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。对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式:
1)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<τ)时,管道内压力增大值
(52)
间接冲击(即t>τ)时,管道内压力增大值
式中 ρ——液体密度(kg/m3);
△υ——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);
τ=
|
|
——管道长度为l时,冲击波往返所需的时间(s);
|
——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
式中 E0——液压油的体积弹性模量(Pa),其推荐值为E0=700MPa;
δ、d——管道的壁厚和内径(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。
2)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
式中 ——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);
△υ——液压缸的速度变化量(m/s);
t——液压缸速度变化△υ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件管道的强度及阀件的承压能力,如不满足,要重新调整。
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
1)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。
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
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。
2)集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要求满足阀件的安装,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,具体参照本章4.4节确定孔径。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。
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。各有关参数标注图上,其中FW是作用在活塞杆上的外部载荷,Fm中活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。
图1液压系统计算简图
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。
(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
(1)
对于V型导轨
(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1;
α——V型导轨的夹角,一般为90°。
(3)惯性载荷Fa
表1 摩擦系数μ
导轨类型
|
导轨材料
|
运动状态
|
摩擦系数
|
滑动导轨
|
铸铁对铸铁
|
起动时
|
0.15~0.20
|
低速(υ<0.16m/s)
|
0.1~0.12
|
高速(υ>0.16m/s)
|
0.05~0.08
|
滚动导轨
|
铸铁对滚柱(珠)
|
|
0.005~0.02
|
淬火钢导轨对滚柱
|
0.003~0.006
|
静压导轨
|
铸铁
|
|
0.005
|
式中 g——重力加速度;g=9.81m/s2;
△υ——速度变化量(m/s);
△t——起动或制动时间(s)。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
|
|
=0.5~1.5 m/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 (4)
稳态运动时 FW=Fg+Ff (5)
减速制动时 FW=Fg+Ff-Fa (6)
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,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
(7)
式中 ηm——液压缸的机械效率,一般取0.90~0.95。
(8)
2.1.2 液压马达载荷力矩的组成与计算
(1)工作载荷力矩Tg
常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷筒的阻力矩等。
(2)轴颈摩擦力矩Tf
Tf=μGr (9)
式中 G——旋转部件施加于轴劲上的径向力(N);
μ——摩擦系数,参考表1选用;
r——旋转轴的半径(m)。
(3)惯性力矩Ta
(10)
式中 ε——角加速度(rad/s2);
△ω——角速度变化量(rad/s);
△t——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 (11)
稳定运行时 (12)
减速制动时 (13)
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(ηm=0.9~0.99)。
(14)
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,从材料消耗角度看出不经济;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和表3。
2.3 计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量
(1)计算液压缸的主要结构尺寸
液压缸有关设计参数见图2。图a为液压缸活塞杆工作在受压状态,图b活塞杆工作在受拉状态。
活塞杆受压时
(15)
活塞杆受压时
(16)
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4取值。差动连接时要另行考虑;
D——活塞直径(m);
d——活塞杆直径(m)。
图2 液压缸主要设计参数
表2 按载荷选择工作压力
载荷/kN
|
<5
|
5~10
|
10~20
|
20~30
|
30~50
|
>50
|
工作压力/MPa
|
<0.8~1
|
1.5~2
|
2.5~3
|
3~4
|
4~5
|
≥5
|
表3 各种机械常用的系统工作压力
机械类型
|
机床
|
家业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
|
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
|
磨床
|
组合机床
|
龙门创床
|
拉床
|
工作压力/MPa
|
0.8~2
|
3~5
|
2~8
|
8~10
|
10~18
|
20~32
|
表4 执行元件背压力
系统类型
|
背压力/MPa
|
简单系统或轻载节流调速系统
|
0.2~0.5
|
回油路带调速阀的系统
|
0.4~0.6
|
回油路设置有背压阀的系统
|
0.5~1.5
|
用补油泵的闭式回路
|
0.8~1.5
|
回油路较复杂的工程机械
|
1.2~3
|
回油路较短,且直接回油箱
|
可忽略不计
|
一般,液压缸在受压状态下工作,其活塞面积为
(17)
运用式(17)须事先确定A1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φ=d/D,其比值可按表5和表6选取。
(18)
采用差动连接时,υ1/υ2=(D2-d2)/d2。如果求往返速度相同时,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
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。
υmin——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杆直径见表7和表8。
表5 按工作压力选取d/D
工作压力/MPa
|
≤5.0
|
5.0~7.0
|
≥7.0
|
d/D
|
0.5~0.55
|
0.62~0.70
|
0.7
|
表6 按速比要求确定d/D
υ2/υ1
|
1.15
|
1.25
|
1.33
|
1.46
|
1.61
|
2
|
d/D
|
0.3
|
0.4
|
0.5
|
0.55
|
0.62
|
0.71
|
注:υ1—无杆腔进油时活塞运动速度;
υ2—有杆腔进油时活塞运动速度。
表7 常用液压缸内径D(mm)
40
|
50
|
63
|
80
|
90
|
100
|
110
|
125
|
140
|
160
|
180
|
200
|
220
|
250
|
表8 活塞杆直径d(mm)
速比
|
缸径
|
40
|
50
|
63
|
80
|
90
|
100
|
110
|
1.46
|
22
|
28
|
35
|
45
|
50
|
55
|
63
|
3
|
|
|
45
|
50
|
60
|
70
|
80
|
速比
|
缸径
|
125
|
140
|
160
|
180
|
200
|
220
|
250
|
1.46
|
70
|
80
|
90
|
100
|
110
|
125
|
140
|
2
|
90
|
100
|
110
|
125
|
140
|
|
|
(2)计算液压马达的排量
液压马达的排量为
式中 T——液压马达的载荷转矩(N·m);
△p=p1-p2——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
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
(1)液压缸工作时所需流量
Q=Aυ (19)
式中 A——液压缸有效作用面积(m2);
υ——活塞与缸体的相对速度(m/s)。
(2)液压马达的流量
Q=qnm (20)
式中 q——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。
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。
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。