張勇斌

（鄭州鐵路技師學院 鄭州 450041）

液壓傳動在運行中可以實現(xiàn)大范圍的無級調(diào)速，調(diào)速范圍可達2000:1；傳遞運動均勻平穩(wěn)，易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁的換向；操作控制方便、省力，易于實現(xiàn)自動控制、中遠程距離控制、過載保護；元件標準化、系列化和通用化程度較高，且元件布置不受嚴格的空間位置限制；單位質(zhì)量輸出功率大，具有同等輸出功率下體積小、質(zhì)量小、運動慣性小和動態(tài)性能好等優(yōu)點。20世紀中期以后，液壓傳動在工業(yè)上被廣泛采用。尤其二戰(zhàn)后，液壓技術(shù)轉(zhuǎn)入民用工業(yè)，在機床、工程機械、冶金機械、塑料機械、農(nóng)林機械、汽車、船舶等行業(yè)得到了大幅度的應用和發(fā)展。如今，發(fā)達國家生產(chǎn)的95%的工程機械、90%的數(shù)控加工中心、95%以上的自動線都采用了液壓傳動。隨著液壓傳動的發(fā)展，國內(nèi)許多專家開始關(guān)注液壓系統(tǒng)的設計，于今[1]對800MN模鍛液壓機液壓系統(tǒng)進行了設計，推導了主驅(qū)動系統(tǒng)數(shù)學模型并對控制系統(tǒng)進行了仿真。司癸卯等[2]利用電液比例技術(shù)對運輸車吊裝機構(gòu)液壓系統(tǒng)進行設計計算和選型。王曄等[3]對150t液壓機液壓系統(tǒng)設計，王麗梅[4]對自動翻轉(zhuǎn)機液壓系統(tǒng)設計，王孝聰?shù)萚5]對汽車隔音墊成型機床液壓系統(tǒng)設計，萇曉兵等[6]對建筑模架頂升液壓系統(tǒng)設計和吳正佳等[7]對鋼管打捆機液壓系統(tǒng)設計，都采用了傳統(tǒng)的液壓設計方法，利用經(jīng)驗公式進行了參數(shù)計算和選型。綜合以上文獻對液壓系統(tǒng)的設計都忽略了性能的驗算，即通過不同工況下壓力損失計算，進而對泵、液壓缸和各種控制閥的參數(shù)或型號進行修正。并且很多沒有對液壓系統(tǒng)進行發(fā)熱和溫升驗算?；谝簤合到y(tǒng)的優(yōu)點，設計了一種臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，并進行了驗證計算。

1 使用要求

動力滑臺的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能：切削力Ft=20000 N，移動部件總重力G =10000 N；快進行程I1=100 mm；工進行程I2=50 mm；快進快退的速度為 4 m/min；工進速度為 0.05 m/min；加速、減速時間?t=0.2s；靜摩擦因數(shù)fs=0.2 動摩擦因數(shù)fd=0.1。該動力滑臺采用水平放置的平導軌，動力滑臺可在任意位置停止。

2 負載分析

負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為Ffs，動摩擦力為Ffd，則

而慣性力：

如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率ηm=0.95，則液壓缸在各工作階段的總機械負載，如表1所示。

表1 液壓缸各運動階段負載表

根據(jù)負載計算結(jié)果和已知各階段速度，可繪出負載圖（F?l）和速度圖（v?l），橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，如圖1、圖2所示為液壓缸活塞退回時的曲線。

圖1 負載圖

圖2 速度圖

3 液壓系統(tǒng)方案設計

3.1 確定液壓泵類型和調(diào)速方式

參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路，逆流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb為0.8MPa。

3.2 選用執(zhí)行元件

因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進和快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。

3.3 快速運動回路和速度換接回路

根據(jù)運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速動作。快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。

采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)控制，管路較簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。即速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制式。

3.4 換向回路的選擇

本系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性沒有嚴格要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。

3.5 組成液壓系統(tǒng)原理圖

將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，繪制了液壓系統(tǒng)圖，如圖 3所示。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置了測壓點，并設置多點壓力表開關(guān)。這樣只需一個壓力表就能觀測各點壓力。

圖3 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖

液壓系統(tǒng)中各電磁閥的動作順序如表2所示。

表2 電磁鐵動作順序表

4 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算

4.1 液壓缸參數(shù)的計算

1）初選液壓缸的工作液力

參考同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為P1=40×105Pa。

2) 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸

本設計要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積A1等于有桿腔有效面積A2的兩倍。為了防止在鉆孔時滑臺突然前進，在回油路中裝有背壓閥，初選背壓為Pb=40×105Pa。

由表1知最大負載為工進階段的負載F為22105N，按此計算A1得：

由A1=2A2可得活塞桿直徑為：

按GB/T2348—1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得：

按標準直徑算出：

按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量qmin=0.05L/min，因工進速度v=0.05m/min為最小速度，則

由于本設計A1=63.6cm2＞10cm2，滿足最低速度的要求。

3）計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率

根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按Pb=8×105Pa，快退時背壓按Pb=5×105Pa代入公式計算，其計算結(jié)果如表3所示。

表3 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率

差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失?P=5×105，Pb=Pj+?P。

快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為Pj，無桿腔回油，壓力為Pb。

4.2 液壓泵的參數(shù)計算

由表3可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失∑?P=5×105Pa，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為5×105Pa，則液壓泵最高工作壓力可求出：

因此，泵的額定壓力可取Pr≥1.25×48.8×105Pa=61×105Pa

由表3可知，工進時所需流量最小是0.32L/min，設溢流閥最小溢流量為2.5L/min，則最小流量泵的流量應為qp1≥(1.1×0.32+2.5)L/min=2.85L/min?？爝M快退時液壓缸的最大流量是12.9L/min，則泵的總流量為：

根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用YB-4/12型雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速為960r/min。

4.3 電動機的選擇

1)差動快進

如圖3所示，差動快進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通閥3，二位三通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力P1=Pj=8.5×105Pa，查樣本可知，小泵的出口壓力損失?P1=4.5×105Pa，大泵出口到小泵出口的壓力損失?P2=1.5×105Pa。于是計算可得小泵的出口壓力PP1=1.3×105Pa（小泵總效率η1=0.5），大泵出口壓力PP2=14.5× 105Pa（大泵總效率η2=0.5）。

此時，電動機功率：

2)工進

考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差?P1=5×105Pa，壓力繼電器可靠動作需要壓力差?P2=5×105Pa。因此工進時小泵的出口壓力Pp1=P1+?P1+?P2=48.8×105Pa。大泵的卸載壓力Pp2=2×105Pa（小泵的總效率η1=0.565，大泵總效率η2=0.3）。

電動機功率為：

3)快退類似差動快進分析知：小泵的出口壓力Pp1=16.5×1055Pa（小泵總效率η1=0.5），大泵出口壓力Pp2=18×105Pa（大泵總效率η2=0.51）。

電動機的功率為

綜合比較，快退時所需要的功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90L-6型異步電動機。電動機功率為1.1 kW，額定轉(zhuǎn)速為910 r/min。

5 液壓元件的選擇

5.1 液壓閥及過濾器的選擇

根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號和規(guī)格。本設計所有閥的額定壓力都為63×105Pa，額定流量根據(jù)各種閥通過的流量，確定10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號如表4所示。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表4中序號與系統(tǒng)原理圖一致。

表4 液壓元件規(guī)格表

5.2 油管的選擇

根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道的尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32 L/min，則液壓缸進、出油管直徑按產(chǎn)品樣本，選取內(nèi)徑為Φ15 mm，外徑為Φ19 mm的10號冷拔鋼管。

5.3 油箱容積的確定

中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5～7倍，本設計取7倍，故油箱容積為

油箱采用分離式油箱，液壓泵-電動機安裝在油箱側(cè)面。

6 驗算液壓系統(tǒng)性能

6.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整

1)工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整

工進時管路中的流量僅為0.32L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都很小，可忽略不計。這是進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失?P1=5×105Pa，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力P1加上進油路壓差?P1，并考慮壓力繼電器動作需要，則

即小流量泵的溢流閥12應該按此壓力調(diào)整。

2)快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整

因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路和回油路的壓力損失，以便確定最大流量泵的卸載壓力。

已知快退時進油管和回油管的長度均為 1.8m，油管直徑d=15×10?3m，通過的流量為進油路q1=16L/min=0.267×10?3m3/s ， 回 油 管q2=32L/min=0.534× 10?3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15℃，由手冊查出此時油的運動粘度ν=1.5st=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。

(1)確定油流的流動狀態(tài)根據(jù)

式中：υ為平均流速（m/s）；d為油管內(nèi)徑（m）；v 為油的運動粘度（cm2/s）；q為通過的流量（m^3/s）。則進油路中液流的雷諾數(shù)為：

回油路中液流的雷諾數(shù)為：

由上可知，進回油路中的流動都是層流。

(2)沿程壓力損失∑?Pλ

在回油路上，流速為進油路流速的兩倍，即v=3.02m/s，則壓力損失為

(3)局部壓力損失

由于采用集成塊式液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。閥類元件的局部壓力損失如表5所示。元件名稱后的序號和液壓原理圖一致。

快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。

若取集成塊進油路的壓力損失?Pj1=0.3×105Pa，回油路壓力損失為?Pj2=0.5×105Pa，則進油路和回油路總的壓力損失為

查表1知快退時液壓缸負載為1053N，則能求出快退時液壓缸工作壓力為

也可求出快退時泵的工作壓力為

因此，大流量泵卸載閥 10的調(diào)整壓力應大于12.68×105Pa。

從以上驗算的結(jié)果可看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件參數(shù)是合理的，能滿足要求。

6.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算

在整個工作循環(huán)中，工進階段的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。

工進時液壓系統(tǒng)的輸入功率前面已經(jīng)計算出為709W，工進時液壓缸的輸出功率為

系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為

已知油箱容積V=112L，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算出油箱近似散熱面積A為

假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)CT=15×10?3kW/ m2?℃)，則可求出油液溫升為

設環(huán)境溫度為T2=25℃，則熱平衡溫度為

對于一般機床最高允許油溫T1取55～70℃，所以油箱散熱基本能達到要求。

7 結(jié)語

液壓系統(tǒng)設計時必須滿足主機工作循環(huán)所需的全部技術(shù)要求，且靜動態(tài)性能好、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、經(jīng)濟性好和維護方便。（1）要明確與液壓系統(tǒng)有關(guān)主機參數(shù)，對主機總體設計綜合考慮，機、電、液相互配合，保證整機性能最好。（2）確定各個部分的規(guī)格參數(shù)后，一定要對實際工作過程中的性能進行驗算，若不能滿足應進行調(diào)整，實現(xiàn)質(zhì)量控制。（3）液壓元件的選取可以參考同類別的機床應用，最好選用通用件和標準件。