液压课程设计计算举例
液压系统设计计算是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 设计要求及工况分析
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=30468N；运动部件所受重力G=9800N；快进、快退速度?1= ?3=0.1m/s，工进速度?2=0.88×10-3m/s；快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm；往复运动的加速时间Δt=0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数μs=0.2，动摩擦系数μd=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=30468N。 (2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 Ffs??sG?0.2?9800?1960N 动摩擦阻力 Ffd??dG?0.1?9800?980N (3) 惯性负载
Fi?G??g?t?98009.8?0.10.2N?500N
(4) 运动时间
t1?L1?100?100.150?10?3?3?3快进
t2??1L2s?1s
s?56.8s工进
t3??2?0.88?10
?3L1?L2快退
?3?(100?50)?100.1s?1.5s
设液压缸的机械效率ηcm=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 启 动 加 速 快 进 工 进 反向启动 加 速 快 退 负载组成 液压缸负载F/N 1960 1480 980 31448 1960 1480 980 液压缸推力F0=F/ηcm/N 2180 1650 1090 34942 2180 1650 1090 F?Ffs F?Ffd?Fi F?Ffd F?Ffd?FL F?Ffs F?Ffd?Fi F?Ffd
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
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，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。
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（A1=2A2），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
图1 F-t与?-t图
表2 按负载选择工作压力
负载/ KN 工作压力/MPa <5 <0.8~1 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=0.6MPa。
5~10 1.5~2 10~20 2.5~3 20~30 3~4 30~50 4~5 >50 ≥5
表3 各种机械常用的系统工作压力
机 床 机械类型 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 工作压力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 20~32
表4 执行元件背压力
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 背压力/MPa 0.2~0.5 0.4~0.6 0.5~1.5 0.8~1.5 1.2~3 可忽略不计
表5 按工作压力选取d/D
工作压力/MPa d/D ≤5.0 0.5~0.55 5.0~7.0 0.62~0.70 ≥7.0 0.7
表6 按速比要求确定d/D
?2/?1 d/D 1.15 0.3 1.25 0.4 。
1.33 0.5 1.46 0.55 1.61 0.62 2 0.71 注：?1—无杆腔进油时活塞运动速度；
?
由式 得
2—有杆腔进油时活塞运动速度
p1A1?p2A2?F?cmA1?F?cm(p1?p22?)314482?42m?94?10m0.660.9?(4?)?102 4?94?10?4D?4A1则活塞直径
???m?0.109m?109mm
参考表5及表6，得d?0.71D =77mm，圆整后取标准数值得 D=110mm， d=80mm。
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
A1?A2??D422???0.1142m22?95?1022?4m2
?4?4
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。
(D2?d)??4?(0.11?0.8)m?44.7?10m2表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况 推力 F0/N 回油腔压力 p2/MPa 启动 快进 加速 恒速 1090 p1+Δp 0.66 0.5 0.33 1650 p1+Δp 0.77 — — 2180 — 进油腔压力 p1/MPa 0.43 — 输入流量 q×10-3/m3/s 输入功率 P/KW — 计算公式 p1?F0?A2?PA1?A2 q?(A1?A2)?1P?p1q p1?工进 34942 0.6 3.96 0.84×10-2 0.033 F0?p2A2A1 q?A1?2 P?p1q 启动 快退 加速 恒速 2180 — 0.49 — — p1?F0?p2A1A2 1650 0.5 1.43 — — q?A2?3 1090 0.5 1.31 0.45 0.59 P?p1q 注：1. Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=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) 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，系统必然为开式循环系统。
(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qmax/qmin=0.5/(0.84×-2
10)?60；其相应的时间之比
(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。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
图2 液压缸工况图
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) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸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，所以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/(0.88×10-3)?114），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，调压和卸荷问题都已基本解决。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，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，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
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）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。
4 计算和选择液压件
图3 整理后的液压系统原理图
(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，最大工作压力为p1=3.96MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑?p=0.6MPa，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
4.1确定液压泵的规格和电动机功率
