壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求
液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。
1.1 設計步驟
打包機液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。
1）確定液壓執(zhí)行元件的形式；
2）進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)；
3）制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖；
4）選擇液壓元件；
5）液壓系統(tǒng)的性能驗算；
6）繪制工作圖，編制技術文件。
1.2 明確設計要求
設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手廢紙打包機液壓系統(tǒng)各部分設計之前，必須把設計要求以及與該設計內(nèi)容有關的其他方面了解清楚。
1）主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等；
2）液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何；
3）液壓驅動機構的運動形式，運動速度；
4）各動作機構的載荷大小及其性質(zhì)；
5）對調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、轉換精度等性能方面的要求；
6）自動化程序、操作控制方式的要求；
7）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求；
8）對效率、成本等方面的要求。
制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖
3.1制定基本方案
（1）制定調(diào)速方案
液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題。
方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)，大多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統(tǒng)，現(xiàn)多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現(xiàn)。
速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現(xiàn)。相應的調(diào)整方式有節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速以及二者的結合——容積節(jié)流調(diào)速。
節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來調(diào)節(jié)速度。此種調(diào)速方式結構簡單，由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥，故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。
容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調(diào)速的目的。其優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調(diào)速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。
容積節(jié)流調(diào)速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調(diào)節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應。此種調(diào)速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性較好，但其結構比較復雜。
節(jié)流調(diào)速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進油節(jié)流起動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。
調(diào)速回路一經(jīng)確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。
節(jié)流調(diào)速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。
容積調(diào)速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí)行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結構緊湊，但散熱條件差。
（2）制定壓力控制方案
液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內(nèi)工作，也有的需要多級或無級連續(xù)地調(diào)節(jié)壓力，一般在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調(diào)節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調(diào)速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。
在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。
在系統(tǒng)的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。
（3）制定順序動作方案
主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據(jù)設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的或人為的。廢紙打包機的操縱機構多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執(zhí)行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程開關發(fā)出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續(xù)的動作。行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路聯(lián)接比較方便的場合。
另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經(jīng)過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床、擠壓機壓力機等場合。當某一執(zhí)行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數(shù)值，通過壓力繼電器發(fā)出電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。
（4）選擇液壓動力源
液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。
為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。
油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統(tǒng)中雜質(zhì)流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據(jù)液壓設備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。
3.2 繪制液壓系統(tǒng)圖
整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系，避免誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。
為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。
大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更換，保證主要連續(xù)工作。
各液壓元件盡量采用國產(chǎn)標準件，在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。
系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。
液壓元件的選擇與專用件設計
4.1 液壓泵的選擇
1）確定液壓泵的最大工作壓力pp
pp≥p1+∑△p （21）
式中 p1——液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；
∑△p——從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。 ∑△p的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選取：管路簡單、流速不大的，取∑△p=（0.2～0.5）MPa；管路復雜，進口有調(diào)閥的，取∑△p=（0.5～1.5）MPa。
2）確定液壓泵的流量QP 多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量應為
QP≥K（∑Qmax） （22）
式中 K——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.1～1.3；
∑Qmax——同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，可從（Q-t）圖上查得。對于在工作過程中用節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，還須加上溢流閥的最小溢流量，一般取0.5×10-4m3/s。
系統(tǒng)使用蓄能器作輔助動力源時
式中 K——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.2；
Tt——液壓設備工作周期（s）；
Vi——每一個液壓缸或液壓馬達在工作周期中的總耗油量（m3）；
z——液壓缸或液壓馬達的個數(shù)。
3）選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的pp和Qp值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從產(chǎn)品樣本或本手冊中選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%～60%。
4）確定液壓泵的驅動功率 在工作循環(huán)中，如果液壓泵的壓力和流量比較恒定，即（p-t）、（Q-t）圖變化較平緩，則
式中 pp——液壓泵的最大工作壓力（Pa）；
QP——液壓泵的流量（m3/s）；
ηP——液壓泵的總效率，參考表9選擇。
表9液壓泵的總效率
液壓泵類型
齒輪泵
螺桿泵
葉片泵
柱塞泵
總效率
0.6～0.7
0.65～0.80
0.60～0.75
0.80～0.85
限壓式變量葉片泵的驅動功率，可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計算。一般情況下，可取pP=0.8pPmax，QP=Qn，則
式中 ——液壓泵的最大工作壓力（Pa）；
——液壓泵的額定流量（m3/s）。
在工作循環(huán)中，如果液壓泵的流量和壓力變化較大，即（Q-t），（p-t）曲線起伏變化較大，則須分別計算出各個動作階段內(nèi)所需功率，驅動功率取其平均功率
式中 t1、t2、…tn——一個循環(huán)中每一動作階段內(nèi)所需的時間（s）；
P1、P2、…Pn——一個循環(huán)中每一動作階段內(nèi)所需的功率（W）。
按平均功率選出電動機功率后，還要驗算一下每一階段內(nèi)電動機超載量是否都在允許范圍內(nèi)。電動機允許的短時間超載量一般為25%。
4.2 液壓閥的選擇
1）閥的規(guī)格，根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產(chǎn)品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選取；選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求。
控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有20%以內(nèi)的短時間過流量。
2）閥的型式，按安裝和操作方式選擇。
4.3 蓄能器的選擇
1.蓄能器用于補充液壓泵供油不足時，其有效容積為：
V=∑AiLiK-qBt(m3) (9-21)
式中：A為液壓缸有效面積(m2)；L為液壓缸行程(m)；K為液壓缸損失系數(shù)，估算時可取Ｋ＝1.2；qB為液壓泵供油流量(m3/s)；t為動作時間(s)。
2.蓄能器作應急能源時，其有效容積為：
V=∑AiLiK(m3) (9-22)
當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統(tǒng)中的一個環(huán)節(jié)與其關聯(lián)部分一起綜合考慮其有效容積。
根據(jù)求出的有效容積并考慮其他要求，即可選擇蓄能器的形式。
4.4 管道尺寸的確定
1.油管類型的選擇
液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉彎和截面突變。
(1)鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。
(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。
(3)軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調(diào)速閥之間。
2.油管尺寸的確定
(1)油管內(nèi)徑d按下式計算： (9-23)
式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；v為管道內(nèi)允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；壓力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。
(2)油管壁厚δ按下式計算：
δ≥p·d/2〔σ〕 (9-24)
式中：p為管內(nèi)最大工作壓力；〔σ〕為油管材料的許用壓力，〔σ〕=σb/n；σb為材料的抗拉強度；n為安全系數(shù)，鋼管p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。
根據(jù)計算出的油管內(nèi)徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管。
表10 允許流速推薦值
管道
推薦流速/（m/s）
液壓泵吸油管道
0.5～1.5，一般常取1以下
廢紙打包機液壓系統(tǒng)壓油管道
3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值
液壓系統(tǒng)回油管道
1.5～2.6
n——安全系數(shù)，對鋼管來說，p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。
4.5 油箱容量的確定
初始設計時，先按經(jīng)驗公式（31）確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散熱的要求進行校核。
油箱容量的經(jīng)驗公式為
V=αQV （31）
式中 QV——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（m3）；
α——經(jīng)驗系數(shù)，見表11。
表11 經(jīng)驗系數(shù)α
系統(tǒng)類型
行走機械
低壓系統(tǒng)
中壓系統(tǒng)
鍛壓機械
冶金機械
α
1～2
2～4
5～7
6～12
10
在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。
液壓系統(tǒng)性能驗算
液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、廢紙打包機液壓元件及聯(lián)接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切地計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統(tǒng)效率，壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設計要進行重新調(diào)整，或采取其他必要的措施。
5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失
壓力損失包括管路的沿程損失△p1，管路的局部壓力損失△p2和閥類元件的局部損失△p3，總的壓力損失為
△p=△p1+△p2+△p3
式中 l——管道的長度（m）；
d——管道內(nèi)徑（m）；
υ——液流平均速度（m/s）；
ρ——液壓油密度（kg/m3）；
λ——沿程阻力系數(shù)；
ζ——局部阻力系數(shù)。
λ、ζ的具體值可參考第2章有關內(nèi)容。
式中 Qn——閥的額定流量（m3/s）；
Q——通過閥的實際流量（m3/s）；
△pn——閥的額定壓力損失（Pa）（可從產(chǎn)品樣本中查到）。
對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出的△p比選泵時估計的管路損失大得多時，應該重新調(diào)整泵及其他有關元件的規(guī)格尺寸等參數(shù)。
系統(tǒng)的調(diào)整壓力 pT≥p1+△p
式中 pT——液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力。
5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算
5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率
液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使油溫升高。液壓系統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式：
（1）液壓泵的功率損失
式中 Tt——工作循環(huán)周期（s）；
z——投入工作液壓泵的臺數(shù)；
Pri——液壓泵的輸入功率（W）；
ηPi——各臺液壓泵的總效率；
ti——第i臺泵工作時間（s）。
（2）液壓執(zhí)行元件的功率損失
式中 M——液壓執(zhí)行元件的數(shù)量；
Prj——液壓執(zhí)行元件的輸入功率（W）；
ηj——液壓執(zhí)行元件的效率；
tj——第j個執(zhí)行元件工作時間（s）。
（3）溢流閥的功率損失
式中 py——溢流閥的調(diào)整壓力（Pa）；
Qy——經(jīng)溢流閥流回油箱的流量（m3/s）。
（4）油液流經(jīng)閥或管路的功率損失Ph4=△pQ
式中 △p——通過閥或管路的壓力損失（Pa）；
Q——通過閥或管路的流量（m3/s）。
由以上各種損失構成了整個系統(tǒng)的功率損失，即液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率
Phr=Ph1+ Ph2+ Ph3+Ph4
式（41）適用于回路比較簡單的液壓系統(tǒng)，對于復雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多，一一計算較麻煩，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率
Phr=Pr-Pc
式中Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，PC是輸出的有效功率。
其中 Tt——工作周期（s）；
z、n、m——分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量；
pi、Qi、ηPi——第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率；
ti——第i臺泵工作時間（s）；
TWj、ωj、tj——液壓馬達的外載轉矩、轉速、工作時間（N·m、rad/s、s）；
FWi、si——液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程（N·m）。
5.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率
液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且用式（41）計算發(fā)熱功率時，也應考慮管路表面散熱。
Phc=（K1A1+K2A2）△T （45）
式中 K1——油箱散熱系數(shù)，見表12；
K2——管路散熱系數(shù)，見表13；
A1、A2——分別為油箱、管道的散熱面積（m2）；
△T——油溫與環(huán)境溫度之差（℃）。
表12 油箱散熱系數(shù)K1 （W/（m2·℃））
冷卻條件
K1
通風條件很差
8～9
通風條件良好
15～17
用風扇冷卻
23
循環(huán)水強制冷卻
110～170
表13 管道散熱系數(shù)K2 （W/（m2·℃））
風速/m·s-1
管道外徑/m
0.01
0.05
0.1
0
8
6
5
1
25
14
10
5
69
40
23
若系統(tǒng)達到熱平衡，則Phr=Phc，油溫不再升高，此時，最大溫差
環(huán)境溫度為T0，則油溫T=T0+△T。如果計算出的油溫超過該液壓設備允許的最高油溫（各種機械允許油溫見表14），就要設法增大散熱面積，如果油箱的散熱面積不能加大，或加大一些也無濟于事時，需要裝設冷卻器。冷卻器的散熱面積
表14 各種機械允許油溫（℃）
液壓設備類型
正常工作溫度
最高允許溫度
數(shù)控機床
30～50
55～70
一般機床
30～55
55～70
機車車輛
40～60
70～80
船舶
30～60
80～90
冶金機械、液壓機
40～70
60～90
工程機械、礦山機械
50～80
70～90
式中 K——冷卻器的散熱系數(shù)，見本篇第8章液壓輔助元件有關散熱器的散熱系數(shù)；
△tm——平均溫升（℃），
T1、T2——液壓油入口和出口溫度；
t1、t2——冷卻水或風的入口和出口溫度。
5.2.3 根據(jù)散熱要求計算油箱容量
式（46）是在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要求。當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱的要求確定油箱的容量。
由式（46）可得油箱的散熱面積為
如不考慮管路的散熱，式（48）可簡化為
油箱主要設計參數(shù)如圖3所示。一般油面的高度為油箱高h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全散熱面，與油不直接接觸的表面算半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為
圖3 油箱結構尺寸
V=0.8αbh （50）
A1=1.6h（α+b）+1.5αb （51）
若A1求出，再根據(jù)結構要求確定α、b、h的比例關系，即可確定油箱的主要結構尺寸。
如按散熱要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且又受空間尺寸的限制，則應適當縮小油箱尺寸，增設其他散熱措施。
5.3 計算液壓系統(tǒng)沖擊壓力
壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的。例如廢紙打包機液壓執(zhí)行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都會產(chǎn)生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。它不僅伴隨產(chǎn)生振動和噪聲，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。對系統(tǒng)影響較大的壓力沖擊常為以下兩種形式：
1）當迅速打開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產(chǎn)生的沖擊壓力。
直接沖擊（即t＜τ）時，管道內(nèi)壓力增大值
（52）
間接沖擊（即t＞τ）時，管道內(nèi)壓力增大值
式中 ρ——液體密度（kg/m3）；
△υ——關閉或開啟液流通道前后管道內(nèi)流速之差（m/s）；
t——關閉或打開液流通道的時間（s）；
τ=
——管道長度為l時，沖擊波往返所需的時間（s）；
——管道內(nèi)液流中沖擊波的傳播速度（m/s）。
若不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內(nèi)的傳播速度
式中 E0——液壓油的體積彈性模量（Pa），其推薦值為E0=700MPa；
δ、d——管道的壁厚和內(nèi)徑（m）；
E——管道材料的彈性模量（Pa），常用管道材料彈性模量：鋼E=2.1×1011Pa，紫銅E=1.18×1011Pa。
2）急劇改變液壓缸運動速度時，由于液體及運動機構的慣性作用而引起的壓力沖擊，其壓力的增大值為
式中 ——液流第i段管道的長度（m）；
Ai——第i段管道的截面積（m2）；
A——液壓缸活塞面積（m2）；
M——與活塞連動的運動部件質(zhì)量（kg）；
△υ——液壓缸的速度變化量（m/s）；
t——液壓缸速度變化△υ所需時間（s）。
計算出沖擊壓力后，此壓力與管道的靜態(tài)壓力之和即為此時管道的實際壓力。實際壓力若比初始設計壓力大得多時，要重新校核一下相應部件管道的強度及閥件的承壓能力，如不滿足，要重新調(diào)整。
設計液壓裝置，編制技術文件
6.1 液壓裝置總體布局
液壓系統(tǒng)總體布局有集中式、分散式。
集中式結構是將整個設備液壓系統(tǒng)的油源、控制閥部分獨立設置于主機之外或安裝在地下，組成液壓站。如冷軋機、鍛壓機、電弧爐等有強烈熱源和煙塵污染的冶金設備，一般都是采用集中供油方式。
分散式結構是把液壓系統(tǒng)中液壓泵、控制調(diào)節(jié)裝置分別安裝在設備上適當?shù)牡胤健C床、工程機械等可移動式設備一般都采用這種結構。
6.2 液壓閥的配置形式
1）板式配置 板式配置是把板式液壓元件用螺釘固定在平板上，板上鉆有與閥口對應的孔，通過管接頭聯(lián)接油管而將各閥按系統(tǒng)圖接通。這種配置可根據(jù)需要靈活改變回路形式。液壓實驗臺等普遍采用這種配置。
2）集成式配置 目前液壓系統(tǒng)大多數(shù)都采用集成形式。它是將液壓閥件安裝在集成塊上，集成塊一方面起安裝底板作用，另一方面起內(nèi)部油路作用。這種配置結構緊湊、安裝方便。
6.3 集成塊設計
1）塊體結構 集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長方體。
對于較簡單的液壓系統(tǒng)，其閥件較少，可安裝在同一個集成塊上。如果液壓系統(tǒng)復雜，控制閥較多，就要采取多個集成塊疊積的形式。
相互疊積的集成塊，上下面一般為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4個用以疊積緊固的螺栓孔。
P孔，液壓泵輸出的壓力油經(jīng)調(diào)壓后進入公用壓力油孔P，作為供給各單元回路壓力油的公用油源。
T孔，各單元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。
L孔，各液壓閥的泄漏油，統(tǒng)一通過公用泄漏油孔流回油箱。
集成塊的其余四個表面，一般后面接通液壓執(zhí)行元件的油管，另三個面用以安裝液壓閥。塊體內(nèi)部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。
2）集成塊結構尺寸的確定 外形尺寸要求滿足閥件的安裝，孔道布置及其他工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長度，閥的安裝位置要仔細考慮，使相通油孔盡量在同一水平面或是同一豎直面上。對于復雜的液壓系統(tǒng)，需要多個集成塊疊積時，一定要保證三個公用油孔的坐標相同，使之疊積起來后形成三個主通道。
各通油孔的內(nèi)徑要滿足允許流速的要求，具體參照本章4.4節(jié)確定孔徑。一般來說，與閥直接相通的孔徑應等于所裝閥的油孔通徑。
油孔之間的壁厚δ不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時，因油孔的偏斜而誤通。對于中低壓系統(tǒng)，δ不得小于5mm，高壓系統(tǒng)應更大些。
6.4 繪制正式工作圖，編寫技術文件
液壓系統(tǒng)完全確定后，要正規(guī)地繪出液壓系統(tǒng)圖。除用元件圖形符號表示的原理圖外，還包括動作循環(huán)表和元件的規(guī)格型號表。圖中各元件一般按系統(tǒng)停止位置表示，如特殊需要，也可以按某時刻運動狀態(tài)畫出，但要加以說明。
裝配圖包括泵站裝配圖，管路布置圖，操縱機構裝配圖，電氣系統(tǒng)圖等。
技術文件包括設計任務書、設計說明書和設備的使用、維護說明書等。
進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)
通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。
液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結構尺寸。
2.1 載荷的組成和計算
2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算
圖1表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注圖上，其中FW是作用在活塞桿上的外部載荷，F(xiàn)m中活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。
圖1液壓系統(tǒng)計算簡圖
作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導軌的摩擦力Ff和由于速度變化而產(chǎn)生的慣性力Fa。
（1）工作載荷Fg
常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。
（2）導軌摩擦載荷Ff
對于平導軌
（1）
對于V型導軌
（2）
式中 G——運動部件所受的重力（N）；
FN——外載荷作用于導軌上的正壓力（N）；
μ——摩擦系數(shù)，見表1；
α——V型導軌的夾角，一般為90°。
（3）慣性載荷Fa
表1 摩擦系數(shù)μ
導軌類型
導軌材料
運動狀態(tài)
摩擦系數(shù)
滑動導軌
鑄鐵對鑄鐵
起動時
0.15～0.20
低速（υ＜0.16m/s)
0.1～0.12
高速（υ＞0.16m/s）
0.05～0.08
滾動導軌
鑄鐵對滾柱（珠）
0.005～0.02
淬火鋼導軌對滾柱
0.003～0.006
靜壓導軌
鑄鐵
0.005
式中 g——重力加速度；g=9.81m/s2；
△υ——速度變化量（m/s）；
△t——起動或制動時間（s）。一般廢紙打包機△t=0.1～0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走打包機一般取
=0.5～1.5 m/s2。
以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷FW。
起動加速時 FW=Fg+Ff+Fa （4）
穩(wěn)態(tài)運動時 FW=Fg+Ff （5）
減速制動時 FW=Fg+Ff-Fa （6）
工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 Fg=0。
除外載荷FW外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質(zhì)和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為
（7）
式中 ηm——液壓缸的廢紙打包機效率，一般取0.90～0.95。
（8）
2.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算
（1）工作載荷力矩Tg
常見的載荷力矩有被驅動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。
（2）軸頸摩擦力矩Tf
Tf=μGr （9）
式中 G——旋轉部件施加于軸勁上的徑向力（N）；
μ——摩擦系數(shù)，參考表1選用；
r——旋轉軸的半徑（m）。
（3）慣性力矩Ta
（10）
式中 ε——角加速度（rad/s2）；
△ω——角速度變化量（rad/s）；
△t——起動或制動時間（s）；
J——回轉部件的轉動慣量（kg·m2）。
起動加速時 （11）
穩(wěn)定運行時 （12）
減速制動時 （13）
計算液壓馬達載荷轉矩T時還要考慮液壓馬達的廢紙打包機效率ηm（ηm=0.9～0.99）。
（14）
根據(jù)液壓缸或液壓馬達各階段的載荷，繪制出執(zhí)行元件的載荷循環(huán)圖，以便進一步選擇系統(tǒng)工作壓力和確定其他有關參數(shù)。
2.2 初選系統(tǒng)工作壓力
壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看出不經(jīng)濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體選擇可參考表2和表3。
2.3 計算液壓缸的主要結構尺寸和液壓馬達的排量
（1）計算液壓缸的主要結構尺寸
液壓缸有關設計參數(shù)見圖2。圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖b活塞桿工作在受拉狀態(tài)。
活塞桿受壓時
（15）
活塞桿受壓時
（16）
式中
——無桿腔活塞有效作用面積（m2）；
——有桿腔活塞有效作用面積（m2）；
p1——液壓缸工作腔壓力（Pa）；
p2——液壓缸回油腔壓力（Pa），即背壓力。其值根據(jù)回路的具體情況而定，初算時可參照表4取值。差動連接時要另行考慮；
D——活塞直徑（m）；
d——活塞桿直徑（m）。
圖2 液壓缸主要設計參數(shù)
表2 按載荷選擇工作壓力
載荷/kN
＜5
5～10
10～20
20～30
30～50
＞50
工作壓力/MPa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
≥5
表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
機械類型
機床
家業(yè)廢紙打包機
小型工程廢紙打包機
建筑打包機
液壓鑿巖機
液壓機
大中型挖掘機
重型打包機
起重運輸廢紙打包機
磨床
組合機床
龍門創(chuàng)床
拉床
工作壓力/MPa
0.8～2
3～5
2～8
8～10
10～18
20～32
表4 執(zhí)行元件背壓力
系統(tǒng)類型
背壓力/MPa
簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)
0.2～0.5
回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)
0.4～0.6
回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)
0.5～1.5
用補油泵的閉式回路
0.8～1.5
回油路較復雜的工程廢紙打包機
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計
一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為
（17）
運用式（17）須事先確定A1與A2的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑D的關系，令桿徑比φ=d/D，其比值可按表5和表6選取。
（18）
采用差動連接時，υ1/υ2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同時，應取d=0.71D。
對行程與活塞桿直徑比l/d＞10的受壓柱塞或活塞桿，還要做壓桿穩(wěn)定性驗算。
當工作速度很低時，還須按最低速度要求驗算液壓缸尺寸
式中 A——液壓缸有效工作面積（m2）；
Qmin——系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量（m3/s），在節(jié)流調(diào)速中取決于回路中所設調(diào)速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量。容積調(diào)速中決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。
υmin——運動機構要求的最小工作速度（m/s）。
如果液壓缸的有效工作面積A不能滿足最低穩(wěn)定速度的要求，則應按最低穩(wěn)定速度確定液壓缸的結構尺寸。
另外，如果執(zhí)行元件安裝尺寸受到限制，液壓缸的缸徑及活塞桿的直徑須事先確定時，可按載荷的要求和液壓缸的結構尺寸來確定系統(tǒng)的工作壓力。
液壓缸直徑D和活塞桿直徑d的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整。如與標準液壓缸參數(shù)相近，最好選用國產(chǎn)標準液壓缸，免于自行設計加工。常用液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑見表7和表8。
表5 按工作壓力選取d/D
工作壓力/MPa
≤5.0
5.0～7.0
≥7.0
d/D
0.5～0.55
0.62～0.70
0.7
表6 按速比要求確定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—無桿腔進油時活塞運動速度；
υ2—有桿腔進油時活塞運動速度。
表7 常用液壓缸內(nèi)徑D（mm）
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
表8 活塞桿直徑d（mm）
速比
缸徑
40
50
63
80
90
100
110
1.46
22
28
35
45
50
55
63
3
45
50
60
70
80
速比
缸徑
125
140
160
180
200
220
250
1.46
70
80
90
100
110
125
140
2
90
100
110
125
140
（2）計算液壓馬達的排量
液壓馬達的排量為
式中 T——液壓馬達的載荷轉矩（N·m）；
△p=p1-p2——液壓馬達的進出口壓差（Pa）。
液壓馬達的排量也應滿足最低轉速要求
式中Qmin——通過液壓馬達的最小流量；
nmin——液壓馬達工作時的最低轉速。
2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量
（1）液壓缸工作時所需流量
Q=Aυ （19）
式中 A——液壓缸有效作用面積（m2）；
υ——活塞與缸體的相對速度（m/s）。
（2）液壓馬達的流量
Q=qnm （20）
式中 q——液壓馬達排量（m3/r）；
nm——液壓馬達的轉速（r/s）。
2.5 繪制液壓系統(tǒng)工況圖
工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調(diào)整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵、閥等元件的依據(jù)。
1）壓力循環(huán)圖——（p-t）圖 通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，再根據(jù)實際載荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制成（p-t）圖。
2）流量循環(huán)圖——（Q-t）圖 根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出它在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成（Q-t）圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪出總的流量循環(huán)圖。
3）功率循環(huán)圖——（P-t）圖 繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù)P=pQ，即可繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。
油箱的設計要點
油箱
油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀雜質(zhì)等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。
油箱可分為開式油箱和閉式油箱二種。開式油箱，箱中液面與大氣相通，在油箱蓋上裝有空氣過濾器。開式油箱結構簡單，安裝維護方便，液壓系統(tǒng)普遍采用這種形式。閉式油箱一般用于壓力油箱，內(nèi)充一定壓力的惰性氣體，充氣壓力可達0.05MPa。如果按油箱的形狀來分，還可分為矩形油箱和圓罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液壓器件，所以被廣泛采用；圓罐形油箱強度高，重量輕，易于清掃，但制造較難，占地空間較大，在大型冶金設備中經(jīng)常采用。
2.1 油箱的設計要點
圖10為油箱簡圖。設計油箱時應考慮如下幾點。
1）油箱必須有足夠大的容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統(tǒng)停止工作時應能容納系統(tǒng)中的所有工作介質(zhì)；而工作時又能保持適當?shù)囊何弧?/span>
2）吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。吸油管可安裝100μm左右的網(wǎng)式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱。
3）吸油管和回油管之間的距離要盡可能地遠些，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質(zhì)的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4。
圖10 油箱
1—液位計；2—吸油管；3—空氣過濾器；4—回油管；5—側板；6—入孔蓋；7—放油塞；8—地腳；9—隔板；10—底板；11—吸油過濾器；12—蓋板；
4）為了保持油液清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上裝有空氣過濾器，注油及通氣一般都由一個空氣過濾器來完成。為便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低處設置放油閥。對于不易開蓋的油箱，要設置清洗孔，以便于油箱內(nèi)部的清理。
5）油箱底部應距地面150mm以上，以便于搬運、放油和散熱。在油箱的適當位置要設吊耳，以便吊運，還要設置液位計，以監(jiān)視液位。
6）對油箱內(nèi)表面的防腐處理要給予充分的注意。常用的方法有：
① 酸洗后磷化。適用于所有介質(zhì)，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能太大。
② 噴丸后直接涂防銹油。適用于一般礦物油和合成液壓油，不適合含水液壓液。因不受處理條件限制，大型油箱較多采用此方法。
③ 噴砂后熱噴涂氧化鋁。適用于除水-乙二醇外的所有介質(zhì)。
④ 噴砂后進行噴塑。適用于所有介質(zhì)。但受烘干設備限制，油箱不能過大。
考慮油箱內(nèi)表面的防腐處理時，不但要顧及與介質(zhì)的相容性，還要考慮處理后的可加工性、制造到投入使用之間的時間間隔以及經(jīng)濟性，條件允許時采用不銹鋼制油箱無疑是最理想的選擇。