平面磨床液压系统设计说明书.docx
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平面磨床液压系统设计说明书
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1引言
磨床工作台的运动是一种连续往复直线运动，它对调速、运动平稳性、换向精
度、换向频率都有较高的要求，因广泛采用液压传动。
磨床是一种精密加工机床，
对液压系统有着较高的要求。
磨床中的平面磨床为精加工机床，磨削力及变化量不
大，工作台往复速度较高，调速范围较广，要求换向灵敏迅速，冲击小，但对换向
精度要求不高。
液压技术作为一门新兴应用学科，虽然历史较短，发展的速度却非常惊人。
液压设备能传递很大的力或力矩，单位功率重量轻，结构尺寸小，在同等功率下，其重量的尺寸仅为直流电机的10%~20%左右；反应速度快、准、稳；又能在大范围内方便地实现无级变速；易实现功率放大；易进行过载保护；能自动润滑，寿命长，制造成本较低。
因此，世界各国均已广泛地应用在锻压机械、工程机械、机床工业、汽车工业、冶金工业、农业机械、船舶交通、铁道车辆和飞机、坦克、导弹、火箭、雷达等国防工业中。
液压传动设备一般由四大元件组成，即动力元件——液压泵；执行元件——液压缸和液压马达；控制元件——各种液压阀；辅助元件——油箱、蓄能器等。
液压阀的功用是控制液压传动系统的油流方向，压力和流量；实现执行元件的设计动作以控制、实施整个液压系统及设备的全部工作功能。
1.1液压系统的发展历史
液压传动理论和液压技术发展的历史可追溯17世纪，当时的荷兰人史蒂文斯（Strvinus）研究指出，液体静压力随液体的深度变化，与容器的形状无关。
之后托里塞勒（Torricelli）也对流体的运动进行研究。
17世纪末，牛顿对液体的粘度以及浸入运动流动体中的物体所受的阻力进行了研究。
18世纪中叶，伯努利提出的流束传递能量理论及帕斯卡提出的静压传递原理，使液压理论有了关键性的进展。
1795年英国伦敦的约瑟夫.布拉默（JosephBramah1749~1814）创造了世界上第一台水压机——棉花、羊毛液压打包机。
1905年，詹尼（Janney）设计了一台带轴向柱塞泵的油压传动与控制装置，并于1906年成功地应用在弗吉尼亚号战舰的炮塔俯仰、转动机构中。
1936年，哈里.威克斯（HarryVikers）提出了包括先导式溢流阀在内的些液压控制元件有力地推动了液压技术的进步。
1958年美国麻萨诸塞州理工学院的布莱克本（Blackburn）、李诗颖创造了电液伺服阀，并于1960年发表了对液压技术有杰出贡献的论著——《流体动力控制》。
现在由于微型计算机与液压技术日益密切的结合，对液压控制阀提出了更高、更新的要求，液压控制已开始形成了一个分支学科，继续不断不断地向高、精、尖的方向发展。
1．2液压系统的发展现状
液压传动技术发展到今天已经拥有较为完善的理论和实践基础。
虽然液压传动还存在一些缺陷，但总体上优点还是盖过了缺点。
正因为液压传动具有很多机械传动所不具备的优点，液压传动技术在机械工业的各个领域得到了广泛的应用，如：
矿山机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、起重机械等。
液压技术的应用实现了从手动到半自动化、自动化的逐步发展，从而也推动了机械工业的向前发展。
在整个机械传动工程中，液压传动技术扮演了举足轻重的角色。
1.3现今液压系统的优缺点
液压传动的特点：
液压传动技术与传统的机械传动相比，液压传动操作方便简单，调速范围广，很容易实现直线运动，具有自动过载保护功能。
液压传动容易实现自动化操作，采用电液联合控制后，可以实现更高程度的自动控制以及远程遥控。
液压传动系统可以灵活布置各个元件，由于工作介质为矿物油，良好的润滑条件延长了元件的使用寿命。
由于液压传动的工作介质是流体矿物油，因而沿程、局部阻力损失和泄漏较大，泄漏的矿物油将直接对环境造成污染，有时候还容易引发各种安全事故。
液压油受温度的影响很大，因而不能在很高或很低的温度条件下工作。
因为液压油存在一定的压缩性，所以液压传动的传动比不恒定，不能保证很高的传动精度。
密封状况的好坏对液压传动影响很大，因而液压元件必须具有较高的制造精度。
液压传动的故障排除不如机械传动、电气传动那样容易，因此对维护人员有较高的技术水平要求。
近年来，国内的平面磨床制造水平虽然有了明显的提高，但不可否认的是无论是高档的多轴联动数控、强力成形磨床、磨削加工中心和中档的数控平磨还是普通平磨或传统的手动平磨，与国外先进水平相比仍有不小的差距。
1.4平面磨床液压系统发展潮流
平面磨床相对于车床、铣床等采用数控技术较晚，是因为它对数控系统的特殊要求。
近十几年来，借助CNC技术磨床上砂轮的连续休整，自动补偿，自动交换砂轮，多工作台等操作功能得以实现。
数控磨床行业独特需求，机床生产厂也积极开发机械部分，提出独特控制要求：
斜轴控制、主轴摆动、强化拱顶磨削方法。
同时液压元件也在将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套法向发展，向低能耗、低噪声、无污染法向发展。
21世纪是一个高度自动化的社会，随着科技的发展和人类的新需要，大型智能型行走机器人将应运而生。
资料表明，液压技术作为能量传递或做功环节是其中必不可少的一部分。
故无论现在还是将来，液压技术在国民经济中都占有重要的一席之地，发挥着无法替代的作用。
现代液压技术与微电子技术、计算机控制技术、传感技术等为代表的新技术紧密结合，形成一个完善高效的控制中枢，成为包括传动、控制、检测、显示乃至校正、预报在内的综合自动化技术。
它是中大功率机械设备实现自动化不可缺少的基础技术，应用面极其广泛。
1.5本课题的目的及研究范围
该课题从分析研究平面磨床液压系统的角度入手，深度剖析了当代液压系统的优缺点。
旨在有针对性的提出对当代液压系统进行逐步完善的方法。
要求通过对各种机床液压系统的分析，设计出初步的MK7120A平面磨床的动作循环，并根据动作循环图了解了磨床液压系统的原理特点，对当代液压系统有清楚明了的认识。
2液压系统分析与设计
平面磨床是磨床的一种。
主要用砂轮旋转研磨工件以使其可达到要求的平整度,根据工作台形状可分为矩形工作台和圆形工作台两种，矩形工作台平面磨床的主参数为工作台宽度及长度，圆台平面磨床的主参数为工作台面直径。
根据轴类的不同可分为卧轴及立轴磨床之分。
2.1MK7120A平面磨床主参数的确定
MK7120A型平面磨床设计为卧轴矩台平面磨床，加工工件最大尺寸630mm×200mm×320mm，砂轮主轴中心到工作台距离：
100～445mm。
工作台液动速度：
1～18m/min工作台纵向移动最大距离：
780mm。
2.2平面磨床动作循环分析
一般的立式卧轴平面磨床，轴的线性运动具有：
1、工作台的左右运动；
2、砂轮座的上下运动；
3、砂轮座得前后运动。
由于平面磨床的工作台左右移动一般要求高速运动以及平稳，因此大部分平面磨床此轴通常采用液压系统控制。
此处设计为MK7120A型平面磨床工作台采用液压系统传动，砂轮及砂轮座采用电动机带动丝杠传动，本设计中只研究平面磨床的液压系统，对后者不做研究。
因此，设计中只分析设计液压泵带动液压缸的左右运动。
MK7120A平面磨床工作台循环运动设计为：
快进-工进-快退。
其中快进与快退均设计为13m/min，加速时间为0.13秒。
2.3负载的分析计算
2.3.1导轨的选择与摩擦力的计算
主要性能参数与性能要求如下：
假设工件为45号钢：
ρ=7.85g/cm³
m=ρ×v=7.85×（630×200×320）=316.512kg
G=m·g=3101.82N
设工作台及夹具质量为500kg
导轨摩擦系数为μs=0.2
动摩擦系数μd=0.1
静摩擦力：
Ffs=μs·（m1+m2）=0.2×（500+316.5）=1600N
动摩擦力：
Ffd=μd·（m1+m2）=0.1×（500+316.5）=800N
惯性负载：
Fi=（m1+m2）ΔV/Δt=（500+316.5）×13/0.13×60=1360.8N
Ft=500N
F′=T/（De/2）=P/n/（πDe·n）=170.6N·m
2.3.2循环阶段受力分析与计算
a快进阶段受力分析：
启动：
F=Ffs1600N推力：
1778N
加速：
F=Ffd+Fi2160.8N推力：
2400N
恒速：
F=Fd800N推力：
889N
b工进：
F=F′+Ffd970N推力：
1078N
c快退阶段：
启动：
F=Ffs1600N推力：
1778N
加速：
F=Ffd+Fi2160.8N推力：
2400N
恒速：
F=Fd800N推力：
889N
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-L如图1所示。
图1
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图v-L如图2所示。
图2
2.4计算液压系统主要参数并编制工况图
2.4.1预选系统设计压力
平面磨床也归属精加工机床，所设计的工作台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=2MPa。
2.4.2计算液压缸主要结构尺寸
由于设计要求工作台快速进退速度相等，故选用单杆差动连接液压缸，使缸的无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2保持关系A1=2A2，即杆d和缸径D满足d=0.707D.按设计手册取背压0.8MPa。
表1
负载/KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
表2各种机械常用的系统工作压力
机械类型
机床
农业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
表3执行元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀的系统
0.4~0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5~1.5
用补油泵的闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
从满足最大推力出发，可算得液压缸无杆腔的有效面积
A1=F/（p1-p2/2）=2400/（2-0.8/2）=17cm³
液压缸内径：
圆整后取标准数值得D=50mm=5cm
按表4表5确定d
表4按工作压力选取d/D
工作压力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
表5按速比要求确定d/D
v1/v21
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：
v1—无杆腔进油时活塞运动速度；
v2—有杆腔进油时活塞运动速度。
由表4、表5得：
d=0.71D=36mm=3.6cm
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：
A1=πD²/4=3.14×50²÷4=1963mm²
A2=π（D²-d²）/4=3.14×﹙50²﹣36²）=946mm²
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率：
a快进阶段的液压缸压力：
启动时，p1=（F+A2ΔP）/A=1778÷1017=1.1MPa
加速时，p1=（F+A2ΔP）/A=（2400+946×0.5）／1017=2.8MPa
恒速时，p1=（F+A2ΔP）/A=（889+946×0.5）／1017=1.33MPa
工进阶段的液压缸压力：
工进时，p1=（F+A2ΔP）/A1=（1078+946×0.8）／1963=0.8MPa
快退阶段的液压缸压力：
启动时，p1=（F+A1ΔP）/A2=1778÷946=1.8MPa
加速时，p1=（F+A1ΔP）/A2=（2400+1963×0.5）／946=3.6Pa
恒速时，p1=（F+A1ΔP）/A2=（889+1963×0.5）／946=1.9MPa
b快进阶段的液压缸流量：
快进时，q=A·vk=1017×13／10³=13.2（L／min）
工进阶段的液压缸流量：
工进时，qmax=A1·vg=1963×6／10³=11.8（L／min）
qmin=A1·vg=1963×1／10³=1.9（L／min）
快退阶段的液压缸流量：
快退时，q=A2·vk=946×13／10³=12.3（L／min）
c快进阶段液压缸功率：
快进时，P=P1·q=1.33×13.2×10³／60=292W
工进阶段液压缸功率：
工进时，P=P1·q=0.8×11.8×10³／60=157W
快退阶段的液压缸功率：
快退时，P=P1·q=1.9×4.7×10³／60=148W
由上述结果编制出的液压缸工况图：
液压缸的p-L图
液压缸的q-L图
液压缸的P-L图
3制定液压回路方案，拟定液压系统原理图
3.1制定液压回路方案
3.1.1油源形式及压力控制
工况图表明，系统压力和流量均小，故可采用电动机驱动的单定量泵供油油源
和溢流阀调压方案，如图3-1所示。
图3-1液压油泵
3.1.2调速回路
磨床加工零件时，可以精加工和粗加工两种状态，故选用单向调速阀的回油节
流调速回路。
由于已选用节流调速回路，故系统必然为开式循环。
如图3-2
如图3-2
3.1.3换向回路与快速运动回路及换接方式
换向回路选用三位四通电磁换向阀实现液压缸的进退和停止，采用二位三通电
磁换向阀实现液压缸快进时的差动连接。
如图3-3、3-4
如图3-3
如图3-4
由于本机床工作部件终点的定位精度无特殊要求，故采用行程控制方式即活
动挡块压下电气行程开关，控制换向阀电磁铁的通断电以及死挡铁即可实现自动换
向和素的换接。
3.1.4辅助回路
在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一单向阀以
保护液压泵，在该单向阀与液压泵之间设一压力表及开关，以便溢流阀调压和观测。
如图3-5。
如图3-5
3.2拟定液压系统图
工况
电磁铁状态
1YA
2YA
3YA
快进
+
+
工进
+
快退
+
停止
在制定各液压回路方案的基础上，经整理所组成的液压系统原理图如图3-6所示。
由电磁铁动作顺序表容易了解系统的工作原理及各工况下的油液流动路线。
系统的电磁铁动作顺序表
图3-6MK7210A平面磨床液压系统原理图
1-过滤器；2-单向定量泵；3-电动机；4-溢流阀；5-压力表开关；6-单向阀；
7-三位四通电磁换向阀；8-单向调速阀；9-二位三通电磁换向阀；10-液压缸；
4计算与选择液压元件
4.1液压泵及其驱动电机计算与选定
4.1.1液压泵最高工作压力计算
由工况图可以看出液压缸最高工作压力出现在快退阶段，即p1=3.6MPa由于进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为Δp=0.3MPa。
则液压泵的最高工作压力为：
Pp=3.6+0.3=3.9MPa
4.1.2液压泵流量计算
泵的供油流量qp按液压缸的快进阶段的流量q=13.2L/min进行估算。
由于系统流量较小，故取泄露系数K=1.3，则液压泵供油流量qp应为：
qp≥qv=Kq1max=1.3×13.2=17.16L/min
4.1.3确定液压泵规格
根据系统所需流量，拟初选液压泵的转速为n1=1450r/min，泵的容积效率
ηv=0.8，则可算得泵的排量参考值为：
Vg=1000qv/（n1·ηv）=1000×17.16÷﹙1450×0.8﹚=14.8L/min
根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的YB1-16型叶片泵，泵的额定压力为pn=6.3MPa，泵排量为V=16L/min，泵的额定转速为n=1450r/min，容积效率ηp=0.8，倒推算得泵的额定流量为：
qp=Vnηv=16×1450×0.8=18.56L/min
比系统所需的流量稍大。
4.1.4确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号
由功率计算结果得，最大功率出现在快退阶段，已知泵的总效率为ηp=0.8，则泵的快退所需的驱动功率为：
Pp=pp·qp/ηp=（p1+Δp1）qp/ηp=0.78KW
查表得，选用规格最相近的YB90S-4卧式三相异步电动机，其额定功率为1.1KW，转速为1400r/min。
用此转速驱动液压泵时，泵的实际输出流量为18L/min，仍能满足系统各工况对流量的要求。
4.2其他辅助元件的确定
4.2.1确定阀类元件及辅件
首先根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，算出液压缸在各阶段的实际进出流量，以便为其他液压控制阀，及辅件的选择及系统的性能计算奠定基础。
如表4-1。
表4-1液压缸在各阶段的实际进出流量
工作阶段
流量
无杆腔
有杆腔
快进
q进=A1qp/A
=35.8
q出=q进A2/A1
=17.25
工进
q进=13.2
q出=q进A2/A1
=6.4
快退
q出=q进A1/A2
=38.5
q进=qp=18.56
根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表4-2所列。
其中，溢流阀9按最小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用AQF3—6aB型，其最小稳定流量为6.3L/min，小于本系统工进时的流量13.2L/min。
表4-2MK7120A平面磨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
额定流量
额定压力
型号
1
过滤器
18
20
6.3
XU-B20×100
2
定量叶片泵
18
6.3
YB1-16
3
交流异步电动机
YB90S-4
4
溢流阀
18
63
6.3
YF3-10B
5
压力表开关
6.3
AF6EP30/Y63
6
单向阀
18
40
16
YAF3
7
三位四通电磁换向阀
13.2
73
16
34DF3-E4B
8
单向调速阀
13.2
16
6.3
QF3-E10B
9
二位三通电磁换向阀
13.2
20
6.3
23D-20B
10
液压缸
自行设计
4.2.2确定油箱
油箱容量计算：
本系统属于中低压系统，取经验系数α=5，得油箱容量为：
V=αqp=5×9.6L=48L
4.2.3确定油管
在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表4-3所列
表4-3各工况实际运动速度、时间和流量
快进
工进
快退
q1=A1qp/（A1-A2）=35.8
q1=13.2
q1=q2A1/A2=38.5
q出=q进A2/A1=17.25
q1=q1A2/A1=6.4
q2=qp=18.56
v1=qp/（A1-A2）=0.003
v2=q1/A2=0.0023
v3=q1/A2=0.0067
表4-4允许流速推荐值
管道
推荐流速/（m/s）
吸油管道
0.5～1.5，一般取1以下
压油管道
3～6，压力高，管道短，粘度小取大值
回油管道
1.5～3
由表4-4可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取1m/s。
内径：
d≧
6验算液压系统性能
6.1验算系统压力损失
按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为d=10mm，进、回油管道长度均取为
l=2m；取油液运动粘度v=0.0001m²/s，油液密度ρ=0.9174×10³kg/m³。
查得工作
循环中的进回油管道中通过的最大流量q=12.3L/min发生在快退阶段，由此计算得
液流雷诺数：
Re=vd/v=4q/πdv=4×12.3×10³×10/﹙60×π×10）=261.14
由于小于临界雷诺数2300，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均
为层流。
将适用于层流的沿程阻力系数λ=75/Re和管道中液体流苏v=4q/（πd²）带
入沿程压力损失计算公式得：
Δpλ=4×75ρνlq/（2πd³·d）=1.503×q
在管道具体结构尚未确定情况下，管道局部压力损失Δpn按一下经验公式计算得：
Δpζ=0.1Δpλ
各工况下的阀类元件的局部压力损失按下式计算得：
Δpv=Δpn（q/qn）²
根据以上三式计算出的各工况下的进回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失，如表
6-1所列。
将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如快进工况下的总的压
力损失为：
∑Δp=（3.241×10³×10²＋1.197×10³×10²×44.7/95﹚Pa'=0.3804MPa
管道
压力损失
/MPa
工况
快进
工进
快退
进油管道
Δpλ
0.1029
0.00069
0.0545
Δpζ
0.0111
0.000069
0.0545
Δpv
0.2101
0.5
0.0460
Δp
0.3241
0.5
0.1059
表6-1各工况下进油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失
管道
压力损失
/MPa
工况
快进
工进
快退
回油管道
Δpλ
0.0484
0.000348
0.1158
Δpζ
0.00484
0.01158
Δpv
0.0665
0.6
0.485
Δp
0.1197
0.6
0.61242
表6-2各工况下回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失
6.2液压泵工作压力的估算
液压泵在系统快退时的工作压力等于液压缸工作腔压力p1加上进油路上的
压力损失Δp1及回油路上的压力损失Δp2
Pp1=0.8+0.1059+0.61242=1.5MPa
6.3估算系统发热、效率和温升
由平面磨床的工作循环可以看出，本液压系统的进给缸在其工作循环中快速进
退相对工进来说所占时间比例很小，所以系统效率、发热和温升可概略用工进时的
数值来代表。
6.3.1计算系统效率
根据下式可算得工进阶段的回路效率
ηc=p1q1/（pp1qp1+pp2qp2）
=0.067
其中前面已取液压泵的总效率ηp=0.8，现取液压缸的总效率ηcm=0.95，这
可算得本系统的总液压系统效率;
Η=0.067×0.8×0.95=0.051
足见工进时液压系统效率极低，这主要是由于溢流损失造成的。
工进工况液压泵的输入功率为
Ppi=pp1qp1/η=﹙0.8×11.8×10³／60﹚/0.8=196.7W
6.3.2计算系统发热功率
根据系统发热功率公式可算得工进阶段的发热功率：
Ph=Ppi（1-η）=
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