液压传动系统课程设计2014.
液压传动控制系统课程设计
指
导
书
刘辉等编
江西理工大学应用科学学院
液压传动控制系统课程设计步骤
一、设计依据及参数的提出
1.根据生产或加工对象工作要求选择液压传动机构的结构形式和规格；
2.分析机床或设备的工作循环和执行机构的工作范围；
3.对生产设备各种部件（电气、机械、液压）的工作顺序、转换方式和互锁
要求等要详细说明或了解；
4.一些具体特殊要求的动作（如高速、高压、精度等）对液压传动执行机构的
特殊要求；
5.液压执行机构的运动速度、载荷及变化范围（调节范围）；
6.对工作的可靠性、平稳性以及转换精度的要求；
7.其它要求（如检测、维修）。
二、负载分析
2.1负载特性
液压执行机构在运动或加工的过程中所承受的负载有工作阻力、摩擦力、惯性力、重力，密封阻力和背压力。但是从负载角度归纳为三种负载，即阻力负载、负值负载、惯性负载。
1.阻力负载（或正值负载）——负载方向与进给方向相反，即机床切削力（如：
铣、钻、镗等），摩擦力，背压力。
切削力+重力+惯性力切削力+惯性力+摩擦力
图2-1 切削力分析图
2.负值负载（或超越负载）——负载方向与执行机构运动方向相同（如：顺铣、
重力下降，制动减速等）。
3.惯性负载——机构运动转换过程中由惯性所形成的负载（如前冲和后冲，系统
的爬行）。
2.2 执行机构负载分析
1.液压缸机械负载计算
（1）液压缸机械负载计算
在设计选取功率匹配时，一般主要考虑工进阶段的驱动功率，即负载F 为：
()f t g m
F F F F η=++（2-1）
F f —摩擦力 F t —负载 F g —惯性力
m η一般取0.9～0.95
（2）液压缸的工作循环图
负载图(P-t)
图 2-2 执行机构工作负载循环图
2.液压马达的负载
t f m M M M M =++ （2-2）
注意：液压马达的低速稳定性的问题；即为非常重要的性能参数
三、系统主要参数的确定
3.1 初定液压缸工作压力
1.液压缸的工作压力选择因素
（1） 液压缸的安装布局；分析驱动力的传递形式如压下力，举升力，斜推力(分
力关系)等
（2） 系统效率
压力低，效率低
压力适中
（3） 负载刚度和密封性能（活塞及液压缸径大，负载刚度性能好）
切削机床一般选用压力在a 10MP 以下，小型机械在10-16MPa ，大型重型机
械在20-30MPa 以下。 2.液压缸主要结构尺寸
（1）活塞杆与缸内径的选取
尺寸大；压力低、流量大 尺寸小；压力高、流量小，但对强度、刚度、密封要求高
d ——活塞杆直径，D ——液压缸内径
注意：对于活塞杆
0.30.50.5
0.7
d
D d
D
==压缩时拉伸时 （2）液压缸有效工作面积
液压缸的工作面积有很大程度上决定了执行机构的抗负载能力和工作的稳定性及平稳性，选取适中的活塞面积是至关重要的，从传统的选取方法为；
min
min A q v ≥
（3-1）
min min q v 为液压阀或液压泵的最小流量
主要为最低工作稳定速度
3.2 执行元件的工况图
图 3-1执行元件工况图
四、液压系统原理图的拟定 4.1 开式回路与闭式回路
1.开式回路；结构简单，散热性好，但体积大，空气容易渗入介质中，效率低，用
于不受体积限制的中小型功率系统中多为定量泵系统。
2.闭式回路；效率高，空气不易渗入系统中，用于功率较大且体积受限制（如行走
机械）的液压系统中，多为变量泵系统。
4.2 定量系统与变量系统
1. 定量系统；定量泵——节流阀——液压缸或定量马达，制造成本低，体积小，
速度控制灵敏度高，但溢流及节流功率消耗大，发热量大，宜用于小功率及要求控制灵敏度高的场合。
2. 变量系统；?
?
???
变量泵——定量液压马达
定量泵——变量液压马达容积调速变量泵——变量液压马达
调速范围大，效率高，但造价高，结构复杂。 4.3 执行机构的选取
液压缸：直线往复或转换旋转（液压缸与齿条组合）
液压马达：旋转运动或转换直线往复（液压马达与丝杆螺母） 4.4 绘制液压系统原理图
1．尽可能减少液压元件（否则会带来压力损失增加，发热，故障环节增多） 2．减少液压元件的品种规格（否则会使得安装复杂，处理事故困难增大且备件繁多）
3．实现所要求的功能，且操作简单，工作可靠、维修方便 4．设置测试点（不宜拐角处，上游5d,下游10d ,易观查的地方）
五、液压元件选择
5.1 液压泵选择
1．液压泵最大工作压力p p
1
（5-1）
p 1——执行元件最高工作压力
1p ∑——含油路沿程、局部损失等
简单系统p →∑1取（0.2～0.5a Mp ） 复杂系统p →∑1取（0.5～1.5a Mp ）
2．液压泵最大工作流量p q
max p q K q ≥∑ （5-2）
max q ——同时作用的液压缸或马达的最大工作流量
注：在最大工作流量溢流时（定量系统）要求溢流量占系统供油总量的15％ K ——油泵泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值。
3．液压泵的规格选择
除流量、压力要满足系统要求外，还需要考虑液压泵的其它机械性能如 （1）容积效率 （2）抗污染能力
（3）性价比
4. 电机功率N
p p ()612p p
q N Kw η=
（5-3）
5.2 液压阀的选择
（1）额定流量大于工作流量，但实际工作流量不应小于20％额定流量 （2）调速阀、节流阀的最小稳定流量要满足系统最小稳定速度 5.3 辅助元件的选择
1.过滤器；精度适中，通过流量须大于泵额定流量，p q 的2~
2.5倍 2.蓄能器；注意用途如作为消除脉动、缓冲、瞬时油源等
3.管道和管接头选择与布局
a.压力油流速确定
b.少弯头 4.油箱容积V
低压≤2.5a Mp V 取（2～4）p q 中压≤2.5～6.3a Mp V 取（5～7）p q 高压 6.3~31.5a Mp ≤ V 取（6～12）p q
六、控制形式的选择 6.1 控制关联分析 1.动作顺序关系
,,a b 先夹紧加工件后切削
先停止切削加工后松开夹紧装置
2.机构动作互锁
a b 夹具压紧 防止误操作
3.局部与整体
)
关键机构独立循环失电控制(装夹机构
6.2 控制方式
1. 触点控制
（1）手动控制（启动液压泵） （2）分开控制与集中控制 （3）发动机构与电器 动作与延时
,铣床动作转换
平面磨床的两端点延时(中间为两次磨削两端为一次磨削)
2. 程序控制（计算机控制）
（1）设计控制程序须考虑机构动作及发讯装置的
工作状态
状态，位置时间
（2）控制程序与敏感元件的物理量与数字量的转换 （3）控制逻辑关系；顺序动作，互锁要求等
七、液压系统压力损失，发热及温升的验算（阅书）
八 绘制工作图，编制技术文件（阅书）
九 液压系统设计计算举例 9.1 设计目的及参数的提出 9.1.1设计内容
设计一台双面钻孔卧式组合机床液压系统。
9.1.2设计要求及参数
(1) 设计要求
要求机床的工作循环为: ① 左，右动力部件同时快进——左，右动力部件同时工进——左，右动力部件同时快退——左，右动力部件原位停止，系统卸载；
② 左动力部件快进——Ⅰ工进——Ⅱ工进——右动力部件快进——Ⅰ工进——Ⅱ工进——左，右动力部件同时快退，原位停止，系统卸载。 (2) 各循环工步的选择要求
各循环工步的运动长度选择要求：
快进 205mm ，Ⅰ工进 35mm ，Ⅱ工进 10mm ，快退 250mm 。 (3) 钻床工作参数及要求
钻床要求用变量泵供油，加调速阀调速，用非差动连接。
9.2 液压系统的设计及计算 9.2.1 负载分析与计算
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压腔的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加
以考虑。因工作部件是卧式放置，忽略惯性力，则主要考虑摩擦阻力和切削负载即可。如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并取液压缸的机械效率m η为0.90，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，列表如下：
按照要求，作出系统的工作循环图如下：
系统的总机械负载图如下：
各工作循环中各工步的速度图如下：
图9-1 工作循环图
图9-2 总机械负载图
图9-3 负载速度
图
9.2.2液压缸参数计算
从表9-2中可以读出，钻床液压系统在Ⅰ工进时有最大负载约为8000N ，则根据表
22.4-2（参考文献4，P65），选择液压缸的工作压力为1.5MPa 。液压缸选用单杆式，并在快进时选用非差动连接。不考虑液压缸的背压，由Ⅰ工进时的负载初步计算1A ，即1F A p =，推出，216
8889
59.261.510
A cm =
=?。 在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压2p ，以防止孔被钻通时滑台突然前冲，
可取20.8b p p Mpa ==，快进时由于油管中有压降p ?存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取0.5p MPa ?=。快退时回油腔是有背压的，此时2p 可按0.5MPa 估算。
由表9-2可知，Ⅰ工进时的液压缸驱动力是最大的，可据此计算液压缸有杆腔的面
积：1122m F A p A p η=-，选择1 1.9p MPa =，已知2
159.26A cm =，20.8p Mpa =，得
2229.63A cm =
，D 8.69m c =
=
，d 6.14cm =
=。根据GB/T2348-1993
（参考文献4，P18）将这些直径圆整成标准值，得：9, 6.30D cm d cm ==。由此求得液
压缸两腔的实际有效面积为：2
2
163.64D
A cm π==，22
22()32.44
D d A cm π-==。
9.2.3液压缸各工作阶段的压力，流量和功率
根据2.计算得到的D 与d 值，可估算液压缸在各工作阶段中的压力，流量和功率，
如下表所示：（其中Ⅰ工进和Ⅱ工进的速度分别取120.1min ,0.05min v m v m ==。）
按照最低工进速度验算液压缸尺寸：
4
2
2min 1min
0.0531063.663.60.0560
Q A cm cm v -?=≥==，
即液压缸尺寸满足要求。 液压缸的进油腔压力，输入流量和功率用图示分别表示如下：（其中各工作阶段的运动时间为：1 2.12t s =，221t s =，312t s =，4 1.44t s =。）
图9-4 进油腔压力图
图9-5 输入流量图
9.2.4液压系统图的拟定
(1) 确定液压泵类型及调速方式
由功率图，速度图以及负载图可知，这台钻床液压系统的功率小，滑台运动速度低，
工作负载变化小，可采用进口节流的调速方式。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值为0.8b p MPa 。
由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液的循环必然是开式的。
从流量图可知，最大流量与最小流量的比值约为116，而快进快退所需的时间比工进所需时间少的多，因此从提高系统效率，节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，宜采用双泵供油系统，或者采用限压式变量泵加调速阀组成容积节流调速系统。
综上，选用双作用变量叶片泵供油，调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀做定压阀和安全阀，并在回油路上设置背压阀。
(2) 选用执行元件
因系统动作要求正向快进和工作，反向快退，且快进快退速度较高，因此选用单活塞杆液压缸，非差动连接，无杆腔面积1A 与有杆腔面积2A 的比值根据Ⅰ工进时的压力与阻力的关系初算1A ，再结合背压计算2A 。详见2.2。
(3) 快速运动回路和速度切换回路的选择
根据设计要求的运动方式，采用非差动连接与双作用变量叶片泵供油，调速阀调速来实现快速运动。
本设计采用两位两通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。（与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程也容易调整。）
(4) 换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格要求，所以选用电磁换向阀的换向回路，为方便实现非差动连接，选用三位四通电磁换向阀。
图9-6 功率图
(5) 组成液压系统
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求和需要作必要的修改补充，及组成如图所示的液压系统图。为便于观察压力，在液压泵的出口处，液压缸无杆腔进油口处和有杆腔的出油口处设置测压点。若设置多点压力表开关，则只需要一个压力表即能观测多点压力。
其中：图中的 ＋或者⊥ 表示油路相通，
表示油路没有相通。
9.2.5 液压泵及电动机的选择 (1) 液压泵的选择
由图9-4可知，液压系统在Ⅰ工进阶段液压缸的工作压力最大，整个工作循环中最大工作压力为1.81MPa ，系统采用溢流阀进油节流调速，选取进油管压力损失为0.5MPa ，压力继电器可靠动作需要压力差为0.5MPa 。则液压泵最高工作压力可按式1p p p p ≥+∑?，算
出，(1.8
10.50.5)2p p M P a M P a ≥++=，因此泵的额定工作压力可取
(130%) 2.81 3.653r p MPa MPa ≥+?=。由图9-5可知，快进时液压缸所需流量最大是： 4max 6.1510601000/min 36.9/min Q L L -=???=，即max 36.9/min Q L =。则液压泵所
需的最大流量为max 1.12(115%)36.9/min 93.4/min p Q K Q L L ≥?∑=??+?=，其中K 取1.1。
根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YBP-100型的变量叶片油泵，该泵额
图9-7 液压系统原理图
定压力为6.3MPa ，额定转速为1000/min r ，额定流量为100/min L ，额定功率为13Kw 。
(2) 电动机的选择
取的泵的机械效率为10.9η=，电机的机械效率为20.75η=。
快进时：电机所需功率为11
1121
112
12
()p p Q p p p Q P ηηηη+?+?=
=
，其中1p ?=0.5MPa 是进油
路压力损失，2p ?=0.5MPa 是压力继电器可靠动作需要的压力差，
3333110010/60/ 1.6710/Q m s m s --=?=?，推出，13488P W =；
Ⅰ工进时，电机所需功率为22
2122
212
12
()p p Q p p p Q P ηηηη+?+?=
=
，其中1p ?=0.5MPa 是调
速阀所需最小压力，2p ?=0.5MPa 是压力继电器可靠动作需要的压力差，
43432 1.12(10.15)0.110/0.25310/Q m s m s --=??+??=?，得，2105.3P W =；
Ⅱ工进时，电机所需功率为33
3123
312
12
(2)p p Q p p p Q P ηηηη+?+?=
=
，其中1p ?=0.5MPa 是
调速阀所需最小压力，2p ?=0.5MPa 是压力继电器可靠动作需要的压力差，
43433 1.12(10.15)0.05310/0.13410/Q m s m s --=??+??=?，得，346.7P W =；
快退时，电机所需功率为44
4124
412
12
()p p Q p p p Q P ηηηη+?+?=
=
，其中1p ?=0.5MPa 是回油
路压力损失，2p ?=0.5MPa 是压力继电器可靠动作需要的压力差，
3333410010/60/ 1.6710/Q m s m s --=?=?，得，45666P W =。
由以上计算可知，最大功率出现在快退阶段，max 5666P W =，则电动机的功率应为
5666p N W ≥。 据此查样本选用Y160M-6三相异步电动机，电动机额定功率为7.5Kw ，
额定转速为970/min r 。
9.2.6液压阀，过滤器，油管及油箱的选择 (1) 液压阀及过滤器的选择
根据液压系统的最高工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的最大流量，可选出这些元件的型号及规格，列表如下：
(2) 油管的选择
根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。由于系统在液压缸快进，快退时，流量最大，实际最大流量约为：max 36.9/min Q L =，则泵的流量为额定流量100/min L ，连接液压缸的进出油路油管的直径选择公称通径为20mm 。所以，按产品样本标准JB827-66，JB/Z95-67，选用公称通径为20mm 的管件。 2.6.3 油箱容积的选择
中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5~7倍，这里取6倍，即6r V Q =，其中
r Q 为液压泵每分钟排出压力油的体积。得，V=600L 。
9.2.7 系统压力损失，发热及温升的验算
(1 ) 系统压力损失验算
由于系统的具体管路布置尚未清楚，整个回路的压力损失无法估算，仅只有阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定压力值时参考。由于快进时的油液流量比快退时的流量大，所以其压力损失也就比快退时的大。因此必须计算快进时进油路与回油路的压力损失。假定液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，由手册查出此时油的运动粘度2
1.5 1.5st cm s ν==，，油的密度3
900Kg m ρ=，液压元件采用集成块式的配置形式，Q 取36.9/min L ，即3
0.000615Q m s =。 判定雷诺数e R ：441.27321010e vd
Q
R d ν
ν
=
?=
?，此处d 取20mm ，即0.020d m =，代入数据，得2612300e R =<，则进油回路中的流动为层流。
沿程压力损失p λ∑?：选取进油管长度为 1.5l m =，则进油路上的流体速度为：
2
1.96/4
Q v m s d π==，压力损失为，2
6431792.60.032
e l v p Pa Mpa R d λρ∑?===。
局部压力损失：由于采用集成块式配置的液压装置，所以只考虑进油路上的阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按式 2()s s
q p p q ξ?=?，（参考文献2，式1-39）计算，结果列表如下：
若取集成块进油路的压力损失0.03j p MPa ?=，则进油路的总压力损失为：
(0.030.1280.161*20.137*20.03)0.78j p p p p Mpa Mpa λξ∑?=∑?+?+?=++++=
即：(0.50.5) 1.0p MPa MPa ∑?<+=。也就是说，初选的进油管压力损失略大于实际油路压力损失。这说明液压系统的油路结构以及元件的参数选择是基本合理的，满足要求。 (2) 系统发热及温升验算 在整个工作循环中，Ⅰ工进和Ⅱ工进阶段用的时间都较长，而快进快退时系统的功率较大，所以系统的发热量大小无法判断，故计算如下：
快进时液压泵的输入功率13488P W =，而快进时液压缸的输出功率：
'1111000 5.8/6097P F v W W ==?=，系统的总发热功率：'11123294P P W Φ=-?=，发
热量113294 2.126983Q t J J =Φ=?=1热。
Ⅰ工进时液压泵的输入功率2105.3P W =，而Ⅰ工进时液压缸的输出功率：
'22288890.1/6014.8P F v W W ==?=，系统的总发热功率：'222275.7P P W Φ=-?=，
发热量2275.7211590Q t J J =Φ=?=2热。
Ⅱ工进时液压泵的输入功率346.7P W =，而Ⅱ工进时液压缸的输出功率：
'33327780.05/60 2.3P F v W W ==?=，系统的总发热功率：'333242.1P P W Φ=-?=，
发热量3342.112505Q t J J =Φ=?=3热。
快退时液压泵的输入功率45666P W =，而快退时液压缸的输出功率：
'444100010.4/60173P F v W W ==?=，系统的总发热功率：'44425320P P W Φ=-?=，
发热量445320 1.447661Q t J J =Φ=?=4热。
综合以上可知，发热量最大的阶段是快退阶段，即取max 5320W Φ=。
假设油箱三个边长的比例在1：1：1到1：2：3范围内，且油面高度为油箱高度的80%，
其散热面积近似2
()A m 为A =，得2
4.624A m =，假定通风良好，取油箱散热
系数32
1510/()T C Kw m C -=???，则利用式T T C A
Φ
?=
，可得油液温升为： 76.7T C ?=?。设环境温度为220T C =?，则热平衡温度为：1296.7T T T C =+?=?。
11[]55~70T T C >=?。所以油箱散热必须加装专用冷却器。
再验算，取32
11010/()T C Kw m C -=???，则利用式T T C A
Φ
?=
，可得油液温升为： 10.5T C ?=?。设环境温度为220T C =?，则热平衡温度为：1230.5T T T C =+?=?。
11[]55~70T T C <=?。所以加装冷却器后油箱工作温度没有超过最高允许油温，散热可以
满足要求。
9.2.8 电控系统的设计（采用PLC控制方式）
(1) 各电磁铁动作顺序表
其中表中的符号含义：ON：电磁铁动作
表6 各电磁铁动作顺序表
(2) PLC控制连接图
图中各符号的含义：1SB：启动/复位按钮KM：中间继电器
2SB：启动循环1按钮1Y~10Y：各电磁阀
3SB：启动循环2按钮4SB：急停按钮
1x~8x：位置开关
图9-8 PLC控制接线电路图
(3) 继电器-接触器控制梯形图
图9-9 继电器-接触器控制梯形图
(4) PLC控制梯形图
图9-10 PLC控制梯形图