液压系统的设计样本

液压系统设计计算

液压系统设计计算是液压液压传动课程设计重要内容涉及明确设计规定进行工况分析、拟定

液压系统重要参数、拟定液压系统原理图、计算和选取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，简介液压系统设计计算办法。

1设计规定工况分析

1.1设计规定

规定设计动力滑台实现工作循环是：快进f工进一快退f停止。重要性能参数与性能规定如

下：切削阻力；运动部件所受重力；快进、快退速度，工进速度；快进行程，工进行

程；往复运动加速时间；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数，动摩擦系数。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々=42000N。

（2）摩擦负载摩擦负载即为导轨摩擦阻力:

静摩擦阻力F/v=pvG=0.2x7200=1440^

动摩擦阻力加=M</G=0.1X7200=7207V

（3）惯性负载

--=^^x—/V=360^

gAr100.2

（4）运动之间

3

L260xl(r「

快进r.=—=---------5=2.65

v,0.1

130x10-3

工进4s=152.94s

V20.85x10-3

快退巧二飞"is

设液压缸机械效率，得出液压缸在各工作阶段负载和推力，如表1所列。

表1液压缸各阶段负载和推力

工况负载构成液压缸负载//N液压缸推力用二尸/小/N

启动

F=Ffs14401600

加速

F=Fm+Fj10801200

快进

F=Ff(i720800

工进

F二0十冗4272047466.67

反向启动

F=j14401600

加速

F=Ffa+Fj10801200

快退

F=F〃720800

依照液压缸在上述各阶段内负载和运动时间，即可绘制出负载循环图和速度循环图，如图

1所示。

2拟定液压系统重要参数

2.1初选液压缸工作压力

所设计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。

2.2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突然消失发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压,

参照表4选此背压为。

表2按负载选取工作压力

负载/KN<55-1010〜2020-3030-50>50

工作压力/MPa<0.8-11.5-22.5-33~44~5>5

表3各种机械惯用系统工作压力

机床农业机械小液压机大中

型工程机械型挖掘机重

机械类型

磨床组合机床龙门刨床拉床建筑机械液型机械起重

压凿岩机运送机械

工作压力/MPa0.8-23~52~88~10KM820-32

表4执行元件背压力

系统类型背压力/MPa

简朴系统或轻载节流调速系统0.2-0.5

回油路带调速阀系统0.4〜0.6

回油路设立有背压阀系统0.5-1.5

用补油泵闭式回路0.8-1.5

回油路较复杂工程机械1.2~3

回油路较短且直接回油可忽视不计

表5按工作压力选用d/D

工作压力/MPa<5.05.0〜7.0>7.0

d/D0.5〜0.550.62〜0.700.7

表6按速比规定拟定d/D

7卜'1.151.251.331/61.612

d/D0.30.40.50.550.620.71

注：一无杆腔进油时活塞运动速度:

V2一有杆腔进油时活塞运动速度,

p

由式P]A-〃2A,=---得

F42720〃/=119x107〃，

4=

-0.9x|4.5--|xl06

ImP\-yI2)

dxlEKT4

则活塞直径D=m=().123m=123mm

71

参照表5及表6,得，圆整后取原则数值得

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，系统必要为开式循

环系统。

(2)选取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、

快退行程低压大流量和工进行程高压小流量油液。最大流量与最小流量之比；其相应时间

之比。这表白在一种工作循环中大某些时间都处在高压小流量工作。从提高系统效率、节

约能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理，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，最后拟定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。

(3)选取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)选取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

度换接时液压冲击，选用行程阀控制换接回路，如图2c所示。

(5)选取调压和卸荷回路在双泵供油油源形式拟定后，调压和卸荷回路问题都已经基本解

决。即滑台工进时，高压小流量泵出口压力由油源中溢流阀调定，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选取基本回路

3.2构成液压系统

将上面选出液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整液压系统工作原理图,

如图3所示。在图3中，为理解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立问题，增

设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑

台运动平稳性，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。

图3整顿后液压系统原理组

4计算和选取液压件

4.1拟定液压泵规格和电动机功率

(1)计算液压泵最大工作压力

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，如在调速阀进口节流调速回路中，选用进油路上总压力损失，

考虑到压力继电器可靠动作规定压差，则小流量泵最高工作压力估算为

〃/1NPi+ZA〃+△心=(3.95+1.0+0.5)MPa=5ASMPa

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸工作玉力为，

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

上总压力损失，则大流量泵最高工作压力估算为

Pp?>/?]+ZA/?=(1.24+0.3)M尸〃=1.54MPci

(2)计算液压泵流量

由表7可知，油源向液压缸输入最大流量为，若取回路泄漏系数，则两个泵总流量

为

qp>Kq、=l.lx().64xl(尸机3/S=()7()4X1(尸〃?3/s=42.24L/min

考虑到溢流阀最小稳定流量为，工进时流量为，则小流量泵流量至少应为。

(3)拟定液压泵规格和电动机功率

依照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，最后拟定选用

YB-6/40型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵排量分别为和，当液压泵转速时，其

理论流量分别为和，若取液压泵容积效率，则液压泵实际输出流量为

%，=«用+%，2

=(6x960x0.9/1000+40x960x0.9/1000)L/min

=(5.18+34.56)L/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，这时液压泵驱动电动机功率

为

1.54x106x42.24xlO-3

KW=\.36KW

%6()x().8x1()'

依照此数值查阅产品样本，选用规格相近型电动机，其额定功率为，额定转速为。

4.2拟定其他元件及辅件

（1）拟定阀类元件及辅件

依照系统最高工作压力和通过各阀类元件及辅件实际流量，查阅产品样本，选出阀类元

件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵额定流量选用，调速阀4选用型，其

最小稳定流量为，不大于本系统工进时流量。

表8液压元件规格及型号

规格

通过最大流量

额定流量额定压力额定压降

序号元件名称

q/L/min型号

%/L/min〃“/MPa/MPa

1双联叶片泵—PV2R12—6/335.1/27.916—

三位五通电

27035DY—100BY1006.30.3

液换向阀

3行程阀62.322C—100B1I1006.30.3

4调速阀<1Q—6B66.3—

5单向阀70I—100B1006.30.2

6单向阀29.3I—100B1006.30.2

7液控顺序阀28.1XY—63B636.30.3

8背压阀<1B—10B106.3—

9溢流阀5.1Y—10B106.3—

10单向阀27.9I—100B1006.30.2

11淀油器36.6XU—80x200806.30.02

12压力表开关—K—6B———

13单向阀70I—100B1006.30.2

14压力继电器—PF—B8L—14—

*注：此为电动机额定转速为时流量。

（2）拟定油管

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运动速度、时间以及进入

和流出液压缸流量，与原定数值不同，重新计算成果如表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

_A(%]+%2)

“A-&i=qT+ip2

123x(5.18+34.56)指1=O.63L/min=(5.18+34.56)1/min

123-59.1"ml=39.741/min

=76.5A/min

%A,A

%=1彳%=1?%二%才

AAA

591591123

=76.5x—L/min=0.63x—L/min=39.74x——L/min

12312359.1

=36.761/min=0.301/min=82.72L/min

_鱼十必崂

A-A2A?

_(5.18+34.56)x10-30.63x103,39.74x10一3

-60x(123-59.1)x10^,=----------------in/s=-----------------m/s

60X123X10-460x59.1xlO-4

=0.85x103m/§

=0.1()4/Z?/s=0.1\2tnls

50x10-3150x10-3

100x103…f—cqt-——3c

t.=-----------s=0.965-0.85x1O-30.112

0.104

=58.825=1.34s

表10容许流速推荐值

管道推荐流速/(m/s)

吸油管道0.5-1.5

3~6,压力高，管道短，粘度小取大值

压油管道

回油管道1.5~3

由表9可以看出，液压缸在各阶段实际运动速度符合设计规定。

依照表9数值，按表10推荐管道内容许速度取，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆

腔相连油管内径分别为

为了统一规格，按产品样本选用所有管子均为内径、外径号冷拔钢管。

(3)拟定油箱

油箱容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，；中压系统，；高压系统，。

现取，得

丫=aqp“=L=L

5验算液压系统性能

5.1验算系统压力损失

（1）由于系统管路布置尚未拟定，因此只能估算系统压力损失。估算时，一方面拟定

管道内液体流动状态，然后计算各种工况下总压力损失。现取进、回油管道长为

,油液运动粘度取，油液密度取。

（2）判断流动状态

在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过流量以快退回油流量为最大,

此时，油液流动雷诺数

R=以_=劣_=

v7rdv

（3）也为最大。由于最大雷诺数不大于临界雷诺数（），故可推出：各种工况下进、

回油路中油液流动状态全为层流”

（4）计算系统压力损失

将层流流动状态沿程阻力系数

Z「=—75=-75-1-公

&4。

和油液在管道内流速

4q

7id~

同步代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得

人4x75pv/

M=q=q=q

可见，沿程压力损失大小与流量成正比，这是由层流流动所决定。

在管道构造尚未拟定状况下，管道局部压力损失常按下式经验计算

△〃二=0.1A/?1

各工况下阀类元件局部压力损失可依照下式计算

/\2

其中由产品样本查出，和数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退

工况下压力损失计算如下：

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同油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力

损失分别为

E△以=q=MPa=MPa

I邸==L0.1Apz.=MPa=MPa

ZAP\i=MPa=MPa

ZA2=E△/%+Z+E=MPa=MPa

在回油路上，压力损失分别为

Z=q=MPa=MPaa

Z=Z0.1Apto=MPa=MPa

y5叱＞~MPa=MPa

ZAq=Z+2bp,9=MPa=MPa

将回油路上压力损失折算到进油路上去，便得出差动迅速运动时总压力损失

£5=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和大流量泵卸荷油液

一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处压力损失为。若忽视管路沿程压力损失和

局部压力损失，则在进油路上总压力损失为

IA0=Z△亿,=MPa=MPa

此值略不大于预计值。

在回油路上总压力损失为

Z=EAPg=MPa=MPa

该值即为液压缸同油腔压力，可见此值与初算时参照表4选用背压值基本相符。

按表7公式重新