液压系统设计实例

试设计一台立式板料折弯机液压系统，其滑块（压头）的上下运动都采用液压传动，要求通过电液控制实现的工作循环为快速下降→慢速加载→快速回程（上升）。

最大折弯力Fmax＝106N，滑块重力G＝15 000N。

快速下降的速度v1＝23mm/s，慢速加压（折弯）的速度v2＝12mm/s，快速上升的速度v3＝53mm/s。

快速下降行程L1＝180mm，慢速加压（折弯）的行程L2＝20mm，快速上升的回行程L3＝200mm；启动、制动时间Δt＝0．2s。

要求用液压方式平衡滑块质量，以防自重下滑，滑块导轨之间的摩擦力可忽略不计。

1．计算分析负载和运动

折弯机滑块做上下直线往复运动，且行程较小（只有200mm），故可选单杆液压缸（取缸的机械效率ηcm＝0．91），折弯机各工况情况如表9－17所示。

表9－17 折弯机各工况情况

根据技术要求和已知参数对液压缸各工况外负载进行计算，结果如表9－18所示。

表9－18 液压缸外负载力分析计算结果

2．绘制工况图

利用以上数据，并在负载和速度过渡段做粗略的线性处理后，便得到如图9－4所示的折弯机液压缸负载循环图和速度循环图。

3．计算确定液压缸参数

根据表9－3预选液压缸的设计压力p1＝24MPa。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到液压缸下行时，滑块自重采用液压式平衡，则可计算出液压缸无杆腔的有效面积。

液压缸无杆腔的有效面积为

图9－4 折弯机液压缸的工况图

液压缸内径为

按GB/T 2348—1993的要求，取标准值D＝250mm＝25cm。

根据快速下行和快速上升的速度比确定活塞杆直径d，即

d＝0．751D＝（0．751×250）mm＝187．75mm，取标准值d＝180mm。

液压缸的实际有效面积为

液压缸在工作循环中各阶段的压力和流量计算如表9－19所示。

表9－19 液压缸工作循环中各阶段的压力和流量

循环中各阶段的功率计算如下（可略）。

快进（启动）阶段：

P1＝p1q1＝3 942×1 128．43×10－6W＝4．45W＝0．004k W

快进（匀速）阶段：

P′1＝0

工进（加载一）阶段：

P2＝p2q2＝1．12×106×588．75×10－6W＝659．4W＝0．659k W

工进（加载二）在行程只有5mm，持续时间仅t3＝0．417s，压力和流量的变化情况较复杂，为此做如下处理。

压力由1．12MPa增至22．4MPa，其变化规律可近似用一线性函数p（t）表示，即

流量由588．75cm3/s减小为零，其变化规律可近似用一线性函数q（t）表示，即

式（9－1）、式（9－2）中，t为终压阶段持续时间，取值范围为0～0．417s。

从而得此阶段功率方程

这是一个开口向下的抛物线方程，令＝0，可求得极值点t＝0．197s以及此处的最大功率值为

而t＝0．197s处的压力和流量可由式（9－1）和式（9－2）算得，即

P＝（1．12＋51．03×0．197）MPa＝11．17MPa

快速度回程阶段可分为启动、恒速和制动三部分。

启动有

P4＝p4q4＝0．71×106×1 252．3×10－6W＝889W＝0．889kW

恒速有

P5＝p5q5＝0．69×106×1 252．3×10－6W＝864W＝0．864kW

制动有

P6＝p6q6＝0．67×106×1 252．3×10－6W＝839W＝0．839kW

根据以上分析与计算数据可绘出液压缸的工况图（压力、流量、功率曲线）。

4．绘制拟定液压系统图

考虑到折弯机工作时所需功率较大，故采用容积调速方式。

为满足速度的有级变化，采用压力补偿变量液压泵供油，即在快速下降时，液压泵以全流量供油，当转换成慢速加压折弯时，泵的流量减小，在最后5mm内，使泵流量减到零。当液压缸反向回程时，泵恢复到全流量供油。

液压缸的运动方向采用三位四通M型电液换向阀控制，停机时换向阀处于中位，使液压泵卸荷。

为防止压头在下降过程中由于自重而出现速度失控现象，在液压缸有杆腔回油路上设置一个内控单向顺序阀。

本机采用行程控制，利用行程开关来切换电液换向阀，以实现自动循环。

故拟定的折弯机液压系统原理图如图9－5所示。

图9－5 折弯机液压系统原理图

1—变量泵；2—溢流阀；3—压力表及其开关；4—单向阀；

5—三位四通电液换向阀；6—单向顺序阀；7—液压缸；8—过滤器；9—油箱

5．选择液压元辅件、电动机

由液压缸的工况图，可以看到液压缸的最高工作压力出现在加压折弯阶段结束时，p1＝22．4MPa。此时缸的输入流量极小，且进油路元件较小，故泵至缸的进油路压力损失估取为Δp＝0．5MPa。所以，泵的最高工作压力pp＝（22．4＋0．5）MPa＝22．9MPa

1）液压泵

液压泵的最大供油流量qp按液压缸的最大输入流量（75．138L/min）进行估算。取泄漏系数K＝1．1，则qp＝1．1×75．138L/min＝82．65L/min。

根据以上计算结果查阅手册或产品样本，选用规格相近的选取63YCY14－1B压力补偿变量型斜盘式轴向柱塞泵，其额定压力32MPa，排量为63m L/r，额定转速1 500r/min。

最大功率出现在终压阶段t＝0．197s时，可算得此时液压泵的最大理论功率为

Pt＝（p＋Δp）Kq＝（11．17＋0．5）×1．1×341．67W＝4 386．018W＝4．386kW

2）电动机

取泵的总效率为ηp＝0．85，则液压泵的实际功率即所需电机功率为

查有关手册，选用规格相近的Y132S－4型封闭式三相异步电动机，其额定功率5．5kW，额定转速为1 440r/min。

按所选电动机转速和液压泵的排量，液压泵的最大理论流量为qt＝nV＝1 440×63＝90．72L/min，大于计算所需流量82．65L/min，满足使用要求。

3）液压阀

根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，容易选择系统的其他液压元件，一并列入表9－20。其他元件的选择及液压系统性能计算此处从略。

表9－20 折弯机液压系统液压元件型号规格

4）油管

各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。液压泵选定之后，由于液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表9－21所示。

表9－21 液压缸的进、出流量

由表9－21可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际速度符合设计要求。

根据表9－21中的数值，按推荐液在压油管的流速v＝5m/s，所以与液压缸无杆腔相连的油管内径分别为

这两根油管都按GB/T 2351—2005选用内径φ25mm、外径φ32mm的冷拔无缝钢管。

5）油箱

油箱容积估算，取经验数据ζ＝11，故其容积为

V＝ζqp＝11×82．65L＝909．15L

按JB/T 7938—2010规定，取最靠近的标准值V＝1 000L。

6．计验算验算液压系统性能（压力、温升）

1）验算系统压力损失，并确定压力阀的调整值

由于系统的管路布局尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失。

（1）快进 快进时，进油路上油液通过单向阀4的流量是67L/min，通过电液换向阀5的流量是67L/min，因此进油路上的总压降为

此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。

回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过三位四通换向阀的流量是32．3L/min，然后流回油箱，由此便得出有杆腔压力与无杆腔压力之差为

（2）工进 工进时，油液在进油路上通过电液换向阀5的流量是35．325L/min。进油路上的总压降为

故溢流阀2的调压pp1A应为

pp1A＞p1＋∑Δp1＝（22．4＋0．024）MPa＝22．424MPa

（3）快退 快退时，油液在进油路上通过单向阀4，换向阀5和单向阀6的流量为86．65L/min。油液在回油路上通过换向阀5的流量是171．62L/min，因此进油路上的总压降为

此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降为

此值较小，不必重算，快退时液压泵的工作压力pp应为

pp＝p1＋Δp V1＝（0．71＋0．289）MPa＝0．999MPa

溢流阀的调整压力定大于此压力。

2）验算油温

工进时，液压缸的有效功率为

Pe＝Fv＝5×104×12×10－3W＝600W

液压缸的总输入功率为

液压系统的发热功率为

Δp＝pp－pe＝（775．76－600）W＝176W

可算出油箱的散热面积为

查得油箱的散热系数为

K＝9W/（m2·℃）

查得油箱的散热系数为，求出油液温升为

此温升值没有超出允许范围，故该液压系统不必设置冷却器。