半自动液压专用铣床液压系统设计

动力机械综合设计课程设计说明书班级：姓名：学号：设计日期：目录一、设计参数 (1)二、设计内容 (1)1.负载分析 (1)液压缸负载分析 (1)负载图与速度图的绘制 (2)2.确定液压系统的主要参数 (3)初选液压缸的工作压力 (3)计算液压缸的主要尺寸 (3)绘制液压缸工况图 (4)3、拟定液压系统原理图 (5)选择液压回路 (5)拟定液压原理图 (5)4、液压元件的选择 (6)液压泵及其驱动电动机 (6)阀类元件及辅助元件 (7)5、液压系统的主要性能验算 (8)系统压力损失验算 (8)系统发热与温升计算 (8)附录 (10)半自动液压专用铣床液压系统设计一、设计参数设计参数见下表。

其中：工作台液压缸负载力（KN）：F L=3.0夹紧液压缸负载力（KN）：F c=4.9工作台液压缸移动件重力（KN）：G=1.5夹紧液压缸负移动件重力（N）：G c=55工作台快进、快退速度（m/min）：V1=V3=5.6夹紧液压缸行程（mm）：L c=10工作台工进速度（mm/min）：V2=45夹紧液压缸运动时间（S）：t c=1工作台液压缸快进行程（mm）：L1=250工作台液压缸工进行程（mm）：L2=70导轨面静摩擦系数：μs=0.2导轨面动摩擦系数：μd=0.1工作台启动时间（S）： t=0.5二、设计内容1.负载分析液压缸负载分析液压缸驱动工作机构直线运动时，液压缸所受的外负载是F=F e+F f+F aF e为工作负载，且F e=F c+μdG c =4.9+0.1×55=10.4KNF f为摩擦阻力负载则动摩擦F fd=μd G c=0.1×55=5.5KN，静摩擦F fs=μs G c=0.2×55=11KN F a为惯性负载，F a=G∆νg∆t中∆ν=5.6 m/min=0.093m/s则F a=G∆νg∆t =1.5×0.0939.81×0.5=28.44×10−3KN=28.44N假设液压缸的机械效率ηcm=0.9得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，液压缸在各个工作阶段的负载如表1负载图与速度图的绘制快进V1=V3=5.6 m/min=0.093m/s，工作台速度V2=45 mm/min=0.00075 m/s快进t1=L1ν1=250/10000.093=2.69s缸工t2=L2ν2=70/10000.00075=93.33s快退t3=L1+L2ν3=(250+70)/10000.093=3.44s负载图和速度图如图1表1图12.确定液压系统的主要参数初选液压缸的工作压力根据负载选择液压缸的执行压力p=1MPa ，为了减小液压泵的最大流量，空程前进时选用差动快速回路，为了满足工作台快进与快退速度相等，选用液压缸无杆腔面积A 1与有杆腔面积A 2之比为2:1，即d=0.71D(D 为液压缸内径，d 为活塞杆直径)。

差动连接时，由于管路存在压力损失，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估计时取△p =0.5MPa ，为防止铣床铣完后突然前冲，工进时液压缸回油路上必须存在背压p2，取p2=0.6MPa 。

取快退时回油腔中背压为0.7MPa 。

计算液压缸的主要尺寸由工进时的推力计算液压缸无杆腔的有效面积p 1A 1+p 2A 2=FηcmA 1=F ηcm (p 1−p 22)=17666.670.9(1−0.62)×106=28.04×10−3m 2则液压缸的直径为D =√4A 1π=√4×28.04×10−3π=0.189m按国标GB/T2348—1993取标准值D =200mm ，d =142mm ，由此可得液压缸的实际有效面积为： 无杆腔A 1=πD 24=0.03142m有杆腔A 2=π(D 2−d 2)4=0.01558m绘制液压缸工况图根据上述A1和A2值，可计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率值，如表2所示，并据此绘出液压缸工况图，如图2所示图2 液压缸工况图3、拟定液压系统原理图选择液压回路1)选择调速回路由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，故可选用进油调速阀节流调速回路。

为防止铣床结束时负载突然消失发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。

2)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，其相应的时间之比() 13269 3.44/93.330.0657t t+=+=（2.）且最大流量与最小流量之比为88.390.000393=224911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，为此可选用高低压双泵供油回路或者是限压式变量泵作为油源，同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。

现选用高低压双泵供油方案。

3)选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动回路和高低压双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。

考虑到从工进转快进快退时回路流量较大、速度变化大，因此采用行程阀作为速度转换环节，由于本机床工作部件终点的定位精度不高，因此采用挡块压下行程开关控制换向阀磁铁失电。

由于快退时流量较大，为保证换向平稳，所以选用三位五通电液换向阀作为主换向阀。

4) 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确定，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为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。

拟定液压原理图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。

见附录4、液压元件的选择液压泵及其驱动电动机(1)确定液压泵的最大工作压力由表2可知，工作台液压缸在快退时工作压力最大，最大工作压力0.78MPa。

如在调速阀进口节流调速回路中，选取回油路路上的总压力损失0.4MPa，则限压式变量泵的最高工作压力估算为：p P1=0.89+0.4=1.29MPa大流量泵只在快进、快退时向液压缸供油，由表2可知快退时比快进时大没去进油路压力损失为0.4MPa，则大流量泵最高工作压力为p P2=0.39+0.4=0.79MPa在工进中的压力损失为0.8MPa则为p P3=0.51+0.8=1.31MPa故实际上最大压力p P1=p P3=1.31MPa(2)确定液压泵的流量由图2可知，油源向液压缸输入的最大流量为q=88.39L/min，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为：q P=1.1×88.39=97.229L/min由于溢流阀的最小稳定溢流流量为 2 L/min，工进时的输入液压缸的流量为3.93×10-4 L/min，所以小流量液压泵的流量为2.000393L/min(3)确定液压泵的规格根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取YBN-40M型限压式YB1-2.5型双联叶片泵满足要求。

(3)选择电动机由工况图2可知，最大功率出现在快进阶段，取泵的总效率为ηP=0.75，则所需电动机功率为P=P P q PηP=0.79×106×(2.5+97.225)×1030.75×60×103=1.75KW选用电动机型号：查电动机产品样本，选用Y112M-6型电动机，其额定功率为2.2KW阀类元件及辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件的流量，可选用这些元件的型号及规格，如表3所示。

5、液压系统的主要性能验算系统压力损失验算管道直径按选定的液压元件接口尺寸确定为d=18mm，进、回油管长度均取l=2m，油液的运动粘度取v=1×10-4，油液密度取ρ=900kg/m3。

工作循环中进、回油管中通过的最大流量q=98L/min，由此计算雷诺数，得R e=υdv=4qπdv=1155<2300由此可推出个工况下的进、回油路中的液流均为层流。

管中流速为υ=qπ4d2=6.42 m/s因此沿程损失为∆P f=75R eldρυ22=0.18×106Pa在管道具体结构没有确定时，管路局部损失∆P r常按以下经验公式计算∆P r=0.1∆P f各工况下的阀类元件的局部压力损失为∑∆P=∆P s(q q s )2式中：q为阀的实际流量；q s为阀的额定流量（从产品手册中查得）；∆P s为阀在额定流量下的压力损失（从产品手册中查得）。

根据以上公式计算出各个工况下的进、回油管路的压力损失。

计算结果均小于估取值（计算从略），不会使系统工作压力高于系统的最高压力。

系统发热与温升计算液压系统工进在整个工作循环中所占的时间比例94%，所以系统发热和温升可用工进时的数值来计算。

工进时的回路效率ηL=p1q1p P1q P1+p P2q P2=0.06其中，大流量泵的工作压力p P2就是此泵通过顺序阀卸荷时所产生的压力损失，因此它的数值为p P2=0.3×0.077×106Pa前面已经取双联液压泵的总效率ηP=0.75，现取液压缸的总效率ηm=0.95，则可算得本液系统的效率为η=ηPηmηL=0.042可见工进时液压系统效率很低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成的。

工进工况液压泵的输入功率为P i=p P1q P1+p P2q P2ηP=280W根据系统的发热量计算式可算得工进阶段的发热功率Q=P i(1−η)=268.24W取散热系数K=15W/（m·℃），油箱有效容积为V=216L，算得系统升温为Δt=QKA=Q0.065K√V23=7.7℃设机床工作环境温度t=25℃，加上此温升后有t=32.7℃，在正常工作温度内，符合要求。

附录：液压系统原理图。