液压系统性能验算

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、液压元件及联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、容积损失及系统效率，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，或采取其他必要的措施。
    5.1 液压系统压力损失
    压力损失包括管路的沿程损失△p1，管路的局部压力损失△p2和阀类元件的局部损失△p3，总的压力损失为
△p=△p1+△p2+△p3          （32）
             （33）
                （34）
    式中 l——管道的长度（m）；
         d——管道内径（m）；
        υ——液流平均速度（m/s）；
        ρ——液压油密度（kg/m3）；
        λ——沿程阻力系数；
        ζ——局部阻力系数。
    λ、ζ的具体值可参考第2章有关内容。

    式中  Qn——阀的额定流量（m3/s）；
           Q——通过阀的实际流量（m3/s）；
        △pn——阀的额定压力损失（Pa）（可从产品样本中查到）。
    对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的△p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
pT≥p1+△p                     （36）
    式中 pT——液压泵的工作压力或支路的调整压力。
    5.2 液压系统的发热温升计算
    5.2.1 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 Tt——工作循环周期（s）；
         z——投入工作液压泵的台数；
       Pri——液压泵的输入功率（W）；
      ηPi——各台液压泵的总效率；
        ti——第i台泵工作时间（s）。
    （2）液压执行元件的功率损失

    式中 M——液压执行元件的数量；
       Prj——液压执行元件的输入功率（W）；
       ηj——液压执行元件的效率；
        tj——第j个执行元件工作时间（s）。
    （3）溢流阀的功率损失
                     （39）
    式中 py——溢流阀的调整压力（Pa）；
         Qy——经溢流阀流回油箱的流量（m3/s）。
    （4）油液流经阀或管路的功率损失
Ph4=△pQ                       （40）
    式中 △p——通过阀或管路的压力损失（Pa）；
           Q——通过阀或管路的流量（m3/s）。
    由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率
Phr=Ph1+ Ph2+ Ph3+Ph4           （41）
    式（41）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，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率
Phr=Pr-Pc                      （42）
    式中Pr是液压系统的总输入功率，PC是输出的有效功率。


    其中 Tt——工作周期（s）；
    z、n、m——分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；
pi、Qi、ηPi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率；
          ti——第i台泵工作时间（s）；
TWj、ωj、tj——液压马达的外载转矩、转速、工作时间（N•m、rad/s、s）；
     FWi、si——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N•m）。
    5.2.2 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，而且用式（41）计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。
Phc=（K1A1+K2A2）△T            （45）
    式中 K1——油箱散热系数，见表12；
         K2——管路散热系数，见表13；
     A1、A2——分别为油箱、管道的散热面积（m2）；
        △T——油温与环境温度之差（℃）。
表12  油箱散热系数K1     （W/（m2•℃））
冷却条件    K1
通风条件很差    8～9
通风条件良好    15～17
用风扇冷却    23
循环水强制冷却    110～170
表13 管道散热系数K2      （W/（m2•℃））
风速/m•s-1    管道外径/m
    0.01    0.05    0.1
0    8    6    5
1    25    14    10
5    69    40    23
    若系统达到热平衡，则Phr=Phc，油温不再升高，此时，最大温差

    环境温度为T0，则油温T=T0+△T。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14），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。冷却器的散热面积
表14 各种机械允许油温（℃）
液压设备类型    正常工作温度    最高允许温度
数控机床    30～50    55～70
一般机床    30～55    55～70
机车车辆    40～60    70～80
船舶    30～60    80～90
冶金机械、液压机    40～70    60～90
工程机械、矿山机械    50～80    70～90

    式中 K——冷却器的散热系数，见本篇第8章液压辅助元件有关散热器的散热系数；
      △tm——平均温升（℃），

     T1、T2——液压油入口和出口温度；
     t1、t2——冷却水或风的入口和出口温度。
    5.2.3 根据散热要求计算油箱容量
    式（46）是在初步确定油箱容积的情况下，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。
    由式（46）可得油箱的散热面积为

    如不考虑管路的散热，式（48）可简化为

    油箱主要设计参数如图3所示。一般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，图示油箱的有效容积和散热面积分别为

图3  油箱结构尺寸
V=0.8αbh                   （50）
A1=1.6h（α+b）+1.5αb      （51）
    若A1求出，再根据结构要求确定α、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。
    5.3 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
                   （52）
    间接冲击（即t＞τ）时，管道内压力增大值

    式中 ρ——液体密度（kg/m3）；
         △υ——关闭或开启液流通道前后管道内流速之差（m/s）；
         t——关闭或打开液流通道的时间（s）；
τ=     
——管道长度为l时，冲击波往返所需的时间（s）；
          ——管道内液流中冲击波的传播速度（m/s）。
    若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度

    式中 E0——液压油的体积弹性模量（Pa），其推荐值为E0=700MPa；
      δ、d——管道的壁厚和内径（m）；
          E——管道材料的弹性模量（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  ——液流第i段管道的长度（m）；
         Ai——第i段管道的截面积（m2）；
          A——液压缸活塞面积（m2）；
          M——与活塞连动的运动部件质量（kg）；
       △υ——液压缸的速度变化量（m/s）；
          t——液压缸速度变化△υ所需时间（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件管道的强度及阀件的承压能力，如不满足，要重新调整。

能否提出相关的经验值？