液压与气压传动课程设计指导书

液压与气压传动

课程设计指导书

胡竞湘 钟定清

湖南工程学院机械工程系

2007.6

目 录

第1章 概述 ................................................................................................................................... 1

1.1 课程设计的目的 ................................................................................................................ 1 1.2 课程设计内容 .................................................................................................................... 1 1.3 课程设计的一般步骤 ........................................................................................................ 1 1.4 课程设计要求及完成工作量 ............................................................................................ 2 1.5课程设计的注意事项 ......................................................................................................... 2 第2章 液压与气压传动设计 ....................................................................................................... 4

2.1 明确设计要求 .................................................................................................................... 4 2.2 进行工况分析、确定液压系统的主要参数 .................................................................... 4

2.2.1 载荷的组成和计算 ................................................................................................. 4 2.2.2 初选系统工作压力 ................................................................................................. 6 2.2.3 确定执行元件的主要结构参数 ............................................................................. 7 2. 2.4 计算液压缸或液压马达所需流量 ........................................................................ 7 2.2.5 绘制液压系统工况图 ............................................................................................. 8 2.3 制定基本方案和绘制液压系统图 .................................................................................. 8

2.3.1 制定基本方案 ......................................................................................................... 8 2.3.2 绘制液压系统图 ..................................................................................................... 9 2.4 液压元件的选择与专用件设计 ...................................................................................... 9

2.4.1液压泵的选择 .......................................................................................................... 9 2.4.2液压阀的选择 ........................................................................................................ 11 2.4.3 辅助元件的选择 ................................................................................................... 11 2.4.4 液压装置总体布局 ............................................................................................... 13 2.4.5 液压阀的配置形式 ............................................................................................... 13 2.4.6 集成块设计 ........................................................................................................... 13 2.5 液压系统性能验算 ........................................................................................................ 14

2.5.1 液压系统压力损失 ............................................................................................... 14 2.5.2 计算液压系统的发热功率 ................................................................................... 15 2.5.3 计篡液压系统冲击压力 ....................................................................................... 16 2.6 绘制正式工作图，编写技术文件 ................................................................................ 16 2.7 液压与气压传动系统设计题例—半自动液压专用铣床液压系统的设计 .................. 16

2.7.1 设计内容及要求 ................................................................................................... 16 2.7.2 设计方法与步骤 ................................................................................................... 17

第3章 课程设计参考资料 ......................................................................................................... 28

3.1 液压缸 .............................................................................................................................. 28

3.1.1 液压缸安装形式 ................................................................................................... 28 3.1.2 液压缸主要参数及尺寸的确定 ........................................................................... 29 3.1.3 液压缸结构设计 ................................................................................................... 35 3.1.3 总体尺寸确定 ....................................................................................................... 41 3.2 油箱 .................................................................................................................................. 42

I

3.2.1 油箱容积 ............................................................................................................... 42 3.2.2 油箱的结构设计 ................................................................................................... 44 3.2. 3 油箱的防噪音问题 .............................................................................................. 45 3.2. 4 其它应注意事项 .................................................................................................. 45 3.3 液压泵装置 ...................................................................................................................... 46

3.3.1 液压泵的安装方式 ............................................................................................... 46 3.3.2 液压泵与电机的联接 ......................................................................................... 47 3.3.3 绘制液压泵组工作图 ........................................................................................... 47 3.4 辅助元件 .......................................................................................................................... 48

3.4.1 滤油器 ................................................................................................................... 48 3.4.2 油位指示器 ........................................................................................................... 49 3.4.3 空气滤清器 ........................................................................................................... 49 3.4.4 温度计 ................................................................................................................... 49 3.4.5 压力表与压力传感器 ........................................................................................... 50

参考文献......................................................................................................................................... 51

II

第1章 概述

1.1 课程设计的目的

液压与气压传动与机械传动、电气传动并列为当代三大传动形式，是现代发展起来的一门新技术。“液压与气压传动”课程是工科机械类各专业的一门重要课程，它既是一门理论课，又与实际有密切联系。其课程设计是《液压与气压传动》课程的一个重要的实践性教学环节，通过这个教学环节要求达到以下目的：

1、综合运用液压与气压传动课程及其它有关先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压与气压传动设计实践，巩固和深化已学的液压与气压传动基本知识、原理和基本回路等理论知识； 2、掌握液压与气压传动系统设计计算的一般方法和步骤；

3、能正确地、合理地确定执行机构的结构形式，能合理选用各种标准液压元件并能运用基本回路合理地组合成满足设计要求的液压系统，提高分析和解决生产实际问题的能力；

4、能熟悉并会运用设计资料(包括设计手册、产品样本、标准和规范)，培养学生成为一个工程技术人员进行必须具备的基本技能训练。

1.2 课程设计内容

液压与气压传动课程设计一般应包括以下内容：

1、液压与气压传动方案的分析和液压与气压传动原理图的拟定；

2、主要液压元件的设计计算和选择(如液压缸、泵站的设计，液压马达、泵阀的选择)； 3、液压辅助装置(油箱、滤油器、蓄能器、管路等)的计算、设计或选择； 4、液压与气压传动系统的验算和校核； 5、液压与气压传动系统图的绘制；

6、液压部件装配图、零件工作图的绘制； 7、编写设计计算说明书。

1.3 课程设计的一般步骤

液压与气压传动课程设计可按表1—1所列的几个阶段步骤进行。

表1-1 液压与气压传动课程设计步骤 阶段 主要内容 1）阅读和研究设计任务书，明确设计内容和要求，分析设计题目，了解原始数据及工作条件； 2）通过调查研究，收集有关资料并进一步熟悉课题； 3）阅读本书有关内客，明确设计过程和制订设计进度计划。 1）分析工况及设计要求，拟定液压与气压传动系统草图； 2）计算液压缸或液压马达的外负载； 3）确定系统的工作压力； 4）确定液压缸或液压马达的将关参数，进行设计计算或选择型号； 5）确定液压泵规格和电机功率及型号； 6）确定各类控制阀； 学时分配参考比例 1、设计准备 10﹪ 2、液压与气压传动系统的设计与计算 20﹪ 1

7）确定油箱容量与结构， 8）确定滤油器、管道、蓄能器、等辅件的参数和规格； 9）选择液压油。 1）确定液压缸的结构型式（类型、安装方式、密封形式、缓冲结构、排气装置等）； 2）计算液压缸主要零件的强度和刚度； 3）完成液压缸的结构设计图和部分零件图(如执行元件为液压马达时，只需按工作能力确定其型号和规格即3、液压缸及液压 可)； 装置的结构设计 4）选择装配方案； 5）绘制部件装配图（阀板或集成块、液压泵和油箱 部件)； 6）结构设计强度校核； 7）编写零件目录表。 4、编写设计计算 说明书及答辩 应当指出，表中所述设计步骤在设计中不是一成不变的。在拟定方案时，甚至在完成各种设计计算时，某些矛盾都可能尚未显露，而当结构形状和具体尺寸表达在图纸上时，这些矛盾才会充分显露出来，故设计时常须作必要的修改，才能逐步完善。因此实际设计工作常常是“由主到次，由粗到细”、“边计算、边画图、边修改”地反复进行的。

1）系统校核和编写设计计算说明书； 2）绘制正式的液压原理图； 3）资料整理、答辩或考核。 55﹪ 15﹪ 1.4 课程设计要求及完成工作量

1、学生在课程设计进行中要系统复习课本上的理论知识，应当运用《液压与气压传动》课本上的和其它的理论知识积极思考、工作，可收集参考同类资料进行类比分折、理解消化，但不许简单地抄袭。

2、要明确设计要求，仔细地读懂题意。对你所要进行设计的液压机器的各种性能、工艺要求、工作循环、运动方式、动作顺序、调速范围、负载变化以及总体布局等应当全面地了解，因为这一切都是设计工作的重要依据。

3、液压系统原理图1张。

4、部件工作图和零件工作图若干张。 5、编写设计计算明说书1份。

1.5课程设计的注意事项

1、液压与气压传动设计是一项较全面的设计训练，它可以为以后的设计工作打好基础。在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精，这样才能在设计思想、方法和技能各方面都获得较好的锻炼和提高。

2、设计中要正确处理参考已有资料与创新的关系。设计是一项复杂、细致的劳动，任何设计都不可能是由设计者脱离前人长期积累的资料而凭空想象出来的。熟悉和利用已有资料，既可避免许多重复工作加快设计进程，同时也是提高设计质量的一个重要保证。善于掌握和使用各种资料，合理地选用已有的经验设计数据，也是培养设计工作能力的重要方面。另外，任何新的设计任务又总是有其特定的设计要求和具体工作条件，因而又不能盲目地、机械地抄袭资料，而必须具体分析，

2

创造性地进行设计，使设计质量和设计能力都获得提高。

3、设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计稿本上记下重要的论据、结果、参考资料的来源和出处，以及需要进一步探讨的问题等等，使设计的各方面部做到有理有据，这对设计的正常进行，阶段自我检查和编写设计计算说明书都是必要的。

4、绘图工作必须严格遵照国家标准和有关部颁标准。机械制图按GB/T4457~4460—1984、GB/Tl31—1983；公差配合按GB/Tl800~1804—1979；形状和位置公差按GB/T3505—1983和GB/Tl958—1980；表面粗糙度按GB/T3505—1983和GB/T1031—1983，其它内容如螺纹、齿轮等均应贯彻国家现行的有关标准。

3

第2章 液压与气压传动设计

液压与气压系统是液压与气压机械的一个组成部分，在着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压与气压传动的优点、力求设计出结构简单、工作可取、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压与气压传动系统。

2.1 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。

1）主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等； 2）液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此之间的关系如何； 3）液压驱动机构的运动形式，运动速度； 4）各动作机构的载荷大小及其性质；

5）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求； 6）自动化程度、操作控制方式的要求；

7）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；

8）对效率、成本等方而的要求。

2.2 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，选取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。

2.2.1 载荷的组成和计算 2.2.1.1液压缸的载荷组成与计算

图2.2-1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注图上，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套之间的密封阻力。

图2.2-1 液压系统计算简图

4

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

（1）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。

（2）导轨摩擦载荷Ff 对于平导轨

Ff(GFN)

对于V型导轨

Ff(GFN)/sin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）；

—摩擦系数，见表2.2-1；

—V型导轨的夹角，—般为90°。

表2.2-1 摩擦系数

导轨类型 滑动导轨 导轨材料 铸铁对铸铁 铸铁对滚柱（珠） 淬火钢导轨对滚柱 铸铁 运动状态 起动时 低速（v<0.16m/s） 高速（v>0.16m/s） 滚动导轨 静压导轨 摩擦系数 0.15~0.20 0.1~0.12 0.05~0.08 0.005~0.02 0.003~0.006 0.005 （3）惯性载荷Fa FaGv gt式中：g—重力加速度；

v—速度变化量；

t—起动或制动时间。一般机械t=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

v=0.5~1.5m/s2。 t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

a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。

5

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，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m)F

式中：m—液压缸的机械效率，一般取0.90~0.95。 F

Fwm

2.2.1.2 液压马达载荷力矩的组成与计算

（1）工作载荷力矩Td

常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩，液压卷筒的阻力矩等。 （2）轴颈摩擦力矩Tf TfGr

式中：G—旋转部件施加于轴径上的的径向力； —摩擦系数，参考表2.2—1选用； r—旋转轴的半径。 （3）惯性力矩Tm

TmJJ t式中：—角加速度；

—角速度变化量； t—起动或制动时间； J—回转部件的转动惯量。

起动加速时 TwTdTfTm 稳定运行时 TwTdTf 减速制动时 TwTdTfTm

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m（m0.9~0.99）。

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。

2.2.2 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。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，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得越高，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2.2-2

6

和表2.2-3。

表2.2-2 按负载选择工作压力

负载F（kN） 工作压力P（MPa） <5 <0.8~1 5~10 1.5~2 10~20 2.5~3 20~30 3~4 30~50 4~5 >50 >5~7 表2.2-3 各种设备常用系统工作压力 设备类型 工作压力（MPa） 磨床 车、铣、组合机镗床 床 2~4 3~5 大中型挖掘机械、龙门刨汽车、矿用机起重运输机械、液床、拉床 械、农业机械 压机 ≤10 10~16 20~30 0. 8~2 2.2.3 确定执行元件的主要结构参数

（1）液压缸主要结构尺寸的确定

液压缸的主要结构尺寸的确定可参照第3章3.1.2。

对有低速运动要求的系统(如精镗机床的进给液压系统)，尚需对液压缸的有效工作面积A进行验算，即应保证；

Aqmin vmin式中：qmin—控制执行元件速度的流量阀的最小稳定流量，可从液压阀产品样本上查得； vmi—液压缸要求达到的最低工作速度。 n 验算结果若不能满足上式，则说明按所设计的结构尺寸和方案达不到所需的低速，必须修改设计。

（2）液压马达主要参数的确定 液压马达的排量为 V2T

pmm式中：T—液压马达的载荷转矩逆(N·m)；

pp1p2—液压马达的进出口压差(Pa)。

mm—液压马达的机械效率，一般取mm0.9~0.97。

求得排量V值后，从产品样本中选择液压马达的型号。

计算出的液压马达的排量V也必须满足最低稳定速度的要求。

2. 2.4 计算液压缸或液压马达所需流量

（1）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—活塞与缸体的相对速度(m/s)。 （2）液压马达的流量

7

qVn

式中：V—液压马达排量(m3／r)；

n—液压马达的转速(r／s)。

2.2.5 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。

1)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。

2)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小每—阶段的实际流量，把它绘制成(q—t)图。若系统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。

3)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。

2.3 制定基本方案和绘制液压系统图 2.3.1 制定基本方案

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。

（1）制定调速控制方案

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，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，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变液压泵或液压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，并使其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载荷的场合，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赂。其结构紧凑，但散热条件差。

（2）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但定。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。

8

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，液压执行元件在丁作循环中，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。

（3）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，有的按固定程序远行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。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—定位胃时，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—个动作。 （4）选择液压动力源

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。容积凋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村温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。

2.3.2 绘制液压系统图

整机的液压系统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增设必要的检测元件(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。

2.4 液压元件的选择与专用件设计 2.4.1液压泵的选择

（1）确定液压泵的最大工作压力pP

pPp1p

9

式中： p1—液压缸或液压马达最大工作压力；

p—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。p的准确计算要待元

件选定并给出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：管路简单、流量不大的，取

p(0.2~0.5)MPa；管路复杂，进口有调速阀的，取p(0.5~1.5)MPa。

（2）确定液压泵的流量qp

多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为

qpklqmax

式中：kl—系统泄漏系数，一般取kl=1.1~1.3，大流量取大值，小流量取小值；

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

-43

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0.5×10m／s。

系统使用蓄能器作辅助动力源时

qpVtkl

i1Ttz式中： Tt—液压设备工作周期(s)；

Vt—每—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。

（3）选择液压泵的规格型号

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％。

（4）选择驱动液压泵的电动机

1）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)；

p—液压泵的总效率，参考表2.4—1选择。

表2.4-1 液压泵的总效率

液压泵类型 总效率

10

齿轮泵 0.60~0.70 螺杆泵 0.65~0.80 叶片泵 0.60~0.75 柱塞泵 0.80~0.85 2）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0.8pmax，qpqn。 则 P0.8pmaxqnp

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

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

PcpP12t1P22t2Pn2tn

t1t2tn式中：t1、t2、tn—一个循环小每—动作阶段内所需的时间(s)；

P1、P2、Pn—一个循环中每—功作阶段内所需的功率(W)。

在选择电动机时，应将求得的Pcp值与各工作阶段的最大功率值比较，若最大功率符合电动机短时超载25％的范围，则按平均功率选择电动机；否则应按最大功率选择电动机。

应该指出，确定液压泵的原动机时，一定要同时考虑功率和转速两个因素。对电动机来说，除电动机功率满足泵的需要外，电动机的同步转速不应高出泵的额定转速。例如，泵的额定转速为1 000r/min，则电动机的同步转速亦应为1 000r/min，当然，若选择同步转速为750r/min的电动机，并且泵的流量能满足系统需要时是可以的。同理，对内燃机来说．也不要使泵的实际转速高于其额定转速。

2.4.2液压阀的选择

（1）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。

（2）阀的型式

按安装和操作方式选择。

2.4.3 辅助元件的选择 （1）蓄能器的选择

在液压系统中，蓄能器的作用是用来储存压力能，也用于减小液压冲击和吸收压力脉动。在 选择时可根据蓄能器在液压系统中所起作用，相应地确定其容量；具体可参阅教材《液压与气压传动》第6章液压与气压传动辅助元件章节内容和相关手册。 （2）过滤器的选译

过滤器是保持工作介质清洁，使系统正常工作所不可缺少的辅助元件。过滤器应根据其在系统中所处部位及所保护元件对工作介质的过滤精度要求、工作压力、过流能力及其它性能要求而定，通常应注意以下几点：

1）其过滤精度要满足被保护元件或系统对工作介质清洁度的要求；

11

2）过流能力应大于或等于实际通过的流量的2倍； 3）过滤器的耐压应大于其安装部位的系统压力；

4）适用的场合一般按产品样本上的说明。 （3）油箱的设计

液压系统中油箱的作用是：储油，保证供给系统充分的油液；散热．液压系统中由于能量损失所转换的热量大部分由油箱表面散选；沉淀油中的杂质；分离油中的气泡，净化油液。在油箱的设计中具体可参阅《液压与气压传动》第6章液压与气压传动辅助元件章节内容和相关手册。 （4）冷却器的选择

液压系统如果依靠自然冷却不能保证油温维持在限定的最高温度之下，就需装设冷却器进行强制冷却。

冷却器有水冷和风冷两种。对冷却器的选择主要是根据其热交换量来确定其散热面积及其所需的冷却介质量。具体可参阅《液压与气压传动》第6章液压与气压传动辅助元件章节内容和相关手册。

（5）加热器的选择

环境温度过低，使油温低于正常工作温度的下限，则须安装加热器。具体加热方法有蒸汽加热、电加热、管道加热。通常采用电加热器。

使用电加热器时．单个加热器的容量不能选得太大；如功率不够，可多装几个加热器，且加热管部分应全部浸入油中。

根据油的温升和加热时间及有关参数可计算出加热器的发热功率，然后求出所需电加热器的功率。具体可参阅《液压与气压传动》第6章液压与气压传动辅助元件章节内容和相关手册。

（6）选择的管件

管件包括和管接头。管件选择是否恰当，直接关系到系统能否正常工作和能量损失的大小，一般从强度和允许流速两个方面考虑。

液压传动系统中所用的，主要有钢管、紫铜管、钢丝编织或缠绕橡胶软管、尼龙管和塑料管等。的规格尺寸大多由所连接的液压元件接口处尺寸决定，只有对一些重要的管道才验算其内径和壁厚。

1）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2.4.2。

表2.4-2 允许流速推荐值 管道类型 液压泵吸 液压系统压 液压系统回道 计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子。 2）管道壁厚的计算 推荐流速（m/s） 0.5~1.5，一般取1以下 3~6，压力高，管道短，粘度小取大值 1.5~2.6 pd 2[]式中： p—管道内最高工作压力(Pa)； d—管道内径(m)：

12

[]—管道材料的许用应力(Pa)，[]

bn；

b—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时，取n6；

p17.5MPa时，取n4。

2.4.4 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。

2.4.5 液压阀的配置形式

（1）板式配置

板式配置是把板式液压元件用螺钉固定在乎板上，板上钻有与阀口对应的孔，通过管接头连接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。液压实验台等普通采用这种配置。

（2）集成式配置

目前液压系统大多数都采用集成形式。它是将液压阀件安接在集成块上，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。

2.4.6 集成块设计

（1）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用回油孔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，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。

（2）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。

13

各通油孔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，一方而防止使用过程中，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。

2.5 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帮，或采取其他必要的措施。

2.5.1 液压系统压力损失

压力损失包括管路的沿程损失p1，管路的局部压力损失p2和阀类元件的局部损失p3，总的压力损失为

pp1p2p3

lv2 p1d2v2p2

2式中：l—管道的长度(m)； d—管道内径(m)；

v—液流平均速度(m／s)； —液压油密度(kg/m3)； —沿程阻力系数； —局部阻力系数。

、的具体值可参考流体力学有关内容。 p3pn(q2) qn式中：qn—阀的额定流量(m3／s)； q—通过阀的实际流量(m3／s)；

pn—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p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p1p

14

式中：pT—液压泵的工作压力或支路的调整压力。

2.5.2 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钉以下几种形式： （1）液压泵的功率损失

n P1h1Tit(1pt)Tt

tPt1式中： Tt—工作循环周期(s)； n—投入工作液压缸的台数； Pit—液压泵的输入功率(w)；

pt—各台液压束的总效率； Tt—第t台泵工作时间(s)。 （2）液压执行元件的功率损失

mP1h2Trj(1j)Tj

tPj1式中：m—液压执行元件的数量； Prj—液压执行元件的输入功率(w) j—液压执行元件的效率； Tj—第j个执行元件工作时间(s)。

（3）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pq

式中：p—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Ph2Ph2Ph3Ph4

15

2.5.3 计篡液压系统冲击压力

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。冲击压力可参考《液压与气压传动》教材进行计算，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。

2.6 绘制正式工作图，编写技术文件

所设计的液压系统经过验算后，即可对初步拟定的系统进行修改，并绘制正式工作图和编制技术文件。

（1）绘制正式工作图

正式工作图包括按国家标准绘制正规的系统原理图，系统装配图，阀块等非标准元、辅件的装配图及零件图。

系统原理图中应附有元件明细表，表中标明各元件的规格、型号和压力、流量调整值。一般还应绘出各执行元件的工作循环图和电磁铁动作顺序表。

系统装配图是系统布置全貌的总布置图和管路施工图(管路布置图)。对液压系统应包括油箱装配图、液压泵站装配图、集成油路块装配图和管路安装图等。在管路安装因中应画出各管路的走向、固定装置结构、各种管接头的形式和规格等。

标准元件、辅件和联接件的清单，通常以表格形式给出；同时给出工作介质的品牌、数量及系统对其它配置(加厂房、电源、电线布置、基础施工条件等)的要求。 （2）编制技术文件

必须明确设计任务书，据此检查、考核液压系统是否达到设计要求。

技术文件一般包括系统设计计算说明书；系统使用及维护技术说明书；零部件明细表及标准件、通用件及外购件明细表等；系统有关的其它注意事项。

2.7 液压与气压传动系统设计题例—半自动液压专用铣床液压系统的设计 2.7.1 设计内容及要求

设计一半自动液压专用铣床液压系统，设计内容及要求如下：

1、机床类型及动作循环要求

设计一台用成型铣刀在工件上加工出成型面的液压专用铣床。要求机床工作台上一次可安装两只工件并能同时加工。

机床的工作循环为：手工上料→按电钮→自动定位夹紧→工作台快进→铣削进给→工作合快退→夹具松开→手工卸料。

2、机床对液压传动系统的具体参数要求

表2.7—1列出了机床对液压传动系统的具体参数要求。

表2.7—1液压系统参数

液压缸名称 定位液压缸 夹紧液压缸

负载力（N） 200 4000 移动件重力（N） 20 40 速度（m/min） 快进 工进 快退 行程 10 15 启动时间 运动时间（s） 1 1 16

进给液压缸

2000 1500 6 0.035 6 快进 300 工进 80 工作台采用平导轨，导轨面的静摩擦系数f＝0. 2，动摩擦系数f=0. 1。 3、机床的制造及技术经济性问题

该机床为一般技术改造中自制的专用设备，所以力求结构简单，投产快，工作可靠，主要零部件能适用中小型机械制造工厂的加工能力，配合电气控制可以实现单机半自动化工作

2.7.2 设计方法与步骤 2.7.2.1 设计准备

可按表1—1所列设计步骤中的有关内容准备。

2.7.2.2 液压系统的设计与计算

1、分析工况及设计要求，绘制液压系统草图 机床工况由题可知为：

定位液压缸 夹紧液压缸 工作台进结液压缸

定位 拔销

夹紧松开快进 工进 按设计要求，希望系统结构简单，工作可靠，估计到系统的功率不会很大，且连续工作，所以决定采用单个定量泵、非卸荷式供油系统，考虑到铣削时可能有负的负载力产生，故采用回油节流调速的方法；为提高夹紧力的稳定性与可靠性，夹紧系统采用单向阀与蓄能器的保压回路，并且不用减压阀，使夹紧油源压力与系统的调整压力一致，以减少液压元件数量，简化系统结构；定位液压缸和夹紧液压缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发讯启动工作台液压缸工作，以简化电气发讯与控制系统，提高系统的可靠性．

综上考虑，绘制出图所示的液压系统草图。

系统中采用Y型三位四通阀是为了使工作台能在任意位置停留，并使换向平稳。二位四通阀在1DT失电时，使夹紧液压缸处于夹紧状态，其目的是为了增加安全可靠性，并可以延长电磁铁的寿命。

2、计算液压缸的外负载 (1)定位液压缸： ’

已知负载力 F≈200N(惯性力与摩擦力可以忽略不汁) (2)夹紧液压缸：

已知负载力 F≈4000N(馈性力与摩接力可以忽略不计)。

快退 17

(3)工作台液压缸：

有效负载力 Fw＝2000N (已知)； 惯性力（按等加速处理）

Fmma150069.8600/0.530.6N 18

摩擦力由液压缸的密封阻力与滑台运动时的摩擦力组成。当密封阻力按5％有效作用力估算时，总的摩擦阻力

Ff0.05FwfG0.0520000.21500400N

故总负载力

FFwFmFf200030.64002430.6N

3、确定系统的工作压力

因为夹紧液压缸的作用力最大，所以可以按其工作负载来选定系统的压力。 由本书结构设计参考资料表2.2—2可以初定系统的压力为0.8~1MPa，为使液压缸体积紧凑可以取系统压力为P1＝2. 5MPa。

4、确定液压缸的几何参数 (1)定位液压缸 D4F42000.013m13mm 6p11.510考虑到液压缸的结构与制造的方便性，以及插销的结构尺寸等因素，可以取D＝32mm， d＝

16mm(参见表3.1-2、表3.1-4、表3.1-5)。

(2)夹紧液压缸

D4F440000.058m58mm 6p11.510取D=63mm，d＝32mm (参见表3.1-2、表3.1-6)。

4、确定液压缸的几何参数 (1)定位液压缸 D4F42000.013m13mm 6p11.510考虑到液压缸的结构与制造的方便性，以及插销的结构尺寸等因素，可以取D＝32mm， d＝

16mm(参见表3.1-2、表3.1-4、表3.1-5)。

(2)夹紧液压缸

D4F440000.058m58mm 6p11.510取D=63mm，d＝32mm (参见表3.1-2、表3.1-6)。

(3)进给液压缸

因为采用双出杆液压缸，所以

D4Fd2

(p1p2)按工作压力，可以选杆径d＝0.3D，代人上式，求得

D4F

0.91(p1p2) 一般可取背压p 2=0.5MPa(对低压系统而言)，代入上式有：

19

D42430.60.058m58mm 60.91(1.50.5)10按表3.1-2，表3.1-6取进给液压缸系列化的标准尺寸为：D=63mm，d＝20mm。 5、确定液压泵规格和电动机功率及型号 (1)确定液压泵规格 (a)确定缸的最大流量： 定位液压缸最大流量：

q1A1vD2L4t0.03221010341

8.04106m3/s0.4824L/min

夹紧液压缸最大流量：

qA1v'2D2L4t0.06321510341

4.68106m3/s2.8L/min

因为有二个夹紫液压缸同时工作，所以

' q22q2 22.85.6L/min进给液压缸最大流量； q3A3v(D2d2)4v(0.06320.022)46

0.0168m3/s16.8L/min

(b)确定液压泵流量

由于定位、夹紧、进给液压缸是分时工作的，所以其中某缸的最大流量即是系统的最大理论供油流量。另外考虑到泄漏流量和溢流阀的溢流流量，可以取液压泵流量为系统最大理论流量的1.1~1.3倍。现取1.2倍值计算，则有

qt1.2q31.216.820.16L/min

查产品样本，采用低压齿轮泵，选取CB—B25型为系统的供油泵。其额定流量为25L/min，额定压力为2.5MPa，额定转速为1450r／min。 (c)确定电动机功率及型号

电动机功率

2.510625103 Pi1302W1.302kW

p600.8pq按CB-B25型齿轮泵技术规格，查得的驱动电机功率为1.3kW，或取功率略大一点的交流电机。

查电动机产品样品，选取电动机型号为JO2-22-4，额定功率为1.5kW，转速为1450r/min。

6、确定各类控制阀

系统工作压力为1.5MPa，油泵额定最高压力为2.5MPa，所以可以选取额定压力大或等于2.5MPa的各种元件，其流量按实际情况分别选取。

20

目前中低压系统的液压元件，多按6.3MPa系列的元件选取，所以可以选取。 溢流阀的型号为：Y-25B；工作台液压缸换向阀型号为：34D-25Y；快进二位二通电磁阀型号为：22D-25B；调速阀型号为：Q-10B；背压阀型号为B—25B；

蓄能器供油量仅作为定位夹紧系统在工作台快进、工进与快退时补充泄漏和保持压力之用，其补油量极其有限，所以可以按容积最小的规格选取，现选取NXQ-0.6/10-L型胶囊式蓄能器，当△p=15﹪时，其有效补油体积为△V=0.07L。

滤油器可选用型号为WU-25×180J的网式滤油器，过滤精度为180μm。

压力表可选用了Y—6D型量程6.3MPa的普通精度等级的量表。选用量程较高的压力表可以避免在系统有压力冲击时经常损坏，但量程选得过大会使观察和调整的精度降低。

管道通径与材料，阀类一经选定，管道的通径基本上已经决定，这是标准化设计的一大方便。只有在有特殊需要时才按管内平均流速的要求计算管道通径．按标准： （1)通径

25L/min流量处，选用Φ12通径的管道。 10L/min流量处，选用Φ8通径的管道。

为便于安装，可以采用紫铜管，扩口接头安装方式。 (2)壁厚

按强度公式有：

pd 2其中，紫铜的＝25MPa，为安全起见，取p=2.5MPa来计算 1282.5120.6mm

2252.580.4mm 225所以可以取Φ12、壁厚1mm和Φ8、壁厚0.8mm的紫铜管。考虑到扩口处管子的强度，壁厚可以略有增加，一般按常用紫铜管的规格选取即可（对低压系统而言），对高压系统必须进行计算。

7、确定油箱容积与结构

因为是低压系统，油箱容积按经验公式计算 油箱容积V＝(2~4)q

现取V=4q＝4×25＝100L

结构可以采用开式、分立、电动机垂直安装式标准油箱。 8、选择液压油

该系统为一般金属切削机床液压传动，所以环境温度为-5℃~35℃之间时，一般可以选用20号或30号液压油。冷天用20号液压油，热天用30号液压油。

2.7.3 液压缸及液压装置的结构设计

1、确定液压缸的结构形式

液压缸的结构形式是指它的类型、安置方式、密封形式、缓冲装置、排气装置等。

定位和夹紧液压缸均采用单杆、缸体固定形式；为减少缸体与活塞体积、简化结构，采用O形圈密封；由于行程很短，运动部件质量很小，速度也不大，不必考虑缓冲装置；排气螺塞也可以由接头代替。

工作台液压缸采用装配活塞、双杆、缸体固定。采用双杆可以使活塞杆在工作时处于受拉伸应力状态，有利于提高活塞杆的稳定性，并且可以减小活塞杆的直径。活塞上采用两个O形密封圈，缸盖上因为压力不高，杆径较小，所以采用一个U形橡胶密封圈。另外，由于工件材料为铸铁，加

21

工时粉尘及小片状或针状的铁屑较多，所以又加上了一个防尘圈。夹紧液压缸的防尘圈也是鉴于同样原因安放的。

由于机床工作台作直线进给运动在运动方向上没有严格的定位要求(这一点与一般钻削动力头液压缸的要求有所区别)，不必采用缓冲结构。快退时可以采用电气行程开关预先发讯，使三位四通换向阀切换至中位，工作台停住，避免刚性冲击，排气也采用松开进油螺塞的方法进行，而不设专门的放气螺塞。

2、计算液压缸主要零件的强度和刚度

定位、夹紧油缸的内径和长度饺小，一般可以按厚壁简强度计算公式来估计必需的壁厚。 由公式

D20.4p1) 1.3pbn450075MPa， 6当额定压力pn<6.3MPa时，取钢 ppn150%3.75MPa

将钢、p2的值及定位、夹紧液压缸的直径D代入计算公式，可得：

定3.27500.43.75101)0.072cm0.72mm

27501.33.75106.37500.43.75101)0.142cm1.42mm

27501.33.7510夹工作台液压缸壁厚用薄壁简计算公式来求：

工pD3.756.30.158cm1.58cm 2275从以上计算可以看出，对于小型低压（D<100mm，pn<2.5MPa）液压缸，按强度条件计算出来

的缸壁厚度尺寸是很小的。因此在设计这类液压缸时，可以先不计算而直接按机械结构尺寸的需要（主要是缸体与缸体连接处的尺寸及考虑到缸筒刚度所需的壁厚度尺寸）直接设计制图，然后进行强度校核。这样做在一般的情况下，均可满足强度要求。而对于高压液压缸或铸铁材料的缸体，缸壁的强度估算是必要的，这样可以避免结构设计图的返工和修改。

对于缸盖、活塞杆、联结件，鉴于与上相同的原因，强度计算一般亦可以放在结构设计后的强度校核中进行。

3、完成液压缸的结构设计和部分零件图

液压缸的活塞速度一般可取b≥0.4D，同时应该考虑到密封圈安装时的必要几何尺寸。缸盖应该考虑到进油及加工工艺要求，缸盖应该考虑到进油及加工工艺要求，缸盖连接处应考虑必要的导向与支承结构尺寸。

小型定位、夹紧液压缸与传统液压缸在结构与安装方法上也不尽相同。总之要使结构设计达到结构简单，工艺性好，安装方便，取材便利，强度足够等要求，输出力、位移和功率也要能达到设计要求。

根据上述液压缸的结构特点及内径、杆径、行程等要求，液压缸的结构设计可参见图2.7-2，图2.7-3，图2.7-4。

液压缸的零件设计可参阅有关资料或手册进行。此例零件设计从略。

22

4、选择装配方案

选择装配方案主要指的是选择阀块部件的装配方案。目前较多的是采用集成块组合方法。然而在某些场合，设计人员手头集成块的资料还不完善或根本没有，所需的集成块一时亦不能买到，这时可以根据集成块的设计原理与方法自行设计与制造。

在某些简单的系统中，因为元件数量不多，压力亦不很高(pn＜6.3MPa)，采用阀板式的装配方案也是很适用的。它具有设计简单、制造方便、安装与维修简单、投产快的特点，对于小型机械厂的设备改造尤为适用。因此这种装配方式至今仍有很大的实用意义。

设计阀板组合部件时，一般应注意以下几点： (1)阀板最大几何尺寸一般不能过大，按经验在500mm× 500mm的面积之内是合适的。面积过大，则重量与尺寸太大，阀板的加工与安装会出现困难．如果元件数量较多，可以分为几个阀板[或阀块)部件来设计，其间用管道相连，组成完整的装配部件。

(2)阀板一般分为二层，后层为固定管接头用，前层为固定液压元件与加工连通管道用。两板的结合面与元件的安装面应该磨削平整，连接、紧固螺钉的数量与分布应该根据板受到的液压力的大小来决定，应做到数量充分，分布合理，以保证阀板在工作时不漏油。

(3)阀板必须有一定的厚度，以保证必要的螺孔深度．前板厚度一般在20~ 40mm之间，后板的厚度一般在25~35mm之间．如果两极间要安装自制的单向闻，厚度可以适当增加。

(4)板内的通油腔道之间必须保持一定的距离。一般高、低压通油腔道之间的密封宽度度不能小于5m。当必须使用交叉通道时，可以选择其中的一根作为外接通道，由后板处接出，再用管子连接。板内槽的深宽比约在1.2~ 0.8之间。

(5)一般，压力表可以直接安装在板的最高处或其他便于安装与观察的地方．压力表开关的使用较为困难，但必要时也可以安装，测压时可以直接用管子达到测压点土。如果仅需测两个点的压力，可以直接用两个压力表，这样反而更为方便和经济。

（6)阀板后的管接头安装位置，在分布时应考虑到接管子的方便性，接头之间应留出扳手空间。 5、结构设计的强度校核

对于低压系统，结构的强度一般都不成问题，但在中高压系统中，强度校核必须仔细进行。 强度校核主要是针对以下几个重点部位或零件进行的：

（1）液压缸的缸休、缸盖及其连接处，缸盖及缸体与机体之间连接处的螺栓，活塞与活塞杆连接处以及活塞杆各连接处； （2）与管接头； （3）阀板组合螺钉．

以上提到的各部位或零件的强度校核方法，可参阅机械零件设计手册。

6、编写零件目录

编写零件目录是实际设计中不可缺少的一部分，图纸归纳与资料整理工作，它属于设计的工作量之内。零件目录编写得正确、完整，可以减少生产中的许多麻烦，加快设备的制造速度，便于估算设备的成本。

液压系统的零件目录一般可以分为两个栏日：

第一栏为标准件。它可以分为标准液压元件与标准紧固件两部分，每项均应写明编号、 名称、型号、规格、材料、尺寸、数量等内容。有条件的还应在备注中说明生产的厂家或采 购供应单位以及参考价格等。

第二栏为自制非标准元件。每项应写明编号、图号、名称、需用材料的性质和规格、数量、热处理要求等内容．表达的方式应该简练、明确，尽量采用技术表达符号，以使技术文件正确、明了、查阅方便。本例中零件目录的编写从略。

23

24

2.7.2.4 编写设计说明书及答辩

编写设计说明书是完成正规设计的最后一部分工作，也是一个重要环节。认真写好设计说明书是理清设计思想和方法的一个重要步骤。这个工作本身也为顺利参加答辩作了必要的准备，因此必须认真地去做。

设计整理工作可以分为以下三个步骤来进行： 1、编写设计计算说明书

设计计算说明书的内容包括： (1)设计课题及设计要求； (2)工况分析与方案选择； （3）液压元件的计算和选择；

(4)主要部件结构特点分折与强度校核计算； (5)液压系统的验算；

(6)系统设计思想的简单小结．

其中(1)~ (4)点在上面的计算中已说明，在设计说明书中，应简明扼要地进行整理。第(5)点中应做的工作现简述如下：

（a)执行元件输出力或力矩及最低、最高速度的校核

现选工作台液压缸最低要求速度为例进行校核。 工作台液压缸有效作用面积

A24(D2d2)4(6.3222)2800mm2

由产品样本查得调速阀最小稳定流量为1170mm3/s，如不考虑二位二通电磁阀内部的泄漏流量，工作台液压缸运动的最低速度为

vminqmin1.170.042cm/s0.025m/min A28而设计要求的工作台最低运动速度为0.035m／min，所以液压缸最低运动速度能达到预定的

要求。

当此条件不能满足时，可以改用流量规格较小的调速阀或增大液压缸直径重新设计计算，直到满足设计要求时为止。

(b)管路系统压力损失的估算

由于定位、央紧回路在夹紧后的流量几乎为零，所以管路系统的压力损失主要应在工作台液压缸回路中进行估算。

为可靠起见，按快进时最大流量来信算压力损失．即以q3＝16.8L／min来考虑（泵的额定流量qn＝25L／min来考虑也可)。

总压力损失 其中，

ppp

p—管路中沿程阻力损失之和；

p——管路中的局部阻力损失与各阀类元件的阻力损失之和(其中阀类元件在额定流

量下的压力损失可由产品说明书中查得)。

一般，在简单的低压金属切削机床(非高速运动机械)液压系统中3)p n (p n为系统调整压力)．

(c)压力阀调整压力的确定 可取

25

p值可按经验取为(0.1~0.

py1.1pn1.11.51.65MPa

由于系统压力在初步设计时一般取为泵的额定压力的50％~70％，目的是为了延长泵的寿命，减小噪音，所以泵源总有一定的压力能力储备．系统的调整压力可以在试车阶段进— 步调节。

顺序阀的控制压力可以选择为先动液压缸最大起动压力值的150％~200％；而必须比系统调整压力低。在本例中，顺序阀的控制压力可调为0.6~0.7MPa，可以在试车时调定。

压力继电器发讯时的压力必须比系统额定压力值稍小一些，这样才能发出讯号来，在本例中压力继电器的发讯压力可调为1.4~1.5MPa。 (d)系统热平衡计算与油箱容积的验算

系统的发热量可以由能量守恒、平均有效功率的概念出发简捷求得．在本例中因为定位、夹紧液压缸消耗的功率很小，所以可以略去不计。工作台液压缸的每一工作阶段输出的功率及时间示于表2.7—3中。

工作循环时间

Tt快进t工进t快退t装拆

3.251374.05201.3(s)

发热量：

1(Pi1Pi1)ti T 1[(0.0870.079)3.25(0.840.0014)137 1.3 (0.0870.079)4.050.8520]

0.803kWs2.9106J/h

液压系统在工作中产生的热量，经过所有元件的表面散发到空气中去，但绝大部分热量是由油箱散发的。油箱单位时间内的散热量

'hAT

42按油箱设计资料，在通风良好的条件下取h6.310J/mh℃

3油箱散热面积 A0.065V20.065310021.4m2

取温升权限 △T＝35℃，代入计算式可得

'6.31041.4353.1106J/h

可见油箱容量符合要求。

表2.7-3工作台液压缸每一工作阶段的输出功率和时间 工作阶段 时间（s） 液压缸输出功率（kW） 液压泵输出功率（kW）

快进 3.25 0.079 0.087 工进 137 0.0014 0.84 快退 4.05 0.079 0.087 装拆工件停留 20 0 0.85 26

下面对系统设计作一简单小结：

本系统是工厂自制专用设备，因此考虑的主要因素是简单、实用、成本低、上马快。因为功率不大，所以系统效率不是主要矛盾，因而可采用定量泵非卸荷式简单的供油系统。装配方式采用阀板式也是鉴于上述原因。定位夹紧系统采用蓄能器与顺序阀，目的是为了简化电气系统，增加夹紧的可靠性。采用分立标准油箱是为了便于液压系统的安装、调试与维修。在床身结构允许的条件下，采用内部油箱可以进一步缩小机床的占地面积，但势必增加床身的复杂性，单件制造的成本亦会提高。因为工作滑台进给力不很大，故采用双出杆的液压缸结构也是合理和方便的。若采用标准滑台，则重新计算整个系统即可。 2．绘制正式的液压原理图

根据经过局部修改的液压系统草图，重新绘制一张清楚的液压系统图，其大小按实际需要可用2号至4号图纸绘出。元件的型号及图示符号均应正确完整地标出。方向阀和管路的连接一般应按常态画出。图面应清晰，线条要分明，布局应合理。

本例的液压系统原理图见图2—1。 3．资料整理，答辩或考核

资料整理工作是在编写设计说明书的同时完成的，另外，必要的产品样本和设计参考资料也属于应该整理的资料的范畴。

这种整理工作主要还是对设计笔记作一番整理，以便明确与记住主要的设计思路、设计原则和重要的计算公式以及设计结果。对于回路或结构设计中的独创部分尤其要治备好充分的理论依据，这样才能顺利地通过答辩，取得优良成绩。

答辩与考核对于一个真正思考、积极认真地进行设计的人来说，只不过是一件水到集成的事情，不应过分的紧张。但在正式答辩之前，同学之间互相提问和质疑，会对答辩有很大的帮助。

27

第3章 课程设计参考资料

3.1 液压缸

液压缸是液压与气压传动的执行元件，它与主机及主机的工作结构有着直接的联系。不同的机型和工作机构对液压缸则有不同的工作要求。因此在设计液压缸之前，应了解主机的用途和工作条件，工作机构的结构特点、负载值、速度、行程大小和动作要求，液压系统所选定的工作压力和流量等，以作为设计的原始依据。由于工作条件的不同和要求的多样也很难标准化。一般均要进行专门的设计和计算，其步骤如下：

（1）根据总体设计的要求，选择液压缸的类型和安装形式； （2）根据外负载大小，确定液压缸的工作压力；

（3）根据液压缸(或系统)工作压力和住复运动速比，确定液压缸的主要尺寸(如内径、活塞杆直径、缸壁厚度等)；

（4）根据机构运动的行程和速度的要求，确定液压缸的长度和流量以及进出口的尺寸；

（5）根据工作压力及选用的材料，进行液压缸结构设计(确定缸盖、活塞的连接形式和结构尺寸等)；

（6）确定导向、密封、防尘、缓冲和排气等装置的形式；

（7）整理设计计算说明书，绘制装配图和零件工作图。

3.1.1 液压缸安装形式

液压缸的安装形式很多，但大致可分为两类： 1、轴线固定类

这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸大多是采用这种安装形式。

（1）通用拉杆式

在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺杆将缸和安装座连接拉紧。一般用于短行程、压力低的液压缸。

（2）法兰式

用液压缸上的法兰将其固定在机器上。法兰设置在活塞杆端的缸头上，外侧面与机械安装面贴紧，这叫头部外法兰式。由于液压缸工作时反作用力的作用，安装螺栓承受液压力的拉伸作用，因而安装螺栓的直径较大，并且要求强度计算。

法兰设置在活塞杆端的缸头上，内侧面与机械安装面贴紧，这叫头部内法兰式。液压缸工作时，安装螺栓受力不大，主要靠安装支承面承受，所以法兰直径较小，结构较紧凑。这种安装形式在固定安装形式中应用得最多。

法兰设置在缸的底部，与机械安装面用螺栓紧固，这叫尾部法兰式。这种安装形式使液压缸悬伸，安装长度较大，稳定性差。

（3）支座式

将液压缸头尾两端的凸缘与支座紧固在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。径向安装时，安装面与活塞杆轴线在同一平面上，液压缸工作时，安装螺栓只承受剪切力；切向和轴向安装时，活塞的轴线与支座底面有一定的距离，安装螺栓既受剪切力，又承受因存在倾翻力矩而产生的弯曲力。切向安装时倾翻力矩比轴向安装时要小一些。

2、轴线摆动类

液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。

28

安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程机械、农业机械、翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安装形式。

（1）耳轴式

将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。 耳轴设置在液压缸头部的叫头部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较小，但稳定性较好。

耳轴设置在液压缸尾部的尾部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较大，但稳定性较差。 耳轴设置在液压缸中部的叫中间耳轴式，其摆动幅度和稳定性一般。 （2）耳环式

将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。

（3） 球头式

将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。这种安装形式自由度大，但稳定性差。船舶起货吊杆液压缸多用这种形式。

应该指出，轴线摆动安装的液压缸往往工作时都是倾斜的，随着活塞杆的逐渐伸出，轴线与水平面的夹角也逐渐变化，其工作出力随着夹角的变化而变化，因此，计算液压缸的有效工作出力时，一定要以夹角处于最小时能推动的负载为依据。

3.1.2 液压缸主要参数及尺寸的确定

3.1.2.1 液压缸工作压力的确定

（1）液压缸的载荷的组成和计算

液压缸的载荷的组成和计算见第2章2.2.1.1。 （2）液压缸工作压力的选定

当系统的工作压力尚未确定的时候，必须首先根据负载的大小或机械设备类型合理地选择油缸的工作压力（表2.2-2或2.2-3），选定的工作压力应符合GB/T7938-1987的规定值（表3.1-1）。

表3.1-1 液压缸的公称压力pn（摘自GB/T7938-1987） 单位：MPa

0.63 1.0 1.6 2.5 4.0 6.3 10.0 16.0 25.0 31.5 40.0 3.1.2.2 液压缸内径及活塞杆直径的确定

（1) 内径计算

对于双作用单杆活塞缸，当压力油输入无杆腔，活塞杆以推力驱动工作负载时，其推力为

F4[(pp0)D2p0d2]cm

由此得缸筒内径

p0d24F D （m）

(pp0)cmpp0式中P——工作压力（Pa）；

，若回油直接通油箱，可取P0≈0； P0——回油背压（Pa）

cm——机械效率，考虑密封件的摩擦阻力损失，橡胶密封通常取m0.92；

d——活塞杆直径（m），通常d(0.2~0.7)D 。

当活塞杆以拉力驱动负载时，则压力油进入有杆腔，其拉力为

R

4[(pp0)D2pd2]m

29

由此得缸筒内径

4Rpd2 D (m)

(pp0)cmpp0由上式计算所得的缸筒内径，需按GB/T2348-1993规定的液压缸内径尺寸系列圆整成标准值。（表3.1-2）

表3.1-2 液压缸内径尺寸系列（GB/T2348-1993） 单位：mm 8 80 10 （90） 13 16 20 125 400 25 （140） （450） 32 160 500 40 （180） 50 200 63 （220） 100 （110） 250 （280） 320 （360） 注：括号内尺寸为非优先选用者。 (2)活塞杆直径

活塞杆的直径可根据工作压力或设备类型选取，见表3.1-3和表3.4-4。当液压缸的往复运动速度比有一定要求时，可按速比的关系式求出活塞杆的直径为

d1D 式中的值过大会使无杆腔产生过大的背压，速度比过小则活塞杆太细，稳定性不好，推荐液压缸的速度比如表3.1-5。

表3.1-3 液压缸工作压力与活塞杆直径 液压缸工作压力p（MPa） 推荐活塞杆直径d 表3.1-4 设备类型与活塞杆直径 设备类型 活塞杆直径d 表3.1-5 液压缸往复速度比推荐值 液压缸工作压力p（MPa） 往复速度比 以上计算所得的活塞杆直径，均需按GB/T2348-93规定的活塞杆外径尺寸系列圆整成标准值。（表3.1-6）

表3.1-6 液压缸活塞杆外径（杆径）尺寸系列（摘自GB/T2348-93）单位：mm 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 ≤10 1.33 1.25~20 1.46，2 >20 2 磨床、研磨机 （0.2~0.3D） 插、拉、刨床 0.5D 钻、镗、车、铣床 0.7D <5 （0.5~0.55）D 5~7 （0.6~0.7）D >7 0.7D 3.1.2.3 液压缸活塞行程的确定

液压缸活塞的行程长度，可按照执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表3.1-7中的系

30

列尺寸来选取标准值。

表3.1-7 液压缸活塞行程参数系列（GB/T2349-80） 单位：mm I II 25 500 40 550 240 Ш 750 2400

50 630 63 700 260 850 2600 80 800 90 900 300 950 3000 100 1000 110 1100 340 1050 3400 125 1250 140 1400 380 1200 3800 160 1600 180 1800 420 1300 200 2000 220 2200 480 1500 250 2500 280 2800 530 1700 320 3200 360 3900 600 1900 400 4000 450 650 2100 注：液压缸活塞行程参数依I、II、III次序优先选用。

3.1.2.4 活塞杆强度和液压缸稳定性计算

（1）活塞杆强度计算

活塞杆的直径d按下式进行校核

d4F []式中，F—活塞杆上的作用力；

[]—活塞杆材料的许用应力，[]=b/1.4。

（2）液压缸稳定性计算

活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆稳定性的校核依下式进行

F式中，nk为安全系数，一般取nk=2~4。

当活塞杆的细长比l/rk1Fk nk Fk当活塞杆的细长比l/rk12时

22EJl2

2时

fA

al21()2rkFk式中，l为安装长度，其值与安装方式有关，见表3.1-8；rk为活塞杆横截面最小回转半径，

rkJ/A；1为柔性系数，其值见表3-11；2 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表

1；E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取E2.0610N/m；J为活塞杆横截面惯性矩；A为活塞杆横截面积；f为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3.1-9。

表3.1-8 液压缸支承方式和末端系数2的值 支承方式 支承说明 末端系数2 112 31

一端自由一端固定 1 4两端铰接 1 一端铰接一端固定 2 两端固定 表3.1-9 f、、1的值

材料 铸铁 锻铁 钢

4 f108N/m2 5.6 2.5 4.9  1/1600 1/9000 1/5000 1 80 110 85 3.1.2.5 液压缸缸筒长度及壁厚的确定

（1）液压缸的缸筒长度

液压缸的缸筒长度L由液压缸最大行程、活塞宽度、活塞杆导向套长度、活塞什密封长度和特殊要求的其它长度确定。其中，活塞宽度B＝(0.6~1.0)D；导向套长度C：当D<80mm时，C＝(0.6~1.0)D；当D≥80mm时，C= (0.6~1.0)d。为减小加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20~30倍。

（2）缸筒壁厚和外径计算

缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况。当D/10时为薄壁，壁厚按下式进行校核

pyD2[]

式中，D为缸筒内径；py为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn16MPa时，取py=1.5pn；而当

pn16MPa时，取py=1.25pn；[]为缸筒材料的许用应力，[]=b/n，b为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5。

当D/10时，壁厚按下式进行校核

D[]0.4py(1)

2[]1.3py在壁厚和内径确定的基础上，求出缸筒的计算外径：

D0D2

然后圆整为标准外径。

32

3.1.2.6 液压缸缸底厚度计算

（1）如图3.1-1（a）所示的平底缸底，按下式计算： 10.433D2ps []（2）如图3.1-1（b）所示的带孔的平底缸底，按下式计算： 10.433D2psD2

(Ddk)[]

（a） （b） （c） 图3.1-1 几种缸底结构

（3）如图3.1-1（c）所示的半球形缸底，按下式计算： 1Dps 4[]式中 D2——缸底止口内径（m）； []——缸底材料的许用应力，[]； b——缸底材料抗拉强度（Pa）

n——安全系数，n3

其它符号意义同前。算得的缸底厚度按有关标准的规定系列选取。

bn(pa);

3.1.2.7 连接零件的强度计算

对于重要的液压缸，它的各部分连接零件都应进行强度计算。 （1） 缸筒和缸底焊缝强度的计算

如图3.1-2所示，其对接焊缝的应力为：

4F(Ded2)22[]

式中F——液压缸最大推力（N）；

——焊接效率，取=0.7；

[]——焊缝的许用应力（Pa）； 图3.1-2 焊接缸筒和缸底

[]bnb4200105(pa)，取安全系数n=3.3~4。

，当采用T422焊条时，

（2） 缸盖连接螺纹的强度计算

如图3.1-3所示，缸筒和缸盖采用螺纹连接时，其强度计算如下：

螺纹处的拉力和剪应力分别为： 图3.1-3 螺纹连接的缸体

KF(pa)

(d12D2)33

K1KFd0d1(pa) 440.4(d1D)其合成应力和强度验算公式为

22 n3[]

式中d0——螺纹外径；

d1——螺纹内径。采用普通螺纹尺寸时，可近似地按下式计算，d1d01.22t（t为螺距）； K1——螺纹内摩擦系数（K10.07~0.2），一般取K10.12； K——螺纹预紧力系数，取K1.25~1.5；

[]——缸筒材料的许用应力（Pa），，安全系数n1.2~2.5，s为缸筒材料的屈服极限（Pa）； F——液压缸最大推力（N）； D——缸筒内径（m）。

（3） 缸盖连接螺栓的强度计算

缸盖与缸筒采用法兰和固定螺栓连接时，其螺栓螺纹处的拉应力和剪应力分别为



4KF(pa) 2d1ZK1KFd0(pa) 30.4d1Z其合成应力和强度验算公式为

22 n3[] （Pa）

以上各式中的Z为螺栓或拉杆数量，其它符号意义同前。 （4） 卡键连接强度的计算

图

3.1-4 卡键连接

外卡键连接见图3.1-4，卡键a-a截面上的剪应力为

卡键a-b侧面的挤压应力为

PD1 （N/cm2） 4LPD12 （N/cm2） h(2D1h)缸筒危险截面（A-A截面）的拉应力为

34

PD12 （N/cm2） 22(D1h)D内卡键连接见图，卡键a-a截面上的剪应力为

卡键a-b侧面的挤压应力为

PD （N/cm2） 4LPD2h(2Dh)PD2 （N/cm2）

缸筒危险截面（A-A截面）的拉应力为

D(Dh)212 （N/cm2）

式中 P——液压缸的最大出力（N）；

D1——缸筒外径（cm）； D——缸筒内径（cm）； h——卡键厚度（cm）； L——卡键宽度（cm）。

3.1.3 液压缸结构设计

液压缸各部分的结构，主要是指：缸体组件（缸筒、缸盖、缸底等）的结构、活塞组件（活塞、活塞杆等）的结构、密封装置、缓冲装置和排气装置等。由于工作条件不同，所以结构形式也有很大差别，设计时可根据具体情况而定。

3.1.3.1 缸体组件结构设计

缸体组件通常由缸筒、缸底、缸盖等组成。 1、缸筒的结构设计

缸筒的两端分别与缸盖相连，构成密闭的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关。设计缸筒的结构时，也应该一起加以考虑。

缸筒是液压缸的主体，其余零件装配其上，它的结构形式对加工和装配有很大影响，因此其结构必须尽量便于装配、拆卸和维修。

缸筒与缸盖、缸底的连接形式很多，不少于60多种，把它们按连接方法分类，大致有以下几种。 （1） 法兰连接

缸筒端部设计有法兰，用螺栓将其与端盖连接起来。法兰连接结构简单，加工和装拆都很方便，只是外形尺寸和重量都较大。法兰与缸筒为整体式（见图3.1-5a）的多为铸件和铸件缸筒，加工余量较大，浪费材料；焊接法兰式（见图3.1-5b）多为钢质缸筒，将无缝钢管制成的缸筒与法兰焊接在一起，其焊缝要进行强度计算。法兰连接是液压缸中使用最普遍的结构形式。

35

图3.1-5 缸筒与端盖（或缸底）的连接形式

（2） 螺钉连接

将缸盖用螺钉固定在缸筒端部（见图3.1-5c）。这种连接方式简单，但因缸筒壁薄，需要数量较多的螺钉才能承受液压力。这种方式多用于柱塞液压缸和低压液压缸。

（3） 外螺纹连接

这种方式装拆方便，但需要专用工具。它使缸筒端部结构复杂化，螺纹要与缸筒的内径同心。螺纹对缸筒壁厚尺寸要求不大，很适合无缝钢管做缸筒的液压缸。密封槽一般都设置在缸筒端面或端盖上，以免削弱缸筒强度。为了防止螺纹因冲击震动而松动，往往增加锁紧螺母或紧定螺钉，如图3.1-5d所示。

（4）内螺纹连接

在缸筒端部加工出内螺纹和退刀槽，虽然会削弱缸筒强度，而且螺纹与缸筒要求同心，但其结构紧凑，外形美观，不易损坏。连接螺纹可以设计在端盖上，也可以用螺纹压圈紧固，如图3.1-5e所示。

（5）外卡键连接

这种连接的强度好，结构紧凑，重量轻，装拆容易，但缸筒端部要切出卡键槽，使强度有所降低。外卡键一般由两个半环卡键组成，固定卡键可以用卡键帽，如图3.1-5f所示。

（6）内卡键连接

这种连接方式的优缺点同外卡键差不多，但装拆不便。为了便于装拆，卡键一般由三瓣组成，第三瓣的剖切口平面必须与轴线平行，否则是装不进去的。装配卡键时，端盖外端面不能高出卡键槽，装好卡键后，端盖才能装到位，如图3.1-5g所示。卡键与卡键槽的配合精度要适当，间隙过大，缸筒卡键槽处会因受到冲击而产生剪切破坏。

（7） 弹性卡圈式

弹性卡圈有孔用弹性卡圈和钢丝弹性卡圈两种，如图3.1-5h和图3.1-5i所示。由于它们都是标准件，因此使用方便，装拆容易。但因厚度较薄，只能用于中低压缸筒上。

（8）焊接式

如图3.1-5j所示，将端盖直接焊在缸筒上，强度高，制造简单，但容易引起焊接变形，维修时需破坏端盖才行。

36

（9）销钉式

如图3.1-5k所示，将端盖装入缸筒后，相配钻铰，装上销钉。这种连接方式简单方便，但销钉承受的剪切力较大，要校核强度和销钉数量。

（10）拉杆式

如图3.1-5l所示，起结构简单，工艺性好，通用性大，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响密封效果，只适用于中低压液压缸。

除了缸筒与缸盖和缸底的结构形式外，安装液压缸时，如结构允许，进出油口位置必须在最上面。液压缸必须装成使其能自动放气或装有方便的放气口。缸筒上的进出油口和排气阀的阀座，一般都焊接在缸筒的最上面，以利于安装和空气的排除。

2、缸筒的材料

缸筒常用20、35、45号无缝钢管，当缸筒上需要焊接缸底、耳轴或管接头时，多采用35号钢管。在承受的负载很大时，如液压支架中的立柱等，常用低合金无缝钢管，如27SiMn和30CrMnSi等。

3、缸底

缸底的材料常用35号或45号钢。缸筒采用无缝钢管时，缸底与缸筒多采用焊接结构，它的特点是结构紧凑，加工简单，工作可靠，但容易产生焊接变形。通常缸底上口与缸筒内孔间采用过渡配合，以焊接后的变形。除焊接结构外，缸底与缸筒可采用螺纹连接、半环连接和法兰连接等多种连接方式。要根据具体设计要求灵活选择。

4、缸盖

缸盖部分一般由密封圈、导向套、防尘圈和锁紧装置等组成，用作活塞杆的导向和密封等。缸孔和活塞杆直径不同，缸口部分的结构也有所不同，缸盖与缸筒的典型连接结构有，外螺纹连接，它的外径小，质量轻，但结构工艺性较差；内半环连接，内卡环常由三个半环组成，其结构简单而且紧凑，拆装也较方便，但缸壁上的环槽削弱了缸筒的强度；法兰连接，特点是结构简单而且紧凑，拆装和加工容易。缺点是外形和质量都比较大；钢丝连接，这种连接方式的结构最简单、紧凑，已逐渐被推广使用。值得注意的是缸盖与缸筒的连接很少采用焊接结构。

缸盖材料一般用35、45号钢锻件。当缸盖兼作导向套时，应采用铸铁并在其工作表面堆焊青铜，黄铜或其它耐磨材料，导向套也可单独制成后压入缸盖内孔。

5、缸体与外部的连接结构

油缸依与机器的设置与固定方式可分为两大类： a、刚性固定：采用底座或法兰连接 b、铰接固定：采用耳环或铰轴

油缸的安装一般是通过两端的耳环或中部铰轴与工作机构连接。缸底耳环通常做成整体或焊接。活塞杆耳环可做成整体或采用焊接或螺纹连接。铰轴可根据工作机构的要求焊接在缸体的头部、尾部或任意中间位置，其中以头部铰轴对活塞杆的弯曲作用最小。耳环与铰轴的材料可采用45号钢或ZG35铸钢。

3.1.3.2活塞组件结构设计

活塞组件由活塞、活塞杆等组成。 1、活塞

活塞材料通常用钢或铸铁，也有用铝合金制成的，它的结构上主要考虑的问题是：活塞与缸筒的滑动和密封，活塞与活塞杆之间的连接与密封。

活塞与活塞杆的连接形式如图3.1-6.所示。

37

图3.1-6 活塞与活塞杆的连接形式

A）整体式 b)焊接式 c）锥销式 d、e）螺纹式 f、g）半环式

l—半环 2—轴套 3—弹簧圈

整体式连接(图3-9a)和焊接式连接(图3.1-6b)结构简单、轴向尺寸紧凑，但损坏后需整体更换。锥销式连接(图3-9c)加工容易，装配简单，但承载能力小，且需要必要的防止脱落措施。螺纹式连接(图3.1-6d、e)结构简单，装拆方便，但—般需备有螺纹防松装置。半环式连接(图3.1-6f、g)强度高、但结构复杂。在轻载情况下可采用锥销式连接；一般使用螺纹式连接；高压和振动较大时多用半环式连接；对活塞和活塞杆比值D／d较小、行程较短或尺寸不大的液压缸，其活塞与活塞杆可采用整体式或焊接式连接。

2、活塞杆

活塞杆是油缸的主要传力零件，必须有足够的强度和刚性。活塞杆有空心和实心两种结构。空心活塞杆的一端留有透气孔，使焊接和热处理时能排出热气。实心活塞杆的材料多用35、45号钢，空心活塞杆一般用35、45号无缝钢管。有特殊用途的油缸（如液压支架）应按照使用条件来选定材料、结构和尺寸。活塞杆头部与工作机械的连接，根据不同的要求，选择符合要求的结构型式。

3.1.3.3、密封装置的选用

1、对密封装置的要求

在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。

2、O形密封圈的选用

38

液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。

3、动密封部位密封圈的选用

由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。

液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。 活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。

V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。

U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。

比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。

3.1.3.4 缓冲装置

液压缸中缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时在活塞和缸盖之间封住一部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。

液压缸中使用的缓冲装置的工作原理如图3.1-8所示。最常用的是节流口可调式和节流口变化式两种。其中，节流口可调式缓冲装置在节流口调定后，工作原理上就相当于一个单孔口式的缓冲装置。

表3.1-10为节流口可调式和节流口变化式两种缓冲装置的主要性能。

图3.1-8液压缸的缓冲装置原理 表3.1-10 液压缸中常用的缓冲装置 名称和工作原理图 特点说明 39

1—针形节流阀 2—单向阀 1. 被封在活塞和缸盖间的油液经针形节流阀流出 2. 节流阀开口可根据负载情况进行调节 3. 起始缓冲效果大，随着活塞的行进，缓冲效果逐渐减弱，故制动行程长 4. 缓冲腔中的冲击压力大 5. 缓冲性能受油温影响 6. 适用范围广 1. 被封在活塞和缸盖间的油液经活塞上的轴向节流槽流出 2. 缓冲过程中节流口通流截面不断减小，当轴向槽的横截面为矩形，纵截面为抛物线形时，缓冲腔可保持恒压 3. 缓冲作用均匀，缓冲腔压力较小，制动位置精度高 1—轴向节流阀

一般的油缸可以不考虑缓冲要求。当活塞的运动速度很高和运动部分质量很大时，就有很大的惯性力。如果活塞在行程终端与缸底（或缸盖）产生机械碰撞，会出现冲击和噪声，甚至导致油缸、管路以及阀类元件的破坏，为了防止或缓和这种冲击，可以在液压回路中设置减速阀和制动阀，使活塞减速制动，也可在液压缸内部设置缓冲装置。

3.1.3.5 排气装置

液压系统在安装过程中或长时间停止工作之后会渗入空气，油中也会混入空气，由于气体具有较大的可压缩性，将使油缸工作中产生振动、颤抖和爬行，并伴随有噪声和发热等系列不正常现象。因此在设计油缸结构时，要保证能及时排除积聚在缸内的气体。

一般利用空气比重较油轻的特点，在油缸内腔的最高部位设置进出油口或专门的排气装置如排气螺钉、排气阀等，使积聚于缸内的气体排出缸外。

图3.1-9 排气装置的形式

排气装置的形式和结构见图3.1-9，一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞（图c、e）由螺纹与缸筒或端盖连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤

40

出并经斜孔排出缸外。这种排气装置简单方便，但螺纹与锥面密封处同心度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，会造成外泄漏。组合排气塞一般由螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后，锥阀在压力的推动下脱离密封面而排出空气。锥阀可以采用图a所示的锥面密封，也可以采用图b所示的锥面密封，还可以采用图g所示的密封。后两种排气密封形式对高压缸比较适用。

3.1.3.6 耳环和铰轴

耳环和铰轴是液压缸的安装连接零件，见图3.1-10，液压缸的全部出力和负载重力 全靠耳环或铰轴承载或传递，所以要保证其有足够的强度。

图3.1-10 耳环和铰轴的形式

a）不带衬套单耳环 b）带衬套单耳环 c）球铰形单耳环 d）、e）、f）铰轴

一般情况下，不带衬套的单耳环尺寸Rd，L1.2R，b(1.21.4)d；带衬套的单耳环尺寸R1.2d，其余同不带衬套的；球铰型单耳环尺寸R1.4d，L1.2R，b(1.21.4)d，铰轴尺寸Ld。

3.1.3.7 油口

油口有油口孔和油口连接螺纹。油口孔是压力油进出的直接通道，如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。

油口孔大多数属于薄壁孔（孔的长度与直径之比l/d0.5的孔）。通过薄壁空的流量按下式计算

QCA22(p1p2)CAp pp式中 C——流量系数，接头处大孔与小孔之比大于7时为0.6—0.62，小于7时为0.7—0.8。

A——油孔的截面积 ——液体的密度 p1——油孔前腔压力 p2——油孔后腔压力

从式中可见，C、是常量，对流量影响最大的因素是油孔的面积A。根据此式，可以求出孔的直径大小，以满足流量的需要，从而保证液压缸的正常工作运动速度。

3.1.3 总体尺寸确定

根据上述的设计计算，确定各零部件的尺寸和总体尺寸。

41

1、缸筒内径、外径、筒长的确定。

2、确定缸盖的外径、内径、盖长及其它尺寸。 3、确定缸底的底厚、缸出口内径、高度等。 4、活塞杆外径、内径、长度等尺寸的确定。 5、活塞各部分尺寸的确定。

6、确定各密封件尺寸，查工具书选择密封元件及防尘圈。 7、连接件及其它零件尺寸的确定。 3.2 油箱

在开式传动的油路系统中，油箱是必不可少的．它的作用是：贮存油液，净化油液使油液的温度保持在一定范围内，以及减少吸油区油液中气泡的合量。因此，进行油箱设计时，要考虑油箱的容积、油液在油箱中的冷却和加热、油箱内的装置和防噪音等问题。

3.2.1 油箱容积

1、油箱有效容积的确定

初始设计时，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aqp 式中：qp—液压泵流量(rn3/s)； a—经验系数．见表3.2—1。

表3.2-1 经验系数α 系统类型 α

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

2、油箱容积的验算

油路系统的功率损失是造成油路系统发热的主要原因，当液压油温度升高后，会引起油液粘度下降，从而导致液压元件性能变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却，以保证液压系统正常工作。系统的总发热功率H可用下式进行估算：

行走机械 1~2 低压系统 2~4 中压系统 5~7 锻压机械 冶金机械 6~12 10 HPiP0

式中，Pi—液压泵输入功率（kW）； P0—执行元件的有效功率（kW）。

若一个工作循环中有几种工况，则应求出其总平均有效功率，则P0为：

1n P0FiSi

Ti1式中，T—工作周期（s）；

42

Fi—缸的有效推力（N）； 。 Si—在推力Fi时缸的行程（m）

油路系统的散热，主要靠油箱表面散热，油箱的散热功率H0可用下式进行估算：

H0KAT

式中，K—油箱的散热系数（kW/m℃）；

A—油箱的散热面积（m2）； T—系统温升值（℃）。

油箱的散热系数与周围环境有关，取值范围大致为： 通风差时 K(8~9)103； 通风良好时 K(15~17.5)103； 用风扇冷却时 K2310

用循环水冷却时 K(110~175)103

系统温升值指的是油路系统达到热平衡时，油温与周围环境温度的差值。为了保证油路系统正常工作，对油温有一定(见表3.2—2)。

表3.2-2 各种机械的允许油温（℃） 液压设备名称 机床 工程机械、矿山机械 数控机床 金属粗加工机床、无屑加工机械 机车车辆 船舶 正常工作温度 30~55 60~80 30~50 40~70 40~60 30~60 最高允许温度 55~70 70~90 55~70 60~90 70~80 80~90 油及油箱的温升 ≤30~55 ≤35~40 ≤25 32油箱的结构尺寸即油箱三个边的比例，不但要保证油箱的有效容积，还必须考虑油箱在机械设备中的位置，当两者发生矛盾时，后者是确定尺寸的主要影响因素。当油箱单独放置时，油箱三边尺寸比例一般为1：1：1~1：2：3之间，为了避免油液外溢，油面的高度应为油箱高度的80﹪左右。此时，可用下式估算油箱的散热面积。

A6.51043V2

式中，V—油箱的有效容积。

液压系统的热平衡条件：

机器在长期连续工作条件下，应保持系统的热平衡，其热平衡式为：

HH00

也即：

温升 T

H KA43

计算出的温升T应符合表3-32所给的允许值。若超过允许值，必须采取增加油箱容量或增设冷却设备等措施。

3.2.2 油箱的结构设计

进行油箱结构设计时，首先要考虑的是油箱的钢度，其次要考虑便于换油和清洗油箱以及安装和拆卸油泵装置，当然，油箱的结构应该尽量简单，以利于密封和降低成本。

（1）油箱体

油箱体一般由A3钢板焊接而成，取钢板厚度为2.5~4mm，箱体大者取大值。油箱分为固定式和移动式两种，前者应用较多。油箱侧壁上安装油位指示器等，油箱底面与基础面的距离一般为150~200mm，油箱下部焊装底脚，其厚度为油箱侧壁厚度的2~3倍。

中、小型油箱箱体侧壁为整块钢板，大型油箱在与隔板垂直的一个侧壁上常常开清洗孔，以便于清洗油箱(见图3.2—1)。

图3.2-1 开式油箱

1—回;2 —泄;3 —泵吸;4 —空气滤清器; 5 —安装板;6 —隔板;7 —放油孔; 8 —粗滤油器;9 —清洗窗侧板; 10 —液位计窗口;11 —注油口;12 —油箱上盖

（2)油箱底部

油箱底部一般为倾斜状，以便于排油，底部最低处有排油口，要注意排袖口与基础面的距离一般不得小于150mm。

焊接结构油箱，箱底用Q235钢板，其厚度等于或稍大于箱体侧壁钢板的厚度。

(3)油箱隔板

为了延长油液在油箱中逗留的时间，促进油液在油箱中的环流，促使更多的油液参与在系统中的循环，从而更好地发挥油箱的散热、除气、沉淀等功能，油箱中，尤其在油液容量超过100L的油箱中应设置内部隔板。隔板要把系统回油区与吸油区隔开，并尽可能使油液在油箱内沿着油箱壁环流。隔板缺口处要有足够大的过流面积，使环流流速为0.3~0.6m/s。隔板结构有溢流式标准型、溢流式和回流式等多种型式，见图3.2-2。溢流式隔板的高度不应低于液面高度的2／3；隔板下部应开有缺口．以便吸油侧的沉淀物经此缺口至回油侧，并经放油口排出。隔板的厚度等于或稍大于油箱侧壁厚度。

如果隔板与油箱内表面之间采用焊接方式连接．则焊缝应该满焊，不应留下无法清理的藏污纳垢的缝隙。隔板的设置给油箱内部清洗带来一定困难，在清洗孔和放油口的设置上应作相应的考虑。

44

（3）吸、回和泄

液压泵的吸和系统的回要分别进入由隔板隔开的吸油区和回油区，管端应加工成朝向箱壁的45°斜口，这样既可增加开口面积，又有利于沿箱壁环流。为丁防止空气吸入 (吸)或混入(回)，以免搅动或吸入箱底沉积物，管口上缘至少要低于最低液面75mm，管口下缘至少离开箱底最高点50mm。

吸前必须安装粗过滤器，以清除较大颗粒杂质，保护液压泵；建议在回上安装精过滤器．以滤除细微颗粒杂质，保护液压元件。

泄应尽量单独接入油箱并在液面以上终结。如果泄通入液面以下，要采取措施防止出现虹吸现象。例如可在泄露出双面的部分开一个小孔。

(4)油箱盖

油箱盖多用铸铁或钢板两种材料制造。在油箱盖上应考虑有下列通孔：吸孔、回孔、通大气孔(孔口应有空气滤清器或气体过滤装置)、测温孔、带有滤油器的注油口，以及安装液压集成装置的安装孔。

目前使用的泵站系统，往往将液压泵、液压泵电机及集成块装置安装在油箱盖上，这种油箱结构紧凑，但产生为噪音较大，当箱盖上安装油泵和电机时，箱盖的厚度应是油箱侧壁厚度的3~4倍。

3.2. 3 油箱的防噪音问题

防噪音问题是现代化机械设备设计中必须考虑的问题之一。油路系统的噪音源，以泵站为首，因此，进行油箱设计时，应从下列几方面着手减轻噪音：

（1） 箱体及箱盖的材质，在条件允许的情况下，用铸铁代替钢板，以利于吸振； （2） 箱体与箱盖间增加防振橡皮垫；

（3） 用地脚螺栓将油箱牢固地固定在基础上；

（4） 吸油区与回油区之间增设一层60~10目的金属网； （5） 油泵排油口用橡胶软管与阀类元件相连接；

（6） 回管接头振动噪音较大时，改变回直径或增设一条回，使每个回接头

的通路减少。

3.2. 4 其它应注意事项

（1）吸端部的滤油器与油箱底面距离不得小于20mm。在条件允许时，油箱盖的吸孔

45

应比滤油器的直径稍大，以便对滤油器进行清洗与更换； （3）大型油箱的箱体与箱盖应有加强筋，以保证刚度； （4）油箱内部应涂耐油防锈漆。

3.3 液压泵装置

液压泵装置是指将电能转变为液压能所需要的设备、元件及其辅助元件。具体而言，主要指电机、联轴器、液压泵等。正确地设计尤其是正确地安装液压泵装置，是液压系统正常工作的重要保证，必须予以足够的重视。

3.3.1 液压泵的安装方式

金属切削机床的液压站，多用定量或限压式变量叶片泵、变量叶片泵仅能卧式安装，而定量叶片泵，无论是单泵还是双联泵，都可以有立式和卧式两种安装方式。齿轮泵与柱塞泵一般为卧式安装。卧式安装的液压泵，其位置又可分为上置式与非上置式两种。上置式指液压泵装置安装在油箱上，立式安装的液压泵皆为上置式。

各种安装方式的结构示意图见图3.3-1~图3.3-3。

图3.3-1 上置卧式液压泵装置 图3.3-2 上置立式液压泵装置

图3.3-3 非上置卧式液压站

各种安装方式的特点比较见表3.3-1。 安装液压泵应注意的问题：

46

（1）为了防止振动与保证液压泵的使用寿命，液压泵必须牢固地紧固在箱盖或基础上，必须经常检查连接螺钉是否松动。

(2)调整好液压泵与电机的联轴器，使二者同心，用手拨动联轴器时不能有松紧不一致的现象。 (3)在有条件的情况下，尽量将液压泵(齿轮泵、定量叶片泵等)安装在油液液面以下。

（4）液压泵吸有关路的安装必须注意密封可靠及插入油液有足够的深度，以防止空气被吸入液压泵。

（5）安装液压泵时，应注意各类液压泵的吸油高度，正确确定液压泵与油液液面的距离。各类液压泵的吸油高度见表3.3-2。

表3.3-1 各种安装方式的比较

表3.3-2 各类油泵吸油高度

3.3.2 液压泵与电机的联接

液压泵与电机之间的联轴器，一般用简单型弹性圆柱销联轴器或弹性圆柱销联轴器，其二者的共同特点是传递扭矩范围较大，转速较高，弹性好，能缓冲扭矩急剧变化引起的振动，能补偿轴位移。但在使用中应定期检查弹性圈，发现其损坏后应及时更换。上述两种联轴器中，简单型弹性圆柱销联轴器的结构简单，装拆方便，使用寿命较长，故比弹性圆柱销联轴器用得多些。联轴器的特性参数及基本尺寸可参阅相关手册。

安装联轴器的技术要求是：

（1）半联轴器I尽且做主动件。

（2）半联轴器与电动机轴配合时采用H7/R6配合，与其他轴端则采用低于H7/R6的配合，否则应验算龙毂强度。

（3）最大同轴度偏差不大于0.1mm(上海机床厂经验数据)，轴线倾斜角不大于40’。

3.3.3 绘制液压泵组工作图

液压泵组的工作图包括泵组总装图和非标准零件加工图等。

47

液压泵组可作为一个部件单独绘出其总装图，也可以在液压站总图中与油箱及液压控制装置一并绘出。液压泵组的部件总装图中不仅要表达清楚各组成部分间的连接关系，而且还应标明电动机轴、液压泵轴与联轴器孔的配合尺寸，泵组的轮廓尺寸和中心高，以及液压泵组与基座的连接尺寸等尺寸，同时还应对制造、安装等作出必要的技术说明。

3.4 辅助元件 3.4.1 滤油器

液压系统中油的过滤精度是以污粒最大粒度为标准的，一般分为四类：粗的(d≤100pm)，普通的(d≤10pm)，精的(d≤5pm)，特精的(d≤1pm)。非伺服系统要求油的过滤精度与压力的关系为：p≤7MPa，d≤25~70μm；p＞7MPa，d≤25μm；p＝35MPa，d≤10μm；伺服系统一般要求d＜5μm。

滤油器的安装，有以下几种不同情况：

(1)滤油器安装在0.1~0.2）×105Pa，否则吸油不充分．此处的滤油器多用网式或线隙式。

(2)滤油器装于液压泵的压路上．能保护除泵以外所有的液压元件，要求滤油器能承受系统工作压力和冲击力，过滤阻力不大于3.5×105Pa。为避免滤油器堵塞而造成泵过载或击穿滤芯，可在压力油路上设置旁通阀与滤油器并联(见图3.4-1)。

(3)滤油器装于回路上。可间接保护油路，滤油器本身在低压下工，并且允许滤油器有较大的压力降。为防止滤油器堵塞引起系统压力过高，应设置旁通阀(见图3.4-2)。

(4)滤油器装于支上．这种方式又称为局部过滤。滤油器装在支路上(该油路的流量为液压泵流量的20~ 30％)，其优点是可以减小滤油器尺寸，但最主要的缺点是不能完全保证液压元件的安全，因此重要的液压传动系统中不宜采用(见图3.4-3)。

(5)滤油器装在重要元件之前。如在调速阀前安装精滤油器。

滤油器应该安装在容易检修的地方，并避免安装在液流方向变化的油路上。

选择滤油器主要应考虑系统的过滤精度和过滤能力及滤油器的强度，有时还需考虑滤油器的抗腐蚀能力。

滤油器的过滤能力可用下式求得：

qKAp108

式中：q—滤油器过滤的油量；

A—滤油器有效过滤面积； μ—油的动力粘度；

48

p —压力差；

K—滤芯通油能力系数。

网式滤油器K＝0.34，线隙式滤油器K＝0.17，纸质滤芯K=0.006，烧结式滤芯

K1.04D2103/，式中，D为杂质颗粒的平均直径(m)，为滤芯壁厚(m)。

所选择的滤油器的过滤能力要大于上式计算出来的数值，吸端滤油器的过滤能力，还需为液压泵流量的两倍以上，以保证吸油路通畅。滤油器的产品规格见《零件手册》和《机修手册》第一篇第十三册《液压传动》。

3.4.2 油位指示器

油箱上安装的油位指示器有圆形油标、长形油标等。长形油标公称尺寸有50、80、120、200mm四种，选用哪一种规格，需考虑油箱的尺寸及液面允许变化量。长形油标的结构尺寸见图3.4-4及表3.4-1。

3.4.3 空气滤清器

空气滤清器安装在油箱盖上，它包括两部分：空气过滤器和加油滤网。其公称尺寸有30、45、60、90、120mm五种，选择尺寸时，主要考虑油箱的容积及添加油液的速度。

3.4.4 温度计

为测油箱内油液的温度，往往在箱盖上测温孔内插入温度计，目前常用的温度计有水银或有机液体温度计和压力式指示温度计两种。

49

3.4.5 压力表与压力传感器

在泵站装置中，常常在液压泵的压油口安装压力表以显示泵压，最常用的是弹簧管(一般型)压力或在有特殊要求的地方，可用双针双管弹簧管压力表、电接点弹簧管压力表等，有关资料同上。 为了适应液压测试技术发展的需要，在新型泵站装置中，往往在液压泵压道上安装远传压力表或压力传感器，将压力测量值或油液压力转换为电讯号输送至二次仪表人显示瞬时压力值。远传压力表的有关资料见《零件手册》。压力传感器目前尚无统一规格型号，有关资料可查阅生产厂产品目录．

50

参考文献

1、《机械零件设计手册》(续编)—液压传动和气压传动．东北工学院《机械零件没计手册》编写组编．北京：冶金工业出版社，1979 2．《组合机床设计》第二册，液压部分．大连组合机床研究所编．北京：机械工业出版社，1975 3．《机械工程手册》第三十四篇，液压传动，机械工程手册．电机工程手册编辑委员合编．北京：机械工业出版社 4．《液压与气压传动》．姜继海等主编．北京：高等教育出版社，2002 5．《新编液压工程手册》．雷天觉主编．北京：北京理工大学出版社，1998 6．《液压站设计与使用》．张利平主编．北京：海洋出版社，2004 7．《液压元件产品样本》．杜国森主编．北京：机械工业出版社，1999 8．《液压系统设计图集》．周士昌主编．北京：机械工业出版社，2003 9．《现代实用液压辅件》．赵应樾主编．上海：上海交通大学出版社，2002 10．《液压传动系统及设计》．张利平主编．北京：化学工业出版社，2002

51