液壓傳動系統(tǒng)設計與計算

1、第九章 液壓傳動系統(tǒng)設計與計算液壓系統(tǒng)設計的步驟大致如下：1.明確設計要求，進行工況分析。2.初定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)。3.擬定液壓系統(tǒng)原理圖。4.計算和選擇液壓元件。5.估算液壓系統(tǒng)性能。6.繪制工作圖和編寫技術文件。根據(jù)液壓系統(tǒng)的具體內(nèi)容，上述設計步驟可能會有所不同，下面對各步驟的具體內(nèi)容進行介紹。第一節(jié) 明確設計要求進行工況分析在設計液壓系統(tǒng)時，首先應明確以下問題，并將其作為設計依據(jù)。1.主機的用途、工藝過程、總體布局以及對液壓傳動裝置的位置和空間尺寸的要求。2.主機對液壓系統(tǒng)的性能要求，如自動化程度、調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、換向定位精度以及對系統(tǒng)的效率、溫升等的要求。3.液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境

2、，如溫度、濕度、振動沖擊以及是否有腐蝕性和易燃物質(zhì)存在等情況。圖9-1位移循環(huán)圖在上述工作的基礎上，應對主機進行工況分析，工況分析包括運動分析和動力分析，對復雜的系統(tǒng)還需編制負載和動作循環(huán)圖，由此了解液壓缸或液壓馬達的負載和速度隨時間變化的規(guī)律，以下對工況分析的內(nèi)容作具體介紹。一、運動分析主機的執(zhí)行元件按工藝要求的運動情況，可以用位移循環(huán)圖(Lt)，速度循環(huán)圖(vt)，或速度與位移循環(huán)圖表示，由此對運動規(guī)律進行分析。1.位移循環(huán)圖Lt圖9-1為液壓機的液壓缸位移循環(huán)圖，縱坐標L表示活塞位移，橫坐標t表示從活塞啟動到返回原位的時間，曲線斜率表示活塞移動速度。該圖清楚地表明液壓機的工作循環(huán)分別由快

3、速下行、減速下行、壓制、保壓、泄壓慢回和快速回程六個階段組成。2.速度循環(huán)圖vt(或vL) 工程中液壓缸的運動特點可歸納為三種類型。圖9-2為三種類型液壓缸的vt圖，第一種如圖9-2中實線所示，液壓缸開始作勻加速運動，然后勻速運動， 圖9-2 速度循環(huán)圖最后勻減速運動到終點；第二種，液壓缸在總行程的前一半作勻加速運動，在另一半作勻減速運動，且加速度的數(shù)值相等；第三種，液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加速度作勻加速運動，然后勻減速至行程終點。vt圖的三條速度曲線，不僅清楚地表明了三種類型液壓缸的運動規(guī)律，也間接地表明了三種工況的動力特性。二、動力分析動力分析，是研究機器在工作過程中，其執(zhí)行機構(gòu)

4、的受力情況，對液壓系統(tǒng)而言，就是研究液壓缸或液壓馬達的負載情況。1.液壓缸的負載及負載循環(huán)圖(1)液壓缸的負載力計算。工作機構(gòu)作直線往復運動時，液壓缸必須克服的負載由六部分組成：F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)式中：Fc為切削阻力；Ff為摩擦阻力；Fi為慣性阻力；FG為重力；Fm為密封阻力；Fb為排油阻力。 圖9-3導軌形式切削阻力Fc：為液壓缸運動方向的工作阻力，對于機床來說就是沿工作部件運動方向的切削力，此作用力的方向如果與執(zhí)行元件運動方向相反為正值，兩者同向為負值。該作用力可能是恒定的，也可能是變化的，其值要根據(jù)具體情況計算或由實驗測定。 摩擦阻力Ff：為液壓缸帶動的運

5、動部件所受的摩擦阻力，它與導軌的形狀、放置情況和運動狀態(tài)有關，其計算方法可查有關的設計手冊。圖9-3為最常見的兩種導軌形式，其摩擦阻力的值為：平導軌： Ff=fFn (9-2)V形導軌： Ff=fFn/sin(/2) (9-3)式中：f為摩擦因數(shù)，參閱表9-1選取；Fn為作用在導軌上總的正壓力或沿V形導軌橫截面中心線方向的總作用力；為V形角，一般為90。 慣性阻力Fi。慣性阻力Fi為運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，可按下式計算： (9-4)表9-1 摩擦因數(shù)f導軌類型導軌材料運動狀態(tài)摩擦因數(shù)(f)滑動導軌鑄鐵對鑄鐵啟動時低速(v0.16m/s) 高速(v0.16m/s)0.150.20 0

6、.10.12 0.050.08滾動導軌鑄鐵對滾柱(珠) 淬火鋼導軌對滾柱(珠)0.0050.020.0030.006靜壓導軌鑄鐵0.005式中：m為運動部件的質(zhì)量(kg)；a為運動部件的加速度(m/s2)；G為運動部件的重量(N)；g為重力加速度，g=9.81 (m/s2)；v為速度變化值(m/s)；t為啟動或制動時間(s)，一般機床t0.10.5s，運動部件重量大的取大值。重力FG：垂直放置和傾斜放置的移動部件，其本身的重量也成為一種負載，當上移時，負載為正值，下移時為負值。密封阻力Fm：密封阻力指裝有密封裝置的零件在相對移動時的摩擦力，其值與密封裝置的類型、液壓缸的制造質(zhì)量和油液的工作壓力

7、有關。在初 算 時，可按缸的機械效率(m=0.9)考慮；驗算時，按密封裝置摩擦力的計算公式計算。排油阻力Fb：排油阻力為液壓缸回油路上的阻力，該值與調(diào)速方案、系統(tǒng)所要求的穩(wěn)定性、執(zhí)行元件等因素有關，在系統(tǒng)方案未確定時無法計算，可放在液壓缸的設計計算中考慮。(2)液壓缸運動循環(huán)各階段的總負載力。液壓缸運動循環(huán)各階段的總負載力計算，一般包括啟動加速、快進、工進、快退、減速制動等幾個階段，每個階段的總負載力是有區(qū)別的。 啟動加速階段：這時液壓缸或活塞處于由靜止到啟動并加速到一定速度，其總負載力包括導軌的摩擦力、密封裝置的摩擦力(按缸的機械效率m=0.9計算)、重力和慣性力等項，即：F=Ff+FiFG

8、+Fm+Fb (9-5)快速階段： F=FfFG+Fm+Fb (9-6)工進階段： F=Ff+FcFG+Fm+Fb (9-7)減速： F=FfFG-Fi+Fm+Fb (9-8)對簡單液壓系統(tǒng)，上述計算過程可簡化。例如采用單定量泵供油，只需計算工進階段的總負載力，若簡單系統(tǒng)采用限壓式變量泵或雙聯(lián)泵供油，則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。(3)液壓缸的負載循環(huán)圖。對較為復雜的液壓系統(tǒng)，為了更清楚的了解該系統(tǒng)內(nèi)各液壓缸(或液壓馬達)的速度和負載的變化規(guī)律，應根據(jù)各階段的總負載力和它所經(jīng)歷的工作時間t或位移L按相同的坐標繪制液壓缸的負載時間(Ft)或負載位移(FL)圖，然后將各液壓缸在同一時間t

9、(或位移)的負載力疊加。圖9-4負載循環(huán)圖圖9-4為一部機器的Ft圖，其中：0t1為啟動過程；t1t2為加速過程；t2t3為恒速過程； t3t4為制動過程。它清楚地表明了液壓缸在動作循環(huán)內(nèi)負載的規(guī)律。圖中最大負載是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸的依據(jù)。2.液壓馬達的負載工作機構(gòu)作旋轉(zhuǎn)運動時，液壓馬達必須克服的外負載為：M=Me+Mf+Mi (9-9)(1)工作負載力矩Me。工作負載力矩可能是定值，也可能隨時間變化，應根據(jù)機器工作條件進行具體分析。(2)摩擦力矩Mf。為旋轉(zhuǎn)部件軸頸處的摩擦力矩，其計算公式為：Mf=GfR(Nm) (9-10)式中：G為旋轉(zhuǎn)部件的重量(N)；f為摩擦因數(shù)，

10、啟動時為靜摩擦因數(shù)，啟動后為動摩擦因數(shù)；R為軸頸半徑(m)。(3)慣性力矩Mi。為旋轉(zhuǎn)部件加速或減速時產(chǎn)生的慣性力矩，其計算公式為： Mi=J=J(Nm) (9-11) 式中：為角加速度(r/s2)；為角速度的變化(r/s)；t為加速或減速時間(s)；J為旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)，J=1GD2/4g。式中：GD2為回轉(zhuǎn)部件的飛輪效應(Nm2)。各種回轉(zhuǎn)體的GD2可查機械設計手冊。根據(jù)式(9-9)，分別算出液壓馬達在一個工作循環(huán)內(nèi)各階段的負載大小，便可繪制液壓馬達的負載循環(huán)圖。第二節(jié) 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)一、液壓缸的設計計算1.初定液壓缸工作壓力 液壓缸工作壓力主要根據(jù)運動循環(huán)各階段中的最

11、大總負載力來確定，此外，還需要考慮以下因素：(1)各類設備的不同特點和使用場合。(2)考慮經(jīng)濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重；壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的制造精度，密封性能要求高。所以，液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式：一是根據(jù)機械類型選；二是根據(jù)切削負載選。如表9-2、表9-3所示。表9-2 按負載選執(zhí)行文件的工作壓力負載/N50005001000010000200002000030000300005000050000工作壓力/MPa0.811.522.5334455表9-3 按機械類型選執(zhí)行文件的工作壓力機械類型機 床農(nóng)業(yè)機械工程機械磨床組合機床龍門刨床拉

12、床工作壓力/MPaa2358810101620322.液壓缸主要尺寸的計算缸的有效面積和活塞桿直徑，可根據(jù)缸受力的平衡關系具體計算，詳見第四章第二節(jié)。3.液壓缸的流量計算液壓缸的最大流量： qmax=Avmax (m3/s) (9-12)式中：A為液壓缸的有效面積A1或A2(m2)；vmax為液壓缸的最大速度(m/s)。液壓缸的最小流量： qmin=Avmin(m3/s) (9-13)式中：vmin為液壓缸的最小速度。液壓缸的最小流量qmin，應等于或大于流量閥或變量泵的最小穩(wěn)定流量。若不滿足此要求時，則需重新選定液壓缸的工作壓力，使工作壓力低一些，缸的有效工作面積大一些，所需最小流量qmin

13、也大一些，以滿足上述要求。流量閥和變量泵的最小穩(wěn)定流量，可從產(chǎn)品樣本中查到。二、液壓馬達的設計計算1.計算液壓馬達排量 液壓馬達排量根據(jù)下式?jīng)Q定：vm=6.28T/pmmin(m3/r) (9-14)式中：T為液壓馬達的負載力矩(Nm)；pm為液壓馬達進出口壓力差(N/m3)；min為液壓馬達的機械效率，一般齒輪和柱塞馬達取0.90.95，葉片馬達取0.80.9。2.計算液壓馬達所需流量液壓馬達的最大流量：qmax=vmnmax(m3/s)式中：vm為液壓馬達排量(m3/r)；nmax為液壓馬達的最高轉(zhuǎn)速(r/s)。第三節(jié) 液壓元件的選擇一、液壓泵的確定與所需功率的計算1.液壓泵的確定(1)確

14、定液壓泵的最大工作壓力。液壓泵所需工作壓力的確定，主要根據(jù)液壓缸在工作循環(huán)各階段所需最大壓力p1，再加上油泵的出油口到缸進油口處總的壓力損失p，即pB=p1+p (9-15) p包括油液流經(jīng)流量閥和其他元件的局部壓力損失、管路沿程損失等，在系統(tǒng)管路未設計之前，可根據(jù)同類系統(tǒng)經(jīng)驗估計，一般管路簡單的節(jié)流閥調(diào)速系統(tǒng)p為(25)105Pa，用調(diào)速閥及管路復雜的系統(tǒng)p為(515)105Pa，p也可只考慮流經(jīng)各控制閥的壓力損失，而將管路系統(tǒng)的沿程損失忽略不計，各閥的額定壓力損失可從液壓元件手冊或產(chǎn)品樣本中查找，也可參照表9-4選取。表9-4 常用中、低壓各類閥的壓力損失(pn)閥名pn(105Pa)閥名

15、pn(105Pa)閥名pn(105Pa)閥名pn(105Pa)單向閥0.30.5背壓閥38行程閥1.52轉(zhuǎn)閥1.52換向閥1.53節(jié)流閥23順序閥1.53調(diào)速閥35(2)確定液壓泵的流量qB。泵的流量qB根據(jù)執(zhí)行元件動作循環(huán)所需最大流量qmax和系統(tǒng)的泄漏確定。多液壓缸同時動作時，液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸(或馬達)所需的最大流量，并應考慮系統(tǒng)的泄漏和液壓泵磨損后容積效率的下降，即qBK(q)max(m3/s) (9-16)式中：K為系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取1.11.3，大流量取小值，小流量取大值；(q)max為同時動作的液壓缸(或馬達)的最大總流量(m3/s)。采用差動液壓缸回路時，

16、液壓泵所需流量為：qBK(A1-A2)vmax(m3/s) (9-17)式中：A 1，A 2為分別為液壓缸無桿腔與有桿腔的有效面積(m2)；vmax為活塞的最大移動速度(m/s)。當系統(tǒng)使用蓄能器時，液壓泵流量按系統(tǒng)在一個循環(huán)周期中的平均流量選取，即qB=ViK/Ti (9-18)式中：Vi為液壓缸在工作周期中的總耗油量(m3)；Ti為機器的工作周期(s)；Z為液壓缸的個數(shù)。(3)選擇液壓泵的規(guī)格：根據(jù)上面所計算的最大壓力pB和流量qB，查液壓元件產(chǎn)品樣本，選擇與PB和qB相當?shù)囊簤罕玫囊?guī)格型號。上面所計算的最大壓力pB是系統(tǒng)靜態(tài)壓力，系統(tǒng)工作過程中存在著過渡過程的動態(tài)壓力，而動態(tài)壓力往往比靜

17、態(tài)壓力高得多，所以泵的額定壓力pB應比系統(tǒng)最高壓力大25%60%，使液壓泵有一定的壓力儲備。若系統(tǒng)屬于高壓范圍，壓力儲備取小值；若系統(tǒng)屬于中低壓范圍，壓力儲備取大值。(4)確定驅(qū)動液壓泵的功率。當液壓泵的壓力和流量比較衡定時，所需功率為：p=pBqB/103B (kW) (9-19)式中：pB為液壓泵的最大工作壓力(N/m2)；qB為液壓泵的流量(m3/s)；B為液壓泵的總效率，各種形式液壓泵的總效率可參考表9-5估取，液壓泵規(guī)格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，變量泵取小值。表9-5 液壓泵的總效率液壓泵類型齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵總效率0.60.70.650.800.600.750.8

18、00.85在工作循環(huán)中，泵的壓力和流量有顯著變化時，可分別計算出工作循環(huán)中各個階段所需的驅(qū)動功率，然后求其平均值，即p= (9-20)式中：t1，t2，tn為一個工作循環(huán)中各階段所需的時間(s)；P1，P2，Pn為一個工作循環(huán)中各階段所需的功率(kW)。按上述功率和泵的轉(zhuǎn)速，可以從產(chǎn)品樣本中選取標準電動機，再進行驗算，使電動機發(fā)出最大功率時，其超載量在允許范圍內(nèi)。二、閥類元件的選擇1.選擇依據(jù)選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等。2.選擇閥類元件應注意的問題(1)應盡量選用標準定型產(chǎn)品，除非不得已時才自行設計專用件。(2)閥類元件的規(guī)格

19、主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選??；選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，應考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求。(3)一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。三、蓄能器的選擇1.蓄能器用于補充液壓泵供油不足時，其有效容積為：V=AiLiK-qBt(m3) (9-21)式中：A為液壓缸有效面積(m2)；L為液壓缸行程(m)；K為液壓缸損失系數(shù)，估算時可取1.2；qB為液壓泵供油流量(m3/s)；t為動作時間(s)。2.蓄能器作應急能源時，其有效容積為：V=AiLiK(m3) (9-22)

20、當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統(tǒng)中的一個環(huán)節(jié)與其關聯(lián)部分一起綜合考慮其有效容積。根據(jù)求出的有效容積并考慮其他要求，即可選擇蓄能器的形式。四、管道的選擇1.油管類型的選擇液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉(zhuǎn)彎和截面突變。(1)鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.510MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。(3)

21、軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.58MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調(diào)速閥之間。2.油管尺寸的確定(1)油管內(nèi)徑d按下式計算：d= (9-23)式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；v為管道內(nèi)允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.55(m/s)；壓力油管取2.55(m/s)；回油管取1.52(m/s)。(2)油管壁厚按下式計算：pd/2 (9-24)式中：p為管內(nèi)最大工作壓力；為油管材料的許用壓力，=b/n；b為材料的抗拉強度；

22、n為安全系數(shù)，鋼管p7MPa時，取n=8；p17.5MPa時，取n=6；p17.5MPa時，取n=4。根據(jù)計算出的油管內(nèi)徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管。五、油箱的設計油箱的作用是儲油，散發(fā)油的熱量，沉淀油中雜質(zhì)，逸出油中的氣體。其形式有開式和閉式兩種：開式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與大氣隔絕。開式油箱應用較多。1.油箱設計要點(1)油箱應有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應保證系統(tǒng)中油液全部流回油箱時不滲出，油液液面不應超過油箱高度的80%。(2)吸箱管和回油管的間距應盡量大。(3)油箱底部應有適當斜度，泄油口置于最低處，以便排油。(4)注油器上應裝濾網(wǎng)。(5)油箱的箱壁應涂耐

23、油防銹涂料。2.油箱容量計算油箱的有效容量V可近似用液壓泵單位時間內(nèi)排出油液的體積確定。V=Kq (9-25)式中：K為系數(shù)，低壓系統(tǒng)取24，中、高壓系統(tǒng)取57；q為同一油箱供油的各液壓泵流量總和。六、濾油器的選擇選擇濾油器的依據(jù)有以下幾點：(1)承載能力：按系統(tǒng)管路工作壓力確定。(2)過濾精度：按被保護元件的精度要求確定，選擇時可參閱表9-6。(3)通流能力：按通過最大流量確定。(4)阻力壓降：應滿足過濾材料強度與系數(shù)要求。表9-6 濾油器過濾精度的選擇系統(tǒng)過濾精度(m)元件過濾精度(m)低壓系統(tǒng)100150滑閥1/3最小間隙70105Pa系統(tǒng)50節(jié)流孔1/7孔徑(孔徑小于1.8mm)100

24、105Pa系統(tǒng)25流量控制閥2.530140105Pa系統(tǒng)1015安全閥溢流閥1525電液伺服系統(tǒng)5高精度伺服系統(tǒng)2.5第四節(jié) 液壓系統(tǒng)性能的驗算為了判斷液壓系統(tǒng)的設計質(zhì)量，需要對系統(tǒng)的壓力損失、發(fā)熱溫升、效率和系統(tǒng)的動態(tài)特性等進行驗算。由于液壓系統(tǒng)的驗算較復雜，只能采用一些簡化公式近似地驗算某些性能指標，如果設計中有經(jīng)過生產(chǎn)實踐考驗的同類型系統(tǒng)供參考或有較可靠的實驗結(jié)果可以采用時，可以不進行驗算。一、管路系統(tǒng)壓力損失的驗算當液壓元件規(guī)格型號和管道尺寸確定之后，就可以較準確的計算系統(tǒng)的壓力損失，壓力損失包括：油液流經(jīng)管道的沿程壓力損失pL、局部壓力損失pc和流經(jīng)閥類元件的壓力損失pV，即： p

25、=pL+pc+pV (9-26)計算沿程壓力損失時，如果管中為層流流動，可按下經(jīng)驗公式計算： pL=4.3VqL106/d4(Pa) (9-27)式中：q為通過管道的流量(m3/s)；L為管道長度(m)；d為管道內(nèi)徑(mm)；為油液的運動粘度(m2)。局部壓力損失可按下式估算： pc=(0.050.15)pL (9-28)閥類元件的pV值可按下式近似計算： pV=pn（qV/qVn）2(Pa) (9-29)式中：qVn為閥的額定流量(m3/s)；qV為通過閥的實際流量(m3/s)；pn為閥的額定壓力損失(Pa)。計算系統(tǒng)壓力損失的目的，是為了正確確定系統(tǒng)的調(diào)整壓力和分析系統(tǒng)設計的好壞。系統(tǒng)的調(diào)

26、整壓力：p0p1+p (9-30)式中：p0為液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力；p1為執(zhí)行件的工作壓力。如果計算出來的p比在初選系統(tǒng)工作壓力時粗略選定的壓力損失大得多，應該重新調(diào)整有關元件、輔件的規(guī)格，重新確定管道尺寸。二、系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算系統(tǒng)發(fā)熱來源于系統(tǒng)內(nèi)部的能量損失，如液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失、溢流閥的溢流損失、液壓閥及管道的壓力損失等。這些能量損失轉(zhuǎn)換為熱能，使油液溫度升高。油液的溫升使粘度下降，泄漏增加，同時，使油分子裂化或聚合，產(chǎn)生樹脂狀物質(zhì)，堵塞液壓元件小孔，影響系統(tǒng)正常工作，因此必須使系統(tǒng)中油溫保持在允許范圍內(nèi)。一般機床液壓系統(tǒng)正常工作油溫為3050；礦山機械正常工作油溫5

27、070；最高允許油溫為7090。1.系統(tǒng)發(fā)熱功率P的計算PPB(1-) (W) (9-31)式中：PB為液壓泵的輸入功率(W)；為液壓泵的總效率。若一個工作循環(huán)中有幾個工序，則可根據(jù)各個工序的發(fā)熱量，求出系統(tǒng)單位時間的平均發(fā)熱量：P=（w） (9-32)式中：T為工作循環(huán)周期(s)；ti為第i個工序的工作時間(s)；Pi為循環(huán)中第i個工序的輸入功率(W)。2.系統(tǒng)的散熱和溫升系統(tǒng)的散熱量可按下式計算：P= (W) (9-33)式中：Kj為散熱系數(shù)(W/m2)，當周圍通風很差時，K89；周圍通風良好時，K15；用風扇冷卻時，K23；用循環(huán)水強制冷卻時的冷卻器表面K110175；Aj為散熱面積(m

28、2)，當油箱長、寬、高比例為111或123，油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似看成A0.065(m2)，式中V為油箱體積(L)；t為液壓系統(tǒng)的溫升()，即液壓系統(tǒng)比周圍環(huán)境溫度的升高值；j為散熱面積的次序號。當液壓系統(tǒng)工作一段時間后，達到熱平衡狀態(tài)，則：PP所以液壓系統(tǒng)的溫升為： t=() (9-34)計算所得的溫升t，加上環(huán)境溫度，不應超過油液的最高允許溫度。當系統(tǒng)允許的溫升確定后，也能利用上述公式來計算油箱的容量。三、系統(tǒng)效率驗算液壓系統(tǒng)的效率是由液壓泵、執(zhí)行元件和液壓回路效率來確定的。液壓回路效率c一般可用下式計算：c= (9-35)式中：p1，q1；p2，q2；為每個執(zhí)行元

29、件的工作壓力和流量；pB1，qB1；pB2，qB2為每個液壓泵的供油壓力和流量。液壓系統(tǒng)總效率：BCm (9-36)式中：B為液壓泵總效率；m為執(zhí)行元件總效率；C為回路效率。第五節(jié) 繪制正式工作圖和編寫技術文件經(jīng)過對液壓系統(tǒng)性能的驗算和必要的修改之后，便可繪制正式工作圖，它包括繪制液壓系統(tǒng)原理圖、系統(tǒng)管路裝配圖和各種非標準元件設計圖。正式液壓系統(tǒng)原理圖上要標明各液壓元件的型號規(guī)格。對于自動化程度較高的機床，還應包括運動部件的運動循環(huán)圖和電磁鐵、壓力繼電器的工作狀態(tài)。管道裝配圖是正式施工圖，各種液壓部件和元件在機器中的位置、固定方式、尺寸等應表示清楚。自行設計的非標準件，應繪出裝配圖和零件圖。編

30、寫的技術文件包括設計計算書，使用維護說明書，專用件、通用件、標準件、外購件明細表，以及試驗大綱等。第六節(jié) 液壓系統(tǒng)設計計算舉例某廠汽缸加工自動線上要求設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床，機床有主軸16根，鉆14個13.9mm的孔，2個8.5mm的孔，要求的工作循環(huán)是：快速接近工件，然后以工作速度鉆孔，加工完畢后快速退回原始位置，最后自動停止；工件材料：鑄鐵，硬度HB為240；假設運動部件重G9800N；快進快退速度v10.1m/s；動力滑臺采用平導軌，靜、動摩擦因數(shù)s=0.2，d=0.1；往復運動的加速、減速時間為0.2s；快進行程L1=100mm；工進行程L2=50mm。試設計計算其液壓系統(tǒng)。

31、一、作Ft與vt圖1.計算切削阻力鉆鑄鐵孔時，其軸向切削阻力可用以下公式計算：Fc=25.5DS0.8硬度0.6 (N)式中：D為鉆頭直徑(mm)；S為每轉(zhuǎn)進給量(mm/r)。選擇切削用量：鉆13.9mm孔時，主軸轉(zhuǎn)速n1360r/min，每轉(zhuǎn)進給量S1=0.147mm/r；鉆8.5mm孔時，主軸轉(zhuǎn)速n2550r/min，每轉(zhuǎn)進給量S2=0.096mm/r。則Fc=1425.5D1S0.81硬度0.6+225.5D2S0.82硬度0.6=1425.513.90.1470.82400.6+225.58.50.0960.82400.6=30500(N)2.計算摩擦阻力靜摩擦阻力：Fs=fsG=0.

32、29800=1960N動摩擦阻力：Fd=fdG=0.19800=980N3.計算慣性阻力4.計算工進速度工進速度可按加工13.9的切削用量計算，即：v2=n1S1=360/600.147=0.88mm/s=0.8810-3m/s5.根據(jù)以上分析計算各工況負載如表9-7所示。表9-7 液壓缸負載的計算工 況計算公式液壓缸負載F/N液壓缸驅(qū)動力F0/N啟 動F=faG19602180加 速F=fdG+G/gv/t14801650快 進F=fdG9801090工 進F=Fc+fdG3148035000反向啟動F=fsG19602180加 速F=fdG+G/gv/14801650快 退F=fdG980

33、1090制 動F=fdG-G/gv/t480532其中，取液壓缸機械效率cm=0.9。6.計算快進、工進時間和快退時間快進： t1=L1/v1=10010-3/0.1=1s工進： t2=L2/v2=5010-3/0.8810-3=56.6s快退： t3=(L1+L2)/v1= (100+50)10-3/0.1=1.5s7.根據(jù)上述數(shù)據(jù)繪液壓缸Ft與vt圖見圖9-5。圖9-5 Ft與vt圖二、確定液壓系統(tǒng)參數(shù)1.初選液壓缸工作壓力由工況分析中可知，工進階段的負載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負載力計算，根據(jù)液壓缸與負載的關系，選p1=40105Pa。本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發(fā)生前沖

34、現(xiàn)象，液壓缸回油腔應有背壓，設背壓p2=6105Pa，為使快進快退速度相等，選用A1=2A2差動油缸，假定快進、快退的回油壓力損失為p=7105Pa。2.計算液壓缸尺寸由式(p1A1-p2A2)cm=F得：液壓缸直徑：D=取標準直徑：D110 mm 因為A1=2A2，所以d=80mm則液壓缸有效面積：A1=D2/4=112/4=95cm2A2=/4 (D2-d2)=/4 (112-82)=47cm23.計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率液壓缸工作循環(huán)各階段壓力、流量和功率計算表。表9-8 液壓缸工作循環(huán)各階段壓力、流量和功率計算表工況計算公式F0/nP2/paP1/paQ/(10-3m3/s)P/kw快進啟動P1=F0/A+p22180P2=04.6*1050.5加速Q(mào)=av11650P2=7x10510.5*105快進P=10-3p1q10909x1050.5工進p1=F0/a1+p2/2q=A1V1p=10-3p1q3500P2=6x10540x1050.83x1050.033快退反向啟動P1=F0/a1+2p22180P2=04.6