半自动液压专用铣床液压系统设计Word格式.docx

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设计参数见下表。

其中：

工作台液压缸负载力〔KN〕：

FL=3.0

夹紧液压缸负载力〔KN〕：

Fc=4.9

工作台液压缸移动件重力〔KN〕：

G=1.5

夹紧液压缸负移动件重力〔N〕：

Gc=55

工作台快进、快退速度〔m/min〕：

V1=V3=5.6

夹紧液压缸行程〔mm〕：

Lc=10

工作台工进速度〔mm/min〕：

V2=45

夹紧液压缸运动时间〔S〕：

tc=1

工作台液压缸快进展程〔mm〕：

L1=250

工作台液压缸工进展程〔mm〕：

L2=70

导轨面静摩擦系数：

μs=0.2

导轨面动摩擦系数：

μd=0.1

工作台启动时间〔S〕：

t=0.5

二、设计容

1.负载分析

液压缸负载分析

液压缸驱开工作机构直线运动时，液压缸所受的外负载是

F=Fe+Ff+Fa

Fe为工作负载，且Fe=Fc+μdGc=4.9+0.1×

55=10.4KN

Ff为摩擦阻力负载

那么动摩擦Ffd=μdGc=0.1×

55=5.5KN，静摩擦Ffs=μsGc=0.2×

55=11KN

Fa为惯性负载，

中=5.6m/min=0.093m/s

那么

假设液压缸的机械效率

得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，液压缸在各个工作阶段的负载如表1

负载图与速度图的绘制

快进V1=V3=5.6m/min=0.093m/s，工作台速度V2=45mm/min=0.00075m/s

快进

缸工

快退

负载图和速度图如图1

表1

工况

计算公式

液压缸负载F/N

液压缸推力

启动

11000

12222.2

加速

5528.44

6142.7

5500

6111.1

工进

15900

17666.7

反向启动

图1

2.确定液压系统的主要参数

初选液压缸的工作压力

根据负载选择液压缸的执行压力p=1MPa，为了减小液压泵的最大流量，空程前进时选用差动快速回路，为了满足工作台快进与快退速度相等，选用液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2:

1，即d=0.71D（D为液压缸径，d为活塞杆直径）。

差动连接时，由于管路存在压力损失，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估计时取=0.5MPa，为防止铣床铣完后突然前冲，工进时液压缸回油路上必须存在背压p2，取p2=0.6MPa。

取快退时回油腔中背压为0.7MPa。

计算液压缸的主要尺寸

由工进时的推力计算液压缸无杆腔的有效面积

那么液压缸的直径为

按国标GB/T2348—1993

取标准值D=200mm，d=142mm，由此可得液压缸的实际有效面积为：

无杆腔

0.03142m

有杆腔

0.01558m

绘制液压缸工况图

根据上述A1和A2值，可计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率值，如表2所示，并据此绘出液压缸工况图，如图2所示

表2各工况所需压力、流量和功率

F0/N

回油腔压力p2/MPa

进油腔压力p1/MPa

输入流量q/（L/min）

输入功率P/W

—

0.77

0.89

0.39

恒速

88.39

1135

15900.0

0.60

0.51

3.93×

10-4

12

0.78

0.70

86.94

565

图2液压缸工况图

3、拟定液压系统原理图

选择液压回路

1）选择调速回路

由可知这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进油调速阀节流调速回路。

为防止铣床完毕时负载突然消失发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。

2）选择油源形式

从工况图可以清楚看出，在工作循环，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进展程的高压小流量的油液，其相应的时间之比

这说明在一个工作循环中的大局部时间都处于高压小流量工作，从提高系统效率﹑节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用上下压双泵供油回路或者是限压式变量泵作为油源，同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。

现选用上下压双泵供油方案。

3）选择快速运动和换向回路

本系统已选定液压缸差动回路和上下压双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。

考虑到从工进转快进快退时回路流量较大、速度变化大，因此采用行程阀作为速度转换环节，由于本机床工作部件终点的定位精度不高，因此采用挡块压下行程开关控制换向阀磁铁失电。

由于快退时流量较大，为保证换向平稳，所以选用三位五通电液换向阀作为主换向阀。

4）选择调压和卸荷回路

在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已根本解决。

即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀确定，无需另设调压回路。

在滑台工进和停顿时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停顿时虽为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。

拟定液压原理图

将上面选出的液压根本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图。

见附录

4、液压元件的选择

液压泵及其驱动电动机

（1）确定液压泵的最大工作压力

由表2可知，工作台液压缸在快退时工作压力最大，最大工作压力0.78MPa。

如在调速阀进口节流调速回路中，选取回油路路上的总压力损失0.4MPa，那么限压式变量泵的最高工作压力估算为：

大流量泵只在快进、快退时向液压缸供油，由表2可知快退时比快进时大没去进油路压力损失为0.4MPa，那么大流量泵最高工作压力为

在工进中的压力损失为0.8MPa那么为

故实际上最大压力

（2）确定液压泵的流量

由图2可知，油源向液压缸输入的最大流量为q=88.39L/min，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为：

由于溢流阀的最小稳定溢流流量为2L/min，工进时的输入液压缸的流量为3.93×

10-4L/min，所以小流量液压泵的流量为2.000393L/min

（3）确定液压泵的规格

根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取YBN-40M型限压式YB1-2.5型双联叶片泵满足要求。

（3）选择电动机

由工况图2可知，最大功率出现在快进阶段，取泵的总效率为

，那么所需电动机功率为

选用电动机型号：

查电动机产品样本，选用Y112M-6型电动机，其额定功率为2.2KW

阀类元件及辅助元件

根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件的流量，可选用这些元件的型号及规格，如表3所示。

表3液压元件表

序号

元件名称

通过阀的最大流量/（L/min）

型号

额定流量

额定压力

1

双联叶片泵

-

YB-40M

6.3

2

三位五通电液换向阀

98

35DY-100BY

100

3

行程阀

62.3

22C-100BH

4

调速阀

<

QF3-E6aB

5

单向阀

70

Ι—100B

6

29.3

7

背压阀

B—10B

10

8

液控单向阀

28.1

XY-63B

63

9

溢流阀

5.1

Y—10B

滤油器

34.5

XU-80×

200

80

11

36.6

13

压力继电器

PF-D8L

14

叶片泵

YB1-2.5

6.0-

4.8

15

16

顺序阀

32

5、液压系统的主要性能验算

系统压力损失验算

管道直径按选定的液压元件接口尺寸确定为d=18mm，进、回油管长度均取l=2m，油液的运动粘度取v=1×

10-4，油液密度取ρ=900kg/m3。

工作循环中进、回油管过的最大流量q=98L/min，由此计算雷诺数，得

由此可推出个工况下的进、回油路中的液流均为层流。

管中流速为

因此沿程损失为

在管道具体构造没有确定时，管路局部损失

常按以下经历公式计算

各工况下的阀类元件的局部压力损失为

式中：

q为阀的实际流量；

为阀的额定流量〔从产品手册中查得〕；

为阀在额定流量下的压力损失〔从产品手册中查得〕。

根据以上公式计算出各个工况下的进、回油管路的压力损失。

计算结果均小于估取值〔计算从略〕，不会使系统工作压力高于系统的最高压力。

系统发热与温升计算

液压系统工进在整个工作循环中所占的时间比例94%，所以系统发热和温升可用工进时的数值来计算。

工进时的回路效率

其中，大流量泵的工作压力

就是此泵通过顺序阀卸荷时所产生的压力损失，因此它的数值为

前面已经取双联液压泵的总效率

，现取液压缸的总效率

，那么可算得本液系统的效率为

可见工进时液压系统效率很低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成的。

工进工况液压泵的输入功率为

根据系统的发热量计算式可算得工进阶段的发热功率

取散热系数K=15W/〔m·

℃〕，油箱有效容积为V=216L，算得系统升温为

设机床工作环境温度t=25℃，加上此温升后有t=32.7℃，在正常工作温度，符合要求。

附录：

液压系统原理图