液压系统的设计

液压系统日勺设计计算液压系统设计计算是液压液压传动课程设计的重要内容包括明确设计规定进行工况分析、确定液压系统重要参数、确定液压系统原理图、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，简介液压系统的设计计算措施设计规定工况分析1设计规定规定设计日勺动力滑台实现日勺工作循环是快进一工进一快退一停止重要性能参数与性能规定如下切削阻力G=42000N；运动部件所受重力G=7200N；快进、快退速度=

0.1m/s,工进速度=

0.85xl-3m/s快进行程4=260mm,工进行程4=130mmvi=v3V2；；往复运动的加速时间At=

0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数也=

0.2,动摩擦系数=

0.1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々=42000N2摩擦负载摩擦负载即为导轨日勺摩擦阻力:静摩擦阻力F=也夕=

0.2x7200=1440Nfs动摩擦阻力=也夕=

0.1x7200=720N3惯性负载

72000.1N=360N------x-----

100.2*注此为电动机额定转速为960r/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I运动速度、时间以及进入和流出液压缸日勺流量，与原定数值不一样，重新计算的成果如表9所列表各工况实际运动速度、时间和流量9快进工进快退_4⑷+卷2Cl\~441=9川+Q2=

5.18+P、q=

0.63L/min123x

5.18+

34.

5634.56L/min=

39.74L/min=-----------------------L/min123-

59.1=

76.5£/minAA A%，才%，人A%=%7A A591=

76.5x^A/min591123123=

0.63x^£/min123=

39.74x^1/min

59.1=

36.761/min=

0.30L/min=

82.721/min0_伽+u-二0-如1A-A2-A

39.74xW

315.18+

34.56x10-

30.63x1O-3/--------------------ml s——_________L_____m/c=-----------------ml s60X

59.1XW460X123X10-460x123-

59.1xW4=

0.85x10-3根/s=

0.112加/s=

0.104/n/s50x10-3150xlO-3100x10-3-S t,=------------sA=------------s=

0.96s

20.85x10-

30.

1120.104=

1.345=

58.825表容许流速推荐值10管道推荐流速/m/s吸油管道压油管道3〜6,压力高，管道短，粘度小取大值回油管道〜3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规定根据表9数值，按表10推荐的管道内容许速度取=m/s,由式d=.71V杆腔和有杆腔相连日勺油管内径分别为为了统一规格，按产品样本选用所有管子均为内径、外径的号冷拔钢管d—mm=

（3）确7定TU油箱d—mm-mm油箱二日勺容量按式丫=％,〃估算，其中a为经验系数，低压系统，=;中压系统，a「高压系统，71Va=现取得〃V=aqp=L=L验算液压系统性能5验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，因此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，然后计算多种工况下总的压力损失现取进、回油管道长为/=机，油液的运动粘度取］，=病/5,油液曰勺密度取〃=依/加3判断流动的状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过日勺流量以快退回油流量%=L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数RWV7ldv也为最大由于最大的雷诺数不大于临界雷诺数

（2023）,故可推出多种工况下的进、回油路中的I油液的流动状态全为层流计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数07575万du/I———-------凡的和油液在管道内流速包U=-77id21同步代入沿程压力损失计算公式01=/1工幺夕，并将已知数据代入后，得a24x75夕WA、-4P\=q=q=q兀2d可见，沿程压力损失日勺大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的在管道构造尚未确定的状况下，管道的局部压力损失Ap4常按下式经验计算△）Pq=

0.1A/各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算/丫NPv=bPn—其中的Ap〃由产品样本查出，或和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I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E PH=q=MPa=MPaZ\p=Z

0.应〃=MPa=MPaa2Ap,i=MPa=MPaE W=E△〃/j+E+E△/%=MPa=MPa在回油路上，压力损失分别为E PLq=MPa=MPaaZ=Z

0.应/〃=MPa=MPaZ Mo=MPa=MPa£△%=ZMo=MPa=MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动迅速运动时时总的压力损失EA/9=MPa=MPa

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、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控次序阀7返回油箱，在背压阀8处的I压力损失为若忽视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E=X5vi=MPa=MPa此值略不大于估计值在回油路上总的压力损失为、X bp=Z bp,=MPa=MPa该值即为液压缸的回油腔压力，可见此值与初算时参照表4选用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=媪+〃2=MPa=MPaA此略高于表7数值考虑到压力继电器的可靠动作规定压差，则小流量泵的工作压力为P\=Pl++NPe=MPap此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的重要参照数据

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口勺压力损失为E W=Z=MPa=MPa此值远不大于估计值，因此液压泵区I驱动电动机口勺功率是足够的I在回油路上总H勺压力损失为、（）E p-E bp\,=MPa=MPao此值与表7的数值基本相等，故不必重算大流量泵的工作压力为Pp2=P1+£dPi=MPa此值是调整液控次序阀7时调整压力口勺重要参照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%,因此系统的发热与温升可按工进工况来计算在工进时,MPa=MPaPp2=bP6Pn—二）Un大流量泵经液控次序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控次序阀的压力损失液压系统的总输入功率即为液压泵日勺输入功率液压系统输出欧I有效功率即为液压缸输出日勺有效功率p=FU2=W=W由此可计算出系统口勺发热功率为）（w=w按式八7=二计算工进时系统中的油液温升，即H△7=

0.065片护KA其中传热系数K=15W/（/篦

2.C）设环境温心=℃,则热平衡温度为=+八丁=［小℃油温在容许范围内，油箱散热面积符合规定，不必设置冷却器4运动之间L260x10-3快进------------------------------------------------S=

2.05I=—^=I M

0.1L.130xl0-3is-t,―-----—T s=l

52.945v

0.85xlO-32工进_L._260+130xW3_==s-

3.9s、V

0.1快退设液压缸的机械效率%〃=

0.9,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列表液压缸各阶段欧负载和推力1I工况负载构成液压缸负载尸/N液压缸推力K=F/Q,“/N启动14401600F=Ffs加速10801200F=+Fj720800快进〃F=F42720工进〃F=F+FLF=Fi14401600反向启动F=F+Ffd i10801200加速F3720800快退根据液压缸在上述各阶段内的J负载和运动时间，即可绘制出负载循环图bT和速度循环图7—t，如图1所示确定液压系统重要参数2初选液压缸工作压力所设计的I动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参照表2和表3,初选液压缸工作压力P]=

4.5MPa o计算液压缸重要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的I液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（），快进时液压缸差动连接工进时为防止孔钻通时负载忽然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参照表4选此背压为P2=

1.0MRZ表按负载选择工作压力2负载/KN55〜1010〜2020〜3030〜5050工作压力/MPa〈〜1〜2〜33〜44〜55表多种机械常用时系统工作压力3机床农业机械小型液压机大中型工程机械建筑挖掘机重型机机械类型磨床组合机床龙门刨床拉床机械液压凿岩械起重运送机机械工作压力/MPa〜23〜52〜88〜1010〜1820〜32表执行元件背压力4系统类型背压力/MPa简朴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H勺系统用补油泵时闭式回路回油路较复杂日勺工程机械~3回油路较短且直接回油可忽视不计表按工作压力选用5d/D工作压力/MPad/D表按速比规定确定6d/DvJV\2d/D注V1一无杆腔进油时活塞运动速度;v一有杆腔进油时活塞运动速度2由式PiA—p04二——得…cmA F427202in-42A=---------------=----------7----------m=119x10mT T--------------，、ni nA%

0.9x

4.5--xlO6则活塞直径D==119x10m_

0.123m=123mm参照表5及表6,得d“

0.71D=87mm,圆整后取原则数值得0=125加，d=9Qnvno由此求得液压缸两腔日勺实际有效面积为型=2病=123x1-/4=^D2-^2=^x

0.1252-

0.092m2=S^lxlO-4/7:2根据计算出的液压缸日勺尺寸，可估计出液压缸在工作循环中各个阶段的I压力、流量和功率,如表7所列，由此绘制口勺液压缸工况如图2所示表液压缸在各个阶段的压力、流量和功率值7推力进油腔压回油腔压力输入流量输入功率工况计算公式F/N力Pi/MPa P/KWp/MPa^xl0-3/m3/52启氏_+4A1600———尸动加快1200Pi+A〃——速进）4与恒800Pi+A〃速P=p1q_罪+凸％Aq—A R工进

427201.05x10-2P=PN片）+P）A启——p1=-1600—A动加快——1200q—速退、恒P=p q800速注i.Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Apu.5MPa

2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为小，无杆腔回油，压力为P2确定液压系统原理图3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忽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，系统必须为开式循环系统2选择油源形式从工况图可以清晰看出，在工作循环内，液压缸规定油源提供快进、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/^=

0.64/

1.05x10-2b61；其对应的时间之比t1+t3/t=

2.6+

3.9/

152.94=

0.043这表明在一种max min2o工作循环中的大部分时间都处在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，且后者可双泵同步向液压缸供油实现迅速运动，最终确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示3选择迅速运动和幻换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种迅速运动回路实现迅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日勺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，因此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^^^=

0.1/

0.85x10^-118,为减少速度换接时日勺液压冲击，选用行程阀控制的I换接回路，如图2c所不5选择调压和卸荷回路在双泵供油的I油源形式确定后，调压和卸荷回路问题都已经基本处理即滑台工进时，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，低压大流量泵通过液控次序阀卸荷，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图2选择的基本回路构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，为了处理滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6为了防止机床停止工作时回路中的I油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的J平稳性，图中添置了一种单向阀13考虑到这台机床用于钻孔通孔与不通孔加工，对位置定位精度规定较高，图中增设了一种压力继电器14o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图3整顿后H勺液压系统原理图计算和选择液压件4确定液压泵的规格和电动机功率1计算液压泵日勺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，最大压力为Pi=

3.95M4,如在调速阀进口节流调速回路中，选用进油路上的总压力损失工ApAOMPa,考虑到压力继电器日勺可靠动作规定压差A2=0-5M，则小流量泵的最高工作压力估算为PpiPi+E Ap+Ap=

3.95+

1.0+

0.5MPa=

5.45MPae大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸日勺工作压力为月=

1.24脑%,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，现取进油路上日勺总压力损失=则大流量泵的最高工作压力估算为p+ZAp=

1.24+

0.3MPa=

1.54MPa〃p212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

0.64x10-3^3/5,若取回路泄漏系数K=

1.1,则两个泵的总流量为qKq3m3/5=O.7O4xlO_3m3/5=

42.24L/minp x考虑到溢流阀日勺最小稳定流量为3£/min,工进时的流量为

1.05xlT5m o.63L/min,则小3/§=流量泵日勺流量至少应为

3.63L/min3确定液压泵的规格和电动机功率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，最终确定选用YB-6/40型双联叶片泵其小流量泵和大流量泵的I排量分别为66L/r和40m£/r,当液压泵日勺转速%=96k/min时，其理论流量分别为

5.76L/min和

38.4£/min,若取液压泵容积效率么,=

0.9,则液压泵时实际输出流量为Qp=卷+与12=6x960x

0.9/1000+40x960x

0.9/1000L/min=

5.18+

34.56L/min=

39.74L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率%=

0.8,这时液压泵的驱动电动机功率为P=1*

1642.24103长卬=6KWi377P60x

0.8x13根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的型电动机，其额定功率为KW,额定转速为960r/min确定其他元件及辅件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用，调速阀4选用型,其最小稳定流量为L/min，不大于本系统工进时的I流量L/min表液压元件规格及型号8规格通过的1最大流额定流量额定压降序号元件名称额定压力pn型号量q/L/minq1LI min/MPan/MPa双联叶片泵1—PV2R12—6/3316—三位五通电液27035DY—100BY100换向阀行程阀322C—100BH1004调速阀1Q—6B6—单向阀5701—100B100单向阀61—100B100液控次序阀7XY—63B638背压阀1B—10B10—溢流阀9Y—10B10—单向阀101—100B100XU—80X滤油器1180200压力表开关12—K—6B———13单向阀701—100B100压力继电器14—PF—B8L—14—。