专用铣床液压系统设计Word文件下载.docx
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其次还需了解液压动力滑台与液压缸的连接形式，以确定液压缸的结构形式，以及根据滑台运动速度要求确定液压系统的基本回路，根据机床的布局决定液压系统采用分散结构还是集中布置等等内容，确实能达到课程设计的训练目标。
1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；
2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；
能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；
3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。
对自己在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。
1.1设计任务:
专用铣床液压系统设计
系统要求:
工作台采用平面导轨，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，工作台重量为3000N，工件和夹具最大重量为1000N，切削阻力最大达9000N，快进速度为7.5cm/s，快退速度与快进速度近似相等，工进速度为0.1~0.617cm/s，工作台行程为400mm（快进300mm，工进100mm），其往复运动始末的加减速度时间为0.05s。
1.2工况分析并初步确定液压缸参数
根据系统设计任务系统的工作循环如下：
1.2.1负载分析及绘制负载图和速度图
液压缸负载包括：
切削阻力、摩擦阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和被压阻力等。
（1）切削阻力F切
FL=9000N
（2）摩擦阻力F静、F动，
（3）惯性阻力F惯
式中g-重力加速度（m/s2）
G-运动部件重量（N）
∆v-在∆t是时间内的速度变化值（m/s）
∆t-启动加速度或减速制动的时间
运动时间：
快进
工进
快退
（4）重力
因为运动部件是水平安置，故重力在运动方向的分力为零。
（5）密封阻力
一般按经验取F密=0.1F（F为总的负载）。
（6）背压阻力F背
这是液压回油路上的阻力，初算时，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中的负载。
计算公式及数值见表1。
表1进给液压缸负载计算
工 况
负载计算公式
液压缸负载
液压缸推力/N
启 动
800
888.9
加 速
1419.37
1577.08
快 进
400
444.44
工 进
9400
10444.4
快 退
（7）绘制进给液压缸的负载图和速度图
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图1和速度循环图2
1.2.2初步确定液压缸参数及绘制工况图
（1）确定进给缸的内径和活塞杆直径
初选液压缸工作压力：
所设计的动力滑台在工进时负载最大F工=10444.44，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=3MPa。
表2负载和工作压力的关系
负载/KN
<
5
5~10
10~20
20~30
30~50
>
50
工作压力/MPa
0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
表3各种机械常用的系统工作压力
设备类型
磨床
组合机床
车床
铣床
镗床
拉床
龙门刨床
农业机械
小型工程机械
液压机
重型机械
起重运输机械
0.8~2
3~5
2~4
2~8
8~10
10~18
20~32
根据所选压力估算缸体内径：
按缸径尺寸系列，如表4取D=63mm=6.3cm。
表4液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）（mm）
8
10
12
16
20
25
32
40
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
500
630
注：
括号内的数值为非优先选用值。
根据液压缸快进、快退速度相等，可选单出杆液压缸差动连接，活塞杆直径可按下式计算：
表5活塞杆直径尺寸系列（mm）
4
6
14
18
22
28
36
45
55
70
90
110
140
180
220
280
136
按活塞杆尺寸系列，取d=4.5cm
根据已取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A1和活塞杆面积A2分别为：
有杆腔有效工作面积A2=A1-A3=31.16-15.9=15.26（cm2）
鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。
工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，p2=0.8×
106MP。
如表6可选的：
表6执行元件背压的估计值
系统类型
背压力/MPa
中,低压系统0~8MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀的系统
0.4~0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5~1.5
用补油泵的闭式回路
0.8~1.5
中高压系统〉8~16MPa
回油路较复杂的工程机械
1.2~3
高压系统〉16~32MPa
回油路较短且直接回油
可忽略不计
（2）计算进给缸各运动阶段的压力、流量和功率
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7。
表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况
推力
F0/N
回油腔压力
p2/MPa
进油腔压力
p1/MPa
输入流量
q×
10-3/m3/s
输入功率
P/KW
计算公式
快进
启动
888.89
—
1.04
加速
p1+Δp
△p=0.5
1.97
恒速
1.26
0.119
0．15
工进
10444.44
0.8
3.74
0.003~0.019
0．011~0.071
快退
1.08
1.53
0.79
0．114
0．09
1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。
2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
（3）绘制进给液压缸的工况图
根据进给液压缸各阶段的压力、流量和功率值，用坐标法绘制出“液压缸工况图”,此图可直观看出液压缸各个运动阶段主要参数的变化情况，如图3所示：
2.1选择基本回路
（1）选择调速回路
选择调速回路由图3可知，这台机床液压系统功率较小，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。
为防止铣完工件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。
（2）选择油源形式
选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。
最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.119/0.003
39.7；
其相应的时间之比（t1+t3）/t2=（4+5.3）/16=0.58。
这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。
从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。
考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图4a所示。
图4（a）
（3）选择快速运动和换向回路
选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。
考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。
由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图4b所示。
图4（b）
（4）选择速度换接回路
选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（
1/
2=7.5/0.1
75），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图4c所示。
图4（c）
（5）选择调压和卸荷回路
选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。
即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。
在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。
2.2组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图6所示。
在图6中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀12。
图中增设了一个压力继电器13。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
图5液压系统原理图
3.1液压泵、电机计算和选择
（1）计算液压泵的最大工作压力
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.74MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑∆p=0.8MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高
工作压力估算为
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.53MPa，比快进时大。
考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑∆p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为
（2）计算液压泵的流量
由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.119×
10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为
=7.854（L/min）
考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.019×
10-3m3/s=1.14L/min，则小流量泵的流量最少应为4.14L/min。
（3）确定液压泵的规格和电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取BY-6/16L型双联叶片泵。
其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和16mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6L/min和14.9L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为
由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为
根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。
3.2选择液压阀
序号
元件名称
通过流量qv（L*min-1）
型号规格
工作压力
1
双联叶片泵
24L/min
YB1-16/6
6.3MPa
2
三位五通电磁换向阀
60L/min
35EF3Y-E10B
3
单向行程调速阀
AXQF3-E10L
节流阀
L1-25B
单向阀
AF3-Ea10B
7
背压阀
18L/min
YF3-10B
0．5MPa
减压阀
J-25B
9
液控顺序阀
＜0.5L/min
XY-25B
4MPa
6.3MPa
11
过滤器
XU-J40*80
24L/min
13
压力计开关
KF3-E3B
3.3选择辅助元件
（1）确定管道尺寸
油路内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许的流速进行计算。
本系统主油路流量为差动时流量q=17.56L/min,压油管的允许流速取
（参照《液压气动系统设计手册》）
综合诸因素及系统上面各阀的通径取d=12mm,吸油管的直径参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=25mm.
（2）液压油箱容积的确定
本系统为中压系统液压油箱有效容量按泵流量的5～7倍来确定，现选用容量为130L.
结论
通过本次设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力。
既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。
在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆和INTERNET成了我们很好的助手。
在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查阅资料的能力也得到了很好的锻炼。
我们学习的知识是有限的，在以后的工作中我们肯定会遇到许多未知的领域，这方面的能力便会使我们受益非浅。
在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题。
有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决。
自然而然，我的耐心便在其中建立起来了。
为以后的工作积累了经验，增强了信心。
致谢
经过这些时候的努力我终于完成了毕业设计，通过毕业设计是我对液压系统有了更加全面的认识。
在这个过程中我对书本有了更深的了解，学到了很多有价值东西，能达到这样的效果是与戴老师的教导分不开的，谢谢戴老师的鼓励和帮助。
在这个毕业设计过程中我碰到了许多困难，通过书本和戴老师的教导都克服了过去，设计液压系统是一个很神奇的过程在这个过程中我学到了很多专业性知识我深切的感觉到，在这次设计中也暴露出我们的许多薄弱环节，很多学过的知识不能灵活应用，在这次作业后才渐渐掌握，以前学过的东西自己并不是都掌握了，很多知识都已很模糊，经过这次设计又回忆起来了。
做作业的期间用到的手工制图又得到了巩固，AutoCAD画图软件也在不断练习中进一步深入，学会了如何去应用工程手册，我体会到戴老师的良苦用心。
谢谢学校能给我这个学习的机会，也谢谢所有帮助我的老师，同学。
因为有你们的帮助，我的毕业设计得以顺利完成。
我们之间相互探讨，相互激励，使我总能攻克困难。
谢谢你们！
参考文献:
1．杨培元.《液压系统设计简明手册》.北京：
机械工业出版社
2．左健民.《液压与气动传动》.北京：
3．张世伟.《液压系统的计算与结构设计》.北京：
4．张利平.《液压传动设计指南》.北京.化学工业出版社
附件图纸
液压缸装配图
液压系统原理图
缸体
活塞
活塞杆
前缸盖
后缸盖
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