液压系统的设计与计算.doc

第九章 液压系统的设计与计算 第一节 液压系统的设计步骤和方法液压系统设计是整机设计的重要组成部分，其设计与计算方法因人而异。本章介绍液压系统常见的设计计算方法及实例。液压系统设计的主要步骤如下：1） 明确液压系统的设计要求；2） 选定执行元件，进行工况分析，明确系统的主参数；3） 拟定液压系统原理图；4） 计算和选择液压元件；5） 液压系统性能验算和绘制工作图、编制技术文件。上述设计步骤是一般的程序，在实际工作中，这些步骤并不是一成不变的，应视具体情况灵活掌握。一、液压系统设计要求在设计液压系统前需明确以下几方面的内容：1. 明确主机哪些动作需要液压系统来完成。2. 对液压系统的动作和运动要求。根据主机的设计要求，确定液压执行元件的数量、运动形式、工作循环、行程范围及各执行元件动作的顺序、同步、联锁等要求。3. 确定液压执行元件承受的负载和运动速度的大小及其变化范围。4. 对液压系统的性能要求，如调速性能、运动平稳性、转换位置精度、效率、温升、自动化程度、可靠性程度、使用与维修的方便性。5. 液压系统的工作条件，如温度、湿度、振动干扰，外形尺寸、经济性等要求。 二、液压系统的工况分析和系统的确定对执行元件负载分析与运动分析，也称为液压系统的工况分析。工况分析就是分析每个液压执行元件在各自工作过程中负载与速度的变化规律，一般执行元件在一个工作循环内负载、速度随时间或位移而变化的曲线用负载循环图和速度循环图表示。1. 负载分析液压缸与液压马达运动方式不同，但他们的负载都是由工作负载、惯性负载、摩擦负载、背压负载等组成的。工作负载FW包括切削力、夹紧力、挤压力、重力等，其方向与液压缸运动方向相反时为正，相同时为负；惯性负载Fa为运动部件在启动和制动时的惯性力，加速时为正，减速时为负；摩擦负载包括导轨摩擦阻力Ff和密封装置处的摩擦力Fs，前者在确定摩擦系数后即可计算，后者与密封装置类型、液压缸制造质量和液压油压力有关，一般通过取机械效率m =（0.900.97）来考虑；背压负载Fb是液压缸回油路上压力pb所产生的阻力，初算时可暂不考虑，需要估算时背压力pb可按表91选取。液压缸在各工作阶段中负载按表92中表达式来计算，再以液压缸所经历的时间t或行程S为横坐标作出F-t或F-S负载循环图。对于简单液压系统可只计算快速运动阶段和工作阶段。在负载难以计算时可通过实验来确定，也可以根据配套主机的规格确定液压系统的承载能力。 表91 液压系统背压力系 统 结 构 情 况 背 压 力 pb ( MPa)用节流阀的回路节流调速系统 0.30.5用调速阀的回路节流调速系统 0.50.8 对中高压液压系统背压力数值回有路上有背压阀的系统 0.51.5 应放大50%100% 采用辅助泵补油的闭式回路 0.81.5 表92 液压缸各工作阶段负载计算工 作 阶 段 负 载 F启动加速阶段 F=(Ff+FaFG)/ m FG为运动部件自重在液压缸运动快进、快退阶段 F=(FfFG)/ m 方向的分量，液压缸上行时取正， 工进阶段 F=(FfFWFG)/ m 下行时取负减速制动阶段 F=(Ff-FaFG)/ m2. 运动分析按各执行元件在工作中的速度v以及位移s或经历的时间t绘制vs或vt速度循环图。图91即为某一组合机床液压滑台的负载和速度循环图。 图9-1 组合机床滑台负载和速度循环图三、确定液压系统的主要参数液压系统的主要参数工作压力和流量是选择液压元件的主要依据，而系统的工作压力和流量分别取决于液压执行元件工作压力、回路上压力损失和液压执行元件所需流量、回路泄漏，所以确定液压系统的主要参数实质上是确定液压执行元件的主要参数。1. 初选液压系统的主要参数执行元件工作压力是确定其结构参数的重要依据。工作压力选得低一些，对液压系统工作平稳性、可靠性和降低噪声等都有利，但对液压系统和元件的体积、重量就相应增大；工作压力选得过高，虽然液压元件结构紧凑，但对液压元件材质、制造精度和密封要求都相应提高，制造成本也相应提高。执行元件的工作压力一般可根据负载进行选择，见表9-3。有时也可参照或类比相同的主机选定执行元件的压力，详见第四章第四节表4-5。 表9-3 按负载选择执行元件工作压力 负载F（kN） 50工作压力p（MPa）52. 确定执行元件的主要结构参数（1）确定液压缸主要结构参数 根据负载分析得到的最大负载Fmax和初选的液压缸工作压力p，再设定液压缸回油腔背压pb以及杆径比d/D，即可由第四章中液压缸的力平衡公式来求出缸的内径D、活塞杆直径d和缸的有效工作面积A,其中D、d值应圆整为标准值（参见第四章表4-3，表4-5）。对于工作速度低的液压缸，要校验其有效面积A，即要满足Aqmin/vmin （9-1）式中 qmin回路中所用流量阀的最小稳定流量，或容积调速回路中变量泵的最小稳定流量；vmin液压缸应达到的最低运动速度。如果不满足式（9-1），则必须加大液压缸的有效工作面积A，然后复算液压缸D、d的及工作压力p。（2）确定液压马达排量VM 由马达的最大负载扭矩Tmax、初选的工作压力p和预估的机械效率Mm ，即可计算马达排量VMVM = （9-2） 为使马达能达到稳定的最低转速nmin，其排量VM应满足 VM （9-3）式中qmin意义与式（9-1）中的相同。按求得的排量VM、工作压力p及要求的最高转速nmax从产品样本种选择合适的液压马达，然后由选择的液压排量VM、机械效率Mm 和回路中的背压力pb复算液压马达的工作压力。3.画执行元件的工况图在执行元件主要结构参数确定后，就可由负载循环图和速度循环图画出执行元件的工况图，即执行元件在一个工作循环中的工作压力p、输入流量q、输入功率P对时间的变化曲线图。当系统中有多个执行元件时，把各个执行件的qt流量图、Pt功率图按系统总的工作循环综合得到流量图和总功率图。执行元件的工况图显示系统在整个循环回路中压力、流量、功率的分布情况及最大值所在的位置，是选择液压元件、液压基本回路及为均衡功率分布而调整设计参数的依据。四、液压系统图的拟定拟定液压系统图是整个液压系统设计中最重要的一步。它是从油路原理上来具体体现设计任务中提出的各项性能要求的。拟定液压系统包括两项内容： 分析、对比选出合适的液压回路；把选出的回路组成液压系统：常采用经验法，也可用逻辑法。1. 液压回路的选择选择液压回路的依据是前面的设计要求和工况图，这一步往往会出现多种方案，因为满足同一种设计要求的液压回路往往不只一种；为此选择必须与分析、对比紧密结合起来进行，在这里，收集、整理和参考同种类型液压系统先进回路的成熟经验是十分必要的。 机床液压系统中，调速回路是核心，它一旦确定，其它回路就对应确定下来了。因为液压回路的选择工作必须从调速回路开始。选择各种回路一般考虑如下事项：（1）调速回路 根据工况图上压力、流量和功率的大小以及系统对温升、工作平稳性等方面的要求选择调速回路。例：压力较小，功率较小（23kW），工作稳定性要求不高的场合宜采用节流阀式调速回路；负载变化较大，速度稳定性要求较高的场合宜采用调速阀式调速回路。功率中等（35kW）的场合可采用节流阀式调速回路，或容积式调速回路，亦可采用容积节流式调速回路。功率较大（5kW），要求温升小而稳定性要求不太高的场合宜采用容积调速回路。调速方式决定之后油路循环形式基本上也就确定了。例如节流调速、容积节流调速回路，选用开式回路；容积调速回路选用闭式回路。当工作循环中需要多个执行元件，且其总工况图上流量变化较大时，可用蓄能器，选用小规格的液压泵。（2）快速运动回路和速度换接回路 快速运动回路与调速回路密切相关，它在调速回路考虑油源形式和系统效率、温升等因素时已考虑进去了，调速回路一经确定，快速回路基本上也就确定了。速度换接回路的结构形式基本上由系统中调速回路和快速运动回路的形式决定，选择时考虑得较多的是采用机械控制式换接，还是电气控制式换接，前者换接精度高，换接平稳、工作可靠，后者结构简单、调整方便、控制灵活。采用电气控制式换接时，系统中有时要安装压力继电器（或电接点压力表），压力继电器（或电接点压力表）应放在动作变化时压力变化显著的地方。（3）压力控制回路 压力控制回路种类很多，有的已包含在调速回路中，有的则须根据系统要求专门进行选择（如卸压、保压回路）。选择各种压力控制回路时，应仔细推敲这种回路在选用时所须考虑的问题以及各种方案的特点和适用场合。以卸荷回路为例：选择时要考虑卸荷所造成的功率损失、温升、流量和压力的瞬间变化等，为此系统压力不高，流量不大，或油箱容量较大，系统间隙工作（因而有可能使液压缸停止运转）的场合只设置溢流回路就可以了，在其它的场合则须采用二位二通换向阀式卸荷回路或先导型溢流阀式卸荷回路等等。（4）多缸回路 多缸回路与单缸回路相比，须多考虑一个多缸之间的相互关系问题，这项关系不外是同时动作时的同步问题，互不干扰问题，先后动作时的顺序问题和不动作时的卸荷问题。2. 液压系统的合成液压系统要求的各个液压回路选好之后，再配上一些测压，润滑之类的辅助油路，就可以进行液压系统的合成了，进行这步工作时须注意以下几点：（1）尽可能多的归并掉作用相同或相近的元件，力求系统结构简单。（2）并出来的系统应保证其循环中的每一个动作都安全可靠，相互之间没有干扰。（3）尽可能使归并出来的系统保持效率高，发热少。（4）系统中各种元件的安放位置应正确，以便充分发挥其工作性能。（5）归并出来的系统应经济合理，不可盲目追求先进，脱离实际。五、液压元件的计算和选择液压元件的计算主要是计算元件工作压力和通过的流量，此外还有电机效率和油箱容量。元件应尽量选用标准元件，只有在特殊情况下才设计专用元件。1. 确定液压泵的容量及驱动电机的功率（1）计算液压泵的工作压力 液压泵的工作压力是根据执行元件的工作性质来确定的：若执行元件在工作行程终点，运动停止时才需要最大压力，这时液压泵的工作压力就等于执行元件的最大压力。若执行元件是在工作行程过程中需要最大压力，则液压泵的工作压力应满足 pPp1+p1 （9-4）式中 p1：执行元件的最大工作压力p1进油路上的压力损失（系统管路未曾画出以前按经验选取：一般节流调速和简单的系统：p1 =0.20.5MPa 。进油路有调速阀及管路复杂的系统：p1 =0.51.5MPa）。（2）计算液压泵的流量液压泵的流量qp按执行元件工况图上最大工作流量和回路的泄漏量确定1）单液压泵供给多个同时工作的执行元件时 qpK(qi)max (9-5a)式中 K回油泄漏折算系数 K=1.11.3；（qi）max同时工作的执行元件流量之和的最大值。2）采用差动连接的液压缸时 qpK(A1-A2)vmax (9-5b)式中 A1、A2液压缸无杆腔，有杆腔的有效工作面积；vmax液压缸或活塞的最大移动速度。3）采用蓄能器储存压力油时按系统在一个工作周期中的平均工作流量来选择qpk （9-5c）式中 T机器工作周期；V每个执行元件在工作周期中的总耗油量；n执行元件个数。2. 选择液压泵的规格前面计算的pp仅是系统的静态压力。系统在工作过程中常因过渡过程内的压力超调或周期性的压力脉动而存在着动态压力，其值远远超过静态压力。所以液压泵的额定压力应比系统最高压力大出25%60%。至于液压泵的Q应与系统所需的最大流量相适应。3.驱动电机的功率1）若工况上的p t与q t曲线变化比较平缓，则电机所需功率为： Pp = ppqp/p （9-6a）2）图上的p t与q t曲线起伏较大，则需按上式分别算出电动机在各个循环阶段内所需的功率（注意液压泵在各个阶段内的功率是不同的），然后用下式求出电动机的平均功率： Pp = （9-6b）式中 Ppi = Pp1 ，Pp2，Pp3.Ppn整个循环中每一动作阶段内所需的功率；ti = t1，t2，t3tn整个循环中没一动作阶段所占用的时间。求出了平均功率后还要返回去检查每一阶段内电动机的超载量是否在允许值范围内。（电动机一般允许短期超载25%）4.确定其它元件的规格（1）选择控制阀 控制阀的规格是根据系统最高压力和通过该阀的实际流量在标准元件的产品样本中选取的。进行这项工作时应注意：液压系统有串联油路和并联油路之分。油路串联时系统的流量即为油路中各处通过的流量；油路并联且各油路同时工作时，系统的流量等于各条油路通过的流量总和，油路并联且油路顺序工作时的情况与油路串联时相同。元件选定的额定压力和流量应尽可能与其计算所需之值接近，必要时，应允许通过元件的最大实际流量超过其额定流量的20%。（2）确定管道尺寸 管道尺寸取决于通过的最大流量和管内允许的液体流速，其值可按第六章式（6-5）进行计算。管道的壁厚取决于所承受的工作压力，其值可按第六章式（6-6）进行计算。在实际设计中，管道尺寸常常是由已选定的液压元件连接口处的尺寸决定。（3）确定油箱容量 液压系统中的散热主要依靠油箱：油箱体积大，散热快，但占地面积大；油箱体积小则油温较高。一般中、低压系统中油箱的容积可按第六章经验公式（6-4）计算。六、液压系统性能的估算液压系统设计完成之后，需要对它的技术性能进行验算，以便判断其设计质量或从几个方案中选出最好的设计方案。然而液压系统的性能验算是一个复杂的问题，目前详细验算尚有困难，只能采用一些经过简化的公式，选用近似的粗略的数据进行估算，并以此来定性地说明系统性能上的一些主要问题。设计过程中如有经过生产实践考验的同类型系统可供参考或有较可靠的实验结果可供使用，则系统的性能估算就可省略。1.系统压力损失验算在系统管路布置确定后，即可计算管路的沿程压力损失p、局部压力损失p和液流流过阀类元件的局部压力损失pv，他们的计算公式详见第二章。管路中总的压力损失为p=p+p+pv （9-7）进油路和回油路上的压力损失应分别计算，并且回油路上的压力损失要折算到进油路上去。当计算出的压力损失值比确定系统工作压力时选定的压力损失值大得多时，就应重新调整有关阀类元件规格和管道尺寸，以降低系统的压力损失。2.系统发热温升的验算液压系统中所有的能量损失将转变为热量，使油温升高、系统泄漏增大，影响系统正常工作。若系统的输入功率为Pi，输出功率为Po，则单位时间的发热量Hi为 Hi=Pi-Po= Pi(1-) (9-8)式中为系统效率。工作循环中有n个工作阶段，要根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量。若第j个工作阶段时间为tj，则 Hi = （9-9）系统中产生的热量由各个散热面散发至空气中去，但绝大部分热量是经油箱散发的。油箱在单位时间内的散热量可按下式计算 Ho=KAt (9-10)式中 A油箱散热面积；t油液的温升；K散热系数（W/），通风条件很差时K=810,通风条件良好时K=1420,，风扇冷却时K=2025，用循环水冷却时K=110175。当系统达到热平衡时，Hi= Ho，则系统温升t为t= （9-11）一般机械允许油液温升2530，数控机床油液温升应小于25，工程机械等允许油液温升3540。若按式（9-11）算出油液温升超过允许值时，系统必须采取适当的冷却措施。第二节 液压系统设计计算举例设计一台卧式单面钻镗两用组合机床，其工作循环是“快进工进快退原位停止”；工作时最大轴向力为30kN，运动部件重为19.6kN；快进、快退速度为6m/min，工进速度为0.020.12m/min；最大行程400mm，其中工进行程200mm；启动换向时间t=0.2s；采用平导轨，其摩擦系数f=0.1。一、负载分析与速度分析1.负载分析已知工作负载Fw =30kN，重力负载FG=0，按启动换向时间和运动部件重量计算得到惯性负载Fa=1000N，摩擦阻力Ff=1960N。取液压缸机械效率m =0.9，则液压缸工作阶段的负载值见表9-4。 表9-4 液压缸在各工作阶段的负载值 工作循环 计算公式 负载f（N） 启动加速 F=(Ff+Fa)/ m 3289 快 进 F= Ff/ m 2178 工 进 F=(Ff+ Fw)/ m 35511 快 退 F=Ff/ m 21782.速度分析已知快进、快退速度为6m/min，工进速度范围为20120mm/min，按上述分析可绘制出负载循环图和速度循环图（略）。二、确定液压缸主要参数1.初选液压缸的工作压力由最大负载值查表9-3，取液压缸工作压力为4MPa。2.计算液压缸结构参数为使液压缸快进与快退速度相等，选用单出杆活塞缸差动连接的方式实现快进，设液压缸两有效面积为A1和A2，且A1=2 A2，即d=0.707D。为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔背压p2取0.6MPa，而液压缸快退时背压取0.5MPa。由工进工况下液压缸的平衡力平衡方程p1 A1= p2 A2+F，可得 A1=F/（p10.5p2）=35511/（41060.50.6106）96（cm2）液压缸内径D就为 D=4 =11.06（cm）对D圆整，取D=110mm。由d=0.707D，经圆整得d=80mm。计算出液压缸的有效工作面积A1=95cm2，A2=44.77 cm2。工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量qmin=0.05L/min，设计要求最低工进速度vmin=20mm/min，经验算可知满足式（9-1）要求。3.计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值差动时液压缸有杆腔压力大于无杆腔压力，取两腔间回路及阀上的压力损失为0.5MPa，则p2= p1+0.5（MPa）。计算结果见表9-5。由表9-5即可画出液压缸的工况图（略）。 表9-5 液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率值 负载 回油背压 进油压力 输入流量 输入功率工作循环 计算公式 F（KN）p2（MPa）p1（MPa） Q1(10-3 m3/s) P（kW）快 启动加速 p1=F+ A2(p2p1) 3289 1.10 A1 A2 q1=(A1 A2)v1 p2= p1+0.5 进 恒 速 P= p1 q1 2178 0.88 0.50 0.44 p1= F+ A2p2 0.0031 0.012 A1工 进 q1=A1 v1 35511 0.6 4.02 P= p1 q1 0.019 0.076快 启动加速 p1= F+ A1p2 3289 1.79 A2 q1=A2 v1 0.5退 恒 速 P= p1 q1 2178 1.55 0.448 0.69三、拟定液压系统图1. 选择基本回路（1）调速回路：因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选用进油节流调速回路。为有较好的低速平稳性和速度负载特性，可选用调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。（2）泵供油回路：由于系统最大流量与最小流量比为156，且在整个工作循环过程中的绝大部分时间里泵在高压小流量状态下工作，为此应采用双联泵（或限压式变量泵），以节省能源提高效率。（3）速度换接回路和快速回路：由于快进速度与工进速度相差很大，为了换接平稳，选用行程阀控制的换接回路。快速运动通过差动回路来实现。（4）换向回路：为了换向平稳，选用电液换向阀。为便于实现液压缸中位停止和差动连接，采用三位五通阀。（5）压力控制回路：系统在工作状态时高压小流量泵的工作压力由溢流阀调整，同时用外控顺序阀实现低压大流量泵卸荷。2. 回路合成对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和归并。具体方法为：1）防止工作进给时液压缸进油路、回油路相通，需接入单向阀7。2）要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀9，以阻止油液流回油箱。此阀通过位置调整后与低压大流量泵的卸荷阀合二为一。3）为防止机床停止工作时系统中的油液回油箱，应增设单向阀。4）设置压力表开关及压力表。合并后完整的液压系统如图9-2所示。 图9-2 液压系统原理图四、液压元件的选择1.液压泵及驱动电机功率的确定（1）液压泵的工作压力：已知液压缸最大工作压力为4.02MPa，取进油路上压力损失为1MPa，则小流量泵最高工作压力为5.02MPa，选择泵的额定压力应为pn=5.02+5.0225%=6.27（MPa）。大流量泵在液压缸快退时工作压力较高，取液压缸快退时进油路上压力损失为0.4MPa，则大流量泵的最高工作压力为1.79+0.4=2.19（MPa），卸荷阀的调整压力应高于此值。（2）液压泵流量计算：取系统的泄漏系数K=1.2，则泵的最小供油量qp为 qp =Kq1max =1.20.510-3 =0.610-3（m3/s） =36L/min由于工进时所需要的最大流量是1.910-5 m3/s，溢流阀最小稳定流量为0.0510-3 m3/s，小流量泵最小流量为 qp1 =Kq1 +0.0510-3 =7.2510-5（m3/s） =4.4（L/min）（3）确定液压泵规格：对照产品样本可选用YB140/6.3双联叶片泵，额定转速960r/min，容积效率v为0.9，大小泵的额定流量分别为34.56和5.43L/min，满足以上要求。（4）确定液压泵驱动功率液压泵在快退阶段功率最大，取液压缸进油路上压力损失为0.5MPa，则液压泵输出压力为2.05MPa。液压泵的总效率p=0.8，液压泵流量40L/min，则液压泵驱动调集所需的功率P为 P=ppqp/p =2.051064010-3 =1708（W）据此选用Y112M6B5立式电动机，其额定功率为2.2KW，转速为940r/min，液压泵输出流量为33.84、5.33L/min，仍能满足系统要求。2元件、辅件选择根据实际工作压力以及流