液壓與氣壓傳動-第09章液壓系統(tǒng)設(shè)計與計算

液壓與氣壓傳動--第09章液壓系統(tǒng)設(shè)計與計算第一頁，共45頁。液壓系統(tǒng)的設(shè)計步驟：

1.明確設(shè)計要求，進(jìn)行工況分析；

2.擬定液壓系統(tǒng)原理圖；

3.計算和選擇液壓元件；

4.液壓系統(tǒng)性能的驗算；

5.繪制工作圖，編寫技術(shù)文件。第二頁，共45頁。明確設(shè)計要求和工作環(huán)境液壓系統(tǒng)的動作和性能要求包括運動方式、行程和速度范圍、負(fù)載條件、運動平穩(wěn)性和精度、同步或聯(lián)鎖要求等。液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境要求有環(huán)境溫度與濕度、粉塵、防火要求、安裝空間的大小等。第三頁，共45頁。

工況分析查明每個執(zhí)行元件在各自工作過程中速度和負(fù)載的變化規(guī)律。

運動分析對執(zhí)行元件一個工作循環(huán)中各階段的運動速度變化情況進(jìn)行分析，畫出速度循環(huán)圖。

負(fù)載分析把液壓執(zhí)行元件工作的各個階段所需克服的負(fù)載，用負(fù)載－位移曲線表示（稱負(fù)載循環(huán)圖）。（如P196圖9-4）第四頁，共45頁。

確定油路類型

開式與閉式系統(tǒng)、定量與變量系統(tǒng)、串聯(lián)與并聯(lián)油路等。開式系統(tǒng)與閉式系統(tǒng)開式系統(tǒng)：簡單，散熱、雜質(zhì)沉淀好，但空氣易侵入；閉式系統(tǒng)：緊湊，油不易污染。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，散熱差。第五頁，共45頁。

定量系統(tǒng)與變量系統(tǒng)定量系統(tǒng)：簡單、可靠、價廉，泵本身效率高，但組成系統(tǒng)的效率可能低。變量系統(tǒng)：系統(tǒng)效率高，調(diào)速范圍大，價格高，可靠性差。

(常用于中、大功率)

串聯(lián)油路與并聯(lián)油路串聯(lián)油路：既可單獨動作又可同時動作，油泵供油壓力高。并聯(lián)油路：很難同步動作，但供油壓力低。第六頁，共45頁。選定基本回路

先確定主要回路，再考慮其它輔助回路。組成系統(tǒng)簡圖

將所需要的各個回路綜合起來，并增加必要的元件或輔助油路，組成完整的液壓系統(tǒng)。檢查、完善方案

擬定的液壓系統(tǒng)原理圖一方面滿足主機(jī)工作部件的動力、速度和性能要求，同時盡可能使系統(tǒng)效率高、發(fā)熱少、油路簡單可靠、使用壽命長和造價低。第七頁，共45頁。

確定系統(tǒng)的工作壓力等級

壓力高：系統(tǒng)元件體積小、重量輕，但元件價格高，可靠性差。

壓力低：可靠、價廉，但是笨重。系統(tǒng)的工作壓力應(yīng)根據(jù)實際情況適當(dāng)選取，一般固定設(shè)備壓力低，行走機(jī)械壓力高。（可根據(jù)手冊上的推薦壓力選定）第八頁，共45頁。液壓缸參數(shù)確定：見液壓缸設(shè)計部分（P87）。液壓缸流量：q

＝vmax·A/ηv

液壓馬達(dá)馬達(dá)工作阻力矩

T=Tn+Tf+Ti

式中：Tn—有用力矩（負(fù)載力矩）；

Tf

—摩擦力矩；

Ti

—慣性力矩。第九頁，共45頁。確定馬達(dá)排量其中：?pm

＝pm1-

pm2pm1

—事先確定的系統(tǒng)壓力

pm2

—背壓力（一般機(jī)床取

0.3

~

0.5MPa，

工程機(jī)械取

0.5

~

0.8MPa）馬達(dá)所需最大流量

第十頁，共45頁。油泵的最高工作壓力pppp≥pA+Σ?p

其中：pA—執(zhí)行元件的最高工作壓力；

Σ?p

—泵到執(zhí)行元件之間的壓力損失之和。油泵最大供油量qp

若一個工作循環(huán)中有幾個液動機(jī)同時工作，則：

qp≥k·Σqi

max第十一頁，共45頁。

式中：k—系統(tǒng)的泄漏修正系數(shù)，一般取

k

＝1.1

~

1.3；（高壓小流量取大值，反之取小值）

qimax—一個工作循環(huán)中同時工作的第i個液動機(jī)所需最大流量。

泵輸入功率的計算第十二頁，共45頁。

回路中應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)液壓元件，以縮短設(shè)計與制造周期，降低成本，只有在不得已的情況下自行設(shè)計。標(biāo)準(zhǔn)件選用原則：

元件額定壓力≥元件在系統(tǒng)中承受的壓力

元件額定流量≥系統(tǒng)中流過元件的流量

為了具有一定的富裕量，可使額定值稍大于實際需要值。第十三頁，共45頁。

系統(tǒng)壓力損失的驗算管路總壓力損失為

Σ?p＝Σ?pλ＋Σ?pξ＋Σ?pv

式中：Σ?pλ—管路系統(tǒng)沿程壓力損失之和；

Σ?pξ—管路系統(tǒng)局部壓力損失之和；

Σ?pv—

液流經(jīng)過閥類元件的局部壓力損失之和。計算所得的管路總壓力損失如與初步設(shè)計假定的壓力損失相差較大，應(yīng)對設(shè)計進(jìn)行修改，重新選擇管道尺寸、閥的規(guī)格，降低壓力損失。

第十四頁，共45頁。

液壓系統(tǒng)一個工作循環(huán)的平均發(fā)熱量為各個工作階段發(fā)熱量的時均值：式中：T—一個工作循環(huán)周期時間；

Pii—第

i

個工作階段系統(tǒng)的輸入功率；

Poi—第

i

個工作階段系統(tǒng)的輸出功率；

ti—第

i

個工作階段的持續(xù)時間；

n—一個工作循環(huán)中總的工作階段數(shù)。第十五頁，共45頁。

油箱單位時間內(nèi)的散熱量：式中：Kh—油箱散熱系數(shù)（可查表確定）；

A—油箱散熱面積；?T—系統(tǒng)溫升。（?T＝油溫－環(huán)境溫度）達(dá)到熱平衡時有：得：計算出的?T加上環(huán)境溫度應(yīng)不超過油液的最高允許溫度。第十六頁，共45頁。

繪制正式工作圖液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)裝配圖（安裝施工圖）非標(biāo)元件裝配圖與零件圖編制技術(shù)文件液壓系統(tǒng)設(shè)計計算說明書液壓系統(tǒng)使用及維護(hù)技術(shù)說明書零、部件目錄表標(biāo)準(zhǔn)件、通用件、外購件總表第十七頁，共45頁。

某廠要設(shè)計制造一臺雙頭車床，加工壓縮機(jī)拖車上的一根長軸兩端軸頸。由于零件較長，擬采用零件固定、刀具旋轉(zhuǎn)和進(jìn)給的加工方式。機(jī)床加工動作循環(huán)是“快進(jìn)→工進(jìn)→快退→停止”，其最大切削力在導(dǎo)軌中心線方向，估計為12000N，所要移動的總重量估計為15000N。工作進(jìn)給要求能在0.020~1.2m/min范圍內(nèi)進(jìn)行無級調(diào)速，快速進(jìn)、退速度一致，均為4m/min，試設(shè)計該液壓傳動系統(tǒng)。第十八頁，共45頁。第十九頁，共45頁。

根據(jù)加工要求，刀具旋轉(zhuǎn)由機(jī)械傳動來實現(xiàn)，主軸頭沿導(dǎo)軌中心線方向的“快進(jìn)→工進(jìn)→快退→停止”工作循環(huán)擬采用液壓傳動方式來實現(xiàn)，故選液壓缸作執(zhí)行元件?？紤]到車削進(jìn)給系統(tǒng)傳動功率不大，且要求低速穩(wěn)定性好，粗加工時負(fù)載有較大的變化，故擬選用調(diào)速閥、變量泵組成的聯(lián)合調(diào)速方式。為自動實現(xiàn)上述工作循環(huán)，并保證零件的加工長度，擬采用行程開關(guān)及電磁換向閥實現(xiàn)順序動作。第二十頁，共45頁。

系統(tǒng)同時驅(qū)動兩個車削頭，且動作循環(huán)完全相同，為保證快速進(jìn)、退速度相等，并減小泵的流量規(guī)格，選用差動連接回路。在行程控制中，由快進(jìn)轉(zhuǎn)工進(jìn)時，采用機(jī)動滑閥，使速度轉(zhuǎn)換平穩(wěn)，且安全可靠。工進(jìn)結(jié)束時，壓下電氣行程開關(guān)返回?？焱说浇K點，壓下行程開關(guān)，運動停止。

兩個車削頭的進(jìn)給速度可分別進(jìn)行調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)一個時，另一個應(yīng)停止。擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如下圖所示。第二十一頁，共45頁。第二十二頁，共45頁。

液壓缸的計算

液壓缸的總機(jī)械載荷F

液壓缸的受力如下圖所示。

第二十三頁，共45頁。

總機(jī)械載荷

式中FW—工作負(fù)載，按題目給定為12000N；

Fa—活塞上所受慣性力；

Fs—密封阻力；

Ff—導(dǎo)軌摩擦阻力；

Fb—回油背壓形成的阻力。第二十四頁，共45頁。

按下式計算：式中G

—液壓缸所要移動的總重量，題中給定為15000N；

g

—重力加速度，9.81

m/s2；?v

—速度變化量，由題意知工進(jìn)時

?t

—啟動或制動時間，一般為0.01

~

0.5

s，因移動較重的重物，取Δt

=

0.2

s。第二十五頁，共45頁。將各值代入上式得

Fs的計算

Fs=

ps·

A1（N）式中ps

—

克服液壓缸密封件摩擦阻力所需的空載壓力（Pa）;

A1

—

進(jìn)油工作腔有效面積（m2）

第二十六頁，共45頁。啟動時：運動時：第二十七頁，共45頁。

導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)受力情況如下圖所示。若該機(jī)床材料選用鑄鐵，鑄鐵件之間的摩擦力為第二十八頁，共45頁。式中

G

—液壓缸所要移動的總重量，G＝15000N；

Fz—切削力在導(dǎo)軌垂直方向的分力；

μ—摩擦系數(shù)，選μ=0.1

；

α—V型導(dǎo)軌夾角，α=90o。

按切削原理，一般有Fz:Fy:Fx＝1:0.4:0.3，本題給定

Fx

＝

FW

＝

12000

N

，則將各值代入得：第二十九頁，共45頁。

回油背壓形成的阻力按下式計算

Fb=pb·A2式中pb—

回油背壓，一般為0.3~0.5MPa，取pb=0.3MPa；

A2—

有桿腔活塞面積。根據(jù)快進(jìn)與快退速度相等可知液壓缸大小兩腔面積之比為2:1,A1已初估80cm2，故A2=40cm2

。Fb的計算第三十頁，共45頁。

將

pb和

A2值代入公式得：分析液壓缸各工作階段受力情況，得知在工進(jìn)階段受力最大，作用在活塞上的總機(jī)械載荷為第三十一頁，共45頁。

根據(jù)經(jīng)驗確定系統(tǒng)工作壓力為

p

=

3MPa。液壓缸工作腔有效工作面積活塞直徑因兩腔面積比為2

:

1，所以活塞桿直徑

第三十二頁，共45頁。

根據(jù)液壓技術(shù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，選取標(biāo)準(zhǔn)直徑

D=

0.09

m=90

mm，d=

0.063

m=

63

mm

則液壓缸實際工作壓力為選取

p=

3.3

MPa。由于兩個切削頭工作時需做低速進(jìn)給運動，在確定油缸活塞面積之后，還必須按最低進(jìn)給速度驗算液壓缸尺寸，即應(yīng)保證油缸有效工作面積A1滿足

第三十三頁，共45頁。式中qmin—

流量閥最小穩(wěn)定流量，取調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量為

50mL/min；

vmin—

活塞最低進(jìn)給速度，本例為

20mm/min.

根據(jù)上面確定的液壓缸直徑，油缸有效工作面積又驗算說明液壓缸尺寸滿足活塞最小穩(wěn)定速度要求。第三十四頁，共45頁。確定液壓泵的實際工作壓力

pp

pp

=p+∑?p

式中p—液壓缸的工作壓力，已選定為3.3

MPa；∑?p—進(jìn)油路上總的壓力損失。對于采用調(diào)速閥的進(jìn)油路節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)，壓力損失∑?p一般為(0.5

~

1.5)MPa，取∑?p=1

MPa。因此，可確定液壓泵的實際工作壓力為：

pp

=3.3+1=4.3（MPa）第三十五頁，共45頁。

qp＝k·Σqmax

式中k—泄漏系數(shù)，取1.1；

Σqmax

—兩切削頭快進(jìn)時所需的最大流量之和。采用差動連接實現(xiàn)快進(jìn)時：代入上式得：

qp＝1.1×25＝27.5（L/min)

按壓力為4.3MPa，流量為27.5L/min，又要求泵能變量，選擇YBN－40M－JB型葉片泵。第三十六頁，共45頁。

該系統(tǒng)選用變量泵，故應(yīng)分別計算快速空載與工進(jìn)速度最大時所需的功率，按兩者中的較大值選取電機(jī)功率。工進(jìn)速度最大時所需的功率PWmax

式中pp

—液壓泵的實際工作壓力，4.3MPa；

ηop

—液壓泵總效率，取ηop＝0.8；第三十七頁，共45頁。

qWmax

—一個液壓缸最大工進(jìn)速度下所需流量；qWmax的計算如下：將以上各值代入公式中，可得：

第三十八頁，共45頁。

此時液壓缸的受力為F=Fa

+Fs

+Ff，其中各量計算如下：慣性力：

密封阻力：第三十九頁，共45頁。

導(dǎo)軌摩擦力：空載條件下液壓缸的總負(fù)載

F＝

510+155

+1800＝2465（N）空載快速時，選取壓力損失∑?p＝0.5MPa，則液壓泵的工作壓力為：第四十頁，共45頁。

前面已求出，在快速工況下液壓泵的輸出流量qp＝27.5L/min，因此空載快速時液壓泵的驅(qū)動功率為：

故應(yīng)按最大工進(jìn)速度時所