半自动液压专用铣床的液压设计_毕业论文.doc

摘摘 要要 本次毕业设计的是半自动液压专用铣床的液压设计，设计主要是将自己所学的知识 结合辅助材料运用到设计中，初步掌握正确的设计思想和设计的基本方法步骤,巩固深化 和扩大所学的知识,培养理论联系实际的工作方法和独立工作能力，以及达到正确绘制部 件总装图和零件工作图等方面的基本训练及基本技能。整个设计主要完成了七个部分： 参数的选择、方案的制定、图卡的编制、液压系统的设计、plc 的设计以及最后有关的 验算。主体部分基本在图的编制和液压系统的设计两部分中完成的。 通过这次毕业设计锻炼了自己独立思考和严谨的求学态度，了解了半自动专用铣床 液压系统的工作原理以及它的总体结构，同时我也明白了学习是一个长期积累的过程， 在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 关键词：关键词：液压设计；半自动；铣床； i abstract this graduation design is a semi automatic hydraulic special milling machine hydraulic design, design is mainly to combine the knowledge of auxiliary materials used in design, the preliminary master the correct design idea and basic steps to consolidate, deepen and expand the knowledge, training theory with the actual method of work and work independently ability, and to achieve the correct rendering of part work and parts assembly diagram and other aspects of the basic training and basic skills. the design was completed in seven parts: parameter selection, scheme, card making, hydraulic system design, plc design and related calculation at. the main part of the basic in map compilation and the design of hydraulic system in the two part complete. through this graduation design exercise their own independent thinking and rigorous learning attitude, understanding of the semi automatic special milling machine hydraulic system principle of work as well as its overall structure, at the same time, i also understand that learning is a long-term accumulation process, in the future work, life should continue to study, work hard to improve their knowledge and comprehensive quality key words：hydraulic；designautomatic；milling machine； ii 目目 录录 摘 要i abstractii 1 绪论 .1 1.1 课题研究的目的.1 1.2 铣床的简介.1 1.2.1 铣床介绍1 1.2.2 铣床的发展1 1.3 液压系统的发展历程及特点.2 1.3.1 液压的发展历程.2 1.3.2 液压系统的组成.3 1.4 液压系统的设计步骤和内容.3 1.5 本文的主要研究工作.4 本章小结4 液压系统的设计 .5 2.1 设计题目分析.5 2.2 工况分析.5 2.3 液压缸外负载的计算.5 2.4 初步确定液压缸参数及绘制工况图.7 2.5 设计方案，初拟定液压系统原理图.9 2.6 计算和选择液压元件.10 2.7 验算液压系统性能.15 3 液压缸的设计 .20 3.1 液压缸的主要零件及技术要求.20 3.1.1 缸体.20 3.1.2 缸盖.20 3.1.3 活塞.20 3.2 液压缸主要尺寸的确定.21 3.2.1. 液压缸工作压力的确定.21 3.2.2 液压缸内径 d 和活塞杆直径 d 的确定.21 3.2.3 液压缸壁厚和外径的计算.22 3.2.4 液压缸工作行程的确定.23 3.2.5 缸盖厚度的确定.23 3.2.6 最小导向长度的确定.24 3.2.7 缸体长度的确定.24 3.2.8 活塞杆稳定性的计算.24 iii 3.3 液压缸结构的设计.25 3.3.1 缸体与缸盖的连接形式.25 3.3.2 活塞杆与活塞的连接结构.25 3.3.3 活塞杆导向部分的结构.25 3.3.4 活塞及活塞杆处密封圈的选用.26 3.3.5 液压缸的缓冲装置.26 3.3.6 液压缸的排气装置.27 3.3.7 液压缸的安装连接结构.28 3.3.8 液压缸主要零件的材料和技术要求.28 本章小结29 4 集成油路块的设计 .30 5 液压站的设计 .32 5.1.1 液压油箱有效容积的确定.32 5.1.2 液压油箱的外形尺寸的确定.33 5.1.3 液压油箱的结构设计.33 5.2.1 液压泵的安装方式.36 5.2.2 电动机与液压泵的联接方式.36 5.2.3 液压站的结构图.36 5.2.4 液压站结构设计的注意事项.36 6 plc 设计38 6.1.1plc 的发展.38 6.1.2 plc 的基本结构38 6.1.3 plc 的特点.39 6.1.4 plc 的应用领域.40 6.2.1 扫描工作方式.41 6.2.2 扫描周期.42 6.3.1 动作顺序.42 6.3.2 i/o 分配表42 6.3.3 接线图.43 6.3.4 流程图.43 6.3.5 sfc 程序图43 结论 .46 致谢 .47 参考文献 .48 参考文献 .50 附 录 .51 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 0 1 1 绪论绪论 1.11.1 课题研究的目的课题研究的目的 本次设计的主要任务是半自动专用铣床的液压系统设计，该设计可以培养学生综合 运用所学的基础理论和专业理论知识，独立解决机床设计问题的能力的一个重要的实践 性教学环节。 因此，通过设计应达到下述目的。 a 初步掌握正确的设计思想和设计的基本方法步骤,巩固深化和扩大所学的知识,培养 理论联系实际的工作方法和独立工作能力。 b 获得机床总体设计，结构设计，零件计算，编写说明书。绘制部件总装图（展开图， 装配图）和零件工作图等方面的基本训练及基本技能。 c 熟悉有关标准、规格、手册和资料的应用。 d 对专用机床的夜压系统初具分析能力和改进设计的能力。 1.21.2 铣床的简介铣床的简介 1.2.11.2.1 铣床介绍铣床介绍 铣床（millingmachine）系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀 旋转运动为主运动，工件（和）铣刀的移动为进给运动。它可以加工平面、沟槽，也可 以加工各种曲面、齿轮等。铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平 面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械 制造和修理部门得到广泛应用。专用铣床是根据工件加工需要，以液压传动为基础，配 以少量专用部件组成的一种机床。在生产中液压专用铣床有着较大实用性，可以以液压 传动的大小产生不同性质的铣床。 1.2.21.2.2 铣床的发展铣床的发展 铣床最早是由美国人 e.惠特尼于 1818 年创制的卧式铣床。为了铣削麻花钻头的螺旋 槽，美国人 j.r.布朗于 1862 年创制了第一台万能铣床，是为升降台铣床的雏形。1884 年前后出现了龙门铣床。20 世纪 20 年代出现了半自动铣床，工作台利用挡块可完成“进 给-快速”或“快速-进给”的自动转换。 1950 年以后，铣床在控制系统方面发展很快，数字控制的应用大大提高了铣床的自 动化程度。尤其是 70 年代以后，微处理机的数字控制系统和自动换刀系统在铣床上得到 应用，扩大了铣床的加工范围，提高了加工精度与效率。 随着机械化进程不断加剧，数控编程开始广泛应用与于机床类操作，极大的释放了 劳动力。数控编程铣床将逐步取代现在的人工操作。对员工要求也会越来越高，当然带 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 1 来的效率也会越来越高。较高。简单来说，铣床就是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。 1.31.3 液压系统的液压系统的简介简介 1.1.3 3.1.1 液压的发展历程液压的发展历程 几十年来，随着我国工业水平的不断提高，液压传动技术被广泛应用在机械制造、 工程建筑、石油化工、交通运输、军事器械、矿山冶金、航空航海、轻工、农机、渔业、 林业等各个方面，也被应用在宇宙航行、海洋开发、核能建设、地震预测等新的技术领 域中。从 1795 年英国制造出世界上第一台水压机至今，液压传动已有二三百年的历史， 但广泛的应用和推广仅有六七十年。19 世纪末，德国制造出液压龙门刨床，美国制成液 压六角车床和液压磨床，但因当时没有成熟的液压元件以及机械制造工艺水平的限制， 液压技术的应用仍不普遍。第二次世界大战期间，一些兵器采用恶劣反应快、精度高、 功率大的液压传动装置，大大提高了兵器的性能，同时推动了液压技术的发展。战后， 其迅速转向民用，在机床、工程机械、农业机械、汽车、船舶等行业中逐步推广。20 世 纪 60 年代后，随着原子能、空间技术、计算机技术的发展，液压技术的应用更加广泛。 目前，正在向高压、高速、高效、大流量、大功率、低噪声、长寿命、高度集成化和模 块化、提高可靠性技术及污染控制技术的方向发展。同时，液压元件和液压系统的计算 机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等，又使液压技术的发展进入到了一个新的 阶段。 我国的液压工业始于 20 世纪 50 年代，最初只是应用于机床和锻压设备，后来发展 到拖拉机和工程机械上。自 1964 年开始引进国外液压元件生产技术，并自行设计液压产 品以来，我国的液压元件生产从低压刀高压形成了系列。 液压技术中的重大进展是微电子技术和计算机技术在液压系统中的应用。微电子技 术与液压技术相结合，创造出了很多高可能性、低成本的微型节能元件，为液压技术在 工业中的应用开辟了更为广阔的前景。 计算机控制是必然趋势，电业比例阀和伺服阀只能接受连续变化的电压或电流信号， 而计算机要求数字开关量，使用电液比例阀和伺服阀与计算机接口必须经过 d/a 转换和 a/d 转换，极不方便。而数字液压泵、数字控制阀、数字液压缸等，即用数字量进行控制 并具有数字量输出响应特性的液压元件。由于是可以直接与计算机接口，不需 d/a 数模 转换器，是今后液压技术发展的重要趋向之一。 计算机与液压技术的结合包括：计算机实时控制技术、计算机辅助设计（液压元件 cad 和液压系统 cad） 、液压产品的计算机辅助试验（cat）及计算机仿真和优化设计。利 用计算机闭环控制、最优控制和自适应控制以及灵活的多余度控制等。计算机辅助设计 的基本特点是利用计算机的图形功能，由设计者通过人机对话控制设计过程以得到最优 设计结果，并能通过动态仿真对设计结果进行检测。计算机辅助试验则可运用计算机技 术对液压元件及液压系统的静、动态性能进行测试，对液压设备故障进行诊断和对液压 元件和系统的数学模型辨识等。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 2 此外，高压大流量小型化与液压集成技术、液压节能与能量回收技术也成为近年研 究的重要课题。 总之，随着科学技术的进步，液压技术也随之发展，拓宽范围，以适应各行各业新 技术的发展需求。 1.3.21.3.2 液压系统的组成液压系统的组成 液压系统有以下 5 个部分组成： 1. 动力元件液压泵 机械能转换为液压能的装置，给整个系统提供压力油。 2. 执行元件液压缸或液压马达 将液压能转换为机械能的装置，可克服负载 做功。 3. 控制元件各种类型的液压阀 可控制和调节液压系统的压力、流量及液流 方向，以改变执行元件输出的力（或转矩） 、速度（或转速）及运动方向。 4. 辅助装置油管、管接头、油箱、过滤器、蓄能器和压力表等 起连接、储 油、过滤、储存压力能和测量油液压力的辅助元件。 5. 工作介质传递压力的工作介质 通常为液压油，同时还可起润滑、冷却和 防锈的作用。 1.41.4 液压系统的设计步骤和内容液压系统的设计步骤和内容 液压系统的设计是整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要 求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液 压系统的参数，然后按照这些参数来选取液压元件的规格和进行系统的结构设计。 （1）液压系统的工况分析 在开始设计液压系统时，首先要对机器的工况进行详细的分析，一般要考虑下面几 个问题。 1）确定该机器中那些运动需要液压传动来完成。 2）确定各运动的工作顺序和各执行元件的工作循环。 3）确定液压系统的主要工作性能。例如：执行元件的运动速度、调速范围、最大行 程以及运动平稳形要求等。 4）确定各执行元件所承受的负载及其变化范围。 （2）拟定液压系统原理图 拟定液压系统原理图一般要考虑以下几个问题。 采用何种形式的执行机构。 确定调速方案和速度换接方法。 如何完成执行机构的自动循环和顺序动作。 系统的调压、卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求。 压力测量点的合理选择。 根据上述要求选择回路，然后将其基本回路组合成液压系统。当液压系统中有多个 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 3 执行部件时，要注意到它们相互间的联系和影响，有时要采用防干扰回路。 在液压系统原理图中，应该附有运动部件的动作循环图和电磁动作顺序表。 （3）液压系统计算和选择液压元件 液压系统计算的目的是确定液压系统的主要参数，以便按照这些参数合理选择液压 元件和设计非标准元件。 1）计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量。 2）计算液压泵的工作压力、流量和传动效率。 3）选择液压泵和电动机的类型和规格。 4）选择阀类元件和辅助元件的规格。 5）对液压系统进行验算 必要时，对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算，但是有经过生产实践考验 过的同类型设备类比参考，或有可靠的设计结果，那也可以不再进行验算。 （4）绘制正式的工作图和编制技术文件 设计的最后一步是要整理出全部图纸和技术要求。正式工作图一般包括以下内容： 液压系统原理图、液压缸零件图、液压系统总装配图、邮箱装配图、电气控制原理图。 1.51.5 本文的主要研究工作本文的主要研究工作 本次设计主要包括液压升降台液压系统的设计和电气控制系统的设计。液压系统设 计包括了液压系统原理图的拟定，液压元件的选择，液压系统参数的计算与校核以及液 压缸参数的确定；控制系统的设计主要包括电气控制原理图的拟定，电气元件的选型。 本说明书共分为 6 章： 第 1 章绪论 简介了液压传动的发展历程及特点，提出了本文的研究目标。 第 2 章液压系统的设计 通过对液压系统的工况分析和计算，液压缸的主要结构参 数的确定，拟定液压系统原理图 选择液压元件并对液压系统进行验算。 第 3 章液压缸的设计 通过相关的计算，确定液压缸的主要结构尺寸。 第 4 章液压站的设计 进行液压油箱、液压站的结构设计。 第 5 章集成油路的设计 进行液压集成回路设计和底块、集成块的结构设计。 第 6 章 plc 设计 进行 plc 简介并拟定原理图和做出梯形图等。 本章小结本章小结 本章主要介绍了铣床的定义和用途、液压系统的发展和特点、以及液压系统的设计 步骤和本文主要研究的工作。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 4 2 2 液压系统的设计液压系统的设计 液压系统的设计是整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要 求，利用液压传动的基本原理，拟定合理的液压系统原理图，再经过必要的计算来确定 液压系统的参数，然后按照参数来选用液压元件的规格。 2.12.1 设计题目分析设计题目分析 根据半自动专用铣床的主要参数：要求该铣床的工作台的移动和工件的压紧采用液 压系统控制。该工作台的承载能力为 40008000n，工作部件重量约为 1500n，工进速度 为 60mm/min1000mm/min，快进速度为 4.5m/min，工作行程为 400mm。 2.22.2 工况分析工况分析 经过分析，铣床的工况如下所示。 按设计要求，希望系统结构简单，工作可靠，估计到系统的功率不会很大，且连续 工作，所以决定采用单个定量泵，非卸荷式供油系统；考虑到铣削时可能有负的负载力 产生，故采用回油节流调速的方法；为提高夹紧力的稳定性与可靠性，夹紧系统采用单 向阀与蓄能器的保压回路，并且不用减压阀，使夹紧油源压力与系统的调整压力一致， 以减少液压元件数量，简化系统结构；定位液压缸和加紧液压缸之间的动作次序采用单 向顺序阀来完成，并采用压力继电器发讯启动工作，以简化电气发讯与控制系统，提高 系统可靠性。 2.32.3 液压缸外负载的计算液压缸外负载的计算 液压缸负载主要包括：切削阻力、摩擦阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和背压阻 力等。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 5 切削阻力： t f nft9000 摩擦阻力 f 静摩擦力、动摩擦力： fs f fd f nffs11002 . 040001500 nffd5501 . 040001500 (3)惯性阻力 f 惯 fm n tg vg fm 6 . 229 6005 . 0 8 . 9 5 . 41500 式中:重力加速度（m/s2）g 运动部件重量（n）g 在 t 时间内的速度变化值（m/s）v 启动加速或减速制动的时间。t （4）重力 因气动部件是水平安置，故重力在运动方向的分力为零。 （5）密封阻力 密 f 一般按经验取(f 为总的负载）ff1 . 0 密 （6）背压阻力 背 f 这是液压缸回油路上的阻力，粗算时，可不考虑。其数值待系统确定后才能定下来。 根据上述分析，可计算出液压缸各动作阶段的负载，计算公式及数值见下表。 表表 2-12-1 液压缸各阶段的负载液压缸各阶段的负载 工况负载组成（n）系统负载 f/m（n） 启动阶段1100 fs ff12229 . 01100 加速阶段6 .779 mfd fff8669 . 0 6 . 779 快进阶段550 fd ff6119 . 0550 工进阶段9550 fdt fff106119 . 09550 快退阶段550 fd ff6119 . 0550 制动阶段 4 . 320 mfd fff3599 . 04 .320 注：1.取工进时的最大速度为 1000mm/min； 2.4.5m/min； 3.取液压缸机械效率为 m=0.9。 （7）绘制进给液压缸的负载图和速度图。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 6 图图 2-12-1 速度循环图速度循环图 图图 2-22-2 负载循环图负载循环图 2.42.4 初步确定液压缸参数及绘制工况图初步确定液压缸参数及绘制工况图 1）工作压力 p 的确定 工作压力 p 可根据负载大小及机器的类型来初步确定，现参照简明手册表 2-1，取液 压缸工作压力为 3mpa。 2）计算液压缸内径 d 和活塞杆直径 d 根据负载图知最大负载=10611n，确定系统的工作压力，因为夹紧液压缸的作用很 i f 大，所以可以按其工作负载来选定系统压力，为使液压缸体积紧凑，可以选取 pi=25bar，则液压缸直径 d 为: cmm p f d i i 3 . 7073 . 0 102514 . 3 1061144 5 按缸径尺寸系列，取 d=80mm。 根据液压缸快进和快退速度相等，可选择单出杆液压缸差动连接，活塞杆直径可按 下式计算： cmdd7 . 5871. 071. 0 按活塞杆尺寸系列，取 d=55mm 根据已知的缸径和活塞杆直径，计算液压缸实际有效工作面积，无杆腔面积和有 1 a 杆腔面积分别为： 2 a 22 1 24.50 4 cmda 222 2 5 . 26 4 cmdda 液压缸面积确定后，还需验算液压缸能否获得最小稳定速度，如果验算后不能获得 稳定速度时，还需相应加大液压缸直径，直至满足稳定速度为止，其验算方法如下： 2 min min 5 . 17 40 70 cm v q a 稳 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 7 式中能保证最小稳定速度的最小有效面积； 稳 a 调速阀最小稳定流量，从手册查得 q=25l/min，流量阀 q=70cm2/min； min q 执行机构最低速度，取 v=4cm/min。 min v 由于 a1a 稳，所以能满足最小稳定要求。 3）确定夹紧缸的内径和活塞杆直径 根据 f 夹=40008000n，选 p 夹=16105pa 由液压缸的推力 f 夹及工作压力 p 夹来确定液压缸内径 d，即 4 2 d a p f d 4 则夹紧缸cm p f d80 . 5 101614 . 3 400044 5 取 d=80mm（按缸径尺寸系列查得） 根据活塞杆工作中受压，活塞杆直径尽量取大些，活塞杆直径 d 为： mmdd56807 . 07 . 0 按尺寸系列取 d=55mm。 快速进给时液压缸做差动连接，由于管道中有压力损失,取此项损失 p =0.3mpa=3105pa，同时假定快退时回油压力损失为 0.5mpa。 根据以上数据，可以计算出液压缸在一个工作循环各阶段的压力、流量和功率如表 2-2 所示，并根据此绘制出其工况图如图 所示： 表表 2-2 液压缸在不同阶段所需压力、流量和液压缸在不同阶段所需压力、流量和 工作阶 段 系统负 载 f/m( n) 回油腔压力 p2（mpa） 工作腔压力 p1（mpa） 输入流量 q（l/min） 输入功率 p（kw） 快速前 进 611 59 . 0 3 . 0 12 pp 29. 0 21 2 1 aa pa f p m =0.29 6 . 10 121 vaaq07 . 3 1 qpp 工作进 给 10611 8 . 0 3 . 0 12 pp 1 22 1 a ap f p m =2.35 02 . 5 12 avq7 . 0 1 qpp 快速退 回 611 5 . 0 3 . 0 12 pp 2 12 1 a ap f p m =0.59 17 32 vaq303.30 1 qpp 注：取液压缸的机械效率 m=0.9。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 8 (a)p-t 图 （b)q-t 图 （c)p-t 图 图图 2-32-3 液压缸工况图液压缸工况图 2.52.5 设计方案，初拟定液压系统原理图设计方案，初拟定液压系统原理图 液压系统循环图是表示系统的组成和工作原理的图样，它是以简图的形式全面的具 体体现设计任务中提出的技术和其他方面的要求。要拟订一个比较完善的液压系统，就 必须对各种基本回路、典型液压系统有全面深刻的了解。 以下是对液压系统回路选择进行的简要分析： （1）确定供油方式 考虑到该机床进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。 从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。现采用带压力反 馈的限压式变量叶片泵。 （2）调速方式的选择 在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀 根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定 采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和 速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承载负切削力的能力。 （3）调速换接方式的选择 本系统已选定差动连接回路作为快速回路。由于快进转工进时，速度变化较大，故 选用行程阀来实现速度的平稳换接。 （4）夹紧回路的选择 用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电 而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时 仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。 最后把所选的液压回路组合起来，再考虑以下问题即可组合成图 2-4 所示的液压系 统原理图及它的电磁顺序动作表如表所示。 a.为了防止机床停止工作后回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统， 影响 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 9 滑台运动平稳性,需在三位四通电磁换向阀出口处增加一个单向阀 8。 b.为了使系统夹紧回路中能发出信号，需在系统中加入一个压力继电器 11. c.为了保持进入系统油液的清洁，在泵的吸油口处设置滤油器 1. 图图 2-4 系统原理图系统原理图 表表 2-3 电磁铁动作顺序电磁铁动作顺序表表 工况1dt2dt3dt4dt 快进_+_ 工进+_ 快退_+_ 放松_ 2.62.6 计算和选择液压元件计算和选择液压元件 （1）泵的工作压力的确定 首先确定液压泵压缸的最大压力为 2.35mpa，选取进油路上总压力损失为 0.8 mpa， 为使压力继电器可靠的工作压力，小流量泵在快进和工进时都向系统供油，有工况图可 知，在整个工作循环中液的工作，取其调整压力高出液压缸的最大压力为 0. 5mpa ，小 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 10 流量泵的最大工作压力为： mppppp15 . 3 8 . 035 . 2 11 pp1小流量泵的最大工作压力 p1执行元件的最大工作压力 p进油路中的压力损失。初算时简单系统可取 0.20.5mpa，复杂系统取 0.51.5 mpa，本例中取 0.5 mpa。 大流量泵只在快速运动时向系统供油，由工况图可知，快退时缸的工作压力较大， 考虑到快退时进油路不经调速阀，故取总压力损失为 0.5 mpa，则大流量泵的最高工作压 力为： mpampapppp09. 359 . 2 5 . 0 12 式中 pp2流量泵的最大工作压力 p1执行元件的最大工作压力 p进油路中的压力损失。初算时简单系统可取 0.20.5mpa，复杂系统取 0.51.5 mpa，本例中取 0.5 mpa。 （2）泵的流量确定 其次确定液压泵的最大供油量，由工况图可知，液压缸所需最大流量为 10.6l/min， 若取系统泄露系数 k=1.05，则两泵的总流量为： qp=k(q)max=1.317l/min=22.1 l/min 式中 qp液压泵的最大流量 k系统泄露系数，一般取 k=1.11.3，现取 k=1.3 (q)max同时工作的各执行元件，所需流量之和的最大值。 工进时所需流量为 0.3 l/min，考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3 l/min，因此，小 流量泵的流量至少为 3+0.3=3.3 l/min （3）选择液压泵规格 根据以上计算数据 pp、qp 查阅产品样本，选择 ybx16 限压式变量叶片泵，该泵的 基本参数为：每转排量 qv=16m/r，泵的额定压力为 pn=6.3 mpa，电动机转速 nh=1450r/min，容积效率为 v=0.85，总效率 =0.7 4. 叶片泵的特点 叶片泵具有结构紧凑、体积小、流量均匀、运动平衡、噪音小、使用寿命较长、容 积效率较高等优点。但也存在着结构复杂、吸油性能差、对油污染比较敏感等缺点。叶 片泵广泛应用于完成各种中等负荷的工作。由于它流动脉动小，故在金属切削机床液压 传动中，尤其是在各种需调速的系统中，更有其优越性。 叶片泵根据工作原理可分为单作用式和双作用式。单作用式的可做成各种变量型。 但主要零件在工作时要受径向不平衡力的作用，工作条件较差。双作用式一般不能变量， 但径向力是平衡的，工作情况较好，应用推广。 限压式变量叶片泵与双作用定量叶片泵相比，结构复杂、尺寸大，相对运动的机件 多，轴上受单向径向液压力大，故泄露大，容积效率和机械效率较低。由于流量有脉动 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 11 和困油现象存在，因而压力脉动和噪声大，工作压力的提高受到限制。国产限压式变量 泵的额定压力为 6.3mpa。但是这种泵的流量可随负载的大小自动调节，故功率损失小， 可节省能源减少发热。由于它在低压时流量大，高压时流量小，特别适合驱动快速推力 小，慢速推力大的工作机构，例如在组合机床上驱动动力滑台实现快速趋近工作进给 快速退回的半自动循环运动等。 为了使叶片泵可靠的吸油，其转速必须按照产品规定。转速太低时，叶片不能紧压 在定子的内表面和吸油；转速过高则造成泵的“吸空”现象，泵的工作不正常。油的粘 度要在 3e4010e40 之间，粘度太大，吸油阻力增大；油液过稀，因间隙影响，其 空度不够，都会对吸油造成不良影响。 叶片泵对油中的污物很敏感，工作可靠性较差，油液不清洁会使叶片卡死，因此必 须注意油液良好过滤和环境清洁。 因泵的叶片有安装倾角，故转子只允许单向旋转，不应反向使用，否则会使叶片折 断等。 （4）与液压泵匹配的电动机的选择 首先，分别算出工进时的功率作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时液压泵的 效率急剧下降，一般当流量在范围内时，可取 p=0.8 0.2 1 / minl 2 bp n p q p 式中 所选电动机额定功率； n p 限压式变量泵的限定压力； b p 压力为时，液压泵的输出流量。 p q b p 这时驱动液压泵所需电动机功率为： kwkw qp p p pp 46 . 0 8 . 060 172.1109. 3 查阅电动机产品样本，选用 y90s4 型电动机，其额定功率为 1.1kw，额定转速为 1400r/min。 （5）液压阀的选择 液压控制阀在液压系统中的作用是控制液流的压力，流量和方向，以满足执行元件 在输出的力、运动速度及运动方向上的不同要求。按机能可分为：管式、板式、法兰式、 叠加式和插装式等。出上述分类外，又可根据阀的使用压力将其分为低压、中低压、中 高压和高压等。 液压控制阀的性能对液压系统的工作性能有很大的影响，因此液压控制阀应满足下 列要求： 动作灵敏、准确、可靠、工作平稳、冲击和振动小。 油液流过时压力损失小。 密封性能好。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 12 结构紧凑，工艺性能好，安装、调整、使用、维修方便，通用性大。 本液压系统采用 ge 系列的阀。根据所拟定的液压系统图，按照通过各元件的最大流 量来选择液压元件的规格。 阀的基本类型 控制阀在液压系统中的作用是控制液流的压力，流量和方向，以满足执行元件在输 出的力、运动速度及运动方向上的不同要求。按机能可分为：管式、板式、法兰式、叠 加式和插装式等。出上述分类外，又可根据阀的使用压力将其分为低压、中低压、中高 压和高压等。 阀的基本要求 控制阀的性能对液压系统的工作性能有很大影响，因此液压控制阀应满足下列要求： 1）动作灵敏、准确、可靠、工作平稳、冲击和振动小。 2）油液流过时压力损失小。 3）密封性能好。 4）结构紧凑，工艺性能好，安装、调整、使用、维修方便，通用性大。 一、换向阀 换向阀的作用、性能要求及分类 换向阀在系统中的作用是利用阀芯和阀体的相对运动来接通、关闭油路或变换油液 通向执行元件的流动方向，以使执行元件启动、停止或变换运动方向。 对换向阀的主要性能要求： 1. 油液流经换向阀时的压力损失小； 2. 各关闭阀口的泄露量小； 3. 换向可靠，换向时平稳迅速。 换向阀的应用很广，种类也很多。按结构分由转阀式和滑阀式；按阀芯工作位置数 分由二位、三位和多位等；按进出口通道数分有二通、三通、四通和五通等；按操纵和 控制方式分有手动、激动、电动、液动和电液动等；按安装方式分有管式、板式和法兰 式等。 三位换向滑阀的中位机能如下： 三位换向阀的左、右位是切换油液的流动方向，以改变执行元件运动方向的。其中 位为常态位置。利用中位 p、a、b、t 间通路的不同连接，可获得不同的中位机能以适应 不同的工作要求。 在分析和选择三位滑阀的中位机能时，须考虑以下几点： 系统的保压与卸荷； 换向平稳性和换向精度； 启动平稳性； 液压缸的停止与浮动。 其机能特点为：在中间位置时，液压泵卸荷，不能并联其他执行元件，从静止到启 动较平稳。换向时与 o 型性能相同。可用于立式或锁紧的系统中。 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 13 换向发的操作方式：换向阀的换向原理均相同，只是按阀芯所受操作外力的方式不 同可分为手动换向阀、机动换向阀、电动换向阀、液动换向阀和电液动换向阀等。 电磁换向阀是利用电磁铁的推力来实现阀芯换位的换向阀。其因其自动化程度高， 操纵轻便，易实现远距离自动控制，因而应用非常广泛。 电磁换向阀按电磁铁所用电源的不同可分为交流（d 型）和直流（e 型）两种。交流 电磁铁使用电源方便，换向时间短，起动力大，但换向冲击大，噪声大，换向频率低， 且起动电流大，在阀芯被卡住时会使电磁铁线圈烧毁。相比之下，直流电磁铁工作比较 可靠，换向冲击小，噪声小，换向频率可较高，且在阀芯被卡住时不会增大以至烧毁电 磁线圈，但它需要直流电源或整流装置，不很方便。本次设计中选用中位机能为 o 型， 电源为 d 型的三位四通换向阀，型号为 34d-63b。当电磁铁 1ya 得电时，液压升降台处于 上升状况；当电磁铁 2ya 得电时，液压升降台处于下降状况。 二、溢流阀 溢流阀是通过阀口的溢流，使被控制系统或回路的压力维持恒定，实现调压、稳压 和限压的功能。对溢流阀的主要性能要求是：调压范围大，调压偏差小，工作平稳，动 作灵敏，过流能力大，压力损失小，噪声小。 溢流阀根据结构和工作原理可分为：直动式溢流阀和先导式溢流阀。 根据本设计中系统的要求，现选用直动式溢流阀，采用板式连接。溢流阀安装在电 磁换向阀前面。直动式溢流阀是利用阀芯上端弹簧直接与下端液压力相平衡来工作的。 直动式溢流阀具有结构简单，灵敏度高，成本低的优点。但压力受溢流量变化的影响较 大，调压偏差大，不适于在高压、大流量场合工作。 根据以上所述和控制阀所在油路上的最大工作压力和通过该阀的最大流量来选择规 格型号，所选液压元件见表 2-4 所示： 表表 2-4 液压元件表液压元件表 序号元件名称型号通过流量（l/min） 1滤油器xub3210024 2液压泵ybx1624 3压力表开关kh6 4单向阀af3ea10b9.4 5三位四通电磁换向阀24d25p25 6单向阀af3ea10b9.4 7调速阀aqf325b25 8行程阀35x25b25 9减压阀jf325b25 10两位四通电磁换向阀24d25b25 11压力继电器dp163b9.4 （6）管道尺寸的选择 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 14 在液压系统中，常用的油管有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。主要按压力 和工作环境选择。 钢管能承受较高的压力，价廉；但弯制比较困难，弯曲半径不能太小，多用在压力 较高、装配位置比较方便的地方。一般采用无缝钢管，当工作压力小于 1.6mpa 时，也可 用焊接钢管。 紫铜管能承受的压力较低（） ，经过加热冷却处理后，紫铜管软化， mpap103 . 6 装配时可按需要进行弯曲；但价贵且抗振能力较弱。 尼龙管用在低压系统；塑料管一般只用作回油管用。 胶管用作联接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢 丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻 线或棉线编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成 本高，因此非必要时尽量不用。 油管的选择 油管的内径可按照所连接元件的接口尺寸确定，也可按照管路中允许的流速来计算， 推荐取油液在压油管的流速 v=3m/s，按下式算得液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管的内 径为： mmm v q d21021 . 0 360 1063 13 . 1 13 . 1 3 1 取液压缸无杆腔油管内径 d1=20mm。 mmm v q d 1 . 100101 . 0 360 10172.11 13. 113. 1 3 2 取液压缸有杆腔油管内径 d2=12mm。 最后，参照计算由选定的液压元件连接油口尺寸确定油管内径。 （7）邮箱容量的确定 由经验公式lqv p 15475 按 gb287681 规定取标准值 v=160l 2.72.7 验算液压系统性能验算液压系统性能 由于系统的具体管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法计算，但是阀类零件 的局部压力损失是可以估算出来的，它在总压力损失中占了很大的份额。现已知该液压 系统中进、回油管的内径均为 12mm，各段管道的长度分别为： ab=0.3，ac=1.7m，ad=1.7m，de=2m。选用 lhl32 液压油，考虑到油的最低温度为 15， 查得 15时该液压油的运动粘度 v=150cst=1.5cm2/s，油的密度 =920kg/m3。 （1）压力损失的计算 1）工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为 1m/min，进给时 的最大流量为 5.02l/min，则液压缸在管内流速为： 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 15 scmcmcm d q v/74min/ 9 . 4440min/ 114 . 3 1002. 54 4 3 2 1 式中 q进给时的最大流量； d回油管的内径。 管道流动雷诺数为： 1 er 2 . 59 5 . 1 2 . 174 re 1 1 v dv 式中 管道流动雷诺数； 1 er v1液压缸在管内流速； d管道内径； v15时液压油的运动粘度。 ，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数。 2300re168 . 0 re 75 1 1 进油管道 bc 的沿程压力损失为： 11 p pa v d l 2 74 . 0 920 102 . 1 3 . 07 . 1 68 . 0 2 p 2 2 2 11 pa10029. 0 6 式中 进油管道 bc 的沿程压力损失； 11 p 沿程阻力系数； l管道 bc 的长度； d管道内径； 油的密度； 液压油在管内流速。 v 查得换向阀 24d25p 的压力损失为 p12=0.025106 pa 忽略油液通过管头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失 p1 为 papapp 666 21111 10054 . 0 10025. 010029 . 0 p 2）工作进给时回油路的压力损失。 由于选用但活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分 之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 scmscm v v/37/ 2 75 2 1 2 53 . 2 6 . 29 75 re 75 6 .29 5 . 1 2 . 137 re 2 2 2 2 v dv 兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 16 回油管道的沿程压力损失为： 12 p papa v d l p 6 2 2 12 10027 . 0 2 372 . 0 920 102 . 1 2 53 . 2 2 查产品样本知行程阀 35x25b 的压力损失0.025106pa，换向阀 24d25p 22 p 的压力损失为0.0125106 pa，调速阀 aqf325b 的压力损失 32 p =0.5106pa。 42 p 回油路总压力损失为： papappppp 66 323222122 105645 . 0 105 . 00125. 0025. 0027 . 0 3）变量泵出口处的压力 pp pa pa p a paf p cm p 6 6 4 64 1 1 22 1077. 2 1015 . 0 1024.50 106 . 010 2 . 2695 . 0 10611 快进时的压力损失。 快进时液压缸为差动连接，自会流点 a 至液压缸进油口 c 之间的管路 ac 中，流量为 液压泵出口流量的两倍即 34l/min，ac 段管路的沿程压力损失为： 11 p 159 . 0 472 75 re 75 472 5 . 1 2 . 1590 re /590/ 602 . 114 . 3 10404 4 1 1 1 1 2 3 2 1 v dv scmscm d q v papa v d l p 6 2 2 2 11 1036. 0 2 9 . 5900 102 . 1 7 . 1 159 . 0 2 同样可求管道 ab 段及 ad 段的沿程压力损失和为： 21 p 31 p scmscm d q v/295/ 602 . 114. 3 10204 4 2 3 2 2 236 5 . 1 2 . 1295 re 1 2 v dv 32 . 0 236 75 re 75 2 2 papap 6 2 2 21 10032 . 0 2 95 . 2 920 102 . 1 3 . 0 32. 0 papap 6 2 2 3- 1