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1、 液壓系統(tǒng)設計計算舉例 液壓系統(tǒng)設計計算是液壓傳動課程設計的主要內容，包括明確設計要求進行工況分析 、確定液壓系統(tǒng)主要參數、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性 能等?，F以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例，介紹液壓系統(tǒng)的設計 計算方法。 1設計要求及工況分析 1.1設計要求 要求設計的動力滑臺實現的工作循環(huán)是：快進 工進快退停止。主要性能參數與 性能要求如下：切削阻力 Fl=30468N ;運動部件所受重力 G=9800N ;快進、快退速度 1 = 回 3=0.1m/s，工進速度 日 2=0.88氷0- 3m/s；快進行程L1=100mm，

2、工進行程L2=50mm ;往復運動的加速時間 At=0.2s;動力滑臺采 用平導軌，靜摩擦系數 怡=0.2，動摩擦系數q=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。 1.2負載與運動分析 (1＞工作負載工作負載即為切削阻力 Fl=30468N。 (2＞摩擦負載摩擦負載即為導軌的摩擦阻力： 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3＞慣性負載 (4＞運動時間 快進 工進 快退 設液壓缸的機械效率ncm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表 1所列。 表1液壓缸各階段的負載和推力 工況 負載組成 液壓缸負載F/N 液壓缸推力 Fo=F/nm/N 啟動 加速 快進

3、 工進 反向啟動 加速 快退 1 = 1 Ld Ld 1 = 1 Ld I960 1480 980 31448 1960 1480 980 2180 1650 1090 34942 2180 1650 1090 根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間， 即可繪制出負載循環(huán)圖 F-t和速度循環(huán)圖 - t，如圖1所示。 2確定液壓系統(tǒng)主要參數 2.1初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工 況負載都不太高，參考表 2和表3,初選液壓缸的工作 壓力 p

4、1=4MPa。 2.2計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓 缸可選用單活塞桿式差動液壓缸 50 工作壓力/MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 > 5 表3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機床 農業(yè)機械 小型項目機械 建筑機械 液壓鑿巖機

5、 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 表4執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的項目機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表5按工作壓力選取 d/D 工作壓力/MPa < 5.0 5.0~7.0 > 7.0

6、 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 表6按速比要求確定d/D :.2/自 1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注： i—無桿腔進油時活塞運動速度; 2—有桿腔進油時活塞運動速度 由式 得 則活塞直徑 參考表5及表6,得d』0.71D =77mm，圓整后取標準數值得 D=110mm， d=80mm。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功 率，

7、如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖 2所示。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 F0/N 回油腔壓力 P2/MPa 進油腔壓力 p"MPa 輸入流量 q X10 3. 3. /m /s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 2180 — 0.43 — — 匸 3 加速 1650 P1 + Ap 0.77 — — I 恒速 1090 p1 + Ap 0.66 0.5 0.33 工進 34942 0.6 3.96 -2 0.84 X102 0.033

8、 快退 啟動 2180 — 0.49 — — 加速 1650 0.5 1.43 — — 恒速 1090 0.5 1.31 0.45 0.59 注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取 侔=0.5MPa。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為 p,，無桿腔回油，壓力為P2。 3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 3.1選擇基本回路 2 (1> 選 擇 調 速 回 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運 動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小 ，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時 負載突然消失引

9、起運動部件前沖，在回油路上加 背壓閥。因為系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然 為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2> 選 擇 油 源 形 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，液壓缸 要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工 進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流 量之比 qmax/qmin=0.5/(0.84 10- > 60；其相應的時間之比(ti+t3>/t2=(1+1.5>/56.8=0.044。這表明在一個工作循環(huán)中的大部 分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源 顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變 時液壓沖

10、擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現快速運動，最后確 定選用雙聯葉片泵方案，如圖 2a所示。 (3> 選 擇 快 速 運 動 和 換 向 回 路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動。考慮到從工進 轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖 擊。因為要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖 2b所示。 (4> 選 擇 速 度 換 接 回 路 因為本系統(tǒng) 滑 臺 由快進轉為工進時，速度變化大 < 1/ 2=0.1/(0.88 10K 3> 114),為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的

11、換接回路，如圖 2c所示。 (5>選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解 決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回 高壓小流量泵在滑臺停止 路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷, 時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。 圖2選擇的基本回路 3.2組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一 起，并經修改和完善，就可得到完整的液 壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖 3所示。在圖3中 ，為了解決滑臺工進時進、回油 路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設 了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路

12、 中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)， 影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個 單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔 ＜通孔 與不通孔)加工，對位置定位精度要求較 高，圖中增設了一個壓力繼電器 14。當 滑 臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出 快退信號，操縱電液換向閥換向。 4計算和選擇液壓件 4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大 ，最大工作壓力為Pi=3.96MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力 損失刀?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 APe=0.5MPa，則小流量泵的最 高工作壓力估算為 0 大流

13、量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表 7可見，快退時液壓缸的工作壓力為 P! =1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小 ，現取進油路上的總壓力損失 刀？p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 0 (2＞計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 0.5 XI0-3 m3/s,若取回路泄漏系數 K=1.1，則兩個泵的總流量為 0 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3L/min，工進時的流量為0.84 ＞10-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為 3.5L/min。 (3＞確定液壓泵的規(guī)格

14、和電動機功率 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取 PV2R12- 6/33型雙聯葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速 np=940r/min時，其理論流量分別為 5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率 n=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為 因為液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率 n=o.8，這時液壓泵的驅動電 動機功率為 根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的 Y100L — 6型電動機，其額定功率為 1.5KW，額定轉速為94

15、0r/min。 4.2確定其它元件及輔件 (1＞確定閥類元件及輔件 根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出 的閥類元件和輔件規(guī)格如表 8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調速閥 4選 用Q — 6B型，其最小穩(wěn)定流量為 0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量 0.5L/min 。 表8液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降？Pn 1 雙聯葉片泵 PV2R12- 6/33 5.1/27.9 16 2

16、 三位五通電液換向閥 70 35DY — 100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C— 100BH 100 6.3 0.3 4 調速閥 <1 Q—6B 6 6.3 — 5 單向閥 70 I — 100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I — 100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 28.1 XY — 63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 <1 B — 10B 10 6.3 — 9 溢流閥 5.1 Y — 10B 10 6.3 —

17、10 單向閥 27.9 I — 100B 100 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU — 80 >200 80 6.3 0.02 12 壓力表開關 — K—6B — — — 13 單向閥 70 I — 100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 — PF— B8L — 14 — 注：此為電動機額定轉速為 940r/min時的流量。 (2＞確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及 進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表 9所列。 表

18、9各工況實際運動速度、時間和流量 快進 工進 快退 呂 [—1 _2Sl E S .EJ E 表10允許流速推薦值 推薦流速/(m/s> 吸油管道 0. 5?1.5，一般取1以下 壓油管道 3?6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1.5 ?3 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取 =4 3 m/s，由式 計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑 20mm、外徑28mm的10號冷

19、拔鋼管 (3>確定油箱 油箱的容量按式 估算，其中a為經驗系數，低壓系統(tǒng)， a=2?4;中壓系統(tǒng)，a =5?7;高壓系統(tǒng)，a=6?12?，F取a=6,得 5驗算液壓系統(tǒng)性能 5.1驗算系統(tǒng)壓力損失 因為系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內 液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F取進、回油管道長為 l=2m，油液 的運動粘度取 =1 10-4m2/s，油液的密度??；-=0.9174 103kg/m3。 (1>判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量 q> = 70L/min為最大，此時，

20、油液流動的雷諾數 也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數 <2000)，故可推出：各工況下的進、回油 路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 (2>計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數 和油液在管道內流速 同時代入沿程壓力損失計算公式 」，并將已知數據代入后，得 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失 ？ p Z常按下式作經驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算 其中的」Pn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出。滑臺在快進、工進和快退工況下 的壓力

21、損失計算如下： 1 ?快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥 10、電 液換向閥2,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥 3進入無桿腔。在進油路上，壓力 損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 2.工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥 2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調 速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥 2、背壓閥8和大流量泵 的卸荷油液一起經液控順序閥 7返回油箱，在背壓閥8處的壓力

22、損失為0.6MPa。若忽略管路 的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力 P2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表 4選取的背壓值基本相 符。 按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 此略高于表7數值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 .：Pe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為 0 此值與估算值基本相符，是調整溢流閥 10的調整壓力的主要參考數據。 3.快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥 10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回 油路上，油液

23、通過單向閥 5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失 為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 此值與表7的數值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。 5.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 因為工進在整個工作循環(huán)中占 96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在 工進時，大流量泵經液控順序閥 7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 1 X I 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 按式「計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 ￡ [V W/