液压系统的设计样本

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1、资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 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 1.1 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 FL 42000 N

2、; 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 L1 260mm , 工进行程 L2 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。 1.2 负载与运动分析 ( 1) 工作负载 工作负载即为切削阻力 FL 42000 N 。 ( 2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力 : 静摩擦阻力 动摩擦阻力  Ff

3、s sG 0.2 7200 1440 N Ffd d G 0.1 7200 720N ( 3) 惯性负载 Fi G 7200 0.1 N 360N g t 10 0.2 ( 4) 运动之间 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 快进 工进 快退  L 260 10 3 t1 1 s 2.6s 1 0.1 L2 130 10 3

4、 t2 2 0.85 10 3 s 152.94s t3 L3 260 130 10 3 0.1 s 3.9s 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 1 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 F0 F / cm / N 启 动 F Ffs 1440 1600 加 速 F Ffd Fi 1080 12

5、00 快 进 F Ffd 720 800 工 进 F Ffd FL 42720 47466.67 反向启动 F Ffs 1440 1600 加 速 F Ffd Fi 1080 1200 快 退 F Ffd 720 800 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

6、 2.1 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 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 表 2 和表 3, 初选液压缸工作压力 p1 4.5MPa 。 2.2 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 p2 1.0MPa

7、 。 表 2 按负载选择工作压力 负载 /KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作压力 /MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 5 表 3 各种机械常见的系统工作压力 机床 农业机械小 液压机大中 机械类型 型工程机械 型挖掘机重 组合机床 龙门刨床 拉床 建筑机械液 型机械起重 磨床 压凿岩机 运输机械 工作压力 /MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10

8、 10~18 20~32 表 4 执行元件背压力 系统类型 背压力 /MPa 简单系统或轻载节流调速系统 0.2~0.5 回油路带调速阀的系统 0.4~0.6 回油路设置有背压阀的系统 0.5~1.5 用补油泵的闭式回路 0.8~1.5 回油路较复杂的工程机械 1.2~3 回油路较短且直接回油 可忽略不计 表 5 按工作压力选取 d/D 工作压力 /MPa 5.0 5.0~7.0 7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 表 6 按速比要求确定 d/D 资料

9、内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 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 p1 A1 p2 A2 F 得 cm A1 F 42720 m2 119 10 4 m2 cm p1 p2 0.9 4.5 1.0 10 6 2

10、 2 则活塞直径 4 A1 4 119 10 4 m 0.123m 123mm D 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 A1 D 2 0.1252 2 4 2 4 4 m 123 10 m A2 D 2 d 2 0.1252 0.092

11、m2 59.1 10 4 m2 4 4 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 7 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 q 10 3 / m3 计算公式 F0 / N p2 / MPa 力 p1 / MPa / sP / KW 启

12、 1600 — 0.25 — — 动 F0 A2 P p1 快 加 A1 A2 1200 p1 p 0.65 — — 进 速 恒 800 p1 p 0.59 0.64 q A1 A2 1 速 0.38 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。

13、 P p1 q F0 p2 A2 p1 A1 工进 42720 1.0 3.95 1.05 10 2 0.042 q A1 2 P p1 q 启 1600 — 0.27 — — F0 p2 A1 动 p1 A2 加 快 1200 0.5 1.24 —

14、 — 速 退 q A2 3 恒 800 0.5 1.18 0.50 0.59 速 P p1 q 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 p=0.5MPa 。 2. 快退时 , 液压缸有杆腔进油 , 压力为 p1 , 无杆腔回油 , 压力为 p2 。 3 拟定液压系统原理图 3.1 选择基本回路 ( 1)

15、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 从工况图能够清楚看出 , 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 qmax / qmin 0.64/ 1.05 10 2 61 ; 其相应的时间之比

16、资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 （t 1+t 3）/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 , 最后确定选用双联叶片泵方案 , 如图 2a 所示。 ( 3) 选择快速运动和幻换向回路 本系统已选定液压缸

17、差动连接和双泵 供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较 大,  故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路  , 以减小液压冲击。由于 要实现液压缸差动连接  ,  因此选用三位五通电液换向阀  , 如图  2b  所示。 ( 4)  选择速度换接回路  由于本系统滑台由快进转为工进时  ,  速度变化 大(  1 /  2  0.1/ 0.85 10

18、  3  118 ) ,  为减少速度换接时的液压冲击  , 选用行程阀 控制的换接回路 , 如图 2c 所示。 ( 5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后 , 调压和卸荷回路问题都已经基本解决。即滑台工进时 , 高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定 , 无需另设调压回路。在滑台工进和停止时 , 低压大流量泵经过液控顺序阀卸荷 , 高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷 , 但功率损失较 小,  故可不需再设卸荷回路。 图  2  选择的基本回路

19、 3.2 组成液压系统 将上面选出的液压基本回路组合在一起  ,  并经修改和完善  ,  就可得到完 整的液压系统工作原理图 , 如图 3 所示。在图 3 中, 为了解决滑台工进时进、 回油路串通使系统压力无法建立的问题 , 增设了单向阀 6。为了避免机床停 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 止工作时回路中的油液流回油箱 , 导致空气进入系统 , 影响滑台运动的平稳性, 图中添置了一个单向阀 13。考虑到这台机床用于钻孔 ( 通孔与不通孔 )

20、 加工 , 对位置定位精度要求较高 , 图中增设了一个压力继电器 14。当滑台碰上死挡块后 , 系统压力升高 , 它发出快退信号 , 操纵电液换向阀换向。 图 3 整理后的液压系统原理图 4 计算和选择液压件 4.1 确定液压泵的规格和电动机功率 ( 1) 计算液压泵的最大工作压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油 , 由表 7 可知 , 液压缸在工进 时工作压力最大 , 最大压力为 p1 3.95MPa 选取进油路上的总压力损失 p 1.0MPa  , 如在调速阀进口节流调速回路中 , ,

21、考虑到压力继电器的可靠动作要 求压差 pe 0.5MPa , 则小流量泵的最高工作压力估算为 pp1 p1 p pe (3.95 1.0 0.5)MPa 5.45MPa 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油 , 由表 7 可见 , 快退时液压缸 的工作压力为 p1 1.24MPa , 比快进时大。考虑到快退时进油不经过调速阀 , 故其进油路压力损失比前者小 , 现取进油路上的总压力损失 p 0.3MPa , 则大流量泵的最高工作压力估算为 pp 2 p1 p (1.24 0.3)MPa 1.54 MPa ( 2) 计算液压泵的流量 由表 7 可知 , 油源向液压缸输入的最大流量为 0.64 10 3 m3 / s , 若取回路泄 漏系数 K 1.1, 则两个泵的总流量为 qp Kq1 1.1 0.64 10 3 m3 / s 0.704 10 3 m3 / s 42.24L / min