刀锉铣床液压系统的设计Word格式.docx
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启动、制动t（s）
快速
300
0.075
t1
5500
-
0.05
4
工进
100
0.016～0.001
t2
9000
6.25～10
快退
400
t3
5.33
工作台液压缸外负载计算结果见表二
表二工作台液压缸外负载计算结果
工况
计算公式
外负载（N）
注：
静摩擦负载：
Ffs=µ
s（G+Fn）=0.2×
（5500+0）=1100（N）
动摩擦负载：
Ffd=µ
d（G+Fn）=0.1×
（5500+0）=550（N）
惯性负载：
Ffd+G/g×
△v/△t=5500×
0.075/（9.81×
0.05）=840（N）.
△v/△t:
平均加速度（m/s2）.
启动
F1=Ffs
1100
加速
F2=Ffd+G/g×
△v/△t
1390
快进
F3=Ffd
550
工进
F4=Fe+Ffd
9550
反向启动
F5=Ffs
F6=Ffd+G/g×
快退
F7=Ffd
由表一和表二即可绘制出图一所示液压缸的行程特性（L-t）图、速度特性（v-t）图和负载特性（F-t）图。
图一 液压缸的L-t图、v-t图和F-t图
（2）确定主要参数，编制工况图
由参考文献一，初选液压缸的设计压力P1=3MPa.
为了满足工作台进退速度相等，并减小液压泵的流量，今将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔的有效面积A1与A2应满足A1=2A2（即液压缸内径D和活塞杆直径d间应满足：
D=
d.）
为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。
由参考文献一，暂取背压为0.8MPa，并取液压缸机械效率ηcm=0.9,则可计算出液压缸无杆腔的有效面积。
液压缸内径：
按GB/T2348-1980,取标准值D=80mm=8cm,因A1=2A2,故活塞杆直径为
则液压缸的实际有效面积为
差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1；
其差值估取△P=P2-P1=0.5MPa,并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时△P=0；
另外，取快退时的回油压力损失为0.5MPa。
根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，并可绘出其工况图（图二）。
表三液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率
工作阶段
负载
F（N）
回油腔压力
P2（MPa）
工作腔压力
P1（MPa）
输入流量
q（L/mm）
输入功率
N（W）
快进
启动
0.48
加速
0.5
1.12
恒速
0.74
10.8
133.2
0.8
2.52
0.3~4.98
12.6~202
0.49
1.62
1.24
232.5
图二 液压缸的工况图
摩擦阻力
惯性负荷
查液压缸的机械效率
，可计算出液压缸在各工作阶段的负载情况，如下表表1所示：
表1 液压缸各阶段的负载情况
工 况
负载计算公式
液压缸负载
液压缸推力/N
启 动
1222.22
加 速
1390.98
1545.53
快 进
611.11
工 进
3960.46
4400.51
快 退
第三章液压系统
1）选择液压回路
①调速回路与动力源
由工况图可以看到，液压系统在快速进退阶段，负载压力较低，流量较大，且持续时间较短；
而系统在工进阶段，负载压力较高、流量较小，持续时间较长。
同时注意到铣削加工过程中铣削里的变化和顺铣及逆铣两种情况，为此，采用回油路调速阀节流调速回路。
这样，可以保证进给运动平稳性和速度稳定。
在确定主要参数时，已决定快速进给时液压缸采用差动连接，所以所需动力源的流量较小，从简单经济学观点，此处选用单定量泵供油。
②油路循环方式
由于上已选用节流调速回路，系统必然为开式循环方式。
③换向与速度换接回路
综合考虑到铣床自动化程度要求较高、但工作台终点位置的定位精度要求不高、工作台可机动也可手动、系统压力低流量小、工作台换向过渡位置不应出现液压冲击等因素，选用三位四通“Y”型中位机能的电磁滑阀作为系统的主换向阀。
选用二位三通电磁换向阀实现差动连接。
通过电气行程开关控制换向阀电磁铁的通断电即可实现自动换向和速度换接。
④压力控制回路
在泵出口并联一先导式溢流阀，实现系统的定压溢流，同时在溢流阀的远程控制口连接一个二位二通的电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，等待装卸工件时，液压泵卸载，并便于液压泵空载下迅速启动。
在主回路初步选定的基础上，只要增添一些必要的辅助回路便可组成完整的液压系统了。
如：
在液压泵进口（吸油口）设置一过滤器；
出口设一压力表及压力表开关，以便观测液压泵的压力。
经过整理所组成的液压系统如图三所示，其对应的动作顺序如表四。
图三刀锉铣床工作台液压系统
1—过滤器2—定量叶片泵3—压力表开关5—先导式溢流阀
6—二位二通电磁换向阀7—单向阀8—三位四通电磁换向阀
9—单向调速阀10—二位三通电磁换向阀11—液压缸
表四刀锉铣床液压系统动作顺序表
信号来源
动作名称
电磁铁工作状态
1YA
2YA
3YA
4YA
按下启动按钮
工作台快进
+
压下工进行程开关
工作台工进
压下快退行程开关
工作台快退
压下液压泵卸载行程开关
液压泵卸载
“+”——通电；
“-”——断电。
行程开关安装在液压缸经过的路径上。
快进回路：
进油：
1→2→7→8→11;
回油：
10→8。
工进回路：
10→9→8→油箱。
快退回路：
1→2→7→9→10;
11→8→油箱。
卸载：
1→2→5→6→油箱。
（1）液压泵及其驱动电机
由液压缸的工况图二或表三可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，p1=2.52MPa。
此时缸的输入流量较小，且进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为△p=0.5MPa.则液压泵的最高工作压力pp为
Pp≥p1+△p=2.52+0.5=3.02（MPa）
考虑压力储备，液压泵的最高压力为
Pp=3.02（1+25%）=3.77（MPa）
液压泵的最大供油量qp按液压缸的最大输入流量（10.8L/mm）进行估算。
取泄露系数K=1.1，则
qp≥1.1×
10.8L/min=11.88L/min
按第七章表7-108查得：
YB1-10型单级叶片泵能满足上述估算得出的压力和流量要求：
该泵的额定压力为6.3MPa，公称排量V=10mL/min，额定转速为n=1450r/min。
现估取泵的容积效率ηv=0.85，当选用转速n=1400r/min的驱动电动机时，泵的流量为
qp=Vnηv=10×
1400×
0.85=11.90（L/min）≈12（L/min）
由工况图二可知，最大功率出现在快退阶段，查表1-13取泵的总效率为ηp=0.75,则
选用的电动机型号：
由参考文献一表7-134查得，Y90S-4型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min,额定功率为1.1kW。
根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可算出液压缸在各阶段的实际进、出流量，运动速度和持续时间（见表五），从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定基础。
（2）液压控制阀和部分液压辅助元件
根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本所选择的元件型号规格如表六所列。
表五液压缸在各阶段的实际进出流量、运动速度和持续时间
流量（L/min）
速度（m/s）
时间（s）
无杆腔
有杆腔
工
进
最高速度时
最低速度时
工进阶段只计算了调速上限时的参数。
表六刀锉铣床液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格
序号
名称
通过流量
（L/min）
额定流量
额定压力
（Mpa）
额定压降
型号规格
1
过滤器
12
16
XU-A16×
80J
3
压力表开关
6.3
K-3B
压力表
测压范围
0～10
Y-60
5
溢流阀
25
卸荷压力0.15
Y-25B
6
二位二通电磁阀
2.4
10
<
0.2
22D-10BH
7
单向阀
I-25B
8
三位四通电磁阀
24
0.25
34D-25B
9
单向调速阀
0.3（调速阀）
0.2（单向阀）
QI-25B
二位三通电磁阀
23D-25H
注:
考虑到液压系统的最大压力均小于6.3Mpa,故选用了广州机床研究所的中低压系列液压元件；
单向调速阀的最小稳定流量为0.07L/min,小于系统最低工进速度时的流量0.15L/min。
（3）其他辅助元件及液压油液
1）管件
由表五可知，流经液压缸无杆腔和有杆腔油管的实际最大流量分别为24L/min和12L/min。
查表取油管内油液的允许流速为4L/min，分别算得无杆腔油管的管径d无和d有为
查表JB827-66，同时考虑制作方便，两根油管均选用18×
2（外径18mm，壁厚2mm）的10号冷拔无缝钢管（YB231-70）；
查手册得管材的抗拉强度为
412MPa，查表取安全系数n=8，对管子的强度进行校核：
所选的管子壁厚安全。
其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径大小。
2）油箱
取ζ=6，算得液压系统中的油箱容量为
3）液压油液
根据所选用的液压泵类型，选用牌号为L-HH32的油液，其运动粘度为32mm2/s。
4计算液压系统技术性能
（1）验算压力损失
由于本系统的管路布局尚未确定,故仅按式:
估算阀类元件的压力损失。
快进阶段液压缸差动连接，有杆腔的油液经二位三通换向阀流入无杆腔，根据表三和表五中的数值，可求得有杆腔压力p2与无杆腔p1之差：
将其折算到进油路上，可求得此阶段进油路上阀类元件的总压力损失为：
工进阶段进油路上阀类元件的总压力损失：
快退阶段进油路上阀类元件的总压力损失：
尽管上述计算结果与估取值不同，但不会是系统工作压力超过其能达到的最高压力。
（2）确定系统调整压力
根据上述计算可知：
液压泵也即溢流阀的调整压力应为工进阶段的系统工作压力和压力损失之和，即
（3）估算系统效率、发热和升温
由表五的数据可看到，本液压系统在整个工作循环持续时间中，快速进退仅占8%，而工作进给达92%（按最低进给速度计），所以系统效率、发热和温升可概略用工进时的数值来代表。
可算出工进阶段的回路效率
前已取液压泵的总效率ηp=0.75和液压缸的总效率ηcm=ηA=0.9，则可算得本液压系统的效率
足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。
根据系统的发热量计算公式可得工进阶段的发热功率
取散热系数K=15W/（m·
℃）算得系统温升为
此温升超出了许用范围△t=35℃，为此，采取两条措施：
通过适当加大油箱容量（即V=7×
12=84L）以增大油箱散热面积，采用风扇冷却[即取K=20W/（m2·
℃）]。
从而满足了许用温升要求。
根据前面设计可知数据：
1.液压缸的工作压力：
p=3Mpa。
2.无杆腔有效面积：
3.有杆腔有效面积：
，
其中：
。
4.液压缸内径：
D=70mm,活塞杆直径d=56mm.其中
5.工作行程：
L=400mm。
6.工作循环中最大外负载：
F=9550N。
1.缸工作压力的确定：
取p=3Mpa。
2.液压缸内径D和活塞杆直径d的确定
为了防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压，暂取背压为0.8Mpa,并取机械效率为ηcm=0.9。
D=70mm,d=56mm,其中
对于选定后的液压缸内径D，必须进行最小稳定速度的验算。
要保证液压缸节流腔的有效工作面积A，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积Amin，即A>
Amin
显然，由已知可得满足速度稳定要求。
3.液压缸壁厚和外径的计算：
由公式：
δ≥PyD/2[σ]计算。
式中：
δ——液压缸壁厚（m）;
σ——液压缸内径（m）；
Py——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍（Mpa）;
[σ]——缸筒材料的许用应力。
在这用高强度铸铁，其值为：
[σ]=60Mpa.
计算可得：
δ=2.63（取Py=1.5p=4.5Mpa）.
则缸体的外径D1为：
D1≥D+2δ=75.3
4.液压缸工作行程的确定
已知：
L=400mm.
5.缸盖厚度的确定
前缸盖：
后缸盖：
t——缸盖有效厚度（m）；
D2——缸盖止口内径（m）；
D0——缸盖孔的直径（m）。
6.最小导向长度的确定
当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。
如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。
按下式：
L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。
图四液压缸的导向长度
活塞的宽度B一般取：
（0.6~1.0）D；
缸盖滑动支承面的长度
，根据液压缸内径D而定：
当D<
80mm时,取
=（0.6~1.0）D;
当D>
=（0.6~1.0）d.
为保证最小导向长度H,若过分增大
和B都是不适合的,必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值.隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定,即
取
=0.8D=56mm,B=0.6D=42mm则：
C=7
7.缸体长度的确定
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。
缸体外形长度还要考虑到两端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不应大于内径的20～30倍。
而缸体长度为：
L2=D+t=70+7.7=77.7
显然，满足所需条件。
8.活塞杆稳定性的验算
活塞杆长度根据液压缸最大行程L而定。
对于工作行程中受压的活塞杆，当活塞杆长度L与其直径d之比大于15时，应对活塞杆进行稳定性验算。
而L/d=400/56=7.14<
15。
活塞杆稳定性好。
1.缸体与缸盖的连接形式
一般来说，缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。
工作压力p＜10MPa时，使用铸铁；
p＜20MPa时，使用无缝钢管；
p＞20MPa时，使用铸钢或锻钢。
如图所示为缸筒和缸盖的常见结构形式。
图五（a）所示为法兰连接式，结构简单，容易加工，也容易装拆，但外形尺寸和重量都较大，常用于铸铁制的缸筒上。
图五（b）所示为半环连接式，它的缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度，为此有时要加厚缸壁，它容易加工和装拆，重量较轻，常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。
图五（c）所示为螺纹连接式，它的缸筒端部结构复杂，外径加工时要求保证内外径同心，装拆要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都较小，常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。
图五（d）所示为拉杆连接式，结构的通用性大，容易加工和装拆，但外形尺寸较大，且较重。
图五（e）所示为焊接连接式，结构简单，尺寸小，但缸底处内径不易加工，且可能引起变形。
图五缸筒和缸盖结构
（a）法兰连接式（b）半环连接式（c）螺纹连接式（d）拉杆连接式（e）焊接连接式
1—缸盖2—缸筒3—压板4—半环5—防松螺帽6—拉杆
在此使用铸铁，选用法兰连接。
2.活塞杆与活塞的连接结构
可以把短行程的液压缸的活塞杆与活塞做成一体，这是最简单的形式。
但当行程较长时，这种整体式活塞组件的加工较费事，所以常把活塞与活塞杆分开制造，然后再连接成一体。
图六所示为几种常见的活塞与活塞杆的连接形式。
图六（a）所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接，它适用负载较小，受力无冲击的液压缸中。
螺纹连接虽然结构简单，安装方便可靠，但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。
图六（b）和（c）所示为卡环式连接方式。
图六（b）中活塞杆5上开有一个环形槽，槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4，半环3由轴套2套住，而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。
图六（c）中的活塞杆，使用了两个半圆环4，它们分别由两个密封圈座2套住，半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。
图六（d）所示是一种径向销式连接结构，用锥销1把活塞2固连在活塞杆3上。
这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。
图六常见的活塞组件结构形式
3.活塞杆导向部分的结构
选用导向套导向。
因导向套磨损后便于更换，应用普遍。
4.活塞及活塞杆处密封圈的选用
图七密封装置
（a）间隙密封（b）摩擦环密封（c）O形圈密封（d）V形圈密封
图七（a）所示为间隙密封，它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。
为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽，以增大油液通过间隙时的阻力。
它的结构简单，摩擦阻力小，可耐高温，但泄漏大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。
图七（b）所示为摩擦环密封，它依靠套在活塞上的摩擦环（尼龙或其他高分子材料制成）在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。
这种材料效果较好，摩擦阻力较小且稳定，可耐高温，磨损后有自动补偿能力，但加工要求高，装拆较不便，适用于缸筒和活塞之间的密封。
图七（c）、图七（d）所示为密封圈（O形圈、V形圈等）密封，它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。
它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。
对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受污染，使密封件磨损，因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈，并放在向着活塞杆外伸的一端。
在此选O形圈加挡圈密封。
5.液压缸的缓冲装置
缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出，以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。
在此选三角槽式节流缓冲装置。
见参考文献一图2-4。
活塞5的两端开有三角槽，前后缸盖3、8上的钢球7起单向阀的作用。
当活塞启动时，压力油顶开钢球进入液压缸，推动活塞运动。
当活塞接近缸的端部时，回油路被活塞逐渐封闭，使液压缸油只能通过活塞上轴向的三角槽缓慢排出，形成缓冲液压阻力。
节流口的通流面积随活塞的移动而逐渐减小，活塞运动速度逐渐减慢，实现制动缓冲。
6.液压缸的排气装置
液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时，液压缸里和管道系统中会渗入空气，为了防止执行元件出现爬行，噪声和发热等不正常现象，需把缸中和系统中的空气排出。
一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走，也可在最高处设置如图八（a）所示的放气孔或专门的放气阀〔见图八（b）、（c）〕。
图八放气装置
1—缸盖2—放气小孔3—缸体4—活塞杆
7.液压缸的安装连接结构
1）.液压缸的安装形式（见参考文献一图2-13）
选尾部外法兰连接形式。
2）.液压缸进、出油口形式及大小的确定（见参考书一表2-14）
知进、出油口安装尺寸为：
M27×
2。
3）.液压缸用耳环安装结构（见参考文献一表2-15）
采用带轴套的单耳环结构。
4）.杆用单耳环国际标准安装尺寸（见参考书一表2-16）
具体参数如下：
型号
活塞杆直径
缸筒内径
公称力（N）
ΦKK
CK（H9）
EM（H13）
ER（max）
CA（Js13）
AW（min）
LE（min）
60
70
160
320000
M48×
2
56
59
126
63
结论
毕业设计是对我们大学学习的一次综合性的检测，它是我们走向社会前的一次实践。
设计到此全部完成，历时五
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