液压设计

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液压设计范文第1篇

[关键词] 液压支架 液压系统 液压回路

[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

平煤股份六矿戊8-22110工作面是河南省内首套全国产化、自动化程度最高、功能最为齐全的高产高效工作面。工作面液压系统的设计除满足支架的动作和性能方面的要求外，还应当满足结构简单、工作安全可靠、效率高、寿命长、经济性好、使用维护方便等要求。因此，液压系统的性能和设计方案的合理性是发挥综采设备性能的关键、对实现综采工作面的高产高效具有重大影响。经实践证明，该系统方案设计合理、稳定可靠，各项性能指标满足采煤工艺要求。

1.工作面液压系统的组成

该系统由公用液压系统和单台支架液压系统组成。公共液压系统由泵站、过滤系统、顺槽进回液管路和工作面进回液管路组成，工作面主要设备见表1所示。

1.1公共液压系统设计

为充分保证工作面支架供液量，减少沿程压力损失，该系统采用近距离高压胶管供液（移动泵站）、工作面环形供液方式（图1）；双管路供液、双管路回液，分别相连工作面首尾架。高低压管路分别形成了一个环形的工作面供液系统相当于缩短了工作面的供液长度。选用的胶管规格为表2所示。

1.回液管 2. 主进液管3.水管

2.单台液压支架液压系统设计

单台ZY5000/14.5/30D 型液压支架液压系统完成升柱、降柱、移架和推溜等动作，其相应的液压回路包括支架升降回路、推移回路、平衡回路、侧推回路以及抬底回路，所有千斤顶通过液压管路并联，工作原理如图2 所示。工作面所有支架在结构上都有相同的液压缸、液压装置以及它们之间都有相同的连接方法。

2.1 支架升、降柱回路

ZY5000/14.5/30D 型支架是两柱掩护式支架，支架升降回路完成支架升柱、降柱，原理如图3所示。图3中2根立柱并联连接，换向阀两个阀芯组件控制立柱的下腔，一个阀芯组件控制两个立柱的上腔，这样立柱的升柱和降柱速度比原始一个阀芯控制两个立柱时速度快近1倍；另外，每个立柱下腔都装有一个球形截止阀，在井下维修时比较容易实现单个立柱下腔的压力卸载，便于维修立柱和更换阀件。

图2 ZY5000/14.5/30D支架液压原理

图3 升、降柱液压原理

2.2 推移回路

推移回路是液压支架回路的重要组成部分；且推移千斤顶工况恶劣，与刮板机连接的连接销经常拉断；倒装的推移千斤顶时常出现喷液现象。ZY5000/14.5/30D支架推移千斤顶倒装、设置倒拉推移单向锁，采用软启动控制方案（图4），有效解决了这两个问题，为电液控制自动移架提供保障。

如图4所示，在推移千斤顶的拉架腔前设置一个软启动控制阀，因为电控阀开启速度快，连接销和销控配合间隙大、再加上多个配合间隙的累积，使千斤顶在运动初期形成一个较大的空载冲程，从而造成连接销拉断。当进行拉架动作时，千斤顶空载行程阶段软启动控制阀处于节流状态、进入千斤顶下腔的液体流量很小，当空载行程结束后，软启动控制阀被打开，从而实现快速移架。

普通的液控单向阀开启速度慢，在液控单向阀被打开之前，推移千斤顶上腔的压力已经形成。此时的千斤顶相当于一个增压缸，其上腔的压力大约为泵压的2倍，这样安全阀会一直喷液。采用软启动控制阀在节流的同时、减慢千斤顶上腔的增压速度，同时将液控单向阀的控制压力升高，加快液控单向阀的开启速度。

1.推移千斤顶 2.安全阀 3.液控单向阀

4.软启动控制阀 5.行程传感器

图4 推移软启动原理

2.3 平衡回路

平衡回路中使用平衡差动双向锁，采用差动控制系统（图5），防止安全阀频繁喷液。同时在平衡千斤顶的设计上进行优化，在外缸体上设计专用的接口体，平衡差动双向锁采用板式连接直接安装在平衡千斤顶外缸体上；在外缸体上下腔均设计接头座，安全阀直接和上下腔相连，当缸内压力升高时直接泄压、不再经过阀和胶管，从而保护油缸。

支架采用电液控制系统后，工作面支架实现自动移架，一般没有调整支架顶梁的时间，当顶板的倾角在移架前和移架后不同时，立柱的初撑力远大于平衡千斤顶的工作阻力，这样平衡千斤顶的安全阀就会喷液。差动控制需要支持差动的双向锁和换向阀芯，支架完成降架、移架后，在升柱时平衡千斤顶的上下腔同时供液，换向阀芯保持开启、双向锁的两个单向阀芯都保持开启状态，且正反方向都保持畅通的状态。由于立柱的初撑力远大于此时平衡千斤顶的差动力，而支架的顶梁靠立柱的初撑力与工作面顶板贴平，而此时无论立柱的初撑力有多大，在整个过程中平衡千斤顶的上下腔一直保持泵压，确保平衡千斤顶的安全阀不会喷液。当立柱动作结束后，平衡千斤顶又恢复原始控制。

1.平衡千斤顶 2.安全阀 3.差动双向锁

图4 平衡差动控制原理

抬底千斤顶和立柱联动，升立柱时抬底千斤顶收。在上腔设置一单向锁，锁千斤顶上腔，当千斤顶收回后活塞杆不能自由伸出，必须有抬底动作时才能打开单向锁，伸出活塞杆。侧推千斤顶由两个功能口控制，其和弹簧组件配合使用具有调架和密闭架间空隙的作用。

3.液压阀的选择

液压阀是支架液压系统的核心，包括电磁先导换向阀和辅助阀。为满足高压、大流量的要求，减少系统造价，选择液压阀应该考虑到通流能力大、动作速度快、组合机能强、密封性能好、结构紧凑、抗污染能力强、易于集成的要求，减少阀体外形尺寸和重量。

3.1电磁先导换向阀

本支架电磁先导换向阀型号为“FHD400(2)/31.5/125(3)/31.5”、由电磁先导阀、阀体、插装阀芯等组成。电磁先导阀可直接用手按动，实现换向阀的手动先导控制；又可接受支架控制器的动作信号，实现换向阀（也是支架）的自动程序控制。电液换向阀组采用紧凑型整体式结构、成熟的先导阀阀芯结构。电液控制阀内设1 个高精度过滤器、2 个单向阀，保证电磁先导阀用液的清洁度。

3.2反冲洗过滤器

支架采用电液控制系统，为实现工作面快速移架，对支架用阀的响应、可靠性和寿命有了更高的要求。为达到高响应、高可靠性、高寿命，多采用锥面密封和硬密封，密封材料也由原来的橡胶改为现在的聚甲醛和PEEK,从而大大高出手动控制时对介质清洁度的要求。特别是电磁先导阀的行程和流道均很小，对液体清洁度要求更高。

所以需在每架支架架内主进液处设置一个反冲洗过滤器。本支架所用的GLFX手动反冲洗过滤器，为全流量压力过滤器，过滤精度：25μm。利用管路内液体对滤芯进行反冲洗，双滤芯结构，更换维护方便。

其余辅助阀类均按高端支架用阀标准选取，如上述的平衡差动双向锁和倒拉推移单向阀。实践证明，本套支架液压系统具有阀的寿命长、泄漏和压力损失小、系统效率高、便于维护和使用等优点，能改善支架的综合性能，适应电液控制的工作要求。

4.移架速度的静态计算

最佳的系统特性不是移架速度越快越好，而是以能满足采煤工艺要求为原则，因为系统的配置成本是随着速度的提高而明显增加。

4.1立柱的升降速度计算

先在实验室中对系统中各个液压元件进行测试，得到各个液压元件的流体压力损失值；在地面上支架升柱为空载运行，其升柱过程是恒流量状态，忽略高压软管的容积效应，按泵的额定流量来计算：

实际测量支架的升柱速度为51.5mm/s。

支架降柱过程是压力―流量的动态过程，但始终是处于力的平衡状态，则：

p进A上+F1-F2-p回A下=0

F1-F2=0

忽略系统的流量损失，用背压来计算回液流量，即：

通过前面的压力损失测试试验，经过理论计算得到个液压元件的流体压力损失系数；系统中阀和胶管总回液压力损失系数：

立柱下降速度为：

经实测降柱速度为15.3mm/s。采用相同的方法对推移千斤顶拉架的速度进行计算，再根据立柱降升的距离和拉架的步距计算出支架的移架时间。

5.结语

实践证明该支架液压系统设计合理、操作维护方便、故障率低、可满足采煤工艺要求。

液压设计范文第2篇

关键词：液压加载；系统设计；流量调节

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2016.03.039

0 引言

飞行员在调整飞机飞行姿态、收放起落架等部件时需要利用液压系统驱动执行元件，液压系统的功率来源便是发动机。液压加载系统是为了模拟飞机液压泵工作，提取发动机功率并对液压系统内各参数进行测量，评测液压泵在提取发动机部分功率后，对发动机运转的影响。它包括供、回油管路、液压泵、测控制系统、电液比例阀、冷却系统五部分组成。其系统原理图如图1所示。

1 典型液压泵主要技术参数

输入功率：131kW。液压油牌号：YH-10。过滤精度：5～8μm。泵进口工作液压力： 0.392±0.2MPa。工作压力：MPa。额定增压值： MPa。最大流量：215L/min。泵出口工作液压力：在26～28MPa范围内按特性线变化。

工作温度：a. 环境温度为-60～+120℃，短期允许+200℃（短期指液压泵每工作1h，其间不大于8min的某时间段）；b. 泵进口工作液温度不高于125℃。

2 供油部分设计

依据液压泵进油口压力要求，设计一个密闭油罐，地面油泵将液压油打入密闭油罐内，将氮气注入密闭油罐，使油罐内液压油压力提升至液压泵进口需要的0.392±0.2MPa，另外需要在密闭油罐上加装安全阀组，防止气压过大造成液压泵进口油压超压；

管路最大流量为215L/min，按压力油管道流速推荐值2.5m/s查《流量、流速及管子尺寸表》[1]，选低压管路为DN50，高压管路DN32，管路材质为不锈钢无缝钢管。

3 液压加载系统调整流量方式：

液压加载试验要求液压泵在不同的工作流量下对发动机进行功率提取，且系统一直维持高压。传统液压泵加载设备利用多套节流喷嘴切换实现对流量的控制。在设备调试阶段需通过试验得出不同通径的节流喷嘴在工作压力下的流量特性；此种设计许投入大量时间及资金进行流量特性试验。为节约资金及调试时间，选用电液比例阀对液压泵高压出口管路进行流量调节。此种流量调节方式优点是调节范围大，调节方便，可兼容多种型号液压泵，但对液压油固体污染度要求较高。为保证液压加载系统工作范围足够宽广，设计两套流量调节管路，一路为大通径（DN20），串装大流量电液比例阀；一路为小通径（DN10）串装小流量电液比例阀。两套节流管路都安装一个电液单向阀控制其通断。两套管路并联后接入液压加载系统，其中小通径管路中加装一个小量程流量计，防止小通径管路单独工作时液压加载系统中大量程流量计测量数据不准。

4 液压加载系统散热

液压加载系统中无执行元件，液压泵提取的功率大部分能量均转化成热量，使液压油温度上升，降低液压油的黏性及性，严重时会使液压油变质污染，造成液压元件损坏。所以需要在系统回油管路上加装冷却器冷却液压油。使液压油的工作温度不高于80摄氏度。

冷却器散热面积计算如下：

按液压泵最大流量计算，液压泵功率为131Kw。可近似认为液压泵的功率就是冷却器的散热功率。那么，冷却器的散热面积计算如下：

冷却器散热面积[1]

式中

H――冷却器散热功率，取液压泵的输出功率即131Kw；

k――冷却器传热系数，板式换热器取300W/（m2K）；

――液压油进出冷却器温度算术平均值与冷却水进出口算术平均值之差，取经验数值40℃；经计算，冷却器散热面积，为保证试验安全，扩大冷却器散热面积到14m2。

5 减震措施

现代飞机液压系统多用变量柱塞泵。其脉动的流量特性输出会产生压力脉动，使液压管路产生强迫振动，当液压泵的脉动频率与流体之谐振频率相接近时，振动会进一步加强。所以设计的液压管路的固有频率必须高于液压泵最高脉动频率的1.5～1.2倍。防止液压管路振动损坏液压泵等液压元件，在液压管路与重要液压元件（如液压泵、电液比例阀等）连接处加装液压软管总成，借以吸收不锈钢液压管路传导的振动。另外，液压泵启动时液压系统管路瞬时压力过大。针对此问题，在电液比例阀进油口处加装蓄能器，对液压加载系统内的压力、流量脉动进行缓冲。

蓄能器容量计算：[1]

式中

V0――蓄能器容量；

m――液压油质量；

p1――系统允许的最大冲击力；

p0――蓄能器充气压力，一般取系统工作压力的90%；

0.285――当蓄能器快速释放能量时多变指数；

经计算，蓄能器容量约为1.8升。查样本选蓄能器容量为2.5升。

6 试验过程中遇到的问题

转接段焊口开裂（连接液压泵高压口与液压软管总成）。转接段结构如图2所示。焊口开裂多发生于平管嘴、钢管与立方体弯头焊接处。平管嘴、钢管与立方体弯头是插接焊接结构。焊缝形式为角焊缝。此种结构的优点是氩弧焊后管路内部无焊瘤，可保证在高压场合下管路内部的清洁。缺点是焊接时熔池无法渗透管壁，焊接强度无法保证。改进措施为重新设计转接段，其结构如图3所示，取消立方体弯头，使转接段焊缝尽量少；钢管与管接头焊接采用图4所示结构，将焊缝改为1型焊缝（对接焊），焊接时在转接段内通氩气，既可以保证管路内壁上不形成焊瘤，又可保证焊接强度。

液压加载试验中，出现过大流向比例阀单独工作时液压加载系统压力不正常。经反复试验排故，确定为电液比例阀执行机构在激励电流下不动作导致电液比例阀节流口全开，液压系统相当处于卸荷状态。造成这种故障的原因是液压系统工作液固体污染度等级过高，造成电液比例阀芯卡滞。将电液比例阀返厂维修并将系统内液压油用滤油车过滤，直至油液固体污染度按GJB420A-1996为7级以内后，恢复液压加载系统管路，系统工作恢复正常。

7 结论

通过引入电液比例阀进行流量控制，液压加载设备较原有加载设备调节流量范围更加广泛，可兼容多种液压泵型号，工人试验工作量大大降低，通过长期使用考核，其可靠性也较原有液压加载设备有所提高。

液压设计范文第3篇

关键词：油缸，法兰；缓冲；活塞杆；密封

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2016.11.064

1 设计参数给定

首先给定油缸直径、活塞杆直径、缸外径、油缸行程、液压系统压力、法兰厚、缸筒壁厚、工作介质普通液压油。

油缸活塞面积A=πd2/4 m2、油缸推力F=PA N

（1）法兰安装方式：油缸安装方式为前端法兰固定。

（2）缓冲机构选用：在承压10MPa以上应当选用缓冲机构，本次设计工作压力25MPa，因有钻孔机构，所以前端忽略，采用后缓冲。

（3）密封装置的选用：选用Y型轴孔通用密封圈，材质聚氨酯（PU），因压力超过16MPa，故Y形密封圈加挡圈。

2 液压缸的装配

装配前先检查各零件尺寸，然后对各零件去除飞边，毛刺，然后用煤油清洗，清洗完后，放在干燥环境中自然风干，或用气泵风吹干。装配前各滑动部位涂抹油，装配时要轻拿轻放，不允许划伤和碰伤。

活塞与活塞杆装配后，应测量同轴度，圆度及圆柱度，直线度，不能超差。装配完毕后各相对运动部件间运动灵活，无卡滞发生。

3 液压缸各部的设计与计算方法

3.1 缸筒设计

①缸筒结构的选择：选取卡键式连接，参照国家标准，外形尺寸小，结构简单。

②缸筒的要求：缸筒一般采用20#或35#，特殊要求及强度的采用特殊材质，要求在动态工作压力下，长时间工作不变形；活塞杆要有足够刚度，在伸出中不允许有弯曲及扭动；缸筒内表面光滑，并镀铬。

③缸筒材料的选取及强度给定：材料的机械性能参照机械手册，本次设计选20号钢，从表中得到：缸筒材料的屈服强度=300MP；缸筒材料抗拉强度=480MP；进而用屈服强度来计算得到，缸筒材料的许用应力[]=/n=320/5=64MPa。安全系数取5，参照机械设计手册。

④缸筒的计算。1）液压缸的效率：油缸的效率由以下三种效率组成：（A）机械效率由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常可取≈0.9。（B）容积效率由各密封件泄漏所造成，通常容积效率为：装弹性体密封圈时： ≈1。装活塞环时：≈0.98。（C）作用力效率，由出油口背压所产生的反作用力而造成。

=0.9、=1、=0.9 所以η=，所以总效率为0.8。

2）流量计算。液压缸流量根据机械设计手册计算。设计要求中给定了活塞的平均速度：初定油缸进给量1-10 mm/s，所以=0.1m/s。容积效率：=1。根据机械设计手册得到活塞杆外推时的流量：=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）缸筒壁厚的计算。缸筒壁厚可以根据机械设计手册按薄壁缸筒进行计算：根据缸径查手册预取=11，此时/D=11/140=0.10.789，满足使用薄壁缸筒计算式的要求，缸筒最高允许使用压力取额定压力的1.5倍，根据给定参数P=25MP，所以：=251.5=37.5MPa许用应力在选取材料的时候给出：[]=/n=320/2.5=128MP，根据机械设计手册得到壁厚：=13.1mm，取壁厚为15mm。缸筒的加工要求：缸筒的内表面先粗车，然后衍磨，表面粗糙度为0.16，最后进行研磨；缸筒内径D的圆度、圆柱度不大于内径公差之半；缸筒直线度不大于0.03mm。

3.2 法兰设计

采用前法兰，并钻6-18孔，用来与部件连接法兰厚度根据机械设计手册计算：法兰在最大内压的情况下受到的压力F==369600N。

接下来选取其它参数：=135mm、=22mm、b=51mm。许用应力在选取材料的时候给出：[]=/n=320/2.5=128MP，根据以上各量可以得到：h=40.7mm，为保证安全，取法兰厚度为42mm。

3.3 活塞设计

①活塞结构的设计：采用分体式活塞，密封圈和导向环安装后，两端压盖夹紧。

②活塞的密封：选用进口U形密封圈，材质为橡塑复合材料和PTFE，优质的密封材质，克服了缸筒，缸头及活塞杆装配的误差，能有效减少摩擦及提高运性能。

③活塞的材料：选用HT200。

④活塞的尺寸及加工公差：选择活塞厚度为活塞杆直径的0.8-1倍，所以计算活塞厚度近似为100mm。活塞密封圈孔径加工精度0.8。活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，端面与活塞孔轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm。

3.4 活塞杆的设计

为了加强杆的强度，采用空心杆，设计形式为空心两端加堵，焊接后，先粗车，再精车，最后磨。活塞杆与活塞采用卡键连接固定，最后用外用轴用弹性挡圈锁紧，端部加锁紧螺母锁死。

活塞杆的材料选用40Cr调质，调质后回火，保证其性能，本次设计中活塞杆只承受推力，磨削后电镀，镀层深度为表面0.03，镀后做抛光处理。活塞杆表面粗糙度选择为0.3。

1）活塞杆的计算。活塞杆直径的计算：活塞杆的直径根据速比及具体工况而定，具体计算公式参见机械手册，所以计算得出：d=74.83mm，也可以从机械设计手册的表格中直接查取，但此油缸为非标，所以计算得出。缸筒内径为140mm，选取活塞杆直径是80mm；活塞杆强度的计算。活塞杆端部的负载连接点与与液压缸支撑之间的距离为，因活塞杆10d，不属于细长杆，参见机械手册计算活塞杆强度。根据最大推力F，得到活塞杆的直径：d72mm，强度完全符合要求。

2）活塞杆的导向、密封和防尘的选用。导向环选用聚四氟乙烯，优点是摩擦阻力小、耐侧压，强度高，耐用、且沟槽不需要高精度，拆换方便。密封：选用进口U形密封圈，材质为橡塑复合材料和PTFE，使摩擦阻力小，密封性能好，抗冲击。防尘：使用J形加四氟防尘圈，材料是聚氨酯+PTFE。

3.5 缓冲装置

由于油缸缓冲装置要求不高，利用间隙困油即可，前端下行为慢速，无需缓冲装置。

参考文献：

[1]贾培起.液压缸[M].北京：科学技术出版社，1987（06）.

[2]刘贤波，宋风，王玉宝.液压油缸结构的改进[J].煤矿机械，2008（11）.

[3]边辉，李震.液压油缸密封支承材料的选用[J].中国设备工程，2005（05）.

液压设计范文第4篇

关键词：液压试验台；液压泵；液压马达；性能测试

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2017.02.068

1 液压马达加载性能测试系统原理

液压马达测试过程中，主要性能指标包括额定输出压力，给定额定输出压力时的额定输出流量，马达的容积效率及其总体效率水平；液压马达的输入输出功率的额定值、转速的额定值及最低转速等内容[1]。

（1）液压马达加载测试系统设计原理。采用双向液压马达以及双向泵试验系统作为液压试验台的方案，具体规划如下：①供油系统。被试马达的油液由液压站高压柱塞泵提供，在控制室内调节比例泵控制器即可对高压柱塞泵进行变量控制。②加载系统。双向液压泵用于实现加载系统，系统的加载压力通过调节电磁比例溢流阀的电流来改变。辅助泵用于调节节流阀组向加载泵低压侧供油。③信号采集系统。液压泵和马达处的参数由转速传感器测出转速、扭矩和功率。液压油路中的各种参数的测定由压力传感器和温度传感器测出。（2）液压试验台的设计。由于液压系统的特殊工况，液压试验台采用分布式结构设计：试验台的动力源装置、控制装置、测试仪表及传感器和电气控制部分均采用分体式结构单独设计，通过油管、电缆线等把各个部分联系起来。

2 液压动力装置的选型与计算

（1）液压泵选型计算。确定液压泵最大工作压力。液压系统压力Pp应该小于液压泵最大工作压力P1与液压泵出口到液压执行元件的总压力损失之和。确定液压马达最大流量。被测试液压马达的最大流量Qmax应小于液压泵的流量Qp。确定液压泵规格。液压泵的额定压力应比求得的液压泵的最大工作压力大25%～60%，这里按25%，则系统中所使用的液压泵的额定压力为P0≥44MP，液压泵的最大工作压力Pp≥35.2MP，液压泵的流量Qp≥424L/min，根据液压泵的流量范围和液压压力，选A7V355MA型斜轴式轴向柱塞变量泵。

同理，液压泵选A7V160斜轴式轴向柱塞泵，补油泵选YB型叶片泵。

（2）与液压泵相匹配的电动机的选型。液压泵驱动电动机是根据液压泵的驱动功率进行选择的。与液压泵相匹配的电动机额定功率NH不小于157Kw；所选电动机的额定转速要与液压泵转速相匹配，nN=1500r/min。故选用Y系列（IP44）三相异步电动机。同理，与液压泵相匹配的电动机型号选Y180L-4型三相异步电动机；补油泵相匹配的电动机型号选用Y系列三相异步电动机Y160L-6[2]。

3 各类液压元件的选型

（1）各类控制阀的选型。液压阀根据系统工作压力和通过该阀的最大流量来选择。液压泵的最大流量确定溢流阀规格；通过最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求确定节流阀和调速阀；控制阀的额定流量要比实际的流量大。液压试验台加载时液压马达的额定压力定为20MPa，沿程压力损失根据经验定为1MPa，则电磁换向阀选择4WRZ30B型。（2）管路的选择。液压系统中元件与元件之间的连接和载能工作介质的输送借助于管路、软管、油路块孔道来实现。管道内径d=77.45mm ，油管选用80×12（外径80mm，壁厚2mm）无缝钢管。压油管路和回油管路的液压油流速分别选为6 m/s和2.6 m/s，压油管选取40×7无缝钢管，回油管选取65×8无缝钢管。

4 电控系统设计

被试泵的驱动电机较大所以启动时应采用Y-降压启动，且各个电机的启动顺序也不相同所以要设计电气控制系统，方便对各个电机的控制。电控系统布置如下图所示[3]。

图中五台电机依次是主电机、冷却电机、补油电机、控制油回路电机、调零电机。由于主电机的功率较大，启动时应该采用Y-降压启动。五台电机的启动顺序应该是辅助电机先启动主电机最后启动，而其他四台电机启动顺序无先后要求，为简化控制回路，设计这四台辅助电机同时启动。

液压设计范文第5篇

[关键词]液压油缸 缓冲 设计

中图分类号：TH137 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2014）37-0027-02

前言：液压油缸虽然已经被广泛的应用在生产中，可其损坏问题依旧无法得到充分的解决。液压油缸活塞运动速度较高，再加上质量较大，会与缸底发生猛烈的撞击，这样就会对机器本身造成损害，因此设计一个良好的缓冲装置是极其必要的。缓冲装置能高减小落入缸底时的速度，可以减小与缸底的撞击，能够将机器的损害程度降低到最小。笔者将会对缓冲装置的设计在下面做出详尽的描述。

1.缓冲结构简述

现阶段，最常用的液压油缸是利用缓冲柱塞和节流阀，进而实现固定节流的目的，其基本组成部分如图1所示，包括了缓冲阀、节流口、单向进油口、端盖、单向阀、缓冲腔、缓冲柱塞、活塞八个部分。这种液压油缸缓冲装置的工作原理为：缓冲活塞进入到缓冲腔，腔内的油液会被破流入到节流口2，然后排出，由于节流口液体受到较大的液阻，在腔内形成了较高的缓冲压力，降低了活塞的运动速度，实现了缓冲的目的。

2. 常用的缓冲结构

常用的液压油缸的缓冲装置是通过调节柱塞与缓冲孔之间的距离，以形成不同的节流方式。根据过流面在缓冲过程中是否改变，可以分为两种基本结构，一种为固定节流方式缓冲，另一种为渐变节流式缓冲。下面详细介绍一下这两种缓节流方式的缓冲结构。

2.1 采用固定节流方式的缓冲结构

如图2为固定节流方式的缓冲结构示意图。在理想情况下，忽略了油液不可压缩和粘性阻尼时，针对固定节流方式的缓冲装置建立相应的数学建模。可以得出结论，液压油缸在加压力和负载的共同作用下，活动速度较高，当浸入到缓冲装置后，缓冲会产生较大的负的加速度，此时，缓冲腔内形成了很大的压力，这个过程中产生了非常大的压力冲击和惯性冲击。由于以上特性，固定节流方式的缓冲结构只适用于低速、轻载的简单油缸。通过增大缓冲缝隙宽度，可以使腔内压力峰值和缓冲负加速度降低，同时，也会使缓冲形成增大，延长了缓冲时间。考虑到以上原因，为了尽可能的克服固定节流方式缓冲结构的上述不足，可以在缓冲开始时，将节流面积设计为较大值，并且随着缓冲的进行，逐渐减少缓冲结构的节流面积，使腔内的压力可以较平缓的过渡，并且保持腔内压力的变化较小或者不变。通过以上设计，可以使固定节流式缓冲结构的活塞在运动过程中可以实现较平稳的减速过程。为了达到活塞的平稳减速，需要节流面积随着缓冲的进行而逐渐改变，也就是渐变节流缓冲结构。

2.2 采用渐变节流方式的缓冲结构

采用渐变节流方式的缓冲结构可以通过降低加速度，实现缓冲冲击的减小，可以有效提高缓冲的效果。通常情况下，由于机械架构能力和缓冲效果的限制，渐变节流方式的缓冲结构一般具有四种形式，分别为：梯形节流、抛物线形节流、锥形节流、笛形节流等形式，它们的结构示意图如图3中所示。

阶梯形节流缓冲结构，柱塞进入到缓冲孔后，活塞速度会迅速降低，这种结构的特点是制动时间比较段，并且随着缓冲的进行，柱塞和缓冲孔的缝隙变小，相应的缓冲速度和压力也减小。但是，阶梯形节流缓冲结构在开始缓冲时，压力往往比较大，使得活塞的冲击较大，因此，只适用于速度低、能够承受较大冲击的简单工况。

对于抛物线节流装置，参数的设置非常重要，选择合适的从那时，能够得到几乎不变的或者等减速的缓冲压力，适用于各种不同的工况。这种缓冲结构的加工较复杂，适用于工况要求较高的条件。

液压油缸圆锥缓冲节流装置的柱塞和缓冲孔之间的间隙是随着缓冲形成的进行而渐变的，具有比阶梯形节流结构更好的压力峰值。当柱塞浸入到缓冲孔，压力峰值较高，随后快速下降，这种结构应用较广泛。

笛形缓冲结构中设有阻尼孔，并且随着缓冲行程的增加，缓冲孔减少，流通面积也变小。这种结构的减速度和缓冲压力理想，但是加工精度要求较高，适用于振动要求小、活塞速度高的工况。

3. 缓冲装置的优化设计及思路分析

3.1 缓冲装置进行模型化设计

液压油缸缓冲装置可以采用节流式缓冲装置模型，是一种可调节的缓冲装置。这种缓冲装置的设计原理为：缓冲塞在外力的作用下，进入缓冲腔内，使得腔内的油液流入节流口，然后流出。其中，缓冲装置中的活塞端通常是由缓冲柱塞构成的，上面设有缓冲内孔，当柱塞进入到内孔后，缸盖将会在节流阀的位置排出，给活塞的运动带来了一定的阻力，减慢了活塞的运动速度。通过改变节流口的开度，可以控制活塞的缓冲程度，单向进油口与单向阀相连，控制活塞的向右运动，此外，还设有一个在高压力的限制阀，保证缓冲腔内的压力不能超过额定压力值。

3.2 控制距离及速度

在优化设计液压油缸缓冲装置的控制距离及速度时，首先，假设所有的运动部件都是质点，形成一个研究的质点系，将以下物理量设置为已知量：制动前活塞的运动速度、进油腔有效面积、活塞直径、所受到的压力、缓冲柱塞直径和缓冲腔有效接受面积，制动前活塞会受到重力、摩擦力和负载力。一般情况下，缓冲装置中运动部件受到较大的作用力，为了简化问题，可以将重力、摩擦力和负载力设为总的负载力。在分析缓冲柱塞在某个位置的距离与速度时，可以利用动能微分方程计算出总的负载力的大小。

3.3 最小缓冲容量设计

结合液压油缸缓冲距离及速度的分析，可以看出，缓冲装置的缓冲形成越大，那么得到的缓冲效果也会越好。在实际的生产过程中，通常将柱塞的缓冲形成设为一个固定值，那么增大缓冲腔的面积，同样也会使得缓冲效果有一定的提升。由于液压油缸缓冲装置的缓冲腔面积与柱塞的直径有关，因此，要合理的设计缓冲腔的面积和柱塞长度，能够获得最佳的缓冲效果。根据以上分析，在液压油缸缓冲容量的设计中，要考虑工况质量的具体情况，综合设计的最终缓冲压力和柱塞的运动速度，计算出最小的缓冲容量，在此基础上，确定柱塞的长度和缓冲腔的面积，在柱塞长度和缓冲腔面积的允许范围内，获得最佳的缓冲效果。

4. 结语：

综上所述，液压油缸中采用缓冲装置，可以有效降低冲击符合对油缸的不良影响，提高油缸的使用寿命。常用的液压油缸缓冲结构主要有两种，分别为采用固定节流方式的缓冲结构和采用渐变节流方式的缓冲结构。在进行液压油缸缓冲装置的优化设计及思路分析过程中，需要对缓冲装置进行模型化设计，控制距离及速度，设计最小缓冲容量。

参考文献

[1] 周伟杰.浅谈液压油缸缓冲装置的设计[J].黑龙江科学，2013，10：43.