液压设计心得体会.docx
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液压设计心得体会
液压设计心得体会
篇一：
液压系统的设计方法
液压与气压传动课程设计指导书
液压系统的设计是整机设计的重要组成部分,主要任务是综合运用前面各章的基础知识,学习液压系统的设计步骤、内容和方法。
通过学习，能根据工作要求确定液压系统的主要参数、系统原理图，能进行必要的设计计算，合理地选择和确定液压元件，对所设计的液压系统性能进行校验算，为进一步进行液压系统结构设计打下基础。
液压系统的设计步骤和内容大致如下：
（1）明确设计要求，进行工况分析；
（2）确定液压系统的主要性能参数；
（3）拟订液压系统原理图；
（4）计算和选择液压元件；
（5）验算液压系统的性能；
（6）液压缸设计；
（7）绘制工作图，编写技术文件，并提出电气控制系统的设计任务书。
以上步骤中各项工作内容有时是互相穿插、交叉进行的。
对某些复杂的问题，需要进行多次反复才能最后确定。
在设计某些较简单的液压系统时，有些步骤可合并和简化处理。
1明确设计要求，进行工况分析
明确设计要求
对液压系统的设计要求是设计液压系统的依据，设计前必须将它搞清楚。
明
确设计要求往往从以下几个方面考虑：
主机的概况了解
一般液压系统是为主机配套的，因此明确设计要求一般应从了解主机开始。
了解主机概况一般从以下几方面着手：
1）主机的用途、总体布局、主要结构，主机对液压装置的位置和空间尺寸
的限制。
2）主机的工艺流程或工作循环、技术参数与性能要求。
3）作业环境与条件等。
明确主机对液压系统提出的任务和要求
1）主机要求液压系统完成的动作和功能，执行元件的运动方式（转动、移
动或摆动）、动作循环及其工作范围。
2）外界负载大小、性质及变化范围，执行元件运动速度大小及变化范围。
3）各液压执行元件的动作顺序、转换及互锁要求。
4）对液压系统的工作性能方面的要求，如运动平稳性、定位和转换精度、停留时间、自动化程度、工作效率、噪声等方面的要求，对于高精度、高生产率的自动化主机，不仅会对液压系统提出静态性能指标，往往还会提出动态性能指标。
明确其它要求
1）明确液压系统的工作条件和环境条件，如环境的温度、湿度、污染和振
动冲击情况。
有无腐蚀性和易燃性物质存在，这牵涉到液压元件和工作介质的选用，也牵涉到所需采用的防护措施等。
2）对液压系统的重量、外形尺寸、经济性等方面的要求。
工况分析
工况分析就是要分析执行元件在整个工作过程中速度和负载的变化规
律，求出工作循环中各动作阶段的速度和负载的大小，画出速度图和负载图
（简单系统可不画）。
从这两张图中可以方便地看出系统对液压执行元件作
用的负载和速度的要求及它们的变化范围，还可方便地确定最大负载值、最
大速度值，以及它们所在的工作阶段，这是确定液压系统方案、确定液压系
统性能参数和执行元件结构参数的主要依据。
速度分析速度图
速度分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。
速度图一般用速度—时间（v—t）或速度—位移（v—l）曲线表示。
图1（a）为一机床进给油缸的动作循环图例，及图1（b）是其相应的速度图例。
负载分析与负载图
负载分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求克服的负载大小及其性质进行分析，负载图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。
负载图一般用负载—时间（F—t）或负载—位移（F—l）曲线表示。
1）液压缸的负载分析
液压缸在做直线往复运动时，要克服以下负载：
工作负载、摩擦负载阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和背压力。
前四种属于外负载，后两种属于内负载。
在不同的动作阶段，负载的类型和大小是不同的。
下面分别予以讨论。
（1）启动阶段
启动阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件处于要动而未动
状态，其负载F由以下2项组成
式中Ffs——静摩擦力；
Fn——作用在摩擦面（如导轨面或支承面）上的正压力；
fs——摩擦面的静摩擦系数，其数值与润滑条件、导轨的种类和材料有关
（见表1）；
FG——垂直或倾斜放置的运动工作部件重量在油缸运动方向的分量，工作
部件向上运动时为正负载，向下运动时为负负载。
若工作部件是水
平放置时，则FG=0。
（2）加速阶段
加速阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件从速度为零到恒速（一般为非工作阶段的快速运动）阶段，这时的负载F由下式计算
式中Ffd——动摩擦力;
fd——动摩擦系数（见表1）；
Fm——惯性阻力,这是液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件在加
速（或制动减速）过程中得到惯性阻力,其值可按牛顿第二定律
求出，加速时阻力为正，制动减速时为负；
△v——速度的改变量，即恒速值；
△t——启动或制动时间，机床一般取△t=~，轻载低速运动部
件取小值，重载高速运动部件取大值。
行走机械可取△v/△t
=~/s2；
G——运动部件的重量；
g——重力加速度。
该阶段负载由下式决定
式中FL——工作负载，如切削力等。
其方向与液压缸运动方向相反时取正值，
相同时取负值。
在非工作行程（如快进）时取FL=0.
（4）制动阶段
该阶段负载由下式决定
上述四个动作阶段，在液压缸的反向运动中，也都存在，只是在快退过程中不存在工作行程，因此整个快退恒速阶段取FL=0。
以上计算均是计算液压缸的外负载，要计算液压缸的总负载力，还应计算液压缸的内负载力，即密封阻力和运动的背压阻力。
前者是指密封装置零件在相对运动中产生的密封摩擦力,其值与密封装置的结构类型、液压缸的制造质量和工作压力有关，具体计算比较繁琐，一般在初步计算中都将其考虑在液压缸的机械效率（ηm）中。
后者是指液压缸回油腔的背压阻力，它是由回油管路上的液压
阻力决定的。
在系统方案与结构尚未确定前，它是无法计算的。
在液压缸尺寸已知的情况下，可根据表2所示的经验数据进行估算。
一般可先忽略不计，待系统回路和液压执行元件结构尺寸确定时再将其计算进去。
根据上述各阶段得到负载及其所经历的移动行程（或时间），便可归纳绘出液压缸的负载图（F-l图或F-t图），如图2所示为一机床进给系统的负载图例。
图中的最大负载值将是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构参数时的依据。
液压马达的负载分析
当系统以液压马达作为执行元件时，应计算各阶段折算到液压马达轴上的总负载转矩T。
这负载转矩应包含三项之和：
TL——工作负载折算到马达轴上的等效转矩，Tf——执行机构上的摩擦力（力矩）折算到马达轴上的等效转矩，Tm——执行机构、传动机构、液压马达轴等在启动和制动时折算到马达轴上的等效惯性力矩。
即
将式
（1）-（4）中的力的计算换成相应的力矩的计算式，即可得到液压马达在各个动作阶段的负载力矩计算式，并可画出相应的负载转矩图。
2液压系统主要性能参数的确定
这里，液压系统的主要性能参数是指液压执行元件的工作压力p和最大流量Ｑ，它们均与执行元件的结构参数（即液压缸的有效工作面积或液压马达的排量）有关。
液压执行元件的工作压力和最大流量是计算与选择液压元件、原动机（电机），进行液压系统设计的主要依据。
液压执行元件工作压力的确定
液压执行元件的工作压力是指液压执行元件的输入压力。
在确定液压执行元件的结构尺寸时，一般要先选择好液压执行元件的工作压力。
工作压力选得低，执行元件的尺寸则大，整个液压系统所需的流量和结构尺寸也会变大，但液压元件的制造精度、密封要求与维护要求将会降低。
压力选得愈高，结果则相反。
因此执行元件的工作压力的选取将直接关系到液压系统的结构大小、
成本高低和使
篇二：
液压油缸的设计内容和步骤
液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。
因此，在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，编制负载图，选定系统的工作压力（详见第九章），然后根据使用要求选择结构类型，按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸，进行强度、稳定性和缓冲验算，最后再进行结构设计。
根据一览旗下液压英才网资深顾问理工分析有以下几大要点：
1.液压油缸的设计内容和步骤
（1）选择液压缸的类型和各部分结构形式。
（2）确定液压缸的工作参数和结构尺寸。
（3）结构强度、刚度的计算和校核。
（4）导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。
（5）绘制装配图、零件图、编写设计说明书。
（液压招聘）下面只着重介绍几项设计工作。
2.计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：
缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。
（1）缸筒内径D。
液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。
根据负载和工作压力的大小确定D：
①以无杆腔作工作腔时
（4-32）
②以有杆腔作工作腔时
（4-33）
式中：
pI为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；Fmax为最大作用负载。
（2）活塞杆外径d。
活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后
再校核其结构强度和稳定性。
若速度比为λv，则该处应有一个带根号的式子：
（4-34）
也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=～。
受压力作用时：
pI＜5MPa时，d=～
5MPa＜pI＜7MPa时，d=～
pI＞7MPa时,d=
（3）缸筒长度L。
缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：
L=l+B+A+M+C
式中：
l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为（）D;A为活塞杆导向长度，取（）D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。
一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。
另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。
（4）最小导向长度的确定。
当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H（如图4-19所示）。
如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。
图4-19油缸的导向长度
K—隔套
对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：
H≥L/20+D/2（4-35）
式中：
L为液压缸最大工作行程（m）;D为缸筒内径（m）。
一般导向套滑动面的长度A，在D＜80mm时取A=（）D,在D＞80mm时取A=（）d；活塞的宽度B则取B=（）D。
为保证最小导向长度，过分增大A和B都是不适宜的，最好在导向套与活塞之间装一隔套K，隔套宽度C由所需的最小导向长度决定，即：
C=H-（4-36）
采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。
3.强度校核?
对液压缸的缸筒壁厚δ、活塞杆直径d和缸盖固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。
（1）缸筒壁厚校核。
缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况，当D/δ≥10时为薄壁，壁厚按下式进行校核：
δ＞=ptD/2［σ］（4-37）
式中：
D为缸筒内径；pt为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn≤16MPa时，取pt=，pn为缸生产时的试验压力;当pn＞16MPa时，取
pv=pn;［σ］为缸筒材料的许用应力，［σ］=σb/n,σb为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5。
当D/σ＜10时为厚壁，壁厚按下式进行校核：
δ≥（4-38）
在使用式（4-37）、式（4-38）进行校核时，若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接，δ应取缸筒壁厚最小处的值。
（2）活塞杆直径校核。
活塞杆的直径d按下式进行校核：
d≥（4-39）
式中：
F为活塞杆上的作用力；［σ］为活塞杆材料的许用应力，［σ］=σb/。
（3）液压缸盖固定螺栓直径校核。
液压缸盖固定螺栓直径按下式计算：
?
d≥4-40）
式中：
F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数；k为螺纹拧紧系数，k=～,
［σ］=
σs/（）,σs为材料的屈服极限。
4.液压缸稳定性校核?
活塞杆受轴向压缩负载时，其直径d一般不小于长度L的1/15。
当L/d≥15时，须进行稳定性校核，应使活塞杆承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk,以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。
Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及缸的安装方式等因素有关，验算可按材料力学有关公式进行。
5.缓冲计算?
液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力，以便用来校核缸筒强度、制动距离是否符合要求。
缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的动能不能全部被缓冲腔所吸收时，制动中就可能产生活塞和缸盖相碰现象。
液压缸在缓冲时，缓冲腔内产生的液压能E1和工作部件产生的机械能E2分别为：
E1=pcAclc（4-41）
E2=ppAplc+mV2-Fflc（4-42）
式中：
pc为缓冲腔中的平均缓冲压力；pp为高压腔中的油液压力；Ac、Ap为缓冲腔、高压腔的有效工作面积；Lc为缓冲行程长度；m为工作部件质量；v0为工作部件运动速度；Ff为摩擦力。
式（4-42）中等号右边第一项为高压腔中的液压能，第二项为工作部件的动能，第三项为摩擦能。
当E1=E2时，工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收，由上两式得：
Pc=E2/Aclc（4-43）
如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置，在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低，假定缓冲压力线性地降低，则最大缓冲压力即冲击压力为：
Pcmax=Pc+mυ02/2Aclc（4-44）
如缓冲装置为节流口变化式缓冲装置，则由于缓冲压力Pc始终不变，最大缓冲压力的值如式（4-43）所示。
6.液压缸设计中应注意的问题?
液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的
性能和易否发生故障。
在这方面，经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。
所以，在设计液压缸时，必须注意以下几点：
（1）尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的稳定性
（2）考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。
缸内如无缓冲装置和排气装置，系统中需有相应的措施，但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。
（3）正确确定液压缸的安装、固定方式。
如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接，要用止口连接。
液压缸不能在两端用键或销定位。
只能在一端定位，为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。
如冲击载荷使活塞杆压缩。
定位件须设置在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。
（4）液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单、紧凑、加工、装配和维修方便。
（5）在保证能满足运动行程和负载力的条件下，应尽可能地缩小液压缸的轮廓尺寸。
（6）要保证密封可靠，防尘良好。
液压缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。
如泄漏严重，不仅降低液压缸的工作效率，甚至会使其不能正常工作（如满（转载于:
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液压设计心得体会）足不了负载力和运动速度要求等）。
良好的防尘措施，有助于提高液压缸的工作寿命。
液压英才网资深顾问理工总结，液压缸的设计内容不是一成不变的，根据具体的情况有些设计内容可不做或少做，也可增大一些新的内容。
设计步骤可能要经过多次反复修改，才能得到正确、合理的设计结果。
在设计液压缸时，正确选择液压缸的类型是所有设计计算的前提。
在选择液压缸的类型时，要从机器设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发，同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的安装空间和具体位置。
如：
机器的往复直线运动直接采用液压缸来实现是最简单又方便的。
对于要求往返运动速度一致的场合，可采用双活塞杆式液压缸；若有快速返回的要求，则宜用单活塞杆式液压缸，并可考虑用差动连接。
行程较长时，可采用柱塞缸，以减少加工的困难；行程较长但负载不大时，也可考虑采用一些传动装置来扩大行程。
往复摆动运动既可用摆动式液压缸，也可用直线式液压缸加连杆机构或齿轮——齿条机构来实现。
篇三：
液压系统的设计计算举例
液压系统的设计计算举例
设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。
动力滑台的工作循环是：
快进—工进—快退—停止。
液压系统的主要参数与性能要求如下：
切削力Ft＝XX0N；移动部件总重力G＝10000N；快进行程L1＝100mm，工进行程L2＝50mm：
快进快退的速度为4m／min；工进速度为／min；加速、减速时间△t＝；静摩擦系数fs＝；动摩擦系数fd＝。
该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可在任意位置停止。
一、负载分析
负载分析中，哲不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。
因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：
切削力，导轨摩擦力和惯性力。
导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ffs，动摩擦力为Ffd由式（8—1）可得
:
二、抉行元件主要参数的确定
三、拟定液压系统原理图
（一）选择液压基本回路
L确定调速方式及供油形式
在液压缸的初步计算前已确定了采用调速阀的进口7j流调速
统。
这种调速回路具有较好的低速稳定性相速度负载特性。
由表5—5可知，液压系统的工作循环主要由低压大流量祁高压小流量两个阶段组成，显然采用单个定量泵供油，功率损失较大，系统效率低，而选用双泵或限压式变量泵作为油源就比较合理，其中双泵油源的结构简单、噪声小、寿命长、成本低。
经比较选用双泵供油形式。
2．快速运动回路和速度换接回路
根据本例的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。
即快进时，由大小泵向时供油，液压缸实现差动连接。
本例采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。
与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用被控顺序阀与单向阎来切断差动油路。
因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。
3．换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向阁的换向回路。
为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。
为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。
（二）组成液压系统
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图8—8所示的液压系统固。
为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸元杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。
这样只需一个压力表即能观测备点压力。
四、选择液压元件
（一）选择液压泵
（二）电动机的选择
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