专用铣床的液压系统设计.docx
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专用铣床的液压系统设计
液压传动课程设计
题目名称
专用铣床得液压系统设计
专业班级
学生姓名
学号
指导教师
机械与车辆工程系
二○一六年月日
蚌埠学院机械与车辆工程系
液压传动课程设计任务书
班级姓名学号指导教师:
一、设计题目:
设计一台专用铣床得液压传动系统,若工作台、工件与夹具得总重量力为14000N,轴向切削力为10KN,工作台总行程300mm,工作行程180mm,快进与快退速度均为6m/min,工进速度为30800mm/min,加速与减速时间均为0、05s,工作台采用平导轨,静摩擦系数为0、2,动摩擦系数为0、1,设计该机床得液压传动系统。
二、设计要求:
液压系统图拟定时需要提供2种以上得设计方案得选择比较。
从中选择您认为更好得一种进行系统元件选择计算。
三、工作量要求
1·液压系统图1张（A1）
2·液压缸装配图1张
3·设计计算说明书1份
四、设计时间:
2016年6月6日2016年6月12日
蚌埠学院本科课程设计评阅表
机械与车辆工程系2015级专业
学生姓名
学号
课题名称
专用铣床得液压系统设计
指导教师评语:
指导教师（签名）:
2016年6月16日
评定成绩
1分析负载
1、1负载分析
1、1、1外负载
Ft=10KN
1、1、2惯性负载
机床工作部件得总质量m=1400kg,取t=0、05s。
Fm=mΔv/Δt=1400×［6/（0、05×60）］=2800N
1、1、3阻力负载
机床工作部件对动力滑台导轨得法向力为
Fn=mg=14000N
静摩擦阻力
Ffs=fsFn=0、2×14000=2800N
动摩擦阻力
Ffd=fdFn=0、1×14000=1400N
由此得出液压缸在各工作阶段得负载如下表。
工况
负载组成
负载值F（N）
起动
F=Fnfs
2800
加速
F=Fnfs+mΔV/Δt
4200
快进
F=Fnfd
1400
工进
F=Fnfd+Fg
11400
快退
F=Fnfd
1400
按上表数值绘制负载图
由于V1=V3=6m/min,l1=120mm,l2=180mm,快退行程l3=l1+l2=300mm,工进速度V2=0、1m/min,由此可绘出速度图。
a.负载图
b.速度图
2确定执行元件主要参数
由资料查得,组合机床在最大负载约为10000N时液压系统宜取压力P1=2、5Mpa,鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等,这里得液压缸用单活塞杆就是得,并在快进时作差动连接。
这种情况下液压缸无杆腔得工作面积A1,应为有杆腔工作面积A2得两倍,即=A1/A2=2,而活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0、707D得关系。
在铣屑加工时,液压缸回路上必须具有背压P2,以防止铣屑完成时滑台突然前冲。
查表可得P2=0、6Mpa。
快进时液压缸作差动连接,管路中有压力损失,有杆腔得压力应略大于无杆腔,但其差值较小,可先按0、3Mpa考虑,快退时回油腔中就是有背压得,这时P2也可按0、6Mpa估算。
有工进时得负载按上表中得公式计算液压缸面积
A2=
=
=27、27×104m2
A1=φA2=2A2=2×27、27×104=54、54×104m2
D=
=
=0、083m
d=0、707D=0、083×0、707=0、059m
将这些直径按GB/t23482001圆整成就近标准值得
D=0、09m
d=0、06m
由此求得液压缸两腔得实际有效面积A1=πD2/4=63、585×104m2,A2=π（D2d2）/4=35、325×104m2。
经验算,活塞杆得强度与稳定性均符合要求。
根据上述D与d得值,可估算出液压缸在各个工作阶段中得压力、流量与功率,入下表所示,并据此绘出工况图。
工况
负载F/N
回油腔压力p2/Mpa
进油腔压力p1/Mpa
输入流量q103/m3·s1
输入功率P/KW
快进（差动）
起动
2800
0
1、043
加速
4200
p1+Δp（Δp=0、3Mpa）
1、939
恒速
1400
0、896
0、2826
0、2532
工进
11400
0、6
2、22
0、0106
0、0235
快退
起动
2800
0
0、834
加速
4200
0、6
2、332
恒速
1400
1、497
0、3533
0、5289
工况图
设计液压系统方案与拟定液压系统原理图
3、1设计液压系统方案
由于该机床就是固定式机械,且不存在外负载对系统作功得工况,并有工况图知,这台机床液压系统得功率小,滑台运动速度低,工作负载变化小。
查表可得该液压系统以采用节流调速方式与开式循环为宜。
现采用进油路节流调速回路,为解决铣削完成时滑台突然前冲得问题,回油路上要设置背压阀。
从工况图中可以清楚地瞧到,在这个液压系统得工作循环内,液压缸要求油源交替得提供低压大流量与高压小流量得油液。
最大流量约为最小流量得33倍,而快进加快退所需要得时间t1与工进所需要得时间t2分别为
亦即就是t1/t2=26。
因此从提高系统效率、节省能量得角度来瞧,采用单个定量液压泵作为油源显然就是不合适得,而宜采用大、小两个液压泵自动两级并联供油得油源方案。
3、2选择基本回路
由于不存在负载对系统作功得工况,也不存在负载制动过程,故不需要设置平衡及制动回路。
但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。
3、2、1调速回路
由工况图可知,该铣床液压系统功率小,因此选用节流调速方式,滑台运动速度低,工作负载为阻力负载且工作中变化小,故可选用进口节流调速回路。
为防止铣削时负载突然消失引起运动部件前冲,在回油路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式,系统必然为开式循环系统。
考虑到铣削加工中有顺铣与逆铣两种工况,宜采用调速阀来保证速度稳定,并将调速阀装在液压缸回油路上起阻力作用,使工作台低速运动时比较平稳,如下图a、b所示,由于本系统滑台由快进转为工进时,速度变化不大,为减少速度换接时得液压冲击,从节约成本考虑,而从提高系统效率、节省能量角度来瞧,我们选用选用双联叶片泵供油得油源方案。
ab
3、2、2换向回路与卸荷回路
铣床工作台采用单活塞杆液压缸驱动。
由工况图可知,输入液压缸得流量由17L/min降至0、6L/min,滑台得速度变化较大,可选用行程阀来控制速度得换接,以减小液压冲击。
当滑台由工进转为快退时,回路中通过得流量很大——进油路中通过21L/min,回油路中通过21×（63、585/35、325）L/min=37、8L/min。
为了保证换向平稳起见,宜采用换向时间可调得电液换向阀式换接回路。
由于这一回路还要实现液压缸得差动连接,所以换向阀必须就是五通得,如下图所示。
3、2、3快速运动回路
为实现工作台快速进给,选用三位五通电磁换向阀构成液压缸得差动连接。
这种差动连接得快速运动回路,结构简单,也比较经济,如下图a所示。
在图b中结构复杂不利于控制,所以选择a所示得回路,一起同上图组成得快速换向回路,同样可以实现差动连接。
同时验算回路得压力损失比较简便,所以不选用图b所示得回路。
ab
3、2、4压力控制回路
由于液压系统流量很小,铣床工作台工作进给时,采用回油路节流调速,故选用定量泵供油比较、经济,如图所示。
调压回路采用先导式溢流阀维持液压泵出口压力恒定。
当换装工件时,工作台停止运动,液压泵卸荷回路采用小型二位三通电磁阀控制先导型溢流阀,实现液压泵得卸荷。
而从提高系统效率、节省能量角度来瞧,选用如图b所示。
ab
3、3将液压回路综合成液压系统
把上面学选出得各种液压回路组合画在一起,就可以得到一张液压系统原理图,将此图仔细检查一遍,可以发现该图所示系统在工作中还存在问题。
为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善,必须对系统图进行如下修改:
（1）为了解决滑台工进时进、回油路相互接通,系统无法建立压力得问题,必须在换向回路中串接一个单向阀a,将进、回油路隔断。
（2）为了解决滑台快进时回油路接通油箱,无法实现液压缸差动连接得问题,必须在回油路上串接一个液控顺序阀b。
这样,滑台快进时因负载较小而系统压力里较低,使阀b关闭,便阻止了油液返回油箱。
（3）为了解决机床停止工作后回路中得油液流回油箱,导致空气进入系统,影响滑台运动平稳性得问题,必须在电液换向阀得回油口增设一个单向阀c。
（4）为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号,须在调速阀输出端增设一个压力继电器d。
（5）若将顺序阀b与背压阀8得位置对调一下,就可以将顺序阀与油源处得卸荷阀合并,从而省去一发。
进过修改、整理后得液压系统原理图如图所示。
4选择液压元件
4、1液压缸
液压缸在整个工作循环长得最大工作压力为2、332Mpa,如取进油路上得压力损失为0、8Mpa,为使压力继电器能可靠地工作,取其调整压力高出系统最大工作压力0、5Mpa,则小流量液压泵得最大工作压力应为
pp1=（2、332+0、8+0、5）=3、632Mpa
大流量液压泵在快进、快速运动就是才向液压缸输油,由工况图可知,快退时液压缸得工作压力比快进时打,如取进油路上得压力损失为0、5Mpa,则大流量液压泵得最高工作压力为
pp2=（1、497+0、5）=1、997Mpa
有工况图可知,两个液压泵应向液压泵提供得最大流量为21、198L/min,因系统较简单,取泄露系数KL=1、05,则两个液压泵得实际流量应为
qp=1、0521、198=22、258L/min
由于溢流阀得最小稳定溢流量为3L/min,而工进时输入液压缸得流量为0、6L/min,由小流量液压泵单独供油,所以小液压泵得流量规格最少应为3、6L/min。
根据以上压力与流量得数值查询产品样本,最后确定选取YB16/20型双联叶片液压泵,其小液压泵与撒液压泵得排量分别为6mL/r与20mL/r,当液压泵得转速np=940r/min时该液压泵得理论流量为5、640L/min,18、8L/min,若取液压泵得容积效率ηv=0、88则液压泵得实际输出流量为
qp=［（6+20）×940×0、88/1000］=21、5072L/min
由于液压缸在快退时属兔功率最大,这时液压缸工作压力为2Mpa、流量为21、5072L/min。
按表取液压泵得总效率ηp=0、75,则液压泵驱动电动机所需得功率为
P=
=
kW=0、95kW
根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L6型电动机,其额定功率Pn=1、5kW,额定专属nn=940r/min。
4、2阀类元件及辅助元件
根据阀类及辅助元件所在油路得最大工作压力与通过该元件得最大实际流量,可选出这些液压元件得型号及规格见表。
表中序号与系统图得元件标号相同。
元件得型号及规格
序号
元件名称
估计通过流量/L·min1
额定流量/L·min1
额定压力/Mpa
额定压降/Mpa
型号、规格
1
双联叶片泵
21、5
17、5
YB16/20
2
三位五通电液阀
60
80
16
<0、5
35DYF3YE10B
3
行程阀
50
63
16
<0、3
AXQFE10B
qmax=100L/min
4
调速阀
0、5
0、07～50
16
5
单向阀
60
63
16
0、2
6
单向阀
25
63
16
<0、2
AF3Ea10B
7
液控顺序阀
25
63
16
<0、3
XF3E10B
8
背压阀
0、3
63
16
YF3E10B
9
溢流阀
5
63
16
YF3E10B
10
单向阀
25
63
16
<0、2
C
11
滤油器
30
63
<0、02
XU63×80J
12
压力表开关
16
KF3E3B
13
单向阀
60
63
16
<0、2
AF3E10B
14
压力继电器
10
HED1Ka/10
4、3油管
各元件间连接管道得规格按液压元件接口处得尺寸决定,液压缸进、出油管则按输入、排出得最大流量计算。
由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段得进、出流量已于原定数值不同,所以要重新计算表所示。
液压缸得进、出流量
快进
工进
快退
输入流量/L·min1
q1=（A1qp）/（A1A2）=47、46
q1=0、6
q1=qp=21、507
排出流量/L·min1
q2=（A2q1）/A1=25、95
q2=（A2q1）/A1=0、33
q2=（A2q1）/A1=39、33
运动速度/m·min1
u1=qp/（A1A2）=7、4
U2=q1/A1=0、094
U3=q1/A2=6、09
由上表可以瞧出,液压缸在各个工作阶段得实际运动速度符合设计要求。
根据表中数值,并按第二章第七节推荐取油液在压油管得速率u=3m/s,按式算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连得油管内径分别为
d=2×
=2×
=18、33mm
d=2×
=12、34mm
这两根油管都按GB/T23512005选用内径φ15mm、外径φ18mm得冷拔无缝钢管。
4、4油箱
油箱容积按式估算,取经验数据ξ=7,故其容积为
V=ξqp=7×21、5072=150、55L
按JB/T79381999规定,取最靠近得标准值V=160L。
5验算液压系统性能
5、1验算系统压力损失并确定压力阀得调整值
由于系统得管路不知尚未具体确定,整个系统得压力损失无法全面估算,故只能先按式估算阀类元件得压力损失,待设计好管路布局图后,加上管路得沿程损失与局部损失即可。
但对于中小型液压系统,管路得压力损失甚微,可以不予考虑。
压力损失得验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。
（1）快进
滑台快进时,液压缸差动连接,由表可知,进油路上油液通过单向阀10得流量就是22L/min、通过电液换向阀2得流量就是27、1L/min,然后与液压缸有杆腔得回油汇合,以流量51、25L/min通过行程阀3并进入无杆腔。
因此进油路上得总压降为
∑Δpv=［0、2×（16、544/63）2+0、5×（21、5072/80）2+0、3×（47、46/63）2］
=（0、002+0、036+0、17）=0、208Mpa
此值不大,不会使压力阀开启,故能确保两个泵得流量全部进入液压缸。
回油路上,液压缸有杆腔中得油液通过电液换向阀2与单向阀6得流量都就是24、15L/min,然后与液压泵得供油合并,经行程阀3流入无杆腔。
由此可计算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1只差。
Δp=p2p1=［0、5×（25、95/80）2+0、2×（25、95/63）2+0、3×（47、46/63）2］=
=0、258Mpa
此值与原估计值0、3Mpa基本相符。
（2）工进
工进时,油液在进油路上通过电液换向阀2得流量为0、5L/min,在调速阀4处得压力损失为0、5Mpa;油液在会有路上通过换向阀2得流量就是0、33L/min,在背压阀8处得压力损失为0、6Mpa,通过顺序阀7得流量为（0、33+16、544）L/min=16、874L/min,因此这时液压缸回油腔得压力p2为
p2=［0、5×（0、33/80）2+0、6+0、3×（16、874/63）2］=0、622Mpa
可见此值略大于原估计值0、6Mpa。
故可按表中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1,即
p1=2、23Mpa
此值略高于表中值。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0、5Mpa,故溢流阀9得调压pp1A应为
pp1A>p1+∑Δp1+Δpe=［2、23+0、5×（0、6/80）2+0、5+0、5］=3、23Mpa
（3）快退
快退时,油液在进油路上通过单向阀10得流量为16、544L/min、通过换向阀2得流量为21、5072L/min;油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2与单向阀13得流量都就是39、33L/min。
因此进油路上总压降为
∑Δpv1=［0、2×（16、544/63）2+0、5×（21、5072/80）2］Mpa=0、05Mpa
此值较小,所以液压泵驱动电动机得功率就是足够得。
回油路上总压降为
∑Δpv2=［0、2×（39、33/63）2+0、5×（39、33/80）2+0、2×（39、33/63）2］Mpa
=0、277Mpa
此值与表中得估计值相近,故不必重算。
所以,快退时液压泵得工作压力pp应为
pp=p1+∑Δpv1=0、05+2332=2、382Mpa
因此大流量液压泵卸荷得顺序阀7得调压应大于2、382Mpa。
5、2验算油液温升
工进在整个工作循环过程中所占得时间比例达95%,所以系统发热与油液温升可按工进时得工况来计算。
为简便起见,采用系统得发热功率计算方法之二来进行计算。
工进时液压缸得有效功率为
Pe=Fu2=（11400×0、094）/103×60=0、01786kW
这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷,小流量液压泵在高压下供油。
大液压泵通过顺序阀7得流量为q2=16、544L/min,有表查得该阀在额定流量qn=63L/min时得压力损失Δpn=0、3Mpa,故此阀在工进时得压力损失
Δp=Δpn（q2/qn）2=0、3×（16、544/63）2=0、079Mpa
小液压泵工进时得工作压力pp1=3、23Mpa,流量q1=4、97L/min,所以两个液压泵得总输入功率
Pp=
=0、3865kW
由式算得液压系统得发热功率为
ΔP=PpPe=0、38650、001786=0、36864kW
按式可算出油箱得散热面积为
A=6、5
=6、5
=1、92m2
由表查得油箱得散热系数K=9W/（m2·℃）,则按式求出油液温升为
Δt=
×103=
×103=21、33℃
由表知,此温升值没有超出允许范围,故该液压系统不必设置冷却器。
设计小结
通过这次课程设计又再次体验了画图得不易,从早上吃过饭就开始画图,有得时候画得入神就会忘了吃中午饭、甚至下午饭,还会有同学说不画完就不吃饭,经常见到这样得同学,当然我也就是这样得一员。
记得有两天同学在机电楼画图室画图,晚上因为画得很晚结果就被楼下瞧门得大叔骂了,那个时候我们很委屈啊,谁想画图画到这么晚呢！
。
我真得很害怕课程设计,上一次得减速器课程设计至今还没忘记,就像同学说得一样,打死也不想再来一次了。
不过话又说回来,每到做课程设计得时候,同学又聚到了一起,在一起讨论,偶尔瞧瞧您画得,瞧瞧我画得,累得时候可以聊聊天,玩玩闹闹,也许这也算就是将来一份美好得回忆吧。
对于这次课程设计,无论图再难、亦或再容易如果不认真就会画错,那怕一条直线如果您不在意,就会尺寸画得不对或者位置画得不对,这样不但还浪费您得时间、并且还要擦掉重画使得图纸不干净,所以这次得课程设计又再次锻炼了我们得耐力、我们得画图能力。
这次得课程设计每四人一组,数据一样,听老师说可以有八中不同得液压系统图,这让我明白了液压得多元性。
通过设计,我又明白了相同得工作元件当不同得连接时可以产生不同得工作效果,不同得元件,采用不同得方法也可以达到相同得效果。
例如,液压缸可以用单杆活塞式液压缸,也可以用柱塞式液压缸。
在此设计中,又再次深刻了解了各种基本回路。
最后,无论怎样我们还就是完成了,也许不就是很好,但就是我相信我们每位同学都认真得做了。
在此也很感谢我得辅导老师王月英老师,感谢在最后上交得时候瞧了每一位同学得设计图,并且指出其中得错误使我们知其然、知其所以然。
参考文献
［1］成大先、机械设计手册、第5版、北京:
化学工业出版社,2008、
［2］左健民、液压与气压传动、第4版、北京:
机械工业出版社,2012、
［3］雷天觉新编液压工程手册、第1版、北京:
北京理工大学出版社,1998、
［4］杨署东等、液压传动与气压传动、第3版、武汉:
华中科技大学出版社,2008、
［5］于英华、组合机床设计、第1版、北京:
清华大学出版社,2012、
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