液压系统标准设计综合流程.docx

液压系统设计步骤是：
一、工况分析和负荷确定。
二、系统关键技术参数确实定。
三、液压系统方案确实定。
四、确定液压系统工作原理图
五、系统初步计算和液压元件选择。
六、液压系统验算。
七、编写技术文件。
一、工况分析和负荷确定
通常只能分析工作循环过程中最大负荷点或最大功率点，以这些点上峰值作为系统设计依据。
二、系统关键技术参数确实定
（一）、系统工作压力
在液压系统设计中，系统工作压力往往是预先确定（依据设计机型参考相关资料选择），然后依据各实施元件对运动速度要求，经过具体计算，能够确定液压系统流量。
在外负荷已定情况下，系统压力选得越高，各液压元件几何尺寸就越小，能够取得比较轻巧紧凑结构，尤其是对于大型挖掘机来说，选择较高工作压力更为关键。
初选系统工作压力不等于系统实际工作压力，要在系统设计完成，依据实施元件负载循环图，按已选定液压缸两腔有效面积和液压马达排量，换算并画出其压力循环图，再计入管路系统各项压力损失，按系统组成型式，最终得到系统负载压力及其改变规律。
确定工作压力，应该选择国家系列标准值，中国“公称压力及流量系列”（JB824-66）,其中适适用于液压挖掘机公称压力系列值有：8、10、12.5、16、20、25、32、40MPa。
（二）、系统流量
确定系统流量，应首先计算每个实施元件所需流量，然后依据液压系统采取型式来确定系统流量。
（三）、系统液压功率
三、液压系统方案确实定
（一） 开式系统和闭式系统选择
液压挖掘机作业，除行走和回转外，关键靠双作用液压缸来完成。双作用液压缸因为两腔面积不等，而且两腔交替频繁。所以只能使用开式系统，即各元件回油直接回油箱。
对挖掘机开式系统，因为部署空间限制，油箱容积不能做得太大，通常仅是主泵流量1~2倍，自然冷却能力不足，要附加油冷却器。
（二） 泵数选择
整个系统使用两个泵，各自组成一个独立回路。这种系统也称为双泵双回路系统。在双泵系统中，可将若干个要求复合动作实施元件分配在不一样回路中。
小型挖掘机中，也为常见三泵系统，单独使用一个泵驱动回转机构和推土铲。
（三） 变量系统和定量系统确实定
双泵双回路变量系统：采取两台恒功率变量泵，泵输出流量可依据外载荷大小自动无级改变，保持恒功率输出，提升整机功率利用和生产率。双泵双回路变量系统通常有分功率变量和全功率变量两种。
四、确定液压系统工作原理图
确定液压系统工作原理图通常画法是：
1.先画实施元件。
2.画出各实施元件基础回路，包含压力控制回路，流量控制回路，方向控制回路等。
3.画出液压泵。依据选定液压系统型式，画出单泵、双泵或多泵。
4.依据选定方案，用串联、并联或串并联方法，将各基础回路和液压泵联接起来。
5.画出控制油路及辅助油路。
6.画出起安全、保护作用阀和装置。
7.画出辅助元件，比如滤油器、冷却器、油箱等。
五、系统初步计算和液压元件选择
（一）、液压泵
依据液压系统工作压力p和流量Q，考虑压力损失和流量漏损来计算液压泵工作压力pB和流量QB，液压泵应该有一定压力贮备。
液压泵额定工作压力可按下式求得：
(Pa)
式中 pB——液压泵额定工作压力(Pa)；
p——系统工作压力(Pa)；
A——贮备系数 通常 A=1.05~1.25；
——系统中沿程阻力损失；
——系统中局部阻力损失。
对于压力损失：，在初算时能够进行估算。对节流调速简单管路可取0.2~0.5MPa。对节流调速复杂管路，可取0.5~1.5MPa，对高压大流量则取较高值。
液压泵流量可按下式求得：
QB＝KQ (m3/s)
式中 QB——液压泵额定流量(m3/s)；
Q——液压系统工作流量(m3/s)；
K——漏损系数 通常 K=1.1~1.3。
（二）、液压功率和发动机功率
液压泵或泵组液压功率是：
（kW）
式中 pp——液压泵最大工作压力(kPa)；
Qp——液压泵最大流量(L/min)；
η——液压泵总效率，柱塞泵取0.85~0.90，齿轮泵取0.75~0.85。
R——变量系数，对定量系统R=1。
发动机功率N依据系统方案确定，若是变量系统，因为液压泵常常在满载或甚至在超载情况下工作，功率利用系统比较高，据统计可达85%以上，为了确保功率贮备，延长液压泵和发动机使用寿命，并考虑到辅助液压泵、操作系统、冷却装置等辅助设备动力消耗，发动机功率可取为：
N=(1.0~1.3)Ny
式中Ny是液压功率。
定量系统发动机功率利用率较低，通常只有60%左右，所损失功率全部变为热量，所以，确定发动机功率时能够取得低些，对于双泵双回路定量系统，发动机功率可取为
N=(0.8~1.1)Ny
初步估算时，发动机功率可取
N=95q kW (定量系统)
N=74q kW (定量系统)
式中q是液压挖掘机标准斗容量(m3)

（三）、液压缸
液压缸有效面积A(cm2)依据系统工作压力p(kPa)和外负载P(N)决定
（cm2）
式中 po——液压缸回油腔背压(kPa)；
ηm——液压缸机械效率，可取0.9~0.95。
依据活塞移动速度v(m/min)，该液压缸流量Q是
（L/min）
式中 ηv——液压缸容积效率。
液压挖掘机液压缸没有定型产品，通常要依据上述参数进行设计。
（五）、液压马达
液压马达理论排量q(mL/r)依据下式决定
（mL/r） 《经功率相等换算而来》
式中 M——液压马达输出扭矩(N·m)；
Δp——液压马达进出口油腔压力腔(kPa)；
ηv——液压马达机械效率（齿轮式和柱塞式可取0.9~0.95；叶片式可取0.85~0.90）。
液压马达实际流量
（L/min）
式中 nmax——液压马达最高转速(r/min)；
q——液压马达理论排量
ηv——液压马达容积效率。
（六）、液压阀
依据系统工作压力和经过该阀最大流量来选择标准阀类或设计专用阀。选择安全溢流阀时，要按液压泵最大流量；节流阀和调速阀要考虑最小稳定流量；其它阀类根据接入回路最大流量选择。所选液压阀许可经过最大流量不应超出公称流量120~140%，若超出太大，则能量损失大，引发发烧、振动和噪音，使阀性能变坏；太小，则系统结构庞大，很不经济。
（七）、油管
首先依据流经管道最大流量和管内许可流速确定管道内径，然后再依据管道内油液最大工作压力及管道材料强度来确定其壁厚。（软管只需确定内径和耐压值，不需要选择外径，，内径和流量相关，壁厚和压力和内径相关）
管道内径d按下式计算
(m)
式中 d——管道内径(m)；
q——流经管道流量(m3/s)；
v——管道内许可流速(m/s)，见下表。
油液流经管道
许可流速 v/m·s-1
液压泵吸油管
0.5~1.5，通常取1以下
液压系统压油管
3~6,压力高，管道短或黏度小取大值
液压系统回油管
1.5~2.5
计算出来内径值应按标准系列作圆整。

油管壁厚δ(m)按下式计算
δ＝pd/(2[σ]) (m)
式中 p——管道内油液最高工作压力(MPa)；
d——管道内径(m)；
[σ]——管道材料许用应力[N/m2]，对于钢管[σ]=σb/n，σb为管道材料抗拉强度(N/m2)，n为安全系数，取值见下表。
系统工作压力/MPa
<7
7~17.5
>17.5
安全系数n
8
6
4
（八）、油箱容量计算
油箱容量是指油面高度为油箱高度80%时油箱所贮油液容积。
通常油箱有次容积约为液压泵每分钟流量2~3倍。挖掘机所用油箱通常全部较小，方便减小整机重量尺寸。其有效容积仅为液压泵每分钟流量1~2倍。

六、液压系统验算
（一）、液压系统压力损失验算
液压系统油路中压力损失包含：油液经过管道时沿程损失ΔPT、局部损失ΔP’T和流经阀类等元件时局部损失ΔPV，即

式中 l——直管长度(m)；
d——管道内径(m)；
v——液流平均速度(m2/s)；
γ——液压油重度(N/m3)；
ζ、λ——局部阻力和沿程阻力系数，可从相关手册查出。
流经标准阀类等液压元件时压力损失ΔPT值和其额定流量Qvn额定压力损失ΔPvn和实际经过流量Qv相关，其近似关系式为

Qvn和ΔPvn值能够从产品目录或样本上查到。
在计算整个液压系统总压力损失时，通常将回油路上压力损失折算到进油路上去，这么做便于确定系统供油压力。这时系统总压力损失为

式中 、——分别为进油路上和回油路上总压力损失；
A1、A2——分别为液压缸无杆腔和有杆腔有效工作面积。
在液压系统工作循环中，不一样动作阶段压力损失是不一样，必需分别计算。
当已知液压系统全部压力损失后，就能够确定溢流阀调整压力，它必需大于工作压力P1和总压力损失之和，即。
（二）、系统效率验算
（三）、液压冲击验算
（四）、发烧和温升估算
若挖掘机正常工作油温是40~50°C同，则最高许可油温为70~85°C，温升不要超出35~45°C。
七、编写技术文件