组合机床液压系统设计液压课程设计.docx
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组合机床液压系统设计液压课程设计
摘要
目前，液压系统被广泛应用在机械、建筑、航空等领域中，成为一种新型的动力源。
由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系统在换向方面可以达到较高的频率。
不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。
液压系统本身有较多的优点，比如：
在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。
但是液压传动对温度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。
液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。
对铣削类组合机床，运用液压来控制运动循环，结构简单，所占空间小，而且能满足较大的切削负载要求。
关键词：
液压系统，组合机床，运用
Abstract
Atpresent,thehydraulicsystemarewidelyusedinmachinery,construction,aviation,etc,becomeakindofnewtypeofpowersupply.Becausethemanufacturingprecisionofthehydraulicelementmoreandmorehigh,combinedwithelectricalsignalcontrol,hydraulicsysteminthereversingofthehigherfrequency.Whetherinheavymachineryandprecisionequipmentcanmeettherequirements.
Hydraulicsystemitselfhasmoreadvantages,suchas:
inthesamevolume,hydraulicdevicethepowergeneratedlarger;Becauseofitsqualityandtheinertiasmall,reflectingthequickly,makehydraulicequipmentworksmoothly;Canrealizesteplessspeedregulation,especiallyinthemovementspeed;Hydraulicdeviceitselfcanrealizeoverloadprotection;Realizethelinearmotionthansimplemechanicaltransmission.Buthydraulictransmissionismoresensitivetotemperaturechanges,notinveryhighorverylowtemperatures.
Hydraulicsystemusedinthemachine,andtorealizetheclampingworkpiecetableandthecyclecontrolplayanimportantrole.Ofmillingclasscombinationmachinetools,usinghydraulicpressuretocontrolmovementcycle,simplestructure,accountingforthespaceislittle,andcanmeettherequirementsofthelargercuttingload.
Keywords:
hydraulicsystem,combinationmachinetools,use
摘要…………………………………………………………………………………3
1方案的确定………………………………………………………………………7
1.1整体性分析……………………………………………………………………7
1.2拟定方案………………………………………………………………………7
1.3比较方案并确定方案……………………………………………………………8
2工况分析…………………………………………………………………………8
2.1运动参数分析……………………………………………………………………8
2.2动力参数分析……………………………………………………………………8
2.3负载图和速度图的绘制…………………………………………………………9
3液压缸尺寸和所需流量…………………………………………………………10
3.1液压缸尺寸计算………………………………………………………………10
3.2确定液压缸所需流量……………………………………………………………10
3.3夹紧缸的有效面积、工作压力和流量的确定……………………………………11
4拟定液压系统图…………………………………………………………………12
4.1确定执行元件类型………………………………………………………………12
4.2换向方式确定………………………………………………………………13
4.3调速方式的选择………………………………………………………………13
4.4快进转工进、一工进转二工进控制方式的选择…………………………………13
4.5终点转位控制方式……………………………………………………………13
4.6快速运动的实现和供油部分的设计……………………………………………13
4.7夹紧回路的确定………………………………………………………………13
5选择液压元件的确定辅助装置………………………………………………14
5.1选择液压泵……………………………………………………………………14
5.2电机的选择……………………………………………………………………15
5.3选择阀类元件…………………………………………………………………15
5.4确定油管尺寸…………………………………………………………………16
6油箱的设计………………………………………………………………………17
6.1油箱容量的确定……………………………………………………………17
6.2估算油箱的长、宽、高…………………………………………………………17
6.3确定油箱壁厚…………………………………………………………………17
6.4确定液位计的安装尺寸…………………………………………………………17
6.5隔板尺寸的计算………………………………………………………………17
6.6油箱其他附件的选择……………………………………………………………17
7液压系统的性能验算……………………………………………………………18
7.1验算系统压力损失和确定压力阀调定值………………………………………18
7.2油液温升验算…………………………………………………………………20
7.3油液温升验算…………………………………………………………………20
7.4油液温升验算…………………………………………………………………21
结论…………………………………………………………………………………22
参考文献……………………………………………………………………………23
题目五：
组合机床液压系统设计
试设计立式组合机床的液压系统。
已知切削负载为29863牛，滑台工进速度为50毫米/分，快进和快退速度为6.8米/分，滑台（包括动力头）的重量为131247牛，往复运动的加速（减速）的时间为△t=0.05秒，滑台用平面导轨，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1，快进行程为121毫米，工进行程为62毫米。
1方案的确定
1.1整体性分析
要求此液压系统实现的工作循环是：
工件夹紧工作快进工作台工进工作台快退工作台原位停止工件松开液压泵卸荷。
滑台的重量为131247N,快进快退的速度6.8米／分,滑台工进速度50mm/s,快进行程121mm,工进行程62mm,切削负载为29863N.
对于立式组合机床的液压系统而言，加工的零件需要精度高，定位准确。
所以整个系统的设计要求定位精度高，换向速度快。
在设计阀的时候，考虑这些方面变的尤其重要，要考虑到工作在最低速度时调速阀的最小调节流量能否满足要求。
在行程方面，应该比要求的工作行程大点，包括工作行程、最大行程和夹紧缸行程，主要是考虑到在安全方面和实际运用中。
在压力方面也要考虑到满足最大负载要求。
而且在液压系统能满足要求的前提下，使液压系统的成本较低。
1.2拟定方案
方案一液压系统中工作台的执行元件为伸缩缸，工件的夹紧用单杆活塞缸；工作台采用节流阀实现出油口节流调速，用行程阀实现工作台从快进到工进的转换，在工进回路上串接个背压阀；为了防止工件在加工过程中松动，在夹紧进油路上串接个单向阀；工作台的进、退采用电磁换向阀；夹紧缸的夹紧与放松用电磁阀控制。
方案二液压系统中工作台的执行元件为单杆活塞缸，工件的夹紧也采用单杆活塞缸；工作台采用调速阀实现进油口节流调速，也采用行程阀实现工作台从快进到工进的转换，工进时，为了避免前冲现象，在回路上串接个背压阀；夹紧缸上串接个蓄能器和单向阀，避免工件在加工过程中松动；工作台的进、退换向采用电液换向阀，工作台快进时，采用差动连接；夹紧缸的夹紧与放松用电磁阀控制。
1.3比较方案并确定方案
单杆活塞缸比伸缩缸结构简单，价格便宜，易维护，而且也能满足要求；调速阀的性能比节流阀稳定，调速较好，用于负载变化大而运动要求稳定的系统中；采用出油口调速回路中油液通过节流阀产生的热量直接排回油箱散热；
夹紧缸进油口处串接蓄能器，更好的保证工件的夹紧力，使工件在加工过程中始终在夹紧状态。
电液换向阀的信号传递快，配合液压动力的输出力大、惯性小、反映快的优点使控制灵活、精度高、快速性好。
综上比较选择方案二较好。
2工况分析
2.1运动参数分析
首先根据主机要求画出动作循环图（图一）。
图一
2.2动力参数分析
计算各阶段的负载
工作负载：
由已知条件可知切削力
=29863N。
惯性负载：
=
=
=6907.09N
（参考机床的工作台加速时间，取
=0.05s）
阻力负载：
静摩擦阻力
动摩擦阻力
（滑动导轨：
铸铁对铸铁—启动低速时
v<0.16m/s）
表1液压缸在各个工作阶段的负载值其中
=0.9
工况
负载组成
负载值（N）
推力
（N）
夹紧
—
—
6907.09
快
进
起动
2624.94
2916.6
加速
8261.79
9146.4
快进
13124.7
14583
工
进
工进
42987.7
47764
快退
13124.7
14583
2.3负载图和速度图的绘制
负载图按上面的数值绘制，如图2所示。
速度图按已知数值
，工进的速度
。
3液压缸尺寸和所需流量
3.1液压缸尺寸计算
3.1.1工作压力的确定：
工作压力可根据负载和主机类型确定，由（书）表11—3得出：
3.1.2计算液压缸尺寸：
由于立式组合机床工作台快进和快退速度相同，因此选用单杆活塞式液压缸，并使
快进时采用差动连接，因管路中有压力损失，快进时回油路压力损失取
Pa，快退时回油路压力损失亦取
Pa。
工进时，为使运动平稳，在液压缸回路油路上须加背压阀，背压力值一般为
选取背压
Pa。
根据
可求出液压缸大腔面积
为
根据GB2348-80圆整成就近的标准值，得D=220mm，液压缸活塞杆直径
，根据GB2348-80就近圆整成标准值d=160mm。
3.1.3缸径、杆径取标准值后的有效工作面积：
无杆腔有效面积
活塞杆面积
有杆腔有效面积
3.2确定液压缸所需流量
3.3夹紧缸的有效面积、工作压力和流量确定
3.3.1确定夹紧缸的工作压力：
根据最大夹紧力，由《液压传动》中的表11-2（书）取工作压力
。
计算夹紧缸有效面积、缸径和杆径：
夹紧缸面积
夹紧缸直径
取标准值D
=220mm
活塞杆直径，一般取
。
取标准值
=32mm
3.3.2计算夹紧缸的流量：
液压缸回油路上有背压P2，保证速度平稳。
根据《现代机械设备设计手册》中推荐值，取P2=0.8MPa，快进时液压缸虽做差动连接，但油管中有压降
，取
=0.5MPa。
快退市油腔中有被压，这时可取
=0.6MPa
根据上述计算数据，可估算液压缸在各个工作段中的压力、流量和功率，如下表所示：
表2
工况
推力
F/N
回油腔压力
进油腔压力
输入流量
输入功率
计算式
夹紧
6907
0
3.5
0.99
0.057
快进
起动
2917
0
0.145
—
—
加速
9146
0.9
—
—
恒速
14583
1.171
132.5
2.58
工进
47764
0.8
1.63
1.899
0.052
快退
起动
2917
0
0.163
—
—
加速
9146
0.6
1.111
—
—
恒速
14583
0.6
1.415
107.3
2.53
4拟定液压系统图
4.1确定执行元件类型：
4.1.1工作缸：
根据组合机床特点和要求
，所以选用无杆腔面积等于两倍的有杆腔面积的差动液压缸。
4.1.2夹紧缸：
由于结构上的原因和为了有较大的有效工作面积，也采用单杆活塞液压缸。
4.2换向方式确定
为了便于工作台在任意位置停止，使调整方便，所以采用三位换向阀；为了便于组成差动连接，应采用三位五通电液换向阀。
阀的中位机能的选择对保证系统工作性能有很大作用，为了满足本专机工作位置的调整方便性和采用液压夹紧的具体情况，决定采用“Y”型中位机能。
4.3调速方式的选择
在组合机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。
根据洗削类专机工作时对低速性能和速度负载特性都有一定的要求，因此决定采用调速阀进行调整。
为了便于实现压力控制，采用进油节流调速，同时为了满足低速进给时平稳性，以及避免出现前冲现象，在回路上设有背压阀。
4.4快进转工进
为了保证转换平稳、可靠、精度高，采用行程阀控制快进转工进的控制。
4.5终点转换控制方式的选择
采用行程开关和加死挡块控制。
4.6快速运动的实现和供油部分的设计
因为快进、快退和工进的速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用变量泵。
4.7夹紧回路的确定
由于夹紧回路的压力大于进给系统压力。
为了防止夹紧系统的主压力下降，在夹紧系统串接个单向阀和蓄能器。
夹紧缸不用中间停留，故采用二位阀控制即可，这里采用二位五通电磁换向阀。
为了实现夹紧后才能让工作台快进的顺序动作，和保证进给系统工作时夹紧系统压力始终不低于最小夹紧压力，所以在夹紧回路上安装个压力继电器实现顺序控制。
当压力继电器动作时，工作台进给。
根据上述分析，画出液压系统草图，如下图所示：
5选择液压元件和确定辅助装置
5.1选择液压泵
取液压系统的泄漏系数K=1.1则液压泵的最大流量
，即
。
根据拟定的液压系统是采用回油路节流调速，进油路压力损失选取
，故液压泵工作压力为：
考虑到系统动态压力因素的影响，液压泵的额定工作压力为：
根据
、
和已选定的单向定量泵型式，查手册书
（二）选用PVL3-153-F-2R-D-1型定量叶片泵。
该泵额定排量为153mL/r,额定转速960r/min，其额定流量为146.88m
/s。
5.2电动机的选择
最大功率在快退阶段，如果取液压泵的效率为为0.75，驱动液压泵最大输入功率
为：
查电工手册选取7.5kw的电动机YCT200－4B。
5.3选择阀类元件
各类阀可通过最大流量和实际工作压力选择，阀的规格如下表所示：
表3
序号
元件名称
估计通过流量L/min
额定流量L/min
额定压力MPa
额定压降MPa
型号、规格
1
过滤器
150
160
25
<0.02
XU-160X80-J
2
变量叶片泵
10～160
—
6.3
—
YBP
3
单向阀
60
140
25
<0.2
AF3-Ea10B
4
单向阀
25
140
25
<0.2
AF3-Ea10B
5
溢流阀
3
140
25
—
YF3-Ea10B
6
二位五通电磁换向阀
50
160
25
<0.5
25E-25B
7
蓄能器
—
—
—
—
NXQA-L2.5/10-H
8
液控顺序阀
60
140
25
—
XF3-E10B
9
背压阀
6
140
25
—
YF3-E10B
10
压力继电器
—
—
—
—
DP1-63
11
单向阀
30
140
25
<0.2
AF3-Ea10B
12
三位五通电液换向阀
60
140
25
<0.5
35DYF3Y-E10B
13
单向阀
60
140
25
<0.2
AF3-Ea10B
14
行程阀
41
140
25
<0.3
AXQF-E10B
15
调速阀1
35
0.07～140
25
0.5
QCI-63B
16
调速阀2
35
0.07～140
25
0.5
QCI-63B
17
二位二通电磁阀
60
140
25
0.3
2WE10O10
19
二位二通手动换向阀
—
—
—
—
2WMM10AB
5.4确定油管尺寸
5.4.1油管内径的确定
可按下式计算：
泵的总流量为1.29L/min，但快速时，部分回油管流量可达132.5L/min，故按132.5L/min计算：
V取6.8m/min
取标准值d=25mm，外径为
、内径为
的紫铜
6油箱的设计
6.1油箱容量的确定
中压系统中，油箱有效容积可按泵每分钟内公称流量的5～7倍来确定，即油箱的容积
V=（5～7）
查《机械设计手册》得油箱的标准值为800L。
6.2估算油箱的长、宽、高
设油箱的长、宽、高比值范围为1：
1：
1～3：
2：
1，则根据油箱的容量可算出油箱的长、宽、高分别为a=b=c=930mm,由于在选择油箱的容量时系数选的较大，在此就不在考虑油箱的壁厚，即油箱的壁厚包括在上面计算的长、宽、高中。
6.3确定油箱壁厚
800以上容量的油箱箱壁厚取4mm。
箱底厚度应大于箱壁，取箱底厚度为6mm，箱盖厚度应为箱壁的3～4倍，取箱盖厚度为12mm。
6.4确定液位计的安装尺寸
在设计液位计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和油箱的高度。
油箱内的液面高度为油箱高度的80%，所以：
mm
选择液位计XYW—1000，最大刻度与最小刻度之间为700mm。
安装时，液位计的中心位置与上述的液面高度在同一水平面。
6.5隔板的尺寸计算
隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定，主要计算隔板的高度。
隔板的高度一般为油箱内液面高度的3/4。
但是也要考虑到当油箱内的油液降到最低位置时，液压油也能流入到吸油腔，避免液压系统吸入空气。
所以隔板的高度为
回油腔一侧的隔板要考虑吸油腔快速吸油时，油箱底部的沉淀杂质不能流入吸油腔中，再此取隔板离油箱底的尺寸为300mm。
6.6油箱其它附件的选择
油箱的其它附件可根据《中国机械设计大典》上选择。
7液压系统性能的验算
7.1回路中压力损失
回路压力损失计算应在管道布置图完成后进行，必须知道管道的长度和直径。
管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即d=15mm,长度在管道布置图未完成前暂按进油管、回油管均为L==4m估算。
油液运动粘度取
，在此设计中主要验算工进和快退工况时的压力损失。
7.1.1工进时压力损失
进油管路压力损失：
首先判别进油管液流状态，由于雷诺数
故为层流。
管路沿层压力损失：
取管道局部损失
油液流经单向阀和三位五通换向阀的压力损失按下面公式计算，有关数据见表5-1
工进时进油路总压力损失：
此值小于0.5MPa,所以是安全的
工进时回油路压力损失：
因回油管路流量
为
液流状态经判断为层流
（于是沿程压力损失：
局部压力损失：
回油路中油液流经调速阀和三位五通换向阀时的压力损失计算方法同上，即
工进时回油路总压力损失
将回油路中压力损失折算到进油路上，就可求出工进时回路中整个压力损失
7.1.2快退时压力损失
快退时进油路和回油路中经检查都是层流，进油路压力损失为：
进油路中油液流经单向阀、三位五通换向阀、单向调时压力损失计算方法同前
快退时进油路总压力损失：
快退时回油路中压力损失：
由于
则有
液流状态经判断为层流
回油路总压力损失：
将回油路中的压力损失折算到进油路上去，可得到快推时回油路中的整个压力损失：
这个数值比原来估计的数值大，因此系统中元件规格和管道直径不宜再减小。
7.2确定液压泵工作压力
工进时，负载压力
液压泵工作压力
快退时，负载压力：
液压泵的工作压力：
根据
，则溢流阀调整压力取
。
7.3液压系统的效率
由于在整个工作循环中，工进占用时间最长，因此，系统的效率可以用工进时的情况来计算。
工进速度为
，则液压缸的输出功率为
液压泵的输出功率：
工进时液压回路效率：
液压系统效率
取液压泵效率
，液压缸效率取
，于是
7.4液压系统的发热温升验算
液压系统总发热功率计算
液压泵输入功率：
液压缸有效功率：
系统总发热功率：
油液温升近似值
温升没有超出允许范围
℃的范围，液压系统中不需要设置冷却器。
至此，该铣床液压系统设计计算宣告全部结束。
结论
经过对组合机床的液压系统的设计，上述设计结果可以实现该课题所给的要求，即组合机床在铣削加工零件时需要的动作循环。
液压传动课程的设计，使我对液压系统有进一步的认识，进一步掌握了液压元件的工作原理和在所设计液压系统时对液压元件的选用。
在设计过程中，对其它所学课程的知识加深和巩固。
参考文献
1王积伟﹒液压传动﹒北京：
机械工业出版社，2006﹒
2俞启荣﹒机床液压传动﹒北京：
机械工业出版社，1983﹒
3席伟光﹒机械设计课程设计﹒北京：
高等教育出版社，2003﹒
4李壮云﹒中国机械设计大典﹒南昌：
江西科学技术出版社，2002﹒
5王文斌﹒机械设计手册﹒北京：
机械工业出版社，2004﹒
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