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液壓油管內流速計算公式(怎么計算液壓油路的壓力)
Instagram刷粉絲, Ins買粉絲自助下單平台, Ins買贊網站可微信支付寶付款2024-06-28 09:34:50【】0人已围观
简介請教大神們:液壓系統中高壓油管的流量的計算公式?項目公式符號意義液壓缸面積(cm2)A=πD2/4D:液壓缸有效活塞直徑(cm)液壓缸速度(m/min)V=Q/AQ:流量(l/min)液壓缸需要的流量
請教大神們:液壓系統中高壓油管的流量的計算公式?
項 目
公 式
符 號 意 義
液壓缸面積(cm2)
A =πD2/4
D:液壓缸有效活塞直徑 (cm)
液壓缸速度 (m/min)
V = Q / A
Q:流量 (l / min)
液壓缸需要的流量(l/min)
Q=V×A/10=A×S/10t
V:速度 (m/min)
S:液壓缸行程 (m)
t:時間(min)
液壓缸出力(kgf)
F = p × A
F = (p × A)-(p×A)
(有背壓存在時)
p:壓力(kgf /cm2)
泵或馬達流量(l/min)
Q = q × n / 1000
q:泵或馬達的幾何排量(cc/rev)
n:轉速(rpm)
泵或馬達轉速(rpm)
n = Q / q ×1000
Q:流量 (l / min)
泵或馬達扭矩(N.m)
T = q × p / 20π
液壓所需功率 (kw)
P = Q × p / 612
管內流速(m/s)
v = Q ×21.22 / d2
d:管內徑(mm)
管內壓力降(kgf/cm2)
△P=0.000698×USLQ/d4
U:油的黏度(cst)
S:油的比重
L:管的長度(m)
Q:流量(l/min)
d:管的內徑(cm)
求液壓系統中管徑計算公式,如何確定管子內徑???
管內徑公式:d^2=q/(v*0.7854)。d為管子內徑;q為管內通過的最大流量;v為允許流速。(需查壓油管2-6m/s、吸油管0.6~1.2m/s、回油管1.5-2m/s等管路的推薦允許流速表)。
總壓力=表壓力*受壓面積(如活塞面積)。
運動部件速度=流量/通流截面積時間=行程/運動速度(如要求提供生產率)。
油箱容量的計算:與連續工作時間、工作壓力、冷卻措施、油泵類型都有關,也要計算。沒現成公式。電機功率、轉速的計算要根據液壓的功率。
液壓系統中液壓泵的額定壓力位6.3mpa,輸出流量為40l/min,怎么確定油管規格
管路規格確實很重要,和壓力關系不大,壓力決定管路壁厚。
1.吸油管路流速。<1m/s.
那么吸油管子的規格d>4.63根號流量/流速
這里d——mm,流量L/min;流速m/s
計算結果,吸油管路直徑d>29mm。那么你要往標準上靠。吸油路為32通徑,管子外徑為42,管子接頭M48X2,當然也可以用法蘭連接。
2.壓力管路。3-6m/s
那么同樣根據計算公式,可得出壓力管子直徑在12~16,往標準靠。壓力管路為15通徑,管子外徑22,管子接頭M27X2。
3.回油管路.1~3m/s
同樣根據公式計算,回油管路在17~29mm,往標準上靠的話,可以選20通徑或者25通徑,如果安裝空間允許當然選大的好,25通徑的管子外徑為34,接頭螺紋M42X2
如果選20通徑的話,管子外徑28,螺紋M33X2
以上說的都是國標,你也可以往美標等上靠,基本上差不多。
注意,硬管一般都是用外徑來衡量尺寸,軟管一般用內徑即通徑尺寸來衡量。
液壓站的準確計算公式
2.3 計算液壓缸的主要結構尺寸和液壓馬達的排量
計算液壓缸的主要結構尺寸
主要應用公式F=P*πD2,分析油缸受力、壓力和缸徑之間的關系。
如果液壓缸的安裝尺寸受到限制,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的工作壓力。
液壓缸的直徑D和活塞桿直徑d的計算值要按國際規定的液壓缸的油管標準進行圓整。
2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量
qv=Av
A -- 液壓缸有效作用面積(m2)
v -- 活塞與缸體的相對速度(m/s)
qv=Vnm
Vn-- 液壓馬達排量(m3/r)
nm-- 液壓馬達的轉速(r/s)
液壓元件的選擇與專用件設計
4.1 液壓泵的選擇
1)確定液壓泵的最大工作壓力pp
pp≥p1+Σ△p (21)
式中 p1——液壓缸或液壓馬達最大工作壓力;
Σ△p——從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。 Σ△p的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行,初算時可按經驗數據選取:管路簡單、流速不大的,取Σ△p=(0.2~0.5)MPa;管路復雜, 進口有調閥的,取Σ△p=(0.5~1.5)MPa。
2)確定液壓泵的流量QP 多液壓缸或液壓馬達同時工作時,液壓泵的輸出流量應為
QP≥K(ΣQmax) (22)
式中 K——系統泄漏系數,一般取K=1.1~1.3;
ΣQmax——同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量,可從(Q-t)圖上查得。對于在工作過程中用節流調速的系統,還須加上溢流閥的最小溢流量,一般取0.5×10-4m3/s。
系統使用蓄能器作輔助動力源時
式中 K——系統泄漏系數,一般取K=1.2;
Tt——液壓設備工作周期(s);
Vi——每一個液壓缸或液壓馬達在工作周期中的總耗油量(m3);
z——液壓缸或液壓馬達的個數。
3)選擇液壓泵的規格 根據以上求得的pp和Qp值,按系統中擬定的液壓泵的形式,從產品樣本或本手冊中選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備,所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%~60%。
4)確定液壓泵的驅動功率 在工作循環中,如果液壓泵的壓力和流量比較恒定,即(p-t)、(Q-t)圖變化較平緩,則
式中 pp——液壓泵的最大工作壓力(Pa);
QP——液壓泵的流量(m3/s);
ηP——液壓泵的總效率,參考表9選擇。
表9液壓泵的總效率
液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵
總效率 0.6~0.7 0.65~0.80 0.60~0.75 0.80~0.85
限壓式變量葉片泵的驅動功率,可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計算。一般情況下,可取pP=0.8pPmax,QP=Qn,則
式中 ——液壓泵的最大工作壓力(Pa);
——液壓泵的額定流量(m3/s)。
在工作循環中,如果液壓泵的流量和壓力變化較大,即(Q-t),(p-t)曲線起伏變化較大,則須分別計算出各個動作階段內所需功率,驅動功率取其平均功率
式中 t1、t2、…tn——一個循環中每一動作階段內所需的時間(s);
P1、P2、…Pn——一個循環中每一動作階段內所需的功率(W)。
按平均功率選出電動機功率后,還要驗算一下每一階段內電動機超載量是否都在允許范圍內。電動機允許的短時間超載量一般為25%。
4.2 液壓閥的選擇
1)閥的規格,根據系統的工作壓力和實際通過該閥的最大流量,選擇有定型產品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選取;選擇節流閥和調速閥時,要考慮最小穩定流量應滿足執行機構最低穩定速度的要求。
控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些,必要時也允許有20%以內的短時間過流量。
2)閥的型式,按安裝和操作方式選擇。
4.3 蓄能器的選擇
根據蓄能器在液壓系統中的功用,確定其類型和主要參數。
1)液壓執行元件短時間快速運動,由蓄能器來補充供油,其有效工作容積為
式中 A——液壓缸有效作用面積(m2);
l——液壓缸行程(m);
K——油液損失系數,一般取K=1.2;
QP——液壓泵流量(m3/s);
t——動作時間(s)
2)作應急能源,其有效工作容積為:
式中 ——要求應急動作液壓缸總的工作容積(m3)。
有效工作容積算出后,根據第8章中有關蓄能器的相應計算公式,求出蓄能器的容積,再根據其他性能要求,即可確定所需蓄能器。
4.4 管道尺寸的確定
(1)管道內徑計算
式中 Q——通過管道內的流量(m3/s);
υ——管內允許流速(m/s),見表10。
計算出內徑d后,按標準系列選取相應的管子。
(2)管道壁厚δ的計算
表10 允許流速推薦值
管道 推薦流速/(m/s)
液壓泵吸油管道 0.5~1.5,一般常取1以下
液壓系統壓油管道 3~6,壓力高,管道短,粘度小取大值
液壓系統回油管道 1.5~2.6
式中 p——管道內最高工作壓力(Pa);
d——管道內徑(m);
[σ]——管道材料的許用應力(Pa),[σ]=
σb——管道材料的抗拉強度(Pa);
n——安全系數,對鋼管來說,p<7MPa時,取n=8;p<17.5MPa時,取n=6;p>17.5MPa時,取n=4。
4.5 油箱容量的確定
初始設計時,先按經驗公式(31)確定油箱的容量,待系統確定后,再按散熱的要求進行校核。
油箱容量的經驗公式為
V=αQV (31)
式中 QV——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積(m3);
α——經驗系數,見表11。
表11 經驗系數α
系統類型 行走機械 低壓系統 中壓系統 鍛壓機械 冶金機械
α 1~2 2~4 5~7 6~12 10
一個液壓問題:長150m,內徑70mm的油管沿程壓力損失怎么計算?
可以用P1=rLpv/d2這個公式
P1沿程阻力損失(Pa);
r沿程阻力系數;
L沿程長度(m);
d2管直徑的平方(m);
p流體密度(kg/m3);
v管內平均流速(m/s);
粗算把油密度取成0.8沿程阻力系數
流體流動中為克服摩擦阻力而損耗的能量稱為沿程損失。此阻力主要是流體與管壁及流體本身的內部摩擦組成。沿程阻力損失與長度、粗糙度及流速的平方成正比,而與管徑成反比,通常采用達西一維斯巴赫公式計算:
沿程損失(friction loss)是發生于均勻流和漸變流段、由壁面摩擦阻力產生的水頭損失,與流段長度成正比,更具體地說,由于壁面阻力而使斷面流速分布不均勻,產生流體的剪切變形,在切應力作用下使流體機械能被損耗。
怎么計算液壓油路的壓力
§9
2 液壓系統設計計算舉例 題目:設計一臥式單面多軸鉆鏜組合機床動力滑臺液壓系統
要求:動力滑臺的工作循環是:快進-工進-快退-停止
液壓系統的主參數與性能要求如下:采用水平放置的平導軌,動力滑臺可隨時在任意位置停止
技術參數如下:靜摩擦系數;動摩擦系數;工進速度;移動部件總重10000N;快進、快退速度;切削力;工進行程;快進行程;加、減速時間
設計:一、工況分析 1、運動分析根據設計要求,本例的運動循環圖如圖9
2-1所示,其中圖9
2-1(a)為工作循環圖,圖9
2-1(b)為速度循環圖
2、負載分析因導軌為水平放置,若不考慮切削力引起的傾覆力矩對導軌摩擦力的影響,需要考慮的機構負載為:靜摩擦力:動摩擦力:慣性力:取液壓缸的機械效率,可以計算出液壓缸在工作循環內各運動階段的負載如表9
2-1所示
表9
2-1 液壓缸各運動階段負載表 動階段計算公式總機構負載/N起動2222加速1376快進1111工進28889快退1111據已知結果可以畫出如圖9
2-2所示的負載循環圖
二、確定液壓執行元件主參數 1、初選液壓缸工作壓力根據表9
2-2初選液壓缸工作壓力為4MPa,根據表9
2-3初選液壓缸背壓P2為0
6MPa
表9
2-2 各類設備常用的工作壓力 設備類型機床農業機械、小型工程機械液壓機、重型機械、起重運輸機械磨床組合機床車床銑床齒輪加工機床拉床龍門刨床工作壓力/MPa≤23~52~4<6
3<1010~1620~32表9
2-3 執行元件參考背壓 系統類型油路結構背壓/MPa中、低壓系統簡單的系統和一般輕載的節流調速系統0
2~0
5中、高壓系統回油路帶調速閥的調速回路0
5~0
8高壓系統回油路帶背壓閥0
5~1
5 采用帶補油泵的閉式回路0
8~1
5 同上比中低壓系統高50%~100% 如鍛壓機械等 2、液壓缸主參數確定為簡單方便決定采用單桿活塞式液壓缸,初步決定選用差動快進回路
由于要求快進快退速度相等,所以取:由表9
2-1知液壓缸的最大負載發生在工進階段,據此來計算液壓缸內徑
可得:查表9
2-4、表9
2-5,圓整為標準直徑D=100mm,d=70mm
表9
2-4 液壓缸內徑系列(GB2348-80) 810121620253240506380(90)100(110)125(140)(160)(180)200250320400500630 表9
2-5 活塞桿直徑系列(GB2348-80) 4568101214161820222528323640455056637080901001101251401601802002202502803203604003、液壓系統工況分析根據標準直徑,可得出液壓缸的有效面積為:根據液壓缸運動循環圖和負載循歪圖以及上面算出的液壓缸有效面積A1,A2,可算出液壓缸各個工作階段的壓力、流量、功率
計算結果見表9
2-6
表9
2-6 液壓缸工況表 工作階段負載進油壓力回油壓力所需流量輸入功率F/NP1/MPaP2/MPaq/(L·min–1)P/(kW)差動快進11110
921
4213
440
206工進288893
990
60
390
026快退11111
450
614
040
339注:取差動快進時油液從有桿腔流到無桿腔的壓力損失
據上表可以畫出液壓缸工況圖,如圖9
2-3所示p-t、q-t、P-t
三、擬訂液壓系統原理圖 1、基本回路選擇(1)調速回路從液壓缸的工況分析可以看出,本例屬于小功率系統,且對于低速性能要求較高,為此采用調速閥進油路節流調速
為防止孔鉆通時工作臺前沖及增加運動平穩性,在回油路上設背壓閥
由于是節流調速,采用開式回路
(2)供油方式本例快進與工進速比達3
5/0
05=70,若采用單個定量泵供油,則工進時溢流損失過大,系統效率必然低下,采用限壓式變量泵或雙泵供油比較合理
考慮到雙泵供油噪聲小,壽命長,成本低,決定選用雙泵供油方式
(3)快速回路因為設計要求快進快退速度相等,為使結構簡單,并盡量減小油泵的流量,同時采用差動連接和雙泵供油兩種快速回路來實現快進
參見表9
2-7
表9
2-7 電磁鐵動作表 1YA2YA行程閥4快進+--工進+-+快退-+±原位---(4)速度換接回路由于快進轉工進時速度變化很大,為使速度轉換平穩,防止沖擊和振動,選用二位二通機動換向閥來實現快進和工進的轉換
利用二位二通機動換向閥通斷前后系統壓力的變化控制液控順序閥來切斷差動回路,二位二通機動換向閥的通斷由工作臺上的撞塊控制
(5)換向回路本例的快退速度很大,為使換向平穩,采用電液換向閥換向回路,因為是差動快進,選用三位五通電流液換向閥,以獲得不同的回油方式
為防止換向失靈損壞設備,采用死擋鐵和壓力繼電器配合實現換向返回,同時增加單向閥6以提供快退時的回油通道
2、液壓系統合成將上面所選定的基本回路組合起來,增添隔離差動回路的單向閥7,防止停機時空氣侵入系統的單向閥2等,即可組成如圖9
2-4所示系統
為了測量小泵溢流閥、大泵卸荷閥、背壓閥及液壓缸進口處的工作壓力,設置p1,p2,p3三個測壓點,并選用多路壓力表開關,使只用一個壓力表就能測量各點壓力
四、液壓元件選擇計算 1、液壓泵選擇取系統泄漏系數,沿程總壓力損失,調速閥壓降0
5MPa,可得泵的工作壓力與流量如表9
2-8所示
表9
2-8 液壓泵工作壓力與流量表 工作階段計算公式溢流閥溢流量/(L·min-1)液壓泵輸出壓力/MPa溢流閥溢流量/(L·min-1)差動快進01
4215
46工進34
993
45快退01
9516
15(注:取溢流閥的最小溢流量為:;p1可以從表9
2-6查到)由表9
2-8可知:(1)快進、快退時大小泵同時供油:工進時小泵單獨供油:(2)取溢流閥調整壓力比泵的工作壓力高0
5MPa,則小泵溢流閥調整壓力為:大泵卸荷閥調整壓力應大于快退壓力,即:取壓力儲備為25%,則小泵的額定壓力為:根據上述討論查產品樣本,選定液壓泵型號為YB1-4/16;額定壓力6
3MPa;額定轉速960r/min;容積效率;雙泵總效率,則:小泵額定流量為:大泵額定流量為:大小泵流量和為:能夠滿足快進、快退要求
2、電動機選擇首先分別計算各工作階段的電機功率
(1)快進階段快進階段為大小泵同時供油,有:(2)工進階段工進階段為小泵供油,大泵卸荷
取大泵卸荷壓力為,有:(3)快退階段快退階段為大小泵同時供油,有:由于總功率不大,按最大功率選擇電機
查產品樣本,選用型號為Y90S-6的電機
額定功率0
75kW,額定轉速960r/min,滿足要求
3、液壓元件選擇根據各液壓元件在工作中的最高壓力和最大流量,可以選定各元件的規格型號
為統一起見,本例所有閥的額定壓力都選6
3MPa,額定流量則根據各元件的最大流量選定
由于快退時三位五通換向閥的流量為泵流量的兩倍,達17
3×2L/min=34
6L/min,若選用25L/m的規格,壓力損失過大,故選用63L/m規格,其余閥的選用與類似
由于本系統決定采用集成塊配置,故全部選用板式元件
選擇結果見表9
2-9
表9
2-9 液壓元件明細表 序號元件名稱最大流量/(L·min–1)型號規格額定流量/(L·min–1)額定壓力/MPa額定壓降/MPa1雙聯葉片泵17
3YB1-4/1613
86
3—2單向閥17
3I-25B256
3<0
23三位五通電液閥34
635DY-63BY636
3<0
34二位二通行程閥34
622C-63B636
3<0
255調速閥0
39Q-10B0
0506
3<0
36單向閥34
6I-63B636
3<0
27單向閥14
04I-25B256
3<0
28順序閥0
20XY-10B106
3<0
29背壓閥0
20B-10B106
3—10溢流閥13
8Y1–25B256
3<0
211單向閥13
8I-25B256
3<0
212益流閥3
46Y1–10B106
3—13濾油器17
3XU-B32×100326
30
3~0
614壓力表開關—K–6B—6
3—15壓力繼電器—DP1–63B—6
3—4、油管選擇因為采用集成塊配置,內油路由集成塊內的孔道實現,只須根據液壓閥連接油口尺寸決定鉆孔直徑
集成塊與液壓缸間的外油管根據最大流量計算如下:取油液許用流速,可得:查產品樣本,選用內徑15mm,外徑19mm的10號冷拔鋼管,壁厚
查材料手冊,取10號鋼許用應力為,以溢流閥的調整壓力作為油管的工作壓力,則強度條件為:因為,故強度夠
5、油箱容積確定本系統為中低壓系統,因此取油箱容積V為額定流量的6倍,則:五、驗算液壓系統性能 1、壓力損失驗算因為快退時,油管中油液的流量最大,故只需驗算快退時的壓力損失
(1)管內雷諾數計算管內液壓油的流速:進油路流速:回油路流速:擬選用HL-32普通液壓油,設環境溫度為25℃
從產品手冊查得油的運動粘度為,則:進油路雷諾數為:回油路雷諾數為:進回油路的雷諾數都小于臨界值2300,可見管內為層流
(2)油程總壓力損失計算因為層流時的壓力損失為,取,進回油管長度皆為2m,油的密度,則沿程壓力損失為:進油路:回油路:(3)集成塊內總壓力損失集成塊內管路較短,可視為局部損失,很難準確計算
根據經驗設進、回油路在集成塊內的壓力損失相同,其估計值為:(4)閥類元件局部損失快退時有關各閥的局部損失計算結果見表9
2-10
表9
10 閥類元件局部壓力損失 元件名稱計算公式實際流量/(L·min–1)額定流量/(L·min–1)額定壓降/MPa實際壓降/MPa單向閥217
3250
20
096三位五通電液閥34
6630
30
090二位二通機動閥34
6630
250
075單向閥634
6630
20
060單向閥1113
820
20
061由圖9
2-4可知,快退時進油路經過的元件號是11,2,3,回油路經過的元件號是4(或6),3
由此可得進油路閥類元件局部總損失為:回油路閥類元件總損失為:(5)總壓力損失進油路:回油路:進油的總壓力損失小于估計值0
5MPa,回油路壓力損失略大于0
5MPa,仍在允許范圍內,說明設計計算合理
2、液壓系統效率驗算(1)本系統以液壓缸為執行元件,故系統的總效率應等于液壓缸輸出機械功率與電機輸出功率之比,由此可得各階段系統總效率,如表9
2-11所示
表9
2-11 各工件階段液壓系統總效率 工作階段液壓缸負載/N液壓缸速度/(m·min–1)液壓缸輸出功率/kW電動機功率/kW系統總功率/%快進11113
50
0650
54112工進288890
050
0240
5144
7快退11113
50
0650
7498
6從表可知系統總效率很低,但對于小功率系統還是允許的
(2)熱平衡驗算由于在整個工作過程中工進時間占到了總周期的99%,且此時效率最低,故發熱主要是工進階段造成的,按工進狀態驗算系統的熱平衡
根據表9
2-11,工進時的總發熱功率為:已選定油箱的容積為100L,由式(9
41)得油箱的近似散熱面積為:假定通風良好,取油箱散熱系數為K=15W/(m2·℃),有:℃設環境溫度為25℃,則熱平衡溫度為:=(25+23
3)℃=48
3℃對一般機床可取 =55℃
因為,故熱平衡滿足要求
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