铣床液压系统设计

1、设计题目…………………………………………………………………………1 2、工况分析…………………………………………………………………………1

负载分析…………………………………………………………………… 运动分析……………………………………………………………………

2 2

3、确定液压缸参数…………………………………………………………………3

初选液压缸的工作压力 ………………………………………………………3 确定液压缸尺寸………………………………………………………………3 液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率计算值 …………………………4 绘制液压缸工况图 ……………………………………………………………4

4、拟定液压系统图 …………………………………………………………………6

选择液压回路 ………………………………………………………………6

调速回路 ………………………………………………………………6 换向回路和卸荷回路 ……………………………………………………6 快速运动回路……………………………………………………………6

压力控制回路……………………………………………………………7

液压系统合成 ………………………………………………………………8 5、选择液压元件 ……………………………………………………………………8

选择液压泵和驱动电机 ………………………………………………………8 选择控制元件…………………………………………………………………9 选用辅助元件 ………………………………………………………………10

6、液压系统性能验算………………………………………………………………10

回路中压力损失 ……………………………………………………………10 工进时压力损失…………………………………………………………10 快退时压力损失…………………………………………………………11 确定液压泵工作压力…………………………………………………………12 液压系统的效率 ……………………………………………………………12 液压系统的发热温升验算……………………………………………………13 参考文

献……………………………………………………………………………14 附录 （液压系统图）

（液压油缸图）

1 设计题目

设计题目

设计一台专用铣床，铣头驱动电机的功率为千瓦，铣刀直径为120mm，转速350转/分，如工作台质量为480公斤，工件和夹具的质量为150公斤，工作台的行程为400mm，工进行程为100mm，快进快退速度为米/分，工进速度为60~1000毫米/分，其往复运动的加速（减速）时间为秒，工作台用平导轨静摩擦系数

fs0.2，动摩擦系数fd0.1，试设计该机床的液压系统。

2 工况分析

负载分析

根据给定条件，先计算工作台运动中惯性力Fm，工作台与导轨的动摩擦阻力Ffd和静摩擦阻力Ffs

FmFGv63000.075963（N） (2-1) gt9.810.05Ffdfd(FG1FG2)0.1(48001500)6300(N) (2-2) FfSfs(FG1FG2)0.2(48001500)1260(N) (2-3)

其中，FG1m1g480104800(N)

FG2m2g150101500(N)

FGFG1FG2480015006300(N)

由铣头的驱动电机功率可以求得铣削最大负载阻力Ft：

FtP (2-4) v其中vnd3503.140.122.198m

s6060P70003185 v2.198所以，Ft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m0.9），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 各阶段负载值

工况 起动 加速 快进 工进 反向起动 反向加速 快退 负载计算公式 液压缸负载F(N) 1260 1593 630 3815 1260 1593 630 液压缸推力F0（N） 1400 1770 700 4239 1400 1700 700 图2-1负载循环图

运动分析

根据给定条件，快进、快退速度为s，其行程分别为300mm和400mm，工进速度为60~1000m/s（即~s），工进行程100mm，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

初选液压缸的工作压力

根据液压缸推力为4239N（表2-1）,按表11-2（书）的推荐值，初选工作压力为10105Pa.

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

A12A2,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p5105Pa，快退时回油路压力损失亦取p5105Pa。工进时，为使运

5Pa,选动平稳，在液压缸回路油路上须加背压阀，背压力值一般为(5:10)󰀀10取背压p26105Pa。

根据p1A1p2A2F0,可求出液压缸大腔面积A1为

A1F042390.006(m2) (3-1) 5p10.5p2(100.56)10D4A140.0060.087(m) (3-2)

3.14根据GB2348-80圆整成就近的标准值，得D=90mm，液压缸活塞杆直径

dD263.65mm，根据GB2348-80就近圆整成标准值d=63mm，于是液压缸

实际有效工作面积为

A14D240.0920.006m2 (3-3)

A24(D2d2)4(0.0920.0632)0.003m2 (3-4)

液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率的计算值（见表3-1）

液压缸 工况 F0(N) p2105Pa p1105Pa N(W) 起动 快进 （差动） 恒速 加速 1400 0 1770 5 700 5 工进 4239 6 : 起动 1140 0 快退 加速 1770 5 减速 700 5 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N-L图，如图3-1所示

P-L图 Q-L图 N-L图

图3-1 -L、Q-L和N-L图

4 拟定液压系统图

选择液压系统图

由工况图3-1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。为防止孔钻通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和逆铣两种工况，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，如图4-1(a)和4-1（A）所示,

由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化不大，为减少速度换接时的液压冲击，从节约成本考虑，选用如图4-1(a)所示的调速回路。

(a) (A)

图4-1 调速回路

换向回路和卸荷回路

铣床工作台采用单活塞杆液压缸驱动。由工况图可知，系统压力和流量都不大，同时考虑工作台工作一个循环后装夹具时间比较长，为方便工作台的手动，选用三位四通U型电磁换向阀，并由电气行程开关配合实现自动换向，如图4-2b所示

快速运动回路

为实现工作台快速进给，选用二位三通电磁换向阀构成液压缸的差动连接。这种差动连接的快速运动回路，结构简单，也比较经济，如图4-2a所示。在图4-2a-b中结构复杂不利于控制，所以选择4-2a所示的回路，一起同4-2b组成的快速、换向回路，同样可以实现差动连接。同时验算回路的压力损失比较简便，所以不选用图4-2a-b所示的回路。

(a) (b)

(a-b)

图4-2 快速和换向回路

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4-1a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，实现液压泵的卸荷。而从提高系统效率、节省能量角度来看，选用双联叶片泵油源显然是不合理的，如图4-3b所示，其结构复杂，控制也复杂，所以不适宜选用此方案。

(a) (b)

图4-3 压力控制回路

液压系统合成

根据以上选择的液压基本回路，合成为图4-2所示的定量泵-回油路节流调速液压系统图。

图4-2 液压系统合成

5 选择液压元件

选择液压泵和驱动电机

取液压系统的泄漏系数K=则液压泵的最大流量

QBK(Qi)max1.10.2251030.248103m3/s，即QB=min。根据拟定的液

压系统是采用回油路节流调速，进油路压力损失选取p5105Pa，故液压泵工作压力为：

pBp1p(9.845)10514.84105Pa。

(5-1)

考虑到系统动态压力因素的影响，液压泵的额定工作压力为：

pB14.84(125%)10518.85105Pa. (5-2)

根据QB、pB和已选定的单向定量泵型式，查手册书（二）选用YB116型定量叶片泵。该泵额定排量为16mL/r,额定转速960r/min，其额定流量为

0.256103m3/s，由工况图知，最大功率在快退阶段，如果取液压泵的效率为

为，驱动液压泵最大输入功率NB为：

NBp1QBB(15.95)1050.256103713（W） (5-3)

0.75查电工手册选取750W的电动机。

选择控制元件

根据系统最大工作压力和通过控制元件的最大流量，选用各类阀的规格见表5-1.

表5-1 选用各类阀的规

序控制元号 件名称 型号规格 技术数据 实际流量 额定流量时压力损失 卸荷压力1 溢流阀 Y1-25B 1:1.5 三位四通电磁2 34D-25B 2 换向阀 3 单向调速阀 二位三反向时2 Q1-25B 最小压差5 4 通电磁换向阀 23D-25B 1 5 单向阀 1-25B 选用辅助元件

滤油器：液压泵吸油口需装粗滤油器，选用XU-16100J线隙式100m进口滤油器，流量Q=16l/min=103m3/s.

油箱容量：由下式计算有效容积V，取系数K=6，Q=12L/min,则有

VKQ61272(L)72103(m3) (5-4)

根据书（二）标准，可取油箱的容积V=75L，油箱见附图1，管道尺寸由选定的标准元件连接口尺寸确定。

6 液压系统性能验算

回路中压力损失

回路压力损失计算应在管道布置图完成后进行，必须知道管道的长度和直径。管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即d=12mm,长度在管道布置图未完成前暂按进、回均为L==2m估算。油液运动粘度取1.5104m2/s，在此设计中主要验算工进和快退工况时的压力损失。

工进时压力损失

进路压力损失：首先判别进液流状态，由于雷诺数

4Q40.1103Re70.72000 (6-1)

d121031.5104vd故为层流。

管路沿层压力损失：

4.3QL4.31.51040.1103216PL10 (6-2) d412410160.622105(Pa)5取管道局部损失P0.1PL0.062210Pa

油液流经单向阀和三位四通换向阀的压力损失按下面公式计算，有关数据见表5-1

1.32105（Pa） (6-3) 工进时进油路总压力损失：

5p'PLPPV210(Pa) (6-4)

工进时回油路压力损失：因回路流量Q2为

Q10.11030.05103(m3/s) (6-5) Q222 液流状态经判断为层流（Re70.72000)，于是沿程压力损失：

4.3QL4.31.51040.05103216PL10 (6-6) d412410160.297105(Pa)5局部压力损失：P0.1PL0.029710Pa (6-7)

回油路中油液流经二位三通换向阀、调速阀和三位四通换向阀时的压力损失计算方法同上，即

=5.28105(Pa) (6-8) 工进时回油路总压力损失

5p\"PLPP5.610(Pa) (6-9) V将回油路中压力损失折算到进油路上，就可求出工进时回路中整个压力损失

pp'p\"A20.00321055.61054.8105(Pa) (6-10) A10.006 快退时压力损失

快退时进油路和回油路中经检查都是层流，进油路压力损失为：

4.3QL4.31.51040.225103216PL104d12410161.4105(Pa) (6-11) P0.1P0.14105(Pa)进油路中油液流经单向阀、三位四通换向阀、单向调速阀（反向时）以及二位三通换向阀时压力损失计算方法同前

20.2565 1101.710(Pa) (6-12)

0.4175快退时进油路总压力损失：

5p'PLPP3.2410(Pa) (6-13) V快退时回油路中压力损失：由于Q12Q2,则有

10162.8105(Pa) (6-14)

回油路总压力损失：

5p\"PLPP5..10(Pa) (6-15) V将回油路中的压力损失折算到进油路上去，可得到快推时回油路中的整个压力损失：

pp'p\"A20.0033.241055.1056105(Pa) (6-16) A10.006这个数值比原来估计的数值大，因此系统中元件规格和管道直径不宜再减小。

确定液压泵工作压力

工进时，负载压力

pLF42.3966.24(N/cm2)6.624105(Pa) (6-17) A1 液压泵工作压力

pgjpLp(6.6244.8)10511.4105(Pa)

(6-18)

快退时，负载压力：

'pLF70021.88(N/cm2)2.88105(Pa) (6-19) A232液压泵的工作压力：

pktpLp(2.886)1058.88105(Pa) (6-20) 根据pgj，则溢流阀调整压力取12105Pa。

液压系统的效率

由于在整个工作循环中，工进占用时间最长，因此，系统的效率可以用工进时的情况来计算。工进速度为0.001:0.0167m/s，则液压缸的输出功率为

NCFV42390.0014.239(W)NFV42390.016770.79(W)液压泵的输出功率：

'C (6-21)

NBpQ121050.256103307(W) (6-22) 工进时液压回路效率： CNC4.23970.79:0.014:0.23 (6-23) NB307307液压系统效率BYC,取液压泵效率B0.75，液压缸效率取Y0.88，于是

BYC0.750.88(0.014:0.23)0.009:0.15(6-24)

液压系统的发热温升验算

液压系统总发热功率计算 液压泵输入功率：N1(6-25)

液压缸有效功率：N2NC4.239(W) (6-26)

系统总发热功率：H1N1N2409.34.239405(W)

pQ307409.3(W) 0.75B或 H1N1(1)409.3(10.009)405.6(W) (6-27)

油箱散热面积：

A16.663V26.663(72103)21.15(m2) (6-28) 油液温升：TH1，取CT15，则 CTAH1405.623.5（℃） (6-29) CTA151.15T温升没有超出允许范围25:35℃的范围，液压系统中不需要设置冷却器。 至此，该铣床液压系统设计计算宣告全部结束。

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. [2] 成大先. 主编.机械设计手册单行——本机械传动. 化学工业出版社 [3] 何玉林，沈荣辉，贺元成.主编.机械制图. 重庆大学出版社. [4] 路甬祥主编.液压气动技术手册.北京.机械工业出版社.2002 [5] 雷天觉主编.液压工程手册.北京.机械工业出版社.1990