攀枝花学院本科课程设计专用铣床的液压系统设计

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1 设计题目设计一台专用铣床，铣头驱动电机的功率为6.85千瓦，铣刀直径为110mm，转速350转/分，如工作台质量为302公斤，工件和夹具的质量为162公斤，工作台的行程为417mm，工进行程为136mm，快进快退速度为4.45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 工况分析根据给定条件，先计算工作台运动中惯性力

2、，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 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9281031加速11381264快进464516工进35803978反向起动9281031反向加速11381264快退464516 图2-1负载循环图m/s，其行程分别为281mm和417mm，工进速度为

3、601000 mm/s（即0.0010.0167m/s），工进行程136mm，绘出速度循环图如图2-2所图2-2 速度循环图3 确定液压缸的参数根据液压缸推力为3978N（表2-1）,按表(见教材表11-2)的推荐值，初选工作压力为Pa.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

4、值，得D=140mm，液压缸活塞杆直径，根据GB2348-80就近圆整成标准值d=99mm，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 快进阶段1、启动阶段 （3-5） （3-6）故2、加速阶段 （3-7） （3-8）3、恒速阶段 又因为 （3-9）故输入功率为：3.3.2 工进阶段 （3-10）因为： （3-11） 或：故输入功率为： (3-12) 或：3.3.3 快退阶段1、启动阶段 故2、加速阶段 3、恒速阶段 又因为 （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

5、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输入功率P/kw计算公式快进起动10310加速1264恒速516工进3978快退起动0加速1264恒速516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P-L图图3-1 p-L、q-L和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1-3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

6、的油液循环必定是开式的。从系统压力流量表1-3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 速度换接回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

7、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3.38L/min降低为1.54L/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（154/78）L/min=6.67L/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。4.2 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

8、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

9、，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1.353MPa，如取进油路上的压力损失为0.5MPa（见教材表11-4），压了继电器调整压力高出系统最大压力值为0.4MPa，则泵的最大工作压力应为：泵向液压缸提供的最大流量为3.38L/min（见表3-1

10、），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1.54 L/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YB1-6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1.836MPa、流量为13.7L/min。取泵的总效率，则液压泵的驱动电机的所需功率为： （5-1）1998，查阅电动机产品样本选取Y801-4型电动机，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

11、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定量叶片泵6YB1-62三位五通电磁阀61635DF3Y-E10B3单向阀8016AF3-Ea10B4溢流阀63YF3-E10B5调速阀13AXQF-E10B6行程阀306316AXQF-E10B7背压阀6316FBF3-6B8行程开关LX19A-1119过滤器16XU-4020010液控顺序阀2263XF3-C10B各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸

12、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4.5m/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4.45m/min时，公式 （5-3）可算得与液压缸无杆

13、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10mm、内径8mm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。滑台快进时，液压缸差动连接，由表5-1和表5-2可知

14、，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27.4L/min通过行程阀7并进入无杆腔,从而进油路上的总压降为：(6-1)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。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15.4L/min，在调速阀6处的压力损失为0.5M

15、Pa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是3.2L/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（7.8+15.4）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1-3中数值1.353MPa相近。溢流阀4的调压应为: (6-5)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1.073MPa。6.2 油液温升验算工进在整个工作循环中所占

16、的时间比例达46.6%93.5%，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

17、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30L250mm230mm500mm460m

18、m250mm250mm8mm3mm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

19、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

20、.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

21、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。采用CAD绘制油箱的装配图见图以及系系统原理图见图。参考文

22、献总结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。液压传动课程设计计算说明书设计题目：专用铣床液压系统设计机械系

23、机械及自动化专业班级 031013班学号 20030343 设计者：夏国庆 指导教师： 钱雪松（老师）学校：河海大学常州校区 2006年6月30 日一、设计流程图液压系统设计与整机设计是紧密联系的，设计步骤的一般流程如图明确液压系统的设计要求否否 液 压 CAD是否符合要求？绘制工作图，编制技术文件是否通过？ 验标液压系统性能 选择液压元件 拟定液压系统原理图 确定执行元件主要参数执行元件运动与负载分析是 结 束是 下面将按照这一流程图来进行本次液压课程设计。二、设计依据：专用铣床工作台重量G1=3000N，工件及夹具重量G2=1000N，切削力最大为9000N，工作台的快进速度为4。5m/m

24、in，工进速度为601000mm/min，行程为L=400mm（工进行程可调），工作台往复加速、减速时间的时间t=0.05s，假定工作台用平导轨，静摩擦系数fj=0.2，动摩擦系数fd=0.1。设计此专用铣床液压系统。三、工况分析液压系统的工况分析是指对液压执行元件进行运动分析和负载分析，目的是查明每个执行元件在各自工作过程中的流量、压力、功率的变化规律，作为拟定液压系统方案，确定系统主要参数（压力和流量）的依据。负载分析（一） 外负载 =9000N其中表示最大切削力。对于专用铣床铣削时铣刀所承受的主切削力大小（单位N）为： (N)式中 P 单位切削力（） f 每转进给量（mm/r） 背吃刀量

25、（mm）下面将进行具体参数的计算：由公式 可得 （其中表示每分钟进给速度，n表示铣刀的转速） 由设计依据可知 n=300r/min ?工进速度=601000mm/min，故我们取=300mm/min。 对于单位切削力P，由以下的常用金属材料的单位切削力表可得，我们选P=2000。类别材料牌号单位切削力P（） 钢易切钢Y40Mn1700结构钢45200040Cr不锈钢1Cr17Ni92500 铸铁灰铸铁HT2001140铸造合金铸造锡青铜ZcuSn5Pb5Zn5700铸造铝合金ZALSn7Mg720对于铣削背吃刀量,我们选用硬质合金铣刀，查铣工计算手册可得，取mm。根据以上的公式 可得：因为30

26、00<=3185N，所以选取的合适（二） 阻力负载静摩擦力：Ffj=（G1+G2）·fj 其中 Ffj静摩擦力N G1、G2工作台及工件的重量N fj静摩擦系数由设计依据可得：Ffj=（G1+G2）·fj=(4000+1800)X0.2=1160N动摩擦力Ffd=（G1+G2）·fd 其中 Ffd动摩擦力N fd动摩擦系数同理可得： Ffd=（G1+G2）·fd=(4000+1800)X0.1=580N（三） 惯性负载机床工作部件的总质量m=（G1+G2）/g=5800/9.81=592kg 惯性力Fm=m·a=N 其中：a执行元件加速度

27、 m/s² ut执行元件末速度 m/s² u0执行元件初速度m/s²t执行元件加速时间s因此，执行元件在各动作阶段中负载计算如下表所示：工况油缸负载（N）负载值（N）启动F=Ffj1160加速F=Ffd+Fm1073快进F=Ffd580工进F=Ffd+Fc3580快退F=Ffd580按上表的数值绘制负载如图所示。 对于速度而言，设计依据中已经有了明确的说明，所以按照设计依据绘制如下：图1铣床液压缸负载图图2铣床液压缸速度图 铣床机床液压缸负载图 四、初步确定油缸参数，绘制工况图1、初选油缸的工作压力、 由上可以知道，铣床的最大负载F=3580N，根据下表可得： 表

28、 按负载选择液压执行元件的工作压力载荷/（kN）<5 5101020 20303050>50工作压力（Mpa）<0.811.522.533445>=57选系统的工作压力P1=2Mpa。 由设计要求可知，导轨要求快进、快退的速度相等，故液压缸选用单活塞杆式的，快进时采用差动连接，且液压缸活塞杆直径d0.7D。快进和工进的速度换接用三位四通电磁阀来实现。 铣床液压系统的功率不大，为使系统结构简单，工作可靠，决定采用定量泵供油。考虑到铣床可能受到负值负载，故采用a。 2、计算油缸尺寸可根据油缸的结构及连接方式计算油缸的面积、油缸直径D及活塞杆直径d计算出后应按标准予以圆整，然

29、后再计算油缸的面积：此时由工进时的负载值按计算公式计算液压缸面积： 在将这些直径按照国标圆整成标准值得：D=m, d=由此就求得液压缸两腔的实际有效面积为，。3、油缸各工况的压力、流量、功率的计算（1）、工进时油缸需要的流量Q工进 Q 工进= A1·U工进=A1:工进时油压作用的面积U工进工进时油缸的速度 mm/min(2)、快进时油缸需要的流量Q快进 差动连接时:Q快进=(A1-A2) ·U快进 =A1、A2分别表示油缸活塞腔、活塞杆截面积 m²U快进油缸快进时的速度mm/min(3)、快退时油缸需要的流量Q快退 , Q快退= A2·U快退= U快退油

30、缸退回时的速度, mm/min(4)、工进时油缸的压力 P2a。（5）、快进时油缸压力 这里：F分别表示快速启动、加速、快速时油缸的推力，P分别表示快速启动、加速、快速时油缸的压力。a。（6）、快退时油缸压力 F分别表示快速启动、加速、快速时油缸的推力，P分别表示快速启动、加速、快速时油缸的压力。a油缸工作循环中各阶段的压力、流量、功率实际值如表2所示：表2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况负载F/N回油腔压力进油腔压力输入流量q/输入功率P/kW快进(差动)启动11600 加速1073 快进5800630.09 工进8580080.021快退启动11600加速1073快退5800

31、780.166由以上所计算的数据我们绘制出工况图如下所示：图3液压缸工况图五、确定液压系统方案和拟订液压系统原理图(一) 确定油源及调速方式由以上的计算可以知道，铣床液压系统的功率不大，工作负载的变化情况很小，因此，为使系统结构简单，工作可靠，决定采用定量泵供油。考虑到铣床可能受到负值负载，故采用回油路调速阀节流调速方式，并选用开式循环。 从工况图中我们可以清楚的看出，在液压系统的工作循环中，液压缸要求油源提供的流量变化并不是很大，因此工进和快进的过程中，所需流量差别较小。故我们选用定量单液压泵供油。（二）选择基本回路  1. 选择换向回路及速度换接方式

32、  由设计依据可以知道，设计过程中不考虑工件夹紧这一工序，并且从快进到工进时，输入液压缸的流量从/min降到/min，速度变化不是很大，所以采用电磁换向阀来实现速度的换接。压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。同时为了实现工作台能在任意位置停止，泵不卸载，故电磁阀必须选择O型机能的三位四通阀，如下图所示：                      &

33、#160;           由于要求工作台快进与快退速度相等，故快进时采用差动连接来实现快速运动回路，且要求液压缸活塞杆直径d0.7D。（三）选择调压回路 设计过程中，在油源中采用溢流阀来调定系统的工作压力，因此调压问题基本上已经在油源中解决，无须在另外设置调压系统。这里的溢流阀同时还能起到安全阀的作用。1、 组合成液压系统图 将上面所选的液压基本回路组合在一起，便可得到以下的液压系统原理图。同时电磁铁的动作顺序表如下： 表 3   液压专用铣床电磁铁动作顺序表  工序1Y2Y3Y4Y5YYJ 工作缸快进+ +  +工作缸工进+   +工作缸快退 +    +   图4 专用铣床液压系统原理图1-油箱；2-过滤器；3-叶片泵；4-溢流阀；5-三位四通电磁换向阀6单向调速阀；7-两位三通电磁换向阀；8-