专用铣床的液压系统设计.doc

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1、攀枝花学院本科课程设计（论文）专用铣床的液压系统设计学生姓名： * 学生学号： * 院（系）： 机械工程学院 年级专业： 2009级机制一班 指导教师： * 职称： 副教授 二一二年六月摘 要 液压系统是以电机提供动力基础，使用液压泵将机械能转化为压力，推动液压油。通过控制各种阀门改变液压油的流向，从而推动液压缸做出不同行程、不同方向的动作。完成各种设备不同的动作需要。液压系统已经在各个工业部门及农林牧渔等许多部门得到愈来愈广泛的应用，而且愈先进的设备，其应用液压系统的部分就愈多。所以像我们这样的大学生学习和亲手设计一个简单的液压系统是非常有意义的。关键词：液压传动、稳定性、液压系统Abstr

2、actHydraulic system is powered motor basis, the use of hydraulic pump will translate into pressure on the mechanical energy, promote the hydraulic oil. Through various control valves to change the flow of hydraulic oil, thus promoting the hydraulic cylinders made of different itinerary, the movement

3、s in different directions. All kinds of different equipment to complete the actions required. Hydraulic system has been in various industrial sectors and agriculture, forestry, animal husbandry and fisheries, and many other departments are more widely used, and more advanced equipment, its applicati

4、on on the part of the hydraulic system more. So students like us to study and personally designed a simple hydraulic system is very meaningful. Key words: hydraulic transmission, control system, hydraulic system1 设计题目1.1设计题目设计一台专用铣床，铣头驱动电机的功率为7.65千瓦，铣刀直径为110mm，转速350转/分，如工作台质量为412公斤，工件和夹具的质量为155公斤，工作

5、台的行程为412mm，工进行程为108mm，快进快退速度为4.65米/分，工进速度为601000毫米/分，其往复运动的加速（减速）时间为0.05秒，工作台用平导轨静摩擦系数，动摩擦系数，试设计该机床的液压系统。2 工况分析2.1负载分析根据给定条件，先计算工作台运动中惯性力，工作台与导轨的动摩擦阻力和静摩擦阻力（N） (2-1)(N) (2-2)(N) (2-3)其中，(N)(N)(N)由铣头的驱动电机功率可以求得铣削最大负载阻力： (2-4)其中所以，同时考虑到液压缸密封装置的摩擦阻力（取液压缸的机械效率），工作台的液压缸在各工况阶段的负载值列于表2-1中，负载循环图如图2-1所示。表2-1

6、 各阶段负载值工况负载计算公式液压缸负载F(N)液压缸推力（N）起动11341260加速11341607快进567630工进43644849反向起动11341260反向加速14461607快退567630 图2-1负载循环图2.2运动分析根据给定条件，快进、快退速度为0.075m/s，其行程分别为304mm和412mm，工进速度为60-1000mm/s（即0.001-0.0167m/s），工进行程108mm，绘出速度循环图如图2-2所示：图2-2 速度循环图3 确定液压缸的参数3.1初选液压缸的工作压力根据液压缸推力为4849N（表2-1）,由于专用铣床属于半精加工，参考液压传动系统设计与使用

7、表2-4，初选工作压力为。3.2 确定液压缸尺寸由于铣床工作台快进和快退速度相同，因此选用单杆活塞式液压缸，并使,快进时采用差动连接，因管路中有压力损失，快进时回油路压力损失取Pa，快退时回油路压力损失亦取Pa。工进时，为使运动平稳，在液压缸回路油路上须加背压阀，背压力值一般为Pa,选取背压Pa。根据,可求出液压缸大腔面积为： (3-1) (3-2)根据GB2348-80圆整成就近的标准值，得D=50mm，液压缸活塞杆直径，根据GB2348-80就近圆整成标准值d=36mm，于是液压缸实际有效工作面积为： (3-3) (3-4)3.3液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率的计算值3.3.1

8、快进阶段1、启动阶段液压缸推力： （3-5） （3-6）故 : 2、加速阶段液压缸推力： （3-7） （3-8）3、恒速阶段液压缸推力: 又因为输入流量 ： （3-9）故输入功率为：3.3.2 工进阶段液压缸推力： （3-10）因为输入流量： （3-11） 或：故输入功率为： ( 3-12 ) 或：3.3.3 快退阶段1、启动阶段液压缸推力： 故：2、加速阶段液压缸推力： 3、恒速阶段液压缸推力： 又因为输入流量： （3-13）故输入功率为：根据上述计算各参数值列入表3-1所示。表3-1 液压缸在不同阶段的压力、流量和功率值工况推力F/N回油腔压力进油腔压力P1MPa输入流量qL/min输入功

9、率P/kw计算公式快进起动126001.24加速16072.05恒速6301.084.730.085工进48490.62.760.121.960.3920.902快退起动126001.33加速16070.52.74恒速6301.704.400.1253.3.4绘制液压缸工况图根据表3-1计算结果，分别绘制p-L、Q-L和P-L图，如图3-1所示 p-L图q-L图P-L图4 液压系统图的拟定4.1 液压回路的选择首先选择调速回路，由表3-1中的数据可得知，这台机床液压系统功率很小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可以采用进口调速回路的形式。为了解决进口调速回路在负载变化时的突然前冲现象，回油路上

10、要设置背压阀。由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中的油液循环必定是开式的。从系统压力流量表3-1中可以看到，在液压系统的工作循环内，液压缸要求压力变化不大。快进、快退所需的时间和工进所需的时间分别为： （4-1） （4-2）或：所以工进时间占总时间的比率为： （4-3）因此从节能和节约成本的角度考虑，采用单个液压泵就可以满足系统的工作要求，如图4-1所示 图4-1 液压回路的选择 图4-2 换向回路 图4-3 速度换接路。其次是选择快速运动和换向回路，系统中采用节流调速后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸的两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接，所以他

11、的快退快进换向回路应采用图4-3所示的形式。再次选择速度换接回路。由表3-1中的流量变化关系得知，当滑台从快速转为工进时，输入液压缸的流量由4.73L/min降低为1.96L/min，滑台速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度换接，以减小液压冲击，如图4-3。 当滑台由工进转为快退时，回油中通过的流量较大输入流量为4.40L/min，回油流量为4.40（1963/946）L/min=9.13L/min。为了换向平稳，可采用电磁换向阀式换接回路即可满足要求，如见图4-2，由于这一回路要实现差动连接，换向阀必须是五通的。最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题和卸荷问题已经在油源中解决如图4-1。4.

12、2 液压回路的综合把上面选出的各种回路组合在一起，就可以得到图4-4所示的液压系统原理图并对存在的问题进行必要的如下修改和整理：1、为了解决滑台工进时图中进油路、回由路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中A处串接一个单向阀，将工进时的进油路和回油路隔断。2、为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现差动连接的问题，必须在回路中C处串联一个液控顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。3、为了解决机床停止工作时系统中的油液回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性问题，必须在电磁阀的出口B处增设一个单向阀。4、为了便于系统自动发出快退信号，由于整个系统的压力变化较小，故在调速阀输出

13、端D处须增设一个行程开关即可。经过上述修改及计算知此系统应当选择变量泵，所以整理后的液压系统如图4-5所示，它的各方面都比较合理、完善了。 图4-4液压回路的综合和整理 图4-5整理后的液压系统图1叶片泵 2三位五通电磁阀 1叶片泵 2三位五通电磁阀 3行程阀 4节流阀 3单向阀 4溢流阀 5-调速阀 5溢流阀 6单向阀 6行程阀 7背压阀 8压力继电器7背压阀 8过滤器 9过滤器 10液控顺序阀9调速阀 11液压缸 5 液压元件的选择5.1 液压泵的选择液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.76MPa，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，压了继电器调整压力高出系统最大压力值为0.4MP

14、a，则泵的最大工作压力应为：泵向液压缸提供的最大流量为4.40L/min（见表3-1），若回路中的泄露按照液压缸输入流量的10%估计，则泵的流量为。由于溢流阀最小稳定流量为3L/min，而工进时输入流量为1.96L/min,根据以上压力和流量是数值查阅产品样本，最后确定选取YB-6型变量泵，液压泵的理论排量为: ，输出流量为，额定转速取1450r/min。 故其能满足要求。由于液压缸在工进时的输入功率最大，这时液压泵的工压力为6.3MPa、流量为6mL/r。取泵的总效率，则液压泵的驱动电机的所需功率为： （5-1）根据此数值按JB/T8680.11998，查阅电动机产品样本选取Y801-4型电

15、动机，其额定功率为，额定转速。5.2 阀类元件及辅助元件的选择根据阀类及辅助元件所在的油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表5-1，表中序号与图4-6中标号相同。表5-1 元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量L/min额定流量/L/min额定压力/MPa额定压降/MPa型号、规格1变量叶片泵6.6716.36.3YB-A16B2三位五通电磁阀4.5880160.535DF3Y-E10B3单向阀6.6780160.2AF3-Ea10B4溢流阀6.67636.3YF3-E10B5调速阀4.266.36.3AXQF-E10B6行程阀3063160.25

16、AXQF-E10B7背压阀0.56316FBF3-6B8行程开关LX19A-1119过滤器6.67162.50.02XU-4020010液控顺序阀22630.5-160.3XF3-C10B5.3油管的选择各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出口油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量由节流阀与调速阀决定，故液压缸在各个阶段的进、出流量均可调整到与原定数值相同，当要保证快进速度为4.65m/min时，则节流阀的输出流量应为： （5-2）所以液压缸在各阶段的进、出流量及流速表5-2：表5-2 液压缸的进、出流量及流速流量流速快进工进快退

17、输入流量L/min排出流量L/min运动速度m/min由表中数据可知所选液压泵的型号、规格是适宜的。由表3-1可知，该系统中最大压力小于3MPa，油管中流速取2.53m/s；所以当油液在压力管中流速取3m/min时，公式 （5-3）可算得与液压缸无杆腔相连的油管内径分别为：这两根油管都按GB/T8163选项用外径8mm、内径6mm的无缝钢管。5.4 油箱的计算油箱容积公式 (5-4）估算，当取为4时，求得其容积为：按JB/7938-1999规定，取标准值V=25L6 液压系统性能的验算6.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的油路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故

18、只能先按式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。6.1.1快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表5-1和表5-2可知，进油路上油液通过单向阀3电磁换向阀2的流量是6.96L/min，然后与有杆腔的回油汇合，以13.4L/min通过行程阀7并进入无杆腔,从而进油路上的总压降为：此压力值不大，不会会使压力阀打开，故可保证从节流阀流出的油液全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀3的流量都是6.96L/min，然后与液压泵的供

19、油合并，经行程阀7流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。 (6-2)此值小于原估计值0.5MPa（见表3-1），所以是偏安全的。6.1.2工进工进时，油液在油路上通过单向阀3和电磁换向阀2的流量为1.96L/min，在调速阀6处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是1.02L/min，在背压阀7处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀10的流量为（1.02+6.96）L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为: (6-3)可见此值小于原估计值0.8MPa。故可按表3-1中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即： (6-4)此值与表3-1中数值2.76MPa相

20、近。溢流阀4的调压应；为 (6-5)6.1.3快退快退时，油液在进油路上通过单向阀3、电磁换向阀2的流量为6.94L/min，油液在回油路上通过换向阀2和单向阀3的流量为13.4L/min.因此进油路上总压降为： (6-6)此值较小，液压泵驱动电机的功率是足够的。所以快退时液压泵的最大工作压力应为： (6-7)因此大流量液压泵卸荷的顺序阀11的调节器压应大于0.912MPa。6.2 油液温升验算工进在整个工作循环中所占的时间比例达33.3%89.3%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。工进时液压缸的有效功率为 （6-8）由于使用变量泵，则液压泵的出油量是根据系统所需油量出油的，又在

21、工进时所需油液为0.08L/min，同时回路中油液损失按10%计算，则液压泵出油量为：，由手册查得，变量叶片泵的效率可取0.8,故此时液压泵总的输出功率为： （6-9）由此得液压系统的发热量为: （6-10）由于在液压系统中，油管的散热面积相对于油箱来说小的多，可以忽略不计，故系统主要考虑油箱的热量问题。因为液压系统采用变量泵供油，其发热量根据经验公式可算得，式中V为油箱的有效体积，由前面计算可知V=25L,故其发热量为： (6-11)该系统的温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。7 油箱的设计由前面计算可知，该液压系统所需油液体积为：V=27.84L，但应考虑油箱内散热条件，由相

22、关资料查得油箱顶面应高出油液高度10%-15%，所以油箱的内体积应为：，并取标准容积为25L，且选择开式油箱，考虑到油箱的整体美观大方,将其设计成为带支撑脚的长方体形油箱。所以其长、宽、高尺寸均按国家规格选取，其外形图如图5所示。图7-1 油箱外形图根据有关手册及资料初步确定其外形尺寸为如表7-1所示：表7-1 油箱的轮廓参数公称容量B1B2L1L2H近似油深固定孔径最小壁厚30L250mm230mm500mm460mm250mm250mm8mm3mm基于上表中数据设计油箱如下：7.1 壁厚、箱顶及箱顶元件的设计由表中数据分析可采取钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为：，并采用将液压泵安装在油箱的上

23、表面的方式，故上表面应比其壁要厚，同时为避免产生振动，则顶扳的厚度应为壁厚的4倍以上，所以取：，并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。在箱顶设置回油管、泄油管、吸油管、通气器并附带注油口，即取下通气帽时便可以进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器的滤网的网眼小于，过流量应大于20L/min。另外，由于要将液压泵安装在油箱的顶部，为了防止污物落入油箱内，在油箱顶部的各螺纹孔均采用盲孔形式，其具体结构见油箱的结构图。7.2 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计在此次设计中采用箱顶与箱壁为不可拆的连接方式，由于油箱的体积也相对不大，采用在油箱壁上开设一个清洗孔，在法兰盖板中配以可重复使用的弹性

24、密封件。法兰盖板的结构尺寸根据油箱的外形尺寸按标准选取，具体尺寸见法兰盖板的零件结构图，此处不再着详细的叙述。为了便于油箱的搬运，在油箱的四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳的结构尺寸参考同类规格的油箱选取。在油箱的箱体另一重要装置即是液位计了，通过液位计我们可以随时了解油箱中的油量，同时选择带温度计的液位计，我们还可以检测油箱中油液的温度，以保证机械系统的最佳供油。将它设计在靠近注油孔的附近以便在注油时观察油箱内的油量。7.3 箱底、放油塞及支架的设计在油箱的底设置放油塞，可以方便油箱的清洗和换油，所以将放油塞设置在油箱底倾斜的最低处。同时，为了更好地促使油箱内的沉积物聚积到油箱的最低点，油箱的倾

25、斜坡度应为：。在油箱的底部，为了便于放油和搬运方便，在底部设置支脚，支脚距地面的距离为150mm，并设置加强筋以增加其刚度，在支脚设地脚螺钉用的固定。7.4 油箱内隔板及除气网的设置为了延长油液在油箱中的逗留时间，促进油液在油箱中的环流，促使更多的油液参与系统中的循环，以更好地发挥油箱的散热、除气、沉积的作用，在油箱中的上下板上设置隔板，其隔板的高度为油箱内油液高度的2/3以上。并在下隔板的下部开缺口，以便吸油侧的沉积物经此缺口至回油侧，经放油孔排出。如图8：在油箱中为了使油液中的气泡浮出液面，并在油箱内设置除气网，其网眼的直径可用网眼直径为0.5mm的金属网制成，并倾斜布置。在油箱内回油管与

26、吸油管分布在回油测和吸油测，管端加工成朝向箱壁的 斜口，以便于油液沿箱壁环流。油管管口应在油液液面以下，其入口应高于底面23倍管径，但不应小于20mm，以避免空气或沉积物的吸入或混入。对泄油管由于其中通过的流量一般较小，为防止泄油阻力，不应插入到液面以下。另外在油箱的表面的通孔处，要妥善密封，所以在接口上焊上高出箱顶20mm的凸台，以免维修时箱顶的污物落入油箱。7.5油箱的装配图的绘制采用CAD绘制油箱的装配图见图2以及系系统原理图见图1。参考文献1 王积伟，章宏甲，黄谊.主编. 液压传动. 机械工业出版社.2006.122 张利平. 主编.液压传动系统设计与使用. 化学工业出版社2010.4

27、3 王兰美，主编.机械制图. 高等教育出版社.2009.74 李宏磊著.Auto CAD 2010机械制图.清华大学出版社.20105 雷天觉主编.液压工程手册.北京.机械工业出版社.1990致谢一周的液压课程设计马上就要结束了，这次的课程设计对于我们每个同学来说都是一次机会也是一次挑战，要在短短的一周时间内把自己所学的知识应用于实际中并取得预期的效果，这是对我们每个人所学知识的检验，也是对我们学习态度的考验，虽然在搞设计的过程中曾遇到重重困难但我从来没有想过放弃或走什么捷径，因为这是一次难得的提升自己学习能力的机会，作为机制专业的在校学生课程设计就是我们最好的实践机会。通过这次设计，学以致用，把所学的知识融入到实际操作中，使我对知识的认知能力得到了提升。感谢学校给我们的实践机会，希望在以后的学习中能有更多这样的机会。