Chapter 9 Design of Hydraulic Transmission Systems 液压系统设计,9.1 The Approach for Design of HydraulicSystems 液压系统的设计步骤 9.2 A Design Example of HydraulicSystems 液压系统设计计算举例,9.1 The Approach for Design of Hydraulic Systems 液压系统的设计计算,液压系统的设计步骤 Fig. 9 - 11. 明确设计要求，进行工况分析；2. 拟定液压系统原理图；3. 计算和选择液压元件；4. 液压系统性能的验算；5. 绘制工作图，编写技术文件1. 明确设计要求，进行工况分析,明确设计要求和工作环境 液压系统的动作和性能要求包括运动方式、行程和速度范围、负载条件、运动平稳性和精度、同步或联锁要求等 液压系统的工作环境要求有环境温度与湿度、粉尘、防火要求、安装空间的大小等工况分析查明每个执行元件在各自工作过程中速度和负载的变化规律运动分析对执行元件一个工作循环中各阶段的运动速度变化情况进行分析，画出速度循环图。
负载分析把液压执行元件工作的各个阶段所需克服的负载，用负载－位移曲线表示（称负载循环图）2. 拟定液压系统原理图,确定油路类型开式与闭式系统、定量与变量系统、串联与并联油路等开式系统与闭式系统开式系统：简单，散热、杂质沉淀好，但空气易侵入；闭式系统：紧凑，油不易污染但结构复杂，散热差定量系统与变量系统 定量系统：简单、可靠、价廉，泵本身效率高，但组成系统的效率可能低 变量系统：系统效率高，调速范围大，价格高，可靠性差常用于中、大功率)串联油路与并联油路 串联油路：既可单独动作又可同时动作，油泵供油压力高 并联油路：很难同步动作，但供油压力低选定基本回路先确定主要回路，再考虑其它辅助回路组成系统简图将所需要的各个回路综合起来，并增加必要的元件或辅助油路，组成完整的液压系统检查、完善方案拟定的液压系统原理图一方面满足主机工作部件的动力、速度和性能要求，同时尽可能使系统效率高、发热少、油路简单可靠、使用寿命长和造价低3. 计算和选择液压元件,确定系统的工作压力等级 Tab. 9 - 1、9 - 2压力高：系统元件体积小、重量轻，但元件价格高，可靠性差压力低：可靠、价廉，但是笨重系统的工作压力应根据实际情况适当选取，一般固定设备压力低，行走机械压力高。
可根据手册上的推荐压力选定）,执行元件参数确定,液压缸 参数确定：见液压缸设计部分 液压缸流量：q ＝vmax·A/ηv 液压马达 马达工作阻力矩T = Tn + Tf + Ti式中：Tn — 有用力矩（负载力矩）；Tf — 摩擦力矩；Ti — 惯性力矩马达所需流量 q,确定马达排量其中：∆pm ＝ pm1- pm2pm1 — 事先确定的系统压力pm2 — 背压力（一般机床取0.3 ~ 0.5 MPa，工程机械取0.5 ~ 0.8 MPa） 马达所需最大流量,液压泵参数确定,油泵的最高工作压力 pppp ≥ pA+Σ∆p其中：pA — 执行元件的最高工作压力；Σ∆p — 泵到执行元件之间的压力损失之和 油泵最大供油量 qp若一个工作循环中有几个液动机同时工作，则：qp ≥ k·Σqi max,式中：k — 系统的泄漏修正系数，一般取k ＝1.1 ~ 1.3；（高压小流量取大值，反之取小值）qi max — 一个工作循环中同时工作的第 i 个液动机所需最大流量泵输入功率的计算,选定标准元件，设计非标元件,回路中应尽量采用标准液压元件，以缩短设计与制造周期，降低成本，只有在不得已的情况下自行设计。
标准件选用原则：元件额定压力≥元件在系统中承受的压力 元件额定流量≥系统中流过元件的流量为了具有一定的富裕量，可使额定值稍大于实际需要值4. 液压系统主要性能的验算,系统压力损失的验算管路总压力损失为Σ∆p＝Σ∆pλ＋Σ∆pξ＋Σ∆pv式中： Σ∆pλ — 管路系统沿程压力损失之和；Σ∆pξ — 管路系统局部压力损失之和；Σ∆pv — 液流经过阀类元件的局部压力损失之和计算所得的管路总压力损失如与初步设计假定的压力损失相差较大，应对设计进行修改，重新选择管道尺寸、阀的规格，降低压力损失系统发热温升的验算,液压系统一个工作循环的平均发热量为各个工作阶段发热量的时均值：式中：T — 工作循环周期；Pii — 第 i 个工作阶段系统的输入功率；Poi — 第 i 个工作阶段系统的输出功率；ti — 第 i 个工作阶段的持续时间；n — 一个工作循环中总的工作阶段数油箱单位时间内的散热量：式中：Kh — 油箱散热系数（可查表确定）；A — 油箱散热面积；∆T — 系统温升∆T＝油温－环境温度）达到热平衡时有：得：计算出的∆T加上环境温度应不超过油液的最高允许温度5. 绘制工作图，编写技术文件,绘制正式工作图液压系统原理图液压系统装配图（安装施工图）非标元件装配图与零件图编制技术文件液压系统设计计算说明书液压系统使用及维护技术说明书零、部件目录表标准件、通用件、外购件总表,9.2 A Design Example of Hydraulic Systems 液压系统设计计算举例,某厂要设计制造一台双头车床，加工压缩机拖车上的一根长轴两端轴颈。
由于零件较长，拟采用零件固定、刀具旋转和进给的加工方式机床加工动作循环是“快进→工进→快退→停止”，其最大切削力在导轨中心线方向，估计为12000N，所要移动的总重量估计为15000N工作进给要求能在0.020 ~ 1.2m/min范围内进行无级调速，快速进、退速度一致，均为4m/min，试设计该液压传动系统1. 确定对液压系统的工作要求,根据加工要求，刀具旋转由机械传动来实现，主轴头沿导轨中心线方向的“快进→工进→快退→停止”工作循环拟采用液压传动方式来实现，故选液压缸作执行元件考虑到车削进给系统传动功率不大，且要求低速稳定性好，粗加工时负载有较大的变化，故拟选用调速阀、变量泵组成的联合调速方式为自动实现上述工作循环，并保证零件的加工长度，拟采用行程开关及电磁换向阀实现顺序动作2. 拟定液压系统工作原理图,系统同时驱动两个车削头，且动作循环完全相同，为保证快速进、退速度相等，并减小泵的流量规格，选用差动连接回路在行程控制中，由快进转工进时，采用机动滑阀，使速度转换平稳，且安全可靠工进结束时，压下电气行程开关返回快退到终点，压下行程开关，运动停止两个车削头的进给速度可分别进行调节，调节一个时，另一个应停止。
拟定的液压系统原理图如下图所示3. 计算和选择液压元件,液压缸的计算 液压缸的总机械载荷 F液压缸的受力如下图所示总机械载荷 式中 FW — 工作负载，按题目给定为 12000 N； Fa — 活塞上所受惯性力；Fs — 密封阻力；Ff — 导轨摩擦阻力；Fb — 回油背压形成的阻力Fa 的计算,按下式计算：式中 G — 液压缸所要移动的总重量，题中给定为 15000 N； g — 重力加速度，9.81 m/s2；∆v — 速度变化量，由题意知工进时∆t — 启动或制动时间，一般为0.01 ~ 0.5 s，因移动较重的重物，取 Δt = 0.2 s将各值代入上式得,Fs 的计算Fs = ps· A1（N）式中 ps — 克服液压缸密封件摩擦阻力所需的空载压力（Pa）;A1 — 进油工作腔有效面积（m2）,,若选用中压液压缸，且密封结构为Y型密封圈，查表可得 ps < 0.3 MPa，取 ps = 0.2 MPa 面积 A1 初估值为80 cm2，则密封阻力为,,,,,启动时：,运动时：,Ff 的计算,导轨的结构受力情况如下图所示若该机床材料选用铸铁，铸铁件之间的摩擦力为,,式中 G — 液压缸所要移动的总重量，G＝15000 N；Fz— 切削力在导轨垂直方向的分力；μ — 摩擦系数，选μ= 0.1 ；α — V型导轨夹角，α= 90 º。
按切削原理，一般有 Fz : Fy : Fx ＝ 1 : 0.4 : 0.3 ， 本题给定 Fx ＝ FW ＝ 12000 N ，则将各值代入得：,,,,,,,回油背压形成的阻力按下式计算Fb = pb· A2式中 pb— 回油背压，一般为0.3 ~ 0.5 MPa ，取 pb= 0.3 MPa；A2— 有杆腔活塞面积根据快进与快退速度相等可知液压缸大小两腔面积之比为2:1, A1已初估80 cm2，故 A2= 40 cm2 Fb 的计算,,,,将 pb 和 A2 值代入公式得：分析液压缸各工作阶段受力情况，得知在工进阶段受力最大，作用在活塞上的总机械载荷为,,,确定液压缸的结构尺寸和工作压力,根据经验确定系统工作压力为 p = 3 MPa液压缸工作腔有效工作面积 活塞直径因两腔面积比为 2 : 1，所以活塞杆直径,,,,根据液压技术行业标准，选取标准直径D = 0.09 m = 90 mm，d = 0.063 m = 63 mm则液压缸实际工作压力为选取 p = 3.3 MPa由于两个切削头工作时需做低速进给运动，在确定油缸活塞面积之后，还必须按最低进给速度验算液压缸尺寸，即应保证油缸有效工作面积A1满足,,,式中 qmin — 流量阀最小稳定流量，取调速阀的最小稳定流量为 50 mL/min；vmin — 活塞最低进给速度，本例为 20 mm/min.根据上面确定的液压缸直径，油缸有效工作面积又验算说明液压缸尺寸满足活塞最小稳定速度要求。
液压泵的计算,确定液压泵的实际工作压力 pp pp = p +∑∆p式中 p — 液压缸的工作压力， 已选定为3.3 MPa；∑∆p — 进油路上总的压力损失对于采用调速阀的进油路节流调速系统，压力损失∑∆p 一般为(0.5 ~ 1.5)MPa，取∑∆p =1 MPa因此，可确定液压泵的实际工作压力为：pp = 3.3 + 1= 4.3（MPa）,确定液压泵的流量 qp,qp＝ k·Σqmax式中 k — 泄漏系数，取 1.1；Σqmax — 两切削头快进时所需的最大流量之和采用差动连接实现快进时：代入上式得： qp＝ 1.1×25 ＝ 27.5 （L/min)按压力为4.3 MPa，流量为27.5 L/min，又要求泵能变量，选择 YBN－40M－JB 型叶片泵确定液压泵电机的功率,该系统选用变量泵，故应分别计算快速空载 与工进速度最大时所需的功率，按两者中的较大 值选取电机功率 工进速度最大时所需的功率PW max式中 pp — 液压泵的实际工作压力，4.3 MPa； ηop — 液压泵总效率，取ηop＝ 0.8；,,qW max — 一个液压缸最大工进速度下所需流量； qW max的计算如下：将以上各值代入公式中，可得：,,快速空载时所需的功率 P,此时液压缸的受力为 F = Fa + Fs + Ff ，其中 各量计算如下： 惯性力：密封阻力：,,,导轨摩擦力：空载条件下液压缸的总负载F ＝ 510 + 155 + 1800 ＝ 2465 （N）空载快速时，选取压力损失∑∆p ＝ 0.5 MPa，则液压泵的工作压力为：,,,前面已求出，在快速工况下液压泵的输出流 量 qp＝ 27.5 L/min，因此空载快速时液压泵的驱 动功率为：故应按最大工进速度时所需功率选取电机。
选择控制元件,控制元件的规格应根据系统最高工作压力和通过该阀的最大流量，在标准元件的产品样本中选取方向阀 按 p = 4.3 MPa，q =12.5 L/min，选35D－25B滑阀中位机能O型）单向阀按 p = 3.3 MPa，q = 12.5 L/min，选 I－25B。