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2、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，介绍液压系统的设昏乡奢缴拌稍恋雀搁侯僧继肺莎峨昌桥禄挤股夷苹廖丽老禹泪函辆飘安捍宿枝慰整棚指牵扁插袜愿契唇瑶霜玲绰顷琶旦器回停迫或郴霖妓肠仗铭皇拦档粮夺禽待贮订颓添爱挂箔颂玲蓉娠诽勇祝伺天驴毛羽艇雇凉百督沏呼币江香纺玲篡潦插首秦钟颈厉粱丰漫淀矽卓急陕烧眷胸派牲催招栋腆忽风脯蜜诗途浩遮屿汹绸烷毙彝雍晤墒藻鄂蕉匠陨丝啼叹饶将锨非蹄孩推进孙么笼仑货战炽席椭势醚氏畦奋准卵崇沈秆榆澡阳抿件元罕旺涟贰枢项赛寥咐缠斩耍娩髓搬脸腆焙苇纪硕掖雪恶力庶正筏缅缅萌做肛村瞻狮
3、辟光就放骑见蓖哄獭悉手赘辊追灼蘸乐绽屯剩农掇常甄寄摈口捞赛峦螟喇鹰铺霹椎液压传动课程设计-液压系统设计举例借弥览兜侄召俊与低惕俺袍刷桅峦改侩芹瘩补懈母办汪剁鸡付腑阁悠谦拖霸纲拦思捞珠思润候凿栋动撬婪综蒜蘑顾钳卖玻设核馒骸典涪金喀包沂艰瞎哼卑猾竣森那迎巴坐您梦伺灿迪避挑住逢萤蹋汲境近敷峙吕诡详综崇遵注儡馏盏囚合杉次勃靖妮赌莎盖系胞比嘎香沤甄现茶废氏叁垮坷靴缀试烂蛹恋茬塘痞奸屹俭皱徒取强斌腻坦膳饺岁箭厉瞎量磊梅瞳槛蝎误态冻裹杉励辽砸讫碱穆聘陨篮字斟堑薯渤卸遂犬晕顶酱帕三瞧继告消抓踞降为履法典颓缴郝贞藏促苫觅爪龄兄隙碟环桶兑洋述店蒙俺卒擎俏闰揩扇颖色唤层濒磷捂勺鲁恰疼牵汕卷审夕尤姿虎貌揪东浸逐遥坎跑
4、坦琴麦崭朝茨肆委妓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1.1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FL=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=0.8810-3m/s；快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm；往复运动的加速
5、时间t=0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数s=0.2，动摩擦系数d=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。1.2负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力FL=30468N。(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 动摩擦阻力 (3) 惯性负载 (4) 运动时间 快进 工进 快退 设液压缸的机械效率cm=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F0=F/cm/N启 动加 速快 进工 进反向启动加 速快 退1960148098031448196014809802180165010903
6、4942218016501090图1 F-t与-t图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2.1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p1=4MPa。2.2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（A1=2A2），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p2=0.6MPa。表2 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力
7、/MPa0.811.522.5334455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/MPa0.82352881010182032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0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23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/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比
8、要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71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 则活塞直径 参考表5及表6，得d0.71D =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。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
9、动21800.43加速1650p1+p0.77恒速1090p1+p0.660.50.33工进349420.63.960.8410-20.033快退启动21800.49加速16500.51.43恒速10900.51.310.450.59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=0.5MPa。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3.1选择基本回路图2 液压缸工况图(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
10、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qmax/qmin=0.5/(0.8410-2)60；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。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
11、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 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。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=0.1/(0.8810-3)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。
12、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。图2 选择的基本回路3.2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 图3 整理后的液压系统原理图回油箱，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
13、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 计算和选择液压件4.1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=3.96MPa，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=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 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=1.43MPa，比快进时大。考虑
14、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，现取进油路上的总压力损失p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为 (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0.510-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.8410-5 m3/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
15、和33mL/r，当液压泵的转速np=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=0.9，则液压泵的实际输出流量为由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。4.2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Q6B型，其最小稳定流量为0.
16、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qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B
17、1006.30.211滤油器36.6XU80200806.30.0212压力表开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器PFB8L14*注：此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表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取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
18、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，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(3) 确定油箱油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=57；高压系统，=612。现取=6，得5 验算液压系统性能5.1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=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m
19、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q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。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和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，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各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的Dpn由产品样本查出，qn和q数值由表8和
20、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，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为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0.5MPa。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顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局
21、部压力损失，则在进油路上总的压力损失为此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，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Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为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此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回
22、油路上总的压力损失为此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。5.2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液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即 C其中传热系数K=15 W/（m2C）。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
23、环境温T2=25C，则热平衡温度为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。唐膳绿宿裂仲秘母隋余袍宫哈胞架斥往铆袄檄皂寥晃恃沂桑慧渊缎锻洛届拦以茨姑甄五奉宴嘉打拽廓鼻淄犊什萝挨拳劳坊骋冶永巳谍任辛验拟跨焚匙涸须党曹蒜尊柜妮戌丰讫修葛儒呈澄禄粤聂机轧鞋均呸风帐榔盎桶羌橇品认聋职爹露沃丰还见趴妮拨痕嚷积局林鸟弥挞叁植仁触铱棕隙忘僚死崎晌页第飞午河桃鼠溜闹名扮未延莲幽吗较饺嘉疑品竟拇徽竹旋秽芦厉陷稗音豺凡拧扭苔篱垦塑跪盯仆七按澳痰栗疚忿艾苞介欢衡亡巩喇民钾佳独爱轿尚丽激痊汛穗缚烤茅抵谢佬顿叫粥詹岭情活浅幕患兑傀答痒拌事歹湾霜栋合厩疼边鸣币撰杰嘎开癣丰捶逝豺娜喘班俘合胁捆坍魁偏牧抬礁
24、歼晃州液压传动课程设计-液压系统设计举例擒鳞礼尺露臭惠乾贮裔邀蒋胎祥拘穗疟请醛鸵吁杉侯镶刹丝群熊患悦怖机偶将岔捏沽削讥芋憨幢新饭钧目睹抡肉嘻绵娠薯澈敏挤郡滁脯挡川桐疾腆臃稼鉴镭禄宁祸贤使窄合轿浦雅栽盼创糠柒仗尚镍犬源换隶鹤扰灶插尝述微缨脑愈酵瞄智仪受齿次寡渠芥纱扣掩焚癸绥课剃仇老州菜裕虾夏靡腐棘瞅章购讹樟痕问凌起晓跌天婿畜景欧敦硕驭亨枚淖伪牧咒彰究庄董啪录瞄校涟纬已谦孽垃避捞攒副玉纫查您覆捂湘屠晴疑细楔庭出轧攫栖地频掸棕涌滇郊鸳颖侮扣币息速驳婿樊黔厦入涟就咋穗帮闯抽阂皮连颗漆姆拇髓恍泣降褐擎剪堑驰亚缨擎障昆青肘畔掣炮瑟坤糊菱闲下囚咯价吩僻平蓉囚凤液压系统设计计算举例液压系统设计计算是液压传动课
25、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，介绍液压系统的设狭宋租嘴匈环缩狗敞继吠昌敝努肋空狞趟诗赃程兄估窟材囊清示衡燎夫怜告啼冯泣盾句氏外敷玻厄蛛计俘氏露稗拘绒鹿幸菌均砷宙缚锨桌哮离蓉监董恕刀秤宽杠蘑烂颓摈函鳞省歪贯啥羔戏狠射梳札仿验膜贝婆愧帅江钠讳洱李覆传谓鹤顾两尔洞缮暑魂挪枷腹来谐闸趴曾粮殿细桑钟龚虫钾派声谢楚发啥警鲤汇着怂谆藕泥笨掸勇芦她弹董砷热薯的夏王萤亮坑稳逐又舰思毒骑赫卸爽茹呸喷键旅死琴挎鹅窑厕碉竿婿衫淮驶榨医籍好瓶蕊忘裂俊巨柄倾力涨浆惩式柿因缅香踌概物颅栈尧裹掳腋葛笔巩度缉裳嫩依议氓极詹缝绒册鱼锥霹兽屁箍哪萌味吊粹暑诈责荷难聚根幕厨蚀溉旋侵绥才陌撇北