1、液壓系統(tǒng)的設計計算液壓系統(tǒng)設計計算是液壓液壓傳動課程設計的主要內容包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能等。現(xiàn)以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例，介紹液壓系統(tǒng)的設計計算方法。1 設計要求工況分析1.1設計要求要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。主要性能參數與性能要求如下：切削阻力；運動部件所受重力；快進、快退速度，工進速度；快進行程，工進行程；往復運動的加速時間；動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數，動摩擦系數。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。1.2負載與運動分析（1）工作負載 工作負載即為切削阻力。

2、（2）摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 （3）慣性負載 （4）運動之間快進 工進 快退 設液壓缸的機械效率，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1 液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載液壓缸推力啟 動加 速快 進工 進反向啟動加 速快 退1440108072042720144010807201600120080047466.6716001200800根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖，如圖1所示。2 確定液壓系統(tǒng)主要參數2.1初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參

3、考表2和表3，初選液壓缸工作壓力。2.2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為。表2 按負載選擇工作壓力負載/KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0.811.522.533445表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表4 執(zhí)行元件

4、背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7 表6 按速比要求確定d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：無桿腔進油時活塞運動速度；有桿腔進油時活塞運動速度。由式得則活塞直徑 參考表5及表6，得，圓整后取標準數值得，。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為

5、根據計算出的液壓缸的尺寸，可估計出液壓缸在工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況如圖2所示。表7 液壓缸在各個階段的壓力、流量和功率值工況推力回油腔壓力進油腔壓力輸入流量輸入功率計算公式快進啟動16000.25 加速12000.65恒速8000.590.640.38工進427201.03.950.042快退啟動16000.27加速12000.51.24恒速8000.51.180.500.59注：1.為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1 選擇基本回路（1）選擇調

6、速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必須為開式循環(huán)系統(tǒng)。（2）選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比；其相應的時間之比。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時液壓沖

7、擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。（3）選擇快速運動和幻換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。（4）選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。（5）選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷回路問題都已經基本解決。即滑臺

8、工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。圖2 選擇的基本回路3.2 組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增

9、設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。圖3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖4 計算和選擇液壓件4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率（1）計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大壓力為，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，則小流量泵的最高工作壓力估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失，則大流量泵

10、的最高工作壓力估算為（2）計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為，若取回路泄漏系數，則兩個泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為，工進時的流量為，則小流量泵的流量最少應為。（3）確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取YB-6/40型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為和，當液壓泵的轉速時，其理論流量分別為和，若取液壓泵容積效率，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率，這時液壓泵的驅動電動機功率為 根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的型電動機，其額定功率為，額定轉速為。

11、4.2確定其它元件及輔件（1）確定閥類元件及輔件根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調速閥4選用型，其最小穩(wěn)定流量為，小于本系統(tǒng)工進時的流量。表8 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量規(guī)格型號額定流量額定壓力額定壓降1雙聯(lián)葉片泵PV2R126/335.1/27.9162三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調速閥Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.

12、27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.211濾油器36.6XU80 200806.30.0212壓力表開關K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14*注：此為電動機額定轉速為時的流量。（2）確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表9所列。表9 各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退表10 允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.51.5壓

13、油管道36,壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑、外徑的號冷拔鋼管。（3）確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經驗系數，低壓系統(tǒng)，；中壓系統(tǒng)，；高壓系統(tǒng)，。現(xiàn)取，得5 驗算液壓系統(tǒng)性能5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進、回油管道長為，油液的運動粘度取，油液的密度取。（1） 判

14、斷流動的狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退回油流量為最大，此時，油液流動的雷諾數也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（2000），故可推出：各種工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。（2） 計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數和油液在管道內流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數據代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構 尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失常按下式經驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算 其中的由產品樣本查出，和數值由表8和表9 列出。滑臺在快進、工進和快退工況下的

15、壓力損失計算如下：快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為該值即為液壓缸的回油腔壓力，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此略高于表7數值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數值基本相等，故