液压系统的设计

液压系统的设计计算 液压系统设计计算是液压液压传动课程设计的主要内容包括明确设计要求进行工况分析、确 定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。 现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例， 介绍液压系统的设计计算方法。 1 设计要求工况分析 设计要求设计要求 要求设计的动力滑台实现的工作循环是快进→工进→快退→停止。主要性能参数与性能要 求如下切削阻力F L  42000N；运动部件所受重力G  7200N；快进、快退速度       ms，工进速度   ms；快进行程L 1  260mm，工进行程L 2 130mm； 往复运动的加速时间t  0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数 s  0.2，动摩擦系数  d  0.1。液压系统执行元件选为液压缸。 负载与运动分析负载与运动分析 （1）工作负载 工作负载即为切削阻力F L  42000N。 （2）摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力 静摩擦阻力F fs   sG  0.27200 1440N 动摩擦阻力F fd   d G  0.17200  720N （3）惯性负载 F i  （4）运动之间 G 72000.1 N  360N g t100.2 L 1 260103 快进t 1 s  2.6s  1 0.1 L 2 130103 工进t 2 s 152.94s 3 2 0.8510 L 26013010 快退t 3 3s 3.9s  3 0.1 3 设液压缸的机械效率 cm  0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表 1 所列。 表表 1 1 液压缸各阶段的负载和推力液压缸各阶段的负载和推力 工况负载组成液压缸负载F / N 液压缸推力F 0  F / cm / N 启动 F  F fs 14401600 加速 F  F fd  F i 10801200 快进 F  F fd 720800 工进 F  F fd  F L 42720 反向启动 F  F fs 14401600 加速 F  F fd  F i 10801200 快退 F  F fd 720800 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F t和速度循环图  t，如图 1 所示。 2 确定液压系统主要参数 初选液压缸工作压力初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表 2 和表 3，初选液 压缸工作压力p 1  4.5MPa。 计算液压缸主要尺寸计算液压缸主要尺寸 鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（），快进 时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应 有背压，参考表 4 选此背压为p 2 1.0MPa。 表表 2 2 按负载选择工作压力按负载选择工作压力 5510负载/KN 2工作压力/MPa50 5 龙门刨床 28 拉床 810工作压力/MPa2 表表 4 4 执行元件背压力执行元件背压力 农 业 机 械 小 型 工 程 机 械 建 筑 机 械 液 压凿岩机 1018 液 压 机 大 中 型 挖 掘 机 重 型 机 械 起 重 运输机械 2032 系统类型 简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 回油路较短且直接回油 表表 5 5 按工作压力选取按工作压力选取 d/Dd/D 工作压力/MPa d/D 表表 6 6 按速比要求确定按速比要求确定 d/Dd/D   背压力/MPa 3 可忽略不计  2 d/D 注无杆腔进油时活塞运动速度；  有杆腔进油时活塞运动速度。 由式p 1 A 1  p 2 A 2  F F  cm  得 A 1   cm  p 1    p 2   2  42720 m2119104m2 1.0  60.94.5 10 2  则活塞直径D  4A 1   4119104  m  0.123m 123mm 参考表 5 及表 6，得d  0.71D 87mm，圆整后取标准数值得D 125mm，d 90mm。 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 A 1  D2 4  0.1252 4 m2123104m2 44 根据计算出的液压缸的尺寸，可估计出液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率， 如表 7 所列，由此绘制的液压缸工况如图 2 所示。 表表 7 7 液压缸在各个阶段的压力、流量和功率值液压缸在各个阶段的压力、流量和功率值 推力回油腔压力进 油 腔 压输入流量 输入功率 工况计算公式 33F 0 / Np 2 /MPa力p 1 /MPaq10/m /sP/ KW A 2   D2 d2  0.12520.092m2 59.1104m2 快 进 启 1600 动 加 1200 速 恒 800 速 p 1 p p 1 p p 1  F 0  A 2P A 1  A 2 q A 1  A 2  1 P  p 1q p 1  F 0  p 2 A 2 A 1 工进427201.05102 q  A 1  2 P  p 1q 快 退 启 1600 动 加 1200 速 恒 800 速 p 1  F 0  p 2 A 1 A 2 q  A 23 P  p 1q 注1.p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p0.5MPa。 2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p 2。 3 拟定液压系统原理图 选择基本回路选择基本回路 （1）选择调速回路 由图 2 可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载 为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引 起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必须为开式循环 系统。 （2）选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快 退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比 q max /q min  0.64/  1.05102 61；其相应的时间之比（t 1t3 ）/t 2 2.63.9/152.94  0.043。 这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量 角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为 油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供 油实现快速运动，最后确定选用双联