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1、液壓系統(tǒng)的設計步驟是： 一、工況分析和負荷確定。 二、系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)的確定。 三、液壓系統(tǒng)方案的擬定。 四、擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖 五、系統(tǒng)的初步計算和液壓元件的選擇。 六、液壓系統(tǒng)驗算。 七、編寫技術(shù)文件。 一、工況分析和負荷確定 一般只能分析工作循環(huán)過程中的最大負荷點或最大功率點，以這些點上的峰值作為系統(tǒng)設計的依據(jù)。 二、系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)的確定 （一）、系統(tǒng)工作壓力 在液壓系統(tǒng)設計中，系統(tǒng)工作壓力往往是預先確定的（依據(jù)設計機型參考相關(guān)資料選?。?，然后根據(jù)各執(zhí)行元件對運動速度的要求，經(jīng)過詳細的計算，可以確定液壓系統(tǒng)流量。 在外負荷已定情況下，系統(tǒng)壓力選得越高，各液

2、壓元件的幾何尺寸就越小，可以獲得比較輕巧緊湊的結(jié)構(gòu)，特別是對于大型挖掘機來說，選取較高的工作壓力更為重要。 初選系統(tǒng)工作壓力不等于系統(tǒng)的實際工作壓力，要在系統(tǒng)設計完畢，根據(jù)執(zhí)行元件的負載循環(huán)圖，按已選定的液壓缸兩腔有效面積和液壓馬達排量，換算并畫出其壓力循環(huán)圖，再計入管路系統(tǒng)的各項壓力損失，按系統(tǒng)組成的型式，最后得到系統(tǒng)負載壓力及其變化規(guī)律。 確定工作壓力，應該選用國家系列標準值，我國的“公稱壓力及流量系列”（JB824-66）,其中適用于液壓挖掘機的公稱壓力系列值有：8、10、12.5、16、20、25、32、40MPa。 （二）、系統(tǒng)流量 確定系統(tǒng)流量，應首先計算每個執(zhí)行元件所需流

3、量，然后根據(jù)液壓系統(tǒng)采用的型式來確定系統(tǒng)流量。 （三）、系統(tǒng)液壓功率 三、液壓系統(tǒng)方案的擬定 （一） 開式系統(tǒng)與閉式系統(tǒng)的選擇 液壓挖掘機的作業(yè)，除行走和回轉(zhuǎn)外，主要靠雙作用液壓缸來完成的。雙作用液壓缸由于兩腔面積不等，而且兩腔交替頻繁。因而只能使用開式系統(tǒng)，即各元件回油直接回油箱。 對挖掘機的開式系統(tǒng)，由于布置空間的限制，油箱容積不能做得太大，一般僅是主泵流量的1~2倍，自然冷卻能力不足，要附加油冷卻器。 （二） 泵數(shù)的選擇 整個系統(tǒng)使用兩個泵，各自組成一個獨立的回路。這種系統(tǒng)也稱為雙泵雙回路系統(tǒng)。在雙泵系統(tǒng)中，可將若干個要求復合動作的執(zhí)行元件分配在不同的回路中。 小型挖掘機

4、中，也為常用三泵系統(tǒng)，單獨使用一個泵驅(qū)動回轉(zhuǎn)機構(gòu)和推土鏟。 （三） 變量系統(tǒng)和定量系統(tǒng)的確定 雙泵雙回路變量系統(tǒng)：采用兩臺恒功率變量泵，泵輸出流量可根據(jù)外載荷大小自動無級變化，保持恒功率輸出，提高整機的功率利用和生產(chǎn)率。雙泵雙回路變量系統(tǒng)通常有分功率變量和全功率變量兩種。 四、擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖 擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖的一般畫法是： 1.先畫執(zhí)行元件。 2.畫出各執(zhí)行元件的基本回路，包括壓力控制回路，流量控制回路，方向控制回路等。 3.畫出液壓泵。根據(jù)選定的液壓系統(tǒng)型式，畫出單泵、雙泵或多泵。 4.根據(jù)選定的方案，用串聯(lián)、并聯(lián)或串并聯(lián)的方式，將各基本回路與液壓泵聯(lián)接起來。

5、 5.畫出控制油路及輔助油路。 6.畫出起安全、保護作用的閥和裝置。 7.畫出輔助元件，例如濾油器、冷卻器、油箱等。 五、系統(tǒng)的初步計算和液壓元件的選擇 （一）、液壓泵 根據(jù)液壓系統(tǒng)工作壓力p和流量Q，考慮壓力損失和流量漏損來計算液壓泵的工作壓力pB和流量QB，液壓泵應該有一定的壓力儲備。 液壓泵的額定工作壓力可按下式求得： (Pa) 式中 pB——液壓泵額定工作壓力(Pa)； p——系統(tǒng)工作壓力(Pa)； A——儲備系數(shù) 一般 A=1.05~1.25； ——系統(tǒng)中沿程阻力損失； ——系統(tǒng)中局部阻力損失。

6、對于壓力損失：，在初算時可以進行估算。對節(jié)流調(diào)速的簡單管路可取0.2~0.5MPa。對節(jié)流調(diào)速的復雜管路，可取0.5~1.5MPa，對高壓大流量則取較高值。 液壓泵流量可按下式求得： QB＝KQ (m3/s) 式中 QB——液壓泵額定流量(m3/s)； Q——液壓系統(tǒng)工作流量(m3/s)； K——漏損系數(shù) 一般 K=1.1~1.3。 （二）、液壓功率和發(fā)動機功率 液壓泵或泵組的液壓功率是： （kW） 式中 pp——液壓泵的最大工作壓力(kPa)； Qp——液壓泵的最大流量(L/min)； η——

7、液壓泵的總效率，柱塞泵取0.85~0.90，齒輪泵取0.75~0.85。 R——變量系數(shù)，對定量系統(tǒng)R=1。 發(fā)動機功率N根據(jù)系統(tǒng)方案確定，若是變量系統(tǒng)，由于液壓泵經(jīng)常在滿載或甚至在超載情況下工作，功率利用系統(tǒng)比較高，據(jù)統(tǒng)計可達85%以上，為了保證功率儲備，延長液壓泵和發(fā)動機的使用壽命，并考慮到輔助液壓泵、操作系統(tǒng)、冷卻裝置等輔助設備的動力消耗，發(fā)動機功率可取為： N=(1.0~1.3)Ny 式中Ny是液壓功率。 定量系統(tǒng)的發(fā)動機功率利用率較低，一般只有60%左右，所損失的功率全部變?yōu)闊崃?，因此，確定發(fā)動機功率時可以取得低些，對于雙泵雙回路定量系統(tǒng)，發(fā)動機功率可取為

8、 N=(0.8~1.1)Ny 初步估算時，發(fā)動機功率可取 N=95q kW (定量系統(tǒng)) N=74q kW (定量系統(tǒng)) 式中q是液壓挖掘機的標準斗容量(m3) （三）、液壓缸 液壓缸的有效面積A(cm2)根據(jù)系統(tǒng)工作壓力p(kPa)和外負載P(N)決定 （cm2） 式中 po——液壓缸回油腔的背壓(kPa)； ηm——液壓缸的機械效率，可取0.9~0.95。 根據(jù)活塞移動速度v(m/min)，該液壓缸的流量Q是 （L/min） 式中 ηv——液壓缸的容積效率。 液壓挖掘機的液壓缸沒有定型產(chǎn)品，一般要根據(jù)上述參數(shù)進行設計。 （五）

9、、液壓馬達 液壓馬達的理論排量q(mL/r)根據(jù)下式?jīng)Q定 （mL/r） 《經(jīng)功率相等換算而來》 式中 M——液壓馬達輸出扭矩(Nm)； Δp——液壓馬達進出口油腔的壓力腔(kPa)； ηv——液壓馬達機械效率（齒輪式和柱塞式可取0.9~0.95；葉片式可取0.85~0.90）。 液壓馬達的實際流量 （L/min） 式中 nmax——液壓馬達的最高轉(zhuǎn)速(r/min)； q——液壓馬達的理論排量 ηv——液壓馬達的容積效率。 （六）、液壓閥 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過該閥的最大流量來選擇標準閥類或設計專用閥。

10、選擇安全溢流閥時，要按液壓泵的最大流量；節(jié)流閥和調(diào)速閥要考慮最小穩(wěn)定流量；其他閥類按照接入回路的最大流量選取。所選液壓閥允許通過的最大流量不應超過公稱流量的120~140%，若超過太大，則能量損失大，引起發(fā)熱、振動和噪音，使閥的性能變壞；太小，則系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大，很不經(jīng)濟。 （七）、油管 首先根據(jù)流經(jīng)管道的最大流量和管內(nèi)允許的流速確定管道的內(nèi)徑，然后再根據(jù)管道內(nèi)油液的最大工作壓力及管道材料的強度來確定其壁厚。（軟管只需確定內(nèi)徑和耐壓值，不需要選擇外徑，，內(nèi)徑與流量相關(guān)，壁厚與壓力和內(nèi)徑相關(guān)） 管道內(nèi)徑d按下式計算 (m) 式中 d——管道內(nèi)徑(m)； q——流經(jīng)

11、管道的流量(m3/s)； v——管道內(nèi)允許的流速(m/s)，見下表。 油液流經(jīng)的管道 允許流速 v/ms-1 液壓泵吸油管 0.5~1.5，一般取1以下 液壓系統(tǒng)壓油管 3~6,壓力高，管道短或黏度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管 1.5~2.5 計算出來的內(nèi)徑值應按標準系列作圓整。 油管壁厚δ(m)按下式計算 δ＝pd/(2[σ]) (m) 式中 p——管道內(nèi)油液的最高工作壓力(MPa)； d——管道內(nèi)徑(m)； [σ]——管道材料的許用應力[N/m2]，對于鋼管[σ]=σb/n，σb為管道材料的抗拉強度(N/m2)

12、，n為安全系數(shù)，取值見下表。 系統(tǒng)工作壓力/MPa <7 7~17.5 >17.5 安全系數(shù)n 8 6 4 （八）、油箱容量的計算 油箱容量是指油面高度為油箱高度80%時油箱所貯油液的容積。 一般油箱有次容積約為液壓泵每分鐘流量的2~3倍。挖掘機所用油箱一般都較小，以便減小整機的重量的尺寸。其有效容積僅為液壓泵每分鐘流量的1~2倍。 六、液壓系統(tǒng)的驗算 （一）、液壓系統(tǒng)壓力損失的驗算 液壓系統(tǒng)油路中的壓力損失包括：油液通過管道時的沿程損失ΔPT、局部損失ΔP’T和流經(jīng)閥類等元件時的局部損失ΔPV，即 式中 l——直管長度(m)；

13、 d——管道內(nèi)徑(m)； v——液流平均速度(m2/s)； γ——液壓油的重度(N/m3)； ζ、λ——局部阻力和沿程阻力系數(shù)，可從有關(guān)手冊查出。 流經(jīng)標準閥類等液壓元件時的壓力損失ΔPT值與其額定流量Qvn額定壓力損失ΔPvn和實際通過的流量Qv有關(guān)，其近似關(guān)系式為 Qvn和ΔPvn的值可以從產(chǎn)品目錄或樣本上查到。 在計算整個液壓系統(tǒng)的總壓力損失時，通常將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，這樣做便于確定系統(tǒng)的供油壓力。這時系統(tǒng)的總壓力損失為 式中 、——分別為進油路上和回油路上的總壓力損失； A1、A2——分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的有效工作面積。 在液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，不同的動作階段的壓力損失是不同的，必須分別計算。 當已知液壓系統(tǒng)的全部壓力損失后，就可以確定溢流閥的調(diào)整壓力，它必須大于工作壓力P1和總壓力損失之和，即。 （二）、系統(tǒng)效率驗算 （三）、液壓沖擊驗算 （四）、發(fā)熱和溫升估算 若挖掘機的正常工作油溫是40~50C同，則最高允許油溫為70~85C，溫升不要超過35~45C。 七、編寫技術(shù)文件