液压传动系统设计与计算

2024-05-10

液压传动系统设计与计算（共6篇）

篇1：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。

根据液压系统的具体内容，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、总体布局以及对液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，由此对运动规律进行分析。

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、泄压慢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，且加速度的数值相等;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=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)

式中：Fc为切削阻力;Ff为摩擦阻力;Fi为惯性阻力;FG为重力;Fm为密封阻力;Fb为排油阻力。

图9-3导轨形式

①切削阻力Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，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Ff：

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

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。

根据液压系统的具体内容，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、总体布局以及对液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

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，由此对运动规律进行分析。

1.位移循环图L—t

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

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=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)

式中：Fc为切削阻力;Ff为摩擦阻力;Fi为惯性阻力;FG为重力;Fm为密封阻力;Fb为排油阻力。

图9-3导轨形式

②摩擦阻力Ff：

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： Ff=f∑Fn (9-2)

V形导轨： Ff=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Fi。惯性阻力Fi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

导轨类型

导轨材料运动状态摩擦因数(f)滑动导轨铸铁对铸铁启动时低速(v<0.16m/s) 高速(v>0.16m/s)0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08滚动导轨铸铁对滚柱(珠) 淬火钢导轨对滚柱(珠)0.005～0.020.003～0.006静压导轨铸铁0.005

式中：m为运动部件的质量(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FG：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(ηm=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Fb：排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳定性、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、减速制动等几个阶段，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ηm=0.9计算)、重力和惯性力等项，即：

F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5)

②快速阶段： F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6)③工进阶段： F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7)④减速： F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (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，则只需计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=Me+Mf+Mi (9-9)

(1)工作负载力矩Me。工作负载力矩可能是定值，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Mf。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：

Mf=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Mi。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：

Mi=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为回转部件的飞轮效应(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

负载/N

<5000500～1000010000～020000～3000030000～50000>50000工作压力/MPa≤0.8～11.5～22.5～33～44～5>5

表9-3 按机械类型选执行文件的工作压力

机械类型

机床农业机械工程机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPaa≤23～5≤88～1010～1620～32

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

液压缸的最大流量： qmax=A·vmax (m3/s) (9-12)

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

液压缸的最小流量： qmin=A·vmin(m3/s) (9-13)

式中：vmin为液压缸的最小速度。

液压缸的最小流量qmin，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qmin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：

vm=6.28T/Δpmηmin(m3/r) (9-14)

式中：T为液压马达的负载力矩(N·m);Δpm为液压马达进出口压力差(N/m3);ηmin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：

qmax=vm·nmax(m3/s)

式中：vm为液压马达排量(m3/r);nmax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，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即

pB=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、管路沿程损失等，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(Δpn)

阀名

Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)单向阀0.3～0.5背压阀3～8行程阀1.5～2转阀1.5～2换向阀1.5～3节流阀2～3顺序阀1.5～3调速阀3～5

(2)确定液压泵的流量qB。泵的流量qB根据执行元件动作循环所需最大流量qmax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

qB≥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：

qB≥K(A1-A2)vmax(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);vmax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

qB=ViK/Ti (9-18)

式中：Vi为液压缸在工作周期中的总耗油量(m3);Ti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pB和流量qB，查液压元件产品样本，选择与PB和qB相当的液压泵的规格型号。

上面所计算的最大压力pB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pB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=pBqB/103ηB (kW) (9-19)

式中：pB为液压泵的最大工作压力(N/m2);qB为液压泵的流量(m3/s);ηB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

液压泵类型

齿轮泵

螺杆泵

叶片泵

柱塞泵

总效率

0.6～0.7

0.65～0.80

0.60～0.75

0.80～0.85

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，…，tn为一个工作循环中各阶段所需的时间(s);P1，P2，…，Pn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=ΣAiLiK-qBt(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;qB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=ΣAiLiK(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6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配;黄铜管承受压力较高，达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，承压能力为2.5～8MPa，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2.5～5(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〕=σb/n;σb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

系统

过滤精度(μm)元件过滤精度(μm)低压系统100～150滑阀1/3最小间隙70×105Pa系统50节流孔1/7孔径(孔径小于1.8mm)100×105Pa系统25流量控制阀2.5～30140×105Pa系统10～15安全阀溢流阀15～25电液伺服系统5高精度伺服系统2.5

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、管路系统压力损失的验算

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ΔpL、局部压力损失Δpc和流经阀类元件的压力损失ΔpV，即：

Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV (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：

ΔpL=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：

Δpc=(0.05～0.15)ΔpL (9-28)

阀类元件的ΔpV值可按下式近似计算：

ΔpV=Δpn(qV/qVn)2(Pa) (9-29)

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

计算系统压力损失的目的，是为了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为液压泵的工作压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，影响系统正常工作，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=PB(1-η) (W) (9-31)

式中：PB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);ti为第i个工序的工作时间(s);Pi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：Kj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;Aj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温度的升高值;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ηc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;pB1，qB1;pB2，qB2为每个液压泵的供油压力和流量。

液压系统总效率：η=ηBηCηm (9-36)

式中：ηB为液压泵总效率;ηm为执行元件总效率;ηC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。

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、尺寸等应表示清楚。

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;动力滑台采用平导轨，静、动摩擦因数μs=0.2，μd=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：

Fc=25.5DS0.8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

Fc=14×25.5D1S0.81硬度0.6+2×25.5D2S0.82硬度0.6=

14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.8×2400.6=30500(N)

2.计算摩擦阻力

静摩擦阻力：Fs=fsG=0.2×9800=1960N

动摩擦阻力：Fd=fdG=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ηcm=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)ηcm=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

工况

计算公式F0/nP2/paP1/paQ/(10-3m3/s)P/kw快进启动P1=F0/A+p22180P2=04.6*1050.5加速Q=av11650P2=7x10510.5*105快进P=10-3p1q10909x1050.5工进p1=F0/a1+p2/2q=A1V1p=10-3p1q3500P2=6x10540x1050.83x1050.033快退反向启动P1=F0/a1+2p22180P2=04.6x105加速165017.5x105快退Q=A2V21090P2=7*10516.4x1050.50.8制动P=10-3p1q53215.2x105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qmax/qmin=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pB=(40+8+5)×105=53×105Pa

这是高压小流量泵的工作压力。

由图9-7可知液压缸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：

pB=(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： qB=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：

式中：ηB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。

篇2：液压传动系统设计与计算

液压机根据不同标准可以划分为以下类型：以机架结构为依据，可以分为组合、整体框架式以及单臂式；以用途与功能为标准，可以划分为冲压、专用、锻造及打包液压机；根据工作介质可以分为水压机与油压机。液压机对工件的压力加工主要是借助滑块实现的，常为油缸驱动滑块或者固定于滑块上的模具。对于框架式液压机而言，其滑块基本均与主缸活塞杆刚性连接，设计其四角过程中安装了可调节滑块导轨，从运动学视角来看，滑块与活塞杆受油缸、导轨面影响，仅可沿着导轨长度进行活动。一般情况下，油缸固定在上横梁上，活塞、油缸孔因精准配合，因此难以调节。实践中，导轨调整范围应满足补偿累积误差对精度的影响，在此情况下，滑块下平面对工作态度的不平行度级滑块运动方向上对工作台的不垂直度等精度，均要符合主机精度规定。从导轨受力视角而言，在机架受力变形后，导轨面可承受相应的水平力，同时因偏心载荷影响下出现的水平位移，其也应承受随之出现的附加水平力。为了满足上述要求，滑块导轨面应拥有一定的长度与宽度，以此确保导轨面上的比压值处于合理范围。经调查发现，液压机处于精冲、冷挤压或大台面薄板冲压情况下，为了确保导向精度，提高抗偏载能力，需要采取相应的措施，具体如下：第一，滑块导向尺寸加长，普通滑块导向的长度及跨度比例范围在0.3～0.6之间，实践中大多数液压机保持着1.2～2.0的比值，因导向面明显加长，提高了导向精度，减少了偏心载荷情况下的导轨面挤压应力，随之延长了液压机滑块使用时间，此方法可用于大吨位、小台面液压机，效果显著；第二，滑块导向尺寸加宽，上述方法的适应范围小，如果液压机为大台面，因其跨度过大，如果仅依赖滑块导向尺寸增加，则难以满足实际需求，并且要使其更为笨重。为了解决此问题，经学者研究，提出了加宽方法，以此保证了导向及偏心载荷情况下的精度。在对导轨进行结构设计过程中，应关注两个问题：第一，导轨材料选取是否合理；第二，润滑问题。此外，为了进一步增强导轨耐磨性能，使其维修更加简便，可在滑块导轨上设计黄铜垫板或者胶木板，同时导轨应使用45钢进行制造，并且在设计时要关注工艺中热变形所造成的影响，观察导轨间隙。导轨结构图具体分为以下五种：第一种为四角八面推拉式，其优势显著，如简单的结构、便捷的调整、较小的机型等，但也存在不足，分别为较差的滑块精度保持性、偏低的抗偏心载荷能力；第二种为四角八面斜楔式，其优势为便于调整，具有良好的精度保持性以及较高的抗偏心轴载荷能力，但缺点为结构过于复杂，并且整机外形偏大，此形式进可用于大台面、大吨位的液压机，并且其应对抗偏心载荷能力有着较高的要求；第三种为四角八面推拉式结合四角八面斜楔式，它综合了两种形式的优点，对各自的不足有所弥补；第四种为四角八面单面可调式，其优势为紧凑的结构、便捷的调整及较小的机型，但缺点为对加工精度有着较高的要求，特别是立柱；第五种为X型，其主要适用于压制工件需要加热的液压机，因实践中滑块受多重因素的影响，如模具热传导、辐射热等，其会在辐射方向发生膨胀变形，而利用X型导轨后，避免了热变形，防止了导轨间隙，并会产生内应力，但此形式抗偏细载荷能力不足，同时从加工工艺角度来看也不够理性。

2液压机滑块的结构设计及其计算

2.1结构优化设计

结构优化设计主要是根据既有的设计参数，利用适合的优化方法求解出符合全部约束条件的设计变量，并使目标函数取最小或最大值。常见的优化方法有三种，分别为：第一，拓扑优化，主要是在已知的设计区域内，给定边界、外载荷等条件，以此了解结构的最优材料分布；第二，尺寸优化，主要是在已知的结构类型前提下，调整设计区域结构构件的尺寸，以便于获得最适合的尺寸；第三，性状优化，主要是在已知的结构类型条件下，调整设计区域的边界及性状，从而了解最佳的边界及性状。近些年，结构优化问题得到了学者的高度关注，但关于液压机滑块的结构设计及计算研究较少，本研究以YQK-1250框架式液压机为例，展开了深入探讨。现阶段，我国的框架式液压机主要为拉杆预紧式，因此有关研究中均以此类液压机为研究对象，本文选取的液压机选用了楔块作为预紧方式，与其他液压机相比，其优势显著，如机装简便、受力科学等。具体的工作流程如下：工作压力来自于三个工作缸，通过液压缸传递压力，并运动至滑块；压边力源于压边缸，通常压边缸固定在工作台上。在此情况下，上模与下模经合拢，在上下压边力的双重支持下，实现了单向拉伸。在使用液压机时，应充分认识其机身动态性能，还应了解其滑块的动态性能，主要是因滑块直接连接着液压缸及机身，二者连接刚度不牢固。液压机的成型精度及效率等均受滑块影响，如滑块既有的振动频率及振型等，因此对液压机滑块展开结构优化设计及计算是必要的。

2.2滑块有限元分析

多于众多问题而言，如果采用传统的解析法求解，因假设过多而影响结果精度。在现今技术支持下，特别是计算机技术，随之出现了有限元法，其应用日渐广泛与普遍，将其用于各类问题中，获得了近似解，其思想为化整为零、积零为整，对连续求解区域进行离散，使其成为有限个单元的组合体，再构建各单元有关的关系式，经组合以便于处理相应的场问题。有限元分析法常用于非线性分析以及较为复杂问题的求解，其具备丰富的功能，如动态、位移、热传导及准静态等分析，在机械、航空、汽车、化工等领域均扮演着重要的角色，得到了广大学者及科研工作者的认可与青睐。实际应用中主要是使用专门的三维造型软件，对结构展开三维建模，通过有限元软件及三维造型软件间的接口，在有限元软件中导入三维实体，同时划分网格、添加载荷及边界条件等，此后将获得结构应变力变位移云图，结合模拟结构，可对研究对象进行结构优化。关于滑块的有限元分析：第一步便是构建滑块有限元模型，研究中可采用不同的方法进行构造，如：三维CAD软件，建立滑块三维模型，将其导入到ANSYS，建立数值模型，在建模过程中应尽可能地满足滑块的力学特征。有限元分析中最为关键的环节便是网格划分，其中网格的类型、数量等均对计算成本、精度等有着直接的影响，在对滑块结构进行网格划分过程中，结合有限元的特点，可随意选取大小、粗细的网格，但实践中应充分关注两个因素，分别为计算成本与计算精度，以此保证网格划分的合理性与有效性。此外在划分时应遵循以下原则：第一，对结构特征进行简化时要确保其符合基本的运算精度；第二，建立的数学模型应具备针对性，不仅要具有较高的精度，还应拥有较低的成本；第三，选用的网格单元类型应合理，避免出现结构受力处于失真状态。滑块的网格类型可以选用四面体单元C3D4，对网络尺寸进行细化处理，为了提高网格质量，应对其进行全面检查与进一步优化。边界条件的施加情况如下：密度为7.88E3（kg/m3）、弹性模量为208GPa，屈服极限为236MPa，强度极限为426MPa，泊松比为0.29。对于滑块而言，其运动时受液压缸影响，同时其固定点处于滑块和液压缸相连处，因此在分析时需要利用6个自由度对滑块与液压缸进行约束。如图1所示：第二步，分析模态结果，在分析滑块模态过程中采用兰索斯法，经分析后，提取前八阶的既有频率与振型，具体的指标如下：第一阶到第八阶的固有频率分别为35.43Hz、36.43Hz、64.35Hz、114.32Hz、124.34Hz、130.42Hz、158.64Hz、312.45Hz，通过对振型的读取可知，前三阶振型可有效呈现滑块的动态特征，因此对三者给予了重点研究。经模态分析证实，第一阶振型围绕Z中心轴进行旋转，该振型直接决定了滑块的导向性，增加了滑块与导柱间的接触力，随之影响了滑块导向机构的使用时间；第二阶振型围绕Y中心轴进行扭转，此振型直接影响着主缸及侧缸活塞杆，当其水平一致性变化后，三个液压缸便会出现歪斜问题；第三阶振型围绕X中心轴进行扭转，此振型直接影响着工作台上的平面及滑块下的平面，使其平行度发生了改变，同时也对滑块和立柱间的垂直度造成了一定影响。在此情况下，如果未能给予合理优化与改进，加工精度将降低、模具使用时间缩短。

2.3优化算法

优化的对象主要有三个，分别为：第一，设计变量，其具有一定的独立性，又称自变量，通常每个自变量均有着上限值与下限值，并对值的变化范围进行了定义，最多情况下，自变量可有60个，其可同时处在ANSYS程序中，经优化后被设定，状态变量，其为设计变量的函数，具有约束作用，通常其最多可达到100个，经程序优化后被设定；第二，目标函数，其为设计变量的函数，如果设计变量值发生改变，则目标函数值也会随之改变，通常在程序优化中仅有一个目标函数被设定；第三，分析文件，其为命令流出文件，其处于整个分析过程中，体现在前处理、求解及后处理等各个方面。优化算法，在ANSYS中创建不同的优化算法：一种为零阶逼近法，又称为零阶法；另一种为一阶法。第一种方法中涉及两个关键涵义：其为目标函数与状态变量的逼近方法；其使约束问题转变成了非约束问题。第二种方法与上述方法一致，二者均是向目标函数增加惩罚函数后，实现了约束与否问题的转换。该方法可使用因变量对设计变量的偏导数，在重复过程中，梯度计算搜索方向受最大斜度法及梯度计算法影响，此外非约束问题可借助直线搜索法使其达到最小化，利用一系列的子迭代，构成了每次迭代过程，同时其中也涵盖了搜索方向以及梯度计算。与第一种方法相比，后者的缺点明显，即计算量多大，但经严格计算后可获得精准的结果，少数情况下，精准的结果未必表示获得了最佳解。具体的优化流程如下：在ANSYS中展开优化设计，优化计算时，对设计变量与状态变量等设置约束条件，同时设置相应的目标函数、循环控制模型以及最优化方法等，此后结合假设条件构造目标函数，在此情况下便实现了问题的转换，即：由约束优化问题转变为非约束优化问题，再给予迭代计算。在搜索时以约束空间内的某一方向实施，随之会出现一系列的解；根据某一法则，提出新的设计变量，此后再进行新一轮迭代计算。当条件未能符合预先设定的值，则要继续迭代计算，而如果条件符合设定值，则结束计算，并输出结果。

2.4滑块质量优化

液压机滑块作为重要的组成部分，因频繁使用，其受损频率较高，同时其作为滑动部件及受力部分，应对其质量进行积极的优化与改进。由于设计初期便确定了液压机整体数据，因此设计过程中将已知的滑块数据视为变量。经分析证实，滑块质量改变主要受板位置及其厚度的影响，而其也受滑块力学性能及动态性能影响。关于滑块的数学模型，第一，目标函数，其作为滑块质量的最小值minM（x1，x2......xn），因质量受体积、密度决定，即)......,(min)......,(min2121nnxMx×=ρxxxVx，因此在体积处于最小值的情况下，目标质量为最小值，在此情况下，优化时仅关注最小体积即可；第二，设计变量，因滑块质量最小值与其厚度、长度、密度等有关，因此在设计数学模型的过程中，设计变量应选取滑块内部各筋板的厚度，将各号筋板的厚度视为设计变量，初始值均为30、下限值均为20、上限值均为65；第三，状态变量，其为设计变量函数，又称因变量，对于任何液压机而言，其构造确定均应满足结构设计基本要求，即复合材料强度、刚度等需求，状态变量应选取滑块的最大应变及最大应力，结合常规横梁刚度可知，单位跨度挠度应低于0.2mm，滑块宽度经液压机既有参数可知，其为4.5m，在此基础上，滑块挠度应是0.9mm。经优化结果对比可知，滑块质量明显降低，下降幅度在1.5%左右，最大等效应力有所增加，与优化前对比，增长了约15.0%，同时整体应力分布较为均匀，此外Z方向的位移约5.0%。总之，经优化处理，液压机质量减少，侧面体现其应力与挠度增大。

3结语

综上所述，液压机滑块作为重要的部件，其结构设计情况直接影响着液压机的使用效果。本文介绍了液压机滑块的概况，重点探讨了其优化设计及计算，通过有限元分析法及ANSYS软件，构建了相应的模型，待优化后获得了最小质量，同时其位移、应力等分布也更加规律与均匀。

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篇3：全液压钻机液压系统的设计计算

1 拟定液压系统

在明确基本要求的基础上, 进行工况分析负载计算, 拟定总体工作原理图, 再对各回路执行元件进行计算及选型。初选本系统压力为20MPa。此系统是向多台液动机供油且要求机械尺寸较大的场合故宜选用开式系统。根据工作需要, 选用一四联油泵供油, 其功能:第一联泵用于驱动回转马达快速回转和进给液压缸快速运动及行走马达回转, 第二联泵用于驱动回转马达钻进转动, 第三联泵用于驱动液压缸工作运动, 第四联泵用于起落油缸、液压扳手、千斤顶、副卷扬马达、泡沫泵马达的驱动。各液动件的控制通过四联阀M2和七联阀M4以及两个三位四通阀来完成。根据总体设计思路该全液压钻机液压系统结构示意图如图所示:

2 方向控制阀的选择

(1) 方向阀M2采用四联多路换向阀。第一联泵出油口通过该阀。由于第一联泵驱动动力头马达和两个行走马达回转及进给液压缸运动, 故需要多回路换向阀为并联组合。可单独控制其中一个元件也可同时控制多个元件。该阀当所有阀杆处于中位时, 液压油通过常通油道返回油箱。 (2) 换向阀1采用三位四通阀, 第二联泵出油口通过该阀, 控制动力头马达工作回转也可与四联阀中的控制油路合流来实现动力头马达快速回转。阀杆处于中位时进出油口连通, 油泵卸荷。 (3) 换向阀3采用三位四通阀, 第三联泵出油口通过该阀, 其控制进给液压缸工作伸缩, 也可与四联阀中的控制油路合流实现进给液压缸快速伸缩。同时也可通过控制进给液压缸来实现主卷扬运动。阀杆处于中位进出油口连通, 油泵卸荷。 (4) 换向阀M4采用七联并路换向阀, 第四联泵出油口通过该阀, 控制前后四个千斤顶, 升降油缸, 副卷扬马达, 液压扳手油缸和泡沫泵马达的运行。

3 主要元件的设计计算及选择

3.1 回转液压马达选型

初步确定系统压力后, 选型时还应从满足最大外负载方面要求来考虑。本钻机液压系统所需工作压力为20MPa, 动力机构中选用一级减速器由双回转马达带动钻杆运动。钻杆所受最大负载力矩3450N.m。减速器传动比i=3.56每个马达所需力矩484.6 N.m。故选用伊顿齿轮马达2750型号:额定转速464r/min额定扭矩510N.m排量160ml/r。

3.2 进给液压缸设计

进给液压缸是通过推动或拉动动滑轮组牵引动力头在导轨上滑动来实现推进钻杆钻入或提升钻杆的运动。当和动滑轮组相连接的活塞杆行程为s时, 动力头的行程为2s。活塞杆伸长时, 动力头向上运动拔起钻杆, 无杆腔进油;当活塞杆缩短时, 动力头向下运动推进钻杆有杆腔进油。当进给液压缸快速进给时, 由第一、二联泵同时供油。液压缸慢速工作运动由第三联泵供油。

下面对缸体参数进行设计, 缸体外径D可按下列公式初步计算:

液压缸的负载为推力时:

液压缸的负载为拉力时:) , 式中F1、F2为液压缸使用的推力, 拉力φ为液压缸的负载率, 取0.5～0.7, η为液压缸的总效率, 取0.7～0.9, P为液压缸的供油压力, 即系统压力, d为活塞杆直径, 系统压力P=20MPa, φ取0.7, η取0.8, F1=40kN, F2=65kN, 经计算D=92.18mm, d=62.1mm。圆整成标准值:外径D=1 00 m m, 内径d=63m m。, 取0.=92.18mm径D=1大行程决压缸的壁值10mm。给液压马, 由于三个

液压缸长度由最大行程决定液压缸的长度L=2000mm。液压缸的壁厚:按中等壁厚计算缸筒壁厚, 取值10mm。

3.3 四联泵的选择

四联泵第一联泵给液压马达、行走马达、进给液压缸供油, 由于三个液动件不同时动作, 即使同时动作也不需要达到最大流量, 所以第一联泵额定流量以液压马达和行走马达中的最大流量来确定即可。行走马达选用GM04VA型液压马达其额定流量:104L/min, 回转马达工作时所需最大流量经计为:148L/min。故需按液压马达的流量来选型, 在此所选四联泵型为;CB-KpT80/80/63/10, 第一、二、三联泵额定压力:20MPa第四联泵额定压力为16MPa, 排量分别为:80ml/r、80ml/r、63ml/r, 10ml/r;额定转速:2000r/min, 容积效率取0.96, 其额定流量:153.6L/min所以额定流量大于液压马达的所需流量, 第一联泵能够满足要求。

动力头马达, 进给液压缸工作时需要稳定的动力为了不相互干扰故分别采取了独立的供油泵即四联泵的第二、三联泵, 经检验泵的流量满足各液动件工作条件要求。四联泵第四联泵, 经检验也能满足使用要求。

4 结语

该液压系统在设计中各参数设定及液压元件选型合理, 选用多路换向阀提高了原动机的能量利用率。全液压系统能自行收放钻架, 驱动整机移动, 提高了其灵活性, 便于局部区域连续作业, 降低了成本。

摘要：就目前国内外生产的水井钻机现状来看, 液压传动动力头式钻机是当前水井钻机发展的主要趋势。本文就全液压传动动力头式水井钻机的全液压系统进行了设计分析。

关键词：钻机,液压传动,多路换向阀,四联泵

参考文献

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[2]严国英.多功能全液压钻机液压系统设计[J].液压传动, 2005 (8) .

篇4：液压传动系统设计与计算

关键词：模拟电源控制系统液压系统

中图分类号：TP273文献标识码：A文章编号：1674-098X（2014）07（c）-0056-02

液压系统地面模拟试验是民用飞机研制过程中一项重要的试验项目，而模拟交流电源控制系统是在试验中用于模拟飞机发电机供电的地面试验设备，是液压系统地面模拟试验中不可或缺的设备。本文根据某型民用飞机液压系统地面模拟试验的要求，设计了一套液压系统地面模拟试验交流电源控制系统。

1 功能概述

试验模拟交流电源在民用飞机地面模拟试验中代替机上真实电源系统，为液压系统提供交流供电，具备过载、短路保护、参数显示和频率可调等功能，可在真实电源不具备的情况下，模拟飞机供配电系统的各种典型故障，且具有远程控制接口，可通过试验总控计算机进行现場远程控制。

液压系统地面模拟试验所需的试验模拟交流电源，主要由供电设备和交流电源控制系统组成。供配电设备包括2台115 V/200 V宽频交流电源，分别模拟飞机左、右发电机，2台交流电源由液压配电柜提供380 V的输入，见图1。交流电源控制系统作为模拟交流电源中的核心设备，它的主要功能如下：

（1）显示电流、电压和频率数值，可保存和数据回放；

（2）每一路供电通道都有状态指示；

（3）能直接控制供电通道通断和交流电源左、右的切换；

（4）能够对交流电源和供电通道进行本地和远程控制；

（5）整个控制回路的通断和切换响应时间可根据实际需要进行时间限制设定；

（6）具备模拟机上电源系统故障试验的能力，比如左或右发电机失效、单发电机模式、应急模式等；

（7）能够与上位机和左、右交流电源进行通讯。

2 交流电源控制系统设计

针对交流电源控制系统上述提出的主要功能，进行详细设计和研究。设计原理图见图2。

2.1 参数显示

左、右交流电源输入，可选用三相综合电能表，对电压、频率和电流进行直观的显示，方便对系统状态的了解。图2中，K1和D1实现对整个左供电通道的通道通断和安全保护的作用。

2.2 通道通断

对液压用户的需求进行区别，分需要控制通道通断和不需控制通道通道的两种。需要控制通道通断的用户，采用电子开关和断路器相结合的方式作为手动和自动控制策略，这样对于重要用户而言，可靠性大大提高。图2中，K3和D3分别为电子开关和断路器，在系统进行自动控制时，D3断开，由PLC控制模块发出指令，K3接受控制信号进行对通道的通断，在无需自动控制时，可关闭K3，或K3出现故障时，闭合D3手动进行通断。此外，每一个液压用户的输入端都按照自身特性配置断路器，以防电流过大等异常情况，对其进行保护。

2.3 通道切换

交流电源控制系统左、右电源供电通道的切换，通过在原有的设计上，再并联1个电子开关，连接到另外一路供电通道上。还以K3、D3为例，并联上K4电子开关，并接到交流电源（右）上，在液压用户需要从交流电源（左）向交流电源（右）进行切换时，由PLC控制模块发出指令，先断开K3，再接通K4即可。需要注意的一种特殊情况是，若K3、K4和D3同时开通，这样，两台交流电源就出现了并机现象，会烧毁电源及液压用户等设备。为了解决这种情况，需要在硬件和软件上进行设计，使得K3和K4互斥，D3则需要操作人员进行手动设置。

2.4 真实电源切换

液压用户需要接入真实电源时，也设计成手动和自动两种方式。以真实电源左为例，断开K1和D1，可用K2和D2对真实电源左供电进行通断控制。

2.5 本地控制和远程控制

本地控制选用PLC模块控制，在设计交流电源控制系统本地和远程控制时，需要设计本地和远程的优先级问题。这样可以避免本地和远程同时控制时所出现的逻辑混乱问题。至于优先级可以根据现场实际情况进行设定。

2.6 机上故障模拟

通过PLC控制模块对多组液压用户供电通道上的断路器和电子开关的组合通断和通道切换，考虑上延迟时间，就可以实现模拟机上电源系统故障试验，以左发电机失效为例，模拟流程是，D3断开，K1和D1通，K3通，此时，根据故障时间，定时断开K3，接通K4。需要考虑的时间有，飞机上左、右电源汇流条切换所需的时间，电子开关K3和K4切换所需的时间，这样就完成了一次左发电机失效的故障试验。右发电机失效可参照左发电机失效。

3 上位机软件设计

为达到软件的可移植性、可靠性和通用性，软件开发平台的选用至关重要，一个好的软件开发环境能够保证不同平台及操作系统之间的可移植性，降低开发难度。可采用C++Builder可视化集成开发工具，它具有一个专业C++开发环境所能提供的全部功能：快速、高效、灵活的编译器优化，逐步连接，CPU透视，命令行工具等。实现了可视化的编程环境和功能强大的编程语言的完美结合。

交流电源控制系统软件主要的工作流程如图3所示。

软件界面的设计需充分考虑人机优化工程，可以包括系统运行主界面，配置参数界面，通断功能界面、通道切换功能界面、故障模拟试验界面等。

4 结语

试验设备的研制是飞机研制过程中的重要环节。该文针对民用飞机液压系统地面模拟试验的需求，提出了模拟电源的总体方案，着重对交流电源控制系统提出了设计原理和软件设计流程，并将此应用于某型民用飞机液压系统地面模拟试验中，使得液压系统地面模拟试验能够很好的开展，满足了试验中液压用户对交流电源控制系统的要求。

参考文献