实例二液压专用铣床液压系统设计.docx
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实例二液压专用铣床液压系统设计
Documentnumber【SA80SAB-SAA9SYT-SAATC-SA6UT-SA18】
实例二液压专用铣床液压系统设计
实例二液压专用铣床液压系统设计
设计要求：
设计一台成型加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。
工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。
机床的工作循环为：
手工上料→工件自动夹紧→工作台快进→铣削进给（工进）→工作台快退→夹具松开→手动卸料。
参数要求：
运动部件总重力
G=25000N
切削力
Fw=18000N
快进行程
l1=300mm
工进行程
l2=80mm
快进、快退速度
v1=v3=5m/min
工进速度
v2=100～600mm/min
启动时间
△t=
夹紧力
Fj=30000N
行程
lj=15mm
夹紧时间
△tj=1s
工作台采用平导轨，导轨间静摩擦系数fs=,动摩擦系数fd=，要求工作台能在任意位置上停留
一.分析工况及主机工作要求，拟订液压系统方案
1.确定执行元件类型
夹紧工件，由液压缸完成。
因要求同时安装、加工两只工件，故设置两个并联的、缸筒固定的单活塞杆液压缸。
其动作为：
工作台要完成单向进给运动，先采用固定的单活塞杆液压缸。
其动作为：
2.确定执行元件的负载、速度变化范围
（1）夹紧缸惯性力和摩擦力可以忽略不计，夹紧力F=300000N。
（2）工作缸工作负载Fw=18000N
运动部件惯性负载
导轨静摩擦阻力Ffs=fsG=×25000N=5000N
导轨动摩擦阻力Ffd=fdG=×25000N=2500N
根据已知条件计算出执行元件各工作阶段的负载及速度要求，列入下表：
表2工作循环各阶段的负载及速度要求
工作循环
外负载
速度要求
夹紧
3000N
v=l/△t=s
工作台启动
Fa+Ffs=
加速△v/△t=s2
工作台快进
Ffd=2500N
v=5m/min
工作台工进
Fw+Ffd=20500N
v=～min
工作台快退
Ffd=2500N
v=5m/min
二.参数设计
1.初定系统压力
根据机器类型和负载大小，参考，初定系统压力p1=3MPa。
2.计算液压缸的主要尺寸
（1）夹紧缸
按工作要求，夹紧力由两并联的液压缸提供，则
根据国标，取夹紧缸内径D=80mm，活塞杆直径d==50mm。
（2）工作缸
由表2可知,工作缸的最大负载F=20500N,取液压缸的回油背压p2=,机械效率ηcm=,则
根据国标，取工作缸内径D=100mm，活塞杆直径d按杆径比d/D=得d=70mm。
3.计算液压缸各个工作阶段的工作压力、流量和功率
根据液压缸的负载和速度要求以及液压缸的有效作用面积，可以算出液压缸工作过程中各阶段的压力、流量和功率。
在计算过程中,工进时因回油节流调速,背压取pb=,快退时背压取pb=，液压缸回油口到进油口之间的压力损失取△p=,见表3。
表3液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作循环
负载F（N）
进油压力pj（Pa）
回油压力
pm（Pa）
所需流量
q（L/min）
输入功率
P（kW）
夹紧
30000
pj=F/2A夹1=×105
0
q=2A夹1L/△t=9
工
作
台
差动快进
2500
pj=（F+△pA2）/（A1－A2）
=×105
×105
q=（A1－A2）v1
=
工进
20500
pj=（F+pb·A2）/A1
=×105
8×105
q=A1v2=
快退
2500
pj=（F+pb·A2）/A2
=×105
5×105
q=A2v3=20
三.拟订液压系统方案
1.确定油源及调速方式
铣床液压系统的功率不大，为使系统结构简单，工作可靠，决定采用定量泵供油。
考虑到铣床可能受到负值负载，故采用回油路调速阀节流调速方式。
2.选择换向回路及速度换接方式
为实现工件夹紧后工作台自动启动，采用夹紧回路上的压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。
要求工作台能在任意位置停止，泵不卸载，故电磁阀必须选择O型机能的三位四通阀。
由于要求工作台快进与快退速度相等，故快进时采用差动连接，且液压缸活塞杆直径d≈。
快进和工进的速度换接用二位三通电磁阀来实现。
3.选择夹紧回路
用二位四通电磁阀来控制夹紧换向动作。
为了避免工作时因突然失电而工件被松开，此处应采用失电夹紧方式，以增加安全可靠性。
为了能够调节夹紧力的大小，保持夹紧力的稳定且不受主油路压力的影响，该回路上应该装上减压阀和单向阀。
考虑到泵的供油量会超过夹紧速度的需要，故在回路中需串接一个固定节流器（装在换向阀的P口）。
最后，将所选择的回路组合起来，即组成图1所示的液压系统原理图。
电磁铁动作顺序表见表4。
表4液压专用铣床电磁铁动作顺序表
1Y
2Y
3Y
4Y
1K
夹紧工件
+
工作缸快进
+
+
+
工作缸工进
+
+
工作缸快退
+
+
松开工件
+
-
图1专用铣床液压系统原理图
1-双联叶片泵；2、4、8-换向阀；3-单向调速阀；5-减压阀；
6、11-单向阀；7-节流器；9-压力继电器；10-溢流阀；
12-外控顺序阀；13-过滤器；14-压力表开关
想一想：
为什么油源选择双泵供油
因为工进和快退的过程中，所需流量差别较大。
若按较大流量选择单泵，则在工进时流量损失过大不可取。
选用变量泵成本较高。
因此综合考虑选取双泵。
四.选择元件
1.选择液压泵
泵的最大工作压力pp=p1+∑Δp
式中p1—液压缸最高工作压力，此处为；
∑Δp—液压缸进油路压力损失。
因系统较简单，取∑Δp=。
则pp=p1+∑Δp=+MPa=
为使泵有一定压力储备，取泵的额定压力ps≥≈。
泵的最大流量qpmax=K（∑q）max
式中：
（∑q）max—同时动作的执行元件所需流量之和的最大值。
这里夹紧缸和工作缸不同时动作，故取（∑Δp）max为工作缸所需最大流量20（L/min）。
K—泄露系数，取K=。
则qmax=K（∑Δp）max=×20（L/min）=24（L/min）。
表3液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作
循环
负载F（N）
进油压力pj（Pa）
回油压力
pm（Pa）
所需流量
q（L/min）
输入功率
P（kW）
夹紧
30000
pj=F/2A夹1=×105
0
q=2A夹1L/△t=9
工
作
台
差动快进
2500
pj=（F＋△pA2）/（A1－A2）
=×105
×105
q=（A1－A2）v1
=
工进
20500
pj=（F＋pb·A2）/A1
=×105
8×105
q=A1v2=
快退
2500
pj=（F＋pb·A2）/A2
=×105
5×105
q=A2v3=20
由表3可知，工进时所需流量最小是min，设溢流阀最小溢流量为min，则需泵的最小供油量qmin=K（q+q溢）=×+L/min=min。
比较工作缸工进和快进、快退工况可看出，液压系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。
显然，采用单个定量泵供油，功率损失大，系统效率低。
故选用双泵供油形式比较合理。
这样，小泵流量可按qp1≥min选择，大泵流量按qp2≥qmax-q1=min选择。
根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB10/16型双联叶片泵。
该泵的额定压力ps=，额定转速ns=960r/min。
2.选择液压泵的驱动电机
系统为双泵供油系统，其中小泵的流量qp1=10×10-3/60m3/s=×10-3m3/s，大泵的流量qp2=16×10-3/60m3/s=×10-3m3/s。
工作缸差动快进、快退时两个泵同时向系统供油，工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。
下面分别计算三个阶段所需要的电机功率P。
（1）差动快进时，大泵的出口压力油经单向阀11后与小泵汇合，然后经三位四通阀2进入工作缸大腔，工作缸大腔的压力p1=×105Pa。
查阀产品样本可知，小泵的出口到工作缸大腔之间的压力损失△p1=2×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力失△p2=×105Pa。
于是由计算可得小泵出口压力为pp1=×105Pa（小泵的总效率η1=，大泵出口压力pp2=×105Pa（大泵的总效率η2=。
故电机功率为
P1=pp1q1/η1+pp2q2/η2
=×105××10-3/+×105××10-3/W=
（2）工进时，小泵的出口压力pp1=p1+△p1=×105Pa，大泵卸载，卸载压力取pp2=2×105Pa（小泵的总效率η1=，大泵的总效率η2=。
故电机功率为
P2=pp1q1/η1+pp2q2/η2
=×105××10-3/+2×105××10-3/W=
（3）快退时，大、小泵出口油液要往二位三通阀4进入工作缸的小腔，即从泵的出口到小腔之间的压力损失△p=×105Pa，于是小泵出口压力pp1=×105Pa（小泵的总效率η1=，大泵出口压力pp2=×105Pa（大泵的总效率η2=。
故电机功率为
P3=pp1q1/η1+pp2q2/η2
=×105××10-3/+×105××10-3/W=
综合比较，快退时所需功率最大。
据此查产品样本选用Y112M-6型异步电机。
电机功率为，额定转速为940r/min。
3.选择液压阀
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。
选定的元件列于表5中。
表5液压元件明细表
序号
元件名称
通过的最大流量（L/min）
型号
1
双联叶片泵
26
YB10/16
2
三位四通电磁换向阀
52
34E-63BO
3
单向调速阀
26
QI-63B
4
二位三通电磁换向阀
26
23EF3O-E6B
5
减压阀
10
JF-B10G
6
单向阀
10
AF3-Ea10B
7
固定节流器
10
8
二位四通电磁换向阀
10
24EF3I3-E6B
9
压力继电器
DP1-63B
10
溢流阀
10
YF-B10B
11
单向阀
16
AF3-Ea10B
12
外控顺序阀（卸载用）
16
X4F-B10E
13
过滤器
52
XU-J63×100
14
压力表开关
K-6B
说明：
（1）工作缸的换向阀3，在快进时通过双泵的供油量之和为26L/min，在快退时通过工作缸大腔排出的流量为A1/A2·（q1+q2）≈52L/min，所以选择阀3的额定流量为60L/min。
（2）夹紧缸在动作过程中，由于固定节流器8的阻尼作用，大泵2卸载，仅由小泵1供油，故选择夹紧回路中的液压阀的额定流量为25L/min。
（3）过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。
（4）固定节流器的尺寸计算。
取固定节流器的长径比l/d=4。
由短孔的流量公式得
。
这里q为泵1的额定流量L/min；△p为夹紧缸启动时节流器前后的压力差,此时应为泵2的卸载压力，初定为20×105Pa；Cd为短孔流量系数，取。
计算得A=πd2/4=3×10-6m2，d=×10-3m。
4.选择油管
根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。
液压缸的进、出油管按输入、输出、排出的最大流量来计算。
由于本系统工作缸差动快进和快退时，油管内通油量大，其实际流量为泵的额定流量的两倍52（L/min），则工作缸进、出油管按设计手册选用内径为15mm、外径为19mm的10号冷拔钢管。
夹紧缸进、出油管则选用内径为8mm、外径为10mm的10号冷拔钢管。
5.确定油箱容积
中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5～7倍。
本例取6倍，选用容量为312L的油箱。
五.液压系统性能验算
已知：
工作缸进、回油管长度均为l=18m,油管直径d=15×10-3m,选用L-HL32型液压油，油的最低工作温度为15℃，由设计手册查出此时油的运动粘度υ=s，油的密度ρ=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式配置形成。
1.压力损失的验算
（1）工进时的压力损失
工进时管路中的流量较小，流速较低，沿程压力损失和局部压力损失可以忽略不计。
小
流量泵的压力应按工作缸工进时的工作压力p1调整：
pp1≥×105Pa。
（2）快退时的压力损失
快退时，缸的无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。
快退时工作缸的进，回油量为q1=52L/min=×10-3m3/s,油量为q2=26L/min=×10-3m3/s。
1）确定油液的流动状态：
雷诺数Re=vd/υ×104=dυ×104
式中：
v—平均流速（m/s）；
d—油管内径（m）；
υ—油的运动粘度（cm2/s）；
q—通过的流量（m3/s）。
则工作缸回油路中液流的雷诺数为
Re1=××10-3×104/15×10-3×≈490<2320
工作缸进油路中液流的雷诺数为
Re2=××10-3×104/15×10-3×≈245<2320
因此，工作缸进、回油路中的流动都是层流。
2）计算沿程压力损失∑Δpλ：
回油路上流速v1=4q1/πd2=4××10-3/×（15×10-3）2m/s≈s
则∑Δpλ1=64lρv12/2Re1d=64××900×2×490×15×10-3≈×105Pa
进油路上流速v2≈s
则∑Δpλ2=64lρv22/2Re2d=64××900×2×245×15×10-3≈×105Pa
（3）计算局部压力损失∑Δpε：
由于采用集成块式的液压装置，因此只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。
通过各阀的局部压力损失按∑Δpε=△ps（q/qs）2计算，结果列于表6中。
表6阀类元件局部压力损失
元件名称
额定流量（L/min）
实际通过流量（L/min）
额定压力损失（Pa）
实际压力损失（Pa）
三位四通换向阀2
50
26/52
4×105
×105/3×105
单向调速阀3
40
26
2×105
×105
二位三通换向阀4
40
26
4×105
×105
单向阀11
40
16
×105
×105
若集成块回油路的压力损失△pj1=×105Pa，进油路压力损失△pj2=×105Pa，则回油路和进油路总的压力损失为
∑Δp1=∑Δpλ1+∑Δpε+△pj1=+3+×105Pa=×105Pa
∑Δp2=∑Δpλ2+∑Δpε+△pj2=++++×105Pa=×105Pa
计算工作缸快退时的工作压力：
p1=（F+∑Δp2A1）/A2=（2500+×105××10-3）/4×10-3Pa=×105Pa
这样，快退时泵的工作压力为
pp=p1+∑Δp1=+×105Pa=×105Pa
因此大流量泵卸载阀13的卸载，压力应大于×105Pa（与固定节流器尺寸计算时的初定值基本相符）。
从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，这说明液压系统的油路结构、元件参数是合理的，满足要求。
2.液压系统的发热和温升验算
在整个工作循环中，工作阶段工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统的温升。
工进时液压泵的输入功率如前面计算
P1=
工进时液压缸输出功率
P2=Fv=20500×60W=205W
系统总的发热功率
φ=P1-P2=W=
已知油箱容积V=312L，油箱散热面积按
（m2）（假设油箱三个边长的比例在1︰1︰1到1︰2︰3范围内，且油面高度为油箱高度的80%）计算。
假定通风良好，取油箱散热系数CT=15×10-3kW/（m2·℃），则油液温升
△T=φ/CTA=×10-3/15×10-3×℃≈℃
设环境温度T2=25℃，则热平衡温度为
T1=T2+△T=（25+℃=℃
所以油箱的散热效果达到要求。
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