专用铣床的液压专业系统设计.doc

液压传动课程设计

题目名称
专用铣床液压系统设计
专业班级

学生姓名

学 号

指导老师

机械和车辆工程系

二○一六年 月 日

目 录
液压传动课程设计任务书 3
蚌埠学院本科课程设计评阅表 4
1 分析负载 6
1.1 负载分析 6
1.1.1 外负载 6
1.1.2 惯性负载 6
1.1.3 阻力负载 6
2 确定实施元件关键参数 7
3 设计液压系统方案和确定液压系统原理图 9
3.1 设计液压系统方案 9
3.2 选择基础回路 10
3.2.1 调速回路 10
3.2.2 换向回路和卸荷回路 10
3.2.3 快速运动回路 11
3.2.4 压力控制回路 11
3.3 将液压回路综合成液压系统 12
4 选择液压元件 13
4.1 液压缸 13
4.2 阀类元件及辅助元件 14
4.3 油管 15
4.4 油箱 15
5 验算液压系统性能 15
5.1 验算系统压力损失并确定压力阀调整值 15
5.2 验算油液温升 17
设 计 小 结 18
参 考 文 献 19

蚌埠学院机械和车辆工程系
液压传动课程设计任务书
班级 姓名 学号指导老师：
一、 设计题目：
设计一台专用铣床液压传动系统，若工作台、工件和夹具总重量力为14000N，轴向切削力为10KN，工作台总行程300mm，工作行程180mm，快进和快退速度均为6m/min，工进速度为30-800mm/min，加速和减速时间均为0.05s，工作台采取平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，设计该机床液压传动系统。
二、设计要求：
液压系统图确定时需要提供2种以上设计方案选择比较。从中选择你认为愈加好一个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：6月6日--6月12日

蚌埠学院本科课程设计评阅表
机械和车辆工程系 级 专业
学生姓名

学 号

课题名称
专用铣床液压系统设计
指导老师评语：

指导老师（署名）：
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负载以下表。

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
因为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 确定实施元件关键参数
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，这里液压缸用单活塞杆是，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔工作面积A1，应为有杆腔工作面积A2两倍，即=A1/A2=2，而活塞杆直径d和缸筒直径D成d=0.707D关系。
在铣屑加工时，液压缸回路上必需含有背压P2，以预防铣屑完成时滑台忽然前冲。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，快退时回油腔中是有背压，这时P2也可按0.6Mpa估算。
有工进时负载按上表中公式计算液压缸面积
A2===27.27×10-4m2
A1=φA2=2A2=2×27.27×10-4=54.54×10-4m2
D===0.083m
d=0.707D=0.083×0.707=0.059m
将这些直径按GB/t 2348-圆整成就近标准值得
D=0.09m
d=0.06m
由此求得液压缸两腔实际有效面积A1=πD2/4=63.585×10-4m2，A2=π（D2-d2）/4=35.325×10-4m2。经验算，活塞杆强度和稳定性均符合要求。
依据上述D和d值，可估算出液压缸在各个工作阶段中压力、流量和功率，入下表所表示，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q10-3/m3·s-1
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
设计液压系统方案和确定液压系统原理图
3.1 设计液压系统方案
因为该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功工况，并有工况图知，这台机床液压系统功率小，滑台运动速度低，工作负载改变小。查表可得该液压系统以采取节流调速方法和开式循环为宜。现采取进油路节流调速回路，为处理铣削完成时滑台忽然前冲问题，回油路上要设置背压阀。
从工况图中能够清楚地看到，在这个液压系统工作循环内，液压缸要求油源交替提供低压大流量和高压小流量油液。最大流量约为最小流量33倍，而快进加紧退所需要时间t1和工进所需要时间t2分别为
亦即是t1/t2=26。所以从提升系统效率、节省能量角度来看，采取单个定量液压泵作为油源显然是不适宜，而宜采取大、小两个液压泵自动两级并联供油油源方案。
3.2 选择基础回路
因为不存在负载对系统作功工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必需含有快速运动、换向、速度换接和调压、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，所以选择节流调速方法，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中改变小，故可选择进口节流调速回路。为预防铣削时负载忽然消失引发运动部件前冲，在回油路上加背压阀。因为系统选择节流调速方法，系统肯定为开式循环系统。考虑到铣削加工中有顺铣和逆铣两种工况，宜采取调速阀来确保速度稳定，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，以下图a、b所表示,因为本系统滑台由快进转为工进时，速度改变不大，为降低速度换接时液压冲击，从节省成本考虑，而从提升系统效率、节省能量角度来看，我们选择选择双联叶片泵供油油源方案。
a b
3.2.2 换向回路和卸荷回路
铣床工作台采取单活塞杆液压缸驱动。由工况图可知，输入液压缸流量由17L/min降至0.6L/min，滑台速度改变较大，可选择行程阀来控制速度换接，以减小液压冲击。当滑台由工进转为快退时，回路中经过流量很大——进油路中经过21L/min，回油路中经过21×（63.585/35.325）L/min=37.8L/min 。为了确保换向平稳起见，宜采取换向时间可调电液换向阀式换接回路。因为这一回路还要实现液压缸差动连接，所以换向阀必需是五通，以下图所表示。

3.2.3 快速运动回路
为实现工作台快速进给，选择三位五通电磁换向阀组成液压缸差动连接。这种差动连接快速运动回路，结构简单，也比较经济，以下图a所表示。在图b中结构复杂不利于控制，所以选择a所表示回路，一起同上图组成快速换向回路，一样能够实现差动连接。同时验算回路压力损失比较简便，所以不选择图b所表示回路。
a b
3.2.4 压力控制回路
因为液压系统流量很小，铣床工作台工作进给时，采取回油路节流调速，故选择定量泵供油比较、经济，图所表示。调压回路采取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，液压泵卸荷回路采取小型二位三通电磁阀控制先导型溢流阀，实现液压泵卸荷。而从提升系统效率、节省能量角度来看，选择图b所表示。

a b

3.3 将液压回路综合成液压系统
把上面学选出多种液压回路组合画在一起，就能够得到一张液压系统原理图，将此图仔细检验一遍，能够发觉该图所表示系统在工作中还存在问题。为了预防干扰、简化系统并使其功效愈加完善，必需对系统图进行以下修改：
（1） 为了处理滑台工进时进、回油路相互接通，系统无法建立压力问题，必需在换向回路中串接一个单向阀a，将进、回油路隔断。
（2） 为了处理滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接问题，必需在回油路上串接一个液控次序阀b。这么，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） 为了处理机床停止工作后回路中油液流回油箱，造成空气进入系统，影响滑台运动平稳性问题，必需在电液换向阀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） 若将次序阀b和背压阀8位置对调一下，就能够将次序阀和油源处卸荷阀合并，从而省去一发。
进过修改、整理后液压系统原理图图所表示。

4 选择液压元件
4.1 液压缸
液压缸在整个工作循环长最大工作压力为2.332Mpa，如取进油路上压力损失为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、快速运动是才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸工作压力比快进时打，如取进油路上压力损失为0.5Mpa，则大流量液压泵最高工作压力为
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，则两个液压泵实际流量应为
qp=1.0521.198=22.258L/min
因为溢流阀最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸流量为0.6L/min，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵流量规格最少应为3.6L/min。
依据以上压力和流量数值查询产品样本，最终确定选择YB1-6/20型双联叶片液压泵，其小液压泵和撒液压泵排量分别为6mL/r和20mL/r，当液压泵转速np=940r/min时该液压泵理论流量为5.640L/min，18.8L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.88则液压泵实际输出流量为
qp=［(6+20) ×940×0.88/1000］=21.5072L/min
因为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。按表取液压泵总效率ηp=0.75，则液压泵驱动电动机所需功率为
P==kW=0.95kW
依据此数值查阅电动机产品样本选择Y100L-6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
依据阀类及辅助元件所在油路最大工作压力和经过该元件最大实际流量，可选出这些液压元件型号及规格见表。表中序号和系统图元件标号相同。
元件型号及规格
序号
元件名称
估量经过流量/L·min-1
额定流量/L·min-1
额定压力/Mpa
额定压降/Mpa
型号、规格
1
双联叶片泵
-
21.5
17.5
-
YB1-6/20
2
三位五通电液阀
60
80
16
<0.5
35DYF3Y-E10B
3
行程阀
50
63
16
<0.3
AXQF-E10B
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
AF3-Ea10B
7
液控次序阀
25
63
16
<0.3
XF3-E10B
8
背压阀
0.3
63
16
-
YF3-E10B
9
溢流阀
5
63
16
-
YF3-E10B
10
单向阀
25
63
16
<0.2
C
11
滤油器
30
63
-
<0.02
XU-63×80-J
12
压力表开关
-
-
16
-
KF3-E3B
13
单向阀
60
63
16
<0.2
AF3-E10B
14
压力继电器
-
-
10
-
HED1Ka/10
4.3 油管
各元件间连接管道规格按液压元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出最大流量计算。因为液压泵选定以后液压缸在各个工作阶段进、出流量已于原定数值不一样，所以要重新计算表所表示。
液压缸进、出流量

快进
工进
快退
输入流量/L·min-1
q1=（A1qp）/（A1-A2）=47.46
q1=0.6
q1=qp=21.507
排出流量/L·min-1
q2=（A2q1）/A1=25.95
q2=（A2q1）/A1=0.33
q2=（A2q1）/A1=39.33
运动速度/m·min-1
u1=qp/（A1-A2）=7.4
U2=q1/A1=0.094
U3=q1/A2=6.09
由上表能够看出，液压缸在各个工作阶段实际运动速度符合设计要求。
依据表中数值，并按第二章第七节推荐取油液在压油管速率u=3m/s，按式算得和液压缸无杆腔及有杆腔相连油管内径分别为
d=2×=2×=18.33mm
d=2×=12.34mm
这两根油管全部按GB/T 2351-选择内径φ15mm、外径φ18mm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/T 7938-1999要求，取最靠近标准值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调整值
因为系统管路不知还未具体确定，整个系统压力损失无法全方面估算，故只能先按式估算阀类元件压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路压力损失甚微，能够不予考虑。压力损失验算应按一个工作循环中不一样阶段分别进行。
（1） 快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由表可知，进油路上油液经过单向阀10流量是22L/min、经过电液换向阀2流量是27.1 L/min，然后和液压缸有杆腔回油汇合，以流量51.25 L/min经过行程阀3并进入无杆腔。所以进油路上总压降为
∑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，故能确保两个泵流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中油液经过电液换向阀2和单向阀6流量全部是24.15 L/min，然后和液压泵供油合并，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和无杆腔压力p1只差。
Δp= p2- p1=［0.5×（25.95/80）2+0.2×（25.95/63）2+0.3×（47.46/63）2］=
=0.258Mpa
此值和原估量值0.3Mpa基础相符。
（2）工进
工进时，油液在进油路上经过电液换向阀2流量为0.5 L/min，在调速阀4处压力损失为0.5Mpa；油液在会有路上经过换向阀2流量是0.33 L/min，在背压阀8处压力损失为0.6Mpa，经过次序阀7流量为（0.33+16.544）L/min =16.874 L/min，所以这时液压缸回油腔压力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量值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，油液在进油路上经过单向阀10流量为16.544 L/min、经过换向阀2流量为21.5072 L/min；油液在回油路上经过单向阀5、换向阀2和单向阀13流量全部是39.33 L/min。所以进油路上总压降为
∑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功率是足够。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
此值和表中估量值相近，故无须重算。所以，快退时液压泵工作压力pp应为
pp= p1+∑Δpv1=0.05+2332=2.382Mpa
所以大流量液压泵卸荷次序阀7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时间百分比达95%，所以系统发烧和油液温升可按工进时工况来计算。为简便起见，采取系统发烧功率计算方法之二来进行计算。
工进时液压缸有效功率为
Pe=Fu2=（11400×0.094）/103×60=0.01786kW
这时大流量液压泵经次序阀7卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵经过次序阀7流量为q2=16.544 L/min，有表查得该阀在额定流量qn=63 L/min时压力损失Δpn =0.3Mpa，故此阀在工进时压力损失
Δp=Δpn（q2/qn）2=0.3×（16.544/63）2=0.079Mpa
小液压泵工进时工作压力pp1=3.23Mpa，流量q1=4.97L/min，所以两个液压泵总输入功率
Pp==0.3865kW
由式算得液压系统发烧功率为
ΔP=Pp-Pe=0.3865-0.001786=0.36864kW
按式可算出油箱散热面积为
A=6.5=6.5=1.92m2
由表查得油箱散热系数K=9W/（m2·℃），则按式求出油液温升为
Δt=×103=×103=21.33℃
由表知，此温升值没有超出许可范围，故该液压系统无须设置冷却器。
设 计 小 结
经过这次课程设计又再次体验了画图不易，从早上吃过饭就开始画图，有时候画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，常常见到这么同学，当然我也是这么一员。记得有两天同学在机电楼画图室画图，晚上因为画很晚结果就被楼下看门大叔骂了，那个时候我们很委屈啊，谁想画图画到这么晚呢！。我真很害怕课程设计，上一次减速器课程设计至今还没忘记，就像同学说一样，打死也不想再来一次了。不过话又说回来，每到做课程设计时候，同学又聚到了一起，在一起讨论，偶然看看你画，看看我画，累时候能够聊聊天，玩玩闹闹，可能这也算是未来一份美好回想吧。
对于这次课程设计，不管图再难、亦或再轻易假如不认真就会画错，那怕一条直线假如你不在意，就会尺寸画不对或位置画不对，这么不仅还浪费你时间、而且还要擦掉重画使得图纸不洁净，所以这次课程设计又再次锻炼了我们耐力、我们画图能力。
这次课程设计每四人一组，数据一样，听老师说能够有八中不一样液压系统图，这让我明白了液压多元性。经过设计，我又明白了相同工作元件当不一样连接时能够产生不一样工作效果，不一样元件，采取不一样方法也能够达成相同效果。比如，液压缸能够用单杆活塞式液压缸，也能够用柱塞式液压缸。在此设计中，又再次深刻了解了多种基础回路。
最终，不管怎样我们还是完成了，可能不是很好，不过我相信我们每位同学全部认真做了。在此也很感谢我教导老师王月英老师，感谢在最终上交时候看了每一位同学设计图，而且指出其中错误使我们知其然、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，.
［2］ 左健民.液压和气压传动.第4版.北京：机械工业出版社，.
［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.液压传动和气压传动.第3版.武汉：华中科技大学出版社，.
［5］ 于英华.组合机床设计.第1版.北京：清华大学出版社，.