SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動

液壓系統設計計算舉例

本節以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床為例，設計出驅動動力滑臺的液壓系統。設計要求滑臺實現“快進→工進→快退→停止”的工作循環。已知：機床上有主軸16個，加工φ的孔14個、φ的孔2個。刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBS，機床工作部件總質量m=1000kg；快進、快退v1、v3均為，快進行程長l1=100mm，工進行程長l2=50mm，往復運動的加速、減速時間不希望超過；動力滑臺采用平導軌，其靜摩擦因數fs，動摩擦因數fd；液壓系統中的執行元件使用液壓缸。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動

分析負載

1.外負載

高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft（單位為N）為（8-28）式中D——鉆頭直徑，單位為mm；

s——每轉進給量，單位為mm/r；HBS——鑄件硬度，HBS=240。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動代入式（8-28），得外負載Fg為根據組合機床加工特點，鉆孔時主軸轉速n和每轉進給量s按“組合機床設計手冊”取——對φ的孔：n1=360r/min，s1；對φ的孔：n2=550r/min，s2。2.慣性負載

機床工作部件的總質量m=1000kg，取ΔtSchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動3.阻力負載

機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為Fn=mg=9810N靜摩擦阻力：

Ffs=fsFn=0.2×9810N=1962N動摩擦阻力：

Ffd=fdFn=0.1×9810N=981N由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表8-20所示。表8-20液壓缸在各工作階段的負載F（單位：N）工況負載組成負載值F工況負載組成負載值F啟動F=Fnfs1962工進F=Fnfd+Fg31449加速F=Fnfd+mΔv/Δt1564快退F=Fnfd981快進F=Fnfd981注：不考慮動力滑臺上顛復力矩的作用。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動圖8-11

組合機床液壓缸負載圖和速度圖a）負載圖b）速度圖按上表數值繪制負載圖如圖8-11a所示。由于是v1=v3、l1=100mm、l2=50mm、快退行程l3=l1+l2=150mm，工進速度v2=n1s1=n2s2≈53mm/min，由此可繪出速度圖如圖8-11b所示。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動

確定執行元件主要參數

由表8-7和表8-8可知，組合機床在最大負載約為32000N時液壓系統宜取壓力p1=4MPa。鑒于動力滑臺要求快進、快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式的，并在快進時作差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔的工作面積A1應為有桿腔工作面積A2的兩倍，即φ=A1/A2=2，而活塞桿直徑d與缸筒直徑D成dD的關系。

在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓p2，以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。按表8-3取p2。快進時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無桿腔，但其差值較小，可先按考慮。快退時回油腔中是有背壓的，這時p2也可按估算。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動由工進時的負載值按表8-9中的公式計算液壓缸面積將這些直徑按GB/T2348—2001圓整成就近標準值得D、dSchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為A1=πD2/4=95.03×10-4m2,A2=π(D2-d2)/4=44.77×10-4m2。經驗算，活塞桿的強度和穩定性均符合要求。根據上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表8-21所示，并據此繪出工況圖如圖8-12所示。圖8-12

液壓缸工況圖SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動表8-21液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況負載F/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3·s-1輸入功率P/kW計算式快進（差動）起動196200.407——p1=[(F/ηm)+A2Δp]/(A1-A2)q=(A1-A2)v1P=p1q加速1564p1+Δp(Δp=0.3MPa)0.591——恒速9810.4710.46070.217工進314490.63.730.00840.031p1=[(F/ηm)+p2A2]/A1q=A1v2P=p1q快退起動196200.457——p1=[(F/ηm)+p2A1]/A2q=A2v3P=p1q加速15640.61.64——恒速9811.500.41040.616注：液壓缸的機械效率取ηm。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動

設計液壓系統方案和擬定系統原理圖1.設計液壓系統方案

由于該機床是固定式機械，且不存在外負載對系統作功的工況，并由圖8-12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。根據表8-5、表8-6該液壓系統以采用節流調速方式和開式循環為宜。現采用進油路節流調速回路，為解決孔鉆通時滑臺突然前沖的問題，回油路上要設置背壓閥。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統的工作循環內，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量約為最小流量的55倍，而快進加快退所需的時間t1和工進所需的時間t2分別為SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動亦即是t1/t2≈21。因此從提高系統效率、節省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是不合適的，而宜采用大、小兩個液壓泵自動兩級并聯供油的油源方案（圖8-13a）。圖8-13

油源及液壓回路的選擇a）液壓源SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動2.選擇基本回路

由于不存在負載對系統作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需要設置平衡及制動回路。但必須具有快速運動、換向、速度換接以及調壓、卸荷等回路。選擇快速運動和換向回路系統中采用節流調速回路后，不論采用何種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。在本系統中，快進、快退換向回路應采用圖8-13b所示的形式。圖8-13

油源及液壓回路的選擇b）換向回路SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動選擇速度換接回路

當滑臺從快進轉為工進時，輸入液壓缸的流量由降至，滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊（見圖8-13c）。圖8-12

液壓缸工況圖由工況圖（圖8-12）中的q-l曲線可知：當滑臺由工進轉為快退時，回路中通過的流量很大——進油路中通過，回油路中通過。為了保證換向平穩起見，宜采用換向時間可調的電液換向閥式換接回路（見圖8-13b）。由于這一回路還要實現液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通的。圖8-13

油源及液壓回路的選擇b）換向回路圖8-13

油源及液壓回路的選擇c)速度換接回路SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動選擇調壓和卸荷回路

油源中有溢流閥（見圖8-13a），調定系統工作壓力，因此調壓問題已在油源中解決，無須另外再設置調壓回路。而且，系統采用進油節流調速，故溢流閥常開，即使滑臺被卡住，系統壓力也不會超過溢流閥的調定值，所以又起安全作用。圖8-13

油源及液壓回路的選擇a）液壓源b）換向回路c)速度換接回路SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動選擇調壓和卸荷回路

在圖8-13a所示的雙液壓泵自動兩級供油的油源中設有卸荷閥，當滑臺工進和停止時，低壓、大流量液壓泵都可經此閥卸荷。由于工進在整個工作循環周期中占了絕大部分時間，且高壓、小流量液壓泵的功率較小，故可以認為卸荷問題已基本解決，就不需要再設置卸荷回路。圖8-13

油源及液壓回路的選擇a）液壓源b）換向回路c)速度換接回路SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動3.將液壓回路綜合成液壓系統把上面選出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張圖8-14所示的液壓系統原理圖（不包括點劃線圓框內的元件）。將此圖仔細檢查一遍，可以發現，該圖所示系統在工作中還存在問題。為了防止干擾、簡化系統并使其功能更加完善，必須對圖8-14所示系統進行如下修整：圖8-14

液壓回路的綜合和整理1—雙聯葉片泵1A—小流量液壓泵1B—大流量液壓泵2—三位五通電液閥3—行程閥4—調速閥5—單向閥6—液壓缸7—卸荷閥8—背壓閥9—溢流閥10—單向閥11—過濾器12—壓力表接點a—單向閥b—順序閥c—單向閥d—壓力繼電器SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動3.將液壓回路綜合成液壓系統1）為了解決滑臺工進（閥2在左位）時圖中進、回油路相互接通，系統無法建立壓力的問題，必須在換向回路中串接一個單向閥a，將進、回油路隔斷。圖8-14

液壓回路的綜合和整理1—雙聯葉片泵1A—小流量液壓泵1B—大流量液壓泵2—三位五通電液閥3—行程閥4—調速閥5—單向閥6—液壓缸7—卸荷閥8—背壓閥9—溢流閥10—單向閥11—過濾器12—壓力表接點a—單向閥b—順序閥c—單向閥d—壓力繼電器2）為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥b。這樣，滑臺快進時因負載較小而系統壓力較低，使閥b關閉，便阻止了油液返回油箱。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動3.將液壓回路綜合成液壓系統3）為了解決機床停止工作后回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統，影響滑臺運動平穩性的問題，必須在電液換向閥的回油口增設一個單向閥c。圖8-14

液壓回路的綜合和整理1—雙聯葉片泵1A—小流量液壓泵1B—大流量液壓泵2—三位五通電液閥3—行程閥4—調速閥5—單向閥6—液壓缸7—卸荷閥8—背壓閥9—溢流閥10—單向閥11—過濾器12—壓力表接點a—單向閥b—順序閥c—單向閥d—壓力繼電器4）為了在滑臺工進后系統能自動發出快退信號，須在調速閥輸出端增設一個壓力繼電器d。5）若將順序閥b和背壓閥8的位置對調一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合并，從而省去一個閥。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動圖8-15

整理后的液壓系統原理圖1—雙聯葉片液壓泵2—三位五通電液閥3—行程閥4—調速閥5—單向閥6—單向閥7—順序閥8—背壓閥9—溢流閥10—單向閥11—過濾器12—壓力表接點13—單向閥14—壓力繼電器經過修改、整理后的液壓系統原理圖如圖8-15所示。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動

選擇液壓元件1.液壓泵液壓缸在整個工作循環中的最大工作壓力為，如取進油路上的壓力損失為，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調整壓力高出系統最大工作壓力，則小流量液壓泵的最大工作壓力應為：

pp1大流量液壓泵在快進、快速運動時才向液壓缸輸油，由圖8-12可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為（因為此時進油不經調速閥故壓力損失減小），則大流量液壓泵的最高工作壓力為：

pp2=(1.5+0.5)MPa=2MPaSchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動由圖8-12可知，兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為，因系統較簡單，取泄漏系數KL，則兩個液壓泵的實際流量應為：qp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，由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規格最少應為。根據以上壓力和流量的數值查閱產品樣本，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯葉片液壓泵，其小液壓泵和大液壓泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時該液壓泵的理論流量為，若取液壓泵的容積效率ηv，則液壓泵的實際輸出流量為：qpSchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2MPa、流量為。按表8-13取液壓泵的總效率ηp，則液壓泵驅動電動機所需的功率為根據此數值查閱電動機產品樣本選取Y100L-6型電動機，其額定功率Pn，額定轉速nn=940r/min。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動2.閥類元件及輔助元件根據閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些液壓元件的型號及規格見表8-22。表中序號與圖8-15的元件相同。3.油管各元件連接管道的規格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進、出流量已與原定數值不同，所以要重新計算如表8-23所示。由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合設計要求。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動表8-22元件的型號及規格序號元件名稱估計通過流量/L·min-1額定流量/L·min-1額定壓力/MPa額定壓降/MPa型號、規格1雙聯葉片泵—(5.1+22)①17．5—PV2R12—6/26Vp=(6+26)Ml/r2三位五通電液閥608016<0.535DYF3Y—E10B3行程閥506316<0.3AXQF—E10B(單向行程調速閥)qmax=100L/min4調速閥0.50.07~5016—5單向閥6063160.26單向閥256316<0.2AF3—Ea10Bqmax=80L/min7液控順序閥256316<0.3XF3—E10B8背壓閥0.56316—XF3—E10B9溢流閥56316—XF3—E10B10單向閥256316<0.2AF3—Ea10Bqmax=80L/min11濾油器306316<0.02XU—63×80J12壓力表開關——16—KF3—E3B3測點13單向閥606316<0.2AF3—Ea10Bqmax=80L/min14壓力繼電器——10—HED1kA/10①此為電動機額定轉速nn=940r/min時液壓泵輸出的實際流量。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動表8-23液壓缸的進、出流量快進工進快退輸入流量/L·min-1q1=(A1qp)/(A1-A2)=(95×27.1)/(95-44.77)=51.25q1=0.5q1=qp=27.1排出流量/L·min-1q2=(A2q1)/A1

=(44.77×51.25)/95=24.15q2=(A2q1)/A1=(44.77×0.5)/95=0.24q2=(A1q1)/A2=(95×27.1)/44.77=57.51運動速度/m·min-1v1=qp/(A1-A2)=(27.1×10)/(95-44.77)=5.4v2=q1/A1=(0.5×10)/95=0.053v3=q1/A2=27.1×10/44.77=6.05SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動根據表8-23中數值，并按第二章第七節推薦取油液在壓油管的速度v=3m/s，按式（2-30）算得與液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內徑分別為這兩根油管都按GB/T2351——1993選用內徑Φ15、外徑Φ18的冷拔無縫鋼管。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動4.油箱油箱容積按式（2-19）估算，取經驗數據ζ=7，故其容積為

V=ζqp按JB/T7938-1999規定，取最靠近的標準值V=250L。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動

驗算液壓系統性能

1.驗算系統壓力損失并確定壓力閥的調整值由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統的壓力損失無法全面估算，故只能先按式（8-13）估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表8-22和表8-23可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min、通過電液換向閥2的流量是，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為：此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是，然后與液壓泵的供油合并，經行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力p2與無桿腔壓力p1之差。此值與原估計值（見表8-21）基本相符。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動工進工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為，在調速閥4處的壓力損失為；油液在回油路上通過換向閥2的流量是，在背壓閥8處的壓力損失為，通過順序閥7的流量為（0.24+22），因此這時液壓缸回油腔的壓力p2為：SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動可見此值略大于原估計值。故可按表8-21中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力p1，即：此值略高于表8-21中數值。考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差Δpe，故溢流閥9的調壓pplA應為：SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動快退快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量為22L/min、通過換向閥2的流量為；油液在回油路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥13的流量都是。因此進油路上總壓降為：SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章系統設計與計算液壓與氣壓傳動此值與表8-21中的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的工作壓力pp應為：此值較小，所以液壓泵驅動電動機功率是足夠的。回油路上總壓降為：因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調壓應大于。SchoolofMechanicalEngineering東南大學機械工程學院第八章