专用铣床液压系统设计.docx
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专用铣床液压系统设计
摘要
1.铣床概述
铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。
铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。
2.液压技术发展趋势
液压技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一，世界各国对液压工业的发展都给予很大重视。
液压气动技术具有独特的优点，如:
液压技术具有功率传动比大，体积小，频响高，压力、流量可控性好，可柔性传送动力，易实现直线运动等优点；气动传动具有节能、无污染、低成本、安全可靠、结构简单等优点，并易与微电子、电气技术相结合，形成自动控制系统。
主要发展趋势如下：
1.减少损耗，充分利用能量
2.泄漏控制
3.污染控制
4.主动维护
5.机电一体化
6.液压CAD技术
7.新材料、新工艺的应用
3.主要设计内容
本设计是设计专用铣床工作台进给液压系统，本机床是一种适用于小型工件作大批量生产的专用机床。
可用端面铣刀，园柱铣刀、园片及各种成型铣刀加工各种类型的小型工件。
设计选择了组成该液压系统的基本液压回路、液压元件，进行了液压系统稳定性校核，绘制了液压系统图，并进行了液压缸的设计。
关键词铣床；液压技术；液压系统；液压缸
ABSTRACT
1.Millingmachineisgeneraltostate
Millingmachineistocarryoutthemachinetoolofmillingprocessingwithmillingcutterforworkpiece.Millingmachineexcludescanmillingplane,groove,gearteeth,threadandsplineaxleareoutside,canstillprocessmorecomplextypesurface,efficiencyhashighplanercomparatively,whenmechanicalproductionandrepairdepartmentgetextensiveapplication.
2.Hydraulictechnologydevelopstendency
Hydraulictechnologyisthattheoneofcrucialtechnical,worldcountriesthatrealizemoderntransmissionandcontrolgivegreatattentiontothedevelopmentofhydraulicindustry.Hydraulicpneumatictechnologyhasuniqueadvantage,suchas:
Hydraulictechnologyhaspowerweightthanisbig,volumeislittle,frequentlyloudandhigh,pressureandrateofflowmaycontrolsexwell,itmaybeflexibletodeliverpower,iseasytorealizetheadvantagessuchasthesportofstraightline;Pneumatictransmissionhasenergysaving,freefromcontamination,lowcostandsafereliable,structuralsimpleetc.advantage,andiseasytoformautomaticcontrolsystemwithmicroelectronicsandelectricintechnology.Developtendencymainlytobeasfollows:
1.Reducewastage,useenergy
2fully.Leakcontrol
3.Pollutecontrol
4.Defend
5initiatively.Electromechanicalunifinication
6.HydraulicCADtechnical
7.Theapplicationofnewmaterialandnewtechnology
3.Designcontentmainly
Quantityofproduction.Mayusethegardencolumnmillingcutter,gardenflatandmillingcutterofendpanelandisvarioustoprocessthesmall-sizedworkpieceofvarioustypesintotypemillingcutter.
Designinghaveselectedtoformhydraulicelementandthebasicallyhydraulicloopofthishydraulicsystem,havecarriedouthydraulicsystematicstabilityschoolnucleus,havedrawnhydraulicsystemtoseek,andhavecarriedoutthedesignofhydraulicbigjar.
Keywordsmillingmachine；hydraulictechnology；hydraulicsystem；hydraulicbigjar
摘要2
毕业设计任务书 5
第一章专用铣床液压系统设计7
1.1技术要求7
1.2系统功能设计7
1.2.1工况分析7
1.2.2确定主要参数，绘制工况图8
1.2.3拟定液压系统原理图10
1.2.4组成液压系统10
1.3系统液压元件、辅件设计12
第二章专用铣床液压系统中液压缸的设计17
2.1液压缸主要尺寸的确定17
2.2液压缸的结构设计 20
致谢24
参考文献25
毕业设计任务书
一、设计课题
专用铣床液压系统设计
二、设计依据
某铣床工作台为卧式布置（导轨为水平导轨，其静、动摩擦因数µs=0.2;µd=
0.1），拟采用缸筒固定的液压缸驱动工作台，完成工件铣削加工时的进给运动；工件采用机械方式夹紧。
工作台由液压与电气配合实现的自动循环要求为：
快进
—→工进—→快退—→停止。
工作台除了机动外，还能实现手动。
铣床工作台的运动参数和动力参数如表所列。
表 铣床工作台的运动参数和动力参数
工况
行程
（mm）
速度
（m/s）
时间
t（s）
运动部件重力G（N）
铣削负载Fe（N）
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
0.075
t3
-
5.33
三、设计任务及要求
设计要求：
设计选择组成该液压系统的基本液压回路并说明液压系统的工作原理，设计计算选择液压元件，进行液压系统稳定性校核，绘液压系统图，设计液压缸，编写液压系统设计说明书。
设计任务：
1设计说明书一份
2绘制液压系统图（A1）
3专用铣床示意图（A1）
4液压缸装配图（A1）
5液压缸各零件图（缸体、活塞、活塞杆、缸盖）
第一章专用铣床液压系统设计
1.1技术要求
铣床采用缸筒固定的液压缸驱动工作台，卧式布置，，完成工件铣削加工时的进给运动；工件采用机械方式夹紧。
工作台由液压与电气配合实现的自动循环要求为：
快进—→工进—→快退—→停止。
工作台除了机动外，还能实现手动。
铣床工作台的运动参数和动力参数如表1.1所列。
表1.1 铣床工作台的运动参数和动力参数
工况
行程
（mm）
速度
（m/s）
时间
t（s）
运动部件重力G（N）
铣削负载Fe（N）
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
0.075
t3
-
5.33
1.2系统功能设计
1.2.1工况分析
工作台液压缸外负载计算结果见表1.2
表1.2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=µs（G+Fn）=0.2×（5500+0）=1100（N）
动摩擦负载：
Ffd=µd（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
1100
加速
F6=Ffd+G/g×△v/△t
1390
快退
F7=Ffd
550
由表1.1和表1.2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1.1 液压缸的L-t图、v-t图和F-t图
1.2.2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1.2）。
表1.3液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率
工作阶段
计算公式
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
1100
-
0.48
-
-
加速
1390
0.5
1.12
-
-
恒速
550
0.5
0.74
10.8
133.2
工进
9550
0.8
2.52
0.3~4.98
12.6~202
快退
启动
1100
-
0.49
-
-
加速
1390
0.5
1.62
-
-
恒速
550
0.5
1.24
10.8
232.5
图1.2 液压缸的工况图
1.2.3拟定液压系统原理图
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。
1.2.4组成液压系统
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1.3所示，其对应的动作顺序如表1.4。
图1.3专用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1.4专用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
-
-
-
-
注：
“+”——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：
进油：
1→2→7→8→11;回油：
10→9→8→油箱。
快退回路：
进油：
1→2→7→9→10;回油：
11→8→油箱。
卸载：
1→2→5→6→油箱。
1.3系统液压元件、辅件设计
1.3.1液压泵及其驱动电机
由液压缸的工况图1.2或表1.3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1.2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1.5），从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定基础。
1.3.2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1.6所列。
表1.5液压缸在各阶段的实际进出流量、运动速度和持续时间
工作阶段
流量（L/min）
速度（m/s）
时间（s）
无杆腔
有杆腔
快进
工
进
最高速度时
最低速度时
快退
注：
工进阶段只计算了调速上限时的参数。
表1.6专用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
（L/min）
额定压力
（Mpa）
额定压降
（Mpa）
型号规格
1
过滤器
12
16
1
-
XU-A16×80J
3
压力表开关
12
-
6.3
-
K-3B
4
压力表
-
-
测压范围
0～10
-
Y-60
5
溢流阀
12
25
6.3
卸荷压力0.15
Y-25B
6
二位二通电磁阀
2.4
10
6.3
<0.2
22D-10BH
7
单向阀
12
6.3
25
<0.2
I-25B
8
三位四通电磁阀
24
6.3
25
<0.25
34D-25B
9
单向调速阀
12
6.3
25
<0.3（调速阀）
<0.2（单向阀）
QI-25B
10
二位三通电磁阀
12
6.3
25
<0.2
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。
1.3.3其他辅助元件及液压油液
1）管件
由表1.5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。
1.3.4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1.3和表1.5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1.5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。
第二章专用铣床液压系统中液压缸的设计
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。
2.1液压缸主要尺寸的确定
2.1.1缸工作压力的确定：
取p=3Mpa。
2..1.2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。
2.1.3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
2.1.4液压缸工作行程的确定
已知：
L=400mm.
2.1.5缸盖厚度的确定
前缸盖：
后缸盖：
式中：
t——缸盖有效厚度（m）；
D2——缸盖止口内径（m）；
D0——缸盖孔的直径（m）。
2.1.6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：
式中：
L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。
图2.1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>80mm时,取
=（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
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