执行元件的回油背压.docx

1、执行元件的回油背压1.执行元件的回油背压系统类型背压值/MPa系统类型背压值/MPa回油路上有节流阀的调速系统0.20.5采用辅助泵补油的闭式回路1.01.5回油路上有背压阀或调速的调带系统0.50.15回油路较短且直通油箱02.计算泵的流量，选择液压泵系统类型液压泵流量计算式式中符号的意义高低压组合供油系统Qg=gAQd=(k-g)AQg：高压小流量液压泵的流量（m/s）g：液压缸工作行程速度（m/s）A：液压有效作用面积(m2)Qd：低压大流量液压泵的流量(m/s)k：液压缸快速行程速度(m/s)恒功率变量液压泵供油系统Qh6.6gminAQh：恒功率变量液压泵的流量(m/s)gmin：液

2、压缸工作行程最低速度(m/s)流量控制阀无级节流调速系统QpmaxAQyQpnmaxQmQyQp：液压泵的流量(m/s)max：液压缸最大调节速度(m/s)nmax：液压马达最高转速(r/s）Qm：液压马达排量（m/s）Qd：溢流阀最小流量（m/s）=0.510-4有级变速系统Ni=1Qi=maxANi=1Qi=nmaxQmN：有级变速回路用泵个数Ni=1Qi：N个泵流量总和（m/s）Qi：第i个泵的流量（m/s)一般系统Qp=K(Qs)maxQp:液压泵的流量(m/s)Qp:同时动作执行元件的瞬时流量(m/s)K:系统泄漏系数K=1.11.3蓄能器辅助供油系统Qp=(K/T)Zi=1iQp:

3、液压泵的流量(m/s)T：工作循环周期时间(s)Z：工作周期中需要系统供液进行工作的执行元件数i：第i个执行元件在周期中的耗油量(m）电液动换向阀控制系统Qp=(Ky/4)Zi=1di2litQp:控制系统液压泵的流量（m/s）Ky：裕度系数Ky=1.11.2Z：同时动作的电液换向阀个数di：第i个换向阀的主阀芯直径（m）li：第i个换向阀的主阀芯换向行程（m）t：换向阀的换向时间s t=0.070.20（s）注：根据算出的流量和系统工作压力选择液压泵。选择时，泵的额定流量应与计算所需流量相当，不要超过太多，但泵的额定压力可以比系统工作压力高25%，或更高些。电液动换向阀控制油系统的工作压力，

4、一般是1.52.0MPa。对于34个中等流量电液动换向阀（阀芯d=32mm）同时动作的系统，一般选用额定压力2.5MPa，额定流量20L/min的齿轮泵作控制油源。同时动作数未必是系统上电液换向阀的总数。系统上有流量较大的电液换向阀（阀芯d=5080mm）时，控制油系统的需要用流量要按表上公式校核算出。3.选择液压控制元件QvmingminA(m/s)QvminnmminQm(m/s)式中：Qvmin：流量控制阀的最小稳定流量m/sgmin：液压缸最低工作速度m/snmmin：液压马达最最低工作转速r/sQm：液压马达排量m/sA：液压有效作用面积m24.计算液压泵的驱动功率，选择电动机驱动电

5、机功率计算公式式中符号意义P =(PNQN)/103PPN：液压泵的额定压力（Pa）QN：液压泵的额定流量（m/s）P：液压泵的总效率：转换系数，一般液压泵=PmaxPN；恒功率变量液压泵=0.4；限压式变量叶片泵:=0.85PmaxPN【液压泵实际使用的最大工作压力（Pa）】P=(PNQN)/60PPN：液压泵的额定压力（MPa）QN：液压泵的额定流量（L/min）P、（同）P=(PNQN)/600PPN：液压泵的额定压力（bar） 1bar=0.1MPaQN、（同）P、（同）注：根据算出的驱动功率和泵的额定转速选择电动机的规格。通常，允许电动机短时间在超载25%的状态下工作。5.液压泵和液

6、压马达的主要参数及计算公式参 数 名 称单位液压泵液压马达排量流量排量qom/r每转一转，由其密封腔内几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积理论排量Qom/s泵单位时间内由密封腔内几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积：Qo=(qon)/60在单位时间内形成指定转速，其密封腔内容积变化所需要的流量：Qo=(qon)/60实际流量Q泵工作时出口处流量：Qo=(qonv)/60马达出口处流量：Qo=qon（1/v）/60压力额定压力Pa在正常工作条件下，按试验标准规定能连续运转的最高压力最高压力Pmax按试验标准规定允许短暂运行的最高压力工作压力P泵工作时的压力转速额定转速nr/min在额定压力下，能

7、连续长时间正常运转的最高转速最高转速在额定压力下，超过额定转速而允许短暂运行的最大转速最低转速正常转动抽允许的最低转速同左（马达不出现爬行现象）功率输入功率PiW驱动轴的机械效率：Pi=PQ/马达入口处输出的液压功率：Pi=PQ输出功率PoW泵的输出液压功率，其值为泵实际输出的实际流量的压力的乘积：Po=PQ马达入口处输出的液压功率：Po=PQ机械功率Pi=T/30 Pi=T/30T-压力为P时泵的输入转矩或马达的输出转矩，Nm转矩理论转矩Nm液体压力作用于液压马达转子形成的转矩实际转矩液压泵输入转矩:Ti=Pqo/(2m)液压泵输入转矩:Ti=Pqom/(2)效率容积效率v泵的实际输出流量与

8、理论流量的比值：v=Q/Qo马达的理论流量与实际流量的比值：v=Qo/Q机械效率m泵的理论转矩（由压力作用于转子产生的液压转矩）与泵轴上实际输出转矩之比：m=Pqo/(2Ti)马达的实际转矩与理论流量的比值：m=2Ti/(Pqo)总效率泵的输出功率与输入功率之比：=vm马达输出的机械效率与输出的液压功率之比：=vm单位 换算qomL/rQ =(qonv)10-3Pi=PQ/(60)Q =qon10-3/vTO=Pqom/(2)nr/minQL/minPMPaPiKWTONm6.液压缸主要技术参数及计算公式参数计算公式说明压力油液作用在单位面积上的压强：P = F/A（Pa）额定压力P：是液压缸

9、能用以长期工作的压力。也称公称压力。最高允许压力Pmax：也是动态试验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。Pmax1.5P（MPa）耐压试验压力Pr：是检查液压缸质量时需承受的试验压力，在此压力下不变形、裂缝或破裂。Pr1.5P军用：Pr=（22.5）PF：作用在活塞上的载荷（N）A：活塞的有效作用面积（） 液压缸压力等级表：（MPa）级别压力范围低压02.5中压2.58中高压816高压1632超高压32流量单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积，称流量:Q = V/t (L/min)所以：Q =A =(D2）103/4(L/min)对于单杆活塞杆液压缸，当活塞杆伸出时：Q =(D2）103

10、/4v (L/min)当活塞杆缩回时： 因为：V =At103 (L/min)Q =(D2-d2)103/4v (L/min)当活塞杆差动伸出时：Q =(d2）103/4v (L/min)V液压缸活塞一次行程中 所消耗的油液体积 （L）t液压缸活塞一次行程所 需时间 （min）D液压缸内径 （m）d活塞杆直径 （m）活塞杆运动速度(m/min)v液压缸的容积效率当活塞杆密封为弹性密封材料时v=1；当活塞杆密封为金属环时v=0.98活塞速度单位时间内油液推动活（柱）塞移动的距离，运动速度可表示为：= Q/A(m/min）当活塞杆伸出时： = 4Qv10-3/D2当活塞杆伸出时： = 4Qv10-

11、3/D2-d2当Q=常数，=常数。实际上在行程两端各有一个加减速阶段,故上式中计算的数值均为活塞的最高运动速度，活塞最高速度受到活塞和活塞杆密封圈以及行程末端缓冲机构承受的动能的限制。活塞最低运动速度受活塞与活塞密封件摩擦力和加工精度的影响不能太低，以免产生爬行，一般最小速度要大于0.10.2m/min速比和行程时间液压缸往复运动时的速度之比：=2/1=A1/A2=D2/(D2-d2)设计计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和要否设定缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或造成因活塞杆太细致稳定性不好，可参考下表公称压力MPa1012.520201.331.46、22活塞在缸内完成全部

12、行程所需要的时间： t =60V/Q(s)活塞杆伸出时：t =15D2S /Q(s)活塞杆缩回时：t =15(D2-d2)S /Q(s)上公式只适用于长行程或活塞速度较低的情况，对于短行程高速度时的行程时间（缓冲除外）除和流量，还和负载、惯量、阻力等有直接关系。1活塞杆伸出速度(m/min)2活塞杆缩回速度(m/min)D液压缸（活塞）内径 （m）d 活塞杆直径 （m）V液压缸容积=AS103（L）S活塞行程 （m）Q流量 （L/min）活塞理论推拉力油液作用在活塞上的液压力，对于双作用单活塞杆液压缸来说活塞受力 活塞杆伸出时的理论推力：F1=A1P=D2P106/4（N）活塞杆缩回时的理论拉

13、力：F2=A2P=(D2-d2)P106/4（N）活塞杆差动前进时：F3=(A1-A2)P=d2P106/4（N）A1活塞无杆腔有效面积(m2)A2活塞有杆腔有效面积(m2)P系统压力(工作油压)MPaD液压缸（活塞）内径 （m）d 活塞杆直径 （m）活塞最大允许行程行程S确定时，主要是按实际工作需要的长度来考虑，此行程并不一定是液压缸的稳定性所允许的行程。为了计算，应先计算出活塞杆的最大允许长度Lk，一般为细长杆，Lk(1015)d时;由欧拉公式推导：Lk=（2EI/Fk） 320d2/Fk（mm）对于各种安装导向套条件的液压缸计算长度：L=(nk2)Lk为了计算，可将Fk用液压缸工作压力的

14、缸的内直径表示。Lk=192.4d2/DP(上式为安全nk=3.5时)这样确定的行程可能与设计的活塞杆直径矛盾，达不到稳定性要求，就应该对活塞杆的直径进行修正。修正直径后，再核算，满足了稳定性要求再按实际工作行程选取与其相近似的标准行程。Fk活塞杆弯曲失稳临界压缩力Fk=Pnk(N)nk安全系数通常为：3.56F活塞杆纵向压缩力（N）E材料的弹性模量钢材为： E=2.1105（N/mm2）I活塞杆横截面惯性矩,圆截面：I=d4/64 =0.049d4（mm4）d 活塞杆直径 （m）功和功率液压缸所做的功为：W =FS （J）功率为：N=W/t=FS/t =F = PQ(W)即液压缸的功率等于压

15、力与流量的乘积。F液压缸的载荷（推、拉力）(N)S活塞行程(m)P工作压力 PaQ输入流量 （m3/s）t活塞运动时间 （s）活塞运动速度(m/s)P1当活塞杆伸出时为进油压力，当活塞杆缩回时为排油压力(MPa)P2当活塞杆伸出时为进油压力，当活塞杆缩回时为排油压力(MPa)液压缸的总效率液压缸的总效率由以下效率组成：机械效率m：通常可取：m=0.90.95容积效率v：活塞密封为弹性材料时：v=1；活塞密封为金属环时：v=0.98耐作用效率d：由排出口背压所产生的反作用力造成。活塞杆伸出时：d=(P1A1-P2A2)/P1A1；当排油直接回油箱时：d=1活塞杆缩回时：d=(P1A1-P2A2)

16、/P2A2液压缸总效率t：t=mvd活塞作用力液压缸工作时，活塞作用力F计算如下：F =FaFbFcFd（N）式中:Fa外载荷阻力（包括外摩擦阻力）Fb回油阻力，当油无阻力回油箱时为0，当回油有阻力（背压）时，其则为作用在活塞承压面上的液压阻力Fc密封圈摩擦阻力Fc=fP（DbDkDdbdkd）106Fd活塞在启动、制动时的惯性力f密封件的摩擦因数，按不同润滑条件，可取f=0.050.2P-密封件两侧压力差（MPa）D、d缸的内径与活塞杆径（m）bD、bd活塞及杆密封件宽度（m）kD、kd活塞及杆密封件摩擦修正系数，O型密封圈k=0.15；带唇边密封圈k=0.25；压紧型密封圈k=0.27.液

17、压缸主要零部件设计结构法兰联接外螺纹联接内螺纹联接材料的选择一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。根据液压缸的参数、用途和毛坯的来源等可选以下各材料。缸筒毛坯：普遍采用退火的冷拔或热轧无缝钢管，或使用拉光管（内孔经珩磨精加工，只需按要求长度切割）材料有：20、35、45、27SiMn。对于工作温度低于-50C的液压缸，必须用35、45号钢，（锻造比不得少于三）且要调质处理，与端盖焊接的缸筒使用35号钢，机械预加工后调质；不与其它零件焊接的缸筒使用调质的45号钢。较厚壁的毛坯仍用铸件或锻件，或用厚钢板卷成筒形，焊接后退火，焊缝需用X光射线或磁力探伤检查。加工要求缸筒

18、内径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度值一般为0.160.4m；都需进行珩磨。热处理：调质、硬度HB241285。缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半（在加工图上标注）。缸筒直线度公差在500mm长度上不大于0.03mm。缸筒端面（缸口）对内径的垂直度在直径100mm长度上不大于0.1mm。当缸筒为尾部和中部耳轴型时，在尾部（两端联接）时，耳孔的轴线与缸径的偏移不大于0.03mm；耳孔的轴线与缸径的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。在中部（油缸外螺母）时，轴径与缸径轴线的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。还有油口、排气阀孔的内孔口处必须倒角，以免划伤密封件。这便于装配

19、，密封件装配处应倒1530角。需要在缸筒上焊接零件时，必须都在半精加工以前完成，以免清加工后焊接而引起内孔变形。如要防止腐蚀生锈和提高寿命，在缸筒内表面可以镀硬铬，再进行研磨抛光，在缸外表面涮耐油油柒。无缝钢管材料机械性能材料bMPasMPas%材料bMPasMPas%204202502538CrMoAlA1000850153050030018铸钢钢管ZG230-450450230223554032017ZG270-500560270184561036014ZG310-5705702101515MnVn75050026铸造铝合金ZL1051602306.527SiMn100085012防锈铝合

20、金5A03180801330CrMo950800125A063201601535CrMo1000850128.液压缸缸筒设计项目计算公式说明缸筒内径当液压缸的理论作用力F（包括推力F1、拉力F2）及供油压力P为已知时则无活塞杆侧的缸筒内径：D=(4F1/P）10-3（m）有活塞杆侧为：D =(4F2/P106）d2 （m）液压缸的理论作用力F按下式计算：F =F0/t（N）当Qv及为已知时，则缸筒的内径D（未考虑容积效率v）按无活塞杆侧为：D=(4Qv/1）（m）按有活塞杆侧为：D=(4Qv/2)d2 （m）最后将选择所求值的最大者，圆整到标准值。d活塞杆直径（m）P供油压力（MPa）F0活塞

21、杆上和实际作用力（N）负载率一般取=0.50.7t液压缸的总效率12活塞杆伸出缩回速度 (m/min)Qv液压缸的体积供油量（假定两侧供 油量相同则Qv1=Qv2） （m3/s）缸筒壁厚缸筒壁厚为：=0c1c2关于0的值，可按下列情况分别进行计算当/D的比值小于等于0.08时，可用薄壁缸筒的实用计算式：0PmaxD/2P（m）当/D的比值等于0.080.3时，可用实用公式：0PmaxD/(2.3P3Pmax) （m）当/D的比值大于等于0.3时，可用实用公式：0D/2(P0.4Pmax)/(P-3Pmax)1 （m）0D/2P/(P-3Pmax)1 （m）0为缸筒材料强度要求的最小值（m）c1

22、缸筒外径公差余量（m）c2腐蚀余量（m）Pmax缸筒内最高工作压力 （MPa）P缸筒材料的许用应力 （MPa） P=b/nb缸筒材料的抗拉强度 （MPa）n安全系数通常取5;最好按下表选取：材料名称静载荷交变载荷冲击载荷不对称对称钢锻铁35812缸筒壁厚验算对最终采用的缸筒壁厚应作四方面的验算：额定工作压力Pn应低于一定极限值，以保证工作安全：Pn0.35s(D12-D2)/D12(MPa)同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以免发生塑性变形：Pn(0.350.42)PrL验算缸筒径变形D应处在允许范围内：D=（DPr/E）(D12D2)/(D12D2) （m）缸筒的爆裂压

23、力：Pr=2.3b/lg(D1/D） (MPa)PrL缸筒发生完全塑性变形的压力（MPa）PrL2.3b/lg(D1/D）s缸筒材料的屈服强度（MPa）Pr缸筒耐压试验压力（MPa）Pmax缸筒内最高工作压力 （MPa）E液筒材料的弹性模数 （MPa）缸筒材料的泊松比，对钢材=0.3缸底厚度缸筒底部为平面时，其厚度1可按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算：1=0.433D2(P/p) （m）缸筒底部为拱形时底部拱形圆大弧圆R0.8D，筒与底的圆角r(1/8)D其厚度用下式计算：1=PD0/(4p) （m）1缸底厚（m）D0缸底外径 (m)P缸内最大工作压力（MPa）p缸底材料许用应力（MP

24、a）D2计算厚度外径（m）系数当拱形高与D0之比为0.20.3时，取=1.62.5缸头法兰厚度h=4Fb/(radL)p10-3（m）如不考虑螺孔（dL），则为：h=4Fb/(rap)10-3（m）F法兰在缸筒最大内压下所承受的轴向压力 (N)ra法兰外圆半径（m）b螺孔中心到缸筒外径距离（m）dL螺孔孔径（m）缸筒螺纹连接缸筒与端部用螺纹连接时，缸筒螺纹的强度计算如下：螺纹处的拉应力：=4KF10-6/(d12-D2) （N/mm2）螺纹处的剪应力：=K1KFd010-6/0.2(d13-D3) （N/mm2）合成应力：n=(33)p许用应力：p=s/n0（s缸筒材料的屈服极限N/mm2）（

25、n0安全系数，取1.22.5）F缸筒端部承受的最大推力(N)D缸筒内径（m）d0螺纹外径(m)d1螺纹底径（m）K拧紧螺纹的系数，不变载荷取 1.251.5，变载荷取2.54K1螺纹连接的摩擦因数，K1=0.070.2平均值取K1=0.12Z螺栓拉杆的数量缸法兰螺栓缸筒与端部用法兰或拉杆连接时，螺栓或拉杆的强度计算如下：螺纹处的拉应力：=4KF10-6/d12Z（MPa）螺纹处的剪应力：=K1KFd010-6/0.2d13Z（MPa）合成应力：n=(33)1.3p缸筒与端部焊接缸筒与端部用焊接连接时，其焊缝应力计算如下：=4F10-6/(D12-d12)b/n（MPa）F缸筒端部承受的最大推力

26、(N)D1缸筒外径（m）d1螺焊缝底径(m)焊接效率，取=0.7b焊条材料的抗拉强度 (MPa)n安全系数，参照缸筒壁的系数选取9.活塞的设计结构根据活塞密封装置形式来选用活塞结构形式（密封装置则按工作条件选定）通常分为整体活塞和组合活塞两类，前者是在活塞圆周上开沟槽，结构简单，但安装密封圈时容易拉伤和扭伤。组合式大多数可以多次拆装，密封件寿命长，多数密封圈与导向环联合使用，降低了成本。活塞与活塞杆的密封中设置静密封(0型环)材料无导向环活塞：用高强度铸铁HT200HT300或球墨铸铁QT400-10QT400-15等。有导向环活塞：用优质碳素钢20号、35号、45号（抗磨带公差在1mm）密封件处要加支承环有的在外径上套尼龙（PA）或聚四氟乙烯PTEE玻璃纤维和聚三氟氯乙烯材料制成的支承环。装配式活塞外环可用锡青铜。还有用铝合金作为活塞材料。加工要求活塞的宽度一般为活塞外径的0.61.0倍，但也要根据密封件的形式、数量和安装导向环的沟槽尺寸而定。有时，可以结合中隔圈的布置确定活塞宽度；另外当油缸行程较长时，活塞的宽度也要有相当的导向长度。活塞外径的配合一般采用f9，外径对内孔的同轴度公差