第十章液压系统的设计计算

1、 液压系统的设计计算 20110 液压系统的设计计算本章主要讨论液压传动系统设计和计算的程序、内容和方法。在此讨论的是静态的、经验的设计方法，它可以提供一个能实现预期功能（即满足力和速度要求）的传动系统。而系统仅仅能实现所预期的功能是不够的，系统的动作质量及动作发生的时间历程也是很重要的，而且对于现代机械设备往往是更加重要的，这些问题需要用现代设计方法和手段进行系统的动态分析和设计。随着液压技术特别是计算机技术的迅速了展，液压系统的计算机辅助设计等已得到大力推广和应用。液压传动系统的设计是整个机器设计的一部分，它与主机的设计是紧密相关的。当经过全面方案论证，确定一部机器，或机器的某一部分的传动

2、方式采用液压传动后，则液压系统的设计计算步骤大致如下：(1) 明确系统设计要求；(2) 分析主机工况,确定液压系统的主要参数；(3) 拟定液压系统原理图；(4) 液压元件的计算与选择；(5) 液压系统的性能验算；(6) 进行结构设计,编写技术文件。在以上的设计步骤中，前五项属于性能设计，它们互相影响，互相渗透，本章将扼要叙述这些内容；最后一项属于结构设计，进行时须先查明液压元件的结构和配置方式，仔细检阅有关产品样本、设计手册和 资料，本章不作介绍。10.1 明确系统的设计要求 液压系统的设计必须能全面满足主机的各项功能和技术性能。因此，在开始设计液压系统时，首先要对机械设备主机的工作情况进行详

3、细的分析，明确主机对液压系统提出的要求，具体包括：（1）主机的用途、类型、主要结构、总体布局以及对液压系统执行元件在位置布置和空间尺寸上的限制。（2）对液压系统动作和性能的要求：如主机的工作循环，液压执行元件的运动方式（往复直线运动或旋转运动或摆动），自动化程度，调速范围，运动平稳性和精度，负载状况及其工作范围。（3）主机各液压执行元件的动作顺序或互锁要求。（4）液压系统的工作环境和工作条件，如周围介质、环境温度、湿度、尘埃情况、外界冲击振动等。（5）其它方面的要求，如液压装置在重量、外形尺寸、可靠性、经济性等方面的规定或限制。102 分析工况 确定主要参数在明确了液压系统的设计依据后，就可以

4、对主机的工作过程进行分析，即负载分析和运动分析，确定负载和速度在整个工作循环中的变化规律，然后即可计算执行元件的主要结构参数，以及确定液压系统的主要参数-工作压力vr54i910.2.1 工况分析工况分析，就是分析主机在工作过程中各执行元件的运动速度和负载的变化规律。主机在不同的工作阶段，其执行机构所需要克服的负载一般由下列几项组成：工作负载（如切削力、注射力，重力等）、惯性负载和阻力负载（如摩擦阻力、密封阻力、背压阻力等）。这些负载的大小可按具体情况，根据有关手册、资料计算出来（其中密封阻力一般以执行机构的机械效率来估算反映）按其所经历的时间，将各执行元件在各阶段所需克服的负载用图10-1（

5、a）所示的负载位移（f-l）曲线表示，称为负载图 (a) 负载图 (b) 速度图图10-1 液压系统执行元件的负载图和速度图同样，执行机构有各个工作阶段的运动速度可以计算出来，用图10-1（b）所示的速度-位移（-l）曲线表示，称为速度图，设计简单的液压系统时，这两种图可省略不画。10.2.2确定主要参数这里是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。执行元件的工作压力，可以根据负载图中的最大负载来选取（见表10-1），也可根据主机的类型来选取（见表10-2）；而最大流量则由执行元件速度图中的最大速度计算出来。这两者都与执行元件的结构参数（指液压缸的有效工作面积a或液压马达的排量qm）有关。表

6、101 按负载选择执行元件工作压力负载f/n50005000-1000010000-2000020000-3000030000-5000050000工作压力p/mpa0.8-11.5-22.5-33-44-55-7 表102 按主机类型选择执行元件工作压力主机类型机床农业机械小型工程机械工程机械辅助机构液压机中、大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p/mpa23-588-10101620-32一般的做法是，先选定工作压力p,再按最大负载和预估的执行元件机械效率求出a或qm，经过各种必要的验算、修正和圆整后定下这些结构参数，最后再算出最大流量qm来。在机床的液压系统中，

7、工作压力选得小些，对系统的可靠性、低速平稳性和降低噪声都是有利得，但在结构尺寸和造价方面则须付出一定的代价。在本步骤的验算中，必须使执行元件的最低工作速度min或min（=2nmin/60）符合下述要求：液压缸 min液压马达 min （10-1）式中qmin为节流阀或调速阀、变量泵的最小稳定流量，由产品性能表查出。此处，有时还需对液压缸的活塞杆进行稳定性验算，验算工作常常和这里的参数确定工作交叉进行。以上的一些验算结果如不能满足有关规定的要求时，a或qm的量值就必须进行修改。这些执行元件的结构参数最后还必须圆整成标准值（见国标gb2347-80和gb/t2348-93）。10-2执行元件的工

8、况图液压系统执行元件的工况图是在执行元件结构参数确定之后，根据设计任务要求，算出不同阶段中的实际工作压力、流量和功率之后做出的（见图10-2）。工况图显示液压系统在实现整个工作循环时这三个参数的变化情况。当系统中包含多个执行元件时，其工况图是各个执行元件工况图的综合。液压执行元件的工况图是选择系统中其他液压元件和液压基本回路的依据，也是拟订液压系统方案的依据，这是因为：（1）液压泵和各种控制阀的规格是根据工况图中的最大压力和最大流量选定的。（2） 各种液压回路及其油源形成都是按工况图中不同阶段内的压力和流量变化情况初选后，再通过比较确定的。 （3）将工况图所反映的情况与调研得来的参考方案进行比

9、较，可以对原来设计参数的合理性作出鉴别，或进行调整。例如，在工艺情况允许的条件下，调整有关工作阶段的时间或速度，可以减少所需的功率；当功率分布很不均匀时，适当修改参数，可以避开（或削减）功率“峰值”等。 103 拟定液压系统原理图10.3.1 概述 拟定液压系统原理图是液压系统设计中重要的一步，它对系统的性能及设计方案的经济、合理性具有决定性的影响。这一步涉及面广，需要综合运用已学过的知识经过反复分析比较后才能确定。拟定液压系统原理图一般分为两步进行：第一步：分别选择各个基本回路。选择时应从对主机性能影响较大的回路开始，并应对各种方案进行分析比较。对于大多数机械来说，总是有调速的要求，因此采用

10、容积调速或节流调速是一个首先要确定的问题。例如对于组合机床，速度变换问题比较突出，拟定液压系统时也应从调速回路开始。由于组合机床要求调速范围大，低速稳定性好，故应采用调速阀调速。考虑到系统长期连续运行，限制发热和温升以及提高系统效率问题也很重要，因此常采用效率较高的容积节流调速回路。第二步：将选择的基本回路进行归并、整理，再增加一些必要的元件或辅助油路组合成一个完整的液压系统。10.3.2拟定系统原理图时应注意的问题（1）控制方式在液压系统中，执行元件需改变运动速度和方向。此外如果一个系统有多个液压执行元件时，则还有动作顺序及互锁等要求。这些都存在一个动作转换的控制方式问题。如果机器只要求手动

11、操作，则采用手动换向阀改变运动方向。某些执行机构较多的工程机械、船舶以及起重机等设备中常采用多路阀。如果机器要求完成某些自动循环动作，就要慎重地选择各种控制方式，一般讲行程控制动作比较可靠，是最通用地控制方式。合理地选择压力控制可以简化系统，但在一个系统内不宜多次使用。时间控制一般不单独使用，往往和行程或压力控制组合使用。按不同控制方式设计出的系统，其繁简程度差别较大，因此要求设计者合理地使用各种控制方式，设计出简单、可靠、性能完善的系统。（2） 系统安全可靠拟定液压系统图时，应对系统的安全性和可靠性予以足够的重视。为防止系统过载，安全阀是必不缺少的。为防止垂直运动部件在系统失压情况下自动下落

12、，必须有平衡回路。起重机液压马达回路除有平衡回路外，还常有机械、液压制动装置，以确保安全。系统中有多个执行元件时，如果用一个泵供给两个以上执行元件运动时，则必须考虑防干扰问题。对要求可靠性较高的系统有时要设置一些备用元件或备用回路，以便个别工作元件或回路发生故障时，确保系统仍能正常工作。（3）节约能量节能的目的在于提高能量利用率。对于液压系统而言，提高系统的效率不仅能节约能量，而且可防止系统过热。拟定液压系统时应对节能问题予以重视。如在工作循环中，系统所需流量差别较大时，应采用双泵和变量泵供油，或采用蓄能器；在系统处于保压或停止工作时应使泵卸荷等等。这些都是提高系统效率的有效措施。（4）其它尽

13、可能采用标准元件，借用本厂现有产品中的元件和系统，以缩短设计和制造周期，降低成本等。10.4 液压元件的计算与选择 液压泵的最大工作压力必须等于或超过液压执行元件最大工作压力及进油路上总压力损失这两者之和。液压执行元件的最大工作压力可以从工况图中找到；进油路上的总压力损失可以通过估算求得，也可以按经验资料估计(见表10-3)。表10-3 进油路压力损失经验值系统结构情况总压力损失p/mpa一般节流调速及管路简单的系统0.2-0.5进油路有调速阀及管路复杂的系统0.5-1.5 液压泵的流量必须等于或超过几个同时工作的液压执行元件总流量的最大值以及回路中泄漏量这两者之和。液压执行元件总流量的最大值

14、可以从工况图中找到(当系统中备有蓄能器时,此值应为一个工作循环中液压执行元件的平均流量)，而回路中的泄漏量则可按总流量最大值的10%30%估算。 在参照产品样本选取液压泵时，泵的额定压力应选得比上述最大工作压力高20%60%，以便留有压力储备；额定流量则只须选得能满足上述最大流量需要即可。 液压泵在额定压力和额定流量下工作时，其驱动电机的功率一般可以直接从产品样本上查到。电机功率也可以根据具体工况计算出来，有关的算式和数据见液压工程手册。 阀类元件的规格按液压系统的最大压力和通过该阀的实际流量从产品样本上选定。选择节流阀和调速阀时，还要考虑它的最小稳定流量是否符合设计要求。各类阀都须选得使其实

15、际通过流量最多不超过其公称流量的120%，以免引起发热、噪声和过大的压力损失。对于可靠性要求特别高的系统来说，阀类元件的额定压力应高出其工作压力较多。油管规格的确定和油箱容量的估算见本书第七章。10.5 液压系统的性能验算 在确定了各个液压元件之后，有时还要根据需要对整个液压系统的某些技术性能进行必要的验算，以便对所选液压元件和液压系统参数作进一步调整。液压系统性能验算的项目很多，常见的有回路压力损失验算和发热温升验算。 10.5.1回路压力损失验算 压力损失包括管道内的沿程损失和局部损失以及阀类元件处的局部损失三项。管道内的这两种损失可用第三章中的有关公式估算；阀类元件处的局部损失则须从产品

16、样本中查出。当通过阀类元件的实际流量q不是其公称流量q0时，它的实际压力损失p与其额定压力损失p0之间将呈如下的近似关系： (10-2) 计算液压系统的回路压力损失时，不同的工作阶段要分开来计算。回油路上的压力损失一般都须折算到进油路上去。计算时所得的总压力损失如果与计算液压元件时假定的压力损失相差太大，则应对设计进行必要的修改。 10.5.2发热温升验算 这项验算是用热平衡原理来对油液的温升值进行估计。单位时间内进入液压系统的热量e(以w计)是液压泵输入功率p1和液压执行元件有效功率p0之差。假如这些热量全部由油箱散发出去，不考虑系统其它部分的散热效能，则油液温升的估算公式可以根据不同的条件

17、分别从有关的手册中找出来。例如，当油箱三个边的尺寸比例在1：1：1到1：2：3之间、油面高度是油箱高度的80%且油箱通风情况良好时，油液温升t的计算式可以用单位时间内输入热量e (w)和油箱有效容积v(m3)近似地表示成 () (10-3) 当验算出来的油液温升值超过允许数值时，系统中必须考虑设置适当的冷却器。油箱中油液允许的温升t随主机的不同而异：一般机床为2530，工程机械为3540，等等。10.6液压系统的设计计算举例 某台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计实例已知：机床工作时轴向切削力ft =25000n；往复运动加速、减速的惯性力fm=500n；静摩擦阻力ffs =1500n，动摩

18、擦阻力ffd =850n；快进、快退速度1=2=0.1m/s；快进行程长度l1= 0.1m；工进速度2 = 0.000833m/s 工进行程长度l2 = 0.04m。设该机床是自动线上的一台设备，为了保证自动化要求，其工件的定位、夹紧都应采用液压控制，机床的动作顺序应为：定位夹紧动力滑台快进工进快退原位夹具松开拔定位销。表10-4 液压缸在各工作阶段的负载值工 况负载组成负载值f/n推力起 动f=ffs15001667加 速f=ffd+fm13501500快 进f=ffd850945工 进f=ffd+ft2585028722快 退f=ffd850945 液压系统的设计过程如下： 10.6.1工

19、况分析 本例以动力滑台液压缸的分析计算为主，表10-4为液压缸在各工作阶段的负载值，其负载图、速度图，与图10-1相似。液压缸的机械效率取0.9，且不考虑动力滑台上的颠覆力矩的作用。10.6.2 液压缸主要参数的确定 由表10-1和10-2可知，组合机床液压系统在最大负载约为29000n时宜取p1=4mpa。液压缸选用单杆式，并在快进时作差动连接。此时液压缸无杆腔工作面积a1应为有杆腔工作面积a2的两倍，即活塞杆直径d与缸简直径d的关系为d=0.707d。 在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防孔被钻通时滑台突然向前冲，可取p2=0.8mpa。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中

20、有压降p存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔的压力，估算时可取p 0.5mpa。快退时回油腔中是有背压的，这时p2亦可按0.5mpa估算。 由工进时的推力计算液压缸面积 故有m2 = 0.008m2= 80cm2 cm，cm表10-5 液压缸在不同阶段的压力、流量和功率值工况负载f/n回油腔压力p2/pa进油腔压力p1/pa输入流量q/(m3·s-1)输入 功率p/w计算式快 进(差动）起动1667p2=0(p=0)0.433×106-p1=（f+a2p）/(a1-a2)q=(a1-a2) 1p= p1 q加速1500p2= p1+p（p=0.5×106pa）0.91

21、0×106-恒速9540.766×10623.09/(60×103)0.30×1000工进287220.85×1064.065×1060.39/(60×103)0.026×1000p1=（f+a2p2）/a1q=a12p= p1 q快退起动1667p2=00.416×106-p1=（f+a1p2）/a2q=a23p= p1 q加速15000.5×1061.36×106-恒速9451.216×10624.04/(60×103)0.487×1000 按gbt2

22、348-1993将这些直径圆整成就近标准值得：d=10cm，d=7cm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 a1= d2/4=78.54cm2，a2= (d2-d2)/4= 40.06cm2 根据上述d与d值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表10-5所示，并据此绘出工况图如图10-3所示。10.6.3 液压系统图的拟定 （1）液压回路的选择 首先选择调运回路。由工况图(见图10-3)知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。 由于液压系统选用了节流调速的

23、方式，系统中油液的循环必然是开式的。 分析工况图可知，在这个液压系统的工作循环内，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的油液。 图10-3 组合机床动力滑台液压缸工况图最大流量与最小流量之比约为60，而快进快退所需的时间比工进所需的时间少得多，因此从提高系统效率，节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，宜采用双泵供油系统，或采用限压式变量泵加调速阀组成容积节流调速系统。 在调速方案确定以后，供油方式、调压方式均已定。本机床快进快退速度较大，为保证换向平稳，且液压缸在快进时为差动连接，故采用三位五通y型电液换向阀来实现运动换向，并实现差动连接。为保证夹紧力可靠，且能

24、单独调节，在支路上串接减压阀和单向阀；为保证定位夹紧的顺序动作，在进入夹紧缸的油路上接单向顺序阀来控制，只有当定位缸达到和超过顺序阀的调节压力时，夹紧缸才动作；为保证工件确已夹紧后进给缸才能动作，在夹紧缸进口处装一压力继电器，只有当夹紧压力达到压力继电器的调节压力时，才能发出信号，使进给缸油路的三位五通电液换向阀电磁铁通电，进给缸才能开始快进。 （2）拟定液压系统图 综合上述分析和所拟定的方案，将各种回路合理地组合成为该机床液压系统原理图如图10-4所示。 10.6.4液压元件的选择 （1）液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.065mpa，如取进油路上的压力损失为0.8mpa(见

25、表10-3)，压力继电器调整压力应比系统最大工作压力高出0.5mpa，则小流量泵的最大工作压力应为 pp1=(4.065+0.8+0.5)mpa=5.365mpa大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由图10-3可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路的压力损失为0.5mpa，则大流量泵的最高工作压力为 pp2=(1.216+0.8+0.5)mpa=1.716mpa图10-4 液压系统图两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为23.09(60×103)m3/s(见图10-3)，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则两个泵的总流量为qp=1.1×23.09/

26、(60×103) m3/s=25.4/(60×103)m3/s。由于溢流阀的最小稳定溢流量为3/(60×103)m3/s，工进时输入液压缸的流量为0.39/(60×103)m3/s，所以小流量泵的流量规格最少应为3.39/(60×103)m3/s。根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取yb-4/25型双联叶片泵。由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力1.716mpa、流量29/(60×103)m3/s时的情况。如取双联叶片泵的总效率为=0.75，则液压泵驱动电机所需的功率为 p=ppqp/p=1.716×106×29/(60×103)/0.75w=1100w=1.1kw 根据所得数值查阅电机产品目录，选择功率和额定转速相近的电机。 （2）阀类元件及辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格，表10-6表示了所选出的一种方案。10.6.5液压系统的性能验算（1）回路压力损失验算由于系统的具体管路布置还未确定，系统进油路上的总压力损失p无法