液压与气压传动第4版含1CD 教学课件 左健民 主编 第9章 液压系统的设计计算

1、在线教务辅导网： :/教材其余课件及动画素材请查阅在线教务辅导网QQ:349134187 或者直接输入下面地址：液压与气压传动(第4版)第九章 液压系统的设计计算 液压传动系统的设计是整机设计的一部分，在目前液压系统 的设计主要还是经验法，即使使用计算机辅助设计，也是在专家 的经验指导下进行的。因而就其设计步骤而言，往往随设计的实 际情况，设计者的经验不同而各有差异，但是，从总体上看，其 基本内容是一致的，具体为： 1) 明确设计要求、进行工况分析 （第一节） 2) 拟定液压系统原理图 （第二节） 3) 液压元件的计算和选择 （第三节） 4) 液压系统的性能验算 （第四节） 5) 绘制工作图和

2、编制技术文件 （第五节）第一节 明确设计要求、进行工况分析 一.明确设计要求 设计要求是做任何设计的依据。液压传动系统的设计通常要考虑以下几 方面的问题： （一）了解主机的基本情况 液压传动系统设计通常是主机设计的一部分，设计要求主要是由主机根 据工艺过程提出的。因此要了解下列基本情况： 主机的工艺流程、作业环境和主要技术参数； 主机的总体布局和对液压系统在空间尺寸上的限制。 （二）明确液压系统的任务与要求 液压系统应该完成的运动方式（移动、转动或摆动）； 液压执行元件承受负载的大小和性质、运动速度的大小和变化范围； 液压执行元件的动作顺序和联锁关系，各动作的同步要求； 液压系统的自动化程度、

3、运动平稳性、定位精度、工作效率、安全性和 可维护性等； 液压系统的工作环境（如环境的温度、湿度、尘埃和外界振动等）； 液压系统的成本核算。二.工况分析 这里所指的工况分析主要指对液压执行 元件的工作情况的分析，分析的目的式了解 再工作过程中执行元件的速度、负载变化的 规律，并将此规律用曲线表示出来，作为拟 定液压系统方案确定系统主要参数（压力和 流量）的依据。若液压执行元件动作比较简 单，也可不作图，只需找出最大负载和最大 速度即可。 1.运动分析 按设备的工艺要求，把所研究的执行元 件在完成一 个工作循环时的运动规律用图表 示出来，这个图称为速度图。现以右图 所示 的液压 缸驱动的组合机床滑

4、台为例说明，图 a 是机床的动作 循环图，由图可见，工作 循 环为快进 工进 快退；图b 是完成一个工 作循环的速度位移曲线，即速度图。 2.负载分析 前图c所示是该组合机床的负载图，这个图是按设备的工艺要求，把 执行元件在各阶段的负载用曲线表示出来，由此图可直观地看出在运动 过程中何时受力最大，何时最小等各种情况，以此作为以后的设计依据。 现具体分析 液压缸所承受的负载，液压缸 驱 动 执行机构进行直线 往复 运动时，所受到的外负载为 F = FL + Ff + Fa （91） （1）工作负载FL 工作负载与设备的工作情况有关，在机床上，与运 动的方向同轴的切削力的分量是工作负载，而对于提升

5、机、千斤顶等来 说所移动的物体的重量就是工作负载，工作负载可以是定量，也可以是 变量，可以是正值，也可是负值，有时还可以是交变的。 （2）摩擦阻力负载Ff 摩擦阻力是指运动部件与支承面间的摩擦力，它与 支承面的形状、放置情况、润滑条件以及运动状态有关 Ff = f FN （92） 式中FN为运动部件及外负载对支承面的正压力；f为摩擦系数，分为静摩擦系数（fs）和动摩擦系数（fd）。 （3）惯性负载Fa 惯性负载式运动部件的速度变化时，由其惯性而产生的 负载，可用牛顿第二定律计算 Fa = ma = G v / g t （93） 式中m为运动部件的质量（kg）；a为运动部件的加速度（m/s2）；

6、G为运动部件的重力（N）；g为重力加速度（ m/s2）； v 为速度的变化量m/s）； t 为速度变化所需的时间（s）。 除此以外，液压缸的受力还有密封阻力（一般用效率来表 示），背压力（可在最后计算时确定）等。 若执行机构为液压马达，其负载力矩计算方法与液压缸相类似。3.执行元件的参数确定 （1）选定工作压力 当负载确定后，工作压力就决定了系统的经济性和合理性。若工作压力低，则执行元件的尺寸就大，重量也大，完成给定速度所需的流量也大；若压力过高，则密封要求就高，元件的制造精度也就更高，容积效率也就会降低。所以应根据实际情况选取适当的工作压力。执行元件工作压力可以根据总负载值或主机设备类型选取

7、，见表91和表92。 表 91 按负载选择执行元件的工作压力 表92 各类液压设备常用工作压力 负载 F / kN551010202030305050 工作压力 p / MPa0.81.01.52.02.53.03.04.04.05.05.07.0 设备类型 粗加工机床半精加 工机床粗加工或重 型机床农业机械、小型工程机械液压压力机、重型机械大中型挖掘机械、起重运输机械工作压力p/MPa0.82.03.05.05.010.010.016.020.032.0 （2）确定执行元件的几何参数 对于液压缸来说，它的几何参数就 是有效工作面积A，对液压马达来说就是排量V。液压缸有效工作面积可由 下式求得

8、 AF/om p （94） 式中F为液压缸上的外负载（N）；om 为液压缸的机械效率；p为液压缸的 工作压力（Pa）；A即为所求液压缸的有效工作面积（m2）。 这样计算出来的工作面积还必须按液压缸所求的最低稳定速度vmin来验 算，即 A qmin / vmin （95） 式中qmin为流量阀最小稳定流量。 若执行元件为液压马达，则其排量的计算式为 V2T / pMm （96） 式中T为液压马达的总负载转矩（Nm）；Mm为液压马达的机械效率； p为液压马达的工作压力（Pa）；V为所求液压马达的排量（m3/r）。 同样，上式所求的排量也必须满足液压马达最低稳定转速nmin的要求，即 V qmin

9、 / nmin （97） 式中qmin 指能输入液压马达的最低稳定流量。排量确定后，可从产品检本 中选择液压马达的型号。 （3）执行元件最大流量的确定 对于液压缸，它所需的最大流量qmax 就等于液压缸有效工作面积A与液压缸最大移动速度vmax的乘积， 即 qmax A vmax （98） 对于液压马达，它所需的最大流量qmax应为马达的排量V与其最大转数 nmax 的乘积， 即 qmax V nmax （99） 4.绘制液压执行元件的工况图 （1）工况图的绘制 按照上面所确定的液压执行元件的工作面积 （或排量）和工作循环中各阶段的负载（或负载转矩），即可绘制压力图； 根据执行元件的工作面积（

10、 或排量 ）以及工作循环中各阶段所要求的运 动速度（ 或转速 ），即可绘制流量图；根据所绘制的压力图和流量图， 即可计算出各阶段所需的功率，绘制出功率图。 （2）工况图的作用 从工况图上可以直观地、方便地找 出最大工作压力、最大流量和最大功率，根据这些参数即可 选择液压泵及其驱动电动机，同时对系统中所有液压元件地 选择也具有指导意义，通过分析工况图，有助于设计者选择 合理的基本回路，例如：在工况图上可观察到最大流量维持 时间，如这个时间较短则不宜选用一个大流量的定量泵供油， 而可选用变量泵或者采用泵和蓄能器联合供油的方式。另一 方面，利用工况图可以对各阶段的参数进行鉴定，分析其合 理性，在必要

11、时还可进行调整。例如，若在工况图中看出各 阶段所需的功率相差较大，为了提高功率应用的合理性，使 得功率分配比较均衡，则可在工艺允许的条件下对其进行适 当调整，使系统所需的最大功率值有所降低。第二节 拟定液压系统原理图 液压系统图是整个液压系统设计中最重要的一环，它的好 坏从根本上影响整个液压系统。拟定液压系统原理图所需的知 识面较广，要综合应用前面的各章内容，一般的方法是：先根 据具体的动作性能要求选择液压基本回路，然后将基本回路加 上必要的措施有机地组合成一个完整地液压系统，拟定液压系 统图时，应考虑以下几个方面地问题： 一.所用液压执行元件的类型 二.液压回路的选择 三.液压回路的综合一.

12、所用液压执行元件的类型 由第三章所述内容可知，液压执行元件有提供往复直线运动的液 压缸，提供往复摆动的摆动缸和提供连续回转运动的液压马达。在设 计液压系统时，可按设备所要求的运动情况来选择，在选择时还应比 较、分析、以求设计的整体效果最佳。例如，系统若需要输出往复摆 动运动，要实现这个运动，既可采用摆动缸又可使用齿条式液压缸， 也可以使用直线往复式液压缸和滑轮钢丝绳传动机构来实现。因此要 根据实际情况进行比较，分析，综合考虑作出选择。又如，在设备的 工作行程比较长时，为了提高其传动刚性，常采用液压马达通过丝杆 螺母机构来实现往复直线运动。此类实例很多，设计时应灵活应用。 在实际设计中，液压执行

13、元件的选用往往还受到使用范围的大小和使 用习惯的限制。 二.液压回路的选择 在确定了液压执行元件后，要根据设备的工作 特点和性能要求，首先确定对主机的只要性能起决 定性影响的主要回路。例如机床液压系统、调速和 速度换接是主要回路；压力机液压系统，调压回路 是主要回路等。然后再考虑其它辅助回路，例如有 垂直运动部件的系统要考虑平衡回路，有多个执行 元件的系统要考虑顺序动作，同步和防干扰回路等。 同时也要考虑节省能源，减少发热，减少冲击，保 证动作精度等问题。 三.液压回路的综合 液压回路的综合是把选出来的各种液压回路放再一起, 进行归并、整理、再增加一些必要的元件或辅助油路，使之 成为完整的液压

14、传动系统，进行这项工作时还必须注意以下 几点： （1） 尽可能省去不必要的元件，以简化系统结构。 （2） 最终综合出来的液压系统应保证其工作循环中的 每个动作都安全可靠，无相互干扰。 （3） 尽可能提高系统的效率，防止系统过热。 （4） 尽可能使系统经济合理，便于维修检测。 （5） 尽可能采用标准元件，减少自行设计的专用件。第三节 液压元件的计算和选择 所谓液压元件的计算，是要计算该元件在 工作中承受的压力和通过的流量，以便确定元 件的规格和型号。 一般要计算和选择的液压元件有以下几类： 一.动力元件的选择 二.执行元件的选择 三.控制元件的选择 四.辅助元件的选择一.动力元件的选择 液压泵是

15、液压系统中的动力元件。选择液压泵时要考虑系统工 况和液压泵主要参数压力和流量。 1.确定液压泵的最高工作压力Pp 液压泵的最高工作压力就是在系统正常工作时泵所能提供的最 高压力，对于定量泵系统来说这个压力是由溢流阀调定的，对于变 量泵系统来说这个压力是与泵的特性曲线上的流量相对应的。 泵的最高工作压力的确定要分两种情况，其一是，执行机构在 运动行程终了，停止时才需要最高工作压力的情况，泵的最高工作 压力Pp也就是执行机构的所需的最大压力P1 ；其二是最高工作压力 是在执行机构的运动行程中出现的，这种情况下，除了考虑执行机 构的压力外还要考虑油液在管路系统中流动时产生的总压力损失， 即 式中，p

16、1执行元件的最高工作压力；p从液压泵的出口到执 行元件入口总的管路损失。 2.确定液压泵的最大供油量qp 液压泵的最大供油量qp按执行元件工况图上的最大工 作流量及回路系统中的泄漏量来确定， 即 式中，K考虑系统泄漏和溢流阀保留最小溢流量（约为 额定流量的15%）的系数，一般取。qmax同 时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。当系统中有 蓄能器时，泵的最大供油量为一个工作循环中执行元件的 平均流量与回路泄漏量之和。3.选择液压泵的规格 液压泵的规格可以根据实际工况和液压泵的最大工作压力选取，然后根据液压泵的最大流量确定其型号。值得注意的是，泵的额定压力应该比上述最大工作压力高25%60%，

17、以留有压力储备。额定流量则只需满足上述最大流量即可。 4.确定液压泵的驱动功率 液压泵的规格型号确定以后，驱动液压泵的电机功率可 以按下式计算： 式中， pp 液压泵的进、出口压力之差； qp 液压泵的实际流量； p 液压泵的总效率。 限压式变量叶片泵驱动电机的功率可按该泵流量-压力 曲线拐点处的流量和压力计算。 应该注意，驱动液压泵的电机除了在功率上要满足泵的 需要以外 ，电机的转速也要与泵的额定转速相符合 ，即泵 的实际转速不应高于其额定转速。二.执行元件的选择 执行元件是指各种类型的液压缸和液压马达。液压执行元件的 类型是根据主机运动特点来确定的。 1.液压缸的主要技术参数和相应的计算公

18、式 液压缸的主要技术参数和相应的计算公式如此表所示。 公式中所需要的数据分别见下表9.13 。上述计算结果要按有关 标准圆成标准值，以此作为液压缸选择和设计（ 在某些特殊情况下 需要自己设计液压缸）的依据。 2. 液压马达的计算与选择 液压马达可根据其工作压力、转速和排量来选择。液压马达的理论排量V0由下式决定 式中， T液压马达外负载转矩； p1、p2液压马达的最高工作压力和背压； m液压马达的机械效率。叶片马达取； 齿轮马达取；轴向柱塞马达取； 低速马达取。 液压马达所需的最大流量qmax按下式计算 式中，V0液压马达排量； nmax液压马达最高转速。三.控制元件的选择 控制元件是指各种液

19、压阀。控制元件的选择是根据系统的最大 工作压力和通过液压阀的最大流量来确定的。被选定的液压阀，其 额定压力不小于系统的最大工作压力，额定流量不小于阀的实际流 量。必要时允许最大流量短期超过额定流量的20%。此外，选择液 压阀时还应注意阀的结构型式、连接方式和操作方式等。下表列 出了选择液压阀时应该考虑的一些问题。 溢流阀的选择 直动式溢流阀的响应快，宜作制动阀、安全阀用；先导式溢流阀的 启闭特 性好，宜作调压阀、背压阀用； 先导式溢流阀的最低调定压力一般只能在0.51MPa范围内； 溢流阀的流量应按液压泵的最大流量选取，并注意其最小稳定流量。 一般来说，溢流阀的最小稳定流量为额定流量的15%以

20、上。 流量阀的选择 中、低压流量阀的最小稳定流量一般为50100mL/min；高压流量 阀为 2.5 20L/min；流量阀的进、出口需要有一定的压差，高精度 流量阀约需1MPa的压差；要求速度稳定性高的系统，可选用温度补偿 型调速阀。 换向阀的选择 按通过阀的流量来选择换向阀类型。一般来说， 流量在190L/min以上时宜用二通插装阀； 190L/min以下时可采用滑阀型换向阀； 70L/min以下时可用电磁换向阀，否则需用电液换向阀（换向平稳）； 按换向性能等来选择电磁铁类型。直流湿式电磁铁寿命长，可靠性 高，尽可能选用直流湿式电磁换向阀。此外，在某些场合还应考虑选用 安全防爆型、无冲击型

21、等电磁铁。 按系统要求选择滑阀机能。 单向阀的选择 选择开启压力小的作为单向阀；开启压力较大（）的 单向阀可作背压阀用 ；外泄式液控单向阀与内泄式相比 ，其控制压力 低，工作可靠，可优先选用。四.辅助元件的选择 蓄能器、过滤器、热交换器、管件、密封件、压力检测元件、油箱等都 属于液压系统中的辅助元件，它们在液压系统中起着重要作用。由于这部分 内容大都在第五章中有过说明，这里只就辅助元件的作用和选择原则做简单 归纳。 蓄能器的选择 蓄能器是依据其容量和工作压力来选用的。在液压系统中，蓄能器可用作辅助动力源以及贮存压力能、减小压力冲击或压力脉动。可以根据其不同作用来确定其工作容积。蓄能器的选择可以

22、参阅相关手册。 过滤器的选择 过滤器是保持工作介质清洁、使液压系统正常工作所不可缺少的辅 助元件。过滤器是依据其通流能力、过滤精度、承压能力等性能来选择 的。选择时应注意以下问题： （1）过滤器的通流能力应为液压泵流量的两倍，过滤器应在较长时间内 保持这种通流能力。当通流能力过低时能自动显示或报警； （2）滤心要有足够的耐压强度和抗腐蚀性，要方便清洗和更换。 热交换器的选择 热交换器指的是冷却器和加热器，它们的作用是把油温控制在规定 范围之内。冷却器、加热器分别根据其散热面积和加热功率来选择，选 择时可参阅有关技术手册和产品样本。值得注意的是，单个加热器的功 率不能选的太大，防止局部油温上升太

23、快造成变质。如果功率不够，可 以多装几个加热器。加热管部分应全部浸入液压油中。 管件的选择 管件包括油管和管接头，它们关系到液压系统的工作性能和能量损 失的大小。管件的选择要考虑强度和允许流速两方面的问题。一般情况 下，油管的直径多由所连接的液压元件接口处尺寸决定。强度校核只用 于一些重要管路。选择管接头时，除了要求有合适的通流能力和较小的 压力损失外，还应考虑便于装卸、连接牢固、密封可靠等问题。 压力检测元件的选择 压力表和压力表开关是常用的压力检测元件，可以提供系统工作状 态信息和压力指令信号。压力表按工作压力和精度选择。实际压力在压 力表满量程的2/3处比较合适，精度根据实际需要确定。压

24、力表开关的选 择除了考虑工作压力范围以外还应考虑灵敏度、重复精度等。 密封件的选择 密封元件是用来防止工作介质泄漏及外界灰尘和异物的侵入，对于提高液压系统的工作性能和使用寿命具有重要作用。 由于影响密封性能的因素很多，致使在选择密封件时要考虑很 多问题，比如工作介质的温度、压力、种类、粘度、密封结合 面的相对运动速度、密封部位的加工质量和装配质量等。密封 装置的设计和密封件 选择的基本要求如下： （1）能随着工作压力的增大自动提高其密封性能； （2）密封件物性稳定，耐磨，使用寿命长；（3）动密封的动、静摩擦系数小且稳定；（4）密封装置工艺性好，维护方便。油箱的设计 油箱在液压系统中起着重要作用

25、。它不仅贮存供液压系统循环使用的油液，还有散热、释放混在油液中的气体、为液压元件的安装提供位置等功能。油箱的结构和容积计算在已做过说明，这里只说明设计过程中值得注意的一些问题。（1）油箱容积是指油面高度为油箱高度80%时的油箱有效容积；（2）油箱中的最低液面应高于泵的吸油口75mm或倍管径（ 取二者中的最大值）；油箱中的最高液面不应超过油箱高度的80%；（3）在吸油管和回油管之间设置隔板 ，以增加油液循环距离，使油液有足够的时间和空间来分离气泡和散热。隔板高度约为油箱中最低液面的2/3。吸油管离油箱底的距离应大于其管径的二倍，距油箱壁不小于其管径的三倍。回油管切成450，且面向箱壁；（4）为防

26、止油液污染，油箱上的盖板、管口都要妥善密封。注油器上要加过滤网。通气口上要加空气滤清器，其容量至少为液压泵额定流量的2倍；（5）为了便于散热和搬移，油箱底部离地面至少有150mm。箱底要适当倾斜，在最底部设置放油阀排放污油。要考虑便于各部件的更换、维护，便于油箱的清洗；（6）油箱内壁应涂防锈涂料。第四节 液压系统的性能验算 液压系统性能验算的目的是评估设计质量。验算的内容一般包 括：系统的压力损失、系统总效率、系统的发热与温升等。如果发 现问题，要对某些不合理的设计做出相应调整。 一.液压系统压力损失的验算 在前面确定液压泵的最高工作压力时提及压力损失，当时由于 系统还没有完全设计完毕，管道的

27、设置也没有确定，因此只能作粗 略的估算。现在液压系统的元件 、安装形式、油管和管接头均可定 下来了。所以需要验算一下管路系统的总的压力损失，看其是否在 前述假设的范围内，借此可以较准确地确定泵的工作压力，较准确 地调节变量泵或溢流阀，保证系统地工作性能。若计算结果与前设 压力损失相差较大，则应对原设计进行修正。具体地方法时将计算 出来的压力损失代替原假设值用以下式子重算系统的压力： 1.当执行元件为液压缸时 PpF/A1cm+A2P2/A1+P1 （916） 式中F为作用在液压缸上的外负载；A1 、 A2分别为液压缸进、回油腔的有 效面积；P1 、 P2 分别为进、回油管路的总的压力损失 ，c

28、m 为液压 缸的机械效率。 计算时要注意，快速运动时液压缸上的外负载小，管路中流量大，压 力损失也大；慢速运动时，外负载大 ，流量小，压力损失也小，所以应分 别进行计算。 计算出的系统压力Pp应小于泵额定压力的75，因为应使泵有一定的 压力储备。否则就应另选额定压力较高的液压泵 ，或者采用其它方法降低 系统的压力，如增大液压缸直径等方法。 2.当液压执行元件为液压马达时 Pp 2T/VMm+P2 +P1 （917） 式中V为液压马达的排量；T为液压马达的输出转矩； P1 、 P2分别为 进、回油管路的压力损失；Mm为液压马达的机械效率。二.系统的总效率验算 液压系统的总效率是液压泵的效率p、回

29、路效率c和液压执行元件效率m的乘积，即 液压泵和液压执行元件的效率可从手册中查到，回路效率计算如下 式中，p1、q1同时动作的液压执行元件的工作压力和输入流量； pp、qp同时供油的液压泵的工作压力和输出流量。三.液压系统发热温升的验算 液压系统中的各种能量损失都将转化为热量，使系统工作温度升高，从而产生很多不利影响。系统中的热源主要来自液压泵、液压执行元件和一些阀口，管路的功率损失通常可以忽略不计。 液压系统总的发热功率P为或 式中，Pp、Pe分别为液压泵的输入功率和液压执行元件的有效功率。由于管路的发热量与其散热量基本平衡，所以，液压系统的自然散热主要由油箱表面实现。因此，散热功率可以计算

30、如下 式中，K油箱的散热系数，A油箱的散热面积； t1、t2分别为工作介质温度和环境温度。当系统的发热功率等于其散热功率时，系统达到热平衡。此时系统的温升为 当上式的计算结果高出允许数值时，就要设法增大油箱散热面积或增设冷却装置。油箱的散热面积A为 当油箱三个边的比例在1：1：1到1：2：3之间、液面高度为油箱高度的80%、且油箱通风良好时，油箱散热面积还可以估算如下：式中，V油箱的有效容积。当系统需要设置冷却装置时，冷却器的散热面积Ac为式中，Kc冷却器的散热系数；tm平均温升； tj1、tj2工作介质的进、出口温度； tw1、tw2冷却水（或风）的进、出口温度。第五节 绘制工作图和编制技术

31、文件 所设计的液压系统经验算后，即可对初步拟定的液压系统进行修改，并绘制工作图和编制技术文件。一.绘制工作图 （1）液压系统原理图 图上除画出整个系统的 回路之外 ，还应注明各元件的规格、型号、压力调整值，并给出各执行元件的工作循环图，列出电磁铁及压力继电器的动作顺序表。 （2）集成油路装配图 若选用油路板，应将各元件画在油路板上，便于装配；若采用集成块或叠加阀时，因有通用件，设计者只需选用，最后将选用的产品组合起来绘制成装配图。 （3）泵站装配图 将集成油路装置、泵、电动机与油箱组合在一起画成装配图，表明它们各自之间的相互位置、安装尺寸及总体外形。 （4）画出非标准专用件的装配图及零件图。

32、（5）管路装配图 表示油管的走向，注明管道的直径及长度，各种管接头的规格、管夹的安装位置和装配技术要求等。 （6）电气线路图 表示出电动机的控制线路，电磁阀的控制线路、压力继电器和行程开关等。二.编写技术文件 技术文件一般包括液压系统设计计算说明书，液压系统的使用及维护技术说明书，零部件目录表、标准件通用件及外购件总表等。第六节 液压系统设计计算举例 本节以一台卧式单面多轴钻孔组合机床为例，设计出驱动动力滑台的液压系统。设计要求：滑台实现“快进工进快退停止”的工作循环。已知机床上有主轴16个，加工13.9mm 的孔14个、8.5mm 的孔2个。刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为 240

33、HBS ；机床工作部件总质量 m=1000kg ；快进、快退v1、v2均为，快进行程长度L1=100mm，工进行程长度L2=50mm，往复运动的加速度 、速度时间不希望超过 0.2s ；动力滑台采用平导轨 ，其静摩擦系数，动摩擦系数；液压系统中的执行元件使用液压缸。液压系统的设计过程如下： 分析负载 确定执行元件主要参数 确定液压系统方案和拟定液压系统原理图 选择液压元件 验算液压系统性能 绘制工作图和编制技术文件一.分析负载外负载 高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力Ft（单位为N）为 式中，D钻头直径，单位为mm； s每转进给量，单位为mm/r；HBS铸件硬度，HBS=240。根据组合机床加工

34、特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册取对的孔：n1=360r/min，；对的孔：n2=550r/min，。代入式（），得外负载Fg为 惯性负载机床工作部件的总质量m=1000kg阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为 静摩擦阻力 动摩擦阻力 由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表所示。按上表数值绘制负载图和速度图如图所示。二.确定执行元件的主要参数 由相关表可知，组合机床在最大负载约为32000N时液压系统压力取p1=4MPa比较合适。鉴于动力滑台要求快进 、快退速度相等 ，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为

35、有杆腔工作面积A2的两倍，即 =A1/A2=2，而活塞杆直径d与缸筒直径D成 d=0.707D 关系。在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防止孔钻通时滑台突然前冲 。根据要求可取 p2=0.6MPa 。快进时液压缸作差动连接 ，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按考虑。快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按估算。由工进时的负载值按公式计算液压缸面积 将这些直径按GB2348-80圆整成就近标准值得： 、d=0.08mm由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 根据上述D和 d 的值，可估算出液压缸在个工作阶段中的压

36、力、流量和功率，并据此绘出工况图如右图所示。三.确定液压系统方案和拟定液压系统原理图确定液压系统方案由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，并由图可知，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。该液压系统以采用节流调速方式和开式循环为佳。现采用节流调速回路，为解决孔钻通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量约为最小流量的55倍，而快进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为 即t2t1。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定

37、量液压泵作为油源显然是不合适的，而应采用大、小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案，如图9.9a)所示。 选择基本回路 由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。 1选择快速运动和换向回路 系统中采用节流调速回路后，不管采用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，快进、快退换向回路应采用图9.9b)所示的形式。 2选择速度换接回路 由工况图中的 q L 曲线可知 ，当滑台从快进转为工进时 ，输入液压缸的流量由降至，滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制速度的换接

38、，以减少液压冲击，如图9.9c)所示。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大。为了保证换向平稳起见，应采用换向时间可调的电液换向阀式换接回路，如图9.9b)所示。由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。 3选择调压和卸荷回路 油源中的溢流阀可以调定系统工作压力，无须另设调压回路。由于系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，同时也起到安全作用。 在图9.9a)所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此阀卸荷。由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要

39、再设置卸荷回路。 将液压回路综合成液压系统 把上面选出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张图所示的液压系统原理图（不包括点划线圆框内的元件）。将此图仔细检查一遍，可以发现，该图所示系统在工作中还存在问题。为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对图所示系统进行如下修整：1）为了解决滑台工进（阀2在左位）时图中进、回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀a，将进、回油路隔断。2）为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀b。这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使阀b关闭，便阻止了油液返回油箱。3

40、）为了解决机床停止工作后回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个单向阀c。4）为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器d。5）若将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一个阀。经过修改、整理后的液压系统原理图如图所示。四.选择液压元件液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为，如取进油路上的压力损失为，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力，则小流量液压泵的最大工作压力应为 大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由图可知，快退时液

41、压缸的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为（因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为 由图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为，因系统较简单，取泄漏系数KL，则两个液压泵的实际流量应为 由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为。 根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵，其小液压泵和大液压泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时该液压泵的理论流量为，若取液压泵的容积效率v，则液压泵的实

42、际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2MPa、流量为】。按照要求取液压泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为 根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速np=940r/min。 阀类元件及辅助元件 根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格。油管 各元件间连接管道的规格按液压元件借口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算。根据重新计算数值，并取油液在压油管的流速v=3m/s，计算与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为 这两根油管都按YB231-70选用内径15mm、外径的15号冷拔无缝钢管。油箱 计算油箱容积，取经验数据=7，故其容积为 按GB2876-81规定，取最靠近的标准值V=250L。五.验算液压系统性能