液压系统设计问题

液压系统设计问题（精选10篇）

液压系统设计问题 篇1

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。62、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）67、油缸内泄小于0.05ml/min。油缸运行速度小于400mm/s 68、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、H1、51系列）用于开始回路时，回油口必须至少有7bar的背压。72、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。74、设备液压油第一次换油时间：工作500h。以后没1200-1500h换油。78、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。

液压系统设计问题 篇2

关键词：消防系统,充实水柱,消火栓,保护半径,布置间距

由于火灾频发, 近年来, 人们越来越重视各种建筑中的消防系统的完善与否。消防系统是一种防范措施, 如果不发生火灾可能永远不会启用, 但作为一种预防措施必不可少, 一旦发生火灾, 对保护人民的生命财产起着不可忽视的作用, 因此消防系统设计的合理与否就显得尤为重要, 设计中的细节问题则更不可忽视。

消防系统设计中, 水枪充实水柱长度的选择, 消火栓保护半径的确定, 以及消防产品的选择, 对室内消防系统灭火效果的好坏起着至关重要的作用。

本文以高为9.8m、5m两座丙类库房消防系统设计为例, 对水枪充实水柱的选择、消火栓的保护半径及消火栓布置间距的计算进行阐述说明。

1 充实水柱的确定

1.1 充实水柱的概念

充实水柱是指水枪射流后一定的充实水柱长度, 由直流水枪喷射出的密集水流中, 从喷嘴起到射流水柱直径为38cm的一段射流长度。

1.2 充实水柱的确定

《建筑设计防火规范》 (GB50016-2006) 8.4.3第7条规定:“水枪的充实水柱应经计算确定, 甲乙类厂房、层数超过6层的公共建筑和层数超过四层的厂房 (仓库) , 不应小于10m;高层厂房 (仓库) 、高架库房和体积大于25000m3的商店, 体育馆、影剧院、食堂、展览建筑、车站、码头、机场等建筑不小于13m, 其他建筑, 不宜小于7m”。根据规范中本条规定直接取值, 则两座库房充实水柱均为7m。

现在通过计算确定水枪的充实水柱, 那么水枪的充实水柱高度如何计算?假设层高为h, 充实水柱的倾角控制在45°~60°度范围, 如图1所示。

则充实水柱长度计算值为:

将h=9.8, α=45°代入公式 (1) 中得:

计算值12.45m H2O>规范值7m H2O

将h=5.0, α=45°代入公式 (1) 中得:

计算值5.66m H2O<7m H2O

从以上两种计算结果可以看出, 一个计算值大于规范值, 一个计算值小于规范值。对于计算值和规范值应该按那个计算呢?对于充实水柱的长度, 既要保证充实水柱能达到室内任意着火点, 也要考虑不能过长, 若充实水柱过长会因射流反作用力过大而使人们无法使用, 但也不能过短, 否则着火点辐射热使充实水柱不能射向火区。从上面的取值及计算过程可以看出, 首先要满足计算值, 因为只有满足计算值的前提下才能使消火栓充实水柱达到室内任何部位, 不会出现灭火死角, 在满足计算值的前提下, 再对照规范值, 取两者之中最大。这样两者同时满足。所以对于层高h为9.8m, 5.0m的充实水柱长度分别为12.45m、7m。

1.3 充实水柱的核算

对于确定的充实水柱长度虽能满足灭火时充实水柱能达到室内任意着火点, 不会出现灭火死角, 但我们还要核算充实水柱产生水枪射流量是否满足要求, 现在我们对确定的两个充实水柱长度进行核算。

根据规范, 两座库房的室内消防水量为5L/S, 同时使用水枪数为1支, 每支水枪最小射流量不小于5L/S, 水枪直径均19mm, 水带长度均选择25m。水枪喷口处压力与充实水柱高度关系式如下:

式中:Hq———水枪喷口处压力;

af———实验系数, af=1.19+80 (0.01Hm) 4;

Hm———充实水柱高度;

φ———与水枪喷口直径有关的系数;水枪喷口直径为19mm时, φ=0.0097。

对于层高为9.8m, 充实水柱为12.45m,

对于层高为5.0m, 充实水柱为7m,

将以上结果代入式 (2)

层高为9.8m库房:Hq=1.21×12.45/ (1-0.0097×12.45) =17.13m H2O

层高为5m库房:Hq=1.19×7/ (1-0.0097×7) =8.94m H2O

水枪喷口射出流量与喷口压力之间关系式如下:

式中:B———水流特性系数, 与水枪喷口直径有关, 水枪口直径19mm, 对应B=1.577;

Hq———水枪喷口造成某充实水柱所需压力。

将上述两个Hq代入公式 (3) 中

对于层高为9.8m库房, qxh= (1.577×17.13) 1/2=5.2L/S>5L/S, 满足要求。

层高为5m库房qxh= (1.577×8.94) 1/2=3.32L/S<5L/S, 不满足要求;需提高充实水柱长度。将充实水柱提高为12m, 经计算水枪射流量为5.2L/S, 大于5.0L/S。满足要求。

从充实水柱确定过程中可以看出, 通过计算与规范规定值确定的充实水柱也未必满足灭火需求, 还需对确定的充实水柱进行核算, 在设计中应全面考虑, 满足各种条件要求, 才能达到良好的灭火效果。

2 消火栓间距布置

2.1 消火栓保护半径确定

经过充实水柱计算后, 根据确定充实水柱进行消火栓保护半径的计算, 则消火栓保护半径计算公式:

式中:K———消防水龙带的折减系数;

Ld———水龙带长度;

LS———水枪充实水柱在平面上的投影长度。

对于层高为9.8m充实水柱为12.45m和层高为5m, 充实水柱为7m的两种情况进行计算, 水带长取25m, K的取值为0.8~0.9。

2.2 关于K取值问题及保护半径的计算

关于K取值问题:由于在灭火使用消火栓时, 有些建筑会比较空旷、障碍物少, 有些会存在某些遮挡物或者建筑物内走道转弯处多。对于建筑物内比较空旷, 同时障碍物比较少的采用范围值的上限;对于建筑物内平面转弯处多, 障碍物多的情况则取k值范围的下限。对于库房来讲, 建筑物平面虽然很简单, 但是作为库房内部的障碍物相对来说会很多。当发生火灾时, 灭火障碍物多, 所以取范围值的下限。K取0.8对以上两组数据进行计算, 结果分别为:

(层高为9.8m的建筑)

(层高为5.0m的建筑)

2.3 保护半径计算结果讨论

表面上看好像两种计算结果没有任何问题, 但是我们仔细分析一下, 对于层高为9.8m的库房, 12.45的充实水柱是根据倾角α取45°, 计算出的充实水柱, 这样计算出的充实水柱在平面上的投影, 倾角仍按45°计算没有问题, 从而计算出的消火栓的保护半径就不会有问题, 但是对于层高为5.0m的建筑充实水柱长度确定为12m, 既不是规范中的规定值, 也不是采用计算值, 是在充实水柱核算过程中不满足流量要求而在计算和规范值两者确定的较大者基础上将充实水柱提高。那么我们计算充实水柱投影的时候还是按照45°的倾角就会有问题, 因为如果按照45°的倾角, 充实水柱采用12m, 则实际上充实水柱长度不会射到12m, 因为被楼板挡住了。要想射出12m的充实水柱, 则倾角α相应减小就会射出12m的充实水柱, 这样充实水柱的投影将会增大, 消火栓的保护半径也会增大。

现在对于层高为5.0m, 充实水柱为12m的仓库保护半径重新计算,

将该计算结果和第一次计算结果相比, 相差31.31-28.49≈2.82m。

虽然两者相差不多, 但当充实水柱的值增加时, 这两种计算结果将会相差很多, 这样则会使消火栓的保护半径计算有误, 也会影响消火栓的布置间距。从而不能够更加经济合理地对室内消火栓进行布置。

3 结语

从以上问题的分析讨论可以看出, 在消防系统设计计算过程中, 应重视细节问题, 考虑多方面因素, 结合工程实际情况, 设计过程中不能单一套用已有公式或简单采用规范规定值进行设计计算。对消火栓的充实水柱的确定, 保护半径的计算, 以及各种参数的取值计算问题等要认真细心思考, 同时要结合建筑物自身特点及各种相关因素, 将室内消火栓布置更加合理, 当发生火灾时, 使室内消防系统发挥它应有的作用。

参考文献

[1]陈秀生, 水浩然, 朱文璆.给水排水设计手册[G].北京:中国建筑工业出版社, 2001.

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[5]李二刚.太平洋商业中心给排水及消防系统设计[J].华章, 2009, 15 (3) :116-118.

[6]刘丽伟.试析高层建筑消防给水设计常见的问题[J].职业技术, 2006, 20 (8) :200-202.

[7]王晓梅.高层民用建筑消防给水系统设计中的若干问题[J].沈阳大学学报, 2005, 17 (4) :114-116.

高层建筑电气系统设计问题研究 篇3

【关键词】二级负荷；消防设备；漏电火灾报警；火灾自动报警；电梯；电气竖井；负荷计算

1.二级负荷部分概述

1.1高层建筑根据其使用性质、火灾危险性、疏散和扑救难度等进行分类，10~18层住宅（包括首层设置商业网点的住宅）应属二类高层建筑，其中主要通道和楼梯间照明用电、客梯用电、排污泵和生活水泵用电为二级负荷，其消防用电负荷：消防控制室、火灾自动报警及联动控制装置以及阀门等用电应为二级负荷。

1.2高层住宅宜在底层或地下一层设置10（6）/0.4kV户内变电所或在室外设置预装式变电站。变压器低压侧电压为0.4kV时，单台变压器容量不宜大于1250kVA。预装式变电站变压器，单台容量不宜大于800kVA。二级负荷供电系统停电影响较大，宜由两回路供电，供电变压器也宜选两台（两台变压器可不在同一变电所）。当线路自上一级配电所用电缆引来时必须采用两根电缆组成的电缆线路，其每根电缆应能承受100%的二级负荷，且互为热备用。

1.3JGJ16~2008《民用建筑电气设计规范》（以下简称新《民规》）13.9.5条规定：消防系统配电装置，应设置在建筑物的电源进线处或配变电所处，其应急电源配电装置宜与主电源配电装置分开设置；当分开设置有困难，需要与主电源并列布置时，其分界处应设防火隔断。配电装置应有明显标志。消防用电设备应采用专用供电回路，当生产、生活用电被切断时，应能保证消防用电，新《民规》13.9.8条规定：其配电系统的分支线路，不应跨越防火分区，分支干线不宜跨越防火分区。

1.4新《民规》规定：消防二级用电负荷，应由主电源和与主电源不同变电系统提供应急电源的双回路电源供电，实际中多从两台独立变压器获得，可由任一路作主电源，当主电源断电，另一路电源应自动投入；并且规定消防水泵、消防电梯、防烟及排烟风机等消防用电设备采用双电源供电，应在最末一级配电箱处自动切换，但对其他容量小且布置分散的消防用电设备，如报警系统、电动防火门、卷帘、应急灯（带蓄电池）及电信设备等的供电并没有相同的要求，因为这样会造成配电系统结线复杂，而且令投资增加，在设计时可根据工程实际情况，按楼层或按防火分区或功能分区设置集中的双电源自动切换箱，采用耐火电线、电缆放射供电至各消防设备。

2.二级负荷消防设备供电线路、敷设和应急照明

2.1二类高层居住建筑中火灾自动报警保护对象分级为二级，所以此类建筑物内消防设备供电干线及分支干线，应采用有机绝缘耐火铜芯电力电缆，其分支线路和控制线路，系末端双电源切换箱放射式至相应消防设备的线路，它们同在一个防火分区内且线路较短，当采取一定防火措施如穿管暗敷，宜选用与消防供电干线或分支干线耐火等级降一类的电线或电缆即阻燃型铜芯电线或电缆。

2.2有机绝缘耐火铜芯电力电缆在电气竖井内或电缆沟内敷设时可不穿导管保护，但应采取与非消防用电电缆隔离措施；采用明敷、吊顶内敷设或架空地板内敷设时，应穿金属导管或封闭式金属线槽保护，且保护管或线槽应采取涂防火涂料等防火措施；当线路暗敷时，应穿金属导管或难燃型刚性塑料导管保护，并应敷设在不燃烧结构内，且保护层厚度不小于30mm。

2.3新《民规》13.8.5.3条要求高层居住建筑疏散楼梯间、长度超过20m的内走道、消防电梯间及其前室或合用前室，应设疏散照明（持续时间不小于30min）。

2.4二类高层居住建筑疏散楼梯间可不设疏散走道标志，但应设安全出口标志和疏散照明；火灾时仍然需要坚持工作的场所要设置备用照明，其最少持续供电时间180min；备用照明和疏散照明不应由同一分支回路供电，严禁在应急照明电源输出回路中连接插座；高层建筑物楼梯间的应急照明，宜由应急电源提供专用回路，采用树干式供电。

2.5消防联动控制、通信、应急灯及声光报警发生器等线路暗敷时，应穿导管保护，并应敷设在不燃烧结构内，且保护层厚度不小于30mm；当明敷时，应穿金属导管或封闭式金属线槽保护，且保护管或线槽应采取涂防火涂料等防火措施；采用绝燃和护套为难燃性材料的电缆时，可不穿金属管保护，但应敷设在电缆竖井内。

3.二类高层居住建筑宜设漏电火灾报警系统

3.1GB 50016-2006《建筑设计防火规范》要求按一、二级负荷供电的消防用电设备场所宜设置漏电火灾报警系统，又称剩余电流动作电气火灾监控系统，同时GB 50045-1995《高层民用建筑建筑设计防火规范》也提倡宜设置漏电火灾报警系统。它一般由一台主机和若干个剩余电流探测器、控制模块经二总线连接而成的。当被保护电路中的接地剩余电流达到一定值时，探测器测到报警信号，传送到控制模块，通过二总线网络传输到主机发出声光报警信号；主机显示屏同时显示报警地址，记录并保存报警和控制信息，值班人员可在主机处远程操作切断电源或派人到现场排除剩余电流故障。

3.2漏电火灾报警系统与火灾自动报警系统性质是相同的，作用都是对建筑物内火灾进行早期预防和报警，因此，它的保护对象分级也应根据其使用性质、火灾危险性、疏散和扑救难度等进行分级。

3.3新《民规》中规定住宅建筑应在电源进线或配电干线分支处设置剩余电流动作报警器；火灾自动报警系统保护对象分级为二级的建筑物或住宅应设接地故障报警，当采用独立型防火剩余电流动作报警且点数较少时，如有集中监视要求，可利用火灾自动报警系统的编码模块与其连接组成一个系统，报警点位号在火灾报警器上显示应区别于火灾探测器编号；剩余电流检测点宜设置在楼层配电箱（配电系统第二级开关）进线处，当回路容量较小线路较短时，宜设在变电所低压柜出线端；防火剩余电流动作报警值宜为500mA。当回路的自然漏电电流较大，500mA不能满足测量要求时，宜采用门槛电平连续可调的剩余电流动作报警器或分段报警方式减少自然泄露电流的影响；剩余电流动作报警系统的控制器应设在建筑物消防控制室内，此处24h有人值班，便于维护和管理。

4.火灾自动报警系统

4.1新《民规》中规定二类高层居住建筑属二级火灾自动报警系统保护对象，且有消防泵等联动设备，宜采用区域报警系统或集中报警系统；在此类高层住宅的公共场所应设置火灾自动报警系统，故可在住宅公共楼梯、走道以及电梯机房等处设感烟探测器、带电话插孔手动报警按钮及火灾报警发生器等，楼梯间内消火栓箱内设直接起动消防水泵按钮，每个防火分区和住宅单元设复示盘，随时了解系统状态。

4.2GB 50116-1998《火灾自动报警系统设计规范》附录4要求二级火灾自动报警系统保护对象建筑物中敷有可延燃绝燃层和外护层电缆的电缆竖井、电缆配线架等部位应设置火灾探测器。

4.3新《民规》要求火灾确认后，应在消防控制室自动切除相关区域的非消防电源；应根据火情强制所有电梯依次停于首层或电梯转换层，除消防电梯外，应切断客梯电源。故可在二类高层居住建筑各单元住户用电总箱和客梯电源箱内总开关均要带强切功能，且需要接入火灾自动报警电源支线及信号支线。

【参考文献】

［１］杜航.大型商业建筑电气设计的探讨[J].电气应用,2009,(11).

液压系统设计问题 篇4

结合当前GPS的发展趋势,简要介绍了GPS定位技术的特点,并从理论和实践两方面就GPS在设计中可能出现的几个问题进行了深入探讨,主要包括:伪距测量误差的纠正、GPS接收板的.数据格式以及GPS系统设计中的数据转换等.从GPS定位原理出发, 论述了伪距测量误差产生的原因及解决的方法,结合GPS卫星定位技术的具体应用,提出了两种可行的设计方案,对GPS卫星定位设备及跟踪系统的设计、开发具有一定的实际意义.

作 者：郭雨梅 刘沛林 朱广鹏 作者单位：郭雨梅,刘沛林(沈阳工业大学,信息科学与工程学院,辽宁,沈阳,110023)

朱广鹏(中国北方航空公司,辽宁,沈阳,110004)

液压系统优化设计论文 篇5

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

液压系统设计问题 篇6

ZDY760全液压钻机液压系统设计

本文主要介绍了ZDY760钻机液压系统设计计算、工况分析、主要参数、液压原理及液压系统图.

作 者：王健 Wang Jian  作者单位：浙江杭钻机械制造股份有限公司,浙江杭州,310016 刊 名：地质装备 英文刊名：EQUIPMENT FOR GEOTECHNICAL ENGINEERING 年，卷(期)：2009 10(3) 分类号：P634 关键词：工况分析   主要参数   液压系统图   结构特点  

制药用水系统若干设计问题的讨论 篇7

关键词：制药,水系统,设计,讨论

0 引言

制药用水系统在医药生产过程中具有举足轻重的作用。现有制药用水系统主要通过水系统的循环来保证系统水质的要求。循环用水分配系统的设计, 是制药用水系统的核心。笔者通过对制药用水设计过程中的一些问题进行探讨, 以期明确设计参数和工艺方案的选择, 并为类似工程设计提供借鉴。

1 储罐容积与水机能力的关系

从制药用水的使用角度来看, 理想的水系统应是恒定的产水和恒定的用水, 不加贮储。事实上, 药品生产的不同阶段对工艺用水的时间、水温及数量要求各不相同, 不可能恒定。生产的各种需要, 必然会造成用水高峰期以及不消耗水的用水低谷期, 若采用现制现用的系统, 将会使制水设备选型规格巨大, 除了设备投入成本较高之外, 在操作上需经常启停, 使用起来极不方便。因此, 制药用水的贮存是制药用水系统不可缺少的一部分。在设计过程中, 如何合理地选用水机以及与之相匹配的储罐, 是一项十分关键的工作。一个成功的选型, 应该使一个较小的处理系统来满足工艺用水的高峰需求。下面介绍系统选型的具体步骤:

计算选型以前, 需要对工艺用水系统的情况有一个初步的了解, 根据了解调查情况编制生产期内不同时段工艺用水情况一览表。根据一览表, 可以绘制相应一个周期内的用水量累积曲线。以图1所示项目为例, 数字24所对应的消耗量即为一个周期内工艺用水的总消耗量。在图1中, 连接总消耗量数据点与图表原点, 可以得到一条均匀产水量累积曲线。曲线的斜率即为系统所需水机的最小产水量, 即7.2÷24=0.3 m3/h。

从图1中可以看到, 用水量累积曲线与产水量累积曲线之间存在着一定的偏离, 这是由于工艺用水的不均匀性造成的。

当用水累积曲线在产水量累积曲线以下时, 表明这个阶段工艺用水量较小, 而水机产水量较大, 水机产水多余部分需通过储罐进行存贮。该时段内两条曲线的最大垂直距离即为储罐所需的用于调蓄水机产水富余的最大体积V1=2.5-0.6=1.9 m3。

随着生产的进行, 当用水量累积曲线与产水量累积曲线重合时, 表明到该时段为止, 工艺消耗水量总和与制水总量相等。

当用水量累积曲线在产水量累积曲线以上时, 表明该时段工艺用水量的总和已超过水机的累积产水量总和, 用水量的不足部分需由储罐进行提供。该时段内两曲线的最大垂直距离 (图1中两圆点间距) 即为储罐所需的最大贮备容积V2=7.1-5.8=1.3 m3。

在一个生产周期内, 储罐所需的最小有效调节容积应为V1+V2=1.9+1.3=3.2 m3。

通过以上分析, 可以得到水机的最小产量和储罐所需的最小有效调节容积。在实际选型时需适当考虑设备的停机检修时间、储罐运行时的最高和最低液位、现有产品的标准规格等因素。在满足生产需要的前提下, 尽可能做到选型的经济合理。

2 流速与雷诺数对系统的影响

制药用水系统管道内的水力计算与普通给水管道内水力计算的主要区别在于:制药用水系统的水力计算应仔细考虑微生物的控制要求, 避免微生物的再生和细菌内毒素的形成。为控制微生物在管道内壁的生长, 管道内水的流动需要达到一定速度。美国药典对制药用水系统中水流状态提出了明确的要求, 工艺用水需处于“湍流状态”。流体的流动状态分为层流和湍流, 可通过计算雷诺数来进行判断。一般认为过渡状态雷诺数为2 000~4 000, 雷诺数大于4 000以上, 即为流体处于稳定湍流状态。雷诺数计算公式为:

式中ρ———流体密度 (kg·m-3) ;

ν———管道流速 (m·s-1) ;

d———管道直径 (m) ;

μ———液体粘度 (Pa·s) 。

表1是根据雷诺数的计算公式计算得到的流速与雷诺数一览表。其中管径规格采用ASME-BPE标准。水温按20℃计算。由表1可以看出, 除管径为1/4"、流速为1.0 m/s的情况, 其余管径规格在流速不小于1.0 m/s时, 均能满足雷诺数大于4 000的要求。从流体计算的角度来讲, 管道流速选用1.0 m/s时, 常用主管管径已可以达到湍流要求。雷诺数随流速或管径的增大而增大。

在ISPE指南第4卷“水和蒸汽系统”中指出, 回水的最小流速不宜小于3 ft/s (约1 m/s) 。在系统设计中可将上述流速作为控制系统最不利情况下的最低流速。循环泵出口流速可按《医药工业洁净厂房设计规范》中不小于1.5 m/s的要求选取。

流速在满足规范及充分湍流的条件下, 已能对微生物的附着起到抑制作用, 在此基础上如仍采用更大的管道流速, 将增加系统运行的成本, 在选择管径时应予以考虑。

3 注射水冷却方式的选择

对于注射用水, 为了有效地防止因微生物的滋生和繁殖而受到污染, 2010版GMP对其提出了70℃以上保温循环的要求。因此, 注射用水系统需要有加热装置对贮罐及整个管路系统进行保温, 以达到所要求的温度, 并且还对加热容器壳体或部件进行外保温。但是, 水生产出来是供使用的, 这么高的温度在不少用点往往嫌烫而不合适, 这就又需要进冷却。注射用水的冷却目前主要有以下几种方式:

一些用水集中的水量大的用户点在主管路上设置冷却器, 在用点后对循环水进行重新加热, 如图2所示。该方法有利之处在于方便冷用点集中冷却, 不利之处在于需对回主环路的冷水进行重新加热, 在能耗上比较浪费。

对不宜集中冷却的单个或多个注射用水冷用点, 目前工程上采用的冷却方式如图3~5所示。图3是对多个冷用点降温方案的简化, 该方案没有注射用水再次加热的过程。在回水管道上安装气动隔膜阀, 由用水点进行控制。当用点发出需要用水信号后, 该隔膜阀延时关闭, 用点出水。循环主管路中的水一部分经冷却后供用点使用, 另一部热水仍经主管路旁通供后续管路使用。上述旁通、换热器和相关的控制阀门均安装于技术夹层, 对用户的控制和使用均较为方便。阀门的信号可由带信号反馈的T型三通阀发出, 同时也在用水点附近设置专用的控制面板进行控制。以上可根据用户的具体要求进行配置, 但带信号反馈三通阀成本较高。

在图3中, A到B段管道在用点用水时为死水段, 对于某些用户来讲, 这是一个风险点。针对该方案中AB段之间存在死水的问题, 在一些工程中采用了气动阀门改进的方法 (图3左下角) 。该方案最大优点在于用一种带旁通的气动阀门代替原先仅有开关功能的气动阀门。设置阀门旁通的目的在于用点用水时, 上述AB管段仍有少量的水在流动, 不会形成滞水区。旁通管管径约为阀门口径的1/3, 旁通管上带有可调节的小阀。但该方法存在以下不足, 实际使用中, 由于用点阀门打开, 部分热水由主管从节点A流向用点B, 与经过换热器冷却的出水混合, 这从某种程度上会降低换热器的换热效果。

图4是另外一种注射用水冷用点的改进方式。该方式克服了上述方案中存在滞水区的问题。用点阀和主管连接点紧邻, 当用点用水时, 可通过紧邻的隔膜阀进行关断。用完后, 可将紧邻隔膜阀打开。该方案在管路及阀门的连接上最大限度地减少了用户用水时滞水区的存在;另外一个明显的优点是, 将其他工程中需要的气动开关阀改为了手动阀门, 在工程投资上具有一定的优势。

图5左边是将换热器接在主管路之外用水点之前的一种换热方式, 其优点是不对主管路配水产生影响, 主管路系统相对简单。不足之处是在每次使用之前需使用纯蒸汽对用点换热器进行消毒, 并进行凝水的排放, 对于用水量小用水频繁的用点不是十分方便。另外, 用点换热器由于需要对用点出水进行瞬时冷却, 因此往往换热面积不会很小, 在洁净室内会占用一定的空间。图5右边是一个可用于用点换热的螺旋管式换热器, 通过螺旋管道可在一定程度上增大换热接触面积, 减小换热器体积。

4 注射水冷用点并联管路管径确定原则

在制药水系统的工程案例中, 以图3~5为代表的并联管路冷却方式比较常见。为保证并联管路的每个支管流速达到微生物控制的要求, 管径的选择十分关键。下面以图4为例进行管道水力学计算, 通过分析管道系统阻力, 提出并联管路管径确定的原则。

管路计算满足以下假设: (1) 用点不用水时, 并联管路通过流量之和等于主管流量, 各支路流量均匀分配, 管径相同。 (2) 并联管路设置前后, 管段沿程阻力不变。 (3) 并联管路长度基本相等。

管道阻力公式:

根据海曾-威廉公式, 取Ch=130, 经推导可得:

式中h———水头损失 (m) ;

a———比阻 (s2·m-6) ;

L———管道长度 (m) ;

q———流量 (m3/s) ;

d———管道内径 (mm) ;

n———指数, 采用海曾-威廉公式时, n=1.852。

令主管路流量、比阻、管径分别为q1、a1、d1;并联支管流量、比阻、管径分别为q2、a2、d2。根据假设 (1) , 当并联管路流量均匀分配时, 支管流量q2=0.5q1。根据假设 (2) , 并联管路设置前后总阻力不变, h2=h1, 由式 (1) 得:a1L1q1n=a2L2q2n, 设置的并联管路在长度上与原循环管路可认为近似相等, 即L1=L2。由此可以得到:

另外由式 (2) 可以得到:

根据式 (3) 和 (4) 计算得到:d2/d1=0.752 27。

从理论上分析, 当管径符合上述关系时, 可以满足经过并联管路流量和阻力不变的要求。实际工程中, 管道内径是一定的, 在应用时, 可以利用上述推导作为理论依据, 将支管管径比主管选小一档规格, 基本能满足上述管径关系。

根据选定的管径, 对流速进行校验。表2依据ASME BPE的管径规格, 在支管比主管选小一档的情况下, 进行了支管流速和阻力的计算。其中主管流速按1.5 m/s选取。

表2中各种组合的支管流速均大于1.0 m/s, 能够满足流速控制要求。其中主管为3/8"的组合, 支管流速和阻力太大, 不推荐使用。

5 结论

本文通过对制药用水分配系统贮罐、水机选型、设计流速与雷诺数的关系以及注射用水冷却方式等方面进行分析和讨论, 得出以下结论:

(1) 水机和储罐选型可通过绘制用水和产水量累积曲线的方法确定, 实际选型还应考虑停机检修及储罐有效容积等因素。

(2) 流速的选取应满足系统完全湍流的要求, 对于制药用水系统, 循环回水流速在1 m/s以上, 可以满足ISPE指南和国内GMP指南关于最小流速的要求。循环泵出口流速宜按不小于1.5 m/s的要求选取。

(3) 对注射用水冷用点若干冷却方案及接管方式进行了讨论, 在用点与主管并联方案中, 用水点与主环路紧邻连接的方法值得推荐。

(4) 冷用点并联管路管径的选择, 并联支管与主管理论计算管径比为0.75。实际选型时可考虑支管比主管小一档。

参考文献

[1]谭天恩, 窦梅, 周明华, 等.化工原理[M].第3版.北京:化学工业出版社, 2006

[2]ISPE.Pharmaceutical engineering guides for new and renovated facilities[M].Florida:Ispe Headquarters, 2001

[3] 中国医药工程设计协会.GB50457—2008医药工业洁净厂房设计规范[S].北京：中国计划出版社，2009

[4] 严煦世，范瑾初.给水工程[M].第4版.北京：中国建筑工业出版社，1999

液压系统设计问题 篇8

关键词：空调水系统问题

暖通空调系统在可以满足人们对工作和生活环境要求的同时，还可以提高工作效率和生活质量，起到节约能源、提高能源利用率的作用。空调系统的主要工作原理是制冷剂在空调制冷机组内的蒸发器中与冷冻水进行热量交换，冷冻水系统内的冷冻水管道是循环式系统，变流量系统可以分为相对变流量和真正变流量两种，要充分发挥变流量系统的节能潜力，就需要将被气化后的制冷剂在空压机的作用下形成高温的气体，当气体流经制冷机组的冷凝器时，在冷却水的作用下，直接将气体转变为低温的液体，被降温后的冷冻水经由水泵被送至空气处理机的热交换器中，随后通过送风管路送入到每个房间。在这样的循环过程下，夏季房间内所产生的热量就会被冷却水带走，流经冷却塔后释放到空气当中。

一、空调水系统设计中存在的问题

1、水系统未分高低区域。一般来说轻工建设的空调水系统冷水是从上压下，热水是从下压下，无高低之分。所以当出现用大量大时往往造成高层冷热水水压不稳定。有的施工设计不周详，从设计上详细剖面图较少模棱两可，造成安装上存在缺陷，安装完毕启用一段时间，阀杆一动就漏水关不死。如果更换其它型号可不一定匹配

2、供水系统设计不合理。有的供水系统由主要干线，然后分几个环路， 分环上的水阀少给空调水系统的维修管理造成不便。有的供水管道布置不合理， 有的供水水平管道敷设在通道的地面上，一旦出现泄漏，就会影响系统使用。有的供水系统为双侧连接， 两侧水力不平衡， 无法按设计流量进行分配。

3、水系统运行故障 。由于系统日常维护不当，造成故障后水浪费的现象在暖通空调系统中是较普遍的现象。常见的故障哟有制冷系统的脏堵与冰堵、空气过滤器出风口被障碍物堵塞，系统压力不正常，出现故障后维修需要放水，这样不仅浪费了大量的能源。

4、空调水系统的选择不合理。不同性质的用房， 在设计上统统采用风机盘管系统，这样的系统既要满足温度要求， 又要排除臭味，但是由于空调冷冻水系统没有设置平衡阀，设计中的不同取值差异较大，无法满足空调的用水需求。

二、空调水系统设计策略

1、合理设计围护结构。合理设计水系统的围护结构，能够提高维护结构的节水性能，有利于暖通空调系统节能。系统冷冻水和冷却水流量估算/rt冷吨 ，空调冷冻水泵进出口压力不正常的原因就是无法克服冷冻水在管网中的流动阻力，其进出口两端的压力差无法满足水泵所提供的扬程。在遇有压力不正常时应首考虑到膨胀水箱内是否有水。膨胀水箱具有容纳系统冷冻水膨胀量和向系统补水的作用。如果补水阀被误关闭，就会进行管网造成水循环不畅导致压力不正常。

2、冷却水系统设计。冷却水系统的补水量包括排污损失和泄水损失 ，当选用逆流式冷却塔，应综合考虑各种因素的影响。冷却水系统的补水量取为循环水量的1.5电制冷、水质好时取小值，水质差时取大值。

3、提高系统控制水平。首先是暖通空调水系统要利用电子和计算机的相关技术。空调水系统需要把温度、湿度和空气品质控制在一个很窄的范围内。因此对暖通空调系统的设计有着更高的要求。暖通空调水系统这类系统通常是用冷水带走空调空间的大多数显热负荷，空间的潜热负荷造成的湿气也可以提供一些额外的显热冷却。全水系统通根据暖通空调空气处理装置末端的不同通常分为定风量系统和变水量系统。通过各自的调节风门独立的恒温器控制风门及送入每个区域的风量。虽然变风量系统是一个冷却系统，但是大部分时间需要冷却的场所要具有内部负荷大的内部空间. 其次是在暖通空調水系统节能优化中，不但要优化运行管理，而且还应提高系统控制水平。改变主机匹配不当，主干管布置未按功能区分的问题，就要通过改管线最好各配变频泵，低区一路至换热器换热器出来，减少冷热水压力，运用独立的放置干管分两个系统逐步改管。当然要根据气温变化不断进行切换，安装电控阀能解决不同区域按功能进行使用，节约了能源。高低区域一定要分开，能够减少能源浪费，也可以降低维修率。

4、水系统的节能措施。制冷机组冷凝热回收的换热可以与不同的系统结合起来使用。如果与生活用热水系统相结合，首先要进入板式热交换器，通过热交换器被压缩后的制冷剂温度较高，能够将热量完全可以将热水加热到洗澡用的温度，储存的水温可以满足人们的需要。当制冷机组的冷凝器将热水加热到需要的温度时，亦可在系统中添加水源热泵，有利于避免冷凝热排放到大气中造成热污染，避免了因为燃料的燃烧向大气排放的有害物，应该说是一种有环保作用的节能技术。

【参考文献】

[1]王凡，徐玉党.中央空调水系统变流量浅析硕士论文及其改善[J].建筑热能通风空调，2006（01）.

[2]厚建，李树江.混合遗传算法在中央空调优化制约应用.2005中国制约与决策学术年会论文集[C]，2005（06）.

[3]单宝艳，王振波.基于层次模糊法的建设工程暖通空调设计风险综合评价[J].中国勘察设计，2008（06）.

[4]卜增文.绿色建筑的暖通空调设计[j].制冷与空调，2000 2聂梅生.中国生态住宅技术评估手册[m].中国建筑工业出版社.2001

苹果电脑切换系统问题 篇9

二，在windows里打开控制面板-bootcamp-启动磁盘，这里和右下角的打开是一样的，

苹果电脑切换系统问题

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液压传动系统设计与计算 篇10

1.明确设计要求，进行工况分析，

2.初定液压系统的主要参数。

3.拟定液压系统原理图。

4.计算和选择液压元件。

5.估算液压系统性能。

6.绘制工作图和编写技术文件。

根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。

第一节 明确设计要求进行工况分析

在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。

1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。

2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。

3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。

图9-1位移循环图

在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。

一、运动分析

主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。

1.位移循环图L—t

图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。

2.速度循环图v—t(或v—L)

工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，

图9-2 速度循环图

最后匀减速运动到终点;第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等;第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。

二、动力分析

动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。

1.液压缸的负载及负载循环图

(1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：

F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)

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

图9-3导轨形式

①切削阻力Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。

②摩擦阻力Ff：

为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其

计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨

液压系统设计的步骤大致如下：

1.明确设计要求，进行工况分析。

2.初定液压系统的主要参数。

3.拟定液压系统原理图。

4.计算和选择液压元件。

5.估算液压系统性能。

6.绘制工作图和编写技术文件。

根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。

第一节 明确设计要求进行工况分析

在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。

1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。

2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。

3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。

图9-1位移循环图

在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。

一、运动分析

主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。

1.位移循环图L—t

图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。

2.速度循环图v—t(或v—L)

工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，

图9-2 速度循环图

最后匀减速运动到终点;第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等;第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。

二、动力分析

动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。

1.液压缸的负载及负载循环图

(1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：

F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)

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

图9-3导轨形式

①切削阻力Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。

②摩擦阻力Ff：

为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其

计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨

形式，其摩擦阻力的值为：

平导轨： Ff=f∑Fn (9-2)

V形导轨： Ff=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3)

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

③惯性阻力Fi。惯性阻力Fi为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算：

(9-4)

表9-1 摩擦因数f

导轨类型

导轨材料运动状态摩擦因数(f)滑动导轨铸铁对铸铁启动时低速(v<0.16m/s) 高速(v>0.16m/s)0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08滚动导轨铸铁对滚柱(珠) 淬火钢导轨对滚柱(珠)0.005～0.020.003～0.006静压导轨铸铁0.005

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

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

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

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

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

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

F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5)

②快速阶段： F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6)③工进阶段： F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7)④减速： F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (9-8)

对简单

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

(3)液压缸的负载循环图。对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压缸(或液压马达)的速度和负载的变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F—t)或负载位移(F—L)图，然后将各液压缸在同一时间t(或位移)的负载力叠加。

图9-4负载循环图

图9-4为一部机器的F—t图，其中：0～t1为启动过程;t1～t2为加速过程;t2～t3为恒速过程; t3～t4为制动过程。它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。图中最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。

2.液压马达的负载

工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：M=Me+Mf+Mi (9-9)

(1)工作负载力矩Me。工作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。

(2)摩擦力矩Mf。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：

Mf=GfR(N·m) (9-10)

式中：G为旋转部件的重量(N);f为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数;R为轴颈半径(m)。

(3)惯性力矩Mi。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：

Mi=Jε=J(N·m) (9-11)

式中：ε为角加速度(r/s2);Δω为角速度的变化(r/s);Δt为加速或减速时间(s);J为旋转部件的转动惯量(kg·m2)，J=1GD2/4g。

式中：GD2为回转部件的飞轮效应(Nm2)。

各种回转体的GD2可查《机械设计手册》。

根据式(9-9)，分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小，便可绘制液压马达的负载循环图。

第二节 确定液压系统主要参数

一、液压缸的设计计算

1.初定液压缸工作压力 液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：

(1)各类设备的不同特点和使用场合。

(2)考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重;压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。

所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：是根据机械类型选;二是根据切削负载选。

如表9-2、表9-3所示。

表9-2 按负载选执行文件的工作压力

负载/N

<5000500～1000010000～020000～3000030000～50000>50000工作压力/MPa≤0.8～11.5～22.5～33～44～5>5

表9-3 按机械类型选执行文件的工作压力

机械类型

机 床农业机械工程机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPaa≤23～5≤88～1010～1620～32

2.液压缸主要尺寸的计算

缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算，详见第四章第二节。

3.液压缸的流量计算

液压缸的最大流量： qmax=A·vmax (m3/s) (9-12)

式中：A为液压缸的有效面积A1或A2(m2);vmax为液压缸的最大速度(m/s)。

液压缸的最小流量： qmin=A·vmin(m3/s) (9-13)

式中：vmin为液压缸的最小速度。

液压缸的最小流量qmin，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。若不满足此要求时，则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，缸的有效工作面积大一些，所需最小流量qmin也大一些，以满足上述要求。

流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。

二、液压马达的设计计算

1.计算液压马达排量 液压马达排量根据下式决定：

vm=6.28T/Δpmηmin(m3/r) (9-14)

式中：T为液压马达的负载力矩(N·m);Δpm为液压马达进出口压力差(N/m3);ηmin为液压马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取0.9～0.95，叶片马达取0.8～0.9。

2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量：

qmax=vm·nmax(m3/s)

式中：vm为液压马达排量(m3/r);nmax为液压马达的最高转速(r/s)。

第三节 液压元件的选择

一、液压泵的确定与所需功率的计算

1.液压泵的确定

(1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即

pB=p1+ΣΔp (9-15)

ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2～5)×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表9-4选

取。

表9-4 常用中、低压各类阀的压力损失(Δpn)

阀名

Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)单向阀0.3～0.5背压阀3～8行程阀1.5～2转阀1.5～2换向阀1.5～3节流阀2～3顺序阀1.5～3调速阀3～5

(2)确定液压泵的流量qB。泵的流量qB根据执行元件动作循环所需最大流量qmax和系统的泄漏确定。

①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即

qB≥K(Σq)max(m3/s) (9-16)

式中：K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值;(Σq)max为同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m3/s)。

②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为：

qB≥K(A1-A2)vmax(m3/s) (9-17)

式中：A 1，A 2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m2);vmax为活塞的最大移动速度(m/s)。

③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即

qB=ViK/Ti (9-18)

式中：Vi为液压缸在工作周期中的总耗油量(m3);Ti为机器的工作周期(s);Z为液压缸的个数。

(3)选择液压泵的规格：根据上面所计算的最大压力pB和流量qB，查液压元件产品样本，选择与PB和qB相当的液压泵的规格型号。

上面所计算的最大压力pB是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压力，而动态压力往往比静态压力高得多，所以泵的额定压力pB应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备。若系统属于高压范围，压力储备取小值;若系统属于中低压范围，压力储备取大值。

(4)确定驱动液压泵的功率。

①当液压泵的压力和流

量比较衡定时，所需功率为：

p=pBqB/103ηB (kW) (9-19)

式中：pB为液压泵的最大工作压力(N/m2);qB为液压泵的流量(m3/s);ηB为液压泵的总效率，各种形式液压泵的总效率可参考表9-5估取，液压泵规格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，变量泵取小值。

表9-5 液压泵的总效率

液压泵类型

齿轮泵

螺杆泵

叶片泵

柱塞泵

总效率

0.6～0.7

0.65～0.80

0.60～0.75

0.80～0.85

②在工作循环中，泵的压力和流量有显著变化时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其平均值，即

p=(9-20)

式中：t1，t2，…，tn为一个工作循环中各阶段所需的时间(s);P1，P2，…，Pn为一个工作循环中各阶段所需的功率(kW)。

按上述功率和泵的转速，可以从产品样本中选取标准电动机，再进行验算，使电动机发出最大功率时，其超载量在允许范围内，

二、阀类元件的选择

1.选择依据

选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。

2.选择阀类元件应注意的问题

(1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。

(2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取;选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。

(3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。

三、蓄能器的选择

1.蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：

V=ΣAiLiK-qBt(m3) (9-21)

式中：A为液压缸有效面积(m2);L为液压缸行程(m);K为液压缸损失系数，估算时可取K=1.2;qB为液压泵供油流量(m3/s);t为动作时间(s)。

2.蓄能器作应急能源时，其有效容积为：

V=ΣAiLiK(m3) (9-22)

当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。

根据求出的有效

容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。

四、管道的选择

1.油管类型的选择

液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。

(1)钢管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。

(2)铜管：紫铜管工作压力在6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配;黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易

弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。

(3)软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物;低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物;尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为2.5～8MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。

2.油管尺寸的确定

(1)油管内径d按下式计算：

d=(9-23)

式中：q为通过油管的最大流量(m3/s);v为管道内允许的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s);压力油管取2.5～5(m/s);回油管取1.5～2(m/s)。

(2)油管壁厚δ按下式计算：

δ≥p·d/2〔σ〕 (9-24)

式中：p为管内最大工作压力;〔σ〕为油管材料的许用压力，〔σ〕=σb/n;σb为材料的抗拉强度;n为安全系数，钢管p<7MPa时，取n=8;p<17.5MPa时，取n=6;p>17.5MPa时，取n=4。

根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管。

五、油箱的设计

油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通;闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。

1.油箱设计要点

(1)油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%。

(2)吸箱管和回油管的间距应尽量大。

(3)油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油。

(4)注油器上应装滤网。

(5)油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。

2.油箱容量计算

油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。

V=KΣq (9-25)

式中：K为系数，低压系统取2～4，中、高压系统取5～7;Σq为同一油箱供油的各液压泵流量总和。

六、滤油器的选择

选择滤油器的依据有以下几点：

(1)承载能力：按系统管路工作压力确定。

(2)过滤精度：按被保护元件的精度要求确定，选择时可参阅表9-6。

(3)通流能力：按通过最大流量确定。

(4)阻力压降：应满足过滤材料强度与系数要求。

表9-6 滤油器过滤精度的选择

系统

过滤精度(μm)元件过滤精度(μm)低压系统100～150滑阀1/3最小间隙70×105Pa系统50节流孔1/7孔径(孔径小于1.8mm)100×105Pa系统25流量控制阀2.5～30140×105Pa系统10～15安全阀溢流阀15～25电液伺服系统5高精度伺服系统2.5

第四节 液压系统性能的验算

为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。由于液压系统的验算较复杂，只能采用一些简化公式近似地验算某些性能指标，如果设计中有经过生产实践考验的同类型系统供参考或有较可靠的实验结果可以采用时，可以不进行验算。

一、管路系统压力损失的验算

当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失ΔpL、局部压力损失Δpc和流经阀类元件的压力损失ΔpV，即：

Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV (9-26)

计算沿程压力损失时，如果管中为层流流动，可按下经验公式计算：

ΔpL=4.3V·q·L×106/d4(Pa) (9-27)

式中：q为通过管道的流量(m3/s);L为管道长度(m);d为管道内径(mm);υ为油液的运动粘度(m2)。

局部压力损失可按下式估算：

Δpc=(0.05～0.15)ΔpL (9-28)

阀类元件的ΔpV值可按下式近似计算：

ΔpV=Δpn(qV/qVn)2(Pa) (9-29)

式中：qVn为阀的额定流量(m3/s);qV为通过阀的实际流量(m3/s);Δpn为阀的额定压力损失(Pa)。

计算系统压力损失的目的，是为了正确确定系统的调整压力和分析系统设计的好坏。

系统的调整压力：

p0≥p1+Δp (9-30)

式中：p0为液压泵的工作压力或支路的调整压力;p1为执行件的工作压力。

如果计算出来的Δp比在初选系统工作压力时粗略选定的压力损失大得多，应该重新调

整有关元件、辅件的规格，重新确定管道尺寸。

二、系统发热温升的验算

系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。这些能量损失转换为热能，使油液温度升高。油液的温升使粘度下降，泄漏增加，同时，使油分子裂化或聚合，产生树脂状物质，堵塞液压元件小孔，影响系统正常工作，因此必须使系统中油温保持在允许范围内。一般机床液压系统正常工作油温为30～50℃;矿山机械正常工作油温50～70℃;最高允许油温为70～90℃。

1.系统发热功率P的计算

P=PB(1-η) (W) (9-31)

式中：PB为液压泵的输入功率(W);η为液压泵的总效率。

若一个工作循环中有几个工序，则可根据各个工序的发热量，求出系统单位时间的平均发热量：

P=(w) (9-32)

式中：T为工作循环周期(s);ti为第i个工序的工作时间(s);Pi为循环中第i个工序的输入功率(W)。

2.系统的散热和温升系统的散热量可按下式计算：

P′=(W) (9-33)

式中：Kj为散热系数(W/m2℃)，当周围通风很差时，K≈8～9;周围通风良好时，K≈15;用风扇冷却时，K≈23;用循环水强制冷却时的冷却器表面K≈110～175;Aj为散热面积(m2)，当油箱长、宽、高比例为1∶1∶1或1∶2∶3，油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似看成A=0.065(m2)，式中V为油箱体积(L);Δt为液压系统的温升(℃)，即液压系统比周围环境温度的升高值;j为散

热面积的次序号。

当液压系统工作一段时间后，达到热平衡状态，则：

P=P′

所以液压系统的温升为：

Δt=(℃) (9-34)

计算所得的温升Δt，加上环境温度，不应超过油液的最高允许温度。

当系统允许的温升确定后，也能利用上述公式来计算油箱的容量。

三、系统效率验算

液压系统的效率是由液压泵、执行元件和液压回路效率来确定的。

液压回路效率ηc一般可用下式计算：

ηc=(9-35)

式中：p1，q1;p2，q2;……为每个执行元件的工作压力和流量;pB1，qB1;pB2，qB2为每个液压泵的供油压力和流量。

液压系统总效率：η=ηBηCηm (9-36)

式中：ηB为液压泵总效率;ηm为执行元件总效率;ηC为回路效率。

第五节 绘制正式工作图和编写技术文件

经过对液压系统性能的验算和必要的修改之后，便可绘制正式工作图，它包括绘制液压系统原理图、系统管路装配图和各种非标准元件设计图。

正式液压系统原理图上要标明各液压元件的型号规格。对于自动化程度较高的机床，还应包

括运动部件的运动循环图和电磁铁、压力继电器的工作状态。

管道装配图是正式施工图，各种液压部件和元件在机器中的位置、固定方式、尺寸等应表示清楚。

自行设计的非标准件，应绘出装配图和零件图。

编写的技术文件包括设计计算书，使用维护说明书，专用件、通用件、标准件、外购件明细表，以及试验大纲等。

第六节 液压系统设计计算举例

某厂汽缸加工自动线上要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床，机床有主轴16根，钻14个φ13.9mm的孔，2个φ8.5mm的孔，要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工

作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止;工件材料：铸铁，硬度HB为240;假设运动部件重G=9800N;快进快退速度v1=0.1m/s;动力滑台采用平导轨，静、动摩擦因数μs=0.2，μd=0.1;往复运动的加速、减速时间为0.2s;快进行程L1=100mm;工进行程L2=50mm。试设计计算其液压系统。

一、作F—t与v—t图

1.计算切削阻力钻铸铁孔时，其轴向切削阻力可用以下公式计算：

Fc=25.5DS0.8硬度0.6 (N)

式中：D为钻头直径(mm);S为每转进给量(mm/r)。

选择切削用量：钻φ13.9mm孔时，主轴转速n1=360r/min，每转进给量S1=0.147mm/r;钻8.5mm孔时，主轴转速n2=550r/min，每转进给量S2=0.096mm/r。则

Fc=14×25.5D1S0.81硬度0.6+2×25.5D2S0.82硬度0.6=

14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.8×2400.6=30500(N)

2.计算摩擦阻力

静摩擦阻力：Fs=fsG=0.2×9800=1960N

动摩擦阻力：Fd=fdG=0.1×9800=980N

3.计算惯性阻力

4.计算工进速度

工进速度可按加工φ13.9的切削用量计算，即：

v2=n1S1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s

5.根据以上分析计算各工况负载如表9-7所示。

表9-7 液压缸负载的计算

其中，取液压缸机械效率ηcm=0.9。

6.计算快进、工进时间和快退时间

快进： t1=L1/v1=100×10-3/0.1=1s

工进： t2=L2/v2=50×10-3/0.88×10-3=56.6s

快退： t3=(L1+L2)/v1= (100+50)×10-3/0.1=1.5s

7.根据上述数据绘液压缸F—t与v—t图见图9-5。

图9-5 F—t与v—t图

二、确定液压系统参数

1.初选液压缸工作压力

由工况分析中可知，工进阶段的负载力最大，所以，液压缸的工作压力按此负载力计算，根据液压缸与负载的关系，选p1=40×105Pa。本机床为钻孔组合机床，为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，设背压p2=6×105Pa，为使快进快退速度相等，选用A1=2A2差动油缸，假定快进、快退的回油压力损失为Δp=7×105Pa。

2.计算液压缸尺寸由式(p1A1-p2A2)ηcm=F得：

液压缸直径：D=

取标准直径：D=110 mm

因为A1=2A2，所以d=≈80mm

则液压缸有效面积：

A1=πD2/4=π×112/4=95cm2

A2=π/4 (D2-d2)=π/4 (112-82)=47cm2

3.计算液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表。

表9-8 液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表

工况

计算公式F0/nP2/paP1/paQ/(10-3m3/s)P/kw快进启动P1=F0/A+p22180P2=04.6*1050.5加速Q=av11650P2=7x10510.5*105快进P=10-3p1q10909x1050.5工进p1=F0/a1+p2/2q=A1V1p=10-3p1q3500P2=6x10540x1050.83x1050.033快退反向启动P1=F0/a1+2p22180P2=04.6x105加速165017.5x105快退Q=A2V21090P2=7*10516.4x1050.50.8制动P=10-3p1q53215.2x105图9—6 液压缸工况图

4.绘制液压缸工况图见图9-6。

三、拟定液压系统图

1.选择液压回路

(1)调速方式;由工况图知，该液压系统功率小，工作负载变化小，可选用进油路节流调速，为防止钻通孔时的前冲现象，在回油路上加背压阀。

(2)液压泵形式的选择;从q—t图清楚的看出，系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/0.83×10-2≈60，其相应的时间之比t2/t1=56。根据该情况，选叶片泵较适宜，在本方案中，选用双联叶片泵。

(3)速度换接方式：因钻孔工序对位置精度及工作平稳性要求不高，可选用行程调速阀或电磁换向阀。

(4)快速回路与工进转快退控制方式的选择：为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路。

2.组成系统在所选定基本回路的基础上，再考虑其他一些有关因素组成图9-7所示液压系统图。

四、选择液压元件

1.选择液压泵和电动机

(1)确定液压泵的工作压力。前面已确定液压缸的最大工作压力为40×105Pa，选取进油管路压力损失Δp=8×105Pa，其调整压力一般比系统最大工作压力大5×105Pa，所以泵的工作压力pB=(40+8+5)×105=53×105Pa

这是高压小流量泵的工作压力。

由图9-7可知液压缸快退时的工作压力比快进时大，取其压力损失Δp′=4×105Pa，则快退时泵的工作压力为：

pB=(16.4+4)×105

=20.4×105Pa

这是低压大流量泵的工作压力。

(2)液压泵的流量。由图9-7可知，快进时的流量最大，其值为30L/min，最小流量在工进时，其值为0.51L/min，根据式9-20，取K=1.2，

则： qB=1.2×0.5×10-3=36L/min

由于溢流阀稳定工作时的最小溢流量为3L/min，故小泵流量取3.6L/min。

根据以上计算，选用YYB-AA36/6B型双联叶片泵。

(3)选择电动机：

由P-t图可知，最大功率出现在快退工况，其数值如下式计算：

P=

式中：ηB为泵的总效率，取0.7;q1=36L/min=0.6×10-3m3/s，为大泵流量;q2=6L/min=0.1×10-3m3/s，为小泵流量。

根据以上计算结果，查电动机产品目录，选与上述功率和泵的转速相适应的电动机。

2.选其他元件 根据系统的工作压力和通过阀的实际流量选择元、辅件，其型号和参数如表9-9所示。

表9-9 所选液压元件的型号、规格

3.确定管道尺寸

根据工作压力和流量，按式(9-27)、式(9-28)确定管道内径和壁厚。(从略)

4.确定油箱容量油箱容量可按经验公式估算，取V=(5～7)q。