组合机床的液压系统设计

课题名称 组合机床的液压系统设计 摘摘 要要 液压系统通常都是由液压元件（包括能源元件、执行元件、控制元件、辅助 元件）和工作介质两大部分组成。而本文对液压系统设计中进行了系统的分析、 系统图的拟定、元件的选择以及系统的性能验算等一系列的设计。利用 CAD 软件 绘出了液压缸简图及运动循环图，在负载分析中进行了液压缸的外部负载计算计 算。确定了液压系统的主要参数以及液压元件的选择，还进行了性能验算。而本 文着重在液压系统图，先画出了各液压回图，然后合成液压系统图，在合成液压 系统时有相应的比较，选择更符合的液压系统图。液压系统是按照这样的工作循 环工作的：定位夹紧快进工进止挡块停留快退原位停止松开拔 销。 关键字：液压系统；CAD；负载；液压回路 目 录 1 1 液压系统的背景及发展液压系统的背景及发展 .1 1 1.1 液压系统的背景 .1 1.2 液压系统的发展 .1 1.2.1 国外液压系统的发展 .1 2 2 液压系统设计的概述液压系统设计的概述 .2 2 2.1 液压系统的组成与表示 .2 2.1.1 液压系统的组成 .2 2.1.2 液压系统的表示 .3 2.2 液压系统的原理及分类 .3 2.2.1 液压系统的原理 .3 2.2.2 液压系统的分类 .3 2.3 液压传动的优缺点 .4 2.3.1 液压传动的优点 .4 2.3.2 液压传动的缺点 .4 3 3 液压系统的工况分析液压系统的工况分析 .5 5 3.1 负载分析的计算 .5 3.1.1 液压缸的外部负载计算 .6 3.2 运动分析 .7 4 4 确定液压系统的主要参数确定液压系统的主要参数 .8 8 4.1 确定液压缸的工作压力 .8 4.2 确定缸筒内径 D，活塞杆直径D.8 4.3 液压缸实际有效面积 .8 5 5 液压系统图的拟定液压系统图的拟定 .1010 5.1 制定液压回路方案 .10 5.2 拟定液压系统图 .13 5.2.1 液压系统图的比较 .13 5.2.2 钻孔的组合机床液压系统图 .15 6 6 元件选择元件选择 .1818 6.1 选择液压泵 .19 6.1.1 液压泵的最高工作压力 .19 6.1.2 液压泵的最大流量 .19 6.2 选择电机 .20 6.3 液压控制阀的选择 .21 7 7 液压系统性能验算液压系统性能验算 .2323 7.1 液压系统压力损失验算 .23 7.2 估算液压系统的效率、发热和温升 .25 结结 论论 .2727 致致 谢谢 .2828 参参 考考 文文 献献 .2929 0 1 1 液压系统的背景及发展液压系统的背景及发展 1.11.1 液压系统的背景液压系统的背景 液压技术作为实现现代传动与控制的关键基础技术之一，已成为工业机械、 工程建设机械及国际尖端产品不可缺少的重要技术基础，是它们向自动化、高 精度、高效率、高速度、小型化、轻量化方向发展的关键技术。世界工业发达 国家都将液压工业列为竞争发展的行业，其发展速度远高于机械工业的发展速 度。液压元件及其控制已发展成为综合的液压工程技术。 液压技术的应用也在不断地向其他领域拓展，几乎囊括了国民经济的各个 部门：从机械加工及装配线到材料压延和塑性成型设备；从材料及构件试验机 到电液仿真试验台；从建筑机械及工程机械到农业环境保护设备；从电力、煤 炭等能源机械到石油天然气的探采及各类化工设备。液压传动与控制已成为现 代机械工程的基本要素和工程控制的关键技术之一。 1.21.2 液压系统的发展液压系统的发展 1.2.1 国外液压系统的发展 在流体产品领域内，目前世界上最大的流体产品(主要是液压件、密封件及 液压附件等)制造企业，美国的派克(Parket)公司，成立于 1918 年，也有近 100 年历史，可以提供品种齐全的、高技术水平的液压件、密封件及所有的液 压附件。目前世界上最大的用于静液压系统的变量液压元件制造企业，德国的 博士力士乐公司，已有 200 多年的历史，从 1953 年开始全面制造液压元件， 也有 50 年以上历史。其最具特色的产品是用于静液压传动的变量系统液压元件， 无论是斜盘式或斜轴式，闭式(泵控)或开式(阀控)系统液压元件品种都非常齐 全，能为各种需要静液压系统元件的工程机械整个系统成套配套。还有世界上 最大的传动部件制造企业，德国的 ZF 公司，成立于 1915 年，也有近 100 年历 史，能为各种工程机械提供品种齐全的传动部件。 2 2 液压系统液压系统设计的概述设计的概述 2.12.1 液压系统的组成液压系统的组成与表示与表示 2.1.1 液压系统的组成12 液压系统通常都是由液压元件（包括能源元件、执行元件、控制元件、辅 1 助元件）和工作介质两大部分组成，各部分的功用如表 2-1 所列。 表 2-1 液压系统的组成部分和功用 组成部分功用 能源元件液压泵及其驱动原动机将原动机产生的机械能转变为液体的 压力能 执行元件液压缸、液压马达和摆 动液压马达 将液体的压力能转变为机械能，用以 驱动工作机构的负载做功 控制元件压力、流量、方向控制 阀及其他控制元件 控制调节液压系统中从泵到执行器的 油液压力、流量和方向 液压 元件 辅助元件油箱、管件、过滤器等用来存放、提供和回收液压介质，实 现液压元件之间的连接及传输能液压 介质 工作介质液压油或其他合成液体作为系统的载能介质，在传递能量的 同时并起润滑冷却的作用 由于液压元件多数已实现了通用化、系列化和标准化，从而为液压系统的 设计、制造和使用维护以及缩短机器设备的设计制造周期、降低制造成本提供 了有利条件。 2.1.2 液压系统的表示 液压系统的组成、工作原理、功能、工作循环及控制方式等，通常是利用 标准图形符号绘制成的液压系统原理在图进行表示。在此种表示法中，图形符 号仅表示组成系统的各液压元件的功能、操作（控制）方法及外部连接口，并 不表示液压元件的具体结构、性能参数、连接口的实际位置及元件的安装位置。 2.22.2 液压系统的原理及分类液压系统的原理及分类 2.2.1 液压系统的原理 电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输 入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左 右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。 2.2.2 液压系统的分类 液压系统是以压力液体作为工作介质，将动力元件、执行元件、控制元件、 辅助元件按照主机的功能要求，进行组合而形成的能够完成一定动作和运动要 求的系统。 2 按常规的分类方法，液压系统有以下几种类型 （1）开式循环系统和闭式循环系统 在开式循环系统中，执行元件的开、停和换向是由换向阀操纵来实现的。 开式循环系统的优点是结构简单，散热条件好，维护方便；缺点是油液与空气 接触机会多，容易受到污染。 在闭式循环系统中，要设置辅助泵或补油油箱用来补偿的泄漏，对系统进 行 热交换和排出系统运行中产生的杂质。闭式循环系统一般用在容积调速中，它 的 优点是结构紧凑，效率高，传动平稳性好，油液不易受到污染，但散热和沉淀 杂质条件差，因此系统必须增加冷却或过滤装置。 （2）单泵系统和多泵系统 单泵系统指由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统。单泵系 统 的特点是结构简单、成本低，但由于各个执行元件要求的压力和流量不同，原 动机的功率难以得到充分的利用。 多泵系统指采用两台以上的液压系统供油，各泵可以单独驱动一个执行机 构，也可以多泵合流驱动一个执行机构，以提高执行机构的速度，还可以实现 复合动作。多泵系统比单泵系统功率利用率高，缺点是造价高。 采用变量元件的液压系统成为变量系统。如恒功率变量系统能使原动机的功 率利用充分，可以得到较为理想的特性。 2.32.3 液压传动的优缺点液压传动的优缺点 2.3.1 液压传动的优点 （1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。在 同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达的 体积重量只有同等功率电动机的 12%左右。 （2）液压执行装置的工作比较平稳。由于液压执行装置重量轻、惯性小、 反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置的换向频率， 在实现往复回转运动时可达到每分钟 500 次，实现往复直线运动时可达每分钟 3 1000 次。 （3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达 1：2000） ，并可在 液压装置运行的过程中进行调速。 （4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向 进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时， 能 实现较复杂的顺序动作和远程控制。 （5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。 2.3.2 液压传动的缺点 （1）液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄 漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采 用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。 （2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等， 故不宜于远距离传动。 （3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。因 此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。 （4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造 成本高，而且对油液的污染比较敏感。 （5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求， 既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。 总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的 缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式 的结合更是前途无量。 3 3 液压系统的工况分析液压系统的工况分析123 123 负载分析和运动分析统称为液压系统的工程分析，它是确定液压系统主要 参数的基本依据。工程分析就是分析每个液压执行元件在各自工作循环中的负 载和速度随时间的变化规律，并用负载循环图和运动循环图加以表示，以便了 解运动过程的本质。 液压动力滑台是利用液压缸将泵站所提供的液压能转变成滑台动力所需的 4 机械能。它对液压系统性能的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率 利用合理，效率高，发热少。 技术要求：自动线上的一台多轴钻孔组合机床的动力滑台为卧式布置（导 轨为水平导轨， ）假设运动部件重力 G=9000N，其静、动摩擦因数 0.2，=0.1，=0.1m/s，0.88 10-3m/s。拟采用液压缸驱动，要sd12 求的工作循环时：定位夹紧快进工进止挡块停留快退原位停止 松开拔销。 3.13.1 负载分析的计算负载分析的计算 液压执行元件的外负载包括工作负载、摩擦负载和惯性负载三类。其中工 作负载有阻力负载和超越负载；摩擦负载是指液压执行元件驱动工作机构时所 要克服的机械摩擦阻力负载，它又有静摩擦负载和动摩擦负载两种；惯性负载 是由于 速度变化产生的负载。执行元件的负载大小可由主机规格确定，也可用实验方 法或理论分析计算得到。 一般的组合机床液压系统图中液压缸有水平（X 轴和 Y 轴）和垂直的放置， 但本课题的研究的是多轴钻孔组合机床的动力滑台卧式布置，因为是卧式的所 以只研究水平的，而因为液压缸在水平方向时，X 轴和 Y 轴的分析情况一样， 所以下面就研究液压缸为 X 轴方向的情况。 3.1.1 液压缸的外部负载计算 图 3-1 所示为液压缸计算简图，有关参数标注在图中。其中 F 为作用于活 塞杆上的外部负载，Fm 为液压缸密封处的内部密封阻力，Fn 工作负载在导轨上 的垂直分力，A1是液压缸无杆腔有效面积，A2是液压缸有杆腔的有效面积，P1 是液压缸无杆腔压力，P2是液压腔有杆腔压力。 5 图 3-1 液压缸计算简图 （1） 工作负载 Fe 液压缸的常见工作负载有重力、切削力、挤压力等。阻力负载为正，超越 负 载为负,已知工作负载。 （已知 Fe=30000N) （2） 机械摩擦负载 Ff 对于机床而言，即导轨的摩擦阻力。 此处分析采用平导轨，平导轨的摩擦阻力因导轨的安放形式不同而异。 水平安放的平导轨见图 3-2 图 3-2 水平 静摩擦阻力 =0.2 （9000+0）=1800N)(FnGsFfs 6 动摩擦阻力 =0.1 (9000+0)=900N)(FnGdFfd （3）惯性负载 Fi 惯性负载是运动部件在启动和制动过程中的惯性力.动 力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既 u=0.1m/s，t=0.2s，故惯性阻力为： =459N tg G Fi .201.89 .109000 利用上述分析计算结果，即可列出表 3-1。 表 3-1 动力滑台液压缸外负载计算结果 外负载 F/N工况 计算公式结果 启动FfsF 1800 加速 tg G FfdF 1359 快进 恒速FfdF 900 工进FfdFeF 30900 启动FfsF 1800 加速 tg G FfdF 1359 快退 恒速FfdF 900 3.23.2 运动分析运动分析 运动循环图即速度循图，反映了执行机构在一个工作循环中的运动规律。 绘制速度循环图是为了计算执行元件的惯性负载及绘制负载循环图，故绘制速 度循环图通常与负载循环图同时进行。而在日常中典型工作循环图是关于组合 机床的图，下图是钻孔动力滑台的工作循环图，工作循环为：定位夹紧快 进工进止挡块停留快退原位停止松开拔销，见图 3-3，其中一些 动作略。 7 图 3-3 动力滑台的工作循环图 4 4 确定液压系统的主要参数确定液压系统的主要参数 4.14.1 确定液压缸的工作压力确定液压缸的工作压力 参考课本资料,初选液压缸工作压力 p1=4106 Pa。 4.24.2 确定缸筒内径确定缸筒内径 D D，活塞杆直径，活塞杆直径 d d 为了满足工作台快速进退相等，并减小液压泵的流量，将液压缸的无杆腔 作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积 A1 与 A2应满足 A1=2A2（即活塞杆直径 d 和液压缸内径 D 间应满足 d=0.71D)。 为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。已知背压 p2为 0.6 1060Pa，并知液压缸机械效率=0.9，则可算得液压缸无杆腔的有效面cm 积 A1=/106 =0.0092m ) 2 2 1( p pcm F ）（ 2 .60 4.90 30900 液压缸内径 =0.108m 0092 . 0 414 A D 按 GB/T 2348-1993,取 D=110mm=11cm。 因为 A1=2A2,故活塞杆直径为 d=0.71D=0.71 110=78.1mm 按 GB/T 2348-1993,取活塞杆直径圆整为 d=80mm=8cm。 4.34.3 液压缸实际有效面积液压缸实际有效面积 无杆腔面积 A1=95cmD 4 11 4 8 有杆腔面积 A2=- )=)=- )=)=cmD( 4 d11 4 （ 8.744 则液压缸实际有效面积 A=A1-A2=50.3cm 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力 p2必须大于无杆腔压力 p1，其差值估 值暂取p2 -p1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此外=0；pp 另外，暂取快退时的回油压力损失为 0.7MPa。 5 5 液压系统图的拟定液压系统图的拟定 拟定液压系统图是液压系统设计工作中关键的一步，它将影响到系统的性 能与设计方案的经济性、合理性。一般方法是根据主机工作部件的运动要求， 确定液压执行元件的类型，然后通过比较选择合适的液压回路方案，最后进行 液压系统的合成及原理草图的绘制。 5.15.1 制定液压回路方案制定液压回路方案25-10 25-10 构成液压系统的回路有主回路（直接控制液压执行元件的部分）和辅助回 （保持液压系统连续稳定地运行状态的部分）两大类。 主回路 调速回路 液压系统功率较小，负载为阻力负载且工作中变化小，故采用调速阀的进 油 节流调速回路。为防止在孔钻时负载突然消失引起滑台前冲，回油路设置背压 阀。由于已选用节流调速回路，故系统必然为开式循环。 油源型式 系统在快速进、退阶段为低压、大流量的工况且持续时间短，而工进阶段 为高压、小流量的工况持续时间长，两种工况的最大流量与最小流量约达 60， 从提高系统效率和节能角度，宜选用高低压双泵组合供油或采用限压式变量泵 供油。两者各有利弊，现决定采用双联叶片泵供油方案，如图 5-1 所示。 9 图 5-1 油源型回路 换向与速度换接回路 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 5-2 所示。 10 图 5-2 换向与速度换接回路 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，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 5-3 所示。 图 5-3 选择速度换接回路 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。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。 辅助回路 11 在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一压力 表 及其开关，以便观测泵的压力。 选择回路时可能有多种方案，这时需要反复对比。还应多参考或吸收同类 设备液压系统中回路选择的成熟经验。 5.25.2 拟定液压系统图拟定液压系统图218 218 5.2.1 液压系统图的比较 在确定了满足系统要求的主液压回路和必要的辅助回路方案之后，即可将 它们组合成一个完整的液压系统并绘制出其原理草图了。 把上述各基本回路组合画在一起，得到如图 5-4 所示的液压系统原理图。 5-4 初步的液压系统原理图 1-双联叶片泵；2-换向阀；3-行程阀； 4-调速阀；5，10，13-单向阀；7-顺序阀； 8，9-先导型背压阀；11-滤油器；12-管道；23-液压缸 12 将此图仔细检查一遍，可以发现，这个图所示系统在工作中还存在问题， 必须进行修改和整理： （1）滑台工进时，液压缸的进、回油路相互接通不能实现工进，应该在换 向回路中串联单向阀，将进、回油路隔断。 （2）为实现液压缸差动连接，应该在换向回路上串接一个顺序阀，阻止油 液流回油箱。 （3）滑台工进后应能自动转为快退，考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不 通孔）加工，对位置定位精度要求较高因而需在调速阀出口处接压力继电器。 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）将顺序阀与背压阀的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省 去一个元件。 综合整理后得到图 5-5 的液压系统图。 组合与绘制液压系统草图时应注意下列事项。 （1） 力求系统简单可靠。 （2） 从实际出发，尽量采用具有互换性的标准液压元件。 （3） 管路尽量要短。 （4） 保证工作循环中的每一动作均安全可靠。 （5） 组合而成的液压系统应经济合理。 13 5.2.2 钻孔的组合机床液压系统图 一般的多轴钻孔组合机床液压系统中都有定位、夹紧、松开、拔销，因此 在上图 5-5 中加入这些工况动作，则整理后可得的钻孔组合机床液压系统图如 图 5-6 所示。 5-5 整理后的液压系统原理图 1-双联叶片泵；2-换向阀；3-行程阀；4-调速阀； 5，6,10,13-单向阀；7-顺序阀；8，9-先导型背压阀； 11-滤油器；12-管道；14-压力继电器；23-液压缸 14 1-双联叶片泵；2-三位五通电液换向阀；3-行程阀；4-调速阀； 5，6,10,13,16-单向阀；7-外控顺序阀；8，9-先导型背压阀； 11-滤油器；12-管道；14，19,20-压力继电器；15-减压阀；17-二位四通电磁换向 阀； 18-单向顺序阀；21-定压阀；22-夹紧缸；23-液压缸；24-压力表；25-压力表 开关 以下是各工况时进、出油路的情况： (1) 夹紧 进油路：双联叶片泵 1单向阀 10减压阀 15单向阀 16二位四通电磁 换向阀 17（左位）单向顺序阀 18夹紧缸 22（上腔） ； 回油路：夹紧缸 22（下腔）油箱。 （2）快进 当进给系统需要开始自动加工循环时，人工按下自动循环起动按钮，使电 磁铁 2YA 通电，在控制油路驱动下，液动换向阀 2 右位接入系统，系统开始快 进。由于快进时滑台为空载，液压系统只需克服滑台上负载的惯性力和导轨的 摩擦力，系统工作压力很低，叶片泵 1 处于最大偏心距状态，输出最大流量， 5-6 钻孔组合机床液压系统图 15 且外控式顺序阀 7 处于关闭状态，通过单向阀 10 的正向导通和换向阀左位接入 系统，使液压缸处于差动连接状态，实现液压缸快速运动。此时，系统中油液 流动的情况为： 进油路：双联叶片泵 1单向阀 10换向阀 2行程阀 3液压缸 23(右腔)； 回油路：液压缸 23（左腔）换向阀 2单向阀 6行程阀 3液压缸 23（右腔） 。 （2）工作 当滑台快进到预定位置时（事先已经调好） ，装在滑台（工作台）前侧面 的行程挡块压下行程阀 3，电磁铁 2YA 继续通电，使行程阀的下位接入系统， 由于 38 之间油路被切断，单向阀 6 反向截止，压力油只有经换向阀 2、调速 阀 4 后进入液压缸右腔。此时，系统中油液流动的情况为： 进油路：双联叶片泵 1单向阀 10换向阀 2调速阀 4液压缸 23（右 腔） ； 回油路：液压缸 23（左腔）换向阀 2背压阀 8顺序阀 7油箱。 （3）止挡块停留 当滑台进到终点时，碰上事先调整好的死挡块，使滑台不能继续前进，被 迫停留。此时，油路状态保持不变，泵 1 仍在继续运转，使系统压力将不断升 高，泵的输出流量不断减少直至与系统(含液压泵)的泄漏量相适应；与此同时， 由于流过调速阀 4 的流量为零，阀前后的压力差为零，从泵 1 出口到缸右腔之 间的压力油路段变为静压状态，使整个压力油路上的油压力相等，即缸右腔的 压力升高到泵出口的压力，由于缸右腔压力的升高，引起压力继电器 14 动作并 发信号给时间继电器(图 7-4 中未画出)，经过时间继电器的延时处理，使滑台 停留一小段时间后再返回。滑台在死挡铁处的停留时间通过时间继电器灵活调 节。 （4）快退 当滑台按调定时间在死挡块处停留后，时间继电器发出信号，使电磁铁 1YA 通电，电磁铁 2YA 断电，使阀 2 左位接入系统，因而主油路换向。由于此 时滑台没有外负载，系统压力下降，液压泵 1 的流量又自动增至最大，缸小腔 进油、大腔回油，使滑台实现快速退回。此时，系统中油液的流动情况为： 16 进油路：双联叶片泵 1单向阀 10换向阀 2换向阀 4液压缸 23(右腔)； 回油路：液压缸 23（右腔）单向阀 5换向阀 2单向阀 13油箱。 （5）原位停止 当滑台快速退回到原位时，另一个行程挡块压下终点行程开关，使电磁铁 1YA 断电，阀 2 左右两边的控制油路都通油箱，因而阀 2 也在其对中弹簧作用下回 到中位，液压缸两腔封闭，滑台停止运动，液压泵卸荷。 （6）松开 进油路：双联叶片泵 1单向阀 10减压阀 15单向阀 16二位四通电磁 换向阀 17（左位）单向顺序阀 18夹紧缸 22（有杆腔） ； 回油路：夹紧缸 22（上腔）单向顺序阀 18二位四通电磁换向阀 17（左位）油箱。 系统图中各电磁铁及行程阀的动作顺序见表 5-1(电磁铁通电、行程阀压下 时，表中记“+”号，反之记“-”号） 。 表 5-1 电磁铁和行程阀的动作顺序 电磁铁工况 1YA2YA3YA 行程阀 定位 -+- 夹紧 -+- 快进 +- 工进 +-+ 止挡块停留 +-+ 快退 -+-+ 滑台原位停止 -+- 松开 - 拔销 - 6 6 元件选元件选择择2318 2318 液压系统的组成元件包括标准元件和专用元件。在满足系统性能要求的前 提下，应尽量选用现有的标准液压元件，不得已时才自行设计液压元件。 17 选择液压元件时一般应考虑以下问题。 （1） 应用方面的问题，如主机的问题、原动机的特性等。 （2） 系统要求，如压力和流量的大小、工作介质的种类、循环周期等。 （3） 经济问题，如使用量，购置及更换成本等。 （4） 应尽量采用标准化。 6.16.1 选择液压泵选择液压泵 常用液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵等类型，各种泵间的特性有很 大差异。选择液压泵的主要依据是其最高工作压力和最大流量。 6.1.1 液压泵的最高工作压力 由图 6-1 可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 4.4MPa，本系 统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为 0.6MPa。 由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大 0.5MPa，故泵的最高压力 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 这是小流量泵的最高工作压力（稳态） ，即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力 Pr 为 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=6.7MPa 大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作 压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和 阀的油流量较大。取进油路压力损失为 0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 这是大流量泵的最高工作压力。 18 6.1.2 液压泵的最大流量 由流量图 6-2 可知，在快进时，最大流量值为 23Lmin, 取 K=1.1，则可计算泵的最大流量 K()max vp q v q =1.123Lmin=25.3Lmin vp q 在工进时，最小流量值为 0.39Lmin.为保证工进时系统压力较稳定，应 考 虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为 1Lmin（约 0.01710- 3m3s）故小流量泵应取 1.39Lmin。 根据以上计算数值，选用公称流量分别为 18Lmin、12Lmin；公称压力 为 70MPa 压力的双联叶片泵。 6.26.2 选择电机选择电机 由功率图 6-3 可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算 Pp= Pp2（qv1+ qv2）=1.49106（0.2+0.3）10-30.75=1096Wp 式中 qv1大泵流量，qv1=18Lmin（约 0.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（约 0.210-3m3s） 液压泵总效率，取=0.75。pp 图 6-1 工作压力 19 图 6-2 流量 图 6-3 功率 6.36.3 液压控制阀的选择液压控制阀的选择 液压控制阀是液压技术中品种与规格最多、应用最广泛、最活跃的元件。 选择液压控制阀时应注意事项如下。 （1）类型 应根据系统的工作特征选取阀的类型，例如对于以动力传动为主的液压传 动系统可选用普通液压阀、叠加阀或插装阀；对于控制性能要求较高的场合则 应选用电液控制阀。 （2）规格型号 各种液压控制阀的规格型号，可以系统的最高压力和通过阀的实际流量为 依据并考虑阀的控制特性、稳定性及油口尺寸、外形尺寸、安装连接方式、操 纵方式等。 20 （3）实际流量 液压阀的实际流量与油路的串、并联有关；串联油路各处流量相等；同时 工作的并联油路的流量等于各条油路流量之和。此外，对于采用单活塞杆液压 缸的系统，要注意活塞外伸和内缩时的回油流量的不同：内缩时无杆腔回油有 与外伸时有杆腔回油的流量之比，与两腔面积之比相等。 7 7 液压系统性能验算液压系统性能验算 当液压系统原理图、组成元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对 设计的系统进行各项性能分析计算。其目的在于对液压系统的设计质量做出评 价和评判，若出现问题，则应对液压系统某些不合理的设计进行修正或重新调 整，或采取其他必要的措施。性能验算内容一般包括压力损失、效率、发热与 升温、液压冲击等。对于较重要的系统，还应对其动态性能进行验算或计算机 仿真。计算时通常只采用一些简化公式以求得概略结果。 7.17.1 液压系统压力损失验算液压系统压力损失验算2 2 验算的目的在于了解执行器能否得到所需的压力。系统进油路上的压力损 失（包括回油路上即从执行器出口到邮箱的损失折算过来的部分）由管 p 道的沿程压力损失、局部压力损失和阀类元件的局部压力损失 p p 三部分组成，即 pv =+（Pa) p p p pv 沿程压力损失、局部压力损失和阀类元件的局部压力损失的计算公式见表 7- 1。 表 7-1 损失的计算公式 项目计算公式符号意义 沿程压力损失Pap / v2 2 d l p 局部压力损失Pap/ v2 2 p 阀类元件的局部压力损失 Papv/ 2 )( qn q pnpv -沿程阻力系数和局部阻力系数；、 -油液密度,kg/m3； v-流液平均速度，m/s； l-管道长度，m； d-管道直径,m； -阀的额定压力损失，Pa；pn qn-阀的额定流量，m3/s； qv-阀的实际流量，m3/s 21 按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径 d=18mm，进、回管道长度均取为 L=2m；取油液运动粘度=1/104m/s,油液密度=0. kg/m。由表 4 查得工作 循环中进、回管道中通过的最大流量 q=83.24L/min 发生在快退阶段，由此的液 流雷诺数。 Re=104=981 1860 24.8344 d qd Re 小于临界雷诺数 Rec=2300，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均为 层流。将适用于层流的沿程阻力系数和管道中液体流速)4/(75Re/75qd （d）代入沿程压力损失计算公式（见表 7-1）得/4q /d4=10/104(18 10-3)4q=0. qq l p 2 754 2 21174.90754 在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失常按以下经验p 公式计算 pp1 . 0 各工况下的阀类元件的局部压力损失按表 5 所列公式计算，即 )( qn q pnpv 根据以上三式计算的各工况下的进回管道的沿程、局部和阀类元件的压力 损失，如表 7-2 所示。 表 7-2 各工况下的进回管道的沿程、局部和 阀类元件的压力损失 工况管道压力损失 快进工进快退 p 1.0.0. p 0.0.0. p 2.51050. 进油管道 p 3.51051. p 0.0.1. p 0.0.0. p 0.61054.85105 回油管道 p 1.61056. 将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如快进 工况下的总的压力损失为 22 =（3. +1.）Pa=3.88 105Pa=0.338MPa p 95 .744 其余工况以此类推。尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统工作压力 超过其能达到的最高压力。 7.27.2 估算液压系统的效率、发热和温升估算液压系统的效率、发热和温升1 1 本液压系统的进给缸在其工作循环持续时间中，快速进退占 3%，而工作进 给打 97%，所以系统效率、发热和温升可概略用工进时的数值来代表。 （1）计算系统效率 根据式可算得工进阶段的回路效率 pPqp qp c 11 = =0.067 2211 11 qPpPqPpP qp c 其中，大流量泵的工作压力 pP2 就是此泵通过顺序阀 7 卸荷时所产生的压 力损失，因此其数值为 Pp2=0.3 105(33.84/63)=0. MPa 前已取双联液压泵的总效率=0.75，现取液压缸的总效率p 0.95，即可算得本液压系统的效率 Acm =0.75 0.067 0.95=0.048 足见工进时液压系统效率极低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成。 （2）计算系统发热功率 工进阶段的发热功率为 Ph=Ppi(1-)=611.34 （1-0.051）=580.16W （3）计算系统散热功率 假设油箱的有效容积为 400L=0.4m3,根据 V=0.8abh，求得油箱各边之积为 abh=V/0.8=0.4/0.8=0.5m3 取油箱三边之比为，a:b:h=1:1:1,则算得 a=b=h=0.794m。 根据式 A=1.8(a+b)h+1.5ab A=1.8(a+b)h+1.5ab2.27+0.945=3.22(m) 根据油箱的散热功率 Pho=KAt 式中 K-油箱散热系数，取