执行元件的回油背压.docx
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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
0.2～0.5
采用辅助泵补油的闭式回路
1.0～1.5
回油路上有背压阀或调速的调带系统
0.5～0.15
回油路较短且直通油箱
≈0
2.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=υg·A
Qd=（υk-υg）·A
Qg：
高压小流量液压泵的流量（m³/s）
υg：
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（m³/s）
υk：
液压缸快速行程速度（m/s）
恒功率变量液压泵供油系统
Qh≥6.6υgmin·A
Qh：
恒功率变量液压泵的流量（m³/s）
υgmin：
液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
Qp≥υmax·A＋Qy
Qp≥nmax·Qm＋Qy
Qp：
液压泵的流量（m³/s）
υmax：
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（m³/s）
Qd：
溢流阀最小流量（m³/s）=0.5×10-4
有级变速系统
ΣNi=1Qi=υmax·A
ΣNi=1Qi=nmax·Qm
N：
有级变速回路用泵个数
ΣNi=1Qi：
N个泵流量总和（m³/s）
Qi：
第i个泵的流量（m³/s）
一般系统
Qp=K·（ΣQs）max
Qp:
液压泵的流量（m³/s）
Qp:
同时动作执行元件的瞬时流量（m³/s）
K:
系统泄漏系数K=1.1～1.3
蓄能器辅助供油系统
Qp=（K/T）·ΣZi=1νi
Qp:
液压泵的流量（m³/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
νi：
第i个执行元件在周期中的耗油量（m³）
电液动换向阀控制系统
Qp=（πKy/4）·ΣZi=1di2lit
Qp:
控制系统液压泵的流量（m³/s）
Ky：
裕度系数Ky=1.1～1.2
Z：
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st=0.07～0.20（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，一般是1.5～2.0MPa。
对于3～4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=50～80mm）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
Qvmin≤υgmin·A（m³/s）
Qvmin≤nmmin·Qm（m³/s）
式中：
Qvmin：
流量控制阀的最小稳定流量m³/s
υgmin：
液压缸最低工作速度m/s
nmmin：
液压马达最最低工作转速r/s
Qm：
液压马达排量m³/s
A：
液压有效作用面积m2
4.计算液压泵的驱动功率，选择电动机
驱动电机功率计算公式
式中符号意义
①P=（ψPNQN）/103ηP
PN：
液压泵的额定压力（Pa）
QN：
液压泵的额定流量（m³/s）
ηP：
液压泵的总效率
ψ：
转换系数，一般液压泵ψ=Pmax÷PN；恒功率
变量液压泵ψ=0.4；限压式变量叶片泵:
ψ=0.85Pmax÷PN【液压泵实际使用的最大工作压力（Pa）】
②P =（ψPNQN）/60ηP
PN：
液压泵的额定压力（MPa）
QN：
液压泵的额定流量（L/min）
ηP、ψ（同①）
③P=（ψPNQN）/600ηP
PN：
液压泵的额定压力（bar）1bar=0.1MPa
QN、（同①）ηP、ψ（同②）
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qo
m³/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Qo
m³/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=（qonηv）/60
马达出口处流量：
Qo=[qon·（1/ηv）]/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n
r/min
在额定压力下，能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Pi
W
驱动轴的机械效率：
Pi=P·Q/η
马达入口处输出的液压功率：
Pi=P·Q
输出功率Po
W
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=P·Q
马达入口处输出的液压功率：
Po=P·Q·η
机械功率
Pi=πTｎ/30 Pi=πTｎ/30
T-压力为P时泵的输入转矩或马达的输出转矩，N·m
转矩
理论转矩
N·m
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=P·qo/（2ｎηm）
液压泵输入转矩:
Ti=P·qoηm/（2ｎ）
效
率
容积效率ηv
泵的实际输出流量与理论流量的比值：
ηv=Q/Qo
马达的理论流量与实际流量的比值：
ηv=Qo/Q
机械效率ηm
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：
ηm=P·qo/（2πTi）
马达的实际转矩与理论流量的比值：
ηm=2πTi/（P·qo）
总效率η
泵的输出功率与输入功率之比：
η=ηv·ηm
马达输出的机械效率与输出的液压功率之比：
η=ηv·ηm
单位换算
qo
mL/r
Q=（qo·n·ηv）·10-3
Pi=P·Q/（60η）
Q=qon10-3/ηv
TO=P·qoηm/（2π）
n
r/min
Q
L/min
P
MPa
Pi
KW
TO
N·m
6.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）
①额定压力P：
是液压缸能用以长期工作的压力。
也称公称压力。
②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。
Pmax≤1.5P （MPa）
③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。
Pr≤1.5P 军用：
Pr=（2～2.5）P
F：
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
0～2.5
中压
>2.5～8
中高压
>8～16
高压
>16～32
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=υA=π（D2υ）103/4（L/min）
对于单杆活塞杆液压缸，当活塞杆伸出时：
Q=π（D2υ）103/4ηv （L/min）
当活塞杆缩回时：
→因为：
V=υAt×103 （L/min）
Q=π（D2-d2）υ103/4ηv （L/min）
当活塞杆差动伸出时：
Q=π（d2υ）103/4ηv （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）
υ——活塞杆运动速度（m/min）
ηv——液压缸的容积效率当活塞杆密封为弹性密封材料时ηv=1；当活塞杆密封为金属环时ηv=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：
υ=Q/A （m/min）
当活塞杆伸出时：
υ=4Qηv·10-3/πD2
当活塞杆伸出时：
υ=4Qηv·10-3/πD2-d2
当Q=常数，υ= 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0.1～0.2m/min
速比
和
行程时间
液压缸往复运动时的速度之比：
ϕ=υ2/υ1=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MPa
≤10
12.5～20
>20
ϕ
1.33
1.46、2
2
活塞在缸内完成全部行程所需要的时间：
t=60V/Q （s）
活塞杆伸出时：
t=15πD2S/Q （s）
活塞杆缩回时：
t=15π（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。
υ1——活塞杆伸出速度（m/min）
υ2——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=AS×103（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=πD2P×106/4 （N）
活塞杆缩回时的理论拉力：
F2=A2P=π（D2-d2）P×106/4（N）
活塞杆差动前进时：
F3=（A1-A2）P=πd2P×106/4（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）MPa
D ——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≥（10～15）d时;由欧拉公式推导：
Lk=√（π2EI/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缸的内直径表示。
Lk=192.4d2/D√P （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=P·nk （N）
nk——安全系数通常为：
3.5～6
F——活塞杆纵向压缩力（N）
E——材料的弹性模量钢材为：
E=2.1×105 （N/mm2）
I —活塞杆横截面惯性矩,圆截面：
I=πd4/64 =0.049d4（mm4）
d——活塞杆直径（m）
功和功率
液压缸所做的功为：
W=F·S （J）
功率为：
N=W/t=F·S/t=F·υ=P·Q （W）
即液压缸的功率等于压力与流量的乘积。
F——液压缸的载荷（推、拉力）（N）
S——活塞行程（m）
P——工作压力Pa
Q——输入流量（m3/s）
t ——活塞运动时间（s）
υ——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：
①机械效率ηm：
通常可取：
ηm=0.9～0.95
②容积效率ηv：
活塞密封为弹性材料时：
ηv=1；活塞密封为金属环时：
ηv=0.98
③耐作用效率ηd：
由排出口背压所产生的反作用力造成。
活塞杆伸出时：
ηd=（P1A1-P2A2）/P1A1；当排油直接回油箱时：
ηd=1
活塞杆缩回时：
ηd=（P1A1-P2A2）/P2A2
④液压缸总效率ηt：
ηt=ηmηvηd
活塞作用力
液压缸工作时，活塞作用力F计算如下：
F=Fa＋Fb＋Fc±Fd （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=fΔPπ（DbDkD＋dbdkd）×106
Fd—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 =0.05～0.2
ΔP-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=0.2
7.液压缸主要零部件设计
结构
①法兰联接②外螺纹联接③内螺纹联接
材料的选择
①一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。
②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。
③对于工作温度低于-50°C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。
④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
①缸筒内径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度值一般为0.16～0.4μm；都需进行珩磨。
②热处理：
调质、硬度HB≥241～285。
③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）。
④缸筒直线度公差在500mm长度上不大于0.03mm。
⑤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。
⑥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。
⑦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，密封件装配处应倒15°～30°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
σb≥ MPa
σs≥ MPa
δs≥ %
材料
σb≥ MPa
σs≥ MPa
δs≥ %
20
420
250
25
38CrMoAlA
1000
850
15
30
500
300
18
铸钢钢管
ZG230-450
450
230
22
35
540
320
17
ZG270-500
560
270
18
45
610
360
14
ZG310-570
570
210
15
15MnVn
750
500
26
铸造铝合金ZL105
160～230
6.5
27SiMn
1000
850
12
防锈
铝合金
5A03
180
80
13
30CrMo
950
800
12
5A06
320
160
15
35CrMo
1000
850
12
8.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/πP）·10-3 （m）
有活塞杆侧为：
D=√[（4F2/πP·106）＋d2] （m）
液压缸的理论作用力F按下式计算：
F=F0/ψηt （N）
当Qv及υ为已知时，则缸筒的内径D（未考虑容积效率ηv）按无活塞杆侧为：
D =√（4Qv/πυ1） （m）
按有活塞杆侧为：
D =√[（4Qv/πυ2）＋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—活塞杆上和实际作用力（N）
ψ—负载率一般取ψ=0.5～0.7
ηt —液压缸的总效率
υ1υ2—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：
δ= δ0＋c1＋c2
关于δ0的值，可按下列情况分别进行计算
当δ/D的比值小于等于0.08时，可用薄壁缸筒的实用计算式：
δ0>PmaxD/2σP （m）
当δ/D的比值等于0.08～0.3时，可用实用公式：
δ0≥PmaxD/（2.3σP－3Pmax） （m）
当δ/D的比值大于等于0.3时，可用实用公式：
δ0≥D/2·√{[（σP＋0.4Pmax）/（σP-3Pmax）]－1} （m）
δ0≥D/2·√{[σP/（σP-√3Pmax）]－1} （m）
δ0—为缸筒材料强度要求的最小值（m）
c1—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）
σP—缸筒材料的许用应力（MPa）
σP=σb/n
σb—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
3
5
8
12
缸筒壁厚验算
对最终采用的缸筒壁厚应作四方面的验算：
①额定工作压力Pn应低于一定极限值，以保证工作安全：
Pn≤0.35σs（D12-D2）/D12 （MPa）
②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≤（0.35～0.42）PrL
③验算缸筒径变形ΔD应处在允许范围内：
ΔD=（DPr/E）·[（D12＋D2）/（D12－D2）＋γ] （m）
④缸筒的爆裂压力：
Pr =2.3σb/lg（D1/D） （MPa）
PrL—缸筒发生完全塑性变形的压力（MPa）
PrL≤2.3σb/lg（D1/D）
σs—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）
γ—缸筒材料的泊松比，对钢材γ= 0.3
缸底厚度
缸筒底部为平面时，其厚度δ1可按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算：
δ1=0.433D2√（P/σp） （m）
缸筒底部为拱形时[底部拱形圆大弧圆R≥0.8D，筒与底的圆角
r≥（1/8）D]其厚度用下式计算：
δ1=PD0β/（4σp） （m）
δ1—缸底厚（m）D0—缸底外径 （m）
P—缸内最大工作压力（MPa）
σp—缸底材料许用应力（MPa）
D2—计算厚度外径（m）
β—系数当拱形高与D0之比为0.2～0.3时，取β=1.6～2.5
缸头法兰厚度
h=√4Fb/[π（ra－dL）σp]×10-3 （m）
如不考虑螺孔（dL），则为：
h=√4Fb/（πraσp）×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：
σ=4KF10-6/π（d12-D2）（N/mm2）
螺纹处的剪应力：
τ=K1KFd010-6/0.2（d13-D3）（N/mm2）
合成应力：
σn=√（σ3＋τ3）≤σp
许用应力：
σp=σs/n0
（σs缸筒材料的屈服极限N/mm2）
（n0安全系数，取1.2～2.5）
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
1.25～1.5，变载荷取2.5～4
K1—螺纹连接的摩擦因数，
K1=0.07～0.2平均值取K1=0.12
Z—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：
σ=4KF10-6/πd12Z（MPa）
螺纹处的剪应力：
τ=K1KFd010-6/0.2d13Z（MPa）
合成应力：
σn=√（σ3＋τ3）≈1.3σ≤σp
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：
σ=4F10-6/π（D12-d12）η≤σb/n（MPa）
F—缸筒端部承受的最大推力（N）
D1—缸筒外径（m）
d1—螺焊缝底径（m）
η—焊接效率，取η=0.7
σb—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
①无导向环活塞：
用高强度铸铁HT200～HT300或球墨铸铁QT400-10～QT400-15等。
②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。
③还有用铝合金作为活塞材料。
加工要求
①活塞的宽度一般为活塞外径的0.6～1.0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。
②活塞外径的配合一般采用f9，外径对内孔的同轴度公差
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