1、課時分配： 14 節 編寫日期：2011 年7月20 日課 題第9章液壓系統設計 目的和要求掌握液壓系統設計的方法。難點重點液壓系統設計的方法組織教學（包括教學環節，內容提綱，時間分配，教具等）本章講授內容：9.1 液壓系統設計9.2 液壓系統設計計算實例 教具：課件，模型（或實物）課外作業課時授課計劃講 授 內 容作業與補充第9章液壓系統設計液壓系統的設計主要是根據工作機器提出的技術要求，同時設計時考慮可靠性、安全性及經濟性等因素。液壓系統的設計步驟一般為：工作機器的基本技術分析，主要參數的確定，液壓系統功能設計，選擇液壓元件，繪制工作圖（液壓裝置的設計與計算），編制技術文件。這些步驟相互關

2、聯，彼此影響，因此常常需要交叉進行。9.1 液壓系統設計9.1.1 工作機器的基本技術分析在液壓系統設計時，首先應明確工作機器的基本技術要求。其具體內容是：工作機的用途、結構、總體布局；工作機的工作循環及運動方式；液壓執行元件的負載及運動速度；工作機各執行元件的動作順序或互鎖要求；液壓系統的性能、效率、自動化程度、工作環境等方面的要求；液壓裝置的重量、外形尺寸、經濟性等方面的規定或限制。9.1.2 主要參數確定 主要參數是指液壓執行元件的工作壓力和最大流量。主要參數的確定又依據液壓系統的工作狀況，因此，需要對液壓系統進行工況分析。 1.液壓系統工況分析工況分析是指執行元件的運動速度和負載變化的

3、分析，這是為了滿足工作機動作和承載的要求。液壓系統承受的負載由工作機的規格而定，可由樣機通過實驗測定，也可以由理論分析確定。當用理論分析確定系統的實際負載時，必須仔細考慮它所有的組成項目。例如：工作負載（切削力、擠壓力、彈性塑性變形抗力、重力等）、慣性負載和阻力負載(摩擦力、背壓力)等，并把它們繪制成相應的負載圖和速度圖，如圖9-1所示。2.主要參數確定主要參數依賴于機器的形式，執行元件的形式可以根據工作機所要實現的運動種類和性質而定。執行元件的工作壓力可以根據最大負載來選取，也可以根據工作機的類型來選取。在液壓系統中，工作壓力選得小些，對系統的可靠性、低速平穩性和降低噪聲都是有利的，但是結構

4、尺寸相對較大，因為執行元件當壓力選定后，液壓缸的截面尺寸便可以由推力來確定。講 授 內 容作業與補充最大流量則由執行元件速度圖中的最大速度計算出來。這與執行元件結構參數有關。液壓系統執行元件各個階段的壓力和流量工況如圖9-2 所示。它是在執行元件結構參數確定后，根據設計任務要求，算出不同階段中的實際工作壓力、流量作出的工況分析圖，它顯示了液壓系統整個工作循環中這兩個參數的變化情況。當系統中包含多個執行元件時，其工況圖是各個執行元件工況圖的綜合。 圖9-1液壓系統執行元件的負載圖和速度圖a)負載圖 b)速度圖圖9-2液壓系統執行元件工作壓力和流量工況圖a) 壓力圖 b)流量圖講 授 內 容作業與

5、補充液壓執行元件的工況圖是選擇系統中其他液壓元件和液壓基本回路的依據，也是擬定液壓系統方案的依據，這是因為：1)液壓泵和各種控制閥的規格是根據工況圖中的最大壓力和最大流量選定的。2)液壓回路及其油源形式是按工況圖中不同階段內的壓力和流量情況初選確定的。3)參數設計合理性鑒別與調整的依據，液壓系統的設計常常將工況圖所反映的情況與調研的方案進行對比來作出改進。例如，在工藝情況允許的條件下，調整有關工作階段的時間或速度，可以減少所需的功率；當功率分布很不均勻時，適當修改參數，可以避開或削減“峰值”功率等。 9.1.3 液壓系統功能設計液壓系統功能設計是體現設計任務中提出的各項具體要求。它包含三項內容

6、：確定液壓系統類型，選擇液壓基本回路和組裝液壓系統。1)液壓系統的類型分為開式傳動和閉式傳動兩種，采用開式傳動還是閉式傳動，主要取決于它的調速方式和散熱要求。一般來說，凡具有較大空間可以存放油箱，要求結構盡可能簡單的系統，或采用節流調速或容積節流調速的系統，都宜采用開式傳動；凡允許采用輔助泵進行補油并通過換油來達到冷卻目的的系統，對工作穩定和效率有較高要求的系統，或采用容積調速的系統，都宜采用閉式傳動。2)選擇液壓基本回路是根據液壓系統的設計要求和工況圖出發，同時符合節省能源、減少發熱、減少沖擊等原則。首先從對工作機主要性能起決定作用的調速回路開始，然后再根據工作機需要考慮其他輔助回路。例如，

7、對垂直運動部件的系統要考慮平衡回路；有快速運動部件的系統要考慮緩沖和制動回路；有多個執行元件的系統要考慮順序動作、同步或互不干擾回路；有空運轉要求的系統要考慮卸荷回路等等。 3)組裝液壓系統是把選好的各種液壓基本回路組裝在一起，進行歸并整理，增添必要的元件或輔助油路，使之成為完整的系統，組裝后的液壓系統應能夠實現所要求的各項功能，同時液壓系統要結構簡單、緊湊、工作安全可靠，動作平穩，效率高，使用和維護方便，元件應該標準化。 在可靠性要求特別高的液壓系統設計中，液壓系統設計要考慮設置一些必要的備用回路或備用系統，以便在工作回路發生故障時，啟動備用系統作為應急處理，確保系統正常運轉。9.1.4 選

8、擇液壓元件液壓泵的選擇是按泵所需要的最大工作壓力和流量選擇的，同時要考慮儲備。液壓泵的最大工作壓力必須大于或等于液壓執行元件最大工講 授 內 容作業與補充作壓力和進油路上總壓力損失之和。液壓執行元件的最大工作壓力可以從工況圖中查到。進油路上的總壓力損失可以按經驗資料選取： 一般節流調速及簡單系統取p1=（0.20.5）MPa。 液壓泵的流量必須大于或等于幾個同時工作的執行元件總流量的最大值，同時要考慮泄漏量的影響。液壓執行元件總流量的最大值可以從工況圖中找到，回路中的泄漏量可按總流量最大值（1030）%選取。 在參照產品樣本選取液壓泵時，其額定壓力選取比液壓泵的最大工作壓力高出(2560)%

9、，以便留有壓力儲備，額定流量按上述最大流量選取即可。 液壓泵在額定壓力和額定流量下工作時，其驅動電機的功率一般可以直接從產品樣本上查到。 閥類元件的選擇主要考慮閥的規格、性能和連接方式。閥的規格按液壓系統的最大壓力和通過該閥的實際流量從產品樣本上選定。選擇節流閥和調速閥時還必須考慮它的最小穩定流量是否符合設計要求。 油管的規格一般是由它所連接的液壓件接口處的尺寸決定的。 9.1.5 液壓系統性能驗算目前液壓系統性能驗算是采用一些簡化公式進行近似估算的，以便定性地說明情況。當設計中能找到經過實踐檢驗的同類型系統作為對比參考或可靠的實驗結果可供使用時，系統的性能驗算就可以省略。回路壓力損失的驗算：

10、回路壓力損失包括沿程壓力損失和局部壓力損失，這兩項壓力損失可按相應的計算公式來計算。但必須注意，不同的工作階段要分開計算；回油路上的壓力損失要折算到進油路上，在未畫出管路裝配圖之前，有些壓力損失仍只能估算。發熱溫升的驗算：液壓泵的輸入功率與執行元件的輸出功率差值為液壓系統的功率損失，這些能量損失全部轉換成熱量，使液壓系統產生溫升。如果這些熱量全部由油箱散發出去，不考慮其他部分的散熱效能，則需要計算油液溫升。當驗算出來的溫升超過允許值時，系統中必須設置冷卻器。 講 授 內 容作業與補充9.2 液壓系統設計計算實例9.2.1 設計題目現以組合機床動力滑臺液壓系統為例，該動力滑臺為臥式單面多軸鉆孔機

11、床，以實現“快進工進快退停止”的工作循環。已知：機床上設有16根主軸，加工13.9 mm的孔14個，加工8.5 mm的孔2個；選用刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBS；機床工作部件總重量G=9810N；快進、快退速度1=3 =7 m/min，快進行程長度為l1 =100 mm，工進行程長度為l2 = 50 mm，往復運動的加速、減速時間不超過0.2s；動力滑臺采用平導軌，其靜摩擦因數為fs=0.2,動摩擦因數為fd=0.1；液壓系統的執行元件使用液壓缸。9.2.2 組合機床的基本技術分析1.負載分析負載分析是對所涉及的載荷進行分析與計算。1） 工作負載 由金屬切削原理可知，高速

12、鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft與鉆頭直徑D（mm）、每轉進給量 f (mm/r)和鑄件硬度HBS之間的經驗算式為 Ft=25.5D f 0.8(HBS)0.6 (9-1)式中Ft 軸向切削力（N）； D 鉆頭直徑D（mm）； HBS工件材料硬度； f 每轉進給量，對13.9mm的孔，可選n1=360r/min， f 1=0.147mm/r，對8.5 mm的孔，可選n2=550r/min， f 2=0.096mm/r。代入式(9-1)求得 Ft=1425.513.90.1470.82400.6+225.58.50.0960.82400.6 =30468N2)慣性負載 Fm=ma (9-2)式中

13、 Fm 慣性負載力（N）； m 運動部件的質量（kg）； a 運動部件的加速度（m/s2）。代入式(9-2)求得Fm=(9810/9.81)7/(600.2)N = 583 N3)阻力負載靜摩擦阻力 Ffs=fsG=0.29810N=1962N講 授 內 容作業與補充動摩擦阻力 Ffd=fdG=0.19810N=981N設計時液壓缸的機械效率可取m=0.9，則推力F=F/m，由此 得出液壓缸的各工作階段的負載，見表91所示。表-液壓缸在各工作階段的負載值工況負載組成負載值F/N推力F/N啟動F=Ffs19622180加速F=Ffd+Fm15641738快進F=Ffd9811090工進F=Ffd

14、+Ft3144934943快退F=Ffd9811090.負載圖和速度圖的繪制負載圖是按計算的負載值來繪制的，如圖9-3a所示。速度圖按已知數值v1=v3=7m/min、l1=100mm、l2=50mm、快退行程l3=l1+l2=150 mm和工進速度v2等繪制。如圖9-3b所示。其中v2由主軸轉速及每轉進給量求出，即v2=n1f1=n2f253mm/min。圖9-3液壓缸在各工作階段的負載圖和速度圖a) 負載圖 b)速度圖講 授 內 容作業與補充9.2.3 液壓缸主要參數的確定由基本技術分析可知，動力滑臺要求快進、快退速度相等，選用液壓缸為單桿活塞式，并在快進時作差動連接。這種情況下液壓缸無桿

15、腔工作面積A1取為有桿腔工作面積A2的兩倍，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D的關系為：d0.707D。 由表-1和-2可知，組合機床液壓系統的最大負載約為35N時，初取液壓缸的進油工作壓力1=4 MPa。在鉆孔加工時，液壓缸回油路上設有背壓2，以防孔被鉆通時滑臺突然前沖，初取2= 0.8 MPa，快進時液壓缸雖作差動連接，但由于油管中有壓降p 存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔的壓力，估算時可取p0.5 MPa。快退時回油腔中是有背壓的，這時，2亦可按0.5 MPa估算。由工進時的推力F可計算液壓缸面積：F = Fm=(p1A1- p2A2)m=p1A1-p2(A1/2)m (9-3)式中F 液壓缸的

16、工作負載（N），見表9-1； 1液壓缸進油工作壓力（MPa）； 2液壓缸出油工作壓力（MPa）； A1 液壓缸無桿腔橫截面面積（mm），A1=D2/4； A2液壓缸有桿腔橫截面面積（mm），A2=(D2-d2)/4； m液壓缸機械效率。 由式(9-3)可得 A1 = F /(p1- p2/2)m=31449/(4-0.8/2)1060.9 = 0.0097 m2 = 97 cm2D = 11.12cm d = 0.707D=7.86 cm 將計算的直徑圓整成標準值，可得：D =11cm, d =8cm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為：A1=D 2/4=95.03 cm2，A2=(D 2-d

17、 2)/4=44.77cm2。同時，活塞桿的強度和穩定性要符合要求。根據上述D 與d 的值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，見表9-2所示。講 授 內 容作業與補充表9-2液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況推力F(N)回油腔壓力p2(MPa)進油腔力 p1(MPa)輸入流量q（L/min）輸入功率P(Kw)計算式差動快進啟動2180p10.434p1=(F+ p2A2)/A1q =(A1-A2)v1P =p1q1加速1738p1+p（p =0.5MPa)0.791恒速10900.66235.190.39工進349430.84.0540.50.034p1=(F+ p2A

18、2)/A1q =A1v2P =p1q快退啟動218000.487p1=(F+ p2A1)/A2q =A2v3P =p1q加速17380.51.45恒速10901.30531.340.68圖9-4所示是由液壓缸的壓力、流量繪制的工況圖。圖9-4 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量工況圖 a)壓力圖 b)流量圖講 授 內 容作業與補充9.2.4 液壓系統功能設計液壓系統功能設計主要是選擇液壓回路和組裝液壓系統。1.液壓基本回路的選擇首先選擇調速回路，由表9-2 可知，這臺機床液壓系統的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，可采用進口節流調速形式。為了解決進口節流調速回路在孔鉆通時滑臺突然前沖現象，

19、回油路上設置背壓閥。由于液壓系統選用了節流調速方式，系統中油液的循環方式采用開式傳動的。從工況圖里可以清楚地看到，在這個液壓系統的工作循環中，液壓缸要求動力源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比約為70倍，而快進快退所需的時間t1和工進所需的時間t2分別為：亦即是t2/t126。因此從提高系統效率、節省能量的角度上來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合理的，因此，應選用國內比較成熟的產品雙聯式定量葉片泵作為泵源，如圖9-5a所示。 其次是快速運動回路和換向回路的選擇。系統中采用節流調速回路后，不管采用什么油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔，以實現快速運動。在

20、本系統中，單桿液壓缸采用差動連接，所以它的快進快退換向回路應采用圖9-5b所示的形式。 然后是速度換接回路的選擇。由圖 9-4中的流量曲線可知，當滑臺從快進轉為工進時，輸入液壓缸的流量由 35.19 L/min變為0.5L/min，滑臺的速度變化較大，宜選用行程閥來控制速度的換接，以減少液壓沖擊，如圖9-5c所示。當滑臺由工進轉為快退時，通過的流量很大，進油路通過 31.34 Lmin，回油路通過 31.34（95.0344.77）= 66.50 L/min 。為了保證換向平穩起見，可采用電液換向閥式換接回路，如圖9-5b所示。同時考慮要實現液壓缸的差動連接，換向閥需要用五通的。最后再考慮壓力

21、控制回路。系統的調壓問題已在油源中解決。卸荷問題如采用中位機能為M型的三位換向閥來實現，就不需再設置專用的元件或油路。 講 授 內 容作業與補充圖9-5液壓回路的選擇a）泵源 b）換向回路 c）速度換接回路2.組裝液壓系統在液壓基本回路選擇以后，需要將其組裝在一起，以便完成一個草擬的液壓系統圖，如圖9-6 所示，并且經過仔細檢查，發現問題，必須及時進行修改：圖9-6 液壓系統草擬圖1雙聯葉片泵（1A高壓小流量泵、1B低壓大流量泵） 2電液換向閥3行程閥 4調速閥 5、10、12單向閥 6液壓缸 7卸荷閥 8背壓閥 9溢流閥 11過濾器 a、c單向閥 b順序閥 d壓力繼電器講 授 內 容作業與補

22、充1)工進時進油路、回油路必須隔斷，否則工進時壓力無法建立，為了解決此問題，需要在電液換向回路中串接一個單向閥a。2)為使液壓缸實現差動連接快進，避免滑臺快進時回油路接通油箱，必須在回油路上串接一個液控順序閥b。3)為避免空氣進入液壓系統，提高滑臺運動的平穩性，同時考慮到電液換向閥用M型滑閥機能的啟動問題，需要在電液換向閥的出口處增設一個單向閥c。4)為了便于系統自動發出快速退回信號，在調速閥輸出端增設一個壓力繼電器d。5)如果將順序閥b和背壓閥的位置對調一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合并。此外，其他的要求可根據現場需求考慮，比如，調試時的壓力表位置等等。經過對草擬的液壓系統修改、整理后

23、，便可得到較為合理、完善的液壓系統圖，如圖9-7所示。圖9-7 液壓系統圖1雙聯葉片泵 2電液換向閥 3行程閥 4調速閥5、10、12、13、15單向閥 6液壓缸 7卸荷閥8背壓閥 9溢流閥 11過濾器 14壓力繼電器講 授 內 容作業與補充9.2.5 液壓元件的選擇1.液壓泵的選擇液壓缸在整個工作循環中的最大工作壓力為4.054MPa，若取進油路上的壓力損失為0.8MPa，壓力繼電器調整壓力高出系統最大工作壓力之值為0.5MPa，則小流量泵的最大工作壓力應為：PP1=4.054+0.8+0.5= 5.354 MPa；大流量泵是在快速運動時才向液壓缸供油的，由圖9-4 可知，快退時液壓缸中的工

24、作壓力比快進時大，若取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：PP2=(1.305+0.5)=1.805 MPa。 由圖9-4可知，液壓缸的最大流量為 35.19 Lmin是由雙聯液壓泵同時提供的。若回路中的泄漏按液壓缸輸入流量的 10%估算，則雙聯泵的總流量應為 qp=1.135.19Lmin=38.71Lmin。由于溢流閥的最小穩定溢流量為3L/min，而工進時輸入液壓缸的流量為0.5 L/min，所以小流量泵的流量規格最少應為3.5Lmin。根據壓力和流量的數值查閱產品目錄，最后確定選取PV2R12型雙聯葉片泵，其額定壓力14MPa，大流量泵的額定流量36L/min

25、和小流量泵的額定流量6L/min。驅動電機所需的功率可以根據液壓缸在快退時輸入的功率，即相當于液壓泵輸出壓力 1.805MPa、流量 38.71L/min時的情況。如取雙聯葉片泵的總效率為p=0.75，則驅動液壓泵電機所需的功率為：P = ppqp/p = 1.805106(38.7110-3/60)/(0.75103) =1.55 kW 。根據此數值查閱電機產品目錄，最后選定Y100L1-4型電動機，其額定功率為P=2.2 kW。2.閥類元件及輔助元件的選擇根據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的實際流量，可選出這些元件的型號及其規格，見表9-3所示。3.油管的選擇油管的規格是按管道的耐壓、流量和各元件間連接管道處尺寸來確定，油管均按流過的最大流量計算。當液壓泵選定后，液壓缸在各個階段的進、出流量便可以精確計算。.油箱的選擇油箱容積可按經驗公式初步估算為 V=Kq (9-)式中 V油箱的容積（L）： K經驗系數（常取K=212）：講 授 內 容作業與補充q液壓泵的總