液壓系統(tǒng)的設計和計算

1、12本章提要本章提要本章提要 本章介紹設計液壓傳動系統(tǒng)的基本步驟和方法，對于一般的液壓系統(tǒng)，在設計過程中應遵循以下幾個步驟： 明確設計要求，進行工況分析； 擬定液壓系統(tǒng)原理圖； 計算和選擇液壓元件； 發(fā)熱及系統(tǒng)壓力損失的驗算； 繪制工作圖，編寫技術文件。 上述工作大部分情況下要穿插、交叉進行，對于比較復雜的系統(tǒng)，需經過多次反復才能最后確定；在設計簡單系統(tǒng)時，有些步驟可以合并或省略。通過本章學習，要求對液壓系統(tǒng)設計的內容、步驟、方法有一個基本的了解。3 液壓傳動系統(tǒng)的設計是整機設計的一部分，它除了應符合主機動作循環(huán)和靜、動態(tài)性能等方面的要求外，還應當滿足結構簡單，工作安全可靠，效率高，經濟性好，

2、使用維護方便等條件。 液壓系統(tǒng)的設計，根據系統(tǒng)的繁簡、借鑒的資料多少和設計人員經驗的不同，在做法上有所差異。各部分的設計有時還要交替進行，甚至要經過多次反復才能完成。 下面對液壓系統(tǒng)的設計步驟予以介紹。4液壓系統(tǒng)的動作和性能要求主要有： 運動方式、行程、速度范圍、負載條件、運動平穩(wěn)性、精度、工作循環(huán)和動作周期、同步或聯鎖等。就工作環(huán)境而言，有環(huán)境溫度、濕度、塵埃、防火要求及安裝空間的大小等。 要使所設計的系統(tǒng)不僅能滿足一般的性能要求，還應具有較高的可靠性、良好的空間布局及造型。5 工況分析，就是查明每個執(zhí)行元件的速度速度和負負載載的變化規(guī)律，必要時還應作出速度、負載隨時間或位移變化的曲線圖。

3、就缸而言，負載主要由六部分組成，即工作負工作負載，導向摩擦負載，慣性負載，重力負載，密封負載，導向摩擦負載，慣性負載，重力負載，密封負載和背壓負載載和背壓負載。6wF 不同的機器有不同的工作負載。工作負載與液壓缸運動方向相反時為正值，方向相同時為負值。 導向摩擦負載是指液壓缸驅動運動部件時所受的導軌摩擦阻力。fF 慣性負載是運動部件在啟動加速或制動減速時的慣性力，其值可按牛頓第二定律求出。aF7gF 密封負載是指液壓缸密封裝置的摩擦力，一般通過液壓缸的機械效率加以考慮，常取機械效率值為0.900.97。sF 背壓負載是指液壓缸回油腔壓力所造成的阻力。bF8液壓缸各個主要工作階段的機械負載F可按

4、下列公式計算 （10.4）mgafFFFF/ )( （10.5）mgfFFF/ )( （10.6）mgwfFFFF/ )( （10.7）mgawfFFFFF/ )(9 液壓系統(tǒng)原理圖是表示液壓系統(tǒng)的組成和工作原理的重要技術文件。擬定液壓系統(tǒng)原理圖是設計液壓系統(tǒng)的第一步，它對系統(tǒng)的性能及設計方案的合理性、經濟性具有決定性的影響。 一般具有較大空間可以存放油箱的系統(tǒng)，都采用開式油路；相反，凡允許采用輔助泵進行補油，并借此進行冷卻交換來達到冷卻目的的系統(tǒng)，可采用閉式油路。通常節(jié)流調速系統(tǒng)采用開式油路，容積調速系統(tǒng)采用閉通常節(jié)流調速系統(tǒng)采用開式油路，容積調速系統(tǒng)采用閉式回路式回路。10 根據各類主機的

5、工作特點、負載性質和性能要求，先確定對主機主要性能起決定性影響的主要回路，然后再考慮其它輔助回路。例如: 對于機床液壓系統(tǒng),是主要回路； 對于壓力機液壓系統(tǒng)，是主要回路； 有垂直運動部件的系統(tǒng)要考慮； 慣性負載較大的系統(tǒng)要考慮。 有多個執(zhí)行元件的系統(tǒng)可能要考慮； 有空載運行要求的系統(tǒng)要考慮等。11 將挑選出來的各典型回路合并、整理，增加必要的元件或輔助回路，加以綜合，構成一個結構簡單，工作安全可靠、動作平穩(wěn)、效率高、調整和維護保養(yǎng)方便的液壓系統(tǒng)，形成系統(tǒng)原理圖。12 結構參數的確定是指根據執(zhí)行元件工作壓力和最大流量確定執(zhí)行元件的排量或油缸面積。運動形式往復直線運動回轉運動往復擺動短行程長行程高

6、速低速建議采用的執(zhí)行元件的形式活 塞式 液壓缸柱塞式液壓缸液壓馬達與齒輪/齒條或螺母/絲杠機構高 速液 壓馬達低速大扭矩液壓馬達高速液壓馬達帶減速器擺 動液 壓缸表10.1選擇執(zhí)行元件的形式13 工作壓力是確定執(zhí)行元件結構參數的主要依據。它的大小影響執(zhí)行元件的尺寸和成本，乃至整個系統(tǒng)的性能，工作壓力選得高，執(zhí)行元件和系統(tǒng)的結構緊湊，但對元件的強度，剛度及密封要求高，且要采用較高壓力的液壓泵。 反之，如果工作壓力選得低，就會增大執(zhí)行元件及整個系統(tǒng)的尺寸，使結構變得龐大，所以應根據實際情況選取適當的工作壓力。14 以缸為例，主要結構尺寸指缸的內徑D和活塞桿的直徑d，計算后按系列標準值確定D和d。

7、對有低速運動要求的系統(tǒng)，尚需對液壓缸有效工作面積進行驗算，即應保證：minminvqA（10.8） 驗算結果若不能滿足式（10.8），則說明按所設計的結構尺寸和方案達不到所需要的最低速度，必須修改設計。式中：A液壓缸工作腔的有效工作面積； 控制執(zhí)行元件速度的流量閥最小穩(wěn)定流量； 液壓缸要求達到的最低工作速度。minqminv15 當液壓缸的主要尺寸D、d計算出來以后，要按系列標準圓整，有必要根據圓整值對工作壓力進行一次復算。 在按上述方法確定的工作壓力還沒有計算回油路的背壓，所確定的工作壓力只是執(zhí)行元件為了克服機械總負載所需要的那部分壓力，在結構參數D、d確定之后，取適當的背壓估算值，即可求出

8、執(zhí)行元件工作腔的壓力。16對于單桿液壓缸，其工作壓力P可按下列公式復算。有桿腔進油階段bpAAAFp212（10.10）式中：F液壓缸在各工作階段的最大機械總負載； 、 分別為缸無桿腔和有桿腔的有效面積； 液壓缸回油路的背壓。1A2AbpbpAAAFp121（10.9）無桿腔進油工進階段17 即執(zhí)行元件在一個工作循環(huán)中的壓力、流量、功率對時間或位移的變化曲線圖。將系統(tǒng)中各執(zhí)行元件的工況圖加以合并，便得到整個系統(tǒng)的工況圖。 液壓系統(tǒng)的工況圖可以顯示整個工作循環(huán)中的系統(tǒng)壓力、流量和功率的最大值及其分布情況，為后續(xù)設計步驟中選擇元件、選擇回路或修正設計提供合理的依據。 對于簡單系統(tǒng)，其工況圖的繪制可

9、省略。 18 先根據設計要求和系統(tǒng)工況確定泵的類型，然后根據液壓泵的最大供油量和系統(tǒng)工作壓力來選擇液壓泵的規(guī)格。（10.11） lpppp式中: 執(zhí)行元件的最高工作壓力； 進油路上總的壓力損失。plp19液壓泵的最大供油量為：（10.11） maxqkqp式中: K系統(tǒng)的泄漏修正系數，一般取 K=1.11.3； 同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。maxq20 液壓泵的規(guī)格型號按計算值在產品樣本選取，為了使液壓泵工作安全可靠，液壓泵應有一定的壓力儲備量，通常泵的額定壓力可比工作壓力高25%60%。泵的額定流量則宜與相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。21 驅動泵的電機根據驅動功率

10、和泵的轉速來選擇。 在整個工作循環(huán)中，泵的壓力和流量在較多時間內皆達到最大工作值時，驅動泵的電動機功率為：pppqpP（10.13） 式中： 液壓泵的總效率，數值可見產品樣本。 限壓式變量葉片泵的驅動功率，可按泵的實際壓力流量特性曲線拐點處的功率來計算。 工作中泵的壓力和流量變化較大時，可分別計算出各個階段所需的驅動功率，然后求其均方根值即可。p22 各種閥類元件的規(guī)格型號，按液壓系統(tǒng)原理圖和系統(tǒng)工況提供的情況從產品樣本中選取，各種閥的額定壓力和額定流量，一般應與其工作壓力和最大通過流量相接近。 具體選擇時，應注意溢流閥按液壓泵的最大流量來選取；流量閥還需考慮最小穩(wěn)定流量，以滿足低速穩(wěn)定性要求

11、。23 油管的規(guī)格尺寸大多由所連接的液壓元件接口處尺寸決定，只有對一些重要的管道才驗算其內徑和壁厚。 對于固定式的液壓設備，常將液壓系統(tǒng)的動力源，閥類元件集中安裝在主機外的液壓站上，這樣能使安裝與維修方便，并消除了動力源的振動與油溫變化對主機工作精度的影響。24 液壓系統(tǒng)初步設計完成之后，需要對它的主要性能加以驗算，以便評判其設計質量，并改進和完善液壓系統(tǒng)。 畫出管路裝配草圖后，即可計算管路的沿程壓力損失，局部壓力損失，它們的計算公式詳見液壓流體力學，管路總的壓力損失為沿程損失與局部損失之和。 在系統(tǒng)的具體管道布置情況沒有明確之前，通常用液流通過閥類元件的局部壓力損失來對管路的壓力損失進行概略

12、地估算。25 液壓系統(tǒng)在工作時，有壓力損失，容積損失和機械損失，這些損耗能量的大部分轉化為熱能，使油溫升高從而導致油的粘度下降，油液變質，機器零件變形，影響正常工作。為此，必須將溫升控制在許可范圍內。 單位時間的發(fā)熱量為液壓泵的輸入功率與執(zhí)行元件的輸出功率之差。26 一般情況下，液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)往往有好幾個階段，其平均發(fā)熱量為各個工作周期發(fā)熱量的時均值，即inioiiitPPt1)(1（10.14） 式中第個工作階段系統(tǒng)的輸入功率；第個工作階段系統(tǒng)的輸出功率； 工作循環(huán)周期；第個工作階段的持續(xù)時間；總的工作階段數。iiPoiPtitn27 液壓系統(tǒng)在工作中產生的熱量，主要經油箱散發(fā)到空氣中去

13、，油箱在單位時間散發(fā)熱量的可按下式計算（10.15） tAkh式中: A油箱的散熱面積； 液壓系統(tǒng)的溫升； 油箱的散熱系數，其值可查閱液壓設計手冊。thk系統(tǒng)的溫升為（10.16） Akth計算溫升值如果超過允許值，應采取適當的冷卻措施。28 正式工作圖包括液壓系統(tǒng)原理圖、液壓系統(tǒng)裝配圖、液壓缸等非標準元件裝配圖及零件圖。液壓系統(tǒng)原理中應附有液壓元件明細表，表中標明各液壓元件的型號規(guī)格、壓力和流量等參數值，一般還應繪出各執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖和電磁鐵的動作順序表。 液壓系統(tǒng)裝配圖是液壓系統(tǒng)的安裝施工圖，包括油箱裝配圖，管路安裝圖等。29 技術文件一般包括液壓系統(tǒng)設計計算說明書，液壓系統(tǒng)使用及維護

14、技術說明書，零、部件目錄表及標準件、通用件、外購件表等。30 某廠要設計制造一臺雙頭車床，加工壓縮機拖車上一根長軸兩端的軸頸。由于零件較長，擬采用零件固定，刀具旋轉和進給的加工方式。其加工動作循環(huán)是快進工進快退停止。同時要求各個車削頭能單獨調整。其最大切削力在導軌中心線方向估計為12000N，所要移動的總重量估計為15000N，工作進給要求能在0.0201.2mmin范圍內進行無級調速，快速進、退速度一致，為 4 mmin，試設計該液壓傳動系統(tǒng)。 31圖10.1為該機床的外形示意圖。1-左主軸頭；2-夾具；3-右主軸頭；4-床身；5-工件32 根據加工要求，刀具旋轉由機械傳動來實現；主軸頭沿導

15、軌中心線方向的“快進一工進快退停止”工作循環(huán)擬采用液壓傳動方式來實現。故擬選定液壓缸作執(zhí)行機構。 考慮到車削進給系統(tǒng)傳動功率不大，且要求低速穩(wěn)定性好，粗加工時負載有較大變化，故擬選用調速閥、變量泵組成的容積節(jié)流調速方式。 為了自動實現上述工作循環(huán)，并保證零件一定的加工長度（該長度并無過高的精度要求），擬采用行程開關及電磁換向閥實現順序動作。 33 系 統(tǒng)同 時 驅 動兩 個 車 削頭 ， 且 動作 相 同 。為 保 證 快速 進 、 退速度相等，并 減 小 液壓 泵 的 流量 規(guī) 格 ，擬 選 用 差動 連 接 回路。34 由快進轉工進時，采用機動滑閥。工進終了時。壓下電器行程開關返回?？焱说?/p>

16、終點，壓下電器行程開關，運動停止。分別調節(jié)兩個調速閥，可使兩車削頭有較高的同步精度。快進轉工進后，系統(tǒng)壓力升高，遙控順序閥打開，回油經背壓閥回油箱。背壓閥使工進時運動平穩(wěn)。35圖10.2雙頭車床液壓系統(tǒng)工作原理圖36 10.3液壓缸受力圖37 工作負載： N油缸所要移動負載總重量： N選取工進時速度的最大變化量： m/s選?。?s 12000wF15000G02. 0v2 . 0t)(1532 . 002. 081. 915000NtvgGFa則慣性力為38 缸的密封阻力通常折算為克服密封阻力所需的等效壓力乘以液壓缸的有效面積。若密封結構為Y型，可取 Peq=0.2MPa，缸的有效面積初估值為

17、 A1=80mm,則密封力為：1600008. 010251ApFeqs（N） 啟動時：啟動時：800%50008. 0102251ApFeqs（N）運動時：運動時：3990圖10.4導軌結構受力示意圖NfFGfFGFzzf66402sin)2()2(40 回油背壓，一般為 0.3-0.5MPa，取回油背壓 Pb=0.3MPa,考慮兩邊差動比為2,且已知液壓缸進油腔的活塞面積 A1=80 mm,取有桿腔活塞面積A2=40 mm，將上述值代入公式得：1200004. 010352ApFbb（N）（N）207931200664080015312000bfsawFFFFFF 分析液壓缸各工作階段中受

18、力情況，得知在工進階段受力最大，作用在活塞上的總載荷：41 根據經驗確定系統(tǒng)工作壓力，選取 P=3MPa，則工作腔的有效工作面積和活塞直徑分別為：25100693. 0103020793mpFAmAD094.000693.0441因為液壓缸的差動比為2，所以活塞桿直徑為：mDd066. 0094. 07 . 0242根據液壓技術行業(yè)標準，選取標準直徑mmmD9009. 0mmmd63063. 0PaDFp522107 .3209. 02079344則液壓缸實際計算工作壓力為:Pap51033實際選取的工作壓力為:43 由于左右兩個切削頭工作時需做低速進給運動，在確定油缸活塞面積 A1之后，還必

19、須按最低進繪速度驗算油缸尺寸。即應保證油缸有效工作面積 A1為：minmin1vqAqmin流量閥最小穩(wěn)定流量，在此取調速閥最小穩(wěn)定流量為50ml/min； vmin活塞最低進繪速度，本題給定為20mmmin。式中：44 根據上面確定的液壓缸直徑，油缸有效工作面積為：232211036. 609. 044mDA234minmin105 . 210250mvq驗算說明活塞面積能滿足最小穩(wěn)定速度要求。45)(104310101033555Pappplp 對于調速閥進油節(jié)流調速系統(tǒng)，管路的局部壓力損失一般取 ，取總壓力損失 , 則液壓泵的實際計算工作壓力：Pa510)155(Papl5101046取

20、液壓系統(tǒng)的泄露系數 kl= 1.1 ，則液壓泵的流量為： min)/(5 .27251 . 1maxlqkqlp 根據求得的液壓泵的流量和壓力，又要求泵變量,min)/(254063. 042422max2maxlvdq當液壓缸左右兩個切削頭快進時，所需的最大流量之和為：47 因該系統(tǒng)選用變量泵，所以應算出空載快速、最大工進時所需的功率，按兩者的最大值選取電機的功率。最大工進：此時所需的最大流量為：min)/(6 .7129 .0442max2maxlvDqww 選取液壓泵的總效率為：=0.8，則工進時所需的液壓泵的最大功率為：)(36. 1108 . 0606 . 710432265maxKWqpPwpw48導軌摩擦力：)(180045sin1 . 02150001 . 02150002sin22NfGfGFf空載條件下的總負載：)(24651800155510NFFFFfsae49空載快速時液壓泵所需的最大功率為： 選取空載快速條件下的系統(tǒng)壓力損失，則空載快速條件下液壓泵的輸出壓力為：)(109 .121050