液压系统的设计方法

液压系统是液压机械的一个组成部分，液压系统的设计要与主机的总体设计同时进行。开始设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压系统。

★液压系统的设计原则

液压系统的设计原则主要有以下几点：

（1）满足主机的功能和性能要求；

（2）质量轻；

（3）体积小；

（4）成本低；

（5）结构简单；

（6）工作可靠；

（7）使用维护方便；

（8）国产元件优先采用。

★液压系统设计中的注意事项

在进行液压系统设计时，应注意以下几个事项：

（1）大都用于系统改造、改善性维修；

（2）复杂液压设计交给设计院；

（3）国产液压元件不宜用于高压；

（4）进口液压元件的价格比国产的高5～10倍，注意是否为合资产品或假的进口产品；

（5）最好找专家审核。

★液压系统的设计步骤

液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一般来说，在明确设计要求之后，大致可按如下步骤进行：

（1）确定液压执行元件的形式；

（2）进行工况分析，确定系统的主要参数；

（3）制定基本方案，拟定液压系统原理图；

（4）选择液压元件；

（5）液压系统的性能验算；

（6）绘制工作图，编制技术文件。

★液压系统的设计要求

液压系统的设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求及与该设计内容有关的其他方面了解清楚，具体包含以下几个方面：

（1）主机的概况，如用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；

（2）液压系统要完成的动作，动作顺序及彼此连锁关系；

（3）液压驱动机构的运动形式及运动速度；

（4）各动作机构的载荷大小及其性质；

（5）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；

（6）自动化程度、操作控制方式的要求；

（7）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；

（8）对效率、成本等方面的要求。

1．计算确定液压系统的主要参数

通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷的变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。

液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统、选择液压元件的主要依据。压力取决于外载荷，流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。

1）液压缸的载荷组成与计算

图9－1所示为以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注在图上，其中Fw是作用在活塞杆上的外部载荷，Fm是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。

图9－1 液压系统计算简图

作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷Fg、导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fa。

（1）工作载荷Fg常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向如与活塞运动方向相同则为负，相反则为正。

（2）导轨摩擦载荷Ff对于平导轨有

Ff＝μ（G＋FN） 　（9－1）

对于V形导轨有

Ff＝μ（G＋FN）/（sinα/2） 　（9－2）

式中：G为运动部件所受的重力，单位为N；FN为外载荷作用于导轨上的正压力，单位为N；μ为摩擦系数，如表9－1所示；α为V形导轨的夹角，一般为90°。

表9－1 摩擦系数

（3）惯性载荷Fa

式中：g为重力加速度，g＝9．81m/s2；Δv为速度变化量，单位为m/s；Δt为启动或制动时间，单位为s。

一般机械Δt＝0．1～0．5s，对轻载低速运动部件取小值，对重载高速运动部件取大值。行走机械一般取Δt＝0．5～1．5s。

以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷Fw。

启动加速时有

Fw＝Fg＋Ff＋Fa 　（9－4）

稳态运动时有

Fw＝Fg＋Ff 　（9－5）

减速制动时有

Fw＝Fg＋Ff－Fa 　（9－6）

工作载荷Fg并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则Fg＝0。

除外载荷Fw外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，由于各种缸的密封材质和密封形成原理不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为

Fm＝（1－ηm）F 　（9－7）

式中：ηm为液压缸的机械效率，一般取0．90～0．95。

F＝Fw/ηm 　（9－8）

2）液压马达载荷力矩的组成与计算

（1）工作载荷力矩Tg常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷筒的阻力矩等。

（2）轴颈摩擦力矩Tf轴颈摩擦力矩Tf为

Tf＝μGr 　（9－9）

式中：G为旋转部件施加于轴颈上的径向力，单位为N；μ为摩擦系数；r为旋转轴的半径，单位为m。

（3）惯性力矩Ta惯性力矩Ta为

Ta＝Jε＝JΔω/Δt 　（9－10）

式中：J为回转部件的转动惯量，单位为kg·m2；ε为角加速度，单位为rad/s2；Δω为角速度变化量，单位为rad/s；Δt为启动或制动时间，单位为s。

启动加速时有

Tw＝Tg＋Tf＋Ta 　（9－11）

稳定运行时有

Tw＝Tg＋Tf 　（9－12）

减速制动时有

Tw＝Tg＋Tf－Ta 　（9－13）

计算液压马达载荷转矩T时还要考虑液压马达的机械效率ηm（ηm＝0．9～0．99）。

T＝Tw/ηm 　（9－14）

2．绘制液压系统负载、速度循环工况图

根据液压缸或液压马达各阶段的载荷，绘制出执行元件的载荷循环图，以便进一步选择系统工作压力和确定其他有关参数。

3．计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量

1）初选系统工作压力

压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定，还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大各执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械重载设备，压力要选得高一些，具体选择可参考表9－2和表9－3。

表9－2 按载荷选择工作压力

表9－3 按各种机械选择工作压力

2）计算液压缸的主要结构尺寸

液压缸主要设计参数如图9－2所示，图9－2（a）所示为液压缸活塞杆工作在受压状态，图9－2（b）所示为活塞杆工作在受拉状态。

图9－2 液压缸主要设计参数

活塞杆受压时有

F＝Fw/ηm＝p1A1－p2A2 　（9－15）

活塞杆受拉时有

F＝Fw/ηm＝p1A2－p2A1 　（9－16）

式中：A1＝D2π/4为无杆腔活塞有效作用面积，单位为m2；A2＝（D2－d2）π/4为有杆腔活塞有效作用面积，单位为m2；p1为液压缸工作腔压力，单位为MPa；p2为液压缸回油腔压力，单位为MPa，即背压力，其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表9－4取值，差动连接时要另行考虑；D为活塞直径，单位为m；d为活塞杆直径，单位为m。

表9－4 执行元件背压力

一般来说，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为

A1＝（F＋A2p2）/p1 　（9－17）

运用式（9－17）须事先确定A1与A2的关系，或确定活塞杆径d与活塞直径D的关系，杆径比＝d/D，其比值可按表9－5和表9－6选取。

表9－5 按工作压力要求选取d/D

表9－6 按速比要求确定d/D

注：v1为无杆腔进油时活塞运动速度；v2为有杆腔进油时活塞运动速度。

采用差动连接时，v1/v2＝（D2－d2）/d2，如要求往返速度相同时，应取d＝0．71D。对行程与活塞杆直径之比l/d＞10的受压活塞或活塞杆，还要进行压杆稳定性验算。当工作速度很低时，还须按最低速度要求来验算液压缸尺寸，要求

A≥qmin/vmin 　（9－18）

式中：A为液压缸有效工作面积；qmin为系统最小稳定流量，在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量，在容积调速中取决于变量泵的最小稳定流量；vmin为运动机构要求的最小工作速度。

如果液压缸的有效工作面积A不能满足最低稳定速度的要求，则应按最低稳定速度来确定液压缸的结构尺寸。

另外，如果执行元件的安装尺寸受到限制，液压缸的直径及活塞杆的直径需要事先确定时，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。

液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。若与标准液压缸的参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。常用液压缸直径D及活塞杆直径d如表9－7和表9－8所示。

表9－7 常用液压缸内径D 单位：mm

表9－8 活塞杆直径d 单位：mm

3）计算液压马达的排量

液压马达的排量

式中：T为液压马达的载荷转矩，单位为N·m；Δp＝p1－p2为液压马达的进、出口压差，单位为MPa。

液压马达的排量应满足最低转速要求，即

式中：qmin为通过液压马达的最小流量；nmin为液压马达工作时的最低转速。

4）计算液压缸或液压马达的所需流量

（1）液压缸工作时所需流量为

q＝Av 　（9－21）

式中：A为液压缸的有效工作面积，单位为m2；v为活塞与缸体的相对速度，单位为m/s。

（2）液压马达的流量为

q＝Vn 　（9－22）

式中：V为液压马达的排量，单位为m3/r；n为液压马达的转速，单位为r/s。

5）绘制液压系统工况图（可略）

液压系统工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数，选择液压泵、阀等元件的依据。

（1）压力循环图——（p－t）图。通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成（p－t）图。

（2）流量循环图——（q－t）图。根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它们在工作循环中每一阶段的实际流量，把它们绘制成（q－t）图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，则要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。

（3）功率循环图——（P－t）图。绘出压力循环图和总流量循环图后，根据P＝pq，即可绘出系统的功率循环图。

4．绘制液压系统图（制定基本方案）

1）制定调速方案

液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。

方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。

速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量，或者利用密封空间的容积变化来实现，相应的调速方式有节流调速、容积调速以及两者的结合——容积节流调速。

节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用溢流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要配有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。

容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率较高，速度稳定性也较好，但其结构比较复杂。

节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流启动冲击较小，回油节流常用于有载荷的场合，旁路节流多用于高速场合。

调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。

节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单、散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。

容积调速大多采用闭式循环形式。在闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路，其结构紧凑，但散热条件差。

2）制定压力控制方案

液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。

在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油，这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。

在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。

3）制定顺序动作方案

根据设备类型不同，主机各执行机构的顺序动作，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。

工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。

加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制连续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路连接比较方便的场合。

另外，还有时间控制、压力控制等。例如，液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床中，如挤压机、压力机等。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。

4）选择液压动力源

液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。

为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统的所需量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器来作为辅助油源。

油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他形式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。

5）绘制液压系统图

整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。还应注意各元件间的连锁关系，避免误动作发生，要尽量减少能量损失环节，提高系统的工作效率。

为了便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件，如压力表、温度计等。

在大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换损坏的元件，保证主机连续工作。

各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。

系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。

5．液压元件的选择与专用件设计

1）液压泵的选择

（1）确定液压泵的最大工作压力pp

pp≥p1＋∑Δp

式中：p1为液压缸或液压马达的最大工作压力；∑Δp为从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。∑Δp的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行。

初算时∑Δp可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取∑Δp＝0．2～0．5MPa；管路复杂、进口有调速阀的，取∑Δp＝0．5～1．5MPa。

（2）确定液压泵的流量qp。多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为

qp≥K∑qmax

式中：K为系统泄漏系数，一般取K＝1．1～1．3；∑qmax为同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（q－t）图上查得，对于在工作过程中有节流调速的系统，还需要加上溢流阀的最小溢流量，常取0．5×10－4m3/s。

系统使用蓄能器做辅助动力源时

式中：K为系统泄漏系数，一般取K＝1．2；Vi为每一个液压缸或液压马达在工作周期内的总耗油量，单位为m3；Ti为液压设备工作周期，单位为s；z为液压缸或液压马达的个数。

（3）选择液压泵的规格。根据以上求得的pp和qp值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25％～60％。

（4）确定液压泵的驱动功率。在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即（p－t）、（q－t）图曲线变化较平缓，则

P＝ppqp/ηp

式中：pp为液压泵的最大工作压力，单位为MPa；qp为液压泵的流量，单位为m3/s；ηp为液压泵的总效率，如表9－9所示。

表9－9 液压泵的总效率

限压式变量叶片泵的驱动功率可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算。一般情况下，可取qp＝0．8qpmax，qp＝qn，则

P＝0．8qpmaxqn/ηp

式中：qpmax为液压泵的最大工作压力，单位为MPa；qn为液压泵的额定流量，单位为m3/s。

在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即（q－t）、（p－t）曲线起伏变化较大，则需要分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率，则

式中：t1、t2……tn为一个循环中每一动作阶段内所需的时间，单位为s；P1、P2……Pn为一个循环中每一动作阶段内所需的功率，单位为W。

按平均功率选出电动机功率后，还要验算每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内。电动机允许的短时间超载量一般为25％。

2）液压阀的选择

（1）液压阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20％以内的短时间过流量。

（2）阀的形式，按安装和操作方式选择。

3）蓄能器的选择

根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数。

（1）液压执行元件短时间快速运动，由蓄能器来补充供油，其有效工作容积为

ΔV＝∑AiliK－qpt

式中：A为液压缸有效工作面积，单位为m2；l为液压缸行程，单位为m；K为油液损失系数，一般取K＝1．2；qp为液压泵流量，单位为m3/s；t为动作时间，单位为s。

（2）做应急能源，其有效工作容积为

ΔV＝∑AiliK

式中：∑Aili为应急动作液压缸总的工作容积，单位为m3。

有效工作容积算出后，根据有关蓄能器的相应计算公式，求出蓄能器的容积，再根据其他性能要求，即可确定所需蓄能器。

4）管道尺寸的确定

（1）管道内径计算

式中：q为通过管道内的流量，单位为m3/s；v为管内允许流速，单位为m/s，如表9－10所示。

表9－10 允许流速推荐值

计算出管道内径d后，按标准系列选取相应的管子，如表9－11所示。

表9－11 管道公称通径、外径、壁厚、连接螺纹及推荐流量表

注：压力管道推荐用10号、15号冷拔无缝钢管；对卡套式管接头用管，采用高精度冷拔钢管；对焊接式管接头用管，采用普通精度的钢管。

（2）管道壁厚的计算δ＝

式中：p为管道内最高工作压力，单位MPa；d为管道内径，单位为m；［σ］为管道材料的许用应力，单位为MPa，［σ］＝σb/n；σb为管道材料的抗拉强度，单位为MPa；n为安全系数。

对钢管来说，p＜7MPa时，取n＝8；p＜17．5MPa时，取n＝6；p＞17．5MPa时，取n＝4。

5）油箱容量的确定

初始设计时，先按油箱容量的经验公式确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。油箱容量的经验公式为

V＝α×qp

式中：qp为液压泵每分钟排出压力油的容积，单位为m3；α为经验系数，如表9－12所示。

表9－12 经验系数

最后按液压泵站的油箱公称容量系列（JB/T 7938—1995）选取，如表9－13所示。

表9－13 油箱容量（JB/T 7938—1995） 单位：L

在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，另一方面还要保证执行元件全部排油时，油不能溢出油箱，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不能低于最低限度。

6．液压系统性能验算

液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失和系统效率，以及压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或者采取其他必要的措施。

1）液压系统压力损失

压力损失包括管路的沿程损失Δp1，管路的局部压力损失Δp2，阀类元件的局部损失为Δp3，则总的压力损失为

Δp＝Δp1＋Δp2＋Δp3

式中：l为管道的长度，单位为m；d为管道内径，单位为m；v为液流平均速度，单位为s；ρ为液压油密度，单位为kg/m3；λ为沿程阻力系数；ζ为局部阻力系数。

λ、ζ的具体值可参考流体力学有关内容。

Δp3＝Δpn（q/qn）2

式中：qn为阀的额定流量，单位为m3/s；q为通过阀的实际流量，单位为m3/s；Δpn为阀的额定压力损失，单位为Pa（可从产品样本中查到）。

对于泵到执行元件间的压力损失，如果算出Δp比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。

系统的调整压力为

p T≥p1T＋Δp

式中：p1T为液压泵的工作压力或支路的调整压力。

2）液压系统的发热功率与温升计算

（1）计算液压系统的发热功率。液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式。

①液压泵的功率损失

式中：Ti为第i台液压泵的工作循环周期，单位为s；z为投入工作的液压泵的台数；Pri为第i台液压泵的输入功率，单位为W；ηi为第i台液压泵的效率；ti为第i台液压泵的工作时间，单位为s。

②液压执行元件的功率损失

式中：m为液压执行元件的数量；Prj为第j个液压执行元件的输入功率，单位为W；ηj为第j个液压执行元件的效率；tj为第j个执行元件工作时间，单位为s。

③溢流阀的功率损失

Ph3＝pyqy

式中：py为溢流阀的调整压力，单位为MPa；qy为经溢流阀流回油箱的流量，单位为m3/s。

④油液流经阀或管路的功率损失

Ph4＝Δpq

式中：Δp为通过阀或管路的压力损失，单位为MPa；q为通过阀或管路的流量，单位为m3/s。

由以上各种损失构成了整个系统总的功率损失，即液压系统的发热功率

Phr＝Ph1＋Ph2＋Ph3＋Ph4

上式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算比较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率

Phr＝Pr－Pc

式中：Pr为液压系统的总输入功率；Pc为输出的有效功率。

式中：Ti为第i台液压泵的工作周期，单位为s；z、n、m分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；pi、qi、ηi分别为第i台液压泵的实际输出压力、流量、效率；ti为第i台液压泵的工作时间，单位为s；TWj、ωj、tj分别为第j台液压马达的外载转矩、转速、工作时间，单位分别为N·m、rad/s、s；、si分别为液压缸外载荷及驱动载荷的行程，单位分别为N，m。

（2）计算液压系统的散热功率。液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。

Phc＝（K1A1＋K2A2）×ΔT

式中：K1为油箱散热系数，如表9－14所示；K2为管路散热系数，如表9－15所示；A1、A2分别为油箱、管道的散热面积，单位为m2；ΔT为油温与环境温度之差，单位为℃。

表9－14 油箱散热系数K1单位：W/（m2·℃）

表9－15 管道散热系数K2单位：W/（m2·℃）

若系统达到热平衡，则Phr＝Phc，油温不再升高，此时，最大温差为

ΔT＝Phr/（K1A1＋K2A2）

环境温度为T0，则油温T＝T0＋ΔT。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（各种机械允许油温见表9－16），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或者加大一些也无济于事时，就需要装设冷却器。冷却器的散热面积为

A＝（Phr－Phc）/KΔtm

式中：K为冷却器的散热系数；Δtm为平均温升，单位为℃。

Δtm＝（T1－T2）/2－（t1－t2）/2

式中：T1、T2分别为液压油入口和出口温度；t1、t2分别为冷却水或风的入口和出口温度。

表9－16 各种机械允许油温

（3）根据散热要求计算油箱容量。

在初步确定油箱容积的情况下，可以依据最大温差ΔT验算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量。

由ΔT的计算公式可得出油箱的散热面积为

如不考虑管路的散热，上式可简化为

A1＝Phr/（ΔTK1）

油箱主要设计参数如图9－3所示。一般地，油面的高度为油箱高h的0．8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图9－3所示油箱的有效容积和散热面积分别为

图9－3 油箱结构尺寸

V＝0．8abh

A1＝1．8h（a＋b）＋1．5ab

若A1求出，再根据结构要求确定a、b、h的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸。

如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施。

3）计算液压系统冲击压力

压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如，液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅会伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。对系统影响较大的压力冲击通常为以下两种形式。

（1）当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。

直接冲击（即t＜τ）时，管道内压力增大值为

Δp＝acρΔv

间接冲击（即t＞τ）时，管道内压力增大值为

Δp＝acρΔvτ/t

式中：ρ为液体密度，单位为kg/m3；Δv为关闭或开启液流通道前后管道内流速之差，单位为m/s；t为关闭或打开液流通道的时间，单位为s；τ＝2l/ac，为管道长度l时，冲击波往返所需的时间，单位为s；ac为管道内液流中冲击波的传播速度，单位为m/s。

若不考虑黏性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度为

式中：E0为液压油的体积弹性模量，单位为Pa，其推荐值为E0＝700MPa；δ、d分别为管道的壁厚和内径，单位均为m；E为管道材料的弹性模量，单位为Pa。常用管道材料弹性模量：钢E＝2．1×1011Pa，紫铜E＝1．18×1011Pa。

（2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为

式中：li为液流第i段管道的长度，单位为m；Ai为第i段管道的横截面积，单位为m2；A为液压缸活塞的面积，单位为m2；m为与活塞连动的运动部件质量，单位为kg；Δv为液压缸的速度变化量，单位为m/s；t为液压缸速度变化Δv所需时间，单位为s。

计算出冲击压力后，此压力与管道的静态压力之和即为此时管道的实际压力。实际压力若比初始设计压力大得多时，要重新校核一下相应部位管道的强度及阀件的承压能力，如不满足要求，则要重新调整。

7．设计液压装置，编制技术文件

1）液压装置总体布局

液压系统总体布局有集中式结构和分散式结构两种。

集中式结构是将整个设备液压系统的油源、控制阀部分独立设置于主机之外或安装在地下，组成液压站。如冷轧机、锻压机、电弧炉等有强烈热源和烟尘污染的冶金设备，一般都是采用集中供油方式。

分散式结构是把液压系统中液压泵、控制调节装置分别安装在设备上适当的地方。如机床、工程机械等可移动式设备一般都采用这种结构。

2）液压阀的配置形式

（1）板式配置 板式配置是把板式液压元件用螺钉固定在底板上，板上钻有与阀口对应的孔，通过管接头连接油管而将各阀按系统图接通。这种配置可根据需要灵活地改变回路形式，液压实验台等普遍采用这种配置。

（2）集成式配置 目前液压系统大多数都采用集成形式。它是将液压阀件安装在集成块上，集成块一方面起安装底板作用，另一方面起内部油路作用。这种配置结构紧凑、安装方便。

3）集成块设计

（1）块体结构 集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。

对于较简单的液压系统，其阀件较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，控制阀较多，就要采取多个集成块叠积的形式。相互叠积的集成块，上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4个用以叠积紧固的螺栓孔。

P孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔P，作为供给各单元回路压力油的公用油源。

T孔，各单元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。

L孔，各液压阀的泄漏油，统一通过公用泄漏油孔流回油箱。

集成块的其余四个表面，一般后面接通液压执行元件的油管，另三个面用以安装液压阀。块体内部按系统图的要求，钻有沟通各阀的孔道。

（2）集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要满足阀件的安装、孔道布置及其他工艺要求。为减少工艺孔，缩短孔道长度，阀的安装位置要仔细考虑，使相通油孔尽量在同一水平面或是同一竖直面上。对于复杂的液压系统，需要多个集成块叠积时，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通道。

各通油孔的内径要满足允许流速的要求，一般来说，与阀直接相通的孔径应等于所装阀的油孔通径。

油孔之间的壁厚δ不能太小：一方面防止在使用过程中，由于油的压力过大而击穿孔壁；另一方面避免加工时，因油孔的偏斜而误通。对于中低压系统，δ不得小于5mm，高压系统应更大些。

4）绘制正式工作图，编写技术文件

液压系统完全确定后，要正规地绘出液压系统图。除用元件图形符号表示的原理图外，还包括动作循环表和元件的规格型号表。图中各元件一般按系统停止位置表示，如有特殊需要，也可以按某时刻运动状态画出，但要加以说明。

装配图包括泵站装配图，管路布置图，操纵机构装配图，电气系统图等。

技术文件包括设计任务书，设计说明书，设备的使用、维护说明书等。