液壓設計

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液壓設計范文第1篇

[關鍵詞] 液壓支架 液壓系統 液壓回路

[Abstract] The basic requirement of ZY5000/14.5/30D hydraulic suppor in the coalfield is analyzed. The hydraulicsystem including unit hydraulic system and common hydraulicsystem is designed. The model of the equipment has been Choosed according to the status messages ,elements of zhe hydraulic system is drew,basically data of the component is choosed,ductwork is optimized.And the moving speed of zhe Hydraulic Support is analyzed in static.

[Key words] hydraulic support hydraulic system hydraulic loop

0.前言

平煤股份六礦戊8-22110工作面是河南省內首套全國產化、自動化程度最高、功能最為齊全的高產高效工作面。工作面液壓系統的設計除滿足支架的動作和性能方面的要求外，還應當滿足結構簡單、工作安全可靠、效率高、壽命長、經濟性好、使用維護方便等要求。因此，液壓系統的性能和設計方案的合理性是發揮綜采設備性能的關鍵、對實現綜采工作面的高產高效具有重大影響。經實踐證明，該系統方案設計合理、穩定可靠，各項性能指標滿足采煤工藝要求。

1.工作面液壓系統的組成

該系統由公用液壓系統和單臺支架液壓系統組成。公共液壓系統由泵站、過濾系統、順槽進回液管路和工作面進回液管路組成，工作面主要設備見表1所示。

1.1公共液壓系統設計

為充分保證工作面支架供液量，減少沿程壓力損失，該系統采用近距離高壓膠管供液（移動泵站）、工作面環形供液方式（圖1）；雙管路供液、雙管路回液，分別相連工作面首尾架。高低壓管路分別形成了一個環形的工作面供液系統相當于縮短了工作面的供液長度。選用的膠管規格為表2所示。

1.回液管 2. 主進液管3.水管

2.單臺液壓支架液壓系統設計

單臺ZY5000/14.5/30D 型液壓支架液壓系統完成升柱、降柱、移架和推溜等動作，其相應的液壓回路包括支架升降回路、推移回路、平衡回路、側推回路以及抬底回路，所有千斤頂通過液壓管路并聯，工作原理如圖2 所示。工作面所有支架在結構上都有相同的液壓缸、液壓裝置以及它們之間都有相同的連接方法。

2.1 支架升、降柱回路

ZY5000/14.5/30D 型支架是兩柱掩護式支架，支架升降回路完成支架升柱、降柱，原理如圖3所示。圖3中2根立柱并聯連接，換向閥兩個閥芯組件控制立柱的下腔，一個閥芯組件控制兩個立柱的上腔，這樣立柱的升柱和降柱速度比原始一個閥芯控制兩個立柱時速度快近1倍；另外，每個立柱下腔都裝有一個球形截止閥，在井下維修時比較容易實現單個立柱下腔的壓力卸載，便于維修立柱和更換閥件。

圖2 ZY5000/14.5/30D支架液壓原理

圖3 升、降柱液壓原理

2.2 推移回路

推移回路是液壓支架回路的重要組成部分；且推移千斤頂工況惡劣，與刮板機連接的連接銷經常拉斷；倒裝的推移千斤頂時常出現噴液現象。ZY5000/14.5/30D支架推移千斤頂倒裝、設置倒拉推移單向鎖，采用軟啟動控制方案（圖4），有效解決了這兩個問題，為電液控制自動移架提供保障。

如圖4所示，在推移千斤頂的拉架腔前設置一個軟啟動控制閥，因為電控閥開啟速度快，連接銷和銷控配合間隙大、再加上多個配合間隙的累積，使千斤頂在運動初期形成一個較大的空載沖程，從而造成連接銷拉斷。當進行拉架動作時，千斤頂空載行程階段軟啟動控制閥處于節流狀態、進入千斤頂下腔的液體流量很小，當空載行程結束后，軟啟動控制閥被打開，從而實現快速移架。

普通的液控單向閥開啟速度慢，在液控單向閥被打開之前，推移千斤頂上腔的壓力已經形成。此時的千斤頂相當于一個增壓缸，其上腔的壓力大約為泵壓的2倍，這樣安全閥會一直噴液。采用軟啟動控制閥在節流的同時、減慢千斤頂上腔的增壓速度，同時將液控單向閥的控制壓力升高，加快液控單向閥的開啟速度。

1.推移千斤頂 2.安全閥 3.液控單向閥

4.軟啟動控制閥 5.行程傳感器

圖4 推移軟啟動原理

2.3 平衡回路

平衡回路中使用平衡差動雙向鎖，采用差動控制系統（圖5），防止安全閥頻繁噴液。同時在平衡千斤頂的設計上進行優化，在外缸體上設計專用的接口體，平衡差動雙向鎖采用板式連接直接安裝在平衡千斤頂外缸體上；在外缸體上下腔均設計接頭座，安全閥直接和上下腔相連，當缸內壓力升高時直接泄壓、不再經過閥和膠管，從而保護油缸。

支架采用電液控制系統后，工作面支架實現自動移架，一般沒有調整支架頂梁的時間，當頂板的傾角在移架前和移架后不同時，立柱的初撐力遠大于平衡千斤頂的工作阻力，這樣平衡千斤頂的安全閥就會噴液。差動控制需要支持差動的雙向鎖和換向閥芯，支架完成降架、移架后，在升柱時平衡千斤頂的上下腔同時供液，換向閥芯保持開啟、雙向鎖的兩個單向閥芯都保持開啟狀態，且正反方向都保持暢通的狀態。由于立柱的初撐力遠大于此時平衡千斤頂的差動力，而支架的頂梁靠立柱的初撐力與工作面頂板貼平，而此時無論立柱的初撐力有多大，在整個過程中平衡千斤頂的上下腔一直保持泵壓，確保平衡千斤頂的安全閥不會噴液。當立柱動作結束后，平衡千斤頂又恢復原始控制。

1.平衡千斤頂 2.安全閥 3.差動雙向鎖

圖4 平衡差動控制原理

抬底千斤頂和立柱聯動，升立柱時抬底千斤頂收。在上腔設置一單向鎖，鎖千斤頂上腔，當千斤頂收回后活塞桿不能自由伸出，必須有抬底動作時才能打開單向鎖，伸出活塞桿。側推千斤頂由兩個功能口控制，其和彈簧組件配合使用具有調架和密閉架間空隙的作用。

3.液壓閥的選擇

液壓閥是支架液壓系統的核心，包括電磁先導換向閥和輔助閥。為滿足高壓、大流量的要求，減少系統造價，選擇液壓閥應該考慮到通流能力大、動作速度快、組合機能強、密封性能好、結構緊湊、抗污染能力強、易于集成的要求，減少閥體外形尺寸和重量。

3.1電磁先導換向閥

本支架電磁先導換向閥型號為“FHD400(2)/31.5/125(3)/31.5”、由電磁先導閥、閥體、插裝閥芯等組成。電磁先導閥可直接用手按動，實現換向閥的手動先導控制；又可接受支架控制器的動作信號，實現換向閥（也是支架）的自動程序控制。電液換向閥組采用緊湊型整體式結構、成熟的先導閥閥芯結構。電液控制閥內設1 個高精度過濾器、2 個單向閥，保證電磁先導閥用液的清潔度。

3.2反沖洗過濾器

支架采用電液控制系統，為實現工作面快速移架，對支架用閥的響應、可靠性和壽命有了更高的要求。為達到高響應、高可靠性、高壽命，多采用錐面密封和硬密封，密封材料也由原來的橡膠改為現在的聚甲醛和PEEK,從而大大高出手動控制時對介質清潔度的要求。特別是電磁先導閥的行程和流道均很小，對液體清潔度要求更高。

所以需在每架支架架內主進液處設置一個反沖洗過濾器。本支架所用的GLFX手動反沖洗過濾器，為全流量壓力過濾器，過濾精度：25μm。利用管路內液體對濾芯進行反沖洗，雙濾芯結構，更換維護方便。

其余輔助閥類均按高端支架用閥標準選取，如上述的平衡差動雙向鎖和倒拉推移單向閥。實踐證明，本套支架液壓系統具有閥的壽命長、泄漏和壓力損失小、系統效率高、便于維護和使用等優點，能改善支架的綜合性能，適應電液控制的工作要求。

4.移架速度的靜態計算

最佳的系統特性不是移架速度越快越好，而是以能滿足采煤工藝要求為原則，因為系統的配置成本是隨著速度的提高而明顯增加。

4.1立柱的升降速度計算

先在實驗室中對系統中各個液壓元件進行測試，得到各個液壓元件的流體壓力損失值；在地面上支架升柱為空載運行，其升柱過程是恒流量狀態，忽略高壓軟管的容積效應，按泵的額定流量來計算：

實際測量支架的升柱速度為51.5mm/s。

支架降柱過程是壓力―流量的動態過程，但始終是處于力的平衡狀態，則：

p進A上+F1-F2-p回A下=0

F1-F2=0

忽略系統的流量損失，用背壓來計算回液流量，即：

通過前面的壓力損失測試試驗，經過理論計算得到個液壓元件的流體壓力損失系數；系統中閥和膠管總回液壓力損失系數：

立柱下降速度為：

經實測降柱速度為15.3mm/s。采用相同的方法對推移千斤頂拉架的速度進行計算，再根據立柱降升的距離和拉架的步距計算出支架的移架時間。

5.結語

實踐證明該支架液壓系統設計合理、操作維護方便、故障率低、可滿足采煤工藝要求。

液壓設計范文第2篇

關鍵詞：液壓加載；系統設計；流量調節

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2016.03.039

0 引言

飛行員在調整飛機飛行姿態、收放起落架等部件時需要利用液壓系統驅動執行元件，液壓系統的功率來源便是發動機。液壓加載系統是為了模擬飛機液壓泵工作，提取發動機功率并對液壓系統內各參數進行測量，評測液壓泵在提取發動機部分功率后，對發動機運轉的影響。它包括供、回油管路、液壓泵、測控制系統、電液比例閥、冷卻系統五部分組成。其系統原理圖如圖1所示。

1 典型液壓泵主要技術參數

輸入功率：131kW。液壓油牌號：YH-10。過濾精度：5～8μm。泵進口工作液壓力： 0.392±0.2MPa。工作壓力：MPa。額定增壓值： MPa。最大流量：215L/min。泵出口工作液壓力：在26～28MPa范圍內按特性線變化。

工作溫度：a. 環境溫度為-60～+120℃，短期允許+200℃（短期指液壓泵每工作1h，其間不大于8min的某時間段）；b. 泵進口工作液溫度不高于125℃。

2 供油部分設計

依據液壓泵進油口壓力要求，設計一個密閉油罐，地面油泵將液壓油打入密閉油罐內，將氮氣注入密閉油罐，使油罐內液壓油壓力提升至液壓泵進口需要的0.392±0.2MPa，另外需要在密閉油罐上加裝安全閥組，防止氣壓過大造成液壓泵進口油壓超壓；

管路最大流量為215L/min，按壓力油管道流速推薦值2.5m/s查《流量、流速及管子尺寸表》[1]，選低壓管路為DN50，高壓管路DN32，管路材質為不銹鋼無縫鋼管。

3 液壓加載系統調整流量方式：

液壓加載試驗要求液壓泵在不同的工作流量下對發動機進行功率提取，且系統一直維持高壓。傳統液壓泵加載設備利用多套節流噴嘴切換實現對流量的控制。在設備調試階段需通過試驗得出不同通徑的節流噴嘴在工作壓力下的流量特性；此種設計許投入大量時間及資金進行流量特性試驗。為節約資金及調試時間，選用電液比例閥對液壓泵高壓出口管路進行流量調節。此種流量調節方式優點是調節范圍大，調節方便，可兼容多種型號液壓泵，但對液壓油固體污染度要求較高。為保證液壓加載系統工作范圍足夠寬廣，設計兩套流量調節管路，一路為大通徑（DN20），串裝大流量電液比例閥；一路為小通徑（DN10）串裝小流量電液比例閥。兩套節流管路都安裝一個電液單向閥控制其通斷。兩套管路并聯后接入液壓加載系統，其中小通徑管路中加裝一個小量程流量計，防止小通徑管路單獨工作時液壓加載系統中大量程流量計測量數據不準。

4 液壓加載系統散熱

液壓加載系統中無執行元件，液壓泵提取的功率大部分能量均轉化成熱量，使液壓油溫度上升，降低液壓油的黏性及性，嚴重時會使液壓油變質污染，造成液壓元件損壞。所以需要在系統回油管路上加裝冷卻器冷卻液壓油。使液壓油的工作溫度不高于80攝氏度。

冷卻器散熱面積計算如下：

按液壓泵最大流量計算，液壓泵功率為131Kw。可近似認為液壓泵的功率就是冷卻器的散熱功率。那么，冷卻器的散熱面積計算如下：

冷卻器散熱面積[1]

式中

H――冷卻器散熱功率，取液壓泵的輸出功率即131Kw；

k――冷卻器傳熱系數，板式換熱器取300W/（m2K）；

――液壓油進出冷卻器溫度算術平均值與冷卻水進出口算術平均值之差，取經驗數值40℃；經計算，冷卻器散熱面積，為保證試驗安全，擴大冷卻器散熱面積到14m2。

5 減震措施

現代飛機液壓系統多用變量柱塞泵。其脈動的流量特性輸出會產生壓力脈動，使液壓管路產生強迫振動，當液壓泵的脈動頻率與流體之諧振頻率相接近時，振動會進一步加強。所以設計的液壓管路的固有頻率必須高于液壓泵最高脈動頻率的1.5～1.2倍。防止液壓管路振動損壞液壓泵等液壓元件，在液壓管路與重要液壓元件（如液壓泵、電液比例閥等）連接處加裝液壓軟管總成，借以吸收不銹鋼液壓管路傳導的振動。另外，液壓泵啟動時液壓系統管路瞬時壓力過大。針對此問題，在電液比例閥進油口處加裝蓄能器，對液壓加載系統內的壓力、流量脈動進行緩沖。

蓄能器容量計算：[1]

式中

V0――蓄能器容量；

m――液壓油質量；

p1――系統允許的最大沖擊力；

p0――蓄能器充氣壓力，一般取系統工作壓力的90%；

0.285――當蓄能器快速釋放能量時多變指數；

經計算，蓄能器容量約為1.8升。查樣本選蓄能器容量為2.5升。

6 試驗過程中遇到的問題

轉接段焊口開裂（連接液壓泵高壓口與液壓軟管總成）。轉接段結構如圖2所示。焊口開裂多發生于平管嘴、鋼管與立方體彎頭焊接處。平管嘴、鋼管與立方體彎頭是插接焊接結構。焊縫形式為角焊縫。此種結構的優點是氬弧焊后管路內部無焊瘤，可保證在高壓場合下管路內部的清潔。缺點是焊接時熔池無法滲透管壁，焊接強度無法保證。改進措施為重新設計轉接段，其結構如圖3所示，取消立方體彎頭，使轉接段焊縫盡量少；鋼管與管接頭焊接采用圖4所示結構，將焊縫改為1型焊縫（對接焊），焊接時在轉接段內通氬氣，既可以保證管路內壁上不形成焊瘤，又可保證焊接強度。

液壓加載試驗中，出現過大流向比例閥單獨工作時液壓加載系統壓力不正常。經反復試驗排故，確定為電液比例閥執行機構在激勵電流下不動作導致電液比例閥節流口全開，液壓系統相當處于卸荷狀態。造成這種故障的原因是液壓系統工作液固體污染度等級過高，造成電液比例閥芯卡滯。將電液比例閥返廠維修并將系統內液壓油用濾油車過濾，直至油液固體污染度按GJB420A-1996為7級以內后，恢復液壓加載系統管路，系統工作恢復正常。

7 結論

通過引入電液比例閥進行流量控制，液壓加載設備較原有加載設備調節流量范圍更加廣泛，可兼容多種液壓泵型號，工人試驗工作量大大降低，通過長期使用考核，其可靠性也較原有液壓加載設備有所提高。

液壓設計范文第3篇

關鍵詞：油缸，法蘭；緩沖；活塞桿；密封

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2016.11.064

1 設計參數給定

首先給定油缸直徑、活塞桿直徑、缸外徑、油缸行程、液壓系統壓力、法蘭厚、缸筒壁厚、工作介質普通液壓油。

油缸活塞面積A=πd2/4 m2、油缸推力F=PA N

（1）法蘭安裝方式：油缸安裝方式為前端法蘭固定。

（2）緩沖機構選用：在承壓10MPa以上應當選用緩沖機構，本次設計工作壓力25MPa，因有鉆孔機構，所以前端忽略，采用后緩沖。

（3）密封裝置的選用：選用Y型軸孔通用密封圈，材質聚氨酯（PU），因壓力超過16MPa，故Y形密封圈加擋圈。

2 液壓缸的裝配

裝配前先檢查各零件尺寸，然后對各零件去除飛邊，毛刺，然后用煤油清洗，清洗完后，放在干燥環境中自然風干，或用氣泵風吹干。裝配前各滑動部位涂抹油，裝配時要輕拿輕放，不允許劃傷和碰傷。

活塞與活塞桿裝配后，應測量同軸度，圓度及圓柱度，直線度，不能超差。裝配完畢后各相對運動部件間運動靈活，無卡滯發生。

3 液壓缸各部的設計與計算方法

3.1 缸筒設計

①缸筒結構的選擇：選取卡鍵式連接，參照國家標準，外形尺寸小，結構簡單。

②缸筒的要求：缸筒一般采用20#或35#，特殊要求及強度的采用特殊材質，要求在動態工作壓力下，長時間工作不變形；活塞桿要有足夠剛度，在伸出中不允許有彎曲及扭動；缸筒內表面光滑，并鍍鉻。

③缸筒材料的選取及強度給定：材料的機械性能參照機械手冊，本次設計選20號鋼，從表中得到：缸筒材料的屈服強度=300MP；缸筒材料抗拉強度=480MP；進而用屈服強度來計算得到，缸筒材料的許用應力[]=/n=320/5=64MPa。安全系數取5，參照機械設計手冊。

④缸筒的計算。1）液壓缸的效率：油缸的效率由以下三種效率組成：（A）機械效率由各運動件摩擦損失所造成，在額定壓力下，通常可取≈0.9。（B）容積效率由各密封件泄漏所造成，通常容積效率為：裝彈性體密封圈時： ≈1。裝活塞環時：≈0.98。（C）作用力效率，由出油口背壓所產生的反作用力而造成。

=0.9、=1、=0.9 所以η=，所以總效率為0.8。

2）流量計算。液壓缸流量根據機械設計手冊計算。設計要求中給定了活塞的平均速度：初定油缸進給量1-10 mm/s，所以=0.1m/s。容積效率：=1。根據機械設計手冊得到活塞桿外推時的流量：=AV=1.54*10-2m2x1*10-2*6*104=9.24L/min，因只使用推力，回程方向的流量忽略。3）缸筒壁厚的計算。缸筒壁厚可以根據機械設計手冊按薄壁缸筒進行計算：根據缸徑查手冊預取=11，此時/D=11/140=0.10.789，滿足使用薄壁缸筒計算式的要求，缸筒最高允許使用壓力取額定壓力的1.5倍，根據給定參數P=25MP，所以：=251.5=37.5MPa許用應力在選取材料的時候給出：[]=/n=320/2.5=128MP，根據機械設計手冊得到壁厚：=13.1mm，取壁厚為15mm。缸筒的加工要求：缸筒的內表面先粗車，然后衍磨，表面粗糙度為0.16，最后進行研磨；缸筒內徑D的圓度、圓柱度不大于內徑公差之半；缸筒直線度不大于0.03mm。

3.2 法蘭設計

采用前法蘭，并鉆6-18孔，用來與部件連接法蘭厚度根據機械設計手冊計算：法蘭在最大內壓的情況下受到的壓力F==369600N。

接下來選取其它參數：=135mm、=22mm、b=51mm。許用應力在選取材料的時候給出：[]=/n=320/2.5=128MP，根據以上各量可以得到：h=40.7mm，為保證安全，取法蘭厚度為42mm。

3.3 活塞設計

①活塞結構的設計：采用分體式活塞，密封圈和導向環安裝后，兩端壓蓋夾緊。

②活塞的密封：選用進口U形密封圈，材質為橡塑復合材料和PTFE，優質的密封材質，克服了缸筒，缸頭及活塞桿裝配的誤差，能有效減少摩擦及提高運性能。

③活塞的材料：選用HT200。

④活塞的尺寸及加工公差：選擇活塞厚度為活塞桿直徑的0.8-1倍，所以計算活塞厚度近似為100mm。活塞密封圈孔徑加工精度0.8。活塞外徑對內孔的同軸度公差不大于0.02mm，端面與活塞孔軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm。

3.4 活塞桿的設計

為了加強桿的強度，采用空心桿，設計形式為空心兩端加堵，焊接后，先粗車，再精車，最后磨。活塞桿與活塞采用卡鍵連接固定，最后用外用軸用彈性擋圈鎖緊，端部加鎖緊螺母鎖死。

活塞桿的材料選用40Cr調質，調質后回火，保證其性能，本次設計中活塞桿只承受推力，磨削后電鍍，鍍層深度為表面0.03，鍍后做拋光處理。活塞桿表面粗糙度選擇為0.3。

1）活塞桿的計算。活塞桿直徑的計算：活塞桿的直徑根據速比及具體工況而定，具體計算公式參見機械手冊，所以計算得出：d=74.83mm，也可以從機械設計手冊的表格中直接查取，但此油缸為非標，所以計算得出。缸筒內徑為140mm，選取活塞桿直徑是80mm；活塞桿強度的計算。活塞桿端部的負載連接點與與液壓缸支撐之間的距離為，因活塞桿10d，不屬于細長桿，參見機械手冊計算活塞桿強度。根據最大推力F，得到活塞桿的直徑：d72mm，強度完全符合要求。

2）活塞桿的導向、密封和防塵的選用。導向環選用聚四氟乙烯，優點是摩擦阻力小、耐側壓，強度高，耐用、且溝槽不需要高精度，拆換方便。密封：選用進口U形密封圈，材質為橡塑復合材料和PTFE，使摩擦阻力小，密封性能好，抗沖擊。防塵：使用J形加四氟防塵圈，材料是聚氨酯+PTFE。

3.5 緩沖裝置

由于油缸緩沖裝置要求不高，利用間隙困油即可，前端下行為慢速，無需緩沖裝置。

參考文獻：

[1]賈培起.液壓缸[M].北京：科學技術出版社，1987（06）.

[2]劉賢波，宋風，王玉寶.液壓油缸結構的改進[J].煤礦機械，2008（11）.

[3]邊輝，李震.液壓油缸密封支承材料的選用[J].中國設備工程，2005（05）.

液壓設計范文第4篇

關鍵詞：液壓試驗臺；液壓泵；液壓馬達；性能測試

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2017.02.068

1 液壓馬達加載性能測試系統原理

液壓馬達測試過程中，主要性能指標包括額定輸出壓力，給定額定輸出壓力時的額定輸出流量，馬達的容積效率及其總體效率水平；液壓馬達的輸入輸出功率的額定值、轉速的額定值及最低轉速等內容[1]。

（1）液壓馬達加載測試系統設計原理。采用雙向液壓馬達以及雙向泵試驗系統作為液壓試驗臺的方案，具體規劃如下：①供油系統。被試馬達的油液由液壓站高壓柱塞泵提供，在控制室內調節比例泵控制器即可對高壓柱塞泵進行變量控制。②加載系統。雙向液壓泵用于實現加載系統，系統的加載壓力通過調節電磁比例溢流閥的電流來改變。輔助泵用于調節節流閥組向加載泵低壓側供油。③信號采集系統。液壓泵和馬達處的參數由轉速傳感器測出轉速、扭矩和功率。液壓油路中的各種參數的測定由壓力傳感器和溫度傳感器測出。（2）液壓試驗臺的設計。由于液壓系統的特殊工況，液壓試驗臺采用分布式結構設計：試驗臺的動力源裝置、控制裝置、測試儀表及傳感器和電氣控制部分均采用分體式結構單獨設計，通過油管、電纜線等把各個部分聯系起來。

2 液壓動力裝置的選型與計算

（1）液壓泵選型計算。確定液壓泵最大工作壓力。液壓系統壓力Pp應該小于液壓泵最大工作壓力P1與液壓泵出口到液壓執行元件的總壓力損失之和。確定液壓馬達最大流量。被測試液壓馬達的最大流量Qmax應小于液壓泵的流量Qp。確定液壓泵規格。液壓泵的額定壓力應比求得的液壓泵的最大工作壓力大25%～60%，這里按25%，則系統中所使用的液壓泵的額定壓力為P0≥44MP，液壓泵的最大工作壓力Pp≥35.2MP，液壓泵的流量Qp≥424L/min，根據液壓泵的流量范圍和液壓壓力，選A7V355MA型斜軸式軸向柱塞變量泵。

同理，液壓泵選A7V160斜軸式軸向柱塞泵，補油泵選YB型葉片泵。

（2）與液壓泵相匹配的電動機的選型。液壓泵驅動電動機是根據液壓泵的驅動功率進行選擇的。與液壓泵相匹配的電動機額定功率NH不小于157Kw；所選電動機的額定轉速要與液壓泵轉速相匹配，nN=1500r/min。故選用Y系列（IP44）三相異步電動機。同理，與液壓泵相匹配的電動機型號選Y180L-4型三相異步電動機；補油泵相匹配的電動機型號選用Y系列三相異步電動機Y160L-6[2]。

3 各類液壓元件的選型

（1）各類控制閥的選型。液壓閥根據系統工作壓力和通過該閥的最大流量來選擇。液壓泵的最大流量確定溢流閥規格；通過最小穩定流量應滿足執行機構最低穩定速度的要求確定節流閥和調速閥；控制閥的額定流量要比實際的流量大。液壓試驗臺加載時液壓馬達的額定壓力定為20MPa，沿程壓力損失根據經驗定為1MPa，則電磁換向閥選擇4WRZ30B型。（2）管路的選擇。液壓系統中元件與元件之間的連接和載能工作介質的輸送借助于管路、軟管、油路塊孔道來實現。管道內徑d=77.45mm ，油管選用80×12（外徑80mm，壁厚2mm）無縫鋼管。壓油管路和回油管路的液壓油流速分別選為6 m/s和2.6 m/s，壓油管選取40×7無縫鋼管，回油管選取65×8無縫鋼管。

4 電控系統設計

被試泵的驅動電機較大所以啟動時應采用Y-降壓啟動，且各個電機的啟動順序也不相同所以要設計電氣控制系統，方便對各個電機的控制。電控系統布置如下圖所示[3]。

圖中五臺電機依次是主電機、冷卻電機、補油電機、控制油回路電機、調零電機。由于主電機的功率較大，啟動時應該采用Y-降壓啟動。五臺電機的啟動順序應該是輔助電機先啟動主電機最后啟動，而其他四臺電機啟動順序無先后要求，為簡化控制回路，設計這四臺輔助電機同時啟動。

液壓設計范文第5篇

[關鍵詞]液壓油缸 緩沖 設計

中圖分類號：TH137 文獻標識碼：A 文章編號：1009-914X（2014）37-0027-02

前言：液壓油缸雖然已經被廣泛的應用在生產中，可其損壞問題依舊無法得到充分的解決。液壓油缸活塞運動速度較高，再加上質量較大，會與缸底發生猛烈的撞擊，這樣就會對機器本身造成損害，因此設計一個良好的緩沖裝置是極其必要的。緩沖裝置能高減小落入缸底時的速度，可以減小與缸底的撞擊，能夠將機器的損害程度降低到最小。筆者將會對緩沖裝置的設計在下面做出詳盡的描述。

1.緩沖結構簡述

現階段，最常用的液壓油缸是利用緩沖柱塞和節流閥，進而實現固定節流的目的，其基本組成部分如圖1所示，包括了緩沖閥、節流口、單向進油口、端蓋、單向閥、緩沖腔、緩沖柱塞、活塞八個部分。這種液壓油缸緩沖裝置的工作原理為：緩沖活塞進入到緩沖腔，腔內的油液會被破流入到節流口2，然后排出，由于節流口液體受到較大的液阻，在腔內形成了較高的緩沖壓力，降低了活塞的運動速度，實現了緩沖的目的。

2. 常用的緩沖結構

常用的液壓油缸的緩沖裝置是通過調節柱塞與緩沖孔之間的距離，以形成不同的節流方式。根據過流面在緩沖過程中是否改變，可以分為兩種基本結構，一種為固定節流方式緩沖，另一種為漸變節流式緩沖。下面詳細介紹一下這兩種緩節流方式的緩沖結構。

2.1 采用固定節流方式的緩沖結構

如圖2為固定節流方式的緩沖結構示意圖。在理想情況下，忽略了油液不可壓縮和粘性阻尼時，針對固定節流方式的緩沖裝置建立相應的數學建模。可以得出結論，液壓油缸在加壓力和負載的共同作用下，活動速度較高，當浸入到緩沖裝置后，緩沖會產生較大的負的加速度，此時，緩沖腔內形成了很大的壓力，這個過程中產生了非常大的壓力沖擊和慣性沖擊。由于以上特性，固定節流方式的緩沖結構只適用于低速、輕載的簡單油缸。通過增大緩沖縫隙寬度，可以使腔內壓力峰值和緩沖負加速度降低，同時，也會使緩沖形成增大，延長了緩沖時間。考慮到以上原因，為了盡可能的克服固定節流方式緩沖結構的上述不足，可以在緩沖開始時，將節流面積設計為較大值，并且隨著緩沖的進行，逐漸減少緩沖結構的節流面積，使腔內的壓力可以較平緩的過渡，并且保持腔內壓力的變化較小或者不變。通過以上設計，可以使固定節流式緩沖結構的活塞在運動過程中可以實現較平穩的減速過程。為了達到活塞的平穩減速，需要節流面積隨著緩沖的進行而逐漸改變，也就是漸變節流緩沖結構。

2.2 采用漸變節流方式的緩沖結構

采用漸變節流方式的緩沖結構可以通過降低加速度，實現緩沖沖擊的減小，可以有效提高緩沖的效果。通常情況下，由于機械架構能力和緩沖效果的限制，漸變節流方式的緩沖結構一般具有四種形式，分別為：梯形節流、拋物線形節流、錐形節流、笛形節流等形式，它們的結構示意圖如圖3中所示。

階梯形節流緩沖結構，柱塞進入到緩沖孔后，活塞速度會迅速降低，這種結構的特點是制動時間比較段，并且隨著緩沖的進行，柱塞和緩沖孔的縫隙變小，相應的緩沖速度和壓力也減小。但是，階梯形節流緩沖結構在開始緩沖時，壓力往往比較大，使得活塞的沖擊較大，因此，只適用于速度低、能夠承受較大沖擊的簡單工況。

對于拋物線節流裝置，參數的設置非常重要，選擇合適的從那時，能夠得到幾乎不變的或者等減速的緩沖壓力，適用于各種不同的工況。這種緩沖結構的加工較復雜，適用于工況要求較高的條件。

液壓油缸圓錐緩沖節流裝置的柱塞和緩沖孔之間的間隙是隨著緩沖形成的進行而漸變的，具有比階梯形節流結構更好的壓力峰值。當柱塞浸入到緩沖孔，壓力峰值較高，隨后快速下降，這種結構應用較廣泛。

笛形緩沖結構中設有阻尼孔，并且隨著緩沖行程的增加，緩沖孔減少，流通面積也變小。這種結構的減速度和緩沖壓力理想，但是加工精度要求較高，適用于振動要求小、活塞速度高的工況。

3. 緩沖裝置的優化設計及思路分析

3.1 緩沖裝置進行模型化設計

液壓油缸緩沖裝置可以采用節流式緩沖裝置模型，是一種可調節的緩沖裝置。這種緩沖裝置的設計原理為：緩沖塞在外力的作用下，進入緩沖腔內，使得腔內的油液流入節流口，然后流出。其中，緩沖裝置中的活塞端通常是由緩沖柱塞構成的，上面設有緩沖內孔，當柱塞進入到內孔后，缸蓋將會在節流閥的位置排出，給活塞的運動帶來了一定的阻力，減慢了活塞的運動速度。通過改變節流口的開度，可以控制活塞的緩沖程度，單向進油口與單向閥相連，控制活塞的向右運動，此外，還設有一個在高壓力的限制閥，保證緩沖腔內的壓力不能超過額定壓力值。

3.2 控制距離及速度

在優化設計液壓油缸緩沖裝置的控制距離及速度時，首先，假設所有的運動部件都是質點，形成一個研究的質點系，將以下物理量設置為已知量：制動前活塞的運動速度、進油腔有效面積、活塞直徑、所受到的壓力、緩沖柱塞直徑和緩沖腔有效接受面積，制動前活塞會受到重力、摩擦力和負載力。一般情況下，緩沖裝置中運動部件受到較大的作用力，為了簡化問題，可以將重力、摩擦力和負載力設為總的負載力。在分析緩沖柱塞在某個位置的距離與速度時，可以利用動能微分方程計算出總的負載力的大小。

3.3 最小緩沖容量設計

結合液壓油缸緩沖距離及速度的分析，可以看出，緩沖裝置的緩沖形成越大，那么得到的緩沖效果也會越好。在實際的生產過程中，通常將柱塞的緩沖形成設為一個固定值，那么增大緩沖腔的面積，同樣也會使得緩沖效果有一定的提升。由于液壓油缸緩沖裝置的緩沖腔面積與柱塞的直徑有關，因此，要合理的設計緩沖腔的面積和柱塞長度，能夠獲得最佳的緩沖效果。根據以上分析，在液壓油缸緩沖容量的設計中，要考慮工況質量的具體情況，綜合設計的最終緩沖壓力和柱塞的運動速度，計算出最小的緩沖容量，在此基礎上，確定柱塞的長度和緩沖腔的面積，在柱塞長度和緩沖腔面積的允許范圍內，獲得最佳的緩沖效果。

4. 結語：

綜上所述，液壓油缸中采用緩沖裝置，可以有效降低沖擊符合對油缸的不良影響，提高油缸的使用壽命。常用的液壓油缸緩沖結構主要有兩種，分別為采用固定節流方式的緩沖結構和采用漸變節流方式的緩沖結構。在進行液壓油缸緩沖裝置的優化設計及思路分析過程中，需要對緩沖裝置進行模型化設計，控制距離及速度，設計最小緩沖容量。

參考文獻

[1] 周偉杰.淺談液壓油缸緩沖裝置的設計[J].黑龍江科學，2013，10：43.