立柱试验台结构设计.docx

熟悉1804－2欧洲标准中《立柱、千斤顶技术条件》部分的内容和我国立柱试验相关标准，总结立柱的检验项目和检验方法，据其设计一台立柱性能试验台的结构，要求该试验台能够完成工作阻力不低于8000kN的立柱的检验。重点设计试验台外加载系统与承载框架，关键部分详细计算。
绘制外加载系统、承载框架总装图，选取代表性的部件和零件绘图，总图量折合后不少于3张0＃图纸。
承载框架部分，用SolidWorks 2007进行三维建模，用有限元分析工具进行应力分析。

摘 要
液压支架是现代煤矿综采工作面中的配套支护设备,立柱是其主要结构件。立柱工作的可靠性直接关系到矿井生产的正常化和工人的生命安全。
随着我国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备的检测技术提出了更高的要求。立柱性能检测试验台是进行立柱质量检测的必要设备,是立柱质量监控的保障。
本文设计的立柱试验台能够兼容欧洲标准和国家标准，能够检测单根工作阻力达8500kN的立柱的性能。本文介绍了立柱性能检测的方法、试验台的组成、原理，设计了加载系统和承载框架。
本设计的主要内容：
1. 详细设计了外加载系统、加载液压缸、增压缸、油箱、联结罩、联轴器、承载框架。
2. 选取外加载泵站、大泵组、增压缸、加载液压缸、联轴器、加载缸导向套等零部件进行了绘图。
3. 承载框架部分，用SolidWorks 2007进行建模，并借助于SolidWorks 2007的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。

关键词：液压支架立柱；液压加载系统；试验台；

ABSTRACT
test-bed

Keywords: ; Hydraulic Loading System; Test-bed;
目 录

课题研究背景和意义 1
立柱试验台检测项目和实验方法 1
拟定试验台总体结构方案 3
5
液压技术简介 5
液压系统概述 5
液压传动的优点 6
液压技术的缺点 7
液压加载系统工况分析及设计要求 7
液压加载系统方案设计 8
选择液压动力源 8
选择执行元件 8
确定控制方式 8
液压回路设计 9
选定液压油类型 11
系统压力、流量的调定和测量 12
拟定外加载系统原理图 12
加载液压缸主要参数计算 14
初选液压缸工作压力 14
确定液压缸的主要结构尺寸 14
验算最小稳定速度 15
活塞杆稳定性验算 16
2.6 计算系统压力 17
计算加载缸各工况压力 18
确定系统供油压力 18
2.7 计算系统各工况的流量 18
2.8 液压泵的参数计算与型号选择 19
计算液压泵的最大工作压力 19
确定液压泵的输出流量 20
选择液压泵 21
与液压泵匹配的原动机的选择 24
选择电动机型号 25
2.10 液压元件的选择 26
液压阀类元件的选择 26
过滤器的选择 27
蓄能器的选择 28
液压油管的选择 30
液压油箱容积的计算 34
外加载液压系统的验算 34
系统的压力损失验算 35
系统的发热温升验算 37
油箱的设计 38
油箱设计要点 39
确定油箱的外形尺寸 40
油箱的结构设计 42
泵站结构布置设计 42
液压泵站结构设计的注意事项 42
选择液压泵站安装方式 43
电动机与液压泵的联接方式 43
液压泵站布置方案 44
45
液压缸的类型及其特点 45
液压缸主要结构尺寸和性能参数 46
液压缸缸筒和缸盖的计算 46
缸筒和缸盖的结构形式 46
确定缸筒的壁厚 48
确定液压缸的外径 48
缸筒壁厚的验算 48
缸盖厚度的计算 50
缸体长度的确定 51
活塞的最小导向长度H的确定 52
导向套尺寸配置 52
导向套受力分析 52
导向套尺寸与加工要求 54
液压缸油口直径的计算 55
活塞杆组件的尺寸计算 56
活塞杆组件的组成与材料 56
活塞尺寸计算及连接方式选择 56
加载缸密封圈的选择 59
密封装置类型选择 59
密封圈材料的选择 64
液压缸设计注意的问题 64
66
增压液压缸工作原理 66
增压回路 66
增压液压缸结构 67
增压缸主要结构尺寸计算和性能参数确定 68
已知增压缸参数 68
确定增压缸的主要结构尺寸 68
确定液压缸的増压行程 69
增压缸大缸筒的计算 70
大缸筒和两缸盖的结构形式 70
确定大缸筒的壁厚 70
确定增压缸大缸筒的外径 71
大缸筒壁厚的验算 71
增压缸小缸筒的计算 73
小缸筒和两缸盖的结构形式 73
确定小缸筒的壁厚 74
确定小钢筒的外径 75
小缸筒壁厚的验算 75
缸体长度的确定 76
活塞的最小导向长度H的确定 77
78
机架设计的准则和要求 78
机架设计的准则 78
机架设计的一般要求 78
机架设计的传统步骤 79
承载框架的结构选型与三维建模 79
选择机架形式与钢板材料 79
三维设计应用的趋势 80
选择三维设计软件的关键考虑因素 81
SolidWorks的功能 81
承载框架的有限元分析 82

附录Ⅰ 内加载系统原理图与选型 92
附录Ⅱ 框架单侧承载梁应力分布图 94
附录Ⅲ 框架单侧承载梁位移分布图 95
附录Ⅳ SolidWorks最新版本SolidWorks® 2007概述 96
附录Ⅴ COSMOS 2007简介 99

1 立柱试验台总体结构方案设计
1.1 课题研究背景和意义
液压支架的立柱以乳化液为工作介质,在液压支架支护采煤工作面顶板、破碎顶板方面起到了至关重要的作用。液压支架立柱的可靠性及安全性直接关系到矿井生产的正常化及煤矿工人的人身安全。随着中国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备检测技术提出了更高的要求。
由于我国煤炭工业迅猛发展，大型综采配套现代化矿井逐年增加，液压支架的使用量逐年上升,并且随着技术的革新，单根立柱的缸径已经突破400mm，额定工作压力突破43MPa,额定工作阻力达到5400kN，向大缸径、超高压、大工作阻力发展是矿用液压支架发展的大势所趋，相信在不久的将来，单根工作阻力超过8000kN的立柱便会设计制造并投产使用，到那时检修量和实验的工作量也大大增加。液压支架立柱检测设备是生产和研制高产高效液压支架的关键设备，面对迅速发展的支护技术，需要有一种能够快速、准确地检测如此大缸径、大工作阻力液压支架立柱的实验台。
为此本文设计了这台能够准确检测单根额定工作阻力为8000kN液压立柱的实验台。
1.2 立柱试验台检测项目和实验方法
表1.1 立柱试验台检测项目和实验方法
序号
检验项目
检验方法
1
空载行程
立柱空载，在运动速度不大于200mm／min的工况下，全行程往复运动三次
2
最低启动压力

（1）立柱空载无背压工况下，分别对活塞腔，和活塞杆腔逐渐升压至活柱塞全行程移动，记录各级缸的上腔和下腔的启动压力。
（2）立柱活柱全缩回，中缸活塞杆腔保持供液压力，大活塞杆腔逐渐升压使中缸运动，记录当中缸中部通过大缸导向套时，大缸活塞杆腔的启动压力。

3

活塞杆腔密封性能
立柱缩至最小高度对活塞杆腔加2MPa和1.1倍供液压力，闭锁密封腔稳压5分钟
4
中心让压性能
立柱全部外伸，将安全阀开启压力调至额定工作压力
（1）用102mm/min速度，进行2次行程100mm的让压试验
（2）用21mm/min速度，进行2次行程20mm的让压试验
（3）多级立柱级间转换处用102mm/min速度，进行2次行程100mm的让压试验
5
中心过载性能
（1）1.5倍额定载荷压缩
1）外加载步骤：
①用0.8倍的额定工作压力使立柱全部外伸
②压力腔闭锁
③用1.5倍额定工作阻力外加载1次3min，在3min内作密封试验
④卸载后测量缸筒扩径残余变形
2）内加载步骤：
①用0.8倍的额定工作压力使立柱全部外伸至全长（953）%
②立柱两端固定，用1.5倍额定工作压力向压力腔加压
③压力腔闭锁1次3min，在3min内作密封试验
④卸载后测量缸筒扩径残余变形
（2）全缩回2倍额定载荷
立柱全缩回，在外部施加2倍额定工作阻力1次3min
6
偏心加载
用0.1倍额定工作压力使立柱全伸出，闭锁压力腔，按规定偏心量外加额定工作阻力1次3min做密封检查，然后卸载至0.1倍额定工作压力测量级间过渡处的扰度。

7

耐久性试验

（1）偏心加载
将立柱伸出至全行程的905%，偏心量按规定的一半加载循环：
① 加（1.15%）倍额定工作阻力，让压加载速度（10010%）mm/min，运动距离（502.5%）mm
② 加压完毕，以额定供液压力对活塞杆腔加压回缩（502.5%）mm
③ 用额定工作压力的（70~80）%，是液压缸伸出至原位：循环次数大于6000次，循环完毕进行密封性能试验。
（2）中心加载
将立柱伸出全行程的（905）%，中心加载循环：
① 用1.1额定倍工作阻力中心加载
② 卸载0.1倍的额定工作阻力，循环1500次，循环完毕进行密封性能试验。
8
外伸限位
（1）用额定工作压力使活塞向内部挡块伸出，至活塞和内部挡块接触后停留3min
（2）在额定工作压力的（805）%和（105）%之间对着内部挡块外伸100次
9
功能
立柱在进行完以上全部试验之后，将立柱的安全阀调到额定工作压力，从全伸出开始以102mm/min的速度外加载使其全行程缩回。
10
全伸出2倍工作载荷
（1）外加载
用0.8倍的额定工作压力使立柱伸出，将压力腔闭锁，外加2倍额定工作阻力压载1次3min，在3min内作密封试验
（2）内加载
用0.8倍的额定工作压力使立柱伸出至全长的（953）%，将其两端固定，向压力腔加2倍的额定工作压力，然后压力腔闭锁1次3min，在3min内作密封试验
1.3 拟定试验台总体结构方案
分析以上标准和试验方法，测试立柱的试验台主要由：承载机构、加载机构、压力检测机构、电气控制部分组成。
本试验台的加载系统和试验台承载框架是这次毕业设计的主要内容，下面从这两方面入手，确定方案。
加载方式有很多种，例如有机械加载、电加载、液压加载等方式。液压加载系统与其他加载方式相比较具有简单易行，可以实现无级变速连续加载，所需元件数量少，能远距离控制，运动件的惯性小，能够频繁换向，传动工作平稳等优点，所以本试验台加载系统选用液压系统。液压加载系统分别选用液压油外加载系统和乳化液内加载系统，这种液压系统结构简单,维修方便。按照设计要求主要设计试验台的外加载泵站、加载液压缸、增压液压缸、泵站油箱、联结罩、联轴器、增压缸、活塞杆、加载缸导向套等关键零部件。
承载部分采用钢板焊接成整体框架式。两侧承载梁的截面积及钢板的厚度设计校核时最终确定。设计承载框架，按照导师的建议，借助三维软件SolidWorks 2007进行设计，对框架进行三维建模，用SolidWorks 2007带的有限元分析工具COSMOS进行应力分析。

2 外加载液压系统设计
2.1 液压技术简介
液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(缸或马达)把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。
液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。
1795年英国约瑟夫·布拉曼(Joseph Braman,1749～1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油,又进一步得到改善。
第一次世界大战(1914～1918)后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动 的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁·尼斯克(G·Constantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。
第二次世界大战(1941～1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出,日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速发展液压传动,1956 年成立了“液压工业会”。近20～30 年间，日本液压传动发展之快，届世界领先地位。
液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等国；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。
液压传动的基本原理是在密闭的容器内，利用有压力的油液作为工作介质来实现能量转换和传递动力的。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和机械传动中的皮带、链条和齿轮等传动元件相类似。 
 一个完整的液压系统是由各种不同功能的基本回路构成，去完成执行机构的工作要求。
液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成：  
(1)动力元件（油泵）
它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能；是液压传动中的动力部分。  
(2)执行元件（油缸、液压马达）
它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。  
(3)控制元件  包括压力阀、流量阀和方向阀等。
它们的作用是根据需要无级调节液动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。  
(4)辅助元件 
 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及油箱等，它们同样十分重要。  
(5)工作介质  
工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。
液压传动之所以能得到广泛的应用，是由于它具有以下的主要优点：
（1）由于液压传动是油管连接，所以借助油管的连接可以方便灵活地布置传动机构，这是比机械传动优越的地方。例如，在井下抽取石油的泵可采用液压传动来驱动，以克服长驱动轴效率低的缺点。由于液压缸的推力很大，又加之极易布置，在挖掘机等重型工程机械上，已基本取代了老式的机械传动，不仅操作方便，而且外形美观大方。
（2）液压传动装置的重量轻、结构紧凑、惯性小。例如，相同功率液压马达的体积为电动机的12%～13%。液压泵和液压马达单位功率的重量指标，目前是发电机和电动机的十分之一，液压泵和液压马达可小至0.0025N/W,发电机和电动机则约为0.03N/W。
（3）可在大范围内实现无级调速。借助阀或变量泵、变量马达，可以实现无级调速，调速范围可达1∶2000，并可在液压装置运行的过程中进行调速。
（4）传递运动均匀平稳，负载变化时速度较稳定。正因为此特点，金属切削机床中的磨床传动现在几乎都采用液压传动。
（5）液压装置易于实现过载保护——借助于设置溢流阀等，同时液压件能自行润滑，因此使用寿命长。
（6）液压传动容易实现自动化——借助于各种控制阀，特别是采用液压控制和电气控制结合使用时，能很容易地实现复杂的自动工作循环，而且可以实现遥控。
（7）液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，便于设计、制造和推广使用。
（1）使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁；  
（2）对液压元件制造精度要求高，工艺复杂，成本较高；  
（3）液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平；  
（4）用油做工作介质，在工作面存在火灾隐患；  
（5）传动效率低。
2.2 液压加载系统工况分析及设计要求
仔细理解欧洲标准中规定的立柱试验的过程，可得到加载液压缸的设计要求。
（1）加载系统加载力要求
理论上可以计算出加载系统所需产生的最大推力，即该系统的最大加载力：

根据设计要求，该系统的最大加载力取F=17000 kN
（2）加载系统拉力
分析试验台工作情况该系统的平均力取F拉=100 kN
（3） 液压加载缸的运动速度
加载缸在试验过程中的运动速度：
最小加载速度：
让压加载速度：
最大加载速度：
空载运行速度：
缩回速度：
（4）液压加载缸最大加载行程
分析试验台的实际需要，加载缸所需的最大加载行程取1000 mm。
2.3 液压加载系统方案设计
液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。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。
参考国内矿用设备及国内同类或相关设备和资料，经初步估算该液压系统的压力和流量的变化范围大，采取两台泵较合适。
拟选用一台恒压变量柱塞泵，一台定量柱塞泵。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。容积调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。所以本系统拟采用操纵变量机构改变系统流量和采用单向节流调速阀结合的方式达到调节速度的目的。系统背压力初估为1.5MPa。
加载缸有正向加载和反向缩回两个方向的动作，因此选用双作用单活塞杆液压缸。加载缸空载运行速度与缩回速度相等，确定无杆腔面积A1 等于有杆腔面积 A2的2倍，即A1 = 2A2 。
执行元件的控制方式有泵控制方式和阀控制方式，泵控制方式采用双向变量泵，通过控制泵的流量实现执行元件的速度控制，通过控制泵的出油方向实现执行器的方向控制。这种方式中每个执行元件需要一个变量泵。重视能源的经济的场合或者负载惯性大、起动停止冲击成问题时可以采用。
阀控制方式中，用方向控制阀实现执行器的方向控制，用流量控制阀实现执行器的速度控制。这种方式应用最广泛，适用于一个液压源同时驱动多个执行器的场合或者输入信号很复杂而要求快速响应的场合。
本试验台采用换向阀的控制方式。
由于设计者的思路、经验或对所有元件的考虑方法不同，即使针对同样目的，设计出来的液压回路也是千差万别的。因此拟定几种符合目的的液压回路，再从成本、重量、使用方便等方面进行对比论证，确定最合适的液压回路。
液压回路包括油压发生回路、执行器控制回路、油液处理回路、其他辅助回路等。无论多么复杂的液压系统，都是由实现种种功能的基本回路组成的。
用标准图形符号绘制拟定的液压系统原理图，并注明压力控制阀、压力继电器等设定压力和液压泵或蓄能器工作时各段路的流量，以便后面选定元件和确定管子口径。
2.3.4.1 油压发生回路
此回路包括液压泵部分和压力控制部分，要设计成能在必要的时候最有效地供给所需要的压力和流量。液压泵的功率在泵控制方式中根据执行器的最大功率算出，在阀控制方式中根据各执行器所需的最大功率算出，在蓄能器驱动的系统根据蓄能器的最高工作压力、一循环中消耗的全部液量在充液过程中补充所需的泵流量和卸载时间算出。在实际的工作循环中，有时低速大负载、有时高速小负载、有时卸载，可以求出平均功率并据以确定泵的驱动电机的容量。但是循环中的峰值负载不得超过电动机额定功率的1.5倍。
查阅该类检测设备的资料，本类设备加载缸的最大工作压力可高达70～100MPa，而目前国内液压泵的最高供油压力为40 MPa。
而且进一步考虑到，此检测设备并不是总需要超高压，若选择超高压的泵，其效率不会充分利用，因此拟选用两台中低压或中高压的液压泵，采用一套增压比为3～4的增压回路来满足系统的要求。
从长远考虑，采用这种方案一次性投资并不比采用单台超高压泵大，而且其液压泵的效率和寿命能充分发挥，电动机的功率耗损也会降低。
2.3.4.2 执行器控制回路
执行器控制回路要根据负载特性，适当地控制方向、速度等。泵控制方式中，在双向变量泵回路上加压力控制回路即可组成执行器控制回路。阀控制方式中的执行器控制回路，由方向控制回路、速度控制回路、压力控制回路适当组合而成：
（1）方向控制回路： 用方向控制阀来实现执行器动作方向的控制，掌握方向控制阀的通油时间来控制执行器的位移量。调整换向阀的切换时间、设置二速回路、与行程减速阀并用，或者采用比例阀、伺服阀都可以控制执行器起动、停止时的加速减速特性。
为了保证换向的平稳性和该试验台电气控制部分的操作，采用电液换向阀的方向控制回路，Y型中位机能三位四通阀即可满足本试验台液压系统要求。
（2）速度控制回路： 用流量控制阀来实现执行器速度的控制。根据负载变化情况和流量精度要求选定采用节流阀还是调速阀来控制。考虑对负载方向的适应性，负载变化对精度的影响及回路的效率等因素，决定采用进口节流、出口节流还是旁通节流方式。
经初步计算，液压加载系统至少需设置2根加载液压缸，为使多根液压缸的加载速度保持同步，系统拟在回油路上设置采用单向节流调速回路。
（3）压力控制回路： 压力控制回路不仅包括控制执行器输出力（或力矩）的回路，还包括用来吸收执行器起停时的制动力、外负载引起的冲击力的安全回路。作为输出力控制回路，有用溢流冷漠限制最高压力的调压回路，还有用减压阀把某个执行器限制到低于油源压力的压力的减压回路。制动回路、平衡回路、安全回路等中所用的压力控制阀，有直动式、先导式、内控式、外控式等各种结构，性能和特性也有多种不同，实际使用时必须十分注意。
液压系统管道中的液体突然变换或换向时，会引起液体压力突然急剧增高，这种现象就是液压冲击。液压冲击时所出现的最大压力（即冲击压力）往往比正常情况下的压力大好几倍。在冲击压力作用下，往往使油管发生破裂，同时液压冲击中出现的压力波动，会引起液压系统的振动与噪音，使联接螺栓松动，甚至会破坏管道和液压元件的密封装置，出现严重的泄漏等。特别是在高压、大流量的液压系统中，液压冲击所造成的破坏性影响更为严重。因此，必须采取预防措施。
为了吸收系统液压冲击，系统中靠近两加载缸设置蓄能器。
2.3.4.3 液压油处理回路
液压油处理回路包括进行液压油液污染控制的过滤回路和油液温度控制回路。在过滤回路中，要根据所用液压元件和液压油的种类确定过滤器的容量，过滤精度和设置部位。当环境温度较高或液压装置内部发热较多，单靠油箱和管路系统自然散热无法维持与所用元件相适应的温度和精度时，必须设置油冷却器，环境温度过低，液压泵超支困难时，必须考虑设置加热器或其他暖机运行方式。
带有电液阀的方向控制回路对液压油的清洁度有严格的要求，为保证系统可靠工作，并且考虑到日常维护的方便，选用近年流行的新型产品――反冲洗过滤器作为系统的细滤器。
2.3.4.4 辅助回路
辅助回路包括液压系统维修所需的回路和作为安全措施专门设置的回路。在保养维修方面，要考虑测压口、油液取样口、元件拆卸时防止油液外流的措施、易于组成冲洗回路等，在安全方向，要考虑长期停机时防止自重引起下落的措施，防止误动作的措施，双重安全措施等。
油液在液压系统中实现润滑与传递动力的双重功能，必须根据使用环境和目的慎重造反。油液的正确选择保证系统元件的工作与寿命。系统中工作

起动时粘度过度会引起泵气蚀和噪声；连续工作在较高粘度下会使空气悬浮在油液中，从而引起泵、马达的提前失效和阀的冲刷磨损；粘度过低会造成系统效率降低和动力润滑破坏。不同粘度等级的油液，其精度为表2.2的推荐值时对应的温度见下表:
表2.2

工作温度下的粘度＝ m2／s。

40℃运动粘度变化率(%)超过
+15或-10
GB/T 265，
水分(%)大于
0.1
GB/T 260
色度增加(比新油)号大于
2
GB/T 6540
酸值降低(%)超过或增加值(mgKOH/g)大于
350.4
GB/T 264，
正戊烷不溶物(%)大于
0.1
GB/T 8926A
铜片腐蚀(100℃，3h)，级大于
2a
GB/T 5096
注：允许采用GB/T 511方法，使用60～90℃石油醚作溶剂，测定试样机械杂质。
为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件。
为了调定系统压力和保证系统安全，在每台液压泵出油口设溢流阀。为了实时监测系统压力，在泵的出油口、加载缸的进回油路上均设置液压表。
为了将实时监测到的系统压力传输到电脑控制部分，在泵的出油口、加载缸的进回油路上均设置液压传感器。
2.4 拟定外加载系统原理图
由拟定好的控制回路及液压源组合成整机的液压系统图，相互组合时去掉重复多余的元件，按照力求系统结构简单、保证各元件间的联锁关系、尽量减少能量损失环节的原则，绘制外加载系统的原理图 (如图2.1) 。

图2.1 外加载液压系统原理图

2.5 加载液压缸主要参数计算

图2.2 单活塞缸工作原理
初选液压缸工作压力为70MPa，初选系统背压为pb=1MPa，管路损失为p=0.5 MPa则p2=1.5 MPa。加载缸的最大加载力为F1=8500kN
当压力油进入无杆腔时，活塞上所产生的力为：
（2－1）
式中：
—液压缸的有效面积
　　　 —液压缸的总效率，由机械效率、容积效率、作用力效率 组成，=
（1）机械效率：活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下通常取：＝0.9～0.95
（2）容积效率：由各密封件泄漏所造成，活塞密封为弹性材料时通常取＝1
（3） 作用力效率：由排液口背压所产生的反向作用力造成。当排油直接回油箱时＝1
—缸筒内径　　　　mm
　　 —活塞杆直径　　　mm
—当活塞杆伸出时为进油压力，当活塞杆伸出时为排油压力
—当活塞杆伸出时为排油压力，当活塞杆伸出时为进油压力
将数据代入式2－1得：
因＝8500 kN
计算得　＝0.4099 m =0.2898 m
根据GB/T2348-1993选取相近的尺寸加以圆整：
＝400 mm =320 mm
则=0.12567 m2 =0.04524 m2
对选定后的液压缸内径必须进行最小稳定速度验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面积必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积min，即min 。

（2－2）
式中：
——流量阀的最小稳定流量
——液压缸的最低速度
查手册Q-H20型单向调速阀的最小稳定流量=0.1 L/min, 液压缸的最低速度=2 mm/min
代入公式2-2得
=＝0.05 m2
=0.12567 m2 min
即满足最低速度的要求。
当液压缸的支撑长度LB （10～15）d 时，需要验算活塞杆弯曲稳定性。
活塞杆稳定性验算公式为：
（2－3）

　N （2－4）
式中：
——活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N
——安全系数，通常取3.5～6 ，取=4
K——液压缸安装及导向系数 取K=2
——实际弹性模数
——材料组织缺陷系数，钢材一般取
——活塞杆截面不均匀系数，一般取
E——材料弹性模数，钢材E＝ MPa
I——活塞杆横截面惯性矩，
　MPa
圆截面：=　0.049mm
取活塞杆的最大伸出量　L=1m，
将数值代入公式（2-4）得：
= kN
=/4=N
= N
　　　　符合条件
2.6 计算系统压力
由式2-1得 ＝ （2－5）
（1）启动工况
负载启=100kN
由式2－5得系统压力：
p启=＝1.5（MPa）
（2）缩回工况
负载缩=100kN
由式2－5得系统压力：
p缩=＝6.6（MPa）
（3）试验2倍额定工作阻力时
负载2倍=8500kN
由式2－5得系统压力：
p2倍=＝73.3（MPa）
（4）试验1.5倍额定工作阻力时
负载1.5倍=6332kN
由式2－5得系统压力：
p1.5倍=＝54.1+0.6=54.7（MPa）
（5）试验1.1倍额定工作阻力时
负载1.1倍=4644kN
由式2－5得系统压力：
P1.1倍=＝39.7+0.6=40.3（MPa）
（6）试验额定工作阻力时
负载1倍=4222kN
由式2-5得系统压力：
p1倍=＝36.1+0.6=36.7（MPa）
多数情况下系统压力可以自由选定。适当提高压力可以降低成本。因此，系统压力有逐渐提高的趋势，但液压系统的压力受到所用元件的限制。
提高系统压力，可以使响应速度提高、输出力加大、功率密度提高、管路的压力传播速度提高，并且不容易发生执行器低速爬行现象。但是提高压力也带来一些问题，如元件寿命缩短，易于发生阀的卡死及自激振荡，液压油易变质，内泄漏加大，油温升高，必须采取措施防止漏油。
系统中设置有增压回路，计算系统所需的供油压力的时候要考虑到增压比对系统的影响。
初选增压回路的增压比K=3，按加载缸最大工作压力计算系统的供油压力：
p供=73.3/3=24.4（MPa）
考虑到增压缸的效率，取系统供油压力p供=26 MPa
2.7 计算系统各工况的流量
q = A v （2－6）
式中：
q—系统流量L/min
A—液压缸有效工作面积m2
v—活塞的运动速度mm/min
（1）系统空载启动
q空载=0.12567m2100mm/min=12.6 L/min
q空载总= 25.2 L/min
（2）加载缸100 mm/min让压试验
q 1=0.12567m2100mm/min=12.6 L/min
q 1总=25.2 L/min
（3）加载缸10 mm/min让压试验
q 2=0.12567m210mm/min=1.26 L/min
q 2总=2.52 L/min
（4）加载缸2 mm/min让压试验
q 3=0.12567m22mm/min=0.25 L/min
q 3总=0.5 L/min
（5）加载缸缩回时
q缩=0.04524 m2100mm/min＝ 4.5 L/min
q缩总= 9 L/min
2.8 液压泵的参数计算与型号选择
液压泵是液压系统的动力源。要选用能适应执行器所要求的压力发生回路的泵，同时要充分考虑可靠性、寿命、维修性等以便所选的泵能在系统中长期运行。液压泵的种类非常多，其特性也有很大差别 。流量取决于执行元件所需的运动速度、出口压力决定于负载。
液压泵的输出压力应是执行器所需压力、配管的压力损失、控制阀的压力损失之和。它不得超过样本上的额定压力。强调安全性、可靠性时，还应留有较大的余地。样本上的最高工作压力是短期冲击时允许的压力。如果每个循环中都发生冲击压力，泵的寿命会显著缩短，甚至泵会损坏。
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Δp，即
pp≥ p1+Δp (2－7)
式中:

Δp
ΔpΔp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，一般管路简单的节流阀调速系统Δp为(2～5)×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统Δp为(5～15)×105Pa，Δp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得。
取Δp=0.5 MPa
泵的最高工作压力：pp≥ 26+0.5=26.5 MPa
上述计算的pp 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外，考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pr应满足pr ≥（1.25～1.6）pp中低压系统取小值，高压系统取大值。
则泵的额定压力 ：
pr≥1.3 pp = 1.3 26.5=34.45 MPa
液压泵的输出流量（L／min)，应该大于或等于液压系统中同时工作的各个执行元件所需的最大流量之和：液压泵输出流量应包括执行器所需流量；溢流阀的最小溢流量、各元件的泄漏量的总和、电动机掉转(通常1r/s左右)引起的流量减少量、液压泵长期使用后效率降低引起的流量减少量(通常5％～7%)等。
多液压缸同时动作时，液压泵的流量qp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
qp≥K(q)max (L/min) (2－8)
式中：
K——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；
(q)max——同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(L/min)。如果这时溢流阀正在工作，还需加上溢流阀的最小溢流量2～3 L/min
由前面的计算和分析可知系统空载时和最高压力工况下流量最高，下面分别计算这两个工况下泵所需的输出流量：
（1）空载启动时
qp ≥1.225.2+2.5 = 32.7 (L/min)
（2）最大工作压力时：
此时系统增压回路处于工作状态，根据能量守恒，忽略增压缸的效率则增压缸进出油口的功率可表示为：
P入= P出
P入= p入 q入
P出= p1 q1总
因增压缸的增压比K=3，即p入= p1
综合上式可得：q入= 3q1总