通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數提供依據。 液壓系統(tǒng)的主要參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結構尺寸。 2.1 載荷的組成和計算 2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算 圖1表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數標注圖上，其中FW是作用在活塞桿上的外部載荷，Fm中活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。  圖1液壓系統(tǒng)計算簡圖 作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導軌的摩擦力Ff和由于速度變化而產生的慣性力Fa。 （1）工作載荷Fg 常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。 （2）導軌摩擦載荷Ff 對于平導軌  （1） 對于V型導軌  （2） 式中 G——運動部件所受的重力（N）； FN——外載荷作用于導軌上的正壓力（N）； μ——摩擦系數，見表1； α——V型導軌的夾角，一般為90°。 （3）慣性載荷Fa  表1 摩擦系數μ
式中 g——重力加速度；g=9.81m/s2； △υ——速度變化量（m/s）；
以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷FW。 起動加速時 FW=Fg+Ff+Fa （4） 穩(wěn)態(tài)運動時 FW=Fg+Ff （5） 減速制動時 FW=Fg+Ff-Fa （6） 工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 Fg=0。 除外載荷FW外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為  （7） 式中 ηm——液壓缸的機械效率，一般取0.90～0.95。  （8） 2.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算 （1）工作載荷力矩Tg 常見的載荷力矩有被驅動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。 （2）軸頸摩擦力矩Tf Tf=μGr （9） 式中 G——旋轉部件施加于軸勁上的徑向力（N）； μ——摩擦系數，參考表1選用； r——旋轉軸的半徑（m）。 （3）慣性力矩Ta  （10） 式中 ε——角加速度（rad/s2）； △ω——角速度變化量（rad/s）； △t——起動或制動時間（s）； J——回轉部件的轉動慣量（kg·m2）。 起動加速時  （11） 穩(wěn)定運行時  （12） 減速制動時  （13） 計算液壓馬達載荷轉矩T時還要考慮液壓馬達的機械效率ηm（ηm=0.9～0.99）。  （14） 根據液壓缸或液壓馬達各階段的載荷，繪制出執(zhí)行元件的載荷循環(huán)圖，以便進一步選擇系統(tǒng)工作壓力和確定其他有關參數。 2.2 初選系統(tǒng)工作壓力 壓力的選擇要根據載荷大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看出不經濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體選擇可參考表2和表3。 2.3 計算液壓缸的主要結構尺寸和液壓馬達的排量 （1）計算液壓缸的主要結構尺寸 液壓缸有關設計參數見圖2。圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖b活塞桿工作在受拉狀態(tài)。 活塞桿受壓時  （15） 活塞桿受壓時  （16）
p1——液壓缸工作腔壓力（Pa）； p2——液壓缸回油腔壓力（Pa），即背壓力。其值根據回路的具體情況而定，初算時可參照表4取值。差動連接時要另行考慮； D——活塞直徑（m）； d——活塞桿直徑（m）。 圖2 液壓缸主要設計參數 表2 按載荷選擇工作壓力
表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
表4 執(zhí)行元件背壓力
一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為  （17） 運用式（17）須事先確定A1與A2的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑D的關系，令桿徑比φ=d/D，其比值可按表5和表6選取。  （18） 采用差動連接時，υ1/υ2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同時，應取d=0.71D。 對行程與活塞桿直徑比l/d＞10的受壓柱塞或活塞桿，還要做壓桿穩(wěn)定性驗算。 當工作速度很低時，還須按最低速度要求驗算液壓缸尺寸  式中 A——液壓缸有效工作面積（m2）； Qmin——系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量（m3/s），在節(jié)流調速中取決于回路中所設調速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量。容積調速中決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。 υmin——運動機構要求的最小工作速度（m/s）。 如果液壓缸的有效工作面積A不能滿足最低穩(wěn)定速度的要求，則應按最低穩(wěn)定速度確定液壓缸的結構尺寸。 另外，如果執(zhí)行元件安裝尺寸受到限制，液壓缸的缸徑及活塞桿的直徑須事先確定時，可按載荷的要求和液壓缸的結構尺寸來確定系統(tǒng)的工作壓力。 液壓缸直徑D和活塞桿直徑d的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整。如與標準液壓缸參數相近，最好選用國產標準液壓缸，免于自行設計加工。常用液壓缸內徑及活塞桿直徑見表7和表8。 表5 按工作壓力選取d/D
表6 按速比要求確定d/D
注：υ1—無桿腔進油時活塞運動速度； υ2—有桿腔進油時活塞運動速度。 表7 常用液壓缸內徑D（mm）
表8 活塞桿直徑d（mm）
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1.1 液壓裝置總體布局 液壓系統(tǒng)總體布局有集中式、分散式。 集中式結構是將整個設備液壓系統(tǒng)的油源、控制閥部分獨立設置于主機之外或安裝在地下，組成液壓站。如冷軋機、鍛壓機、電弧爐等有強烈熱源和煙塵污染的冶金設備，一般都是采用集中供油方式。 分散式結構是把液壓系統(tǒng)中液壓泵、控制調節(jié)裝置分別安裝在設備上適當的地方。機床、工程機械等可移動式設備一般都采用這種結構。 1.2 液壓閥的配置形式 1）板式配置 板式配置是把板式液壓元件用螺釘固定在平板上，板上鉆有與閥口對應的孔，通過管接頭聯接油管而將各閥按系統(tǒng)圖接通。這種配置可根據需要靈活改變回路形式。液壓實驗臺等普遍采用這種配置。 2）集成式配置 目前液壓系統(tǒng)大多數都采用集成形式。它是將液壓閥件安裝在集成塊上，集成塊一方面起安裝底板作用，另一方面起內部油路作用。這種配置結構緊湊、安裝方便。 1.3 集成塊設計 1）塊體結構 集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長方體。 對于較簡單的液壓系統(tǒng)，其閥件較少，可安裝在同一個集成塊上。如果液壓系統(tǒng)復雜，控制閥較多，就要采取多個集成塊疊積的形式。 相互疊積的集成塊，上下面一般為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4個用以疊積緊固的螺栓孔。 P孔，液壓泵輸出的壓力油經調壓后進入公用壓力油孔P，作為供給各單元回路壓力油的公用油源。 T孔，各單元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。 L孔，各液壓閥的泄漏油，統(tǒng)一通過公用泄漏油孔流回油箱。 集成塊的其余四個表面，一般后面接通液壓執(zhí)行元件的油管，另三個面用以安裝液壓閥。塊體內部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。 2）集成塊結構尺寸的確定 外形尺寸要求滿足閥件的安裝，孔道布置及其他工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長度，閥的安裝位置要仔細考慮，使相通油孔盡量在同一水平面或是同一豎直面上。對于復雜的液壓系統(tǒng)，需要多個集成塊疊積時，一定要保證三個公用油孔的坐標相同，使之疊積起來后形成三個主通道。 各通油孔的內徑要滿足允許流速的要求，具體參照本章4.4節(jié)確定孔徑。一般來說，與閥直接相通的孔徑應等于所裝閥的油孔通徑。 油孔之間的壁厚δ不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時，因油孔的偏斜而誤通。對于中低壓系統(tǒng)，δ不得小于5mm，高壓系統(tǒng)應更大些。 1.4 繪制正式工作圖，編寫技術文件 液壓系統(tǒng)完全確定后，要正規(guī)地繪出液壓系統(tǒng)圖。除用元件圖形符號表示的原理圖外，還包括動作循環(huán)表和元件的規(guī)格型號表。圖中各元件一般按系統(tǒng)停止位置表示，如特殊需要，也可以按某時刻運動狀態(tài)畫出，但要加以說明。 裝配圖包括泵站裝配圖，管路布置圖，操縱機構裝配圖，電氣系統(tǒng)圖等。 技術文件包括設計任務書、設計說明書和設備的使用、維護說明書等。 |