1、 第二節 液壓系統設計計算實例負載分析與速度分析1確定參數2擬定液壓系統圖3液壓元件的選擇4系統油液溫升驗算51例：設計一臺臥式單面鉆鏜兩用組合機床，其工作循環是“快進工進快退原位停止”；工作時最大軸向力為30kN，運動部件重為19.6kN；快進、快退速度為6m/min，工進速度為0.020.12m/min；最大行程400mm，其中工進行程200mm；啟動換向時間t=0.2s；采用平導軌，其摩擦系數f=0.1。計算實例 21.負載分析與速度分析1）負載分析 由工作負載Fw =30kN，重力負載FG=0，按啟動換向時間和運動部件重量（Ft=m(v2v1)）計算得到慣性負載Fa=1000N，摩擦阻

2、力Ff=1960N。 取液壓缸機械效率m =0.9，則液壓缸工作階段的負載值見表。2）速度分析 由快進、快退速度為6m/min，工進速度范圍為20mm/min120mm/min按上述分析可繪制出負載循環圖和速度循環圖（略）。342.確定參數1）初選液壓缸的工作壓力 由最大負載值查教材中表9-3，取液壓缸工作壓力為4MPa。2）計算液壓缸結構參數 為使液壓缸快進與快退速度相等，選用單出桿活塞缸差動連接的方式實現快進，設液壓缸兩有效面積為A1和A2，且A1=2 A2，即d=0.707D。為防止鉆通時發生前沖現象，液壓缸回油腔背壓p2取0.6MPa，而液壓缸快退時背壓取0.5MPa。 由工進工況下液

3、壓缸的平衡力平衡方程p1 A1= p2 A2+F，可得：5 A1=F/（p10.5p2）=35511/（41060.50.6106）cm2 96cm2 液壓缸內徑D就為：D= = =11.06cm 對D圓整，取D=110mm。由d=0.707D，經圓整得 d=80mm。計算出液壓缸的有效工作面積A1=95cm2， A2=44.77 cm2。 工進時采用調速閥調速，其最小穩定流量 qmin=0.05L/min，設計要求最低工進速度 vmin=20mm/min，經驗算可知滿足教材中式（9-1）要求。pA14p96463）計算液壓缸在工作循環各階段的壓力、流量和功率值 差動時液壓缸有桿腔壓力大于無桿

4、腔壓力，取兩腔間回路及閥的壓力損失為0.5MPa，則p2= p1+0.5MPa。計算結果見表9.5。 由教材中9-5表即可畫出液壓缸的工況圖（略）。7工作循環 計算公式 負載 回油背壓 進油壓力 輸入流量 輸入功率 F kN p2MPa p1MPa q110-3 m3/s P kW快 啟動加速 p1=F+A2(p2p1) 3289 1.10 A1 A2 q1=(A1 A2)v1 p2= p1+0.5 進 恒 速 P= p1 q1 2178 0.88 0.50 0.44 p1= F+ A2p2 0.0031 0.012工 進 A1 q1=A1 v1 35511 0.6 4.02 P= p1 q1

5、 0.019 0.076快 啟動加速 p1= F+ A1p2 3289 1.79 A2 q1=A2 v1 0.5退 恒 速 P= p1 q1 2178 1.55 0.448 0.69表9-5：液壓缸工作循環各階段壓力、流量和功率值83.擬定液壓系統圖1）選擇基本回路（1）調速回路：因為液壓系統功率較小，且只有正值負載，所以選用進油節流調速回路。為有較好的低速平穩性和速度負載特性，可選用調速閥調速，并在液壓缸回路上設置背壓。（2）泵供油回路：由于系統最大流量與最小流量比為156，且在整個工作循環過程中的絕大部分時間里泵在高壓小流量狀態下工作，為此應采用雙聯泵（或限壓式變量泵），以節省能源提高效率

6、。（3）速度換接回路和快速回路：由于快進速度與工進速度相差很大，為了換接平穩，選用行程閥控制的換接回路?？焖龠\動通過差動回路來實現。（4）換向回路：為了換向平穩，選用電液換向閥。為便于實現液壓缸中位停止和差動連接，采用三位五通閥。（5）壓力控制回路：系統在工作狀態時高壓小流量泵的工作壓力由溢流閥調整，同時用外控順序閥實現低壓大流量泵卸荷。 92）回路合成 對選定的基本回路在合成時，有必要進行整理、修改和歸并。具體方法為：（1）防止工作進給時液壓缸進油路、回油路相通，需接入單向閥7。（2）要實現差動快進，必須在回油路上設置液控順序閥9，以阻止油液流回油箱。此閥通過位置調整后與低壓大流量泵的卸荷閥

7、合二為一。（3）為防止機床停止工作時系統中的油液回油箱，應增設單向閥。（4）設置壓力表開關及壓力表。 合并后完整的液壓系統如圖所示。10114、液壓元件的選擇1）液壓泵及驅動電機功率的確定（1）液壓泵的工作壓力 已知液壓缸最大工作壓力為4.02MPa，取進油路上壓力損失為1MPa，則小流量泵最高工作壓力為5.02MPa，選擇泵的額定壓力應為pn=5.02+5.0225%=6.27MPa。大流量泵在液壓缸快退時工作壓力較高，取液壓缸快退時進油路上壓力損失為0.4MPa，則大流量泵的最高工作壓力為1.79+0.4=2.19MPa，卸荷閥的調整壓力應高于此值。12（2）液壓泵流量 取系統的泄漏系數K

8、=1.2，則泵的最小供油量為： qp =Kq1max =1.20.510-3m3/s =0.610-3m3/s =36L/min 由于工進時所需要的最大流量是1.910-5 m3/s，溢流閥最小穩定流量為0.0510-3 m3/s，小流量泵最小流量為： qp1 =Kq1 +0.0510-3m3/s =7.2510-5m3/s =4.4L/min13（3）確定液壓泵規格 對照產品樣本可選用YB140/6.3雙聯葉片泵，額定轉速960r/min，容積效率v為0.9，大小泵的額定流量分別為34.56和5.43L/min，滿足以上要求。（4）確定液壓泵驅動功率 液壓泵在快退階段功率最大，取液壓缸進油路

9、上壓力損失為0.5MPa，則液壓泵輸出壓力為2.05MPa。液壓泵的總效率p=0.8，液壓泵流量40L/min，則液壓泵驅動調集所需的功率為： P=ppqp/p=2.051064010-3W=1708W 據此選用Y112M6B5立式電動機，其額定功率為2.2kW，轉速為940r/min，液壓泵輸出流量為33.84L/min、5.33L/min，仍能滿足系統要求。142）元件、輔件選擇 根據實際工作壓力以及流量大小即可選擇液壓元、輔件（略）。 油箱容積取液壓泵流量的6倍，管道由元件連接尺寸確定。155、系統油液溫升驗算 系統在工作中絕大部分時間是處在工作階段，所以可按工作狀態來計算溫升。 小流量泵工作狀態壓力為5.02MPa，流量為0.33L/min，經計算其輸入功率為557W。 大流量泵經外控順序閥卸荷，其工作壓力等于閥上的局部壓力損失數值pv。閥額定流量為63L/min，額定壓力損失為0.3MPa，大流量泵流量為33.84L/min，則： pv =0.3106 Pa=0.1106 Pa 大流量泵的輸入功率經計算為70.5W。16 液壓缸的最小有效功率為 Po =FV=（30000+1960）0.02/60W=10.7W 系統單位時間內的發熱量為 Hi = PiPo =557+70.510.7=616.8W 當油箱