液压传动系统设计与计算

液压系统设计的步骤大致如下：

1.明确设计要求，进行工况分析。

2.初定液压系统的主要参数。

3.拟定液压系统原理图。

4.计算和选择液压元件。

5.估算液压系统性能。

6.绘制工作图和编写技术文件。

根据液压系统泳咛迥谌荩上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。

第一节 明确设计要求进行工况分析

在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。

1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对压传动装置的位置和空间尺寸的要求。

2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。

3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。

图9-1位移循环图

在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。

一、运动分析

主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运乒媛山行分析。

1.位移循环图L—t

图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、蒲孤回和快速回程六个阶段组成。

2.速度循环图v—t(或v—L)

工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，

图9-2 速度循环图

最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的n值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。

二、动力分析

动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。

1.液压缸的负载及负载循环图

(1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：

F=F_c+F_f+F_i+F_G+F_m+F_b (9-1)

式中：F_c为切削阻力；F_f为摩擦阻力；F_i为惯性阻力；F_G为重力；F_m为密封阻力；F_b为排油阻力。

图9-3导轨形式

①切削阻力F_c：为液压缸运动方向的工s阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。

②摩擦阻力F_f：

为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其

计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨形式，其摩擦阻力的值为：

平导轨： F_f=f∑Fn (9-2)

V形导轨： F_f=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3)

式中：f为摩擦因数，参阅表9-1选取；∑Fn为作用在导轨上总的正压力或沿V形导轨横截面中心线方向的总作用力；α为V形角，一般为90°。

③惯性阻力F_i。惯性阻力F_i为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算：

(9-4)

表9-1 摩擦因数f

式中：m为运4部件的质量(kg)；a为运动部件的加速度(m/s²)；G为运动部件的重量(N)；g为重力加速度，g=9.81 (m/s²)；Δv为速度变化值(m/s)；

Δt为启动或制动时间(s)，一般机床Δt＝0.1～0.5s，运动部件重量大的取大值。

④重力F_G：垂直放置和倾斜放置的移动部件，其本身的重量也成为一种负载，当上移时，负载为正值，下移时为负值。

⑤密封阻力Fm：密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初 算时，可按缸的机械效率(η_m=0.9)考虑；验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。

⑥排油阻力F_b：排油阻力为液压缸回油路上的阻力，爸涤氲魉俜桨浮⑾低乘要求的稳定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考虑。

(2)液压缸运动循环各阶段的总负载力。液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几敖锥危每个阶段的总负载力是有区别的。 ①启动加速阶段：这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率η_m=0.9计算)、重力和惯性力等项，即：

F=F_f+F_i±F_G+F_m+F_b (9-5)

②快速阶段： F=F_f±F_G+F_m+F_b (9-6)

③工进阶段： F=F_f+F_c±F_G+F_m+F_b (9-7)

④减速： F=F_f±F_G-F_i+F_m+F_b (9-8)

对简单液压系统，上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需=算快速阶段和工进阶段的总负载力。

(3)液压缸的负载循环图。对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压缸(或液压马达)的速度和负载的变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F—t)或负载位移(F—L)图，然后将各液压缸在同一时间t(或位移)的负载力叠加。

图9-4负载循环图

图9-4为一部机器的F—t图，其中：0～t1为启动过程；t1～t2为加速过程；t2～t3为恒速过程； t3～t4为制动过程。它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。图中最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。

2.液压马达的负载

工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：M=M_e+M_f+M_i (9-9)

(1)工作负载力矩M_e。工作负载力<可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。

(2)摩擦力矩M_f。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：

M_f=GfR(N·m) (9-10)

式中：G为旋转部件的重量(N)；f为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数；R为轴颈半径(m)。

(3)惯性力矩M_i。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：

M_i=Jε=J (N·m) (9-11)

式中：ε为角加速度(r/s²)；Δω为角速度的变化(r/s)；Δt为加速或减速时间(s)；J为旋转部件的转动惯量(kg·m²)，J=1GD²/4g。

式中：GD²为回转2件的飞轮效应(Nm²)。

各种回转体的GD²可查《机械设计手册》。

根据式(9-9)，分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小，便可绘制液压马达的负载循环图。

第二节 确定液压系统主要参数

一、液压缸的设计计算

1.初定液压缸工作压力 液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：

(1)各类设备的不同特点和使用场合。

(2)考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。

所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：是根据机械类型选；二是根据切削负载选。

如表9-2、表9-3所示。

表9-2 按负载选执行文件的工作压力

表9-3 按机械类型选执行文件的工作压力

2.液压缸主要尺寸的计算

缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算，详见第四章第二节。

3.液压缸的流量计算

液压缸的最大/量： q_max=A·v_max (m³/s) (9-12)

式中：A为液压缸的有效面积A1或A2(m²)；v_max为/压缸的最大速度(m/s)。

液压缸的最小流量： q_min=A·v_min(m³/s) (9-13)

式中：v_min为液压缸的最小速度。

液压缸的最小流量q_min，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。若不满足此要求时，则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，缸的有效工作面积大一些，所需最小流量q_min也大一些，以满足上述要求。

流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。

二、液压马达的设计计算

1.计算液压马达排量 液压马达排量根据下式决定：

v_m=6.28T/Δp_mη_min(m³/r) (9-14)

式中：T为液压马达的负载力矩(N·m)；Δp_m为液压马达进出口压力差(N/m³)；η_min为液压马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取0.9～0.95，叶片马达取0.8～0.9。

2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量：

q_max=v_m·n_max(m³/s)

式中：v_m为液压马达排量(m³/r)；n_max为液压马达的最高转速(r/s)。

第三节 液压元件的选择

一、液压泵的确定与所需功率的计算

1.液压泵的确定

(1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p₁，再加<油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即

p_B=p₁+ΣΔp (9-15)

ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路<程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2～5)×10⁵Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5～15)×10⁵Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表9-4选取。

表9-4 常用中、低压各类阀的压力损失(Δp_n)

(2)确定液压泵的流量q_B。泵的流量q_B根据执行元件动作循环所需最大流量q_max和系统的泄漏确定。

①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即

q_B≥K(Σq)_max(m³/s) (9-16)

式中：K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)_max为同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m³/s)。

②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为：

q_B≥K(A₁-A₂)v_max(m³/s) (9-17)

式中：A 1，A 2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m²)；v_max为活塞的最大移动速度(m/s)。

③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即

q_B= V_iK/T_i (9-18)

式中：V_i为液压缸在工作周期中的总耗油量(m³)；T_i为机器的工作周期(s)；Z为液压缸的个数。

(3)选择液压泵的规格：根据上面所计算的最大压力p_B和流量q_B，查液压元件产品样本，选择与P_B和q_B相当的液压泵的规格型号。

上面所计算的最大压力p_B是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压力，而动态压力往往比静态压力高得多，所以泵的额定压力p_B应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备<若系统属于高压范围，压力储备取小值；若系统属于中低压范围，压力储备取大值。

(4)确定驱动液压泵的功率。

①当液压泵的压力和流量比较衡定时，所需功率为：

p=p_Bq_B/10³η_B (kW) (9-19)

式中：p_B为液压泵的最大工作压力(N/m²)；q_B为液压泵的流量(m³/s)；η^B为液压泵的总效率，各种形式液压泵的总效率可参考表9-5估取，液压泵规格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，变量泵取小值。

表9-5 液压泵的总效率

②在工作循环中，泵的压力和流量有显著变化时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其平均值，即

^p= (9-20)

式中：t₁，t₂，…，t_n为一个工作循环中各阶段所需的时间(s)；P₁，P₂，…，P_n为一个工作循环中各阶段所需的功率(kW)。

按上述功率和泵的转速，可以从产品样本中选取标准电动机，再进行验算，使电动机发出最大功率时，其超载量在允许范围内。

二、阀类元件的选择

1.选择依据

选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。

2.选择阀类元件应注意的问题

(1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。

(2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。

(3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。

三、蓄能器的选择

1.蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：

V=ΣA_iL_iK-q_Bt(m³) (9-21)

式中：A为液压缸有效面积(m²)；L为液压缸行程(m)；K为液压缸损失系数，估算时可取Ｋ＝1.2；q_B为液压泵供油流量(m³/s)；t为动作时间(s)。

2.蓄能器作应急能源时，其有效容积为：

V=ΣA_iL_iK(m³) (9-22)

当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。

根据求出的有效

容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。

四、管道的选择

1.油管类型的选择

液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。

(1)钢管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。

(2)铜管：紫铜管工作压力在6.5～10玀Pa以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，25MPa，不如紫铜管易弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。

(3)软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物；低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物；尼龙管是乳白色半透明管，醒鼓芰ξ2.5～8MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。

2.油管尺寸的确定

(1)油管内径d按下式计算：

^d= (9-23)

式中：q为通过油管的最大流量(m³/s)；v为管道内允许的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；压力油管取2.5e5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。

(2)油管壁厚δ按下式计算：

δ≥p·d/2〔σ〕 (9-24)

式中：p为管内最大工作压力；〔σ〕为油管材料的许用压力，〔σ〕=σ_b/n；σ_b为材料的抗拉强度；n为安全系数，钢管p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa时，取n=6；p＞17.5MPa时，取n=4。

根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管。

五、油箱的设计

油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。

1.油箱设计要点

(1)油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%。

(2)吸箱管和回油管的间距应尽量大。

(3)油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油。

(4)注油器上应装滤网。

(5)油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。

2.油箱容量计算

油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。

V=KΣq (9-25)

式中：K为系数，低压系统取2～4，中、高压系统取5～7；Σq为同一油箱供油的各液压泵流量总和。

六、滤油器的选择

选择滤油器的依据有以下几点：

(1)承载能力：按系统管路工作压力确定。

(2)过滤精度：按被保护元件的精度要求确定，选择时可参阅表9-6。

(3)通流能力：按通过最大流量确定。

(4)阻力压降：应满足过滤材料强度与系数要求。

表9-6 滤油器过滤精度的选择

第四节 液压系统性能的验算

为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。由于液压系统的验算较复杂，只能采用一些简化公式近似地验算某些性能指标，如果设计中有经过生产实践考验的同类型系统供参考或有较可靠的实验结果可以采用时，可以不进行验算。

一、管路系统压乃鹗У难樗

当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失Δp_L、局部压力损失Δp_c和流经阀类元件的压力损失Δp_V，即：

Δp=Δp_L+Δp_c+Δp_V (9-26)

计算沿程压力损失时，如果管中为层流流动，可按下经验公式计算：

Δp_L= 4.3V·q·L×10⁶/d⁴(Pa) (9-27)

式中：q为通过管道的流量(m³/s)；L为管道长度(m)；d为管道内径(mm)；υ为油液的运动粘度(m²)。

局部压力损失可按下式估算：

Δp_c=(0.05～0.15)Δp_L (9-28)

阀类元件的Δp_V值可按下式近似计算：

Δp_V=Δp_n（q_V/q_Vn）²(Pa) (9-29)

式中：q_Vn为阀的额定流量(m³/s)；q_V为通过阀的实际流量(m³/s)；Δp_n为阀的额定压力损失(Pa)。

计算系统压力损失的目的，是为u正确确定系统的调整压力和分析系统设计的好坏。

系统的调整压力：

p₀≥p₁+Δp (9-30)

式中：p₀为液压泵的工作u力或支路的调整压力；p₁为执行件的工作压力。

如果计算出来的Δp比在初选系统工作压力时粗略选定的压力损失大得多，应该重新调

整有关元件、辅件的规格，重新确定管道尺寸。

二、系统发热温升的验算

系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。这些能量损失转换为热能，使油液温度升高。油液的温升使粘度下降，泄漏增加，同时，使油分子裂化或聚合，产生树脂状物质，堵塞液压元件小孔，影响系统正常工>，因此必须使系统中油温保持在允许范围内。一般机床液压系统正常工作油温为30～50℃；矿山机械正常工作油温50～70℃；最高允许油温为70～90℃。

1.系统发热功率P的计算

P＝P_B(1-η) (W) (9-31)

式中：P_B为液压泵的输入功率(W)；η为液压泵的总效率。

若一个工作循环中有几个工序，则可根据各个工序的发热量，求出系统单位时间的平均发热量：

^{P= （w）} (9-32)

式中：T为工作循环周期(s)；t_i为第i个工序的工作时间(s)；P_i为循环中第i个工序的输入功率(W)。

2.系统的散热和温升系统的散热量可按下式计算：

^{P′= (W)} (9-33)

式中：K_j为散热系数(W/m²℃)，当周围通风很差时，K≈8～9；周围通风良好时，K≈15；用风扇冷却时，K≈23；用循环水强制冷却时的冷却器表面K≈110～175；A_j为散热面积(m²)，当油箱长、宽、高比例为1∶1∶1或1∶2∶3，油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似看成^A＝0.065 (m²)，式中V为油箱体积(L)；Δt为液压系统的温升(℃)，即液压系统比周围环境i度的升高值；j为散热面积的次序号。

当液压系统工作一段时间后，达到热平衡状态，则：

P＝P′

所以液压系统的温升为：

^{Δt= (℃) (9-34)}

计算所得的温升Δt，加上环境温度，不应超过油液的最高允许温度。

当系统允许的温升确定后，也能利用上述公式来计算油箱的容量。

三、系统效率验算

液压系统的效率是由液压泵、执行元件和液压回路效率来确定的。

液压回路效率η_c一般可用下式计算：

^ηc= (9-35)

式中：p₁，q₁；p₂，q₂；……为每个执行元件的工作压力和流量；p_B1，q_B1；p_B2，q_B2为每个液压泵的供油压力和流量。

液压系统总效率：η＝η_Bη_Cη_m (9-36)

式中：η_B为液压泵总效率；η_m为执行元件总效率；η_C为回路效率。

第五节 绘制正式工作图和编写技术文件

经过对液压系统性能的验算和必要的修改之后，便可绘制正式工作图，它包括绘制液压系统原理图、系统管路装配图和各种非标准元件设计图a

正式液压系统原理图上要标明各液压元件的型号规格。对于自动化程度较高的机床，还应包

括运动部件的运动循环图和电磁铁、压力继电器的工作状态。

管道装配图是正式施工图，各种液压部件和元件在机器中的位置、固定方式、尺寸等应表a清楚。

自行设计的非标准件，应绘出装配图和零件图。

编写的技术文件包括设计计算书，使用维护说明书，专用件、通用件、标准件、外购件明细表，以及试验大纲等。

第六节 液压系统设计计算举例

某厂汽缸加工自动线上要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床，机床有主轴16根，钻14个φ13.9mm的孔，2个φ8.5mm的孔，要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工

作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止；工件材料：铸铁，硬度HB为240；假设运动部件重G＝9800N；快进快退速度v1＝0.1m/s；动峄台采用平导轨，静、动摩擦因数μ_s=0.2，μ_d=0.1；往复运动的加速、减速时间为0.2s；快进行程L1=100mm；工进行程L2=50mm。试设计计算其液压系统。

一、作F—t与v—t图

1.计算切削阻力钻铸铁孔时，其轴向切削阻力可用以下公式计算：

F_c=25.5DS^0.8硬度^0.6 (N)

式中：D为钻头直径(mm)；S为每转进给量(mm/r)。

选择切削用量：钻φ13.9mm孔时，主轴转速n1＝360r/min，每转进给量S1=0.147mm/r；钻8.5mm孔时，主轴转速n2＝550r/min，每转进给量S2=0.096mm/r。则

F_c=14×25.5D₁S^0.8₁硬度^0.6+2×25.5D₂S^0.82硬度^0.6=

14×25.5×13.9×0.147^0.8×240^0.6+2×25.5×8.5×0.096^0.8×240^0.6=30500(N)

2.计算摩擦阻力

静摩擦阻力：Fs=f_sG=0.2×9800=1960N

动摩擦阻力：F_d=f_dG=0.1×9800=980N

3.计算惯性阻力

4.计算工进速度

工进速度可按加工φ13.9的切削用量计算，即：

v₂=n₁S₁=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10^-3m/s

5.根据以上分析计算各工况负载如表9-7所示。

表9-7 液压缸负载的计算

其中，取液压缸机械效率η_cm=0.9。

6.计算快进、工进时间和快退时间

快进： t₁=L₁/v₁=100×10^-3/0.1=1s

工进： t₂=L₂/v₂=50×10^-3/0.88×10^-3=56.6s

快退： t₃=(L₁+L₂)/v₁= (100+50)×10^-3/0.1=1.5s

7.根据上述数据绘液压缸F—t与v—t图见图9-5。

图9-5 F—t与v—t图

二、确定液压系统参数

1.初选液压缸工作压力

由工况分析中可知，工进阶段的负载力最大，所以，液压缸的工作压力按此负载力计算，根据液压缸与负载的关系，选p₁=40×10⁵Pa。本机床为钻孔组合机床，为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，设背压p₂=6×10⁵Pa，为使快进快退速度相等，选用A₁=2A₂差动油缸，假定快进、快退的回油压力损失为Δp=7×10⁵Pa。

2.计算液压缸尺寸由式(p₁A₁-p₂A₂)η_cm=F得：

液压缸直径：D=

取标准直径：D＝110 mm

因为A₁=2A₂，所以d= ≈80mm

则液压缸有效面积：

A₁=πD²/4=π×11²/4=95cm²

A₂=π/4 (D²-d²)=π/4 (11²-8²)=47cm²

3.计算液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表。

表9-8 液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表

图9—6 液压缸工况图

4.绘制液压缸工况图见图9-6。

三、拟定液压系统图

1.选择液压回路

(1)调速方式；由工况图知，该液压系统功率小，工作负载变化小，可选用进油路节流调速，为防止钻通孔时的前冲现象，在回油路上加背压阀。

(2)液压泵形式的选择；从q—t图清楚的看出，系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，最大流量与最小流量之比q_max/q_min=0.5/0.83×10^-2≈60，其相应的时间之比t₂/t₁=56。根据该情况，选叶片泵较适宜，在本方案中，选用双联叶片泵。

(3)速度换接方式：因钻孔工序对位置精度及工作平稳性要求不高，可选用行程调速阀或电磁换向阀。

(4)快速回路与工进转快退控制方式的选择：为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路。

2.组成系统在所选定基本回路的基础上，再考虑其他一些有关因素组成图9-7所示液压系统图。

四、选择液压元件

1.选择液压泵和电动机

(1)确定液压泵的工作压力。前面已确定液压缸的最大工作压力为40×10⁵Pa，选取进油管路压力损失Δp=8×10⁵Pa，其调整压力一般比系统最大工作压力大5×10⁵Pa，所以泵的工作压力p_B＝(40＋8＋5)×10⁵＝53×10⁵Pa

这是高压小流量泵的工作压力。

由图9-7可知液压0快退时的工作压力比快进时大，取其压力损失Δp′＝4×10⁵Pa，则快退时泵的工作压力为：

p_B=(16.4＋4)×10⁵

＝20.4×10⁵Pa

这是低压大流量泵的工作压力。

(2)液压泵的流量。由图9-7可知，快进时的流量最大，其值为30L/min，最小流量在工进时，其值为0.51L/min，根据式9-20，取K＝1.2，

则： q_B＝1.2×0.5×10^-3=36L/min

由于溢流阀稳定工作时的最小溢流量为3L/min，故小泵流量取3.6L/min。

根据以上计算，选用YYB-AA36/6B型双联叶片泵。

(3)选择电动机：

由P-t图可知，最大功率出现在快退工况，其数值如下式计算：

P=

式中：η_B为泵的总效率，取0.7；q₁＝36L/min＝0.6×10^-3m³/s，为大泵流量；q₂＝6L/min＝0.1×10^-3m³/s，为小泵流量。

根据以上计算结果，查电动机产品目录，选与上述功率和泵的转速相适应的电动机。

2.选其他元件 根据系统的工作压力和通过阀的实际流量选择元、辅件，其型号和参数如表9-9所示。

表9-9 所选液压元件的型号、规格

3.确定管道尺寸

根据工作压力和流量，按式(9-27)、式(9-28)确定管道内径和壁厚。(从略)

4.确定油箱容量油箱容量可按经验公式估算，取V＝(5～7)q。

本例中：V＝6q＝6(6＋36)＝252L有关系统的性能验算从略。