10液壓傳動系統的設計與計算10.1液壓系統的傳統設計步驟和內容液壓系統的設計是整體設計的一部分，它的任務是根據機器的用途、特點和要求、利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統圖，在經過必要的計算來確定液壓系統的參數，然后按照這些參數來選用液壓元件的規格和進行系統的結構設計。液壓系統的設計步驟如下：10.1.1明確設計要求，進行液壓系統的工況分析在開始設計液壓系統時，首先應明確設計要求，對機器的工作情況進行詳細的分析，一般要考慮下面幾個問題：明確主機的動作要求，確定那些運動需要液壓傳動來完成。確定各運動的工作順序和各執行元件的工作循環。確定液壓系統的主要工作性能。例如：執行元件的運動速度、調速范圍、最大行程以及對運動的平穩性要求等。明確主機的工作條件，以便正確選擇液壓元件和液壓油。確定各執行元件所承受的負載及變化范圍。10.1.2擬定液壓系統原理圖擬定液壓系統原理圖是整個液壓系統設計中的重要環節，一般要考慮以下幾個問題：采用何種形式的執行機構和供油方式。確定調速方案和速度換接方法。如何完成執行機構的自動循環和順序動作。系統的液壓、卸荷及執行機構的換向和安全互鎖等要求。壓力測量點的合理選擇。根據以上要求，在綜合應用前面各章內容，選擇基本回路，然后將各基本回路組合成液壓系統。當液壓系統中有多個執行部件時，要注意到它們相互間的聯系和影響，有時要采用防干擾回路。在液壓系統原理圖中，應該附有運動部件的動作循環圖和電磁鐵動作順序表。10.1.3液壓系統的計算和液壓元件的選擇液壓系統計算的目的是確定液壓系統的主要參數，以便按照這些參數合理選擇液壓元件和設計非標準元件。具體計算步驟如下：計算液壓缸的主要尺寸以及所需的壓力和流量。計算液壓泵的工作壓力、流量和傳動功率。計算液壓泵和電動機的類型和規格。選擇閥內元件和輔助元件的規格。10.1.4對液壓系統進行驗算對液壓系統的壓力損失和發熱溫升要進行驗算，但是有經過生產實踐考驗過的同類型設備可供類比參考。如有可靠的試驗結果，那么也可不在進行驗算。對液壓系統的壓力損失進行驗算時，各工作階段的壓力損失應分別計算，需要將各回路中的壓力損失折算到進油路上，以便確定系統的供油壓力。10.1.5繪制正式工作圖和編制技術文件設計的最后一步是要整理出全部圖樣和技術文件。正式工作圖一般包括如下內容：液壓系統原理圖；自行設計的全套工作圖（紙液壓缸和液壓油等非標準液壓元件）；液壓泵、液壓閥及管路的安裝總圖。技術文件一般包括以下內容：零部件目錄表、表文件、通用件及外購件匯總表，液壓系統操作使用說明書，設計說明書等。10.2液壓系統設計實例設計題目：一臺銑削專用機床液壓系統，要求其完成的工作循環是：工件夾緊工作臺快進工作臺工進工作臺快退工件松開。運動部件的重力為25000N，快進快退速度為5m/min，工進速度為100～1200mm/min，最大行程為400mm，其中工進進程為180mm，最大切削力為18000N，采用平面導軌，夾緊缸的行程為20mm，夾緊力為30000N，夾緊時間為1s。按上述設計步驟計算如下：工況分析首先根據已知條件，繪制運動部件的速度循環圖，如圖10.1所示。然后計算各階段的外負載大小并繪制負載圖。液壓缸所受外負載F包括三種類型，即：F=Fw+Ff+Fa式中：Fw——工作負載，對于金屬切削銑床來說，即為沿活塞運動方向的切削力：在本例中Fw為12000N；Ff——導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力。對于平導軌，Ff可由下式求得：Ff=f（G+FRn）式中：G為運動部件重力，本例中為4000N；FRn為垂直于導軌的工作負載，本例中為零；f為導軌摩擦因數，本例中靜摩擦因數為0.2，動摩擦因數為0.1.則求得Ffs=0.2×4000N=800NFfa=0.1×4000N=400N上式中Ffs為靜摩擦力，Ffa為動摩擦力。Fa——運動部件速度變化是的慣性阻力，有Fa=式中：g為重力加速度；為加速或減速時間，一般=0.01～0.5s；為時間內的速度變化量。在本例中取=0.05s，=4m/min，則Fa=×=544N算出個工作階段的外負載大小，列于表10-1，圖10-2為其負載—位移曲線圖10-1速度循環圖圖10-2負載-位移曲線表10-1工作循環個階段的外負載工作循環外負載F/N啟動、加速F=Ffs+Fn1144快進F=Ffa400工進F=Ffa+Fw12400快退F=Ffa400二，擬定液壓系統原理圖（1）確定供油方式考虐到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進，快退時負載較小，速度較高。從節能、減少發熱方面考虐，泵源系統宜選用雙泵供油或變量供油。現采用限壓式變量葉片泵。(2)調速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統中，進給速度的控制一般采用節流閥或調速閥。根據銑削專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節流調速。這種調速回路具有效率高、發熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，使之具有承受負向切削力的能力。(3)速度換接方式的選擇本系統采用電磁閥控制的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單、調節行程比較方面，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩較差。若要提高系統的換接平穩性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。(4)夾緊回路的選擇用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然斷電松開，應采用失電夾緊方式。考慮到夾緊時間可調節和當進油路壓力瞬時下降時仍能保持夾緊力，所以接入單向節流閥:節流閥調速，單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓閥，用來調節夾緊力的大小并保持夾緊力的穩定。最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組合成圖10-3所示的液壓系統原理圖。圖10-3液壓系統原理圖3）：液壓系統的計算和選擇液壓元件液壓缸主要尺寸的確定①工作壓力p1的確定。工作壓力p1可根據負載大小及機器的類型來初步確定，現+參閱表10.2取液壓缸工作壓力為p1=3MPa。液壓設備常用的工作壓力p1/MPa機床農業機械或中型工程機械液壓機、重型機床、起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床0.8-2.03-52-88-1010-1620-32②機械液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載為F=20500N，按表10-3可取背壓力=0.5MPa,機械效率=0.95，快進快退速度相等，所以取d/D=0.7。10-3執行元件背壓力的估算值系統類型背壓力p2/Mpa中、低壓系統（0～8Mpa簡單的系統和一般輕載的節流調速系統回油路帶調速閥的調速系統回油路帶背壓閥采用帶補液壓泵的閉式回路0.2～0.50.5～0.80.5～1.50.8～1.5中、高壓系統（>8～16Mpa）同上比中、低壓系統高50%～100%高壓系統（>16～32Mpa）如：鍛壓機械初算時背壓力可忽略液壓缸內徑D可用下式計算：（10.4）將上述數據代入式（10.4）可得根據GB/T2348-1993標準，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=100mm；活塞桿直徑d按d/D=0.7及標準，取d=70mm。=3\*GB3③最小穩定速度驗算。由產品樣本查得GE系列調速閥AQF3-E10B的最小穩定流量，為使液壓缸能獲得最小穩定速度，必須滿足>式中：為液壓缸有效工作面積；為液壓缸最小穩定流量下的面積。因為式中：是最低工進速度，比例中為。本例中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節流腔有效工作面積應取液壓缸有桿腔的實際面積，且可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速度。=4\*GB3④計算夾緊缸內徑和活塞桿直徑。考慮到夾緊力的穩定，且夾緊缸的工作壓力應低于進給液壓缸的工作壓力，現取夾緊缸的工作壓力為2.5Mpa，回油背壓力為零，機械效率為0.95，則夾緊缸內徑根據GB/T2348-1993標準，取夾緊缸的和分別為和=5\*GB3⑤計算在各工作階段液壓缸所需的流量：＝確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規格=1\*GB3①泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為（10.5）式中：為液壓泵最大工作壓力；執行元件最大工作壓力；為管路中的壓力損失，初算時間簡單系統可取0.2~0.5，本例取0.5，所以上述計算所得的是系統的靜態壓力。系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力，另外考慮到要有一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此先泵的額定壓力應滿足>（1.25~1.6）。中低壓系統取小值，高壓系統取大值。在本例中＝1.25，＝4.4。=2\*GB3②泵的流量確定液壓泵的最大流量應為（10.6）式中：為液壓泵的最大流量；為同時動作的各執行元件所需流量之各的最在值。如果這時溢流閥正進行工作，尚需加溢泫閥的最小溢流量2~3L/min；為系統泄漏系數，一般取＝1~1.3，現取＝1.2。所以＝=3\*GB3③選擇液壓泵的規格根據以上算得的和再查閱有關手冊，現先用YBX－16限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數為：每轉排量，泵的額定壓力；電動機轉速，容積效率，總效率=4\*GB3④與液壓泵匹配的電動機的選擇首先分別算出快進與工進兩種工況的功率，取二者較大值作為選擇電動機規格的依據。由于在工進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.2~1L/min范圍內時，可取0.03~0.04。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算，即（10.7）式中：為限壓式變量泵的限定壓力；為壓力時泵的輸出流量；為所選電動機額定功率。首先計算快過快退時的功率。快進快退時的外負載為2500N，進油路的壓力損失定為0.3，由式（10.5）可得快進快退時泵的工作壓力為快進時所需電動機功率為工進時所需電動機功率為查閱電動機產品樣本，可選用Y90S型電動機，其額定功率為,額定轉速為。根據產品樣本科查得液壓泵的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時的流量，工進時的流量，壓力，畫出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線。如圖10.4所示，查得該曲線拐點處的流量為，壓力為，該工作點對應的功率為所選電動機功率滿足式（10.7），拐點處能正常工作。（3）液壓閥的選擇本液壓系統可采用力士樂系統或系列的閥。方案一：控制液壓缸部分選用力士樂系列的閥，其夾緊部分選用疊加閥；方法二：均選用系列閥。根據所擬定的液壓系統圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規格。選擇的液壓元件如表10.4所示。P/MPa圖10.4YBX-16液壓泵特性曲線1-額定流量、壓力下的特性曲線2-實際工作時的特性曲線表10-4液壓元件明細表序號元件名稱方案一方案二通過流量/L?min123456789101112濾油器液壓泵壓力表開關三位四通換向閥二位五通換向閥單向調速閥減壓閥壓力表開關單向閥二位四通換向閥壓力繼電器單向節流閥XU-B32×100YBX-16K-H64WE6E50/OAG243WE6E50/OAG243FRM5-20/6J-FC10D-P-14K-F10D-1A-F10D-D/DP124DF3B-E10B-BDP1-63BLA-F10D-B-1XU-B32×100YBX-16KF3-EA10B34EF30-E10B23EF3B-E10BAQF3-E10BJF3-10B與序號3共用AF3-EA10B24EF3-E10BDP1-63BALF-E10B24242020209.49.49.49.49.4確定管道尺寸油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可接管路允許流速進行計算。本系統主油路流量為差動時，液壓缸進油管流量計算約，壓油管的允許流速取，因有關內經和流量的關系為（10.8）式中：為油管的內徑（mm）；為通過油管的流量；為允許流速。所以，將以上數值代入式（10.8），得若系統主油路流量按快退時取，則可算得油管內徑。綜合諸因素，現取油管的內徑。吸油管同樣可按上式計算（，），現參照YBX-16型變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑為。（5）本例為中壓液壓系統，液壓油箱有效容量按泵的流量的5～7倍來確定，所以現選用容量為160的郵箱。4）液壓系統的驗算已知該液壓系統中進、回油管的內徑均為12mm，各段管道的長度分別為：.選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，查得15℃時該液壓油的運動粘度，油的密度。（1）壓力損失的驗算=1\*GB3①工作進給時僅有路壓力損失運動部件工作進給時的最大速度為，最大流量為，則液壓油在管內流速為管道流動雷諾數為可見，<，油液在管道內流態為層流，其沿程阻力系數進油管道BC段的沿程壓力損失為查得換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失為