液压与气压传动密封

第一章传动工作原理与流体力学第一节传动工作原理与系统组用液体作为工作介质来实现能量传递的传动方式称为液体传动。液体传动按其工作下面以一个简单的例子来说明传动的工作原理。图!"!"!为千斤顶的原理示意图，图中大小两个缸#和$的内部分别装有活塞%和&，活塞和缸体之间保持一上提起杠杆!时，小活塞&被带动上升，于是小缸$的下腔密封容积增大，腔内压力下降，形成部分真空，这时钢球’将进入大缸#的通路关闭，油池!(中的油液就在大气压力的作用下推开钢球)沿吸油孔道进入小缸的下腔，完成一次吸油动作；接着，压下杠回油池的通路，小缸下腔的压力油就推开钢球’挤入大缸#的下腔，推动大活塞将图!!!千斤顶的工作原可知传动是依靠液体在可变化的密封容积中的压力能实现运动和动力传递的。传动装置本质上是一种能量转换装置，它先将机械能转换为便于输送的能，然后又将液（一传动系统的组图!"!"#为某机床系统的结构原理图。缸&固定在床身上，活塞杆%#$!+推向右边。泵!#把油箱!&中的油液经滤油器!$吸入泵内，然后通过管道经换向阀进入缸腔，推动活塞’和工作台%向右运动，缸右腔油液经节流阀)和换向阀流回油箱。在此情况下，如果调节节流阀)的开口大小，即可改变工作台向右运动的速度。当电磁铁#断的油液经换向阀和单向阀*进入缸右腔，推动活塞和工作台向左运动，缸左腔油液!+位于中位将进回油口堵死，工作台停 图!!#机床系统结构原理塞；’—工作台；(—活塞杆；)—节流阀；*—单向阀，!+—（#执行元件，即图!"!"#中的缸%（或是作回转运动的马达它使（$#（或转矩（二系统图的图形符在图!"!"#中，组成系统的各个元件是用半结构式图形画出来的，这种图形直情况外，一般都用简单的图形符号来绘制系统原理图。对于图!"!"#所示的系统，参数，不表示系统管路具置和元件安装位置。图中序号的意义与图!"!"#·&图!!#机床系统职能符!））（’传动出现故障时不易找出原因 ·)传动。在机的应用主要有以下几个方面：（!（"（$（%第二节流体力传动的性能影响很大。本节主要介绍油的主要物理性质。（一油的性!&"&·0的性质称为液体的可压缩性。表征液体可压缩性的是压缩系数!。当液体的体积为"、!!"# （#"#体压缩系数!的倒数称为液体的体积模量，以$表示，即$!#!"# （#" $表示产生单位体积相对变化量所需的压力增量，$的大小说明了液体抵抗压缩能力的油液中混入的气体及其他易挥发物质。在进行系统的动态计算时，由于系统中不可避免地存在一定量的气体，所以油的体积模量$取)%.(#)*+,-。*%（#&##&如图#"#"&%)平板不动。液体的内摩擦力及液体和固体壁面间的附着力，会使液体内部各层间的速度不等。紧贴于上平板的液体层速度为%)#"#"&中所示按线性规律分布。·/!"

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（"#!"!（’由式"#%知动力粘度实际上是液体在单位速度梯度动时，接触液层间单位面积#!$

（"#运动粘度单位中只含运动参数#（,’-。./0规定统一采用某一温度下的运动粘度表示油液的粘度。我国生产的机械油和油新的标准采用%&1（如2$’号在%&1时的运动粘度平均值为’-（345，（6油的粘度随温度变化的性质称粘温特性。不同种类的油有不同的粘温特性。油粘·7!!#油的粘温特性除了用粘温曲线表示外，还可以用粘度指数!"来衡量。粘度指!%%以上。（二油的种类及选!’油的种!!!。表!"!" 可燃性抗燃性型水乙密度*·-#%.!!%%!%&%$/% 小小小-!,%!-!&%!,%·!% 可燃性抗燃性型水乙优优优优良良可优优优良良良可""*)(&)、,.、型油包括水包油液（,1-和油包水液（,1.）。这类油液抗燃性(2油的选度推荐值见表$!$!(。表$!$! 常用泵适用的粘（33("泵类工作温度"#)’+&’ $%’6*’!7%$%’()’!<%*$’*%’()’+&’$%’*%’·$$液体静力学研究的是静止液体的力学性质。静止液体是指液体内部质点间没有相对!!#$#"（&’(&)(&’!)%*（)（+以及容器壁面作用于液体表面上的反压力。若求在液面下深$处"点的压力!，可以从液体内部取出一个底面包含"点的竖直小液柱，其上顶与液面重合。设小液柱底面积))*!"!%!" !!!%-%$ （),·)+（!）静止液体中任一点的压力由液面上的压力!"和液柱自身重力所产生的压力"#（#以绝对零压为基准测得的压力称为绝对压力。以大气压力!%为基准测得的高于大力就是高于大气压的那部分压力，所以相对压力也称为表压力。在技术中，如不特别&&所示。在图中，以大气压力为基!!’,表!&!& 帕巴公斤力-厘米/-+毫米,,#!4!!6!676897#$4!"’65""9#4!6"!7’#4通常液体在受外界压力作用的情况下，由液体自重所形成的那部分压力"#·!$"!%"""$

（"#’!的乘积，即#% （"#(’%&%&%!。静压力作用在这一微小面积上的力*#)·"+!!"#!!%!#"!#$%!#"$%$%!!’’)& *–!!在该方向上投影面积的乘积。该结论在使用时可直接。液体动力学主要研究液体运动和引起运动的原因。本节主要介绍液体动力学基本内这些基础内容是技术中分析问题和设计计算的理论依据。动（也称定常流动、恒定流动’(’(’,-所示；而将流动时压力、流速和密度中任何一个参数随时间变化的流动称为非稳定流动，如图’(’(’,.所示。·’/!!!#单位时间内流过某通流截面的液体体积称为流量，用!表示。流量的法定计量单位为米&（*（(,。""截面上的液流流速#是均匀的，则通过."的流量为：液流通过通流截面"

.!/#.!0#.#在传动中，常假想液流流过截面上各点的流速均匀分布，液体以这种速度$流过通流截!0#."/$1/"

（!"雷诺实验装置如图!"!"!!所示，3由进水管$不断供水，多余的水从隔板!口处放置与有色&相连的小导管6。实验时，首先将开关5打开，然后打开有色5来调节玻璃管4中无色水的流速。当流速较低时，有色水的流动·!4体分子!"!"!!#所示。逐渐开大开关$!"!"图!!所示。!!!!$逐渐关小，则玻璃管中液流的流动状态会从紊流向层流转变，只是其转变时的流速大小不同而已。由层流转变为紊流时的流速称为上临界速度!上，由紊流转变为层流时的流速称为下临界速度!!上大于!下。在层流和紊流之间的过渡状态称!有关，还和管道内径的大小及液体的运动粘度有关。实际上，判定液流状态的是上述三个系数所组成的一个无量"#,!

（!"!-液流由层流转变为紊流时的"#"#称为下# $- )- $- )-!+--/’-- !!!·!$ $#& !!!!"’#(!式中&#(’*&

（")（")式 %—过流截面面积知，通流截面相同的管道，其水力直径与管道形状有关。圆形管道水力直径$所示，液体在管内流动，任取两通及$$及$$。由假设条件可知，液体密度"不变，液流在单位时间内流过截面及%$的液体质量相等，即"""$%"$""’%$$"·"+

#"#!"##"!""常 （!$!!!!%流动液体的能量方程可由能量守恒定律推导得出。由于实际液体和理想液体在流动!&!$!$!%!$，管道各部%内，液体在管道中从!$!!’!!$!$（!）压力所做的功。由于!$段侧面上压力与液流方向垂直，所以侧面上的压力不!$&!和&#!$!$!%所示，&!方向与其相应位置的运动方向一致时做正功，&#方向与其相应位置的运动方向相反时做负功。当!$段液体经过时间%后，压力所做的功为：&!!!"!%$&#!#"#%"&##$(#)"（&!$&#）#（重力所做的功。因为液流为理想液体的稳定流动，所以液体的密度不变，液体从!$!$位置，!$%内位置无任何变化，位置发生变化的·!+是!段液体流动到!%&"%&$!%（&动能的变化。由假设条件可知，!"段液流的各项参数不会因时间$的变化而变!段和!段液体的动能之差，即!#!’ ! !%!’

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（"# 由于通流截面""#"($(’%&’"#$%常数 （"#")）式"#")称为理想液体的伯努利方程也称理想液体的能量方程。$"#")$*应加一修正系数加以修正。考虑实际因素后，实际液体的伯努利方程为：(’%&’"#$%(’%&’"##$’ （"# $ $ 式 重要的基本方程。伯努利方程不仅是进行系统分析的理论基础，而且还可以用来对种问题进行研究和计算。·$,用在液体上的外力之间关系的。在传动中，经常要计算液体作用在固体表面上的力，（"#!）"（#–# （%$!!!" $ $"!!

$%&!!"#$% （%$%$%’用于计算作用于液体某一方向上的外力之和"为动量系数，由该式也可求出液量损失可由液体的压力损失表示。液体在管道内流动时，产生的压力损失可分为两大类：’&""&#

（%$# $#""&#-&-#")-&- ’-#%式中

（%$,- # $.& 有关外，还与管壁的粗糙度有关。对于光滑管!*&；对于粗糙管!的值可以根据!"以及管壁的相对粗糙度$（!为管壁的绝对粗糙度从)*)* $!(-(,’%&)))# & &#!%.,011 1·,, !"! #$（三系统内的压力损系统中总的压力损失等于系统内所有等径直管沿程压力损失"及所有局部压力损失"（包括标准阀类及其他形式的局部。!#!& !#%!!#!"!! " " %!#%(""’!!"’!#! #$%隙大小的变化采实现系统中油液流量的调整和工作性能的改善。了解液流通过小孔与间隙$*$$·"0#!$

# （$%"式 $$$’&&)时，$"!*$*(&时，$"!**0细长孔是指小度与直径比值’(&12的小孔。油液流经细长孔一般为层流状态，若小孔内径为&、为’、油液粘度为!、油液流过小孔时前后压差为"，则液流流过细长& & （$%$#"&’!"响液间工作都是必要的。运动引起的剪切流动，或者是由压差和剪切同时作用下引起的综合流动。技术·#2!""，流过间隙前后压差为#$分!#

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"( （!#!!!!$!#’*由两部分组成。前部分是由压差引起的泄漏量，其大小与间隙量的三次方成正比。’"同心环状间隙是宽度为"’的平行平板间隙的特例（’为圆柱直径!#!#!-’!

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（!#!!!!-·’*图"&$ (）&$ %%!’"(!)!* ,( !"!!!#由式!"(-可知，当!$时，即为同心环间隙的流量；当!%!时，即在最大偏(*+倍。由此可知，为减少圆环间隙的（一冲为冲击。!*冲击产生的原因和危·(.!"若系统的正常工作压力为!产生冲击时的最大压力为’ （()若管道内流动的液体密度为液流速度为#$厚为阀门关闭时液流速度降为)+),&$%)/,

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!!若总质量为"*的运动部件在制动时的时间为)，速度减小值为#，缸有0"减小冲击的措施

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（()（0减少压力冲击波的时间),，从而减小冲击。 ·!3气穴现象多发生在阀口和泵的进口处。由于阀口的通道狭窄，液流的速度增大，第一节泵和马（一泵的基本原理及分单柱塞泵的工作原理如图!"#"!所示。当偏心轮!由原动机带动旋转时，柱塞便在泵体$%的容积发生变化。容积增大时形成真空，油箱中挤压，便通过单向阀’向系统排出，实现压油。泵又称容积式泵。图!#!单柱塞泵工作原·#(（二泵的性能参!"泵的压泵的压力参数主要是工作压力和额定压力。工作压力是指泵工作时输出油液的#"泵的排量和流!$&’。理论流量"(是指泵在单位时间内理论上可排出的液体体积，它等于排量!#的乘积，"()# （#*+"泵的功输出功率$,小于输入功率$，二者的关系是：—."泵的效

$-!

（#*"")"(* （#*"泵实际流量与理论流量的比值称为容积效率，以/·+0 /

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)!*""" ( """(（#*由于泵内机件间的间隙很小，泄漏油液的流态可以看作层流，所以泄漏量!!和泵的工

!!!#" （#$#"&!"$$ （#$转矩与实际输入转矩的比值称为机械效率，以"*&!&

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"####·1"腔由于轮齿不断进入啮合使密封工作腔容积缩小，油液便被挤出并输往系统。!"外啮合齿轮泵的排量可看作为两个齿轮的齿槽容积之和。设齿槽容积等于轮齿体!"（##"!（$#!"%&##$%#!!% &#’"’’!"! （!$

’#’"’’!"!%!( （!$" )"（%齿轮泵要平稳地工作，齿轮啮合的系数必须大于%，即总有两对轮齿同时啮合。因（见图%$!$)虚线闭油腔相通。%!)·)!（!大。影响泵容积效率的主漏是轴向泄漏。轴向泄漏量约占总泄漏量的"#$。泵的压齿轮泵相同。如图&’!’(（&*。&!(·%%效率。内啮合齿轮泵的缺点（尤其是摆线齿轮泵是齿形复杂，加工，价格较贵。!"!#$#%!的两端装有配流盘，定子内表面形似椭圆，由两段大半径!圆弧、两段小半径"圆弧和四段过渡曲线所组成。定子!和转子$的中心重合。在转子上沿圆周均布的若干个槽内分别安放有叶片&，这些叶片可窗口#与泵的吸油口连通，为吸油窗口；另两个窗口$与压油口连通，为压油窗口。当转!$%$·&’径!!"倍。当忽略叶片本身所占的体积时，双作用叶片泵的排量可按下式计算：#"（$!#!! （!#式中

&"#!&"（$!#!!）%!& （!#泵外是各泵中最小的。通过理论分析还可知，流量脉动率在叶片数为的整数倍且大于($!定子内表面的曲线是由四段圆弧和四段过渡曲线组成的。理想的过渡曲线不仅应使$!*(的方向所形成的压力角!较大，因而叶片在槽内所受到的摩擦力也较大，使叶片滑动 ，就是!!#。压力角减小有利于叶片在槽内滑动，所以双作用叶片泵转子的叶片槽常&单作用叶片泵的工作原理如图%#’#()作（图%#’#(衡大：!" （#%’(’—·$+%$可知，单作用叶片泵轴转一周，每个密封容积变化量!约为：%

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（#"式

!&!!&$&# （#"’&!$&#") （#"!#*图*)是固定的，定子的中心)!可以左右移动。定子左侧有一弹簧，弹簧刚度为*，预压缩量为,。当转子逆时针方向旋转时，转子上部为压油区，!"#"-所示。压力-同时作用在定子右侧的柱塞上，当压力较低，即作用在柱塞上的力-,小于等于弹簧预紧力*（!"#"-中,.段。当压力升高到-,.*时，定子向左移动，使偏心量减小，./·/$!#$$!!%"&#"$’ （#"式中"&&%( （#"当%!%( #%# （#"#当%-%( #%#" （#"由 %(%&（’). ’%%("’%(（%"%） （#"#/）

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（#"&调整弹簧的预压缩量’)可以改变)%(和最高压力%+,!"#"&$)*&)*段的斜率，&越大)*越平缓；调#!·/1!"泵的工作原理。如图$和配流盘&’!和压油窗口"实现吸油和压油。!$!%$（$#!! （$#)·+’"%$"’ （#("*#***(#(**可知，当缸体转角!时，柱塞’为：’!#$%!(#+,-&$%!!#（*(+,-&）$%! ##

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#$$%-/& （#(1!!"#(!!"#$$%!-/& **表*(#( 柱塞3)024"8#808*8*89804。由图*(#(*5可见，使缸体紧压配流盘端面的作用力，除弹簧)的推力外，还有柱塞 ·"5（见图"#!#"$（!的大小以调节泵的变量机构的工作原理。图"#!#"!为装有手动变量机构的斜盘式轴向柱塞泵的结构图，手动变量机构设置 "!"!·’"斜盘式轴向柱塞泵有通轴与非通轴两种结构。图"#$#"$所示的泵是一种非通轴型轴向柱塞泵。非通轴型泵的主要缺点之一是要采用大型滚柱轴承来承受斜盘施加给缸。"#$#"%所示为通轴型轴向柱塞泵（简称通轴泵的一种典型结构。通轴型泵与非泵盖端面直接配油。缸体中的弹簧的作用与非通轴型泵的相同，是将缸体压向右侧配流"$"%"$"!"#$#"!"相对于缸体!!柱塞$相连。当传动轴沿图示方向旋转时，连杆·!$!和"实现吸油和压油。与%&’&%!为径向柱塞泵的工作原理图。在转子（缸体）’上径向均匀分布着许多柱塞孔，孔中装有柱塞(。转子’的中心与定子%的中心之间有一偏心量#。在固定不动)部位的两个轴向孔与泵的吸、压油口连通。当转子旋转时，柱塞在离心力（或低压油的作用%’%!##从为马达。但由于二者的任务和要求有所不同，故在实际结构上数泵能作·)(（一马达的主要性能参!"马达油液的实际压力称为马达的工作压力。马达压力和出口压力的差值称认为马达的工作压力就等于工作压差。$马达的输出转速!"%与排量#"!& （#’"计算转速!时，应计及容积效率)"!&)"

（#’设马达的出口压力为零，压力即工作压力为$，排量为#，则马达的理论转%%%&$!

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（#’!&.& （#’马达的输出功率!!

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（#$ 况下，输出转速"和转矩#皆不可变；对于变量马达，&的大小可以调节，因而它的"#%$&"减小，#).米），故这种马达又称为高速小转矩马达。下面说明常用的轴向柱塞式马达的工/#斜盘上。设斜盘作用在某一柱塞上的反力为’可分解为两个方向的分力’1’。

!(# &的分力2使缸体产生转矩，其值为 "’34""!$34&图 "’)"’*6’#"!(#*$346’#&·&*马达的输出转矩等于处在马达压力腔半周内各柱塞瞬时转矩#!柱塞的瞬时方位角"是变量，#!值则按正弦规律变化，所以 马达的平均转矩#可按式"#$"计算。低速马达的输出转矩通常都较大（可达数千至数万米所以这种马达又称为低速大转矩马达。低速大转矩马达的主要特点是转矩大，低速稳定性好（%&()&-)以下构图#%.%的内表面由$段形状相同、作均匀$就是马达的作用次数（$0。每一曲面在凹部的顶梁可在缸体的径向槽中滚动。连接在横梁端部的滚轮-可沿定子内表面滚动。在缸体内，0"3个配流窗孔沿圆周均匀分布，其中$&与轴中心的进油孔相通，另外$个窗孔’与回油孔相通。这"$个配流窗孔的位置又分别和定子内表面的进、回油区段的位置一一对应。油腔中。油压使滚轮在定子内表面上。滚轮所受到的法向反力(可以分解·20为两个方向的分力，其中栓向分力!和作用在柱塞后端的力相平衡，切向力!通图#%# ""#第二节液压缸缸是将能转变为机械能用来驱动工作机构作往复直线运动或往复摆动的能量·(&（一活塞式活塞式缸按结构可分为双杆式缸和单杆式缸两种；按固定方式又可分为!"双杆活塞式!#"

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（%& !—活（或缸的运动速度；"—供油量；&（或缸上的推力；———供油压力；图!&%&!*为缸体固定的双杆缸结构图。缸的左腔进油，推动活塞向右移动；右&&所示。缸体固定的双杆缸一般用于小型设备。如果将活塞杆固定，那么缸的左腔进油，推动缸&!+-所示。活塞杆固定的双杆缸常用于大中型设备图!%!*双杆缸结·$*图!#!$双杆缸运动范#’单杆活塞式所示。图!##(单杆·-$!!"! & $

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（ # %"" %"$!+$!!,!，"!+"。这一特点常被用于实现机床的快!&!!

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（#"(-差动图!##!差动当单杆缸两腔同时通进压力油时，如图!"#"#!所示，由于无杆腔受力面积大·.$

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（%$’%（二柱塞式柱塞式缸只能在压力油作用下单方向运动，它的回程要借助于运动件的自重或其他图#%%%柱塞式·)#

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$ （"$#式中 #（三摆动式

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（"$压缸结构示意图如图’$"$"(所示。它由缸体’，转子叶片轴"、定子(及端盖等组成，形成’(两个油腔。其工作原理是当从孔#输入油至’腔时，推动图’""(摆动式缸结构示意摆动式缸有单叶片和双叶片两种形式。单叶片缸摆动角度一般不超过")*+双叶片缸摆动角度不超过’%*+。双叶片缸的摆动轴输出转矩是单叶片缸的两倍，而其摆动角速（四组合式以上所述为缸的三种基本形式。为了满足特定的需要，三种缸以及它们和传动机’,增压缸又可以称为增加器。它的作用是将输入的低压油转变为高压油供系统中·%"增加缸如图!"#"#$所示。它由直径不同（!!和!#的两个缸串联而成，大"!"#，若不计"!! %!!#" # !

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（#"!##$所示。前一级缸的度则由慢变快。空载缩回的顺序一般是从小活塞到大活塞，收缩后缸总长度较短，占用!##()’齿条活塞缸又可以称为无杆缸。其结构如图!"#"#*所示。它是由油缸和齿轮齿条机构组成的"机械联合传动机构。这种缸可以将活塞的往复直线运动转转位机构和回转夹具等。·()!##$!%!##&·.-!"(，以承受很高的力。图% !*活塞与活塞杆的连接形!*#!*,·00活塞与活塞杆比值!’"较小、行程较短或尺寸不大的缸，其活塞与活塞杆可采用整体活塞受油压作用在缸筒内作往复运动，因此活塞必须具有一定的强度和良好的耐磨)(*污染工作场所。泄漏严重时会影响到缸的工作性能，甚至使缸不能正常工作。因此，采用适当的密封装置来防止和减少泄漏是设计中的一个很重要的问题。常用的密封方图!##,缸的泄!(图!"#"-).为间隙密封。它利用运动副间的配合间隙起密封作用。活塞上开有几（一般为)(/001)(/00图!"#"-)234为用密封圈密封，它是系统中应用最广泛的一种密封方法·/*图& &’(’)&所示，它由活塞凸台（圆锥或带槽圆柱和缸图& 部件突然冲击现象。为此缸上常设置排气装置。对于要求不高的缸往往不设专门的排气装置，而是将油口布置在缸筒两端的最高·,+!#$#（一缸主要尺寸计根据最大总负载和选定的工作压力先确定缸内径。计算时可令回油背压!#%&，那么对于单杆缸，无杆腔进油时由式#"$’可得出缸内径为："%!!有杆腔进油时由式#"(!可得出缸内径为

（#""%!!

* （#"活塞杆的直径$!"#"#表!"#" !+活塞杆直径 $%（&/$0&/!$%（&/10&/12!$%（&/40&/!5$%&/3如果对单杆缸两个方向的运动速度有比例要求时，由式#"(#得杆径为$%"!"!

（#"·1)缸筒的长度由所需行程及结构上的需要确定，即缸筒长度!活塞行程"活塞长度"活塞杆导向套长度"活塞杆密封长度"其他长度。其中活塞长度!（#$%&’#!（二缸的强度和刚度校$#+,-!""］ （./——缸筒材料许用应力"!"0" 当!!$#*&$1#+,-!".$1/1!!" "

（./– （././’$1#$活塞杆强度及压杆稳定性校核2%""［"］!"

（./(2）为材料的抗拉强度，$为安全系""&3"·(5!"用来固定缸盖和缸筒的螺栓应校核螺纹强度。法兰连接所用螺栓在螺纹处所受的拉应力为：!#$ （%(#%

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"#!!’"#!*"$! （%(*"%#!-!%%"! （%(-

/［］#&%!##’第三节控制控制阀是系统中控制和调节参数的元件。本节主要介绍各类阀的工作·,*方向控制阀用以控制系统中油液流动方向或液流的通断。方向控制阀分单向阀!"出油口"流出。油液反向流入"口时，油力使阀芯紧压在阀座上，油路断开。其职能符号如图!#$#%%’所示。!$%%$!$%(·)!’’(#$%*为其职能符号示意图。!"#"$,所示，滑阀阀芯相对阀体处在左位，$,*为滑阀阀芯相对阀体右移到右位时的油流，进油由$口进入!口，回油由"经%!#$,!“!·-#（$&中，表示进油口，表示通油箱的回油口，和$表示与执行元件（&!’#$#%。$四通五通()*+, ·-%!"卡紧现图$%$&’#%&’#$%$&’(所示阀芯为理想的圆柱形。当它与阀体产生一个平行轴线的偏心!时，$$&所示阀芯具有锥度，且大头在高压油一边（倒锥。当阀芯与阀体产生一#$%$&’*所示阀芯也被加工成锥度，但小头在高压油一边（顺锥。当阀芯与阀体轴!向不平衡力会使!减小，不会产生卡紧现象。’"·’+!"!图 图 ·*)!#$%!#&’（"!"#"&!"液换向阀是个组合阀。利用上方的电!#&!电·++用以控制和调节系统油力，或以力作为控制信号的元件称为压力控制阀。!"$$!$$直动式溢流阀的工作原理为：!口接压力油，油压为"!，#口接油箱。压力油进入溢要由作用于阀芯上部的弹簧力及下部的力两部分决定。当作用于阀芯上的力"!$&时，阀芯被弹簧推至下端，口与"!$&时，阀芯被抬起，口与"!$&!

$动时%’的变化很小，可以认为"!不变。这就是直动式溢流阀的工作原理。由于这种阀工!#$为带阻尼活塞的直动式溢流阀，这是一种可以用于高压大流量场合的直·+*!#$%#,!"#"$$!!$!(*等组成。先导阀*相当!!#%分别作用于先导锥阀)及主阀芯!的上侧。当进口压力"低于先簧+所调整的压力值时，先导锥阀)关闭，主阀芯!上下两端力相等。主阀芯在弹簧!$的作用下压向阀座，使!与#口不通。当进口压力超出先簧+所调整的压力值时，先导锥阀)打#、先导锥阀)及相应的通道流回油箱。由于液流体的流动，油液·)+"#"!口和"口，实现溢流。!##"’—外控口；"#—主阀弹簧；"(##处的控制油压进行调整就可以实现对溢流阀的调压或卸荷。此时控制油压要小于由先簧+所调比较软，在很小的外力作用下即可被压缩，这样，主阀芯"#的预紧力影响很小，因而对系统的压力影响也较小。所以，这种阀’的作用是增加主阀芯移动时的稳定性。承压面积为0，由图"$!$##%可列出主阀芯受力平衡式为：$%.1&/2$0%式中 %·),!!!"##

（&’"*溢流阀的静态特性是指元件或系统在稳定工作状态下的性能。溢流阀的静态特性’流量特性和启闭特性。（,）流量特性（!’$特性’&所示。图中，溢流阀开始溢流时所对应的压图 &- （&溢流阀的启闭特性。溢流阀的开启与闭合全过程中的!’$!’$!’$,’&-(。溢流阀开启时的!’$特性曲线和溢流阀闭合时的!’$·1.!!表示。!!#称为闭合比，闭合比越大，溢$%溢流阀在系统中的应（&（’（( &*’*$+!&的油液进入减压阀的"!’的油液从#口流出。同时出口#的油液通过阻尼孔’流向先导阀,和主阀芯&的弹+及主阀芯&的上端面上。当从#口流出的油压力!’小于先’&上液以最小压降从#口流出，这时减压阀处于非工作状态。当出口压力!’大于先-++-&上下两端的压力不&处于某一平衡位置上，阀口保持一定的开度。若由于某种原因使进口压力!&’·,&!!"#图#!% 移动时的摩擦力和稳态液动力，如果减压阀出口压力为!!，先导阀调整压力为!.!!!"/0!.!"/1式 "!!0!.! （!$)-"/力!!为基本恒定的数值。3·+!$%所示为内控顺序阀的结构，与溢流阀不同的是顺序阀的主阀芯和先导阀!#$%&$用在滑阀’#进入主阀芯!上端，并进入先导阀的中间环形部分。当压力油的压力低于先导阀的调整压力时，主阀芯!关闭，顺序阀不工作。一旦进油压力!!’推向右边，$的#!$流向出口。#!移动，顺"液。控制油力达到弹簧调整压力时，进出油口沟通。控制油力小于调整压力时，·%&!#$%压力继电器是一种液电信号转换元件，它可将系统的压力信号转变成电的信号，图 $&压力继电器结构及职能符’!"#"$&!相通，当压!*#’’两侧的钢球$和(!#!’!$的触头发出电’$(!*)的作用下复位，电·+$的作用力，因而也就可以调节压下和松开微动系统中执行元件缺和定量马达的运动速度是靠调节进入执行元件中流量的多少来控制的。流量控制阀就是在一定的压差下依靠改变通流截面的大小来改变液阻，图 & #*$+!!式 +!——流量指数，细长孔**$*$#。·!"!"限制值（#$的流量小稳定流量。不同形&’&所示，调速阀是由定差式减压阀和节流阀串联而成的。定差式减压阀的上下两腔分别与节流阀的出、进口沟通。压力为!#的油液进入调速阀的，经减压后压力为!’，通过节流阀又降至!!进入执行元件与外负载相适应，使节流阀两端的力为!’的油液经通道#流至减压阀阀芯的下端，!!经通道$流至减压阀阀芯的上端。由于!!是!’经过减压后得到的，所以减压阀芯上作用着（!’&!!向上的力。当（!’&!!与减压阀弹簧预紧力决定的压力相等时，减压阀阀芯处在某一位置上，保持（!’&!!为恒定值。当系统中外负载增加时，!!也随之增大，此时减压阀阀芯上部的作用力!相等，因而又使（!’&!!为恒定值。同理，当外负载减小时，减压阀芯上部力!!减小，（!’&!!为恒定值。由此可以知道，节流阀在调定通流截面时，通过阀口的流量不会随负载%的变化而变化。但调速阀正常工作时，要求调速阀两端的压差要大于$"+,$"(-以保持调速阀内减压阀处于工作状态。调速阀的流量特性曲线见图&&·10#!"#"$#!#$#一路经溢流阀的溢流口流回油箱。溢流阀阀芯大端的弹簧腔"与节流阀的出口（!##与小端部$腔接通进油口油液!!。当作用在溢流阀芯上的压差（ #·’’!!增加时（即负载加大时"下移，溢流口减小，液阻加大，使泵提供的压力!#增加。若溢流阀上腔弹簧较软，则可使溢流阀阀芯上的压差（!#$!!!腔的压力也减小，!相应减小，使溢流阀阀芯处在一新的平衡状态下，保持（!$!为恒定值。由于溢流阀阀芯上的压差（!#$!!就是节流阀阀口前后的压差，所以在节流阀通流速阀是在保持泵供油压力基本不变的情况下工作，此压力要满足系统的最大载荷，因此溢流节流阀中流过的流量是泵的全流量，阀芯运动时的阻力较大，因此溢流阀上的弹簧多例例阀。磁铁取代普通阀的手调装置或普通电磁铁发展起来的。这里主要介绍后一类比例阀，图#$!$&"所示为电液比例溢流阀的结构示意图。它由普通先导式溢流阀和比例电磁铁组成。其工作原理与先导式溢流阀一样，但先簧的预压缩量由电磁铁产生的电磁·(’!#$%图!"#"$’所示为电液比例调速阀结构示意图。电液比例调速阀由调速阀与比例电!#$’ 图!"#"$$为逻辑阀的基本结构。逻辑阀只有!口和"口两个油口，另有一个控制油口#口。当三个油口通压力油时，压力油分别作用在锥阀的三个控制面!(")!*上。其中!(面总是处在!口压力油的作用下，!)总是处于"口压力油的作用下。若忽略锥$+,%*!*-%)!),%(! （#"式中·10!#$$!&以及工作压力!’和!(的大小及")的大小有关。当锥阀开启时，油流视!’与!(的大小而决定其流向。当!’*!(时，油液从#口流向$!*!$#口。当锥阀关闭时，#$口不通。$$#%!*!时锥阀关闭，#与$!’+!(!($#，此时的逻辑阀即第四节辅助元动以及提高系统其他工作指标来看，它们却是系统不可缺少的重要组成部分。实践证·-,泄漏是系统经常出现的问题之一。泄漏不仅会降低容积效率，而且会影响系统的!"两大类。而根据密封件的材料、安装方式和结构等密封件还可进一步细分。密封件的见表!#$#%和表!#$#&。$材料非金半金金属液态$&接触式密封（唇形’()$理（如’形密封圈较多地依赖于对密封件的初始压紧力作用于偶合面起密封作用；（如唇形密封圈·+!!"（$（%’形密封圈的截面为圆形。’形密封圈一般用耐油橡胶（如丁橡胶、聚氨脂橡胶’#*$*&+’形圈装入密封槽后，其截面受到一定的压缩变形。在无液体压力时，靠’形圈的弹性对接触面产生预接触压力,-来实现初始密封（图#*$*&+.力的作用下，’!，故仍能保持良好的密封作用（*$*&0。#$&+’·1$手册给出的数据进行确定。无论静密封还是动密封，当压力较高时，!形圈就会被挤入配合间隙中而损坏，为此需在!形圈低压侧或两侧增加一个挡圈，挡圈用较硬的聚四氟乙烯制成（$#%&）$(时要用挡圈，这样密封压力最高可达&+()*。用于动密封时，当压力大于+(时也要装挡圈，此时密封压力最高可$(。"$&!~"$+/温度范围内工作，因而是系统中应用最广泛的一种密封装置。但与唇形密封11’234。0$50形，属唇形密封圈，它一般是用耐油的丁用也很普遍。0形圈主要用于往复运动的密封。根据截面长宽比例的不同，0$60"$%50"$60*—0形圈的密封作用；,—带支承环的0·5’!形圈的密封作用是依赖于它的唇边对偶合面的紧密接触，并在压力油作用下产生较形圈在磨损后有一定的自动补偿能力，故具有较好的密封性能。$&所示。!形圈一般适用于工作压力不大于()#"((/、使用速度不大于(0123的场合。窄断面!"#$#4(!形圈的改型产品。其截面的长宽比$!形圈和不等高唇!形圈两种。后者"$4($)的条06"$4"6·87!形圈的截面为!"#$#%"所示。!形密封装置是由压环、!形圈和支承"&!形圈的数量，提高密封效果。安装时，!形，，*形密封装置的摩擦阻力及结构尺寸较大。它主要用于活塞及活塞杆的往复运动密封。它适宜在工作压力不大于+&’(#,&-./&0的条件下工作。1%$)%$2"$$的油膜。油封的工作温度比工作介质温度一般高$&-&，所以一般采用橡胶和丙烯酸酯橡胶。油封的工作压力过&1+’。油封安装时，一定要使唇端朝着被密蓄能器是系统中用以和释放液体压力能的装置。它可多余的压力油，并。 ·/+!"!$%&$这是一种式蓄能器。它利用活塞使气体与油液（见图!#$#%&+，以减少气气囊式蓄能器也是一种式蓄能器，其结构见图!#$#%&,。壳体)为两端成球形的圆柱体，壳体内有一个用耐油橡胶制成的气囊%。气囊出口上设有充气阀(，充气阀只在·-%（!）作辅助动力源。这是蓄能器最常见的用途，常用于系统短时间需要大量压力油"补偿泄漏和维持系统压力。蓄能器常用于系统的保压回路中。当实现保压小（#）吸收冲击压力或泵的脉动压力。对于由缸的突然停止或换向、换向阀的突然关闭或换向以及泵的突然开启或停止所引起的冲击，可采用蓄能器来加以吸!"%&·(’!"!&蓄能器和释放的压力油容量和气囊中气体体积的变化量相等，而气体状态的变化!&#!#"#

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（&’!# !#式 %!·++!$!!(吸收冲击时的容量计一般按经验计算吸收最大冲击压力"!时所需的蓄能器最小容量，即)&))’$"!)&)*’%+ #) "+ （(+ 式 #)—蓄能器容量,,.!.本式只适用于在数值上&2)&’,3&吸收泵脉动压力时的容量计算一般采用以下经验进行计算：#4式 #—泵每转排量,-

#)&* （(+%## ))/)!（’流。蓄能器与管路系统之间应设置截止阀。当系统的压力低于蓄能器的充气压力时，应关·98（!有"!#以上是由于油液污染造成的。油液中的污使系。!的公称尺寸（单位为!）表示。粒度越小，精度越高。精度分粗（$&%（%!%!（包括普通、精和特精三级的符号如图$()(*!所示。不同的系统有不同的过滤$()(*。$)*!表$()( 各种系统的过滤精度要.&’)01$2’4%)!’$’%范围内，因而工作中首先是这个尺寸范围的污染颗粒进·5&!"#$!)!*’*++!上包着一层或两层铜丝网’。过滤精度由网孔大小和层数决定，有&$!&$和!,$!’++’)图!*’*+-所示为线隙式滤油器。它用铜线或铝线密绕在筒形芯架!的外部组成滤芯，并装在壳体( （用于吸油管的滤油器则无壳体。油液经线间缝隙和芯架槽!& ·.!!#$%!"$(#&为折叠成的星状滤纸，里层)由金属丝网与滤纸折叠组成。这样就提高了滤芯强度，延长了。纸质滤油器的过滤精度高（*&-（&(./0下工作，结构紧凑，通!#$(·1#纸质滤油器的滤芯能承受的压力差较小（#$%&’，为了保证滤油器能正常工作，不致因杂质逐渐聚积在滤芯上引起压差增大而压破纸芯，滤油器顶部装有堵塞状态发讯装置(。*+,所示。滤芯上下游的压差!(!**$的推力相平衡。当滤芯逐渐堵塞时，压差加大，以至推动活塞*和永久磁铁-右移，感簧管+受磁铁作用吸合，接通电路，器.发出堵塞信(*+,-"图()*).!不同粒度的粉末烧结成不同厚度的滤芯，可以获得不同的过滤精度（(!0(!!1之间。烧(*.!·,#!"复式滤油器即上述几类滤油器的组合。例如图$%&%’(所示的滤芯中间再套入一组磁环即成为磁性烧结式滤油器。复式滤油器性能更为完善，一般设有多种结构原理的堵时，坏。+央拉杆,上装有许多磁环和尼龙隔套’!和)以及粘接于其$&’$ ·-.（!安装在泵的吸油口处。这种安装位置主要用来保护泵不致吸入较大的机械杂质。视泵的要求可用粗的或普通精度的滤油器。为了不影响泵的吸油性能，防止发生现象，滤油器的过滤能力应为泵流量的两倍以上，压力损失不得超过"#"!$"&’（*安装在泵的出油。这种安装位置主要是用来滤除可能侵入阀类元件的污染物。一般采用!"$!+过滤精度的精滤油器。它应能承受油的工作压力和冲击"’（%）安装在系统的回油管。这种安装位置可滤去油液流入油箱以前的污染物，为泵可能过大。为此可在只有泵流量*"-$%"-左右的支安装一小规格的滤油器，对油（&安装在系统外的过滤回。大型系统可专设一泵和滤油器来滤除油液对工作稳定性与噪声有严格要求处（空气混入油液是工作不稳定和产生噪声的重要原因。!#·&!!"# （#$式中&；"("值的选取：低压系统为#+,()*中压系统为-+.()*中高压或高压大功率系统为%+/#(。 $$所示是一种开式油箱的结构（分离式/1/#等构成。箱体内有隔板.，将吸油区和回油区隔开。油箱的一侧装有注油口/和油位计/2。油箱顶部留有安装空气过滤器的通孔-和安装泵与电动机的盖板%。底部装有排放污油的3。/#.#油箱结构简图如图/$#$.2!#$%（!#+’,&--厚的钢板焊接而成。油箱措施局部加强。泵和电机直立安装时，振动一般比横放安装时要好。（##.%。吸油管离油箱底面的距离应不小于管径的#%倍，以（%要采取措施保护箱内油液清洁。油箱上盖板与油箱四周都要严密密封，盖板上的需装空气滤清器。吸油管处最好装粗滤油器，它的额定通过流量应为泵流量的#倍以上。（&于和定距离。在箱底最低处安装放油阀或放油塞。油箱结构还应考虑能方便地拆装滤油器和·)$压系统的油液工作温度一般希望保持在!"#$"%范围内，最高不超过"%最低不低’(却效果较差。系统中采用得较多的是多管式水冷却器，其结构如图’)*)+,所示。油从右端上部油口!进入冷却器，经由左端上部油口"流出。冷却水从右端盖,的孔#进入，!’$*用来增’*+,冷却器一般应安装在回油路或在溢流阀的溢流管，图’)*)+$所示是其正确的安装位置。泵输出的压力油直接进入系统，已经发热的回油和溢流阀溢出的热油一起通过冷却器’进行冷却后，回到油箱。单向阀*是保护冷却器用的。当不需要进行·.-!#$%。!’!"#"$油表!"#" 油 特点和适用场合钢管而异（*+,）。有发展前途·..管道的内径!# #

（!

!#!式

（!$./管应小于1-./；& （,弯曲半径要足够大（见表,$!$(。管道悬伸较长时要适当设置管夹（也是标准件。,$!$(弯曲半径’（）·,))焊接式管接头如图!"#"$%&所示，它用在连接中。这种管接头结构简单，连接!#$%卡套式管接头如图!"#"$%-所示。它也用在连接中，利用卡套#卡住油管’进扩口式管接头如图!"#"$%.所示。这种管接头适用于铜管和薄壁，也可用来连接尼龙管和塑料管。它利用油管’管端的扩口在管套(的压紧下进行密封，结构简单，快换式管接头如图!"#"$%/所示。这种管接头能快速装拆，适用于经常装拆的地方。图中为油路接通时的情况，外套!,把钢球!!压入槽底使接头体%!#连接起来。单向阀阀芯*!’互相挤紧顶开使油路接通。当需拆开时，可用力把外套!,向左推，同时拉出接头体*!’分别在各自的弹簧$和!(%!#的阀底上，使两边管子内的油封闭在管中不致流·!,!第五节回回路是能实现某种规定功能的元件的组合。回路按功用可分为方向控的回路。各种方式的换向阀都可组成换向回路，只是性能和适用场合不同。这些回路遍及的系%对换向精度与平稳性有一定要求的系统，常采用液动阀或电液动阀。换向有特殊要求处，如磨床系统，需采用特别设计的组合阀，即箱。锁紧回路是使缸能在任意位置上停留，且停留后不会在外力作用下移动位置的回,（-型中位机能亦可液控单向阀不再双向导通，缸因两腔油液被封死便被锁紧。由于液控单向阀中的单向阀采用座阀式结构，密封性好，极少泄漏，故有锁之称。锁紧·(.*!#$$当换向阀的中位机能为%或&等型时，似乎无需液控单向阀也能使缸锁紧。其实由于换向阀存在较大的泄漏，锁紧功能较差，只能用于锁紧时间短且要求不高处。!’!"#"$(所示。!"#"!##!不起作用。缸退抵终点后，泵在!"#"即阀!的远控口被堵塞，故泵压由阀!调定为较高压力。当换向阀在右位工作时，缸左腔通油箱，压力为零，阀#相当于是阀!的调压阀，泵压被调定为较低压力。图!"#"$(*回路的优点是：阀#工作中仅通过少量泄油，故可选用小规格的调压阀·!,+!#$%注塑机、机在不同的工作阶段，系统需要不同的压力。图!"#"$’(所示为二级调压回路。在图示状态下，泵出口由溢流阀)调定为较高压力；阀#通电后，则由远$’*为采用电磁溢流阀的三级调压回路。图示!调定为最高压力（若采用+型中位机能的电磁阀，则此时泵卸荷，采用比例溢流阀的调压回路，改变比例溢流阀的输入电流，泵便获得无级调压或多级调压。此回路的调压过程平缓无冲击，而且在工作过程中随时可以调节压力。!#$’·!.-（!换向阀卸荷回路。"#和$型中位机能的三位换向阀处于中位时，泵即卸荷，%&%&%’(*所示为利用二位二通阀旁路卸荷。二法均较简单，但.&中的换向阀改为装有换向时间调节器的电液换向阀，则可用于流量较大的系统，卸荷效果将是很好的（注意：此时泵的出口或换向阀回油口应设置背压阀，以便系统能图!& （&电磁溢流阀卸荷回路。流量较大时采用先导式溢流阀实现卸荷的方法性能较好。（图!%&%（泄油单独通油箱（泄油由阀内接通溢流阀的回油腔。图!%&%’!（。图 & ·!(2!#$#系统在工作过程中（例如机床工进或机保压了一定的能量，使油())位使泵卸荷；同时缸上腔的高压油通过节流阀卸压，卸压的速度由节流阀调节。卸压后，!#$,$所示回路能使卸压和换向自动完成。工作行程结束后，换向阀先切换至中位使泵卸荷，同时使缸上腔通过节流阀卸压。当压力降至压力继电器调定的压力时，微!"#",&所示为溢流阀卸压回路。工作行程结束后，换向阀先切换至中位使泵卸·!/.!"!#$#%&(所示回路的工作原理与$&类同，工件被压紧后，系统压力升高到某一调定值时，便打开顺序阀使液动二!$%&$"!#$#%)所示的回路中，*&用来给夹紧缸保压并补偿泄漏。压力继电器)的作用是在夹紧缸压力达到预定值时发出电讯号，!"!·!-,&的左端推动增压活塞右$%()$%(!*理，左端小油腔输出的高压油通过单向阀#输出。这样，增压缸的活塞·$+(!#$%!&’#$$所示为用于工件夹紧的减压回路。通常减压阀后要设单向阀，以防#!#$$!()*-()*，否则减压阀不能正常工作。当减·!+.为了防止立式缸及其工作部件在悬空停止期间因自重而自行下滑，或在下行运动图!"#"$%&所示为采用单向顺序阀的平衡回路。顺序阀的开启压力要足以支承运#$%’所示。下行时控制压力油打开顺序阀，背压置准确或停留时间较长的系统，应采用图!"#"$%(所示的液控单向阀平衡回路。在!#$%态时速度要能由快速运动稳定地转换为工进速度（速度换接回路速度应能泵的流量有所增加（增速回路。机械设备，特别是机床，对调速性能有较高"·!!-是改变流量!（用流量阀或用变量泵和使用排量"可变的变量马达。据此调速回路有!"和旁路节流调速回路三种。在执行元件的进油串接一个流量阀即构成进油节流调速回路。图!#$#%&’所示为采用节流阀的缸进油节流调速回路。泵的供油压力由溢流阀调定，调节节流阀的!$%&#!$(%)#$式中!$ #!(%$$#(#*##!(#*–$

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&!!""##$–% （&%&" 式&%’(即为本回路的速度负载特性方程。由该式可见，缸速度&与节流阀通##可实现无级调速，这种回路的调速范围较大（’"&*+,&&%!%&%(/0所示。速度负载特性曲线表明速度随负载变化的律，坐标轴上的一点，该点对应的%值即为最大负载。这说明最大承载能力%与速度调节%%"$$ （&%$$$$$"("%&"%

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（$%!,-功率系统在执行元件的回油串接一个流量阀，即构成回油节流调速回路。图"%$%1"所示为采用节流阀的缸回油节流调速回路。用节流阀调节缸的回油流量，也就控制了进"$1"%!节调路节流使缸回形一定压因而受定的负"·"".%$&所示为采用节流阀的旁路节流调速回路。节流阀调节了泵溢回油箱的流量，从而控制""#*#"$#+%的推导步骤，可得本回路的速度负载方程。特殊点主要是进入缸的流量$"为泵的流量$)与节流阀溢走的流量$,之差，而且泵流量中应计入泵的泄漏流量!$

$"*$)#$,*（$-)#$）#$*（$-)#%"!)）#&##* –%"#&#"- " ,式 –%"# " "

,# ’*# $#,$%$示。·""0!#$#!!"#"$#%中的三条曲线在横坐标轴上并不汇交，最大承载能"较高。+’,。旁路调速回路则因泵的泄漏，性能虽差一些，但$$#%。·!!/容积调速回路按所用执行元件的不同分为泵!缸式和泵!!"!#!$%&所示，该回路为开式油路，但也可采用闭式油路。改变变量泵"的排量即可调节活塞速度。#为安全阀，回路最大压力由它限定。’为背压阀。单向阀%用来防止系统停机时油液经泵倒流入油箱和空气进入系统。活塞速度为：图"#$%泵缸式容积调速回路",–#"$!* %

（#!-式中各物理量代号的意义同前。根据上式选取不同的"+,值作图，可得一组平行曲线·""’载特性较软和低速承载能力较差的问题。令式!"#$为零，可得其!%&下的最大负载!"泵"""变量马达式和变量泵变量马达式。下面分别但简要允绍：!变量泵所示，此回路采用了闭式油路。/为安全阀；,!0输出的流量全.。,!-.1*!&+&1&1为定值，故调节变量泵的流量!&即可对马达的转速%1进行调节。最大转矩’是不变的。因此，本回路的调速方式又称为恒转矩调速。回路的输出特性见图,!-.2。#定量泵"变量马达式容积调速回路。图,"!"01*!&&1!&&1，便可对自身的转速%1进行调节。*(&&1+"*(&!&+"%1)*(&&11*(&!&0的调(&’1成反比关系变化，而输出的最大功率 02·,,#!#$%定量泵’—定量泵；%—安全阀；(—变!"!变量泵"变量马达式容积调速回路。图!"#"$(*向变量马达的容积调速回路。变量泵!正向或反向供油，马达即正向或反向旋转。单向阀(+’,$&在两个方向都能起过载保!#$(’—辅助泵；%—溢流阀；$—（#值可达了达排量)固定在最大值上（相当于定量马达，自小到大调节泵的排量/·!!+%&’()总流量中所占的增加，问题就更突出。在低速稳定性要求高的机床进给系统中常采用图#$#%*+"为限压式变量泵，&为背压阀。调速阀$亦可放在回油，但对单杆缸，为获得更低的稳定速度，应放在进油。空载-换向，调速阀再被短接，缸快退。下面对工进时的联合调速原理加以说明。"$%*"0"时，泵的出口压·""%和缸的流量匹配。图!"#"$%&示出了这种回路的调速特性。图中曲线!是限压式变量泵的流量"压力特性曲线，曲线"是回路工作中调速阀在某一开口#’（对应流量为$!下通过流量与两端压差的关系曲线，二曲线的交点%即为回路的工作点。调节调速阀的开口量#’，%点的位置随即变换。但当#’与泵的工作曲线调定后，%点即为一固定&为一定值，故称其为定压式容积节流调速回&!因负载减小而下降为较小值，图!)本回路多用于机床进给系统。在实际使用中，需合理调整限压式变量泵的特性曲（线段#’能满足快进要外变量曲（线段’(的位置能保证&值大于调速阀两端的最小压差&,""%&)&,况。!#$-·!#.道连通左缸和右缸有杆腔。右缸的无杆腔则通过管道与节流阀出口端相连。在图示状入!"和#各点等$%流阀控制着进入缸的流量&!，并使泵的流量&"自动与之相匹配。例如，一开始&"&’"$的阻力推动定子右移，定子%减小，&"&$&!&"%此回路使用的是节流阀，但具有与调速阀一样的性能，&&!便基本稳定不变，不受负载变化的影响。这是因为回路的组成使节流阀两端压差’基本不变。这可由定子水平方向的受力平衡方程式予以证明，即’"!!’"!()!!）$’!!(’’$’")’!$!&为定值，不受负载变化的影响，且有补偿泄漏的功能，故速’"也随负载发生相应的变化，故称之为变压式容积种常用的增速回路。在图所示的回路中，泵为大流量泵，泵为小流量泵，两泵并联。当主换向通电，双泵便同时向缸供油，缸获得大流量，作快进或0的外控油路压力达到或超过某一调定值时，大泵!即通过打开的卸荷阀0卸荷。这时单向阀1被高压封闭，缸只由小泵(供油，缸作慢速工进运动。回20的调定压力应比溢流阀2低，但快进时·!(!!#$$%*若用卸荷溢流阀来代替，管路连接会更加简便。#+缸差动连接增速回图!#!,,缸差动连接增速回·!##!#%在左位工作时，泵输出的压力油先进入工作面积小的柱塞缸内，"%""慢速转换为第二种慢速的速度换接等要求。实现这些功能的回路应该具有较高的速度换接平稳性。"#$$$$""所示的增速回路都可以使缸的运动由快速换接为慢速。下面再介绍一种用行程阀的快慢速换接·"%!图!"#"!$#所示的回路在图示状态下，缸快进，当活塞所连接的挡块压下行程转换为慢速工进。当换向阀#的左位接入回路时，压力油经单向阀’进入缸右腔，活!#!$#图$),!在左位或右!#!"才能进入缸内，便可实现第一次工进和第二次图!"#"!$%所示为二调速阀串联的两工进速度换接回路。当阀!在左位工作且阀)断开时，控制阀#的通或断，使油液经调速阀!或既经!又经"才能进入缸左·!#%!"图 ! !#$&!’（!$(所示状态下，!二缸的活塞#"右行，实现动作!。挡块压下行程阀$!右·!#(位，缸 !#!$%（!"#"$&"!#!$&图!"#"!$*中顺序阀&的调定值大于缸##"。缸#&进入缸左#$和!。显然回路的,·#&

+动作。可见该回路只适用于缸数目不多、负载变化不大的系统。其优点是动作灵敏，!#!$%!&带补偿措施的串联缸同步回!$中两缸串联，和腔面积相等，使进、出流量相等，两缸的升降便得到同步。而补偿措施使同步误差在每一次下行运动中都可消除。例如阀(在右位工作时，缸的活塞先运动到底，它就触动电气行程开关（图中未画通电，压力油进行等量的或成比例的流量分配（结构原理从略。图!"#"!$+中的阀#为等·!#%量出口分流阀。该阀使进入两缸的流量相等而同步。换向阀!换向后两缸即快退回原图!#!$%带补偿措施的串联缸同步回!#!$)*+(*（同步精度即多缸间最大位&$$，已足够一般设备的要求。回路使用一个普通调速阀!和一个比例调速阀"#·!#%!#!!$!#!!!!"#"!!!#供油，任一缸进+&#*(等处被*+断电，此时大泵进油路被切断，·!#-!图$%&%$$&所示防干扰回路的特点是快进时双泵供油，工进时大泵&即被，仅$’$&(#等电#泵供油继续快进（$*），二缸之间无干扰。若缸!又!"$$+则将小泵供油压力和缸的进油腔压力$&$$&·$’)第三章传动系统设计与计（或位移变化的曲线图。（!）工作负载!"。工作负载是缸承受负载的主要部分。不同的机器有不同的工（#导轨摩擦负载!。导轨摩擦负载是指缸驱动运动部件时所受的导轨摩擦可查阅有关手册。机常用的导轨是平导轨和%形导轨。当导轨水平放置时，摩擦负载!可按下式计算：平导 !&"#’ （)*%形导 式

&"#’!+,-!

（)*（)惯性负载!1。惯性负载是运动部件在启动加速或制动时的惯性力，加速时其!&$% （)*1·!)#式 (!表!"#" 摩擦系数 $+$%!’$%$+$%$.’$%$%$$.’$%$%$$#’$%$%（0（.密封负载$。密封负载是密封装置和运动部件之间产生的摩擦力，其值与密封装$$（&背压负载$6。背压负载是指缸回油腔背压所产生的阻力。在系统方案缸结构尚未确定之前，$6无法计算，所以在计算负载时暂不考虑背压负载。液压缸各主要工作阶段的总负载可以按下列计算： $3（$8$9:$1+"* （#" $3（$:$1+"* （#" $3（$:$;:$1"* （#" $3（$:$;"$9:$1+"* ·!###$##。表!"#" (!)*$)*#)*,工作压力"!0+*$0#0)*2020)*+0!0表!"#" 机床起重工作压力-)01*#*$*1*!)*$)*（一缸主要结构尺寸的确这里需要确定的主要结构尺寸是指缸的内径#和活塞杆的直径$，但对有低速运动要求的系统（如精镗机床的进给系统尚需对缸的有效工作面积进行验算，应保&6%!’式

（#"如果验算结果不能满足式#"1，则说明所设计的结构尺寸和方案达不到所需的低速，（二马达主要参数的确定 )—马达的负载转矩"

(7!)!4

（#"·!#2 "!!式 "

（$%当缸的主要尺寸$%和马达的排量!计算出来以后，都按各自的系列标准作了圆

&(’(&(&)(&)

(&&((*&

（$%（$%& （$%(&% (&% (&(*—分别为缸无杆腔和有杆腔有效面积；’—缸在各工作阶面的总负载；系统类型背压&.’12.系统类型背压&.’12.’341’3’341&3’321&3.461&*.·&$4 件的压力循环图组合在一起，成为系统的压力循环图。它表示一个循环内系统中压循环内系统所需流量的变化规律。系统工况图可以显示整个工作循环中的系统压力、流量和功率的最大值及分布#$%$#为某机床进给缸工况图。图#%#机床进给缸工况(#—快进时间；(&—工进时间；(%—快退时间·#%’第三节拟定系统原理系统原理图是表示系统的组成和工作原理的图。拟定系统原理图是设（!确定油路类型。一般具有较大空间可以放油箱不需要另设散热装置的系统，都采例垂直运动部件的系统要考虑平衡回路，有空载运行要求的系统要考虑卸荷回路，有（#）绘制系统原理图。将所需要的各个回路综合起来，构成一个完整的系统。第四节元件的计算和选（一计算泵的最高工作压力!$"$!"%!" （#&式 如果系统在执行元件停止工作时才出现最高工作压力，则!"!"·!#*()!!"*&’"+"+"#! （./式中##** ,)- 式 %—工作循环周期

#!$"+

（./泵的规格型号按上面所计算出的!"+值在产品样本中选取。但是为了使泵的工作安全可靠，要求泵有一定的压力储备量，即所选泵的额定压力应比’高出&+ ’!!+"+

（./+———泵的总效率，齿轮泵取"1"%"3"，叶片泵取"3"%"4"，柱塞泵取"#4"%"#4&。需的驱动功率，然后求平均值’’ ’(*6’(6⋯6’ （./ $ 75+#(*6($6⋯6(式 ’·*.4控制阀的规格按系统的最大压力和通过该阀的实际流量从产品样本中选择。!"#油管的规格尺寸大多由它所连接的元件接口处的尺寸决定，对重要的管道还要验第五节验算系统的技术性流经过阀类元件的局部压力损失"$。得出管路总压力损失为：!"!!"!" （’(但是当系统的管道没有正式布置确定之前，管道的!"!和!"仍无法计算。所以在系统方案初步确定之后，通常用阀类元件的局部损失!"$对管路的压力损失进行概略!"!"!·)’*产生热变形，从而影响机器的正常工作，所以油的!必须控制在允许的范围内。例如，一般粗加工机械、工程机械等的!$%&；普通机床的!#!%&!"&"(")* （!*"’ )!"!式 !—工作循环周期

"- （!*$部分热量要通过油箱散发，所以要计算油箱单位时间所能散发的热量..(&! （!*3&当自然冷却通风良好时，&()"2)%*!+,3 时，&(’!2)%*!+,3/’·&用循环水冷却时，&(（))%#)4%）2,3/’当系统的散热量等于发热量时，即"("时，系统处于热平衡状态，系统的温!

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（!*当按式!*’!算出的 ·)$%（!系统原理图。系统原理图中应附有元件明细表，注明各种元件的规格、（"系统装配图。系统装配图包括油箱装配图、泵装配图、集成油路装配 第七节系统设计计算举设计一台钻镗两用组合机床系统，工作要求是加工#个!$%%的孔。具体设$&%)（’’,&%(-"’.!"’%%(%)（’+.’+"%(最大行程为$’’%%!#’’%%!#01力为"&01!2’+’&"-2’+"擦系数"32’+!。计算缸在工作过程各阶段的负载。·!$!!!（ #!!!（ ’#&

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