第十章液压系统的设计计算

10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。设计方法：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。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。液压系统的设计计算步骤大致如下：明确系统设计要求；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。

前五项属于性能设计，它们互相影响，互相渗透；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，仔细查阅有关产品样本、设计手册和资料。10.1明确系统的设计要求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。(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)其他方面的要求，如液压装置在质量、外形尺寸、可靠性、经济性等方面的规定或限制。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10.2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——工作压力和最大流量。一、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。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）惯性负载阻力负载（如摩擦阻力、密封阻力、背压阻力等）。执行元件在各阶段所需克服的负载用负载—位移（F-l）曲线来表示，称为负载图。执行元件各个工作阶段的运动速度用速度—位移（v-l）曲线表示，称为速度图。二、确定主要参数确定液压执行元件的工作压力和最大流量。工作压力可根据负载图中的最大负载来选取；也可根据主机的类型来选取；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。确定主要参数的一般做法：选定工作压力p；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；算出最大流量Qmax。在机床的液压系统中，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的，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vmin或ωmin(=2πnmin/60)符合下述要求：液压缸

液压马达

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。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。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。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）。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。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：(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较，可以对原来设计参数的合理性作出鉴别，或进行调整。10.3拟定液压系统原理图一、概述二、拟定系统原理图时应注意的问题

1.控制方式

2.系统安全可靠

3.节约能量

4.其他一、概述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，因此采用容积调速或节流调速是一个首先要确定的问题。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。二、拟定系统原理图时应注意的问题

1.控制方式

2.系统安全可靠

3.节约能量

4.其他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。行程控制动作比较可靠，是最通用的控制方式。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。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，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。在波音747飞机上，为提高系统的可靠性，采用了冗余技术。以装在垂直尾冀上的方向舵为例，首先把方向舵分成上方向舵和下方向舵两部分，见图4.20.-3，即使一个方向舵出现故障，单靠另一个也能保证其功能。其次，每个方向舵都装有双串联缸见图4.20-4，分别由两个液压系统来驱动。即使在最坏的情况下，有二个系统都出现故障时，剩下的一个系统仍能工作。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，这些部是提高系统效率的有效措施。4.其他尽可能采用标准元件，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一、液压泵二、阀类元件三、油管和油箱一、液压泵1.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。系统结构情况总压力损失Δp/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表10-3进油路压力损失经验值2.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），回路中的泄漏量则可按总流量最大值的10%~30%估算。液压泵及电机的选择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。二、阀类元件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。1.流量阀的选择选择节流阀和调速阀时还要考虑其最小稳定流量是否符合设计要求，一般中、低压流量阀的最小稳定流量为50ml/min~100ml/min；高压流量阀的最小稳定流量为2.5ml/min~20ml/min。流量阀对流量进行控制，需要一定的压差，高精度流量阀进、出口约需1MPa的压差。普通调速阀存在起始流量超调的问题，对要求高的系统可选用带手调补偿器初始开度的调速阀或带外控关闭功能的调速阀。对于要求油温变化对外负载的运动速度影响大的系统，可选用温度补偿型调速阀。2.溢流阀的选择直动式溢流阀响应快，适合作制动阀及流量较小的安全阀，先导式溢流阀的启闭特性好，宜作调压阀，背压阀及流量较大的安全阀用。先导式溢流阀有二级同心和三级同心之分，二级同心型的泄漏量小，常用于需保压的回路中。先导式溢流阀的最低调定压力一般只能在0.5~1Mpa范围内。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取，并应注意其许用的最小稳定流量，一般来说，其最小稳定流量应是公称流量的15%以上。3.单向阀及液控单向阀的选择选择单向阀时，应注意其开启压力大小，开启压力小作单向阀，开启压力大作背压阀。液控单向阀有内泄式和外泄式之分，外泄式的控制压力较低，工作可靠，但要多一根泄油油管。液控单向阀还有带卸荷小阀芯和不带卸荷小阀芯之分，前者控制压力较低，常用于高压系统，有时还可作为液压机的卸压阀用。4换向阀的选择按通流量选择结构型式，一般通流量在190L/min以上时，宜选用二通插装阀，70L/min以下可选用电磁换向阀，否则需用电液换向阀。按换向性能等选择电磁铁类型，由于直流电磁铁尤其是直流湿式电磁铁的寿命长，可靠性高，故应尽量选用直流湿式电磁换向阀。按系统要求选择滑阀机能。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。三、油管和油箱油管规格的确定和油箱容量的估算见本书第7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。一、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3章中的有关公式估算。阀类元件处的局部损失则需从产品样本中查出。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：

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。注意二、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Pi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，不考虑系统其他部分的散热效能，则油液温升的估算公式可以根据不同的条件分别从有关的手册中找出来。例如，当油箱3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：

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25~30℃，工程机械为35~40℃等等。注意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己知：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，动摩擦阻力Ffd=850N；快进、快退速度v1=v3=0.1m/s；快进行程长度l1=0.1m；工进速度v2=0.000833m/s；工进行程长度l2=0.04m。机床的动作顺序：定位→夹紧→动力滑台快进→工进→快退→原位→夹具松开→拔定位销。一、工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。工况负载组成负载值F/N启动

F=Ffs15001667加速

F=Ffd

+Fm13501500快进

F=

Ffd850945工进

F=

Ffd

+Ft2585028722快退

F=

Ffd850945表10-4液压缸在各工作阶段的负载值推力二、液压缸主要参数的确定由表10-1和表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。

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与缸筒直径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计算。由工进时的推力计算液压缸面积：

∴按GB/T2348-93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

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。工况负载组成负载值F/N启动

F=Ffs15001667加速

F=Ffd

+Fm13501500快进

F=

Ffd850945工进

F=

Ffd

+Ft2585028722快退

F=

Ffd850945表10-4液压缸在各工作阶段的负载值推力三、液压系统图的拟定1.液压回路的选择2.拟定液压系统图1.液压回路的选择首先选择调速回路。

由工况图知，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。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.拟定液压系统图四、液压元件的选择1.液压泵2.阀类元件及辅助元件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+0.5)MPa＝1.716MPa两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为24.04/(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=1.1×24.04/(60×103)m3/s=26.04/(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。1.液压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