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1、液压传动课程设计液压系统设计举例 液压系统设计计算举例 液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例，介绍液压系统的设计计算方法。 1 设计要求及工况分析 设计要求 要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进 工进 快退 停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力F L =30468N ；运动部件所受重力G =9800N ；快进、快退速度1= 3=0.1m/s ，工进速度2=10-3m/s ；快进行程L 1=100mm ，工进行程L
2、 2=50mm ；往复运动的加速时间t =；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数s =，动摩擦系数d =。液压系统执行元件选为液压缸。 负载与运动分析 (1) 工作负载 工作负载即为切削阻力F L =30468N 。 (2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 N 196098002.0s fs =?=G F 动摩擦阻力 N 98098001.0d fd =?=G F (3) 惯性负载 N 500N 2.01 .08.99800i =?=?= t g G F (4) 运动时间 快进 s 1s 1.0101003 11 1=?=-L t 工进 s 8.56s 1088.010503 3
3、22 2=?=-L t 快退 s 5.1s 1.010)50100(3 3 2 13=?+=+= -L L t 设液压缸的机械效率cm =，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。 表1液压缸各阶段的负载和推力 工况 负载组成 液压缸负载F /N 液压缸推力F 0=F /cm /N 启 动 加 速 快 进 工 进 反向启动 加 速 快 退 fs F F = i fd F F F += fd F F = L fd F F F += fs F F = i fd F F F += fd F F = 1960 1480 980 31448 1960 1480 980 2180 1650 109
4、0 34942 2180 1650 1090 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F -t 和速度循环图-t ，如图1所示。 2 确定液压系统主要参数 初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p 1=4MPa 。 计算液压缸主要尺寸 鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A 1=2A 2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p 2=。 表2 按负载选择工作压力 负载/ KN 50 工作压
5、力/MPa 1 2 3 34 45 5 表3 各种机械常用的系统工作压力 机械类型 机 床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 工作压力/MPa 2 35 28 810 1018 2032 图1 F -t 与-t 图 表4 执行元件背压力 系统类型 背压力/MPa 简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 3 回油路较短且直接回油 可忽略不计 表5 按工作压力选取d/D 工作压力/MPa d/D 表6 按速比要求确定d/D 2/1
6、 2 d/D 注： 1无杆腔进油时活塞运动速度； 2有杆腔进油时活塞运动速度。 由式 得 2 426 2 1cm 1m 1094m 10)26 .04(9.031448 )2 (-?=?-?= -= p p F A 则活塞直径 mm 109m 109.0m 1094444 1 =?= = - A D 参考表5及表6，得 =77mm ，圆整后取标准数值得 D =110mm ， d =80mm 。 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 2 422 2 1m 1095m 4 11.04 -?=?= = D A 2 4222222m 107.44m )8.011.0(4 )(4 -?=-?= -= d
7、D A 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。 cm 2211F A p A p = - 表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值 工况推力 F0/N 回油腔压 力 p2/MPa 进油腔压 力 p1/MPa 输入流量 q10-3/m3/s 输入功 率 P/KW 计算公式 快进启 动 2180 2 1 2 1A A P A F p - ? + = 1 2 1 ) ( A A q- =q p P 1 = 加 速 1650 p1+p 恒 速 1090 p1+p 工进34942 10-2 1 2 2 1A A p F
8、p+ = 2 1 A q= q p P 1 = 快退启 动 2180 2 1 2 1A A p F p+ = 3 2 A q= q p P 1 = 加 速 1650 恒 速 1090 注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=。 2快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。 3 拟定液压系统原理图 选择基本回路 (1)选择调速回路由图2可知，这台机床液压 系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力 负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回 路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前 冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速 方式，系统必然
9、为开式循环系统。 (2)选择油源形式从工况图可以清楚看出，在 工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程 的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最 大流量与最小流量之比q max/q min=10-2)60；其相 应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+/=。这表明在一个工作循 环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。 (3)选择快速运动和换向回路本系
10、统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动 图2 液压缸工况图 回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。 (4)选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=10-3)114），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。 (5)选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵
11、通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。 组成液压系统 将上面选出的液压基本回路组合在一 起，并经修改和完善，就可得到完整的液压 系统工作原理图，如图3所示。在图3中， 为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统 压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为 了避免机床停止工作时回路中的油液流回 油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的 平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑 到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工， 对位置定位精度要求较高，图中增设了一个 压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系 统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换 向阀换向。 4 计
12、算和选择液压件 确定液压泵的规格和电动机功率 (1)计算液压泵的最大工作压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失?p=，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差?p e=，则小流量泵的最高工作压力估算为 ()MPa 06 .5 MPa 5.0 6.0 96 .3 e 1 1p = + + = ? + ? + p p p p 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取图3
13、 整理后的液压系统原理图 图2 选择的基本回路 进油路上的总压力损失?p =，则大流量泵的最高工作压力估算为 ()MPa 73.1MPa 3.043.112p =+=?+p p p (2) 计算液压泵的流量 由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为10-3 m 3/s ，若取回路泄漏系数K =，则两个泵的总流量为 L/min 33/s m 1055.0/s m 105.01.133331p =?=?=-Kq q 考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min ，工进时的流量为10-5 m 3/s =0.5L/min ，则小流量泵的流量最少应为3.5L/min 。 (3) 确定液压泵的规格和电动机功率
14、 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r 和33mL/r ，当液压泵的转速n p =940r/min 时，其理论流量分别为5.6 L/min 和31L/min ，若取液压泵容积效率v =，则液压泵的实际输出流量为 ()()L/min 33L/min 9.271.5L/min 1000/9.0940331000/9.094062 p 1p p =+=?+?=+=q q q 由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p =，这时液压泵的驱动电动机功率为 KW 19.1KW 108
15、.06010331073.13 36p p p =?= -q p P 根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L 6型电动机，其额定功率为，额定 转速为940r/min 。 确定其它元件及辅件 (1) 确定阀类元件及辅件 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q 6B 型，其最小稳定流量为0.03 L/min ，小于本系统工进时的流量0.5L/min 。 表8液压元件规格及型号 序号 元件名称 通过的最大流量 q /L/min 规格 型号 额定流量q n /L/min
16、额定压力P n /MPa 额定压降 ?P n /MPa 1 双联叶片泵 PV2R12-6/33 * 16 2 三位五通电液换向阀 70 35DY 100BY 100 3 行程阀 22C 100BH 100 4 调速阀 1 Q 6B 6 5 单向阀 70 I 100B 100 6 单向阀 I 100B 100 7 液控顺序阀 XY 63B 63 8 背压阀 1 B 10B 10 9 溢流阀 Y 10B 10 10 单向阀 I 100B 100 11 滤油器 XU 80200 80 12 压力表开关 K 6B 13 单向阀 70 I 100B 100 14 压力继电器 PF B8L 14 *注：此
17、为电动机额定转速为940r/min 时的流量。 (2) 确定油管 在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。 表9各工况实际运动速度、时间和流量 快进 工进 快退 L/min 3.62L/min 7.4495) 9.271.5(95)(2 12p 1p 11=-+?= -+=A A q q A q L/m in 5.01=q L/min 33L/min )9.271.5(2 p 1p 1=+=+=q q q L/min 3.29L/min 95 7 .443.621 2 1 2=?=A A q q
18、 L/min 24.0L/min 95 7 .445.01 21 2=?=A A q q L/min 70L/min 7.4495 331 21 2=? =A A q q m/s 109.0m/s 10)7.4495(6010)9.271.5(432 12p 1p 1=?-?+=-+= -A A q q m/s 1088.0m/s 109560105.034 3 1 12-?=?= A q m/s 123.0m/s 107.4460103343 2 13=?= -A q s 92.0s 109.01010031=?=-t s 8.56s 1088.0105033 2=?=-t s 22.1s
19、123.01015033=?=-t 表10允许流速推荐值 管道 推荐流速/(m/s) 吸油管道 0. 5，一般取1以下 压油管道 36，压力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1. 53 由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。 根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4 m/s ，由式q d 4= 计算得与液 压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 mm 2.18mm 10414.36010 3.624433 =?=-q d mm 3.19mm 1041 4.36010704433 =?=-q d 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm 、外径28mm
20、的10号冷拔钢 管。 (3) 确定油箱 油箱的容量按式 pn q V =估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=5 7；高压系统，=612。现取=6，得 L 220L )316.5(6pn =+?=q V 5 验算液压系统性能 验算系统压力损失 由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液 体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l =2m ，油液的运动粘度取=1?10-4m 2/s ，油液的密度取=?103kg/m 3。 (1) 判断流动状态 在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q 2=
21、70L/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数 743 101102060107044433 e =?=-d q d R 也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路 中的油液的流动状态全为层流。 (2) 计算系统压力损失 将层流流动状态沿程阻力系数 q d R 47575e = 和油液在管道内流速 24d q = 同时代入沿程压力损失计算公式 22 l d l p =?，并将已知数据代入后，得 q q q d l p 84 34341105478.0)1020(14.322101109174.07542754?=?=?=?- 可见，沿程压力损失的大小与
22、流量成正比，这是由层流流动所决定的。 在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失?p 常按下式作经验计算 l 1.0p p ?=? 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2 n n v ? ? ?=?q q p p 其中的?p n 由产品样本查出，q n 和q 数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下： 1快进 滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为 MPa 05688.0MPa 1060103.62105478.010547
23、8.063 8 8 li =?=?=?-q p MPa 005688.0MPa 05688.01.01.0li i =?=?=?p p MPa 1647.0MPa 1003.623.0100333.01009.272.02 22vi =? ? ?+? ?+? ?=?p ()MPa 2273.0MPa 1647.0005688.005688.0vi i li i =+=?+?+?=?p p p p 在回油路上，压力损失分别为 MPa 02675.0MPa 1060103.29105478.0105478.063 8 8 lo =?=?=?-q p MPa 002675.0MPa 02675.01
24、.01.0lo o =?=?=?p p MPa 1594.0MPa 1003.623.01003.292.01003.293.02 22vo =? ? ?+? ?+? ?=?p ()MPa 1888.0MPa 1594.0002675.002675.0vo o lo o =+=?+?+?=?p p p p 将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失 MPa 316.0MPa 957.441888.02273.0=?+=?p 2工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调 速阀4处的压力损失为。在回油路上，油液通过电液换向阀2、
25、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为 MPa 5.0MPa 5.01005.03.02 vi i =?+? ?=?=?p p 此值略小于估计值。 在回油路上总的压力损失为 MPa 66.0MPa 639.2724.03.06.010024.03.02 2vo o =? ? ?+?+? ?=?=?p p 该值即为液压缸的回油腔压力p 2=，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。 按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为 MPa 99.3MPa 101095107.441066.0
26、349426 44 612201=?+=+=-A A p F p 此略高于表7数值。 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差?p e =，则小流量泵的工作压力为 MPa 99.45.05.099.3e i 11p =+=?+?+=p p p p 此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。 3快退 滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为 MPa 048.0MPa 100333.01009.272.02 2vi i =? ? ?+? ?=?=?p p 此值远
27、小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。 在回油路上总的压力损失为 MPa 343.0MPa 100702.0100703.0100702.02 22vo o =? ? ?+? ?+? ?=?=?p p 此值与表7的数值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作压力为 MPa 48.1048.043.112p =+=?+=i p p p 此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。 验算系统发热与温升 由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失 MPa 0588.0MPa
28、639.273.02 2 n n 2p =? ?=? ? ?=?=q q p p p 15 22022065.07 .536065.03232=?= =?V K H T 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 W 4.564W 8.060109.27100588.060101.51099.436 36 p 2 p 2p 1p 1p r =? ?+?=+= -q p q p P 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 W 7.27W 1088.03144832c =?=-F P 由此可计算出系统的发热功率为 ()W 7.536W 7.274.564c r =-=-=P P H 按式 KA H T = ?计算工进时系统中的油液温升，即 ?C 其中传热系数K=15 W/（m 2?C ）。 V: 油箱体积，当油箱的3个边长之比在1:1:1 1:2:3范围内，且油位高占油箱高80%时，其散热面积 设环境温T 2=25?C ，则热平衡温度为 551525121=+=?+=T T T T ?C 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。 32065.0V A =