铁和换向阀3同时带电时，电磁铁将阀4的右边阀芯位置推到中间，同时阀3的右边阀芯被推到左边位置接通，液压油经过阀4到达马达2的左边，出来后流经换向阀3到达马达1的右边，推动马达

1、2作方向相反的转动，此时主轴反转。这时两马达串联，马达转速比并联时高一倍，但扭矩是并联时的二分之一，回油则经过阀4流回油箱。

以上是开式液压系统时的情况，如果液压系统为闭式系统，而且液压泵采用双向变量泵，则可省去电液换向阀4，因为泵自身能实现换向。此外，两液压马达的泄油管路一定要连接在一起单独引回油箱，泄油管路中不允许有背压元件存在。为了获得多种转速，可将换向阀4改用电液比例换向阀。

动力头推进或回拖液压系统

动力头推进或回拖液压系统一般由两对规格相同转向相反的低速大扭矩液压马达组成，液压马达都带有减速机以便为钻机提供较大的推进或回拖力。液压系统的组成形式与动力头回转液压系统相同，只是增加了一组，液压系统图见图二。

图二 动力头推进或回拖液压系统

首先，选择液压马达和换向阀的额定工作压力不能低于液压系统的最高工作压力，电液换向阀7的通径要满足

1、

2、

4、5四台马达在最高设计转速时对流量的需要。

当电液换向阀7的左边电磁铁带点，换向阀

3、6不带电时，电磁铁将阀7的左边阀芯位置推到中间，液压油经过阀7到达马达4和马达1的左边，另外一部分液压油分别经过阀3到达马达2的右边，经过阀6到达马达5的右边，推动马达

1、2和

4、5转动，带动动力头向前推进。此时，四台马达并联，推进力最大。

当电液换向阀7的左边电磁铁带点，换向阀

3、6也带电时，电磁铁将阀7的左边阀芯位置推到中间，电液换向阀3和6的右边阀芯位置被推到左边接通，液压油经过阀7后，一路油经过马达

1、换向阀3，通过马达2，再经换向阀7流回油箱。另外一路液压油经过马达

4、换向阀6，通过马达5，再经换向阀7流回油箱。从而推动马达

1、2和

4、5转动，带动动力头向前推进。此时，马达

1、2串联，

4、5串联，而马达

1、2和马达

4、5两组之间并联，动力头的推进力比全并联时小了一半，但动力头的推进速度比全并联时高了一倍。

当电液换向阀7的右边电磁铁带点，换向阀

3、6不带电时，四台马达实现反向旋转，动力头实现回拖。此时四台马达并联，回拖力最大。

当电液换向阀7的右边电磁铁带点，换向阀

3、6也带电时，马达

1、2串联，

4、5串联，而马达

1、2和马达

4、5两组之间并联，动力头的回拖速度最大，但回拖力比全并联时小了一半。为了获得多种行走速度也可将换向阀7改换成电液比例换向阀。

夹持卸扣器液压系统

夹持卸扣器液压系统由夹持器夹持、卸扣器夹持、卸扣、夹持卸扣器分离、夹持卸扣器游动马达等几部分液压系统组成。液压系统图见图三。

图三 夹持卸扣器液压系统

当电磁换向阀1左边电磁铁带电时，夹持器夹持油缸夹紧；当电磁换向阀1右边电磁铁带电时，夹持器夹持油缸松开。当换向阀1从夹紧状态回到中位时，液压缸保持夹紧状态；当换向阀1从松开状态回到中位时，液压缸保持松开状态。一般需要保持夹紧力的液压系统会设计成液控单向阀和蓄能器合用，换向阀中位机能选择“Y”型的液压锁紧回路。但本系统考虑到保持夹紧力的时间很短，故省去了液控单向阀，以降低成本，换向阀中位机能则选用“O”型。

卸扣器夹持液压系统和夹持器夹持液压系统相同。

在卸扣回路中，当换向阀3左边电磁铁带电时，卸扣油缸伸出卸扣；当换向阀3右边电磁铁带电时，卸扣油缸返回。

在分离系统中，当电磁换向阀4左边电磁铁带电时，分离油缸伸出，夹持器和卸扣器分离，此时卸扣器的夹紧油缸再次夹紧已经卸开的钻杆一端时，可实现动力头一端的钻杆卸扣。当电磁换向阀4右边电磁铁带电时，分离油缸缩回，夹持器和卸扣器恢复原始状态。

当电磁换向阀5的阀芯换向时，可实现夹持卸扣器在桅杆上的全程前后游动，利用节流阀6可调节夹持卸扣器的游动速度。

为了减少液压管路，换向阀1.、

2、

3、

4、5可选用组合在一起的既可手动又可电动的多路换向阀，并安装在夹持卸扣器旁边。如果需要对各组油缸的速度进行调整，可在各系统中分别增加节流阀来实现，也可直接选用组合在一起的电液比例多路换向阀来实现，如选用比例换向阀控制，节流阀6可省去。

履带行走液压系统

钻机行走部件一般选用市场上的挖掘机底盘，经过改装后作为钻机的行走底盘，左右两个行走液压马达

1、2由两个电液比例换向阀

3、4分别控制，而电液比例换向阀的远程控制手柄则安装在钻机的驾驶室内。这样钻机的驾驶人员通过操纵远程控制手柄，就可以实现钻机的前进、后退和转向，以及行进速度快慢的调整。液压系统图见图四。

图四 履带行走液压系统

钻臂升降液压系统

钻臂升降液压系统一般采用由两个液压缸组成的带液压锁的锁紧回路，液压系统图见图五。

图五 钻臂升降液压系统

当电磁换向阀1的左边电磁铁带电时，压力油经过换向阀

1、液压锁

2、节流阀3进入油缸下腔，油缸伸出，钻臂举升。当电磁换向阀1的右边电磁铁带电时，压力油经过换向阀

1、液压锁2进入油缸上腔，油缸缩回，钻臂回落。当电磁换向阀1在中位时，回路锁死。当钻臂回落时，由于回油路上有节流阀3形成一定的背压，使钻臂回落时较稳定，可避免桅杆因自重引起的冲击。

钻机支腿液压系统

钻机就位后，钻机支腿油缸伸出，配合前面的地锚稳定钻机，以保证施工精度，液压系统图见图六。支腿液压系统由手动换向阀和液压锁组合而成，工作原理基本上与钻臂升降液压系统相同，只是省去了节流阀，因为支腿油缸缩回时不会产生冲击。支腿油缸安装在钻机后部，左右各一支。

图六 钻机支腿液压系统

驾驶室平移液压系统

钻机在施工时，由于桅杆向前伸出，前端的夹持卸扣器离驾驶室较远，操作者不便观察。为了方便施工，要求驾驶室也要随着向前伸出，驾驶室平移液压系统图见图七。

图七 驾驶室平移液压系统

当电磁换向阀1的左边电磁铁带电时，驾驶室向前伸出，回油经节流阀2流回油箱；当电磁换向阀1的右边电磁铁带电时，驾驶室向后收回，回油仍然经节流阀2流回油箱。节流阀2既可以调整平移油缸的速度，又起到了背压阀的作用，使驾驶室在移动过程中比较平稳。

吊车液压系统

大型钻机为了装卸钻杆方便，一般都配有小型吊车，吊车一般外购，主油路则由钻机液压系统提供。钻机为吊车配置的液压系统见图八。

图八 吊车液压系统

有的钻机为了方便工作，在施工时让吊车整体伸出到桅杆外侧，待撤场时再收回到桅杆旁边，以减少整体宽度，方便运输，所以配置了手动换向阀5来控制吊车的伸出和收回。由于吊车液压系统的压力一般低于钻机主系统压力，所以来自主系统的高压油要经过减压阀6减压后才可以供吊车液压系统使用。

泥浆泵马达液压系统

现在的钻机大部分都自备泥浆泵，泥浆泵由液压马达来驱动，而驱动马达的动力则来自钻机液压系统。如果所选用的泥浆泵马达额定压力低于主系统压力，主系统液压油要先经减压阀减压后才可供给泥浆泵系统。泥浆泵马达液压系统图见图九，基本和动力头回转液压系统相同，只是泥浆泵系统只有正转没有反转而已。

图九 泥浆泵马达液压系统

3钻机的液压泵站

钻机的液压泵站主要由：油箱、滤油器、液压泵、柴油发动机和溢流阀等元件组成。由于钻机工作环境比较恶劣，连续工作时间较长散热较差，所以油箱容积一般要选大于等于泵最大流量的7倍，而且液压系统回油要配有散热器。因为钻机的回油管路有回油滤油器、散热器和一些为了方便维修而设的截止阀门等元件，回油阻力较大，所以液压马达和泵的泄油不要接入回油管路，要单独引回油箱，否则容易造成马达和泵的损坏。滤油器的通油流量要大于等于系统通过液压油最大流量的2.5倍。液压泵的流量总和要满足动力头回转、动力头推进或回拖、泥浆泵马达等液压系统同时工作时对流量的需要。柴油发动机的功率要满足液压泵最高工作压力、最大工作流量时对功率的需要。所选用的液压胶管所能承受的最高工作压力要大于等于液压系统最高工作压力的1.5倍，以免液压胶管受液压冲击而爆裂。

4结束语

液压系统的设计没有一个固定的模式，设计者可以根据自己的不同使用要求，进行不同的组合，设计成不同的液压系统。但是在满足使用和性能要求的前提下，液压系统元件越少、系统越简单越好，不要盲目提高设计精度，增加制造成本。

推荐第7篇：液压系统的设计

8 液压系统的设计

8.1液压系统简介

机械手的液压传动是以有压力的油液作为传递动力的工作介质。电动机带动油泵输出压力油，是将电动机供给的机械能转换成油液的压力能。压力油经过管道及一些控制调节装置等进入油缸，推动活塞杆运动，从而使手臂作伸缩、升降等运动，将油液的压力能又转换成机械能。手臂在运动时所能克服的摩擦阻力大小，以及夹持式手部夹紧工件时所需保持的握力大小，均与油液的压力和活塞的有效工作面积有关。手臂做各种运动的速度决定于流入密封油缸中油液容积的多少。这种借助于运动着的压力油的容积变化来传递动力的液压传动称为容积式液压传动，机械手的液压传动系统都属于容积式液压传动。

8.2液压系统的组成

液压传动系统主要由以下几个部分组成：

① 油泵

它供给液压系统压力油，将电动机输出的机械能转换为油液的压力能，用这压力油驱动整个液压系统工作。

② 液动机

压力油驱动运动部件对外工作部分。手臂做直线运动，液动机就是手臂伸缩油缸。也有回转运动的液动机一般叫作油马达，回转角小于360°的液动机，一般叫作回转油缸（或称摆动油缸）。

③ 控制调节装置 各种阀类，如单向阀、溢流阀、节流阀、调速阀、减压阀、顺序阀等，各起一定作用，使机械手的手臂、手腕、手指等能够完成所要求的运动。

8.3机械手液压系统的控制回路

机械手的液压系统，根据机械手自由度的多少，液压系统可繁可简，但是总不外乎由一些基本控制回路组成。这些基本控制回路具有各种功能，如工作压力的调整、油泵的卸荷、运动的换向、工作速度的调节以及同步运动等。

8.3.1 压力控制回路

① 调压回路

在采用定量泵的液压系统中，为控制系统的最大工作压力，一般都在油泵的出口附近设置溢流阀，用它来调节系统压力，并将多余的油液溢流回油箱。

② 卸荷回路

在机械手各油缸不工作时，油泵电机又不停止工作的情况下，为减少油泵的功率损耗，节省动力，降低系统的发热，使油泵在低负荷下工作，所以采用卸荷回路。此机械手采用二位二通电磁阀控制溢流阀遥控口卸荷回路。

③ 减压回路

为了是机械手的液压系统局部压力降低或稳定，在要求减压的支路前串联一个减压阀，以获得比系统压力更低的压力。

④平衡与锁紧回路

在机械液压系统中，为防止垂直机构因自重而任意下降，可采用平衡回路将垂直机构的自重给以平衡。

为了使机械手手臂在移动过程中停止在任意位置上，并防止因外力作用而发生位移，可采用锁紧回路，即将油缸的回油路关闭，使活塞停止运动并锁紧。本机械手采用单向顺序阀做平衡阀实现任意位置锁紧的回路。

⑤ 油泵出口处接单向阀

在油泵出口处接单向阀。其作用有二：第一是保护油泵。液压系统工作时，油泵向系统供应高压油液，以驱动油缸运动而做功。当一旦电机停止转动，油泵不再向外供油，系统中原有的高压油液具有一定能量，将迫使油泵反方向转动，结果产生噪音，加速油泵的磨损。在油泵出油口处加设单向阀后，隔断系统中高压油液和油泵时间的联系，从而起到保护油缸的作用。第二是防止空气混入系统。在停机时，单向阀把系统能够和油泵隔断，防止系统的油液通过油泵流回油箱，避免空气混入，以保证启动时的平稳性。

8.3.2 速度控制回路

液压机械手各种运动速度的控制，主要是改变进入油缸的流量Q。其控制方法有两类：一类是采用定量泵，即利用调节节流阀的通流截面来改变进入油缸或油马达的流量；另一类是采用变量泵，改变油泵的供油量。本机械手采用定量油泵节流调速回路。

根据各油泵的运动速度要求，可分别采用LI型单向节流阀、LCI型单向节流阀或QI型单向调速阀等进行调节。

节流调速阀的优点是：简单可靠、调速范围较大、价格便宜。其缺点是：有压力和流量损耗，在低速负荷传动时效率低，发热大。

采用节流阀进行节流调速时，负荷的变化会引起油缸速度的变化，使速度稳定性差。其原因是负荷变化会引起油缸速度的变化，使速度稳定性差。其原因是负荷变化会引起节流阀进出油口的压差变化，因而使通过节流阀的流量以至油缸的速度变化。

调速阀能够随负荷的变化而自动调整和稳定所通过的流量，使油缸的运动速度不受负荷变化的影响，对速度的平稳性要求高的场合，宜用调速阀实现节流调速。

8.3.3 方向控制回路

在机械手液压系统中，为控制各油缸、马达的运动方向和接通或关闭油路，通常采用二位二通、二位三通、二位四通电磁阀和电液动滑阀，由电控系统发出电信号，控制电磁铁操纵阀芯换向，使油缸及油马达的油路换向，实现直线往复运动和正反向转动。

目前在液压系统中使用的电磁阀，按其电源的不同，可分为交流电磁阀（D型）和直流电磁阀（E型）两种。交流电磁阀的使用电压一般为220V（也有380V或36V），直流电磁阀的使用电压一般为24V（或110V）。这里采用交流电磁阀。交流电磁阀起动性能好，换向时间短，接线简单，价廉，但是如吸不上时容易烧坏，可靠性差，换向时有冲击，允许换向频率底，寿命较短。

8.4 机械手的液压传动系统

液压系统图的绘制是设计液压机械手的主要内容之一。液压系统图是各种液压元件为满足机械手动作要求的有机联系图。它通常由一些典型的压力控制、流量控制、方向控制回路加上一些专用回路所组成。

绘制液压系统图的一般顺序是：先确定油缸和油泵，再布置中间的控制调节回路和相应元件，以及其他辅助装置，从而组成整个液压系统，并用液压系统图形符号，画出液压原理图。

8.4.1 上料机械手的动作顺序

本液压传动上料机械手主要是从一个地方拿到工件后，横移一定的距离后把工件给立式精锻机进行加工。它的动作顺序是：待料（即起始位置。手指闭合，待夹料立放） → 插定位销 → 手臂前伸 → 手指张开 → 手指夹料 → 手臂上升 → 手臂缩回 → 立柱横移

→ 手腕回转115° → 拔定位销 → 手臂回转115° → 插定位销 → 手臂前伸 → 手臂中停 （此时立式精锻机的卡头下降 → 卡头夹料，大泵卸荷） → 手指松开（此时精锻机的卡头夹着料上升） → 手指闭合 → 手臂缩回 → 手臂下降 → 手腕反转 （手腕复位）→ 拔定位销 → 手臂反转（上料机械手复位） → 立柱回移（回到起始位置） → 待料（一个循环结束）卸荷。

上述动作均由电控系统发信控制相应的电磁换向阀，按程序依次步进动作而实现的。该电控系统的步进控制环节采用步进选线器，其步进动作是在每一步动作完成后，使行程开关的触点闭合或依据每一步动作的预设停留时间，使时间继电器动作而发信，使步进器顺序“跳步”控制电磁阀的电磁铁线圈通断电，使电磁铁按程序动作（见电磁铁动作程序表）实现液压系统的自动控制。

8.4.2 自动上料机械手液压系统原理介绍

图9 机械手液压系统图

液压系统原理如图8所示。该系统选用功率N =7.5千瓦的电动机，带动双联叶片泵YB-35/18 ，其公称压力为60*10帕，流量为 35升/分+18升/分=53升/分，系统压力调节

5为30*10帕，油箱容积选为250升。手臂的升降油缸及伸缩油缸工作时两个油泵同时供油；手臂及手腕的回转和手指夹紧用的拉紧油缸以及手臂回转的定位油缸工作时只有小油泵供油，大泵自动卸荷。

手臂伸缩、手臂升降、手臂回转、手臂横向移动和手腕回转油路采用单向调速阀（QI-63B、QI-25B、QI-10B）回程节流，因而速度可调，工作平稳。

手臂升降油缸支路设置有单向顺序阀（XI-63B），可以调整顺序阀的弹簧力使之在活塞、活塞杆及其所支承的手臂等自重所引起的油液压力作用下仍保持断路。工作时油泵输出的压力油进入升降油缸上腔，作用在顺序阀的压力增加使之接通，活塞便向下运动。当活塞要上升时，压力油液经单向阀进入升降油缸下腔而不会被顺序阀所阻，这样采用单向顺序阀克服手臂等自重，以防下滑，性能稳定可靠。

手指夹紧油缸支路装有液控单向阀（IY-25B），使手指夹紧工件时不受系统压力波动的影响，保证保证手指夹持工件牢靠。当反向进油时，油箱通过控制油路将单向阀芯顶开，使回油路接通，油液流回油箱。

在手臂回转后的定位所用的定位油缸支路要比系统压力低，为此在定位油缸支路前串有减压阀（J-10），使定位油缸获得适应压力为15—18*10帕 ，同时还给电液动滑阀（或称电液换向阀，34DY-63B）来实现，空载卸荷不致使油温升高。系统的压力由溢流阀来调节。

此系统四个主压力油路的压力测量，是通过转换压力表开关（K-3B）的位置来实现的，被测量的四个主油路的压力值，分别从压力表（Y-60）上表示出来。

下面以上料机械手的一个典型动作程序为例，结合图9来说明其动作循环。

当电动机启动，带动双联叶片泵3和8回转，油液从油箱1中通过网式滤油器2和7，经过叶片泵被送到工作油路中去，如果机械手还未启动，则油液通过二位二通电磁阀5和10（电磁铁11DT和12DT通电）进行卸荷。

当热棒料到达上料的位置后，由于1150℃的热料使光电继电器发出电信号（或经过人工启动），经过步进选线器跳步，使机械手开始按程序动作。此时卸荷停止（二位二通电磁阀5和10的电磁铁断电），电磁铁8DT通电，压力油进到定位油缸的无杆腔进行定位动作。定位后此支油路系统压力升高，压力继电器40发出电信号，经过步进选线器跳步使电磁铁1DT通电，电液换向阀25从“O”型滑滑机能状态变成通路，压力油泵从3和8经单向阀

6、14和13，经过电液换向阀25右边通道进入手臂伸缩油缸的右腔，使活塞杆带动导向杆作前伸运动（因活塞缸固定），手臂前伸到适当位置，装在手臂上的碰铁碰行程开关发出电信号，经步进选线器和时间继电器延时，是电磁铁3DT通电，手指张开；手臂靠惯性滑行，手指移到待上料的中心位置。在延时结束时，3DT断电，手指夹紧料；并同时发信、跳步，使电磁铁4DT通电，压力油从工作油路39经电液换向阀33右边通道、单向调速阀34的单向阀及单向顺序阀35的单向阀进入手臂升降油缸的下腔，推动手臂上升。在手臂上

55升到预定位置，碰行程开关，使电磁铁4DT断电，电液换向阀33复位成“O”型滑阀机能状态，发出电信号经步进选线器跳步，使电磁铁2DT通电，电液换向阀25左边接通油路，压力油通过电液换向阀25左边通道，经过单向调速阀26的单向阀进入受臂伸缩油缸左腔使受臂缩回。同时发信、跳步，使电磁铁13DT通电，压力油通过电液换向阀41的左腔，推动手臂横向移动。当横向移动机构上的碰铁碰到行程开关，使13DT断电，并发出电信号经步进选线器跳步使6DT通电，则换向阀18右边接通油路，压力油通过单向调速阀19的单向阀进入手腕回转油缸一腔，使手腕回转115°，手腕上的碰铁碰行程开关使6DT断电，换向阀18复位成“O”型滑阀机能状态，同时亦使8DT断电，定位油缸复位（拔销）；压力继电器复位，发出电信号。经步进选线器跳步，使电磁铁9DT通电，换向阀28右边通道接通油路，压力油经QI（31）的单向阀进入手臂回转油缸一腔使手臂回转115°。当手臂的回转碰铁碰行程开关使9 DT断电，换向阀28复位成“O”型滑阀机能状态；并发出电信号。步进选线器跳步，使8DT通电，定位油缸17动作，插定位销，压力继电器40发出电信号经发出电信号。经步进选线器跳步，使电磁铁1DT通电，手臂前伸；当手臂将棒料送到立式精锻机的夹头轴线前的适当距离，手臂的碰铁碰行程开关，1DT断电，手臂靠滑行和定位螺钉使手臂将棒料送到夹头轴线处；并发出电信号、跳步使12DT通电，大泵卸荷，手臂处于“中停”位置，同时发出电信号使立式精锻机启动，夹头下降，行程开关发信，通过时间继电器使夹头闭合将棒料夹牢，精锻机电控系统发信，给机械手电控系统，经过选线器跳步，时间继电器延时使3DT通电，机械手手指松开（同时，精锻机的电控系统发信使夹头提升），延时到3DT断电，手指闭合，并发出电信号，步选器跳步，2DT通电，手臂缩回。当手笔碰铁碰到行程开关时，2DT断电（手臂缩回停）；并发出电信号和跳步，使5DT通电，电液换向阀33的左边通道接通油路，压力油经QI（36）的单向阀进到升降缸的上腔，使手臂下降，当升降导套上的碰铁碰行程开关时，5DT断电（手臂下降停）；并发出电信号和跳步，使7DT通电，换向罚18的左边通道接通油路，压力油QI（20）的单向阀进入手腕回转油缸的另一腔，使手腕反转115°；手腕上的碰铁碰行程开关，使7DT断电并发出电信号、跳步，使8DT断电（拔定位销），压力继电器复位发出电信号、跳步，使10DT通电，换向阀28左边通道接通油路，压力油经QI（29）的单向阀进入手臂回转油缸的另一腔，使手臂反转115°（机械手复位）。当手臂上的回转碰铁碰行程开关时，10DT断电，并发出信号，跳步，使14DT通电，立柱回移（回到原位，机械手回到原来位置）；步进选线器跳步，使11DT和12DT通电（两个油泵同时卸荷），机械手的动作循环结束。

8.5机械手液压系统的简单计算

计算的主要内容是，根据执行机构所要求的输出力和运动速度，确定油缸的结构尺寸和所需流量、确定液压系统所需的油压与总的流量，以及选择油泵的规格和选择油泵电动机的功率。确定各个控制阀的通流量和压力以及辅助装置的某些参数等。

在本机械手中，用到的油缸有活塞式油缸（往复直线运动）和回转式油缸（可以使输出轴得到小于360°的往复回转运动）及无杆活塞油缸（亦称齿条活塞油缸）。 8.5.1

双作用单杆活塞油缸

图10 双作用单杆活塞杆油缸计算简图

①流量、驱动力的计算

当压力油输入无杆腔，使活塞以速度V1运动时所需输入油缸的流量Q1为

Q1 =

2DV1 403

3 对于手臂伸缩油缸：Q1=0.98cm/s， 对于手指夹紧油缸：Q1=1.02 cm/s ,对于手臂升降油缸：Q1=0.83 cm/s

油缸的无杆腔内压力油液作用在活塞上的合成液压力P1即油缸的驱动力为：

P1 =

32 Dp1

4 对于手臂伸缩油缸：p1=196N， 对于手指夹紧油缸：p1=126N ，对于手臂升降油缸：p1=320N

当压力油输入有杆腔，使活塞以速度V2运动时所需输入油缸的流量Q2为：

Q2 =

22（D-d）V2 4033

对于手臂伸缩油缸：Q1=0.87cm/s， 对于手指夹紧油缸：Q1=0.96 cm/s ,对于手臂升降油缸：Q1=0.72 cm/s

油缸的有杆腔内压力油液作用在活塞上的合成液压力P2即油缸的驱动力3为：

P2 =

22 （D-d）p1 4

对于手臂伸缩油缸：p1=172N， 对于手指夹紧油缸：p1=108N ，对于手臂升降油缸：p1=305N

② 计算作用在活塞上的总机械载荷

机械手手臂移动时，作用在机械手活塞上的总机械载荷P为

P = P工 + P导 + P封 + P惯 + P回

其中

P工 为工作阻力

P导 导向装置处的摩擦阻力

P封 密封装置处的摩擦阻力

P惯 惯性阻力

P回 背压阻力

P = 83+125+66+80+208=562(N)

③确定油缸的结构尺寸

㈠油缸内径的计算 油缸工作时，作用在活塞上的合成液压力即驱动力与活塞杆上所受的总机械载荷平衡，即

P = P1（无杆腔） = P2 （有杆腔）

油缸（即活塞）的直径可由下式计算

D =

p4P = 1.13 厘米 （无杆腔）

P1P1对于手臂伸缩油缸：D=50mm， 对于手指夹紧油缸：D=30mm ，对于手臂升降油缸：D=80mm ，对于立柱横移油缸：D = 40mm

或D = 4PP1d

2 厘米

（有杆腔）

P

1㈡ 油缸壁厚的计算：

依据材料力学薄壁筒公式，油缸的壁厚可用下式计算：

 =

p计D 厘米

2

P计 为计算压力



油缸材料的许用应力。

对于手臂伸缩油缸： =6mm， 对于手指夹紧油缸： =17mm ，对于手臂升降油缸： =16mm , 对于立柱横移油缸: =17mm

㈢ 活塞杆的计算

可按强度条件决定活塞直径d 。活塞杆工作时主要承受拉力或压力，因此活塞杆的强度计算可近似的视为直杆拉、压强度计算问题，即

 =

dP2≦



4 厘米

即 d ≧

4P

对于手臂伸缩油缸：d =30mm， 对于手指夹紧油缸：d =15mm ，对于手臂升降油缸：d=50mm , 对于立柱横移油缸:d=16mm

8.5.2 无杆活塞油缸（亦称齿条活塞油缸）

图11 齿条活塞缸计算简图 ① 流量、驱动力的计算

Q = D2d133

当D=103mm,d=40mm,=0.95 rad/s时

Q = 952N ② 作用在活塞上的总机械载荷P

P = P工 + P封 + P惯 + P回

其中

P工 为工作阻力

P封 密封装置处的摩擦阻力

P惯 惯性阻力

P回 背压阻力

P = 66+108+208=382（N） ③ 油缸内径的计算

根据作用在齿条活塞上的合成液压力即驱动力与总机械载荷的平衡条件，求得

D =

D = 45mm

8.5.3 单叶片回转油缸

在液压机械手上实现手腕、手臂回转运动的另一种常用机构是单叶片回转油缸，简称回转油缸，其计算简图如下：

4P （厘米） p

图12 回转油缸计算简图

①流量、驱动力矩的计算

当压力油输入回转油缸，使动片以角速度运动时，需要输入回转油缸的流量Q为：

3b(D2d2)

Q =

400

当D=100mm,d=35mm,b=35mm, =0.95 rad/s时

Q=0.02m/s 回转油缸的进油腔压力油液，作用在动片上的合成液压力矩即驱动力矩M：

3pb(D2d2)

M =

8

得M = 0.8 (N·m)

② 作用在动片（即输出轴）上的外载荷力矩 M

M = M工 +M封 + M惯 + M回

其中

M工 为工作阻力矩

M封 密封装置处的摩擦阻力矩

M惯 参与回转运动的零部件，在启动时的惯性力矩

M回 回转油缸回油腔的背反力矩

M = 2.3+0.85+1.22+1.08=5.45 (N·m)

③ 回转油缸内径的计算

回转油缸的动片上受的合成液压力矩与其上作用的外载荷力矩相平衡，可得：

D =

8Md2

（厘米） bp

D = 30mm

8.5.4油泵的选择

一般的机械手的液压系统，大多采用定量油泵，油泵的选择主要是根据系统所需要的油泵工作压力p泵 和最大流量Q泵来确定。

⑴ 确定油泵的工作压力p泵

p泵 ≧ p + △p

式中

p ——油缸的最大工作油压

△p ——压力油路（进油路）各部分压力损失之和，其中包括各种元件的局部损失和管道的沿程损失。

p泵= 60*10帕

5

⑵ 确定油泵的 Q

泵

油泵的流量，应根据系统个回路按设计的要求，在工作时实际所需的最大流量Q最大，并考虑系统的总泄漏来确定

Q

泵

= K Q

最大

其中K一般取1.10—1.25

Q泵=53升/分

8.5.5 确定油泵电动机功率N

N = pQ （千瓦） 612

式中 p——油泵的最大工作压力

Q——所选油泵的额定流量

——油泵总效率

N=7.5（千瓦）

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10-1液压传动系统和液压控制系统的设计方法是否相同？

液压传动系统和液压控制系统的结构组成或工作原理没有本质差别。二者设计内容上的主要区别是前者侧重静态性能设计，而后者除了静态性能外，还包括动态性能设计。通常，液压传动系统的设计内容与方法只要略作调整即可直接用于液压控制系统的设计。 10-2液压传动系统的设计应满足哪些要求并符合哪些原则？

液压传动系统的设计与主机的设计是紧密联系的，所设计的液压传动系统应满足主机的拖动、循环要求，并符合结构组成简单、体积小、质量小、工作安全可靠、使用维护方便、经济性好等公认的设计原则。

10-3液压系统的设计流程如何？何谓功能原理设计？何谓技术？10-30

由于设计着眼点的不同，所以液压系统的设计迄今尚未确立一个公认的统一步骤。实际设计工作中，往往是将追求效能和追求安全二者结合起来，但由于各类主机设备对系统要求的不同及设计者经验的多寡，其中有些内容与步骤可以省略和从简，或将其中某些内容与步骤合并交叉进行。

所谓系统的功能原理设计是指根据主机的技术要求确定液压执行元件的形式、数量和动作顺序等，通过动力分析和运动分析，确定系统主要参数，编制执行器的工况图，从而拟定和绘制出液压系统原理图，并选择、设计各组成元件，对系统性能进行计算。

所谓系统的技术设计是指根据功能原理设计所得的液压系统原理图及所选择或设计的液压元件和辅件及电磁铁动作顺序表等结果，进行液压装置的结构设计及电气控制装置的设计并编制技术文件。

10-4设计液压系统的主要依据和出发点是什么？有哪些要求？10-31

设计液压系统的主要依据是机器设备的技术要求。这些要求如下。

主机的工艺目的、结构布局、使用条件、技术特性等。由此确定哪些机构需要采用液压传动，所需执行元件的形式和数量，执行元件的工作范围、尺寸、质量和安装等限制条件。

各执行元件的动作循环与周期及各机构运动之间的连锁和安全要求。

主机对液压系统的工作性能，如运动平稳性、转换精度、传动效率、控制方式及自动化程度要求。

原动机的类型及其功率、转速和转矩特性。

工作环境条件，如室内或室外、温度、湿度、尘埃、冲击振动、易燃易爆及腐蚀情况等。

限制条件，如压力脉动、冲击振动、噪声的允许值等。

经济性要求，如投资费用、运行能耗和维护保养费用等。 10-5设计液压传动系统时为何要进行动力分析和运动分析？

动力分析和运动分析是确定液压系统主要参数的基本依据，包括每个液压执行元件的动力分析和运动分析，目的是便于了解运动过程的本质，查明每个执行元件在其工作中的负载、位移及速度的变化规律，并找出最大负载点和最大速度点，但对于动作较为简单的机器设备，这两种图均可省略。

10-12在拟定液压系统图的过程中，如何选择液压回路？

构成液压系统的回路有主回路（直接控制液压执行元件的部分）和辅助回路（保持液压系统连续稳定运行状态的部分）两大类。通常应根据系统的技术要求和工况图，参考这些现有成熟的各种回路及同类主机的先进回路进行选择。选择工作先从液压源回路和对主机性能起决定影响的回路开始，然后考其他回路。

以速度调节、变换为主的主机（如各类切削机床），应从选择调压回路开始。

以力的变换和控制为主的各类主机（如压力机），应从选择调压回路开始

以多执行元件向及复合动作为主的各类主机（如工程机械），应从选择功率调节及多路换向回路开始，等等。

选择其他回路可视具体情况而定，例如：

a.有间歇及空载运行要求的系统应考虑卸荷回路；

b.有可能发生工作部件漂移、下滑、超速等现象的系统，应考虑锁紧、平衡、限速等回路；

c.有快速运动部件的系统要考虑制动与缓冲回路；

d.多执行元件的系统要考虑顺序动作、同步动作互不干扰回路；

e.为了防止因操作者误操作或液压元件失灵产生误动作，应考虑误动作防止回路，以确保人身和设备在异常负载、断电、外部环境条件急剧变化情况时的安全性，等等。 10-13系统设计中如何确定液压源的形式和液压泵的数量？2009-9-11

液压源形式所选择的调速方案有关。

a.当采用节流调速时，只能采用定量泵作液压源；

b.当采用容积调速时，可采用定量泵或变量泵作液压源；

c.当采用容积-节流联合调速时，必须采用变量泵作液压源。

液压源中泵的数量应按执行元件的工况图确定，同时还要考虑系统的温升、效率及可能的干扰等，举例如下。

a.对于快慢速交替工作的系统，从降低系统发热和节能角度考虑，可采用差动缸和单泵泵供油的方案同，也可采用高低压双泵供油或单泵加蓄能器供油的方案。

b.对于有多级速度变换要求的系统，可采用由三台以上定量泵组成的数字泵动力源。

c.对于执行机构工作频繁、复合动作较多、流量需求变化大的系统，则可采用双泵双回路全功率变量或分功率变量组合供油方案，等等。

d.以防止扰角度考虑，对于多执行元件的液压系统，宜采用多泵多回路供油方案。 10-14合成液压系统时，应注意哪些事项？

在满足拖动及控制功能前提下，力求系统简单可靠，除非系统因可靠性要求有冗余元件和回路，应避免和消除多余液压元件和回路。

从实际出发，尽量采用具有互换性且有货源的标准液压元件，尽量不用或少用专用元件。

管路尽量要短，使系统发热少、效率高。

保证工作循环中的每一个动作均安全可靠，且相互间无干扰。

应有防止液压冲击、振动及噪声的措施。

组合而成的液压系统应经济合理，避免盲目追求先进，脱离实际 10-15绘制液压系统原理图应当注意哪些事项？11-4

正式的液压系统原理图是液压装置结构设计及至整个液压设备制造、调试和使用的重要依据，因此在绘制液压系统原理时，应当注意以下事项：

严格遵守国家对液压元件图形符号标准的规定；

液压系统图应按静态或零位画出；

建议在各液压执行元件的近旁绘出其动作循环图；

绘出液压系统的电磁铁、压力继电器等元件的动作顺序表；

以明细表形式列出液压元件的名称、型号、规格；

建议采用相关的计算机辅助设计绘制软件（系统），以提高液压系统原理图的设计绘制速度与质量。

10-28液压装置设计的目的是什么？液压系统的产品工作图样和技术文件包含哪些内容？

液压装置设计的目的在于选择确定元、辅件的连接装配方案、具体结构，设计和绘制液压系统产品工作图样，并编制技术文件，为制造、组装和调试液压系统提供依据。

液压系统产品工作图样包括液压装置及其部件的装配图、非标准零部件的工作图及液压系统原理图、系统外形图、安装图、管路布置图，电路原理图、自制零部件明细表、标准液压元件及标准连接件、外构件明细表，技术文件包括备料清单、设计任务书、设计计算书、使用说明书、安装试车要求等。

10-29液压装置有哪两种结构类型？适用场合及特点如何？2009-9-14

液压装置按总体配置分为分散配置型和集中配置型两种主要结构类型。

两种结构类型的适用场合及特点如下：

a.分散配置型液压装置是将液压系统的液压泵及其驱动电机、执行元件、液压控制阀和辅助元件按照机器的布局、工作特性和操作要求等分散安设在主机的适当位置上，液压系统各组成元件通过管道逐一连接起来。分散配置型液压装置的优点是节省安装空间和占地面积；缺点是元件布置零乱，安装维护较复杂，动力源的振动、发热还会对机床类主机的精度产生不利影响。此种结构类型主要适宜结构安装空间受限的移动式机械设备采用。

b.集中配置型液压装置通常是将系统的执行元件安放在主机上，而将液压控制阀组、液压泵及其驱动电机、油箱等辅助元件独立安装在主机之外，即集中设置所谓液压站，液压站的优点是外形整齐美观，便于安装维护，便于采集和检测电液信号以利于自动化，可以隔离液压系统振动、发热等对主机精度的影响；缺点是占地面积大，特别是对于有强烈热源和烟雾、粉尘污染的机械设备，有时还需为安放液压站建立专门的隔离房间或地下室。液压站适合固定式机械设备和有些行走机械采用。

10-30液压站由哪两大部份组成？液压站的主要优缺点是什么？11-7

液压站由液压控制装置和液压动力源两大部分组成。操作执行器的液压控制装置是液压控制阀及其安装油路板或油路块等连接体的统称；液压动力源是液压泵组与油箱组件的统称。

液压站的主要优点是外形整齐美观，便于安装维护，便于采集和检测电液信号以利于自动化，可以隔离液压系统振动、发热等对主机精度的影响。缺点是占地面积大，特别是对于有强烈热源和烟雾、粉尘污染的机械设备，有时还需为安放液压站建立专门的隔离房间或地下室。

10-32无管集成的液压控制装制有哪些方式？它们的共同特点如何？其设计要点及步骤如何？

无管集成液压控制装置，按辅助连接件的不同，有板式、块式、叠加阀式、插装式等集成方式，其中块式集成应用最为普遍。

不同集成方式的结构共同点是油路是油路直接做在辅助连接件上或液压阀阀体上，借助连接件及其通油孔道实现液压控制阀及其他元件和管路的集成连接和油路联系；具有管件少、结构紧凑、组装方便、体积水，外形整齐美观、油路通道短、压力损失小、不易泄漏等优点。

当选定某种集成方式后，液压控制装置的设计要点步骤是：

a.按照系统原理图的组成和工作特点，对液压系统进行分解和转换，绘制出集成油路图；

b.进行油路块的结构设计；

c.绘制出将安装上液压阀的各油路块连接为一个整体的液压控制装置总装图。

气动系统设计

10-39气动系统设计计算与液压系统的设计流程是否相同？其大体步骤怎样？

气动系统的设计是与主机的设计密切相关的。气动系统的设计计算与液压系统的设计流程大体相同，其大体步骤为：根据技术要求》选定执行元件的形式和数量》进行负载分析和运动分析》选择工作压力并确定执行元件几何参数及压力和流量》回路设计，拟定气动系统原理图》选择和设计气动元件》性能验算》结构设计。整个气动系统设计中一个非常重要的内容是回路设计。

10-40气动系统行程程序回路设计主要解决什么问题

气动系统行程程序回路设计的主要目的是解决信号和执行元件动作之间的协调和连接问题.

气动系统常用的行程程序回路设计方法有卡诺图法、逻辑运算法、列表法、信号-动作（X-D）线图法较为常用.10-41何谓信号-动作(X-D)线图法?

X-D线图是一种图解法,它可以将各个控制信号的存在状态和执行元件的工作状态清楚地用图线表示出来,从图中还能分析出系统是否存在障碍信号及其状态, 以及消除信号障碍的各种可能性.

推荐第9篇：装载机液压系统设计

6.0000图文

2.1原系统工作原理及节流损失分析 2.1.1装载机工作装置动臂部分概述

下图为装载机工作装置动臂部分的结构简图。就目前国内大部分装载机而言，其工作装置的结构几乎一样，只是在多路阀控制上的区别。

动臂液压缸换向阀2用来控制动臂液压缸的运动方向，使动臂能停在某一位置，并可以通过控制换向阀的开度来获得液压缸的不同速度。动臂液压缸换向阀是四位六通滑阀，它可控制动臂上升、下降、固定和浮动等四个动作。动臂浮动位置可使装载机在平地堆积作业时，工作装置能随地面情况自由浮动，在铲掘矿石作业时可使铲斗刃避开大块矿石进行铲掘，提高作业效率。当动臂举升的时候多路换向阀执行图示B位置的机能，液压缸无杆腔进油，有杆腔回油，上升阶段的速度靠控制节流口开度，油液经过节流口有能量损失。

当动臂下降的时候多路换向阀执行图示A位置的机能，液压缸有杆腔进油，无杆腔回油，为了控制铲斗下降的速度，液压油要通过多路阀节流口返回油箱,铲斗和重物靠自身的重力就可下落，而工作泵在这个过程中并不泄荷，仍然不断的给系统供油提供压力和流量，这部分压力能通过节流口转变为热能,严重影响液压系统热平衡。 2.1.2能量损失部位分析

装载机的液压系统能量损失主要体现在压力能的损失上，在工作时压力损失主要体现在液压油经过多路换向阀时的压力损失以及当工作油缸工作腔压力达到或超过工作压力时而引起的溢流损失

1，溢流阀功率损失是很大的，为了减少溢流损失应该在系统中安装限位阀，当系统运动到快限位时，限位阀配合系统动作，使多路阀回到中位，并且使工作泵卸荷，这样就可以减少通过溢流阀的能量损失。 2，换向阀节流引起的损失：为了控制工作装置的运动速度，换向阀要对油液进行节流控制，装载机工作装置液压控制系统所用的多路换向阀实际上就是比例方向阀，能对进口和出口同时进行节流控制。换向阀的节流使油液流经换向阀时造成能量损失，引起发热，使系统效率降低，严重时会造成阀不能正常工作。尤其是当动臂下降时，是靠自重下降的，动臂下降很快，为了控制速度稳定，多路换向阀通过节流产生很大背压，来保持下降速度稳定。动臂从顶端限位到换向阀开始换向，动臂处于下降状态，压力急剧下降，动臂油缸下腔的压力趋于稳定状态，但是为了保证下降的稳定，油缸下腔要通过多路换向阀节流产生背压，从下图可以看出，空载下降的背压为3.2aMP，满载下降的背压达到8aMP左右，显然背压很大，会造成很大背压损失，由功率损失公式：

从上面式子可以看出，为了减少背压产生的能量损失，要尽量减少通过多路换向阀的流量控制好换向阀节流不但减少换向阀本身消耗的能量损失，而且也可以减少管路上单向阀的压损失。从而能减少工作装置工作过程消耗的能量。所以在保持系统稳定情况下，减小换向阀的节流是犹为重要的问题。

2.2改进系统工作原理及能量损失分析

阀的结构设计上，这方面的工作已趋于完善。因此，进一步的研究工作要扩展到换向阀结构以外的范围。手动先导比例减压阀液控换向阀：

如图2.8为装载机工作装置先导控制下动臂部分改进原理简图，当动臂上升的时候，多路阀处于A位置，与原系统相同，当动臂下降的时候，多路阀处于B位，从先导系统过来的压力油打开液控单向阀7，油缸两腔实现差动连接，并且此时卸荷阀8打开，工作泵直接泄荷回到油箱，无杆腔的油液一部分流入有杆腔给有杆腔补油，多余的油液经过多路阀节流回到油箱，实现对动臂下降速度的控制，这样，由于工作泵的泄荷并且系统实现差动，通过多路阀节流回到油箱的油液减少，从而减少了经过多路阀的节流损失。 2.2.3改进系统能量损失的分析

当无杆腔进油，有杆腔回油时，即动臂处于举升阶段，此时系统执行功能和原系统相同，为阻性负载压降的回路系统，能量损失和原系统一样再此不在介绍。当动臂处于下降阶段时采执行差动连接的形式，此时工作泵泄荷，动臂下降靠自重，无杆腔排出的油液给有杆腔补油，多余的液压油经节流回到油箱以控制下降的速度。 2.4改进系统下降稳定性分析

由式（2.52）可知Cd、ρ、(A1_A2)为定值，每次的负载F也是定值，所以要控制下降的速度，只需要根据不同的F适当控制A(x)的大小，所以可以控制动臂下降的速度，系统可以达到稳定程度。

第三章 蓄能器为先导系统供油节能研究

由动臂和铲斗组成的，装载机工作装置的操纵控制，主要是通过软轴操纵多路阀进行控制的，这种操纵方式操纵力很大，劳动强度大，作业效率低。近年来在少数的装载机上采用了液压先导控制多路阀，液压先导操纵具有安全、舒适、布置灵活及易于实现无级调速，工作液压系统采用了小流量的先导油路控制高压大流量的主油路，使工作装置的操纵力大为降低等优点，而日益广泛地采用，这种控制系统需要除了工作和转向泵以外的独立压力源，由于各个生产厂家不同、车型不同，所以它的压力源也就有不同的形式。 3.1液压先导系统压力源的形式

1）先导泵+稳流阀、溢流阀+选择阀

此系统当发动机转速在千转以上，先导压力油通过稳流阀使先导油流量稳定在8—12 L/min（视不同机型确定），溢流阀将先导压力稳定在2.5—3.5MPa选择阀起发动机熄火降臂作用。该系统又分卡特型（图3.1）和普通型（图3.2）

[12]

2）制动泵+充液阀+稳流阀、溢流阀+选择阀

由于液压湿式制动桥在工程机械上的应用逐渐普遍，许多制动系统采用充液阀，这就为先导系统提供了又一个压力源。可以采用冲液阀口接稳流阀、溢流阀的方式获得先导油源，这个方式可优先保证冲液的情况下提供稳定的先导油源，如下图（3.3） 3）工作泵+多路阀内置减压阀

这种系统（如下图3.4）是美国HUSCO公司7100系列多路阀所提供的内置减压阀，它将主系统的油压减小到3MPa供给先导回路。

4）力士乐先导压力阀块

这种系统（下图3.5）是德国力士乐公司的MHSTE5G型先导供油系统，它通过梭阀将主系统的最高油压取出后减小到3.5MPa供给先导回路

。

3.2先导泵为先导系统供油分析 3.2.1先导泵供油系统的原理

虽然，液压先导系统压力源有很多种不同的形式，但是，目前国内装载机采用液压先导系统控制多路阀的压力源，大都是用定量齿轮泵做先导泵给其提供的。

先导工作液压系统主要由液压油箱、工作泵、多路阀、先导阀、动臂油缸、转斗油缸、油管等部件组成它采用了掬于小流量的先导油路控制高压大流量的主油路，并在低压小流量的先导油路上设有油路安全锁定阀，安全锁定阀是为了防止误操作而设置的，它是一个二位二通电磁换向阀，当电磁铁处于断电位置时，也就是驾驶员将开关置于“关闭”的位置时，对手柄的任何操作都不会对工作装置产生任何动作。当安全锁定阀的开关处于“开启”位置时，控制油液进入电液比例先导控制阀，通过操作手柄控制电液比例先导控制阀完成对动臂和铲斗的动作控制。

上图中下部分是先导油路，主要由先导泵、先导阀等组成。先导泵流出的先导油经油路安全锁定阀，再到先导阀，以控制多路阀主油路。上部分是主油路，主要由工作泵、多路阀、安全溢流阀、补油阀等组成。在先导控制油的作用下，通过多路阀滑阀不同的开启方向，从而改变工作油液的流动方向，实现转斗油缸和动臂油缸的不同的运动方向，或者使铲斗与动臂保持在某一位置以满足装载机各种作业动作的要求。

从上图及原理可以看出，这个系统的先导压力源是有定量齿轮泵5通过一个溢流阀组成的，虽然定量齿轮泵的价格低廉，性能稳定，它可以稳定的给先导系统提供压力油，但是由于系统的原理及工作过程决定，这种压力源存在大量的能量损耗。

3.2.2先导泵供油系统的缺陷

用先导泵的液压先导操纵有明显的能量损耗。装载机工作过程，大致为铲装、收斗、运输，卸斗、动臂下降，在这个过程中如运输等状态，工作装置不工作，多路阀处于中位状态时，整个先导系统也就处于封闭的状态，这样从先导泵流出的油液不给系统供油，全部经过溢流阀到油箱，溢流阀是元件中功率损失较大的元件，经过溢流阀损失的压力能最终会转化为热能，会严重影响到热平衡，对整个系统产生不良影响，而且只要装载机发动机运转先导泵就会不停的工作，这样会给先导系统的可靠性带来不良的影响，所以说用先导泵给先导系统供油对系统热平衡和可靠性都会产生不良效果。 3.3蓄能器为先导系统供油分析 3.3.1蓄能器为先导系统供油概述

蓄能器是一种用来贮存和释放液压能的装置．合理利用蓄能器是节约能源的手段之一。因蓄能器是用来蓄积或储存液压能的容器，它的具体用途归纳如下：

(1)作储存能量用。若机器在一个工作循环中其最大需油量比平均流量大很多时，可在系统中装一台蓄能器来补充峰值流量的需要，以减少油泵和原动机的容量，并降低运转费用。 (2)缓冲和吸振。系统安装蓄能器来吸收能量，可以减小系统的压力冲击和缓和压力脉动。 (3)作应急能源。蓄能器可以作为油泵发生故障或突然停电时的应急能源。

(4)保压。对于执行机构不动作而又需要保持恒定压力的系统，设置蓄能器后，在保压的同时，油泵可卸荷，避免功率损耗。对于间歇运行的液压系统．或在一个工作循环内速度差别很大．即对油泵供油量的要求差别很大，这样的液压系统使用蓄能器．在其需要供油量大时，让蓄能器与泵一起供油，这样便可选用较小流量的泵，不但减小传动功率，还可减小泵源占地面积，节省投资。基于蓄能器做动力源的作用，所以它可以给先导系统提供压力油源。 3.3.3蓄能器为先导系统供油原理

此系统同先导泵为先导供油系统的差别如图所示，用单向阀6和蓄能器5取代原来的先导泵，从装载机工作过程来看，出于安全方面的因素，整个工作过程很少有工作装置和转向系统同时工作的情况，这样在转向系统不工作时，转向泵7通过单向阀6为蓄能器5充油，蓄能器充满是个很短暂的过程，当蓄能器充满时转向泵7多余的油液将回到油箱，当工作装置需要动作时，蓄能器5的油液迅速释放，为先导系统提供压力油，控制工作装置的运动，整个系统的原理来看，只要转向系统不工作，转向泵就为蓄能器充油，直到充满为止，这样蓄能器就可以有足够的液压油，源源不断的为先导系统供油。 3.3.4蓄能器为先导系统供油优点

从以上介绍的两种不同的压力源为先导系统供油原理可以看出，用蓄能器为先导系统供油，这样可以取代先导泵，减少油液的能量损失。所以蓄能器为先导系统提供油源，由转向泵间歇性为蓄能器供油.就原系统而言，无论是先导系统正常工作还是处于溢流统取消先导泵，它相对于改后的系统都是能量损失，如果不分能量最终要由液压能会转为热能，影响系统的热平衡，而的动作，这样也比原系统提高了可靠性。 3.4.2整个工作液压系统模型分析

由蓄能器为先导系统供油，工作泵为定量的齿轮泵，且有溢流阀，当达到一定压力时工作泵溢流，所以整个工作装置的系统模型的建立可以把工作泵的压力视为常数，又先导系统的换向阀只是起到换向的作用，对先导系统的压力影响可以忽略，故液压系统可简化为下图：

上面为电液比例减压阀

从上式可以看出，负载的流量变化和比例减压阀的输出压力是线性关系，也就是说，如果比例减压阀的输出压力是稳定的那么负载的速度就是稳定的。由比例减压阀的原理可以知道，无论比例减压阀的输入压力P怎样变化，系统的输出压力Pc总是稳定的值，也就是说，虽然蓄能器的输出压力是变化的，随着气体体积的增大而减小，但是蓄能器的输出压力P经过比例减压阀后的输出压力Pc是稳定的，对负载的运动是稳定的，系统的稳定程度取决于比例减压阀的动态特性，和整个系统的总体匹配情况。

第四章 工作泵的节能研究

装载机在不同工况时动力源的能量消耗往往有很大差别。供过于求，动力源的输出流量过剩和压力过剩．是造成能耗的根本原因。所以提高匹配效率是动力源节能的最有效办法，也就是要流量适应动力源，即泵供给系统的流量自动地和需要量相适应、没有流量过剩，它能将流量损失减到最小的程度。但是要实现流量适应控制必须采用变量泵。而变量泵的价格高，装载机的生产厂家为了占据市场，就要降低成本，所以目前国内的装载机大部分的压力源采用的是定量齿轮泵。定量泵具有简单、价廉、可靠等许多优点，所以若能根据工况特点采用简单措施合理利用其输出能量，也能达到一定的节能效果。 4.1 单工作泵系统分析

4.1.1 单工作泵系统结构和原理

下图为装载机单工作泵工作装置液压系统原理图，目前装载机的工作液压系统的实现方式有几种不同的类型，但大部分只是多路阀的控制方式不同，动力源部分基本相同，所以本文就以下面的普通、常见的 50 型装载机液压系统来做以分析。

动臂液压缸换向阀 3 和转斗液压缸换向阀 4，用来控制转斗液压缸的和动臂液压缸的运动方向，使铲斗和动臂能停在某一位置，并可以通过控制换向阀的开度来获得液压缸的不同速度。转斗液压缸换向阀是三位六通滑阀，它可控制铲斗前倾、后倾和固定在某一位置等三个动作；动臂液压缸换向阀是四位六通滑阀，它可控制动臂上升、下降、固定和浮动等四个动作。动臂浮动位置可使装载机在平地堆积作业时，工作装置能随地面情况自由浮动，在铲掘矿石作业时可使铲斗刃避开大块矿石进行铲掘，提高作业效率。

无杆腔双作用安全阀9和有杆腔双作用安全阀10.它由过载阀和单向阀组成，并联装在转斗液压缸的回路上，过载阀一般压力调定在，无杆腔双作用安全阀为 16aMP ，有杆腔双作用安全阀为 8aMP 其作用由三个：

a)当转斗液压缸滑阀在中位时，转斗液压缸前后腔均闭死，如铲斗受到额外冲击载荷，引起局部油路压力剧升，将导致换向阀和液压缸之间的元件、管路的破坏。设置过载阀即能缓冲该过载油压。

b)在动臂升降过程中，使转斗液压缸自动进行泄油和补油。装载机连杆机构上设有限位块，当动臂在升降至某一位置时，可能会出现连杆机构的干涉现象。例如动臂在提升至某一位置时，会迫使转斗液压缸的活塞杆向外拉出，造成转斗液压缸前腔压力剧升，可能损坏油封和油管，但由于有过载阀，可使困在液压缸前腔中的油经过过载阀泄出，返回油箱。而同时后腔容积增大，造成局部真空，缓冲补油阀中的单向阀随即打开，向转斗油缸后腔补油。 c)装载机在卸载时，能实现铲斗靠自重快速下翻，并顺势撞击限位块，使斗内剩料卸净。当卸料时，压力油进入转斗液压缸前腔实现转斗。当铲斗重心越过斗下铰点后，铲斗在重力作用下加速翻转，但其速度受到液压泵供油速度的限制，由于缓冲补油阀中的单向阀及时向转斗液压缸前腔补油，使铲斗能快速下翻，撞击限位块，实现撞斗卸料。 4.1.2 单工作泵系统缺陷

从上面工作装置液压系统原理及结构可以看出，当动臂和铲斗处于限位或动臂升降、铲斗铲掘遇到严重阻碍时，压力会逐渐的升高，当压力超过动臂和铲斗的溢流阀调定的额定工作压力时，溢流阀打开，油液通过溢流阀回油箱，在这个过程中损失大量的压力能，这部分压力能最终要变成热能，影响系统的热平衡，这部分能量损失占装载机液压系统能量损失的很大部分，因为处于系统安全的考虑，安全阀一定要存在系统当中，并且系统保压溢流也一定要存在，但是通过溢流阀的油液过多，这是单泵系统的缺陷。由于装载机的实际工作情况，装载机在铲掘时，需要的是高压小流量增加铲掘力，而铲斗离开料堆负载变小，所以升起的过程中，需要低压大流量增加上升的速度，基于以上的工作特点就可以采用双泵合分流系统，尽量让流量和系统的需要所匹配，减小系统的能量损失。 4.3 改进系统分析

4.3.1 改进系统的结构及原理

下图为针对原系统的缺陷改进后的工作装置结构及原理图，和原系统的主要差别是动力源部分，由原来的单泵改为两个等排量的串联泵。

从上图可以看出，系统的由两个等排量泵，通过单向阀 12 和卸荷阀 14 合分流，除了动力源部分，其余的结构和原理和原系统相同。系统中的卸荷阀 14 卸荷压力调定在 8aMP ，当装载机进行工作的时候，主油路的压力高于卸荷压力调定在 8aMP 时，泵 13 卸荷回到油箱，当压力不足以开启卸荷压力调定的压力时，泵 13 通过单向阀 12 和泵 6 合流，给系统提供大的流量，当系统合流时和原系统是等同的。 4.3.2 双工作泵系统的优点

由于针对单工作泵系统的缺陷做出系统改进，显然改进后的系统自然是从减少能量损失为出发点，从改后系统的原理可以看出，动力源部分基本是通过双泵的合分流，来尽量达到变量泵的效果，做到流量适应控制，以减少不必要的损失。当装载机进行铲掘动作时，需要大的压力来提供铲掘力，并且在这个过程中，铲斗的收放斗和动臂的提升交替进行，并且速度比较慢，显然，这个过程中油缸的运动速度，不能使油缸全部吸收工作泵排出的油液，因此系统的压力升高，部分油液要从溢流阀回到油箱，如果是原系统，那么工作泵的排出油液大部分要从高压溢流阀流走，而对于改进后的系统，由于系统采用双泵控制，并其中的一个泵 13 联有卸荷阀 14，当压力超过卸荷阀的压力时，卸荷阀 14打开，泵 13 低压卸荷回到油箱。当装载机工作过程中遇到严重阻力或限位时依然是一个泵卸荷，一个泵工作， 显然这些情况比原系统至少一半的流量通过溢流阀，因此少损失的很多的压力能。 如图 4.4 双泵共同工作满载工况动臂上升时的压力变化，动臂下腔压力在铲斗运动所产生的惯性力作业下，经过初期的压力波动后，压力平稳上升。这个过程两个泵的压力变化一至，并且在上升过程中，两个泵的压力都在8MPa 以下，所以这也是把一个工作泵的卸荷压力调定在 8MPa 的原因，如果卸荷压力小于 8MPa 那么就有可能在动臂满载上升过程中一泵卸荷不能实现快速上升，如果压力大于 8MPa ，那么会有更多的压力损失。在当动臂达到顶点限位时，一个泵立刻卸荷，压力急剧下降，如图虚线部分为卸荷泵压力变化过程，实线部分给系统提供压力，顶端压力为溢流阀开启的压力，这个压力在多路阀换向时下降。

图 4.5 为双泵系统动臂起升到极限位置，动臂处于机械限位的状态，动臂下腔的压力急剧升高，当压力达到其中泵 13 的卸荷压力约 8MPa 时，泵 13的油液卸荷回到油箱，如虚线所示，虚线部分的压力为经过卸荷阀的压力，此时由泵 6 单独供油，当压力达到 18MPa 附近时溢流阀开启，系统的压力变化的动态过程取决于溢流阀的工作特性。从图中可以看出，一个泵的油液先卸荷不经过溢流阀，显然工作装置在这种状态下，经过溢流阀的流量减少，即减少了很多的溢流损失。双泵共同工作动臂空载起升时压力变化图，动臂下腔压力在铲斗运动所产生的惯性力作业下，经过初期的压力波动后，压力平稳上升，从图中可以看出，两个泵在合流过程中的压力变化平稳且是一至的，压力都小于8MPa ，此时是双泵大流量实现快速上升。双泵共同工作动臂下降工况，动臂上腔进油，下腔回油，两个泵处于合流状态，并且从图中可以看出，两个泵输出压力变化的趋势相同。 4.5.2 两个系统流量比较分析

1）当铲斗掘料时：由装载机的实际工作情况，多路阀的阀口处于全开状态也就是说

A1（x）=A2(x) 并且，当外负载F 决定着泵的输出压力Pp ，当两个系统同时处于掘料时，外力 F 基本相等，Pp 也基本相等。由公式(4.2)和(4.4)知Q1原≈ Q1改进(4.5) 2）当铲斗离开料堆时：由于改进系统的两个液压泵的输出流量总和和原系统的液压泵的输出流量相等，所以两个系统给液压缸的输入流量相等。

3）当处于顶端限位时：原系统液压泵输出所有的油液全部溢流，改进系统处于分流状态，一个泵油液泄荷，一个泵油液全部溢流。

4）当动臂下降时：动臂下降的时候几乎是靠自重降落的，此时原系统和改进系统的输入流量相等为Q。显然，原系统和改进系统在不考虑系统泄露时，铲斗掘料过程给油缸的输入流量几乎是相等的，当铲斗离开料堆时给油缸的输入流量也相等，限位的时候，系统没有输入，动臂下落的时候，两个系统输入流量相等，因为流量决定着油缸动作速度，原系统装载机的工作过程中速度是稳定的，所以改进后的双泵合流系统的速度也是稳定的。改后的系统，装载机从掘料—离开料堆升起—顶端限位—下降—掘料，在这个过程中，双泵系统完成分流—合流—分流—合流—分流。虽然在分流和合流的瞬时流量是变化的，但是从上面分析可以看出，它不影响系统的稳定性。综合以上分析说明，改进后的系统是稳定的。

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液压千斤顶研究设计报告

一、液压千斤顶功能分析。

千斤顶是一种起重高度小(小于1m)的最简单的起重设备。它有机械式和液压式两种。机械式千斤顶又有齿条式与螺旋式两种，由于起重量小，操作费力，一般只用于机械维修工作，在修桥过程中不适用。液压式千斤顶又称油压千斤顶，是一种采用柱塞或液压缸作为刚性顶举件的千斤顶，其结构紧凑，工作平稳，有自锁作用，故使用广泛。其缺点是起重高度有限，起升速度慢。

液压千斤顶充分运用了帕斯卡原理，实现了力的传递和放大，使得用微小的力就可以顶起重量很大的物体。在液压千斤顶中，除了其自身所具有的元件外，还需要一种很重要的介质，即工作介质，又叫液压油。液压油的好坏直接影响到千斤顶能否正常地工作。因此，就需要液压油具有良好的性能。在液压千斤顶中，液压油所应该具备的功能有以下几点：

1．传动，即把千斤顶中活塞赋予的能量传递给执行元件。

2．润滑，对活塞、单向阀、回油阀杆和执行元件等运动元件进行润滑。 3．冷却，吸收并带出千斤顶液压装置所产生的热量。

4．防锈，防止对液压千斤顶内的液压元件所用的金属产生锈蚀。 除此之外，液压油还需要有以下这些工作性能的要求。 1．可压缩性。可压缩性小可以确保传动的准确性。 2．粘温特性。要有一个合适的粘度并随温度的变化小。

3．润滑性。油膜对材料表面要有牢固的吸附力，同时油膜的抗挤压强度要高。

4．安定性。油不能因热、氧化或水解而变化，使用的寿命要长。 5．相容性。对金属、密封件、橡胶软管、涂料等有良好的相容性。 液压千斤顶广泛使用在电力维护，桥梁维修，重物顶升，静力压桩，基础沉降，桥梁及船舶修造，特别在公路铁路建设当中及机械校调、设备拆卸等方面。由于液压用途广泛，所以行程范围也需要比较广。

二、液压千斤顶工作原理

液压千斤顶工作时，扳手往上走带动小活塞向上，油箱里的油通过油管和单向阀门被吸进小活塞下部，扳手往下压时带动小活塞向下，油箱与小活塞下部油路被单向阀门堵上，小活塞下部的油通过内部油路和单向阀门被压进大活塞下部，因杠杆作用小活塞下部压力增大数十倍，大活塞面积又是小活塞面积的数十倍，由手动产生的油压被挤进大活塞，由帕斯卡原理（液压传递压强不变的原理，受力面积越大压力越大，面积越小压力越小）知大小活塞面积比与压力比相同。这样一来，手上的力通过扳手到小活塞上增大了十多倍(暂按15倍)，小活塞到大活塞力有增大十多倍(暂按

图1帕斯卡原理图

15倍)，到大活塞（顶车时伸出的活动部分）力=15X15=225倍的力量了，假若手上用每20公斤力，就可以产生20X225=4500公斤（4.5吨）的力量。工作原理就是如此。当用完后，有一个平时关闭的阀门手动打开，油就靠汽车重量将油挤回油箱。

三、自锁原理

图2单向阀自锁

单向阀自锁：为了能实现千斤顶在支撑中实现自锁，此设计采用单向阀组成设计回路。在液压千斤顶在小油缸与大油缸之间设置有一个单向阀。在手柄向上提升带动小油缸中的小活塞时，由于小油缸与大油缸之间设有单向阀，此时单向阀处于关闭状态，大油缸中的油液并不会回流至小油缸。在手柄下压带动活塞压油液时，小油缸与大油缸之间的单向阀处于开启状态，而小油缸与储油装置之间的单向阀处于关闭状态，油液进入大油缸将负载顶起。将负载顶到目标高度后，大油缸与小油缸之间的单向阀仍处于工作状态，油液只能存在大油缸之中，负载无法下行，形成自锁。

液压千斤顶顶起重物后，靠液压单向阀能起锁紧作用，但专业人士都知道，液压系统都有泄漏现象，压力越大泄漏越严重，液压缸内高压油一泄漏液压杆肯定要下行，时间越长下滑越明显。这说明液压千斤顶顶起的重物自锁时间不能过长，这势必对操作者造成一定的心里压力，为了避免液压系统因泄漏而造成的不良后果，消除操作者心里负担，我们的设计除液压自锁外，还设置了机械自锁装置。

机械自锁：在大活塞螺旋杆和液压千斤顶外壳设计锁紧螺母，当液压千斤顶在任意高度顶起重物需要锁紧时，旋紧锁紧螺母，使之与液压千斤顶外壳顶端完全接触，外载荷由锁紧螺母传给液压千斤顶的外壳，液压缸活塞不承受载荷，液压系统可以卸荷。锁紧螺母与螺旋杆采用梯形螺纹传动，顶起重物后，由手动旋合锁紧螺母，达到锁紧目的（如图3）。

四、结构设计

（1）螺旋传动机构，增大起重行程

液压千斤顶中的活塞杆是千斤顶顶起重物的执行部件，液压杆的长度，就是千斤顶顶起重物的最大行程。要增大液压千斤顶顶起重物的行程，就必须增加活塞杆的长度，这势必增大了液压千斤顶的体积和输油量。为了避免这些困惑，将活塞杆进行改良设计，如图4所示，加设螺旋配合机构，采用梯形螺纹传动，能承受较大的载荷，由于螺旋杆能上下螺旋移动，就增大了液压千斤顶的有效行程。螺旋杆顶部设计通孔，可以利用加长杆与之配合，旋转螺杆，便能在顶起重物的状态下增大顶起高度行程，当然也可以在没有顶起重物时预先旋转螺纹提升螺旋杆达到提高行程的目的。在不需要增大起重行程时，螺旋杆旋进活塞杆，保持原

图4

图3螺母锁紧装置

来的起重行程。

（2）扳手省力结构

液压千斤顶虽然能利用帕斯卡原理，利用大油缸面积大于油缸截面面积缩小力。但考虑到材料强度及设备体积原因（小油缸面积不能过小，要保证一定的壁厚及小活塞的压杆

图5油泵扳手

稳定，大油缸面积不能过大），大油缸与小油缸的截面积之比一般设计在10到20 之间（我们设计取15）。我们发现这个面积比只能将力缩小到原载荷的十五分之一。这是远远不够的，所以我们将手动油泵扳手设计成杠杆（如图5）。最左端竖直杆与底座相连，右边与滑套相连的为活塞杆，横杆为扳手。根据杠杆原理，各部分设计合理距离以及杆长设计合理，这个可将力缩小为小活塞受力的十五分之一。这样就可将力缩小至负载的1/225。 （3）出油装置

图6底部油通道

上述已阐明如何将负载顶起。在工作结束的时候需要卸载，这就需要一个将大油缸中的油液排除的装置。图6为底部油通道示意图。可以看出，1通道为油液进入手动油泵的通道（油液存储在外油箱中）。图6中的2出口就是工作结束卸载时油液的通道。考虑到千斤顶正常工作时油液不能从大油缸中流出，因此在2通道口装有一个手动阀，在工作结束后打开手动阀，让油在负载的作用下流回外油箱中，完成卸载。

五、设计心得

这次设计的大作业，是现代机械设备中应用较为广泛的一种伸缩传动装置——千斤顶。由于理论知识不足，而且平时几乎没有设计的经验，在一开始的时候有些手忙脚乱，不知道该从什么地方入手。在本次大作业的完成过程中，让我感触最深的就是要不断地查阅资料和修改图纸使得我们的设计更加符合现实生活中的标准。我们作为机械工程专业的学生，最重要的就是要时时刻刻与实际相结合，所设计的每一个机械部件、每一个零件都必须不离实际。与艺术家可以尽情的幻想不同，一切不切实际的构想就永远只能是幻想，永远无法成为设计。 与此同时，在设计的过程中，需要用到AutoCAD软件进行制图。因此为了更加有效率地绘制各种零件图、装配图，我们必须学会熟练的掌握它。

在设计过程结束后，我自己学到了不少的知识，也让我捡起了很多遗忘的知识。在整个设计中我明白了很多东西，也培养了我工作和与人合作的能力，而且我也充分地体会道路在创造设计过程的艰辛和成功时的喜悦。尽管这个设计做得并不优秀，但这个在设计过程中所学到的东西将是我人生路上强有力的垫脚石，对我日后的工作、设计都会有很大的益处。

第11篇：液压千斤顶设计论文

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目 录

1、引言 ..................................................................1 1.1 液压千斤顶的分类 .................................................1

2、液压千斤顶发展现状及常见故障排除 ......................................1 2.1 国外发展情况 .....................................................1 2.2 国内发展情况 .....................................................2 2.3 液压千斤顶的特点 .................................................2 2.4 液压千斤顶优缺点 .................................................2 2.5 液压千斤顶常见故障排除 ...........................................3

3、液压千斤顶的组成结构及工作原理 ........................................3 3.1 液压千斤顶的组成 .................................................3 3.2 液压千斤顶的结构图 ...............................................4 3.3 液压千斤顶工作原理 ...............................................4

4、液压千斤顶结构设计 ....................................................5 4.1 内管设计 .........................................................5 4.2 外管设计 .........................................................6 4.3 活塞杆设计 .......................................................6 4.4 导向套的设计 .....................................................7 4.5 液压千斤顶活塞部位的密封 .........................................9

5、液压千斤顶装配图 .....................................................10

6、结论 .................................................................11 参考文献 ................................................................12 致谢 ....................................................................13

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1、引言

液压千斤顶是典型的利用液压传动的设备，液压千斤顶具有结构紧凑、体积小、重量轻、携带方便、性能可靠等优点，被广泛应用于流动性起重作业, 是维修、汽车、拖拉机等理想工具。其结构轻巧坚固、灵活可靠，一人即可携带和操作。千斤顶是用刚性顶举件作为工作装置，通过顶部托座或底部托爪在小行程内顶升重物的轻小起重设备。本次对液压千斤顶进行设计可以了解液压千斤顶的原理以及应用。通过查阅大量文献，和对千斤顶各部件进行设计使我熟悉了千斤顶内液压传动原理，同时也在以前书本学习的基础上对液压传动加深了理解。 1.1 液压千斤顶的分类

液压千斤顶分为通用和专用两类。

通用液压千斤顶适用于起重高度不大的各种起重作业。它由油室、油泵、储油腔、活塞、摇把、油阀等主要部分组成。

工作时，只要往复扳动摇把，使手动油泵不断向油缸内压油，由于油缸内油压的不断增高，就迫使活塞及活塞上面的重物一起向上运动。打开回油阀，油缸内的高压油便流回储油腔，于是重物与活塞也就一起下落。

专用液压千斤顶使专用的张拉机具，在制作预应力混凝土构件时，对预应力钢筋施加张力。专用液压千斤顶多为双作用式。常用的有穿心式和锥锚式两种。

2、液压千斤顶发展现状及常见故障排除

2.1 国外发展情况

早在20世纪40年代，卧式千斤顶就已经开始在国外的汽车维修部门使用，但由于当时设计和使用上的原因，其尺寸较大，承载量较低。后来随着社会需求量的增大以及千斤顶本身技术的发展，在90年代初国外绝大部分用户已以卧式千斤顶替代了立式千斤顶。 在90年后期国外研制出了充气千斤顶和便携式液压千斤顶等新型千斤顶。充气千斤顶是由保加利亚一汽车运输研究所发明的，它用有弹性而又非常坚固的橡胶制成。使用时，用软管将千斤顶连在汽车的排气管上，经过15～20秒，汽车将千斤顶鼓起，成为圆柱体。这种千斤顶可以把115t重的汽车顶起70cm。Power-Riser Ⅱ型便携式液压千斤顶则可用于所有类型的铁道车辆，包括装运三层汽车的货车、联运车以及高车顶

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车辆。同时它具有一个将负载定位的机械锁定环，一个三维机械手，一个全封闭构架以及一个用于防止杂质进入液压系统的外置过滤器。另外一种名为Truck Jack 的便携式液压千斤顶则可用于对已断裂的货车转向架弹簧进行快速的现场维修。该千斤顶能在现场从侧面对装有70～125t级转向架的大多数卸载货车进行维修，并能完全由转向架侧架支撑住。它适用于车间或轨道上无需使用钢轨道碴或轨枕作承。 2.2 国内发展情况

我国千斤顶技术起步较晚，由于历史的原因直到1979年才接触到类似于国外卧式千斤顶这样的产品。但是经过全面改进和重新设计，在外形美观、使用方便、承载力大、寿命长等方面，都超过了国外的同类产品，并且迅速打入欧美市场。经过多年设计与制造的实践，除了卧室斤顶以外，我国研究规格齐全并形成系列产品。 2.3 液压千斤顶的特点

液压千斤顶是一种将密封在油缸中的液体作为介质，把液压能转换为机械能从而将重物向上顶起的千斤顶。它结构简单、体积小、重量轻、举升力大、易于维修。但同时制造精度要求较高，若出现泄漏现象将引起举升汽车的下降，保险系数降低，使用其举升时易受部位和地方的限制。传统液压千斤顶由于手柄、活塞、油缸、密封圈、调节螺杆、底座和液压油组成。它利用了密闭容器中静止滚体的压力以同样大小向各个方向传递的特性。

2.4 液压千斤顶优缺点

液压传动的优点: （1）体积小、重量轻，例如同功率液压马达的重量只有电动机的10％～20%。因此惯性力较小，当突然过载或停车时，不会发生大的冲击； （2）能在给定范围内平稳的自动调节牵引速度，并可实现无极调速，且调速范围最大可达1：2000(一般为1：100)。 （3）换向容易，在不改变电机旋转方向的情况下，可以较方便地实现工作机构旋转和直线往复运动的转换； （4）液压泵和液压马达之间用油管连接，在空间布置上彼此不受严格限制； （5）由于采用油液为工作介质，元件相对运动表面间能自行润滑，磨损小，使用寿命长； （6）操纵控制简便，自动化程度高； （7）容易实现过载保护。 （8）液压元件实现了标准化、系列化、通用化、便于设计、制造和使用。

液压传动的缺点: （1）使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁； （2）对液压元件

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制造精度要求高，工艺复杂，成本较高； （3）液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平； （4）液压传动对油温变化较敏感，这会影响它的工作稳定性。因此液压传动不宜在很高或很低的温度下工作，一般工作温度在-15℃~60℃范围内较合适； （5）液压传动在能量转化的过程中，特别是在节流调速系统中，其压力大，流量损失大，故系统效率较低。

2.5 液压千斤顶常见故障排除

1 重载时顶杆不能升起。 当千斤顶顶到某一高度后，顶杆就不再升高这表明千斤顶内缺少工作油，应予补足。

2 顶杆抖动。 这说明回油阀关闭不严，可将回油阀针再向里拧紧一些。若仍不能顶起，且压杆周围漏油，则为顶杆密封圈损坏，应予更换。若不能顶起且压杆周围也无漏油，再检查回油阀和进油阀门能否关严包括压杆筒体端面接合处的密封垫圈情况若上述均无异常，则为顶杆密封圈损坏或其固定螺栓松动，应予更换或拧紧。

3 空载时顶杆就不能升起。 首先检查千斤顶的油量，不足时应添加。若千斤顶不缺油可将千斤顶回油阀针松开，拆下加油孔油塞，然后用脚踩住千斤顶底座，双手向上拔起顶杆再压下去，如此反复拔、压顶杆几次，以排除空气若做完上述检查后，拧紧加油孔油塞和回油阀，再试空顶若此时顶杆仍不能上升，应将千斤顶放平，拆去回油阀，检查阀与座的接触情况是否良好，若有脏物，应予清除若有坑、槽、不平应予更换。最后检查进油阀门是否密封良好，顶杆密封圈有无损坏或脱落，若有则及时更换。

4 漏油。 千斤顶的漏油部位多在座与筒体结合处、顶杆周围、回油阀的锁紧螺纹处、加油孔的固定油塞处、压杆周围等。漏油原因多为密封垫圈损坏必须及时更换。

3、液压千斤顶的组成结构及工作原理

3.1 液压千斤顶的组成

液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。

动力元件（油泵） 它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能，是液压传动中的动力部分。

执行元件（油缸、液压马达） 它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。

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控制元件 包括压力阀、流量阀和方向阀等，它们的作用是根据需要无级调节液压动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。

辅助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及邮箱等，它们同样十分重要。

工作介质 工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。

3.2 液压千斤顶的结构图

液压千斤顶结构图1所示，工作时通过上移6手柄使7小活塞向上运动从而形成局部真空，油液从邮箱通过单向阀9被吸入小油缸，然后下压6手柄使7小活塞下压，把小油缸内的液压油通过10单向阀压入3大油缸内，从而推动2大活塞上移，反复动作顶起重物。通过1调节螺杆可以调整液压千斤顶的起始高度，使用完毕后扭转4回油阀杆，连通3大油缸和邮箱，油液直接流回邮箱，2大活塞下落，大活塞下落速度取决于回油阀杆的扭转程度。

图1 液压千斤顶内部结构示意图

3.3 液压千斤顶工作原理

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图2 液压千斤顶工作原理图

1—油箱 2—放油阀 3—大缸 4—大活塞 5—单向阀 6—杠杆手柄 7—小活塞 8—小缸体

9—单向阀

液压千斤顶的工作原理如图所示，大缸体3和大活塞4组成举升缸；杠杆手柄

6、小缸体

8、活塞

7、单向阀5和9组成手动液压泵。活塞和缸体之间保持良好的配合关系，又能实现可靠的密封。当抬起手柄6，使小活塞7向上移动，活塞下腔密封容积增大形成局部真空时，单向阀9打开，油箱中的油在大气压力的作用下通过吸油管进入活塞下腔，完成一次吸油动作。当用力压下手柄时，活塞7下移，其下腔密封容积减小，油压升高，单向阀9关闭，单向阀5打开，油液进入举升缸下腔，驱动活塞4使重物G上升一段距离，完成一次压油动作。反复地抬、压手柄，就能使油液不断地被压入举升缸，使重物不断升高，达到起重的目的。如将放油阀2旋转90°（在实物上放油阀旋转角度是可以改变的），活塞4可以在自重和外力的作用下实现回程。这就是液压千斤顶的工作过程。

4、液压千斤顶结构设计

设计液压千斤顶的额定载荷为19600N，初定额定压力为15Mpa。千斤顶的最低使用高度为192mm,最高使用高度为277mm。 4.1 内管设计

根据以上设计要求可以得到如下计算结果：

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F=P×A 得到A=19600/9.8/150=13.3cm2

所以内管的直径D=42mm，长为115mm,有效长度为85mm 这里： F=外部作用力（㎏f） A=内管的作用面积(cm2) P=被传递的压力（㎏f/cm2）

内管的壁厚δ为 δ=δ0+C1+C2

根据公式δ0>PmaxD/2δp(m) δp=δb/N 查机械设计手册可知δb=550（无缝钢管，牌号20） N为安全系数一般取5 δ0>15×0.042/(2×550/5)=0.002m=2mm δ=δ0+C1+C2=3mm 上式中C1为缸筒外径公差余量

C2为腐蚀余

缸筒壁厚的验算

根据公式Pn≤0.35δs(D12-D2)/D12MPa 0.35×550×0.00054/0.002304=50MPa Pn=15MPa 所以缸筒的臂厚完足满足设计需要的要求。 4.2 外管设计

立式千斤顶的外管主要的作为是用来储存多余的液压油，在无电动源作用的情况下，外管起了一个油箱的作用。

由上可知道内管的内径为42mm 可得V内=AH=3.14×2.12×8.5=117.7cm2 外管的外径D=66mm 可得V外=AH=3.14×3.32×10=341.94cm2 △V= V外-V内=341.94-117.7=224.24cm2 所以△V>V内，完全满足要求。 4.3 活塞杆设计

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活塞杆是液压缸传递力的重要零件，它承受拉力，压力，弯力，曲力和振动冲击等多种作用力，所以必须有足够的强度和刚度，由于千斤顶的液压缸无速比要求，可以根据液压缸的推力和拉力确定。

可根椐内管的内径D=42mm，初步确定活塞杆的外径为d=30mm 活塞杆强度的计算：

活塞杆在稳定的工况下，只受纵向推力，可按下式进行计算 δ=F×10-6/(nd2/4)

所以活塞杆的设计要求强度完全满足。

活塞杆弯曲稳定性验算可以用实用验算法活塞杆弯曲计算长度为Lf= KSm具体可以根据机械设计手册表中选取。 4.4 导向套的设计

活塞杆导向套装在内管的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导行，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封，导向套采用非耐磨材料时，内圈可设导向环，用以作活塞杆的导向。 -6

图3 导向套

根据千斤顶的受力方式，可以作以下分析

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图4 活塞杆导向套受力分析图

如图4所示，垂直安放的千斤顶，无负载导向装置，受偏心轴向载荷9800N,L=0.1m时

M0=F1L Nm Fd=K1 M0/LG N 可得M0=9800×0.1=9800Nm Fd= K1 M0/LG（N）

可得Fd=1.5×9800/0.057=2.5×105N 在上式中

Fd-----------------导向套承受的载荷，N M0---------------- 外力作用于活塞上的力矩，N.m F1-----------------作用于活塞上的偏心载荷，N L------------------载荷作用的偏心矩，m

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LG -----------------活塞至导向套间距，m。 D、d---------------分别为活塞及活塞杆外径，m 4.5 液压千斤顶活塞部位的密封

图5 液压千斤顶活塞部位密封图

在大活塞与大油缸配合部位采用的尼龙碗形密封件与O形密封圈组合而成的组合密封装置，由于橡胶具有良好的弹性，受力时迫使尼龙碗的唇边与缸壁贴合，起良好的密封作用。

缺点如图：

图6 液压千斤顶活塞密封缺点分析图

密封圈处在小孔口，缸中的超高压工作油在限位孔处存在极大的压力差，会使密封圈在此处遭受极大的撕拉作用。从而产生损伤，形成轴向沟痕。此沟痕随着起重物的加

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重，限位孔直径的增大以及超越限位孔次数的增多而变大加深，最终会破坏了密封圈的密封性能。致使活塞不能推动重物上升。为此。要求密封圈材质的强度要高。由于面柱与面柱面的配合始终存在一定的误差，为了避免因为油液单独进入一边空隙造成压力不平衡而引起活塞卡死现象，可以在活塞与大油缸配合的活塞头上适当开辟油沟，平衡各边压力。

5、液压千斤顶装配图

图7液压千斤顶

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图8 单向阀装配图

6、结论

毕业设计是大学学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的学习机会，通过这次对液压千斤顶理论知识和实际设计的相结合，锻炼了我的综合运用所学专业知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范能力以及其他专业知识水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在，提高是有限的但却是全面的，正是这一次毕业设计让我积累了许多实际经验，使我的头脑更好的被知识武装起来，也必然让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。

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参考文献

XXXXX 主编 《液压与气压传动》 机械工业出版社，2009 XXXXX 主编 《机械设计基础》 国防科技大学出版社 ，2008 XXXX 主编 《公差配合与几何精度检测》 人民邮电出版社，2007 XXXX 主编 《液压原件》 机械工业出版社，1982 XXXX 主编 《液压传动》 冶金工业出版社，1998 XXXX，XXXX主编。《液压传动概论》 机械工业出版社，1992 XXXX主编。《液压原件》 机械工业出版社，1982 XXXX主编。《液压传动》 中央广播电视大学出版社，1995 XXXX主编。《液压传动》 冶金工业出版社。1998

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致谢

大学四年即将结束，在这短短的四年里，让我结识了许许多多热心的朋友、工作严谨教学相帮的教师。毕业设计的顺利完成也脱离不了他们的热心帮助及指导老师的精心指导，在此向所有给予我此次毕业设计指导和帮助的老师和同学表示最诚挚的感谢。

毕业设计是对我大学四年的总结， 因而投入了极大的热情和很高的积极性， 更幸得指导老师的悉心指导，使我能够顺利完成毕业设计，感谢老师在百忙之中还时常来对我们进行指导，老师总是不厌其烦，耐心细心的指导我们，让我们受益匪浅。同时老师实事求是，不摆架子的作风也让我很是敬佩。

其次，要向给予此次毕业设计帮助的老师们，以及同学们以诚挚的谢意，在整个设计过程中，他们也给我很多帮助和无私的关怀，在此感谢他们。

本次的设计是老师和同学共同完成的结果，在设计的一个月里，我们合作的非常愉快，从中学到的知识是我人生中的一笔宝贵财富，我再次向给予我帮助的老师和同学们表示诚挚的感谢！

第12篇：液压系统设计问题

毕业两年有余，此间设计过一些系统，碰到过很多问题，总结出一些东西，由于小弟经验有限，见识尚浅，所以可能有不少错误，以下总结仅为各位看法，供大家讨论，不对的地方还望各位大侠指教，谢谢!

1、流速：吸油管路为0.5-1m/s，压油管路为6-8 m/s，回油管路为2-3 m/s，先导管路为1.2 m/s。

2、任何时候吸油管和泄油管都要在液面以下至少2.5倍的直径，但不得小于100mm。吸油、回油泄油管之间的间距最少不得小于250mm。

3、压力表选用：压力较平稳时，最大压力值不超过测量上限的2/3；压力波动时，其压力值不应超过测量上限的1/2，最低压力不能低于测量上限的1／3

11、溢流阀A和B的规格和调定值均相同，并且所在回路的两个泵并联供油时，有时溢流阀发出很强的噪声，产生共振。

12、所属不同泵的两个溢流阀的回油管最好分别接回油箱，如果回路管接在一起，当两个泵同时工作时，有时会产生很大的噪声。

14、对于先导式溢流阀而言，压力表一般接在溢流阀的进油口，而不是遥控口。

15、使用同步阀时，实际流量要尽量与额定流量相同。实际流量偏小时，误差会增大。

21、负载漂移：负载的速度随着负载力的变化而改变。

22、液压系统的动态响应性主要是指当负载发生变化时，流量能否快速的跟随着发生变化。

24、外啮合齿轮泵：采用斜圆弧齿，噪音低，流量脉动小。

25、涡流离心过滤器：滤头设计使得更换滤芯容易；滤芯受力均匀，工作时无振动；液流进入后发生涡流，使颗粒沉淀到底部，从而直接排除。

30、安装液压缸应牢固可靠,为防止热膨胀影响,当行程大和温度高时,缸的一端必须保持浮动。

31、使用预压缩容积法减少流量和压力波动。

33、密封理论认为：在一个动态柔性密封及其配合面之间存在一层完整的润滑膜。在正常状态下，正是借助这层润滑膜来达到密封目的并延长密封件寿命。

34、油封(旋转动密封)的密封机理由润滑特性和密封原理两部分组成。润滑特性：油封的摩擦特性受流体的粘度与滑动速度支配，油封与轴的相对滑动表面在油膜分离的润滑状态下运动，因此保持摩擦阻力小，磨损小。密封原理：油封滑动接触面上油的流动是从大气侧流向油侧又从油侧流向大气侧的循环。滑动面的润滑良好，可防止磨损的进行，由此没有泄漏。 当系统运动速度过高时，影响连续的润滑膜的形成，导致摩擦热增加，超出密封材料的耐温范围则造成密封件的损坏。压力过大时，除影响油膜形成，还会对橡塑密封件产生“挤隙”作用，一般可采用加“挡圈”来改善。

45、行走液压的所有元件和管道系统都不可避免地要经常承受行驶中的颠簸和冲击载荷 因此一般不采用叠加阀那样的安装形式，行走机械中常用的多片组合式多路滑阀的夹紧螺栓要比工业液压中叠加阀的粗得多，工业液压装用的一些型式的冷却器也经不住行驶时加速度的惯性力负荷。

46、行走机械的载荷不确定性较强 主要体现为系统压力波动剧烈，因此选用元件时应有较大的瞬间耐压强度储备；工业固定设备的载荷及相关的液压系统的压力则较有规律，功率型

元件的平均负荷率通常定得较饱满，需要更多地关注在连续带载运行情况下的寿命和可靠性问题。 50、液压件用螺钉与螺栓一般用8.8、10.

9、12.9级，32MPa以上用12.9级，材料用35CrMo、30CrMnSi或Q420合金结构钢，螺母材料一般比螺栓的软些。

52、轴向柱塞泵的发展趋势是：高压化、高速化、大流量化。要实现这些目标的关键问题之一是要合理设计轴向柱塞泵中的各种类型的摩擦副，使之形成适当的油膜，以提高柱塞泵的工作效率和寿命。

53、液体粘性传动（HVD）是一种利用摩擦副之间的油膜剪切来传递动力的新型传动形式，在大功率风机、水泵调速节能方面有着广泛的应用前景。

54、气穴是液压系统中常见的一种有害现象，经常发生在阀口附近。不仅破坏了流体的连续性、降低了介质的物理特性，而且引起振动和噪声。同时系统效率降低，动态特性恶化。

58、过滤器初始压降不得大于旁通阀压力的1/3。

59、齿轮泵，转速增加到1000rpm后，压力脉动将会有很大改善。60、摆线马达的噪音很小，但是其效率比较低。 6

2、泵与马达效率：

容积效率：泄露、液体压缩

机械效率：摩擦、噪音、压力损失

63、控制器电流输入的抗干扰能力好（相比电压输入） 6

7、油缸内泄小于0.05ml/min。油缸运行速度小于400mm/s 6

8、阀块材料：高压采用45钢或者35钢锻打后直接机加工或者机加工后调制处理HB200-240。低压可以采用20或者Q235（焊接性能好）。

69、萨澳推荐经验：V补=V系*0.1（V补为补油泵排量，V系为系统中泵与马达的排量综合）但是该经验公式不适用于以下场合（高冲击负载、长管路工况3-5m以上，低速大扭矩工况），系统的冲洗流量Q冲洗=（20%-40%）*Q系统。

70、萨澳马达（90、H

1、51系列）用于开始回路时，回油口必须至少有7bar的背压。7

2、负载敏感泵Ls管路选取原则：ls管路容积至少为泵出口到ls信号采集点之间管路容积的10%或更多，以提提高泵的响应速度。

73、负载敏感泵ls压力设定规则：增加ls压力可以提高泵的响应速度但是待机能耗增加，一半ls压力为16-20bar，可根据负载敏感阀标定流量时的压差来调定泵上的ls压力值。7

4、设备液压油第一次换油时间：工作500h。以后没1200-1500h换油。 7

8、比例方向阀阀芯V型槽口： 加速和减速控制性好；C型槽口流量大。

79、比例阀一般为正遮盖，中位死区为5%—20%，伺服阀为零遮盖。比例阀的滞环为3%—7%，带位置反馈的为0.3%-1%，伺服阀滞环为0.1%-0.5%。 80、电磁阀电磁铁多为吸力。

第13篇：液压系统管路设计注意事项

液压系统管路设计注意事项

一．液压系统普遍存在的问题 1． 可靠性问题（寿命和稳定性）

（1） 国产元件质量差，不稳定； （2） 设计水平低，系统不完善。 2． 振动与噪音

（1） 系统中存在气体，没有排净。 （2） 吸油管密封不好，吸进空气。 （3） 系统压力高。 （4） 管子管卡固定不合理。

（5） 选用液压元件规格不合理，如小流量选用大通径的阀，产生低频振荡；系统压力在某一段产生共振。 3． 效率问题

液压系统的效率一般较低，只有80％左右或更低。系统效率低的原因主要由于发热、漏油、回油背压大造成。 4． 发热问题

系统发热的原因主要由于节流调速、溢流阀溢流、系统中存在气体、回油背压大引起。 5． 漏油问题

（1） 元件质量（包括液压件、密封件、管接头）不好，漏油。 （2） 密封件形式是否合理，如单向密封、双向密封。 （3） 管路的制作是否合理，管子憋劲。 （4） 不正常振动引起管接头松动。

（5） 液压元件连接螺钉的刚度不够，如国内叠加阀漏油。 （6） 油路块、管接头加工精度不够，如密封槽尺寸不正确，光洁度、形位公差要求不合理，漏油。 6． 维修问题 维修难，主要原因：

（1） 设计考虑不周到，维修空间小，维修不便。 （2） 要求维修工人技术水平高。

液压系统技术含量较高，要求工人技术水平高，出现故障，需要判断准确，不仅减少工作量，而且节约维修成本，因为液压系统充满了液压油，拆卸一次，必定要流出一些油，而这些油是不允许再加入系统中使用。另外，拆卸过程有可能将脏东西带入系统，埋下事故隐患。因此要求工人提高技术水平，判断正确非常必要。 7． 液压系统的价格问题

液压系统相对机械产品，元件制造精度高，因此成本高。 二． 如何保证液压系统正常使用

液压系统正常工作，需要满足以下条件： 1． 系统干净

系统出现故障，70％都是由于系统中有脏东西如铁屑、焊渣、铁锈、漆皮等引起。例如，这类污染物，如果堵住溢流阀中的小孔（0.2mm）就建立不了压力；如果卡在方向阀阀芯，就导致不能换向，功能不对；如果堵住柱塞泵滑靴的小孔，就产生干摩擦，损坏泵。另外，特别强调一点，如果水进入液压油中，导致液压油乳化，最容易引起堵住柱塞泵滑靴的小孔，就产生干摩擦，损坏泵。 如何保证系统干净，应注意：

（2） 选用性能好的过滤器，系统应设有多级精度过滤，不是精度越高越好，应该有粗有细，根据元件对过滤精度的要求选择。

（3） 装配时，每一件零件都要打毛刺，清洗干净；焊接管路，接头焊缝都要用铣刀铣去内孔焊渣、焊瘤。管子要进行酸洗处理。

（4） 管子不要大拆大卸；拆下的液压件和管路要保证清洁。 （5） 临时增加管子的处理，首先酸洗，然后用大空压机吹，加上汽油，吹到发白为止。 （6） 加油要进行过滤。

（7） 运输过程中，注意密封，保证液压元件、管件不被污染。 2． 无气

系统中有气体，性能不稳定，压力波动大，引起发热。特别是吸油管密封不好，又发现不了，没有油漏出，但气体却被吸入。吸油管的密封要特别注意。

如何保证系统没有气体，应考虑：

（1） 系统应有放气阀，每次调试前都要排气，包括维修后开车。 （2） 吸油管路密封可靠，加避震管防止接头憋劲。 3． 油温合理

油温过高，引起油的粘度变小或变质。粘度变小，影响系统性能，内泄增加；变质，则可能损坏液压元件。 4．不漏油

三． 液压系统设计中应注意的问题

如何解决液压系统存在的各种问题，安全可靠，延长使用寿命。首先设计要合理。

 可靠性问题

提高液压系统的可靠性，建议采用以下几种方法： 1． 选用性能优良、制造水平高的液压元件。 2． 降低指标使用。

如选用额定压力为32MPA的液压元件，其经常使用的压力为21－25MPA之间；如泵马达的转速为3250rpm，使用到1000－1500 rpm，这样就可以提高安全系数，提高元件使用寿命。

3． 尽量选用一家生产的液压元件，以利提高质量及解决备件问题。

4． 非标元件尽量使用由专业液压厂生产的元件、元素，以保证质量，降低成本，提高标准化水平和解决备件供应问题。 5． 完善保护措施，提高安全可靠性。 （3） 采用双泵系统。 （4） 增加需要现场工人调整的安全阀。 （5） 加强过滤，保证系统清洁。 （6） 增加油温指示和报警。 （7） 增强系统的密封性能。 （8） 增加失压报警和油位报警。

 振动与噪音问题

振动厉害，噪音大，是液压系统普遍存在的问题之一。减少振动，降低噪音，具有重要的意义。选用低噪音的泵和其他液压件，目前很困难。在设计上需要考虑的是： 1． 降低泵的转速。 2． 降低使用压力。

3． 合理选择液压元件和参数，不要产生吸空现象。

4． 把泵站阀架分开，并加减震垫，各部分之间均有软管连接。

 发热问题的解决 1． 采用容积式调速系统

2． 闭式系统中，加强系统换热，确定在特定的情况下，最佳的补油量，换油量，补油压力和换油压力；对泵和马达要争取在缸体外换热。

3． 加强冷却，选用性能好的冷却器。

4． 减少回油背压，减少系统压力损失，管路的流速要合理，匹配合适的通径；管子转弯避免急弯，小通径可直接弯管制成，大直径选用流线形的弯头。 5． 要有泄漏油口，直接接回油箱。举一个例子，恒压变量泵的泄漏油口接回油箱，中间装了截至阀，使用中，截至阀的手柄位置不对，工人以为已经打开，实际上却是处于关闭状态。结果，变量泵的输出轴的油封被挤坏，漏油，泵发热。  漏油问题的解决

漏是绝对的，不漏是相对的。

1．选用优良的液压元件和连接方式，尽量集成，采用板式、叠加或插装元件，减少管接头。

2． 选用性能好的密封件，机械性能等级高的连接螺钉。 3． 保证油路块、管接头、法兰等加工件制造精度，尺寸正确，粗糙度要求合理，形位公差达到要求。

4． 硬管子与接头不别劲，横平竖直，不直，要对直，中间有登台弯过渡；一根管子最少有一个弯，避免两头接头互相牵扯。 5． 软管要平滑过渡，运动时不能产生多次弯折，运动到最大行程时，保证仍有一段直段；同时软管长度要合理，过长成本高。

6． 加强管路的固定，不但要有合理数量的管卡，还要考虑保证固定管卡的基础，也要有刚度，避免振动引起接头松动，产生漏油。  维修问题

设计中，在满足功能的前提下，尽量简化系统，优化设计，模块化设计，减少故障点。不要多一个功能，就加一个元件；要综合考虑，简化控制系统，达到一个元件担任多种角色。同时，结构设计中，合理布置元件、管接头，便于安装、操作。对于管路讲，阀架上的A、B口接头错开布置，就便于安装维修。

 价格问题

主机厂，自制液压元件价格高。不同液压件厂价格差别大，老厂生产的标准液压件，价格低；引进技术生产的液压元件，价格贵。进口液压件，价格是国产件的几倍，世界名牌厂家产品更贵。

1． 性价比是选择液压件的标准。

2． 进口件，工作可靠，能提高主机品牌，有品牌效应。 3． 尽量选用标准液压件，减少自制件。

4． 要注意选用大路货，生产量大，销路多的液压件。 5． 自制元件时，也要选择液压件厂生产的基本元件进行改装，成本比自己制造低，还能保证质量。

6． 要向信誉好、质量可靠、价格优惠的厂家订货。

7． 在液压元件的选取中，不单纯追求技术指标高的液压元件，要根据实际情况使用要求，性价比等做综合考虑，选取满足要求，价格合理的液压元件。 四． 液压管路设计注意事项

（一）钢管

1． 根据系统技术参数（工作压力、工作流量）选定管子的材料、壁厚、通径。见机械设计手册第四卷P17-615~616页。 2． 选择接头形式。见机械设计手册第四卷P17-617~618页。 3． 管子走向美观、顺畅，不干涉，对于设备上的管子，尽量沿着设备布置，与设备构成一体。 4． 管子要横平竖直，这是管子的基准。

5． 不允许管子与管子直接焊接，每根管子两端要有管接头，以便清理焊渣、酸洗槽酸洗，运输。

6． 两个接口之间的管子，不要设计成直的，容易漏油。 7． 管子与接头要垂直，如果不直，要对直，中间有登台弯过渡。否则，容易漏油。

8． 管子转弯尽量避免急弯，小通径管子可直接弯管制成，大直径管子选用流线形的弯头。 9． 管子变径处，要有过渡接头。 10． 管子与接头焊接处，要开坡口。

11． 焊接要求采用氩弧焊，至少用氩弧焊打底。

（二）软管

1． 软管一般应用在设备有振动和两个接口有相对运动的场合。要求见机械设计手册第四卷P17-772~774页。 2． 应尽量避免软管的扭转。 3． 避免外部损伤。

4． 减少弯曲应力。在总的运动范围内不超过允许的最小半径，同时，不承受拉应力。弯曲半径9－10倍软管外径。 5． 安装辅件，加以导向和保护。

（三）管夹

1． 管路要有管夹固定，间隔距离按设计手册规定。见机械设计手册第四卷P17-774页。 2． 管接头附近应有管夹。

3． 管夹不宜布置在弯管半径内，应布置在弯管两端处。否则，管子没有变形空间。

4． 设计双层管路，走管沟时，使用双层管夹；如果选不到合适的双层管夹，使用单层管夹，支架不能固定在沟壁两侧，只能使用悬臂式，否则，钢管维修时，不易拆卸。或者，直接固定在沟壁。

5． 固定管夹基础一定要刚性好，否则，容易产生振动，严重时，甚至损坏管件。举一个例子，液压防爆绞车，工作压力达到31.5Mpa，由于，固定管夹的支架直接固定在地面，侧面悬空，系统震动导致接管开裂。

第14篇：液压系统优化设计论文

1液压泵站的液压原理

新的系统选用2台37kW电机分别驱动一台A10VSO100的恒压变量泵作为动力源，系统采用一用一备的工作方式。恒压变量泵变量压力设为16MPa，在未达到泵上调压阀设定压力之前，变量泵斜盘处于最大偏角，泵排量最大且排量恒定，在达到调压阀设定压力之后，控制油进入变量液压缸推动斜盘减小泵排量，实现流量在0～Qmax之间随意变化，从而保证系统在没有溢流损失的情况下正常工作，大大减轻系统发热，节省能源消耗。在泵出口接一个先导式溢流阀作为系统安全阀限定安全压力，为保证泵在调压阀设定压力稳定可靠工作，将系统安全阀调定压力17MPa。每台泵的供油侧各安装一个单向阀，以避免备用泵被系统压力“推动”。为保证比例阀工作的可靠性，每台泵的出口都设置了一台高压过滤器，用于对工作油液的过滤。为适当减小装机容量，结合现场工作频率进行蓄能器工作状态模拟，最终采用四台32L的蓄能器7作为辅助动力源，当低速运动时载荷需要的流量小于液压泵流量，液压泵多余的流量储入蓄能器，当载荷要求流量大于液压泵流量时，液体从蓄能器放出，以补液压泵流量。经计算，系统最低压力为14．2MPa，实际使用过程中监控系统最低压力为14．5MPa，完全满足使用要求。顶升机液压系统在泵站阀块上，由于系统工作压力低于系统压力，故设计了减压阀以调定顶升机系统工作压力，该系统方向控制回路采用三位四通电磁换向阀，以实现液压缸的运动方向控制，当液压缸停止运动时，依靠双液控单向阀锥面密封的反向密封性，能锁紧运动部件，防止自行下滑，在回油回路上设置双单向节流阀，双方向均可实现回油节流以实现速度的设定，为便于在故障状态下能单独检修顶升机液压系统，系统在进油回路上设置了高压球阀9，在回油回路上设置了单向阀14。该液压站采用了单独的油液循环、过滤、冷却系统设计，此外还设置有油压过载报警、滤芯堵塞报警、油位报警、油温报警等。

2机械手机体阀台的液压原理

对于每台机械手都单独配置一套机体阀台，机体阀台采用集成阀块设计，通过整合优化液压控制系统，将各相关液压元件采用集约布置方式，使全部液压元件集中安装在集成阀块上，元件间的连接通过阀块内部油道沟通，从而最大限度地减少外部连接，基本消除外泄漏。机体阀台的四个出入油口(P－压力油口，P2－补油油口，T－回油油口，L－泄漏油口)分别与液压泵站的对应油口相连接。压力油由P口进入机体阀台后，经高压球阀1及单向阀2．1后，一路经单向阀4给蓄能器6供油以作为系统紧急状态供油，一路经插装阀3给系统正常工作供油。为保证每个回路产生的瞬间高压不影响别的工作回路，在每个回路的进出口都设置了单向阀，对于夹钳工作回路因设置了减压阀16进行减压后供油，无需设置单向阀。对于小车行走系统，由比例阀12．1控制液压马达21的运动方向，液压马达设置了旋转编码器，对于马达行走采用闭环控制，以实现平稳起制动以及小车的精准定位。为避免制动时换向阀切换到中位，液压马达靠惯性继续旋转产生的液压冲击，设置了双向溢流阀11分别用来限制液压马达反转和正转时产生的最大冲击压力，以起到制动缓冲作用，考虑到液压马达制动过程中的泄漏，为避免马达在换向制动过程中产生吸油腔吸空现象，用单向阀9．1和9．2从补油管路P2向该回路补油，为实现单台机械手的故障检修，在补油管路P2上设置了高压球阀8，为实现检修时，可以将小车手动推动到任意检修位置，系统设置了高压球阀5．2。对于双垂直液压缸回路，由比例阀12．2控制液压缸22的运动方向，液压缸安装了位移传感器，对于液压缸位置采用闭环控制，实现液压缸行程的精准定位，液压缸驱动四连杆机构来完成夹钳系统的垂直方向运动;为防止液压缸停止运动时自行下滑，回路设置了双液控单向阀13．1，其为锥面密封结构，闭锁性能好，能够保证活塞较长时间停止在某位置处不动;为防止垂直液压缸22因夹钳系统及工件自重而自由下落，在有杆腔回路上设置了单向顺序阀14，使液压缸22下部始终保持一定的背压力，用来平衡执行机构重力负载对液压执行元件的作用力，使之不会因自重作用而自行下滑，实现液压系统动作的平稳、可靠控制;为防止夹钳夹持超过设计重量的车轮，在有杆腔设置了溢流阀15．1作为安全阀对于夹钳液压缸回路，工作压力经减压阀16调定工作压力后由比例阀17控制带位置监测的液压缸23的运动，来驱动连杆机构完成夹钳的夹持动作，回路设置了双液控单向阀13．2，来保证活塞较长时间停止固定位置，考虑到夹钳开启压力原小于关闭压力(液压缸向无杆腔方向运动夹钳关闭)，在液压缸无杆腔回路上设置了溢流阀15．3，调定无杆腔工作压力，当比例换向阀17右位工作时，压力油经液控单向阀13．2后，一路向有杆腔供油，一路经电磁球阀18向蓄能器19供油，当夹钳夹住车轮，有杆腔建立压力达到压力继电器20设定值后，比例换向阀17回中位，蓄能器19压力油与有杆腔始终连通，确保夹持动作有效，当比例换向阀17左位工作时，蓄能器19压力油经电磁球阀18与有杆腔回油共同经过比例换向阀17回回油口。紧急情况下，电磁换向阀7得电(与系统控制电源采用不同路电源)，将蓄能器6储存的压力油，一路经单向阀9．11供给夹钳液压缸23，使夹钳打开，同时有杆腔回油经电磁球阀18，单向阀9．9回回油T口;一路压力油经节流阀10，单向阀9．3使液压马达21带动小车向炉外方向运动，液压马达回油经比例换向阀12．1，单向阀9．5回回油T口。以确保设备能放下待取车轮，退出加热炉内部，保护设备安全。

3结论

全液压装出料系统经优化设计，系统的装机容量由100kW下降到37kW，大大降低能源消耗，适应了当今绿色发展的要求。由于系统采用备用泵设计，确保了系统的长期稳定运行;蓄能器的大量使用，保证了系统的流量和压力满足生产实际的要求;集成阀块的设计方式，减少了系统下泄漏的几率，降低了油液消耗，保护了环境;紧急回路的设计，可以有效保护设备的使用安全。该技术成果具有向同类加热炉装出料机构推广应用经济价值。

第15篇：液压起重机的液压系统设计

机电一体化专业毕业设计（论文）

论文标题：作者姓名：指导教师：完成时间：实习单位：

液压起重机的液压系统设计

目 录

摘要 …………………………………………………………………………………………3

一、概述…………………………………………………………………………………3

（一）关于起重机…………………………………………………3

（二）液压起重机传动的优缺点…………………………………4

（三）液压传动的工作原理及组成………………………………4

（四）起重机液压系统的应用现状和发展趋势…………………5

二、起重机液压系统的特点分析 …………………………………6

（一）起升机构液压回路…………………………………………6

（二）伸缩臂机构液压回路………………………………………7

（三）变幅机构液压回路…………………………………………8

三、液压传动系统的故障分析及排除 ……………………………8

（一）液压系统的主要故障………………………………………8

（二）故障检查 ……………………………………………………9

（三）液压系统的故障预防 ………………………………………9

（四）液压系统的故障分析 ………………………………………10

（五）液压系统的故障排除 ………………………………………10

四、起重机重量的确定及机构件参数性能的确定…………………12

五、参考文献…………………………………………………………19

六、结论………………………………………………………………20

液压起重机的液压系统设计

内容摘要：本文对液压起重机的设计进行了研究，分章、节逐一论述了设计过程。在设计过程部分，首先对装载起重机的汽车的底盘进行选择，确定起重机的技术参数，重点就车载起重机的液压系统进行论述和设计，以及对起重机的主要机构如起升机构、回转机构的型式和计算方法做出论述，对回转机构机械装配部分也进行了设计，最后对影响起重机起重能力的支腿型式及其跨距的确定进行了简要说明。

关键词：液压起重机，液压系统，回转机构 液压缸

一、概述

（一）关于起重机

汽车起重机是装在普通汽车底盘或特制汽车底盘上的一种起重机，其行驶驾驶室与起重操纵室分开设置。这种起重机的优点是机动性好，转移迅速。缺点是工作时须支腿，不能负荷行驶，也不适合在松软或泥泞的场地上工作。

汽车起重机的底盘性能等同于同样整车总重的载重汽车，符合公路车辆的技术要求，因而可在各类公路上通行无阻。此种起重机一般备有上、下车两个操纵室，作业时必需伸出支腿保持稳定。起重量的范围很大，可从8吨～1000吨，底盘的车轴数，可从2～10根。是产量最大，使用最广泛的起重机类型。

汽车液压起重机的外形结构

1-载重汽车；2-回转机构；3-支腿；4-吊臂变幅缸；5-基本臂；

6-吊臂伸缩缸；7-起升机构。

（二）液压传动的优缺点

1、液压传动系统的主要优点：

（1）在同等功率情况下，液压执行元件体积小、重量轻、结构紧凑。例如同功率液压马达的重量约只有电动机的1/6左右。

（2）液压传动的各种元件，可根据需要方便、灵活地来布置；

（3）液压装置工作比较平稳，由于重量轻，惯性小，反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向；

（4）操纵控制方便，可实现大范围的无级调速(调速范围达2000：1)，它还可以在运行的过程中进行调速；

（5）一般采用矿物油为工作介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长；

（6）容易实现直线运动；

（7）既易实现机器的自动化，又易于实现过载保护，当采用电液联合控制甚至计算机控制后，可实现大负载、高精度、远程自动控制；

（8）液压元件实现了标准化、系列化、通用化，便于设计、制造和使用。

2、液压传动系统的主要缺点：

（1）液压传动不能保证严格的传动比，这是由于液压油的可压缩性和泄漏造成的。

（2）工作性能易受温度变化的影响，因此不宜在很高或很低的温度条件下工作。

（3）由于流体流动的阻力损失和泄漏较大，所以效率较低。如果处理不当，泄漏不仅污染场地，而且还可能引起火灾和爆炸事故。

（4）为了减少泄漏，液压元件在制造精度上要求较高，因此它的造价高，且对油液的污染比较敏感。

总的说来，液压传动的优点最突出的，它的一些缺点有的现已大为改善，有的将随着科学技术的发展而进一步得到克服。

（三）液压传动的工作原理及组成

1、液压传动的工作原理，可以用一个液压千斤顶的工作原理来说明。

液压千斤顶工作原理图

1—杠杆手柄 2—小油缸 3—小活塞 4，7—单向阀 5—吸油管 6，10—管道 8—大活塞 9—大油缸 11—截止阀 12—油箱

基本工作原理: 液压传动是利用有压力的油液作为传递动力的工作介质，而且传动中必须经过两次能量转换。由此可见，液压传动是一个不同能量的转换过程。

2、液压传动系统的组成: 一个完整的、能够正常工作的液压系统，应该由以下五个主要部分来组成：

（1）、动力装置:它是供给液压系统压力油，把机械能转换成液压能的装置。最常见的是液压泵。 （2）、执行装置：它是把液压能转换成机械能的装置。其形式有作直线运动的液压缸，有作回转运动的液压马达，它们又称为液压系统的执行元件。 （3）、控制调节装置：它是对系统中的压力、流量或流动方向进行控制或调节的装置。如溢流阀、节流阀、换向阀、截止阀等。 （4）、辅助装置：例如油箱，滤油器，油管等。它们对保证系统正常工作是必不可少的。 （5）、工作介质：传递能量的流体，即液压油等。

在同等输出功率下，液压传动装置的体积小、重量轻、运动惯量小、动态性能好。

（四）汽车起重机液压系统的运用现状和发展趋势

随着国家现代化建设的飞速发展，科学技术的不断进步，现代施工项目对汽车起重机的要求也越来越高，高、深、尖液压技术在汽车起重机上的应用也越来越广泛，汽车起重机液压系统展示了强大的发展趋势。汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、控制五个主回路组成，我们通过对五个主回路现状的分析来探讨其发展趋势。

1、起升液压系统：对起重机来说，起升动作是最频繁的动作。目前最常用的起升液压

系统为定量泵、定量或变量马达开式液压系统，然而，现代施工对起升系统提出了新的要求：节能、高效、可靠以及微动性、平稳性好。为了适应这些新的要求，以前的定量泵将逐步被先进可靠的具有负载反馈和压力切断的恒功率变量泵所取代，先前的定量马达或液控变量马达也将被电控变量马达所取代。这种系统将能有效的达到轻载高速、重载低速和节能的效果。

2、变幅液压系统：变幅液压系统的发展趋势也体现为节能高效，目前最先进的为变幅下降时充分利用吊臂和重物的重力势能，实现重力下放，下放的速度由先导手柄来无级控制，变幅平稳没有冲击。

3、伸缩液压系统: 对于具有五节以下伸缩臂的伸缩液压系统，国内一般采用同步或顺序加同步的伸缩方式，当采用两级油缸时，上下两油缸实现内部沟通，一般采用插装式平衡阀；对于具有五节以上伸缩臂的液压系统，采用单缸插销伸缩机构，这种伸缩机构自重轻，能大幅提高起重机的起重性能，能有效的控制整机的重量，通过采用多油口和多平衡阀的油路来提高伸缩的效率.

4、回转液压系统：回转也是起重机使用频繁的动作，但相对而言，回转所需功率最少，因而回转系统的最高要求是：回转平稳，起重作业无侧载；回转系统的发展趋势为通过小马达。、大传动比来实现操作平稳，通过设立回转缓冲阀和自由滑转机能来实现吊重的自动对中功能，从而有效防止侧载的产生。

5、操纵、控制系统：机械式操纵是汽车起重机最简单、最广泛使用的一种操纵方式，液比例操纵系统在我厂也己广泛使用并相当成熟，操作性能得到了很大的提高；然而，最有发展前途的还是电比例操纵系统，借助于计算机技术和可编程技术，汽车起重机将向智能化发展。

除此之外，液压系统在以下几方面也体现出明显的发展趋势：采用国际化配套，对系统性要求较高的液压元件如泵、阀、马达等采用国际化配套可提高产品的可靠性，另外，国外使用成熟、量大价廉的元件在国内也广泛使用。 二、起重机液压系统特点分析

（一）起升机构液压回路

工程起重机需要用起升机构，即卷筒—吊索机构实现垂直起升和下放重物。液压起升机构用液压马达通过减速器驱动卷筒，图2-2-1是一种最简单的起升机构液压回路。当换向阀3处于右位时，通过液压马达

2、减速器6和卷筒7提升重物c，实现吊重上升。而换向阀处于右位时下放重物c，实现负重下降，这时平衡阀4起平稳作用。当换向阀处

于中位时，回路实现承重静止。由于液压马达内部泄漏比较大，即使平衡阀的闭锁性能很好，但卷筒—吊索机构仍难以支撑重物c。如要实现承重静止，可以设置常闭式制动器，依靠制动液压缸8来实现。在换向阀右位(吊重上升)和左位(负重下降)时，泵1压出液体同时作用在制动缸下腔，将活塞顶起，压缩上腔弹簧，使制动器闸瓦拉开，这样液压马达不受制动。换向阀处于中位时，泵卸荷，压出口接近零压，制动缸活塞被弹簧压下，闸瓦制动液压马达，使其停转，重物c就静止于空中。

某些起升机构要求开始举升重物时，液压马达产生一定的驱动力矩，然后制动缸才彻底拉开制动闸瓦，以避免重物c在马达驱动力矩充分形成前向下溜滑。所以在通往制动缸的支路上没单向节流阀9，由于阀9的作用。，拉开闸瓦的时间放慢，有一段缓慢的动摩擦过程；同时，马达在结束负重下降后，换向阀3回复中位，阀9的单向阀允许迅速排出制动缸下腔的液体,使制动闸瓦尽快闸住液压马达，避免重物C继续下降。

（二）伸缩臂机构液压回路

伸缩机构是一种多级式伸缩起重臂伸出与缩回的机构。图2-2-2为伸缩臂机构液压回路。臂架有三节，I是第1节臂，或称基臂；n是第2节臂；III是第3节臂；后一节臂可依靠液压缸相对前一节臂伸出或缩进。3节臂只要两只液压缸：液压缸6的活塞与基臂I铰接，而其缸体铰接于第2节臂II，缸体运动Ⅱ相对I伸缩；液压缸7的缸体与第2节臂Ⅱ铰接，而其活塞铰接于第3节臂Ⅲ，活塞运动使Ⅲ相对于Ⅱ伸缩。

第2和第3节臂是顺序动作的，对回路的控制可依次作如下操作：

1.手动换向阀2左位，电磁阀3也左位，使液压缸6亡腔压人液体，缸体运动将第2节Ⅱ

相对于基臂l伸出，第3节臂IⅡ则顺势被Ⅱ托起，但对Ⅱ无相对运动，此时实现举重上升。

2．手动换向阀仍左位，但电磁换向阀换右位，液压缸6因无液体压入而停止运动，臂Ⅱ对臂I也停止伸出，而液压缸7下腔压入液体，活塞运动将m相对于Ⅱ伸出，继续举重上升。连同上一步序，可将3臂总长增至最大，将重物举升至最高位。

3．手动换向阀换为右位，电磁换向阀仍为右位，液压缸7上腔压入液体，活塞运动臂m相对于Ⅱ缩回，为负重下降，故此时需平衡阀5作用。

4．手动换向阀仍右位，电磁换向阀换左位，液压缸6下腔压入液体，缸体运动将Ⅱ相对于I缩回，亦为负重下降，需平衡阀4作用。

如不按上述次序操作，可以实现多种不同的伸缩顺序，但不可能出现两个液压缸同时动作。伸缩臂机构可以不同的方法，即不采用电磁阀而用顺序阀，液压缸面积差动，机械结构等办法实现多个液压缸的顺序动作，还可以采用同步措施实现液压缸的同时动作。

（三）变幅机构液压回路

变幅机构在起重机、挖掘机和装载机等工程机械中，用于改变臂架的位置，增主机的工作范围。最常见的液压变幅机构是用双作用液压缸作液动机，也有采用液压马达和柱塞缸。图2-2-3为双作用液压缸变幅回路。

插图

液压缸6承受重物c及臂架重量之和的分力作用，因此，在一般情况下应采用平衡阀3来达到负重匀速下降的要求，如图2-2-3a)所示。但在一些对负重下降匀速要求不很严格的场合，可以采用液控单向阀4串联单向节流阀5来代替平衡阀，如图2-2-3b)所示。其中阀4的作用有：一是在承重静止时锁紧液压缸6；二是在负重下降时泵形成一定压力打开控制口，使液压缸下腔排出液体而下降。 三、液压传动系统的故障分析与排故

液压传动是以液压油为工作介质进行能量转换和动力传递的，它具有传送能量大、布局容易、结构紧凑、换向方便、转动平稳均匀、容易完成复杂动作等优点，因而广泛应用于工程机械领域。但是，液压传动的故障往往不容易从外部表面现象和声响特征中准确地判断出故障发生的部位和原因，而准确迅速地查出故障发生的部位和原因，并及时排除。在工程机械的使用、管理和维修中是十分重要的。

（一）液压系统的主要故障

在相对运动的液压元件表面、液压油密封件、管路接头处以及控制元件部分，往往容易出现泄漏、油温过高、出现噪音以及电液结合部分执行动作失灵等现象。具体表现：一是管子、管接头处及密封面处的泄漏，它不仅增加了液压油的耗油量，脏污机器的表面，而且影响执行元件的正常工作。二是执行动作迟缓和无力，表现为推土机铲刀提升缓慢、切土困难，挖掘机挖掘无力、油马达转不起来或转速过低等。三是液压系统产生振动和噪音。四是其他元件出现异常。

（二）故障的检查

1、直接检查法：凭借维修人员的感觉、经验和简单工具，定性分析判断故障产生的原因，并提出解决的办法。

2、仪器仪表检测法: 在直接观察的基础上，根据发生故障的特征和经验，采取各种检查仪器仪表，对液压系统的流量、压力、油温及液压元件转速直通式检测，对振动噪音和磨损微粒进行量的分析。

3、元件置换法：以备用元件逐一换下可能发生故障的元件，观察液压系统的故障是否消除，继而找出发生故障的部位和原因，予以排除。在施工现场，体积较大、不易拆装且储备件较少的元件，不宜采用这种方法。但对于如平衡阀、溢流阀及单向阀之类的体积小，易拆装的元件，采用置换法是比较方便的。

4、定期按时监控和诊断：根据各种机械型号、检查内容和时间的规定，按出厂要求的时间和部位，通过专业检测、监控和诊断来检测元器件技术状况，及时发现可能出现的异常隐患，这是使液压系统的故障消灭在发生之前的一种科学技术手段。当然，执行定期检测法，首先要培养一些专业技术检测人员，使他们既精通工程机械液压元件的构造和原理，又掌握和钻研检测液压传动系统的各种诊断技术，在不断积累靠人的直感判断故障经验的同时，逐步发展不解体诊断技术，来完成技术数据采集，辅以电脑来分析判断故障的原因及排除方法。

（三）液压系统的故障预防

1、保证液压油的清洁度：正确使用标定的和要求使用的液压油及其相应的替代品(详参《工程机械油料手册》)，防止液压油中侵入污物和杂质。因为在液压传动系统中，液压油既是工作介质，又是润滑剂，所以油液的清洁度对系统的性能，对元件的可靠性、安全性、效率和使用寿命等影响极大。液压元件的配合精度极高，对油液中的污物杂质所造成的淤积、阻塞、擦伤和腐蚀等情况反应更为敏感。

造成污物杂质侵入液压油的主要原因，一是执行元件外部不清洁；二是检查油量状况

时不注意；三是加油时未用120目的滤网过滤；四是使用的容器和用具不洁净； 五是磨损严重和损坏的密封件不能及时更换；六是检查修理时，热弯管路和接头焊修产生的锈皮杂质清理不净；七是油液贮存不当等等。在使用检查修理过程中，应注意解决这些问题，以减少和防止液压系统故障的发生。

2、防止液压油中混入空气：液压系统中液压油是不可压缩的，但空气可压缩性很大，即使系统中含有少量空气，它的影响也是非常大的。溶解在油液中的空气，在压力较低时，就会从油中逸出产生气泡，形成空穴现象；到了高压区，在压力的冲击下，这些气泡又很快被击碎，急剧受到压缩，使系统产生噪音。同时，气体突然受到压缩时，就会放出大量的热能，因而引起局部受热，使液压元件和液压油受到损坏，工作不稳定，有时会引起冲击性振动。

故必须防止空气进入液压系统。具体做法：一是避免油管破裂、接头松动、密封件损坏；二是加油时，避免不适当地向下倾倒；三是回油管插入油面以下；四是避免液压泵入口滤油器阻塞使吸油阻力增大，不能把溶解在油中的空气分离出来。

3、防止液压油温度过度：液压系统中的油液的工作温度一般在30℃～80℃范围内比较好，在使用时必须注意防止油温过高。如油箱中的油面不够，液压油冷却器散热性能不良，系统效率太低，元件容量小，流速过高，选用油液粘度不正确，它们都会使油温升高过快。粘度高增加油液流动时的能量损耗，粘度低会使泄漏增多，因此在使用中能注意并检查这些问题，就可以预防油温过高。此外对液压油定期过滤，定期进行物理性能检验，既能保证液压系统的工作性能，又能减少液压元件的磨损和腐蚀，延长油液和液压元件的使用寿命。

（四）液压系统的故障分析

1、传动系统分析法：工程机械的液压传动系统如果维护得好，一般说来故障是比较少的。由于密封件老化、变质和磨损而产生外泄是很容易观察到的，根据具体情况可设法排除。但是如果液压元件的内部发生了故障是观察不到的，往往不容易一下子就找出原因，有时虽然是同样的故障现象，但产生的原因却不一定相同，要想准确而迅速地找出液压元件的故障的部位和原因，首先要根据发生故障元件的构造图、系统图，分析了解和研究元件的工作原理和特性，再使了解的构造原理与实物对号，具体情况具体分析，检查寻找故障发生的部位和产生的原因，以便采取相应的技术措施来排除故障。

2、逻辑流程分析法：此方法是根据液压传动系统的基本原理进行逻辑分析，减少怀疑对象，逐步逼近找出故障发生的部位和原因。

（五）液压系统故障的排除

1、液压系统中管子、管子接头和焊接处，由于振动频率较高，常常发生破坏。在换用时要根据压力和使用场合，选用强度足够，内壁光滑清洁，无砂、无伤、无锈蚀、无氧化皮的管子。当管子需要焊接时，最好采用加套管的办法，因为对接可能使管的内径局部缩小；截段时，油管的截面与管子轴线的不垂直度不得大于0.5°，并清除铁屑和锐边倒钝。当管子支承距离过大或支承松动时要设卡固定拧紧，当弯曲半径过小时，易形成弯曲应力，弯曲半径一般应大于管外径的3倍。

在密封表面处，密封元件的老化变质会使泄漏量增大。密封件的有效寿命通常是：固定元件之间的密封寿命时间为10000h，运动元件之间密封寿命时间为1500h～2000h。到了规定的使用寿命时间后，即使还可用的元件也应该更换。密封面的泄漏还与预压面的压力不够或不均匀有关。预压量增大时，其封油量压力增大，密封效果好，反之则差。再者摩擦表面光洁度与硬度不足也会缩短密封件的寿命。

密封件设计不合理以及安装时扭曲刮伤也是导致密封圈早期磨损而引起泄漏的原因。 油液中杂质过多，易加速密封件与摩擦表面的磨损，形成密封件的早期失效，油封工作温度过高或过低也会影响其寿命和工作性能。

2、执行元件运动的速度降低，主要是由于输入执行元件的液压油流量不足；执行元件无力的原因主要是输入液压油压力不足，以及回油管路背压过高等因素所造成的。 工程机械液压系统所用的油泵多为齿轮泵，其工作压力为210×102kPa，柱塞泵的工作压力可达320×102kPa。泵的输出压力是由荷载决定的，并随着荷载的变化而变化。荷载无限增加，泵的压力也无限升高，直到系统某一部分被破坏。对于齿轮泵：主要是轴承、齿轮啮合面、齿顶与壳体、齿轮端面与泵盖间的磨损和密封件的磨损、老化、损坏使齿轮泵的内漏表现更为突出。在一定转速与一定压力下，对无端面间隙补偿的齿轮泵，其轴线磨损引起的泄漏约占全部内漏量的75%～85%，齿顶间隙内漏量约占15%～20%，其他内漏约占4%～5%，因此我们要抓住主要问题，采取有效的技术措施予以解决，就能使泵恢复其原有性能。

工程机械液压系统所用的油泵多为齿轮泵，其工作压力为210×102kPa，柱塞泵的工作压力可达320×102kPa。泵的输出压力是由荷载决定的，并随着荷载的变化而变化。荷载无限增加，泵的压力也无限升高，直到系统某一部分被破坏。对于齿轮泵：主要是轴承、齿轮啮合面、齿顶与壳体、齿轮端面与泵盖间的磨损和密封件的磨损、老化、损坏使齿轮泵的内漏表现更为突出。在一定转速与一定压力下，对无端面间隙补偿的齿轮泵，其轴线

磨损引起的泄漏约占全部内漏量的75%～85%，齿顶间隙内漏量约占15%～20%，其他内漏约占4%～5%，因此我们要抓住主要问题，采取有效的技术措施予以解决，就能使泵恢复其原有性能。

3、液压系统的蓄能器是用来调节能量、贮存能量、减少设备容积、降低功率消耗、减少系统发热、缓冲吸收冲击和脉动压力的辅助元件。常见的蓄能器有胶囊式的，它具有漏气损失小、反应灵敏、可以吸收急速的压力冲击和脉动、重量轻、体积小等特点。蓄能器发生故障会影响液压系统的正常工作，因此在检查气压量不足时，应按时充入惰性气体。

4、液压系统中，要求装备精度高的还有液压马达。如果注意日常维护和保养，防止油液污染，一般不会发生故障，进入液压马达的油液须仔细过滤，以减少杂质，防止过快磨损。修理后的马达，应注满干净的液压油，排尽系统中的空气。确定不了马达是否有故障，最好不要拆卸，这样可减少污染的机会和保持配合的精度。液压缸是液压系统中的执行元件，常见的故障有漏油和运动不正常。缸头因密封件损坏而外泄，应立即更换密封件；油缸运动不正常有油缸内漏、油路中有空气、活塞密封件老化和损坏、油液有杂质、平衡阀发生故障等。

5、控制元件是用来实现系统和执行元件对压力、流量方向的要求的。控制阀及时控制系统中最重要的元件，由于阀的配合一般都比较精密，所以在修理时应特别注意，不需拆阀芯的尽量不要抽出阀芯；配合副方位不要错乱，偶件不要互换；螺丝的拧紧力矩要均匀一致，锥形阀芯的接触线磨损可采用研磨修正接触线的办法解决；回位弹簧疲劳时，可予更换。

四、起重机重量的确定及机构件参数性能的确定

（一）QY8液压系列元件的参数

起重机总重量是舍己为公为7.5吨。 主臂长7.5m，副臂长16.98m。 根据设计要求基本臂设计为7.5m 最长主臂16.98m 最长主臂+副臂为22.1m.车重心在压后支腿为车全长的2/3处。即12*2/3=8m。 吊臂液压变幅缸与主臂相离为0.8m 主臂距变幅缸3.5m处

支腿距离确定为：纵向距离为3.825m 横向4.0m

液压泵20 mp 排量40ml 转速1500r/min 起升速度单泵53m/ min.最大回转速度2.8r/min.全伸时间36s全缩时间25s 变幅时间35s 起程起臂时间20s 同时收放时间16s 水平时间16s 最大额定总起800kg重量 最小额定变幅3m 最大起重力矩235.2kn*m 后车架离地高度1.2m

（二）支腿液压参数设计

液压缸安装于车架上横向4.0m 纵向3.825m 全缩离地高度为0.2m 液压支腿单腿受力计算

G车=7.5*10³*10（G取10N/kg）

=750000N 13

(支腿液压活塞相关参数)

(支腿液压缸参数 ) 单腿受力为750000/4=37500N 液压活塞杆为45号钢D=70mm 液压钢外壁为铸铁高H=70mm可升长度为60cm 液压活塞D=100mm H厚=20mm S为截面=Πr²

=0.05²*3.14159(Π取值为3.14159计算) =0.0785398² V缸=78.5*60 =4712.4ml 设计要求16S升起，流量为294.525ml/S才可以满足要求 收腿时间为16S △S=Π（5²-3.5²） =3.14159*12.25 =39.27cm²

V无杆腔=S*h =39.27*60 =2403.3ml V流=v/t =2403.3/16 =150.21ml/S 强度较核根据金属工艺学52页45号钢力学性能225-600MP p油压=f/△s =3.75*10000/0.00785398 =4.7746mp

（三）吊臂伸缩缸设计

根据设计设计基本臂7.5m最长主臂16.98m最长主臂加副臂22.1m可伸缩长度为6m 已知额定起重为8T单泵起升速度为53m/min=0.89m/S 外加图

卷绳速度为0.89m/min起升时加速度为0.89m/s² F=G+MA =8*10³*10+8000*0.89 =7120+80000 =87120N（G取10N/KG）

（四）基本臂液压缸及主臂主要参数的确定

（基本臂液压缸设计及参数确定）

设计有效变幅范围为6m S塞 =Πr²

=15²*Π =706.85575cm² V体=SH =600*706.85775 =424114ml 压力分析：最大力设为87120N来计算 需油液压力最小值为 P=F/S =87120/0.07069 =1.232423mp 根据设计要求全伸时间为36S需要液压油流速v为 v油=V/t =424114/36 =11781ML/S

（主臂液压活塞相关参数确定）

（五）无杆腔全缩需液压油体积V确定

△S=S塞-S杆

=706.857-490.873438 =215.983562cm² V无杆腔=△SH =215.98356*600 =129590.137ml 根据设计要求全缩时间为25S全缩则液压油流速为 V速=V体/t =129590.135/25 =5183.6054ML/S

（六）臂的抗断能力较核

以起重中当主副臂水平起重时力最大来计算

较核强度 ε=F/S S缸=Π(R- r`²)(R为缸壁外径r`²为缸壁内径) =π（17²-15²） =π*64 =201.1㎝²

设拉伸区域应力集中区为18处

ε=87120*80.02011

=34.66mp 副臂校核

S截=π（r`²-r²）（r为杆截面半径） =π（12.5²-10²） =3.14159*56.25 =176.1714㎝²

取应力集中区为杆截面的18处

ε副=87120*80.0176

=39.6MP

（七）变幅液压缸的设计

设计液压缸全伸状态为4.937m 基本臂与变变幅臂距离确定为0.8m 变幅臂与基本臂安装位置于基本臂的5m处 其相关数据图形如下：

（变幅臂活塞缸设计参数）

（变幅臂活塞设计参数）

根据设计要求变幅时间为35S S塞=πr²

=3.14159*16 =50.26544cm² 变幅范围为h=1m=100cm V=SH =50.26544*100 =5026.544ml V油速=V/t = 5026.544/35 =143.615545ml/S ΔS=S塞-S杆

=π（R²塞-R²杆）

=π*（16-12.5） =π*3.5 =11.7809㎝² h=1m=100cm V无杆腔=ΔS*h =11.7809*100 =1178.09ml V油速=V/t =1178.09635 =33.66ml/s 液压油压强计算

P=FS =871200.005026

=1.733MP 确定变幅时液压油最小压强为=1.733M、流速为 =33.66ml/s才可以满足变幅要求。

参考文献：

1．马振福，《液压与气压传动》，北京机械工业出版社，2002年5月出版； 2.张宏民主编，《液压与气压技术》，大连大连理工大学出版社，2001年3 月出版； 3.李芝主编，《液压传动》，北京机械工业出版社,2005年1 月出版； 4.李登万主编，《液压与气压传动》，南京东南大学主编社,2003年7 月出版；

5.陈榕林主编，《液压技术应用》，北京电子工业出版社,2005年9 月出版； 6.刘延俊主编，《液压与气压传动》，北京机械工业出版社，2002年9 月出版。

总结

毕业论文是大学学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的给QY-8液压起重机液压系统设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在。

虽然毕业设计内容繁多，过程繁琐但我的收获却更加丰富。各种系统的适用条件，各种设备的选用标准，各种回路的设计方法，各种数据的运用方式，我都是随着设计的不断深入而不断熟悉并学会应用的。和老师的沟通交流更使我从安全的角度对设计有了新的认识也对自己提出了新的要求。

提高是有限的但提高也是全面的，正是这一次设计让我积累了无数实际经验，使我的头脑更好的被知识武装了起来，也必然会让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。

顺利如期的完成本次毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本专业的发展前景充满信心，无论是液压系统还是液压缸的设计我都是按照一定的标准设计的但还是讯在一定的不足，这些不足在一定程度上限制了我们的创造力。比如我的设计安全问题上，在这个视安全为第一的社会中，稍微的设计不当都会引起一定得安全问题，这无疑是设计中最大的忌讳，可这些不足正是我去更好的研究更好的创造的最大动力，只有发现问题面对问题才有可能解决问题，不足和遗憾不会给我打击只会更好的鞭策我前行，今后我更会关注新技术新设备新工艺的出现，并争取尽快的掌握这些先进的知识，更好的为祖国的四化服务。

脚踏实地，认真严谨，实事求是的学习态度，不怕困难、坚持不懈、吃苦耐劳的精神是我在这次设计中最大的收益。我想这是一次意志的磨练，是对我实际能力的一次提升，也会对我未来的学习和工作有很大的帮助。

第16篇：液压无缝钢管

广州市长本液压钢管有限公司

长本液压无缝钢管是以欧标DIN2391为标准的液压无缝钢管（国标GB3639-83），是经过国家权威机构检测认定，钢管的各项指标完全达到德、日、美无缝钢管的技术标准。

生产出的液压无缝钢管是精密冷拔后的无缝管通过无氧回火处理消除表面和内部应力后再经过磷化防锈处理制成。产品尺寸精度高，延展性好，容易加工弯成各种需要的形状而管子截面不会缩小或变扁；管子表面精度高、经无氧回火处理后表面硬度适中易于卡套连接，内孔和表面经磷化防锈处理后无需酸洗除锈可直接安装。 （广州市长本液压钢管）

液压无缝钢管是精密冷拔后的无缝管通过无氧回火处理消除表面和内部应力后再经过磷化防锈处理制成。产品尺寸精度高，延展性好，容易加工弯成各种需要的形状而管子截面不会缩小或变扁；管子表面精度高、经无氧回火处理后表面硬度适中易于卡套连接，内孔和表面经磷化防锈处理后无需酸洗除锈可直接安装。

广州市长本液压钢管的规格为外径（D）Φ4mm-76mm，壁厚（S）0.5mm-6.0mm，可根据客户要求订做。长度为定尺6米（订做除外），交货状态为NBK（正火）、GBK（退火）、BKS（去应力退火）。采用主要材料为ST

35、ST37.4（10＃）、ST45（20＃）ST55（35＃）、ST52（16Mn）等。光亮精密无缝钢管可根据客户要求做磷化处理、镀彩锌（黄锌）、白锌，长度6米以内。

工艺简介：优质碳钢、精拔、无氧化光亮热处理（NBK状态）、无损电话：020-34319343传真：020-34139758手机：1366068268415322257552

广州市长本液压钢管有限公司

检测、钢管内壁以专用设备刷洗并经过高压冲洗、钢管上防锈油作防锈处理、两端封盖作防尘处理。

主要特点：精度高、光洁度好，热处理后钢管内外壁无氧化层，内壁清洁度好，钢管承受高压，冷弯不变形，扩口、压扁无裂缝，能作各种复杂变形及机械加工处理。钢管颜色：黑中带亮。

主要用途：液压系统用钢管，汽车用钢管，广泛用于液压系统用钢管、注塑机用钢管、液压机用钢管、船用钢管、EVA发泡油压机械、精密油压裁断机用钢管、制鞋机械、液压设备、高压油管、液压油管、卡套接头、钢管接头、橡胶机械、锻压机械、压铸机械、工程机械、混泥土泵车用高压钢管、环卫车用、汽车行业、造船工业、金属加工、军工、柴油机、内燃机、空压机、建筑机械、农林机械等。

电话：020-34319343传真：020-34139758手机：1366068268415322257552

第17篇：液压发展趋势

机电与能源工程学院

液压论文

液压气动技术发展趋势

摘 要

基于把液压气动技术融入于机电一体化的立场出发，从液压气动技术在国民经济建设中的地位、当今国外液压气动技术的发展状况、目前我国气动行业的现状，以及我国液压气动技术发展的瓶颈等方面，深入探讨了气动技术的发展及气动行业战略性发展问题。

引 言

就目前为此，在探讨液压气动技术、液压气动行业的发展时，总面临着被讨论对象的不确定性。尤其是气动行业，通常人们一提到气动技术时，只想到谈论与压缩空气有关的气动产品的发展，即纯粹单一的气动技术，没有把气动技术作为融入于机电一体化的技术来看待。如果真正能把气动技术融入于机电一体化技术来对待的话，那么人们讨论气动技术的发展趋势时，实际上是在研讨一个包含气动技术在内的综合自动化控制技术的发展趋势；是在有的放矢地预测一门集机械、电子、真空、传感器、通信等跨学科的综合自动化控制、驱动的技术发展路径。从目前国际上先进工业国的气动元件制造商发展现状来看，他们早已不满足仅提供与压缩空气有关的气动产品。现在，国际上大多数著名气动元件制造商都在提供伺服电机、步进电机、伺服电机/步进电机的控制器等一系列与自动化有关的电控元器件。如德国的Festo公司则公开声称：要成为世界气动与电动自动化技术领城的最主要的供应商，要对客户所有需求都能给出正确的解决方案。而这正是现代工业化的用户所需求的。当前的用户需要供应商能快速反应，能提供整套自动化解决方案及系统产品（即插即用技术）。

而液压气动技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一,它直接影响机电产品质量和水平,因此世界各国对液压气动工业的发展都给予很大重视。到2000年，世界液压气动总销售额为350亿美元,其中液压为250亿美元,气动100亿美元。液压作为机械工业发展不可或缺的行业，近年来得到了长足的发展，尤其在我国，目前液压行业具有一定规模的生产企业共有1000多家。液压气动行业的标准化工作也已形成比较完善的。适合行业发展并逐步与国际合计准接轨的液压气动标准体系。液压行业现有国家标准96项，行业标准63项，合159项。这些标准在行业生产中已得到普遍应用，基本满足企业的生产开发和市场需要。

本文基于把液压气动技术融入于机电一体化的立场出发，从液压气动技术在国民经济建设中的地位、当今国外液压气动技术的发展状况、目前我国气动行业的现状，以及我国气动技术发展的瓶颈等方面，深入对液压气动技术的发展及气动行业战略性发展问题进行探讨。

一、气动方面

国际上气动技术的发展趋势是通过全盘机电一体化，并集合机械、电子、流体力学、真空、传感器技术、压电技术、工程塑料、视觉系统、通信与信息处理等跨各学科为一体的综合自动化控制技术，提供整套自动化解决方案及系统（即插即用技术）。需要阐明的是，气动技术正在升化、变革，不可从字面上来理解气动技术原来的服务功能范围，当今，一批国际上领先的气动厂商，把产品和服务都衍生到电驱动产品、传感产品，以及电控制等工业自动化整套解决方案之中，并把电驱动产品（步进马达、伺服马达等）、电控系统产品（PLC控制器、现场总线、以太网等控制）全部纳入公司的样本目录。气动技术开始走向工业自动化整套解决方案之路。选用气动技术解决方案，势必涉入到需对比其他工业自动化解块方案的优劣；谈气动技术发展趋势，也势必会全盘审视、探讨工业自动化整体发展大趋势。这就是如今气动技术升华的概念。如果说20世纪80、90年代，气动技术以气动产品的小型化、微型化、模块化、低功耗、集成化、智能化、标准化、延长使用寿命为重点的发展方向。那么21世纪，或者今后相当长一段时间内，发展的重点则将是低碳化（气动节能）、机电一体化（气驱动与电驱动的组合）、系统化（即插即用），强调诊断/监测，不管是气动或非气动的自动化元器件的开发，都必须考虑通信/诊断功能的统一接口界面，确保各种技术能无缝组合，真正实现机电一体化技术，为提供整套自动化解决方案服务。综上所述，气动技术已经朝着真正机电一体化方向—— 一条工业自动化整体发展的方向发展。

我国气动企业约 1 000 家，主要生产企业 35 家（不完整统计），基本涵盖我国主要气动生产厂家，比较集中分布在奉化、无锡、济南、肇庆、温州等地。中国气动市场的用户是多层次的，支撑高、中、低端市场的气动元件均获得迅猛增长。通过对市场做细分，进口为主的国外气动产品面对高端市场需求，近年来获得30~40 %的增长速度；国内的中/港合资、台湾地区独资或原国企转制后生产的产品，主要面向中端的市场，近年来获得20~45 %的增长；而20世纪后成立的民营企业生产的产品，则主要面对低端、或少量中端市场，却获得30~50 %的增长速度。以1个1/8〞二位五通单电控电磁阀为例，国外进口高端品牌气动元件，每只价格在300~450元左右的话，作为国内生产的中端市场气动元件，每只价格为71~110元左右。而国内民营企业生产的低端气动元件，其价格仅每只为30~45元左右，甚至于为每只25元左右。尽管价格相差十分悬殊，但这些相差甚远的气动元件却都找到了自己的销售渠道。据行业内人士的估算，10年前，高端对中、低端市场销售总额之比为65:35，截止2011年，高端对中、低端的市场销售总额之比开始趋缓，呈现为60:40，特别是国内一些具中坚力量的企业表现强劲，以40~50 %速度连续几年的持继发展。从产品的市场占有率分析：国内中、低端的市场与国外高端市场占有率之比则颠倒过看，这是由于产品价格因素的影响所致，当价格相差4~15多倍之后，销售总额要维持同步或超额增长，则意味着气动产品在数量上要有4~15多倍的增长。这个情况说明：中、低位的气动元件在中国蕴藏着极大的市场。从最近市场反馈的信息，国外进口气动元件的大折扣，意在争夺中端市场，而国内民营企业努力提高产品质量，提高价格的做法，也意在巩固已经取得的中端市场，中端市场的争夺战已经引起各气动厂商的注意。另外也需要值得注意的是，一些特别低价位的气动产品不利于气动技术的进步发展，也会逐渐被市场淘汰。从2012年初的市场反馈消息看，部分生产极

低价位产品的厂家已经亏损，当地政府正在积极救助，银行则出面数亿人民币贷款。我国气动行业的厂家对ISO国际标准认识严重不足，大多数国内气动厂商在刚开始创业时，为了尽快获得市场，以模仿日本公司的气缸外形尺寸（主要是连接尺寸）居多，这一段历史，至今还束缚着气动技术的自我发展及与国际化接轨，严重阻碍气动产品的进步。另外对一些技术参数设置、测试方式、方法等方面也严重认识不足，以至于产品始终落后于国外先进工业国家的水平。目前国内气动厂商自主创新能力十分薄弱，原创性技术成果甚少，缺少具有自主知识产权，几乎所有厂商生产电磁阀结构都是按20世纪80年代中期引进日本TAIYO（太阳）铁工的SR系列的滑阀型电磁阀为原型，从图纸、加工设备上20多年都未大改变。但也有的厂商则不惜重金购买高档数控机床及CNC加工中心（HARDING、DECKEL等机床）。在还未对产品结构做充分论证和评估之前，这种投资方式既浪费又贻误时机。

二、液压方面

液压气动技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一,它的水平直接影响机电产品质量和水平,因此世界各国对液压气动工业的发展都给予很大重视,液压气动工业发展速度高高于机械工业的发展速度,例如日本液压气动工业从1963年至今其平均增长率为16。仑%,而同期机械工业增长率为12。5%。西德1980年至1。86年液压气动增长率为47%,而同期机械工业增长率为25%。人世界1988年液压气动销售额为252.92亿美元,近年来国外经济衰退,液压气动行业受很大响响,日本1992年产值比91年下16,其中液压工业下昨32.1%,气动工业下降21%,美国液压气动工业1991年销售额比1990年下降9%(液压为12%,气动7%),92年预计有所回升,增长率为1%左右,西德液压气动工业近年来增长率近于零。92年稍有回升,增长率可达1~2%。据统计各国液压气动工业销售额占机械工业产值2.4一2.5%,而我国只占1%左右,这充分说明液压气动技术使用率高,我们需要大力扩大其应用。美国液压气动生产厂家近187家,拥有1200个工厂,从业人员81000人,人均年产值为1。。74万美元。日本液压生产厂家约60家,拥有200个工厂,(不包括大量零件协作加工厂),从业人数约为11。。。人,人均年产值19.18万美元。西德主要液压生产厂家有62个,近20。个工厂,从业人员22859人,人均产值10.7万美元。气动生产厂24个,从业人员6032人,人均产值8.54万美元。美、日、西德等主要国家人均产值以日本为最高,主要原因是日本工厂设备自动化程度高和生产管理完善,另外日本各厂大量扩散一般零件给协力厂加工,实现零件专业化,也是造成人均产值高的原因。我国液压气动工业1991年总产值为15.3亿元(液压13亿元,气动2.3亿元),从业人员8万人(其中气动约1万人),人均产值不到1。9万元(约为3200美元)。

而世界液压气动市场的发展动向为：

工程机械向大型化、小型化、高速化、高效化、轻量化、机电一体化方向发展。改善操作性能,提高舒适性,利用电子操纵器,减轻操作人员的疲劳。确保可靠性,提高耐久性和维护性(消灭早期故障,故障诊断预侧。

工程机械液压系统发展动向向高压化(以挖掘机液压系统为例,开式35MPa,闭式47MPa)。节能:提高机械效率,减少泄漏,采用多种型式变量泵,采用负荷传感,二次调节,电子极限负荷调节,降低油路阻力,控制自动化和智能化,广泛桑用磨灌比例阀及各种传感器。减少环境污染:噪声,漏油,确保质量体系,标准化设计用静液压传动装置(HST)代替传统液力变矩一齿轮箱传动。提高系统过滤精度。

机床的发展动向向高精度、高效、NC化、系统化方向发展。虽然主控部分已从液压控制转化为电气控制,但夹紧固定,平衡、辅助动作,液压还是不可缺少的。为适应上述方向发展主要对液压提出以下要求：广泛采用变量油泵，换向,防冲击系统采用比例阀。低功率电磁阀的应用：小型轻量化、集成化,采用复合阀,简化回路，降低成本，降低温升，降低噪声。

液压塑料注射机的发展动向:虽然目前已有全电动控制的产品,但电动系统难于实现力控制,增加机械部件,成本又高于液压系统,所以主要仍是液压控制,要求液压技术方向如下：响应性采用伺服、比例、插装元件和闭环系统。高精度、高重复性:采用闭环系统,减少元件滞环和提高其直线性，低成本:简化回路。自动化、智能化:采用数字阀,计算机应用。

锻压机械发展动向向小型机以机械为主,大型机则以浪压为主,要求实现高精度位置控制、力控制和提高工作压力。系统压力达35MPa，广泛采用电流伺服和比例东统。实现压力程序控制(NC压力机)，高精度位置控制(精密冲床)闭环系统的应用。

结 语

我国工信部把液压气动列入国家装备制造业振兴规划之中，液气密元件及系统也已经被列入8项智能测控装置与部件的研发及产业化中。目前，国际上著名气动厂商在开发自己产品时，已经大量、熟练地运用模块化、低功耗、集成化、智能化、故障诊断、通信网络技术、识别技术、传感技术、嵌入式控制技术、系统协同等技术。由此可见，我国工信部对气动技术的使命都体现在对智能装备制造业的要求之中，明确、清楚。把气动技术融入于机电一体化立场出发，也体现在对智能装备制造业的振兴中。我国的气动行业需要参考先进工业国家气动厂商的产品技术参数，及产品的测试方法，尽快制定出属于自己的高标准的产品技术参数，并采用国际上先进气动厂商正确的测试方法。中国的气动技术发展也将秉承世界气动技术的

发展之路，重新认识的液压气动技术的复兴之路将由此开始。

参考文献 [1] 中国机械工程学会组织编写.中国机械工程技术路线图.[M].北京：中国科学技术出版社，2011.[2] 中国液压气动密封件工业协会.2010 年液压气动密封行业发展与改革报告[J].液压气动与密封（PTC ASIA 特刋），2011.[3] 中国液压气动密封工业网，统计信息.[4] 国际液压、气动工业及市场发展动向.杨尔庄

[5] 自动化立体仓库堆垛机控制系统设计[J]．北京：制造业自动化，2002．

[6] 左健民．液压与气压传动（第 4 版）[M]．北京：机械工业出版社，2010．

第18篇：液压讲稿

一、问答题

1、液压泵的工作原理是什么？为什么液压传动中几乎无一例外地采用容积式液压泵？

依靠密封容积变化的原理来进行工作的

2、液压泵的额定压力与工作压力有什么不同？液压泵的流量与压力有无关系？流量和排量有什么不同？①工作压力取决于外负载的大小和排油管路上的压力损失，而与液压泵的流量无关；其值受液压泵的容积效率和使用寿命的限制。②流量q随着压力p的增大而减小。③在不考虑泄漏的情况下，液压泵每转一转所排出的液体体积，它只与液压泵的工作容积的几何尺寸有关；在不考虑泄漏的情况小，液压泵在单位时间内所排出的液体体积。它等于理论流量qt减去泄漏和压缩损失后的流量ql。

3、齿轮泵径向不平衡力的危害有哪些？减小齿轮泵径向不平衡力的措施有哪些？ ㈠、径向不平衡力很大时能使轴弯曲，齿顶与壳体接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。

㈡、①通过在端盖上开设平衡槽A、B，使它们分别与低、高压腔相通，产生一个与吸油腔和压油腔对应的液压径向力，起平衡作用。②采取减小压油口的办法，使压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内 。③减少齿轮的齿数，这样减小了齿顶圆直径，承压面积减小。④适当增大径向间隙。

4、何谓困油现象？困油产生的危害有哪些？如何解决齿轮泵的困油现象？

由于油液的可压缩性很小，当封闭空间的容积减小时，被困的油液受挤压，压力急剧上升，油液从零件接合面的缝隙中强行挤出，使齿轮和轴承受到很大的径向力；当齿轮继续旋转，这个封闭容积又逐渐增大到如图c所示的最大位置，当容积增大时会造成局部真空，使油液中溶解的气体分离，产生气穴现象，这些都将使齿轮泵产生强烈的噪声，这就是齿轮泵的困油现象。

使闭死容积中的压力急剧升高，使轴承受到很大的附加载荷，同时产生功率损失及液体发热等不良现象；溶解于液体中的空气便析出产生气泡，产生气蚀现象，引起振动和噪声。

在齿轮泵的侧板上或浮动轴套上开两条卸荷槽。必须保证在任何时候都不能使吸油腔与压油腔相互串通。

5、液压控制阀有哪些共同点？应具备哪些基本要求？

⑴在结构上，所有的阀都有阀体、阀芯和驱动阀芯动作的元部件（如弹簧、电磁铁等）等组成；⑵在工作原理上，所有阀的阀口大小，阀进、出油口的压差以及通过阀的流量之间的关系都符合小孔流量公式（q = KA△pm），只是各种阀控制的参数各不相同而已。

⑴动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。⑵油液流过时压力损失小。⑶密封性能好，内泄漏要小，无外泄漏。⑷结构紧凑，安装、维护、调整方便，通用性好。

6、试说明限压式变量叶片泵流量压力特性曲线的物理意义。泵的限定压力和最大流量如何调节？调节时泵的流量压力特性曲线将如何变化？

①当pAksx0时 定子相对于转子的偏心量减小，输出流量减小；当pBA=ksx0 时 为转折点。式中：pB调定压力，ks弹簧刚度，x0弹簧的预压缩量

qABpBCp②a) 调节流量调节螺钉可调节最大偏心量的大小。从而改变叶片泵的最大输出流量qA，特性曲线AB段上下平移。b) 调节调压弹簧螺钉可改变调定压力pB的大小，特性曲线BC左右平移；

7、双作用叶片泵和限压式变量叶片泵在结构上有何区别？

（1）在限压式变量叶片泵中，当叶片处于压油区时，叶片底部通压力油，当叶片处于吸油区时，叶片底部通吸油腔，这样，叶片的顶部和底部的液压力基本平衡，避免了定量叶片泵在吸油区定子内表面严重磨损的问题。并且，如果在吸油腔叶片底部仍通压力油，叶片顶部就会给定子内表面以较大的作用力，减弱压力反馈的作用。（2）叶片也有倾角，但倾斜方向正好与双作用叶片泵相反。（3）限压式变量叶片泵结构复杂，轮廓尺寸大，相对运动的机件多，泄漏较大，轴上受有不平衡的径向液压力，噪声较大，容积效率和机械效率都没有定量叶片泵高；但是，它能按负载压力自动调节流量，在功率使用上较为合理，可减少油液发热。

8、为什么轴向柱塞泵适用于高压？

柱塞泵在高速、高压下工作，所以由滑履和斜盘、柱塞和缸体孔、缸体和配流盘所形成的三对摩擦副，是影响柱塞泵工作性能和寿命的主要因素。它们既要保证密封性，又要尽量减少磨损。

9、流量阀的节流口为什么通常要采用薄壁孔而不采用细长孔？

油温影响到油液粘度，对于细长小孔，油温变化时，流量也会随之改变，对于薄壁小孔，粘度对流量几乎没有影响

10、液压卡紧力是怎样产生的？它有什么危害？减小液压卡紧力的措施有哪些？

11、何谓换向阀的“位”、“通”和“滑阀机能”？试分析O、M、P、Y型机能的特点？ 位数：执行元件可能得到的运动状态数目。通数：阀与液压系统中油路相连接的油口数

12、电液换向阀的先导阀中位机能为O型行吗？为什么？

13、普通直动式溢流阀为何不适用于作高压大流量的溢流阀？

14、若油液的杂质将先导式溢流阀主阀芯上的阻尼小孔堵死，系统会出现什么情况？如

果分析认为是由于孔的直径太小而造成的，将小孔扩成一个大孔，结果怎样？

15、若将先导式溢流阀的远程控制口当成外泄漏口而接至油箱，会出现什么现象？

16、为什么减压阀的调压弹簧腔要接油箱？如果把这个油口堵死将会怎样？若将减压阀的进出口反接，会出现什么情况？

17、若先导式溢流阀主阀芯上阻尼孔被污物堵塞，溢流阀回出现什么样的故障？如果溢流阀先导阀锥阀座上的进油小孔堵塞，又会出现什么故障？

18、若把先导式溢流阀的远程控制口当成泄漏口接油箱，这时液压系统会产生什么问题？

19、两个不同调整压力的减压阀串联后的出口压力决定于哪一个减压阀的调整压力？为什么？如两个不同调整压力的减压阀并联时，出口压力又决定于哪一个减压阀？为什么？

20、顺序阀和溢流阀是否可以互换使用？

21、在节流调速系统中，如果调速阀的进、出油口接反了，将会出现怎样的情况，试根据示调速阀的工作原理进行分析？

22、试比较节流调速、容积调速、容积节流调速回路的特点，并说明其各应用在什么场合？

第19篇：液压心得

总结

通过一周时间的实训，我们对液压传动有了一定的了解，认识了很多的液压元件，而且也了解了这些元件的用途，熟知了它们的工作原理以及构成的回路图的作用。液压传动在现在的工业领域应用的非常广泛，一定程度上，它们是现代企业当中必不可少乃至达到了主导地位。 液压传动的工作原理：

1、液压传动是以液体（液压油）作为传递运动和动力的工作介质；

2、液压传动经过两次能量转换，先把机械能转换为便于输送的液体压力能，然后把液体压力能转换为机械能对外做工；

3、液压传动是依靠密封的容积（或密封系统）内容积的变化来传递能量。液压传动的主要组成部分：动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件、工作介质这五部分组成。

液压传动的优点：

1、液压传动系统的工作平稳、反应快、冲击小，能实现频繁启动和换向。液压传动装置做回转运动时的换向频率可达每分钟500次，做往复直线运动时的换向频率可达每分钟400~1000次。

2、采用液压传动易于实现过载保护。当系统超负荷时，液体可经溢流阀流回油箱。由于采用液体作为工作介质，系统能自行润滑，因此，该系统的寿命较长。

3、采用液压传动易于实现无级调速，调速范围较大。

4、液压传动的控制、调节比较简单，操纵方便，易于实现自动化，与电力传动配合使用能实现复杂的顺序动作和远程控制。

5、在同等功率的情况下，液压传动装置的体积小、质量轻、惯性小、结构紧凑、而且能传递较大的力或转矩。

6、采用液压传动易实现回转运动和直线运动，且液压元件的排列布置灵活。

7、采用液压传动易实现系列化、标准化、通用化、易于设计、制造和推广使用。

8、在液压传动系统中，功率损失所产生的热量可由流动额液体带走，因此，可避免机械本体产生过度温升。

液压传动的缺点：

1、由于液压传动采用液体传递压力，系统不可避免地存在泄漏，因而传动效率较低，不宜远距离传动。

2、液压传动不但对油温的变化较为敏感，使负载的速度不易保持稳定，而且对液体的

实训时间很短，但是让我认识到学习课本理论知识的重要性，实践需要理论做辅助，在今后的学习中不但要学好专业知识也要增强动手能力。

第20篇：液压问答题

简单说明液压传动系统的组成。

答：动力装置。是把机械能转换为液体压力能的装置。 执行元件。是将液体的压力能转换为机械能的装置。

控制调节元件。是指控制或调节系统压力、流量、方向的元件。

辅助元件。是在系统中起散热、贮油、蓄能、连接、过滤、测压等等作用的元件。 工作介质。在系统中起传递运动、动力及信号的作用。 试述液压泵工作的必要条件。

答：1）必须具有密闭容积。2）密闭容积要能交替变化。3）吸油腔和压油腔要互相隔开，并且有良好的密封性。

7.液压传动中常用的液压泵分为哪些类型？

答：1） 按液压泵输出的流量能否调节分类有定量泵和变量泵。定量泵：液压泵输出流量不能调节，即单位时间内输出的油液体积是一定的。 变量泵：液压泵输出流量可以调节，即根据系统的需要，泵输出不同的流量。

2）按液压泵的结构型式不同分类有齿轮泵（外啮合式、内啮合式）、叶片泵（单作用式、双作用式）、柱塞泵（轴向式、径向式）螺杆泵。

8.如果与液压泵吸油口相通的油箱是完全封闭的，不与大气相通，液压泵能否正常工作？ 答：液压泵是依靠密闭工作容积的变化，将机械能转化成压力能的泵，常称为容积式泵。液压泵在机构的作用下，密闭工作容积增大时，形成局部真空，具备了吸油条件；又由于油箱与大气相通，在大气压力作用下油箱里的油液被压入其内，这样才能完成液压泵的吸油过程。如果将油箱完全封闭，不与大气相通，于是就失去利用大气压力将油箱的油液强行压入泵内的条件，从而无法完成吸油过程，液压泵便不能工作了。

9.什么叫液压泵的工作压力，最高压力和额定压力？三者有何关系？

答：液压泵的工作压力是指液压泵在实际工作时输出油液的压力，即油液克服阻力而建立起来的压力。液压泵的工作压力与外负载有关，若外负载增加，液压泵的工作压力也随之升高。

液压泵的最高工作压力是指液压泵的工作压力随外载的增加而增加，当工作压力增加到液压泵本身零件的强度允许值和允许的最大泄漏量时，液压泵的工作压力就不再增加了，这时液压泵的工作压力为最高工作压力。

液压泵的额定压力是指液压泵在工作中允许达到的最高工作压力，即在液压泵铭牌或产品样本上标出的压力。

考虑液压泵在工作中应有一定的压力储备，并有一定的使用寿命和容积效率，通常它的工作压力应低于额定压力。在液压系统中，定量泵的工作压力由溢流阀调定，并加以稳定；变量泵的工作压力可通过泵本身的调节装置来调整。应当指出，千万不要误解液压泵的输出压力就是额定压力，而是工作压力。

10.什么叫液压泵的排量，流量，理论流量，实际流量和额定流量？他们之间有什么关系？

答：液压泵的排量是指泵轴转一转所排出油液的体积，常用V表示，单位为ml/r。液压泵的排量取决于液压泵密封腔的几何尺寸，不同的泵，因参数不同，所以排量也不一样。 液压泵的流量是指液压泵在单位时间内输出油液的体积，又分理论流量和实际流量。

理论流量是指不考虑液压泵泄漏损失情况下，液压泵在单位时间内输出油液的体积，常用qt表示，单位为l/min（升/分）。排量和理论流量之间的关系是：

式中 n——液压泵的转速（r/min）；q——液压泵的排量（ml/r） 实际流量q是指考虑液压泵泄漏损失时，液压泵在单位时间内实际输出的油液体积。由于液压泵在工作中存在泄漏损失，所以液压泵的实际输出流量小于理论流量。

额定流量qs是指泵在额定转速和额定压力下工作时，实际输出的流量。泵的产品样本或铭牌上标出的流量为泵的额定流量。

11.什么叫液压泵的流量脉动？对工作部件有何影响？哪种液压泵流量脉动最小？ 答：液压泵在排油过程中，瞬时流量是不均匀的，随时间而变化。但是，在液压泵连续转动时，每转中各瞬时的流量却按同一规律重复变化，这种现象称为液压泵的流量脉动。液压泵的流量脉动会引起压力脉动，从而使管道，阀等元件产生振动和噪声。而且，由于流量脉动致使泵的输出流量不稳定，影响工作部件的运动平稳性，尤其是对精密的液压传动系统更为不利。通常，螺杆泵的流量脉动最小，双作用叶片泵次之，齿轮泵和柱塞泵的流量脉动最大。 12.齿轮泵的径向力不平衡是怎样产生的?会带来什么后果?消除径向力不平衡的措施有哪些?

答：齿轮泵产生径向力不平衡的原因有三个方面：一是液体压力产生的径向力。这是由于齿轮泵工作时，压油腔的压力高于吸油腔的压力，并且齿顶圆与泵体内表面存在径向间隙，油液会通过间隙泄漏，因此从压油腔起沿齿轮外缘至吸油腔的每一个齿间内的油压是不同的，压力逐渐递减。二是齿轮传递力矩时产生的径向力。这一点可以从被动轴承早期磨损得到证明，径向力的方向通过齿轮的啮合线，使主动齿轮所受合力减小，使被动齿轮所受合力增加。三是困油现象产生的径向力，致使齿轮泵径向力不平衡现象加剧。

齿轮泵由于径向力不平衡，把齿轮压向一侧，使齿轮轴受到弯曲作用，影响轴承寿命，同时还会使吸油腔的齿轮径向间隙变小，从而使齿轮与泵体内产生摩擦或卡死，影响泵的正常工作。

消除径向力不平衡的措施： 1） 缩小压油口的直径，使高压仅作用在一个齿到两个齿的范围，这样压力油作用在齿轮上的面积缩小了，因此径向力也相应减小。有些齿轮泵，采用开压力平衡槽的办法来解决径向力不平衡的问题。如此有关零件（通常在轴承座圈）上开出四个接通齿间压力平衡槽，并使其中两个与压油腔相通，另两个与吸油腔相通。这种办法可使作用在齿轮上的径向力大体上获得平衡，但会使泵的高低压区更加接近，增加泄漏和降低容积效率。

13.为什么称单作用叶片泵为非卸荷式叶片泵，称双作用叶片泵为卸荷式叶片泵？

答： 由于单作用式叶片泵的吸油腔和排油腔各占一侧，转子受到压油腔油液的作用力，致使转子所受的径向力不平衡，使得轴承受到的较大载荷作用，这种结构类型的液压泵被称作非卸荷式叶片泵。因为单作用式叶片泵存在径向力不平衡问题，压油腔压力不能过高，所以一般不宜用在高压系统中。双作用叶片泵有两个吸油腔和两个压油腔，并且对称于转轴分布，压力油作用于轴承上的径向力是平衡的，故又称为卸荷式叶片泵。

14.双作用叶片泵如果要反转，而保持其泵体上原来的进出油口位置不变，应怎样安装才行？ 答：要使一个向前倾斜的双作用叶片泵反转，而反转时仍保持叶片前倾状态，须将泵拆开后，把转子及其上的叶片，定子和配流盘一块翻转180°（即翻转过去），这样便可保持其转子叶片仍处于前倾状态。但也由于是反转了，吸油口便成了压油口，而压油口又变成了吸油口。为了保持其泵体上原有的进出油口不变，在翻转180°的基础上，再将它们绕转子的轴线转90°，然后再用定位销将定子，配流盘在泵体上相对应的孔中穿起来，将泵装好即可。 15.限压式变量叶片泵适用于什么场合?有何优缺点? 答：限压式变量叶片泵的流量压力特性曲线如图所示。

在泵的供油压力小于p限时，流量按AB段变化，泵只是有泄漏损失，当泵的供油压力大于p限时，泵的定子相对于转子的偏心距e减小，流量随压力的增加而急剧下降，按BC曲线变化。由于限压式变量泵有上述压力流量特性，所以多应用于组合机床的进给系统，以实现快进→工进→快退等运动；限压式变量叶片泵也适用于定位、夹紧系统。当快进和快退，需要较大的流量和较低的压力时，泵在AB段工作；当工作进给，需要较小的流量和较高的压力时，则泵在BC段工作。在定位﹑夹紧系统中，当定位、夹紧部件的移动需要低压、大流量时，泵在AB段工作；夹紧结束后，仅需要维持较高的压力和较小的流量（补充泄漏量），则利用C点的特性。总之，限压式变量叶片泵的输出流量可根据系统的压力变化（即外负载的大小），自动地调节流量，也就是压力高时，输出流量小；压力低时，输出流量大。 优缺点：1）限压式变量叶片泵根据负载大小，自动调节输出流量，因此功率损耗较小，可以减少油液发热。2）液压系统中采用变量泵，可节省液压元件的数量，从而简化了油路系统。3）泵本身的结构复杂，泄漏量大，流量脉动较严重，致使执行元件的运动不够平稳。4）存在径向力不平衡问题，影响轴承的寿命，噪音也大。 16.什么是双联泵？什么是双级泵？ 答：双联泵：同一根传动轴带动两个泵的转子旋转，泵的吸油口是公共的，压油口各自分开。泵输出的两股流量可单独使用，也可并联使用。 双级泵：同一根传动轴带动两个泵的转子旋转，第一级泵输出的具有一定压力的油液进入第二级泵，第二级泵将油液进一步升压输出。因此双级泵具有单泵两倍的压力。 17.什么是困油现象？外啮合齿轮泵、双作用叶片泵和轴向柱塞泵存在困油现象吗？它们是如何消除困油现象的影响的？

答：液压泵的密闭工作容积在吸满油之后向压油腔转移的过程中，形成了一个闭死容积。如果这个闭死容积的大小发生变化，在闭死容积由大变小时，其中的油液受到挤压，压力急剧升高，使轴承受到周期性的压力冲击，而且导致油液发热；在闭死容积由小变大时，又因无油液补充产生真空，引起气蚀和噪声。这种因闭死容积大小发生变化导致压力冲击和气蚀的现象称为困油现象。困油现象将严重影响泵的使用寿命。原则上液压泵都会产生困油现象。 外啮合齿轮泵在啮合过程中，为了使齿轮运转平稳且连续不断吸、压油，齿轮的重合度ε必须大于1，即在前一对轮齿脱开啮合之前，后一对轮齿已进入啮合。在两对轮齿同时啮合时，它们之间就形成了闭死容积。此闭死容积随着齿轮的旋转，先由大变小，后由小变大。因此齿轮泵存在困油现象。为消除困油现象，常在泵的前后盖板或浮动轴套（浮动侧板）上开卸荷槽，使闭死容积限制为最小，容积由大变小时与压油腔相通，容积由小变大时与吸油腔相通。

在双作用叶片泵中，因为定子圆弧部分的夹角>配油窗口的间隔夹角>两叶片的夹角，所以在吸、压油配流窗口之间虽存在闭死容积，但容积大小不变化，所以不会出现困油现象。但由于定子上的圆弧曲线及其中心角都不能做得很准确，因此仍可能出现轻微的困油现象。为克服困油现象的危害，常将配油盘的压油窗口前端开一个三角形截面的三角槽，同时用以减少油腔中的压力突变，降低输出压力的脉动和噪声。此槽称为减振槽。

在轴向柱塞泵中，因吸、压油配流窗口的间距≥缸体柱塞孔底部窗口长度，在离开吸（压）油窗口到达压（吸）油窗口之前，柱塞底部的密闭工作容积大小会发生变化，所以轴向柱塞泵存在困油现象。人们往往利用这一点，使柱塞底部容积实现预压缩（预膨胀），待压力升高（降低）接近或达到压油腔（吸油腔）压力时再与压油腔（吸油腔）连通，这样一来减缓了压力突变，减小了振动、降低了噪声。 18.柱塞缸有何特点？

答：1）柱塞端面是承受油压的工作面，动力是通过柱塞本身传递的。

2）柱塞缸只能在压力油作用下作单方向运动，为了得到双向运动，柱塞缸应成对使用，或依靠自重（垂直放置）或其它外力实现。

3）由于缸筒内壁和柱塞不直接接触，有一定的间隙，因此缸筒内壁不用加工或只做粗加工，只需保证导向套和密封装置部分内壁的精度，从而给制造者带来了方便。

4）柱塞可以制成空心的，使重量减轻，可防止柱塞水平放置时因自重而下垂。

19.液压缸为什么要密封？哪些部位需要密封？常见的密封方法有哪几种？ 答：液压缸高压腔中的油液向低压腔泄漏称为内泄漏，液压缸中的油液向外部泄漏叫做外泄漏。由于液压缸存在内泄漏和外泄漏，使得液压缸的容积效率降低，从而影响液压缸的工作性能，严重时使系统压力上不去，甚至无法工作；并且外泄漏还会污染环境，因此为了防止泄漏的产生，液压缸中需要密封的地方必须采取相应的密封措施。 液压缸中需要密封的部位有：活塞、活塞杆和端盖等处。

常用的密封方法有三种：１）间隙密封 这是依靠两运动件配合面间保持一很小的间隙，使其产生液体摩擦阻力来防止泄漏的一种密封方法。用该方法密封，只适于直径较小、压力较低的液压缸与活塞间密封。为了提高间隙密封的效果，在活塞上开几条环形槽,这些环形槽的作用有两方面，一是提高间隙密封的效果，当油液从高压腔向低压腔泄漏时,由于油路截面突然改变，在小槽内形成旋涡而产生阻力，于是使油液的泄漏量减少；另一是阻止活塞轴线的偏移，从而有利于保持配合间隙，保证润滑效果，减少活塞与缸壁的磨损，增加间隙密封性能。2）橡胶密封圈密封 按密封圈的结构形式不同有Ｏ型、Ｙ型、Yx型和Ｖ型密封圈，Ｏ形密封圈密封原理是依靠Ｏ形密封圈的预压缩，消除间隙而实现密封。Ｙ型、Yx型和Ｖ型密封圈是依靠密封圈的唇口受液压力作用变形，使唇口贴紧密封面而进行密封，液压力越高，唇边贴得越紧，并具有磨损后自动补偿的能力。3）橡塑组合密封装置 由O型密封圈和聚四氟乙烯做成的格来圈或斯特圈组合而成。这种组合密封装置是利用O型密封圈的良好弹性变形性能，通过预压缩所产生的预压力将格来圈或斯特圈紧贴在密封面上起密封作用。O型密封圈不与密封面直接接触，不存在磨损、扭转、啃伤等问题，而与密封面接触的格来圈或斯特圈为聚四氟乙烯塑料，不仅具有极低的摩擦因素（0.02～0.04，仅为橡胶的1/10），而且动、静摩擦因素相当接近。此外因具有自润滑性，与金属组成摩擦付时不易粘着；启动摩擦力小，不存在橡胶密封低速时的爬行现象。此种密封不紧密封可靠、摩擦力低而稳定，而且使用寿命比普通橡胶密封高百倍，应用日益广泛。 20.液压缸为什么要设缓冲装置？

答：当运动件的质量较大，运动速度较高时，由于惯性力较大，具有较大的动量。在这种情况下，活塞运动到缸筒的终端时，会与端盖发生机械碰撞，产生很大的冲击和噪声，严重影响加工精度，甚至引起破坏性事故，所以在大型、高压或高精度的液压设备中，常常设有缓冲装置，其目的是使活塞在接近终端时，增加回油阻力，从而减缓运动部件的运动速度，避免撞击液压缸端盖。

21.液压缸工作时为什么会出现爬行现象？如何解决？ 答：液压缸工作时出现爬行现象的原因和排除方法如下：

1) 缸内有空气侵入。应增设排气装置，或者使液压缸以最大行程快速运动，强迫排除空气。 2) 液压缸的端盖处密封圈压得太紧或太松。应调整密封圈使之有适当的松紧度，保证活塞杆能用手来回平稳地拉动而无泄漏。

3) 活塞与活塞杆同轴度不好。应校正、调整。

4) 液压缸安装后与导轨不平行。应进行调整或重新安装。 5) 活塞杆弯曲。应校直活塞杆。 6) 活塞杆刚性差。加大活塞杆直径。

7) 液压缸运动零件之间间隙过大。应减小配合间隙。

8) 液压缸的安装位置偏移。应检查液压缸与导轨的平行度，并校正。 9) 液压缸内径线性差（鼓形、锥形等）。应修复，重配活塞。 10) 缸内腐蚀、拉毛。应去掉锈蚀和毛刺，严格时应镗磨。

11) 双出杆活塞缸的活塞杆两端螺帽拧得太紧，使其同心不良。应略松螺帽，使活塞处于自然状态。

22.液压马达和液压泵有哪些相同点和不同点？

答：液压马达和液压泵的相同点：1）从原理上讲，液压马达和液压泵是可逆的，如果用电机带动时，输出的是液压能（压力和流量），这就是液压泵；若输入压力油，输出的是机械能（转矩和转速），则变成了液压马达。 2）从结构上看，二者是相似的。 3）从工作原理上看，二者均是利用密封工作容积的变化进行吸油和排油的。对于液压泵，工作容积增大时吸油，工作容积减小时排出高压油。对于液压马达，工作容积增大时进入高压油，工作容积减小时排出低压油。

液压马达和液压泵的不同点：1）液压泵是将电机的机械能转换为液压能的转换装置，输出流量和压力，希望容积效率高；液压马达是将液体的压力能转为机械能的装置，输出转矩和转速，希望机械效率高。因此说，液压泵是能源装置，而液压马达是执行元件。2）液压马达输出轴的转向必须能正转和反转，因此其结构呈对称性；而有的液压泵（如齿轮泵、叶片泵等）转向有明确的规定，只能单向转动，不能随意改变旋转方向。3）液压马达除了进、出油口外，还有单独的泄漏油口；液压泵一般只有进、出油口（轴向柱塞泵除外），其内泄漏油液与进油口相通。4）液压马达的容积效率比液压泵低；通常液压泵的工作转速都比较高，而液压马达输出转速较低。另外，齿轮泵的吸油口大，排油口小，而齿轮液压马达的吸、排油口大小相同；齿轮马达的齿数比齿轮泵的齿数多；叶片泵的叶片须斜置安装，而叶片马达的叶片径向安装；叶片马达的叶片是依靠根部的燕式弹簧，使其压紧在定子表面，而叶片泵的叶片是依靠根部的压力油和离心力作用压紧在定子表面上。

23.液压控制阀有哪些共同点？应具备哪些基本要求？

答：液压控制阀的共同点：1）结构上，所有的阀都由阀体、阀芯和操纵机构三部分组成。2）原理上，所有的阀都是依靠阀口的开、闭来限制或改变油液的流动和停止的。3）只要有油液流经阀口，都要产生压力降和温度升高等现象，通过阀口的流量满足压力流量方程 ，式中A为阀口通流面积，Δp为阀口前后压力差。

对液压控制阀的基本要求：1）动作灵敏，工作可靠，冲击和振动尽量小。2）阀口全开时，油液通过阀口时的压力损失要小。3）阀口关闭时密封性能好，不允许有外泄漏。4）所控制的参数（压力或流量）稳定，受外干扰时变化量小。4）结构要简单紧凑、安装调试维护方便、通用性好。

24.使用液控单向阀时应注意哪些问题？

答：1) 必须保证有足够的控制压力，否则不能打开液控单向阀。

2) 液控单向阀阀芯复位时，控制活塞的控制油腔的油液必须流回油箱。 3) 防止空气侵入到液控单向阀的控制油路。

4) 在采用液控单向阀的闭锁回路中，因温度升高往往引起管路内压力上升。为了防止损坏事故，可设置安全阀。

5) 作充液阀使用时，应保证开启压力低、过流面积大。

6) 在回路和配管设计时，采用内泄式液控单向阀，必须保证液流出口侧不能产生影响活塞动作的高压，否则控制活塞容易反向误动作。如果不能避免这种高压，则采用外泄式液控单向阀。

25.什么是换向阀的“位”与“通”？各油口在阀体什么位置？

答：1）换向阀的“位”：为了改变液流方向，阀芯相对于阀体应有不同的工作位置，这个工作位置数叫做“位”。职能符号中的方格表示工作位置，三个格为三位，两个格为二位。换向阀有几个工作位置就相应的有几个格数，即位数。

2）换向阀的“通”：当阀芯相对于阀体运动时，可改变各油口之间的连通情况，从而改变液体的流动方向。通常把换向阀与液压系统油路相连的油口数（主油口）叫做“通”。

3）换向阀的各油口在阀体上的位置：通常，进油口P位于阀体中间，与阀孔中间沉割槽相通；回油口O位于P口的侧面，与阀孔最边的沉割槽相通；工作油口A、B位于P口的上面，分别与P两侧的沉割槽相通；泄漏口L位于最边位置。

26.选择三位换向阀的中位机能时应考虑哪些问题？

答：1）系统保压 当换向阀的P口被堵塞时，系统保压。这时液压泵能用于多执行元件液压系统。

2）系统卸载 当油口P和O相通时，整个系统卸载。

3）换向平稳性和换向精度 当工作油口A和B各自堵塞时，换向过程中易产生液压冲击，换向平稳性差，但换向精度高。反之，当油口A和B都与油口O相通时，换向过程中机床工作台不易迅速制动，换向精度低，但换向平稳性好，液压冲击也小。

4）启动平稳性 换向阀中位，如执行元件某腔接通油箱，则启动时该腔因无油液缓冲而不能保证平稳启动。

5）执行元件在任意位置上停止和浮动 当油口A和B接通，卧式液压缸和液压马达处于浮动状态，可以通过手动或机械装置改变执行机构位置；立式液压缸则因自重不能停止在任意位置。

28.溢流阀在液压系统中有何功用？

答：溢流阀在液压系统中很重要，特别是定量泵系统，没有溢流阀几乎不可能工作。它的主要功能有如下几点： 1）起稳压溢流作用 用定量泵供油时，它与节流阀配合，可以调节和平衡液压系统中的流量。在这种场合下，阀口经常随着压力的波动而开启，油液经阀口流回油箱，起稳压溢流作用。 2）起安全阀作用 避免液压系统和机床因过载而引起事故。在这种场合下，阀门平时是关闭的，只有负载超过规定的极限时才开启，起安全作用。通常，把溢流阀的调定压力比系统最高压力调高10~20%。

3）作卸荷阀用 由先导型溢流阀与二位二通电磁阀配合使用，可使系统卸荷。 4）作远程调压阀用 用管路将溢流阀的遥控口接至调节方便的远程调节进口处，以实现远控目的。

5）作高低压多级控制用 换向阀将溢流阀的遥控口和几个远程调压阀连接，即可实现高低压多级控制。

6）用于产生背压 将溢流阀串联在回油路上，可以产生背压，使执行元件运动平稳。此时溢流阀的调定压力低，一般用直动式低压溢流阀即可。

29.何谓溢流阀的开启压力和调整压力?

答：当油压对阀芯的作用力大于弹簧预紧力时，阀芯开启，高压油便通过阀口溢流回油箱。将溢流阀开始溢流时打开阀口的压力称为开启压力。溢流阀开始溢流时，阀的开口较小，溢流量较少。随着阀口的溢流量增加，阀芯升高，弹簧进一步被压缩，油压上升。当溢流量达到额定流量时，阀芯上升到一定高度，这时的压力为调整压力。

30.使用顺序阀应注意哪些问题？

答：1) 由于执行元件的启动压力在调定压力以下，系统中压力控制阀又具有压力超调特性，因此控制顺序动作的顺序阀的调定压力不能太低，否则会出现误动作。

2) 顺序阀作为卸荷阀使用时，应注意它对执行元件工作压力的影响。由于卸荷阀也可以调整压力，旋紧调整螺钉，压紧弹簧，使卸荷的调定压力升高；旋松调整螺钉，放松弹簧，使卸荷的调定压力降低，这就使系统工作压力产生了差别，应充分注意。 3) 顺序阀作为平衡阀使用时，要求它必须具有高度的密封性能，不能产生内部泄漏，使它能长时间保持液压缸所在位置，不因自重而下滑。

31.试比较先导型溢流阀和先导型减压阀的异同点。

答：相同点：溢流阀与减压阀同属压力控制阀，都是由液压力与弹簧力进行比较来控制阀口动作；两阀都可以在先导阀的遥控口接远程调压阀实现远控或多级调压。

差别：1）溢流阀阀口常闭，进出油口不通；减压阀阀口常开，进出油口相通。2）溢流阀为进口压力控制，阀口开启后保证进口压力稳定；减压阀为出口压力控制，阀口关小后保证出口压力稳定。3）溢流阀出口接油箱，先导阀弹簧腔的泄漏油经阀体内流道内泄至出口；减压阀出口压力油去工作，压力不为零，先导阀弹簧腔的泄漏油有单独的油口引回油箱。 32.影响节流阀的流量稳定性的因素有哪些？

答：1) 节流阀前后压力差的影响。压力差变化越大，流量q的变化也越大。

2）指数m的影响。m与节流阀口的形状有关，m值大，则对流量的影响也大。节流阀口为细长孔（m=1）时比节流口为薄壁孔（m=0.5）时对流量的影响大。

3) 节流口堵塞的影响。节流阀在小开度时，由于油液中的杂质和氧化后析出的胶质、沥青等以及极化分子，容易产生部分堵塞，这样就改变了原来调节好的节流口通流面积，使流量发生变化。一般节流通道越短，通流面积越大，就越不容易堵塞。为了减小节流口堵塞的可能性，节流口应采用薄壁的形式。

4) 油温的影响。油温升高，油的粘度减小，因此使流量加大。油温对细长孔影响较大，而对薄壁孔的影响较小。

34.调速阀和旁通型调速阀（溢流节流阀）有何异同点？ 答：调速阀与旁通型调速阀都是压力补偿阀与节流阀复合而成，其压力补偿阀都能保证在负载变化时节流阀前后压力差基本不变，使通过阀的流量不随负载的变化而变化。

用旁通型调速阀调速时，液压泵的供油压力随负载而变化的，负载小时供油压力也低，因此功率损失较小；但是该阀通过的流量是液压泵的全部流量，故阀芯的尺寸要取得大一些；又由于阀芯运动时的摩擦阻力较大，因此它的弹簧一般比调速阀中减压阀的弹簧刚度要大。这使得它的节流阀前后的压力差值不如调速阀稳定，所以流量稳定性不如调速阀。旁通型调速阀适用于对速度稳定性要求稍低一些、而功率较大的节流调速回路中。液压系统中使用调速阀调速时，系统的工作压力由溢流阀根据系统工作压力而调定，基本保持恒定，即使负载较小时，液压泵也按此压力工作，因此功率损失较大；但该阀的减压阀所调定的压力差值波动较小，流量稳定性好，因此适用于对速度稳定性要求较高，而功率又不太大的节流调速回路中。 旁通型调速阀只能安装在执行元件的进油路上，而调速阀还可以安装在执行元件的回油路、旁油路上。这是因为旁通型调速阀中差压式溢流阀的弹簧是弱弹簧，安装在回油路或旁油路时，其中的节流阀进口压力建立不起来，节流阀也就起不到调节流量的作用。 35.什么是液压基本回路？常见的液压基本回路有几类？各起什么作用？

答：由某些液压元件组成、用来完成特定功能的典型回路，称为液压基本回路。常见的液压基本回路有三大类： 1）方向控制回路，它在液压系统中的作用是控制执行元件的启动、停止或改变运动方向。2）压力控制回路，它的作用利用压力控制阀来实现系统的压力控制，用来实现稳压、减压，增压和多级调压等控制，满足执行元件在力或转矩上的要求。3）速度控制回路，它是液压系统的重要组成部分，用来控制执行元件的运动速度。 36.液压系统中为什么要设置背压回路？背压回路与平衡回路有何区别？

答：在液压系统中设置背压回路，是为了提高执行元件的运动平稳性或减少爬行现象。这就要在回油路上设置背压阀，以形成一定的回油阻力，一般背压为0.3～0.8MPa，背压阀可以是装有硬弹簧的单向阀、顺序阀，也可以是溢流阀、节流阀等。

无论是平衡回路，还是背压回路，在回油管路上都存在背压，故都需要提高供油压力。但这两种基本回路的区别在于功用和背压的大小不同。背压回路主要用于提高进给系统的稳定性，提高加工精度，所具有的背压不大。平衡回路通常是用于立式液压缸或起重液压马达平衡运动部件的自重，以防运动部件自行下滑发生事故，其背压应根据运动部件的重量而定。

38.多缸液压系统中，如果要求以相同的位移或相同的速度运动时，应采用什么回路？这种回路通常有几种控制方法？哪种方法同步精度最高？

答：在多缸液压系统中，如果要求执行元件以相同的位移或相同的速度运动时，应采用同步回路。从理论上讲，只要两个液压缸的有效面积相同、输入的流量也相同的情况下，应该做出同步动作。但是，实际上由于负载分配的不均衡，摩擦阻力不相等，泄漏量不同，均会使两液压缸运动不同步，因此需要采用同步回路。

同步回路的控制方法一般有三种：容积控制、流量控制和伺服控制。容积式同步回路如串联缸的同步回路、采用同步缸（同步马达）的同步回路，其同步精度不高，为此回路中可设置补偿装置；流量控制式同步回路如用调速阀的同步回路、用分流集流阀的同步回路，其同步精度较高（主要指后者）；伺服式同步回路的同步精度最高。

39.液压系统中为什么要设置快速运动回路？实现执行元件快速运动的方法有哪些？

答：在工作部件的工作循环中，往往只要部分时间要求较高的速度，如机床的快进→工进→快退的自动工作循环。在快进和快退时负载小，要求压力低，流量大；工作进给时负载大，速度低，要求压力高，流量小。这种情况下，若用一个定量泵向系统供油，则慢速运动时，势必使液压泵输出的大部分流量从溢流阀溢回油箱，造成很大的功率损失，并使油温升高。为了克服低速运动时出现的问题，又满足快速运动的要求，可在系统中设置快速运动回路。 实现执行元件快速运动的方法主要有三种： 1) 增加输入执行元件的流量，如双泵供油快速运动回路、自重充液快速运动回路； 2) 减小执行元件在快速运动时的有效工作面积，如液压缸差动连接快速运动回路、增速缸的增速回路、采用辅助缸的快速运动回路； 3) 将以上两种方法联合使用。

40.什么叫液压爬行？为什么会出现爬行现象？

答：液压系统中由于流进或流出执行元件（液压缸，液压马达）的流量不稳定，出现间隙式的断流现象，使得执行机械的运动产生滑动与停止交替出现的现象，称为爬行。 产生爬行现象的主要原因是执行元件中有空气侵入，为此应设置排气装置。

41.若先导型溢流阀主阀芯或导阀的阀座上的阻尼孔被堵死，将会出现什么故障？

答：若阻尼孔完全阻塞，油压传递不到主阀上腔和导阀前腔，导阀就会失去对主阀的压力调节作用，这时调压手轮失效。因主阀芯上腔的油压无法保持恒定的调定值，当进油腔压力很低时就能将主阀打开溢流，溢流口瞬时开大后，由于主阀上腔无油液补充，无法使溢流口自行关小，因此主阀常开系统建立不起压力。 若溢流阀先导锥阀座上的 阻尼小孔堵塞，导阀失去对主阀压力的控制作用，调压手轮无法使压力降低，此时主阀芯上下腔压力相等，主阀始终关闭不会溢流，压力随负载的增加而上升，溢流阀起不到安全保护作用。

36.液压系统中为什么要设置背压回路？背压回路与平衡回路有何区别？

答：在液压系统中设置背压回路，是为了提高执行元件的运动平稳性或减少爬行现象。这就要在回油路上设置背压阀，以形成一定的回油阻力，一般背压为0.3～0.8MPa，背压阀可以是装有硬弹簧的单向阀、顺序阀，也可以是溢流阀、节流阀等。

无论是平衡回路，还是背压回路，在回油管路上都存在背压，故都需要提高供油压力。但这两种基本回路的区别在于功用和背压的大小不同。背压回路主要用于提高进给系统的稳定性，提高加工精度，所具有的背压不大。平衡回路通常是用于立式液压缸或起重液压马达平衡运动部件的自重，以防运动部件自行下滑发生事故，其背压应根据运动部件的重量而定。

《液压教学设计.doc》

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