3实例二_液压专用铣床液压系统设计说明

设计要求：

设计一台成型加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。

机床的工作循环为：手工上料 →工件自动夹紧 →工作台快进 →铣削进给(工进) →工作台快退 →夹具松开 →手动卸料。

参数要求： 运动部件总重力 切削力 快进行程 工进行程 快进、快退速度 工进速度 启动时间 夹紧力 行程 夹紧时间 G=25000N Fw=18000N l1=300mm l2=80mm v1=v3=5m/min v2=100～600mm/min △t=0.5s Fj=30000N lj=15mm △tj=1s 工作台采用平导轨，导轨间静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，要求工作台能在任意位置上停留

一.分析工况及主机工作要求，拟订液压系统方案 1.确定执行元件类型

夹紧工件，由液压缸完成。因要求同时安装、加工两只工件，故设置两个并联的、缸筒固定的单活塞杆液压缸。其动作为：

工作台要完成单向进给运动，先采用固定的单活塞杆液压缸。其动作为：

2. 确定执行元件的负载、速度变化围

(1)夹紧缸 惯性力和摩擦力可以忽略不计，夹紧力F=300000N。 (2)工作缸 工作负载Fw=18000N

运动部件惯性负载FaGv250005600424.2(N) gt9.80.5 导轨静摩擦阻力Ffs=fsG=0.2×25000N=5000N 导轨动摩擦阻力Ffd=fdG=0.1×25000N=2500N

根据已知条件计算出执行元件各工作阶段的负载及速度要求，列入下表：

表2 工作循环各阶段的负载及速度要求 工作循环 夹紧 工作台启动 工作台快进 工作台工进 工作台快退 外负载 3000N Fa+Ffs=25.2N Ffd=2500N Fw+Ffd=20500N Ffd=2500N 速度要求 v=l/△t=0.015m/s 加速△v/△t=1.6m/s2 v=5m/min v=0.1～0.6m/min v=5m/min 二. 参数设计 1.初定系统压力

根据机器类型和负载大小，参考，初定系统压力p1=3MPa。 2.计算液压缸的主要尺寸

(1)夹紧缸

按工作要求，夹紧力由两并联的液压缸提供，则

D4F2p14300000.0798m

23.143106 根据国标，取夹紧缸径D=80mm，活塞杆直径d=0.6D=50mm。

(2)工作缸

由表2可知,工作缸的最大负载F=20500N,取液压缸的回油背压p2=0.5MPa,机械效率ηcm=0.95,则

D4F4205000.1m 226[p1(1)p2]cm3.14[3(10.7)0.5]100.95 根据国标，取工作缸径D=100mm，活塞杆直径d按杆径比d/D=0.7得d=70mm。 3.计算液压缸各个工作阶段的工作压力、流量和功率

根据液压缸的负载和速度要求以及液压缸的有效作用面积，可以算出液压缸工作过程中各阶段的压力、流量和功率。在计算过程中,工进时因回油节流调速,背压取pb=0.8MPa,快退时背压取pb=0.5MPa，液压缸回油口到进油口之间的压力损失取△p=0.5MPa,见表3。

表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率

工作循环 夹紧 工 差动快进 作 工进 台 快退 负载F(N) 30000 2500 20500 2500 进油压力pj(Pa) pj=F/2A夹1=29.86×105 pj=(F+△pA2)/(A1－A2) =11.68×105 pj=(F+pb·A2)/A1 =30.19×105 pj=(F+pb·A2)/A2 =16.06×105 回油压力 所需流量 pm(Pa) q(L/min) 0 q=2A夹1L/△t=9 16.68×105 q=(A1－A2)v1 =19.2 8×105 q=A1v2=4.71 5×105 q=A2v3=20 输入功率 P(kW) 0.448 0.374 0.237 0.535 三. 拟订液压系统方案

1.确定油源及调速方式

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，故采用回油路调速阀节流调速方式。 2.选择换向回路及速度换接方式

为实现工件夹紧后工作台自动启动，采用夹紧回路上的压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换

向。要求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。 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，且液压缸活塞杆直径d≈0.7D。快进和工进的速度换接用二位三通电磁阀来实

现。 3.选择夹紧回路

用二位四通电磁阀来控制夹紧换向动作。为了避免工作时因突然失电而工件被松开，此处应采用失电夹紧方式，以增加安全可靠性。为了能够调节夹紧力的大小，保持夹紧力的稳定且不受主油路压力的影响，该回路上应该装上减压阀和单向阀。考虑到泵的供油量会超过夹紧速度的需要，故在回路中需串接一个固定节流器(装在换向阀的P口)。

最后，将所选择的回路组合起来，即组成图1所示的液压系统原理图。电磁铁动作顺序表见表4。

表4 液压专用铣床电磁铁动作顺序表

夹紧工件 工作缸快进 工作缸工进 工作缸快退 1Y + + 2Y + 3Y + 4Y 1K + + + + 松开工件 + -

图1 专用铣床液压系统原理图

1-双联叶片泵；2、4、8-换向阀；3-单向调速阀；5-减压阀； 6、11-单向阀；7-节流器；9-压力继电器；10-溢流阀；

12-外控顺序阀；13-过滤器；14-压力表开关

想一想：

为什么油源选择双泵供油？

因为工进和快退的过程中，所需流量差别较大。若按较大流量选择单泵，则在工进时流量损失过大不可取。选用变量泵成本较高。因此综合考虑选取双泵。

四. 选择元件 1.选择液压泵

泵的最大工作压力 pp=p1+∑Δp

式中 p1—液压缸最高工作压力，此处为3.019MPa； ∑Δp—液压缸进油路压力损失。因系统较简单，取∑Δp=0.5MPa。

则 pp=p1+∑Δp=(3.019+0.5)MPa=3.519MPa 为使泵有一定压力储备，取泵的额定压力ps≥1.25pp≈4.4MPa。 泵的最大流量 qpmax=K(∑q)max

式中： (∑q)max—同时动作的执行元件所需流量之和的最大值。这里夹紧缸和工作缸不同时动作，故取(∑Δp)max为工作缸所需最大流量20（L/min）。

K—泄露系数，取K=1.2。

则 qmax=K(∑Δp)max=1.2×20（L/min）=24（L/min）。

表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率 工作 负载循环 F(N) 夹紧 30000 工 差动2500 快进 作 工进 20500 台 快退 2500 进油压力pj(Pa) pj=F/2A夹1=29.86×105 pj=(F＋△pA2)/(A1－A2) =11.68×105 pj=(F＋pb·A2)/A1 =30.19×105 pj=(F＋pb·A2)/A2 =16.06×105 回油压力 pm(Pa) 0 16.68×105 8×105 5×105 所需流量 q(L/min) q=2A夹1L/△t=9 q=(A1－A2)v1 =19.2 q=A1v2=4.71 q=A2v3=20 输入功率 P(kW) 0.448 0.374 0.237 0.535 由表3可知，工进时所需流量最小是4.71L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则需泵的最小供油量qmin=K(q+q溢）=1.2×(4.71+2.5)L/min=8.652L/min。比较工作缸工进和快进、快退工况可看出，液压系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。显然，采用单个定量泵供油，功率损失大，系统效率低。故选用双泵供油形式比较合理。这样，小泵流量可按qp1≥8.652L/min选择，大泵流量按 qp2≥qmax-q1=15.35L/min选择。

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB10/16型双联叶片泵。该泵的额定压力ps=6.3MPa，额定转速ns=960r/min。

2. 选择液压泵的驱动电机

系统为双泵供油系统，其中小泵的流量qp1=10×10-3/60m3/s=0.167×10-3m3/s，大泵的流量qp2=16×10-3/60m3/s=0.267×10-3m3/s。工作缸差动快进、快退时两个泵同时向系统供油，工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电机功率P。 (1)差动快进时，大泵的出口压力油经单向阀11后与小泵汇合，然后经三位四通阀2进入工作缸大腔，工作缸大腔的压力p1=11.68×105Pa。查阀产品样本可知，小泵的出口到工作缸大腔之间的压力损失△p1=2×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力失△p2=1.5×105Pa。于是由计算可得小泵出口压力为pp1=13.68×105Pa(小泵的总效率η1=0.5)，大泵出口压力pp2=15.18×105Pa(大泵的总效率η2=0.5)。故电机功率为 P1=pp1q1/η1+pp2q2/η2

=(13.68×105×0.167×10-3/0.5+15.18×105×0.267×10-3/0.5)W=1267.5W (2)工进时，小泵的出口压力pp1=p1+△p1=32.19×105Pa，大泵卸载，卸载压力取pp2=2×105Pa(小泵的总效率η1=0.5，大泵的总效率η2=0.3)。故电机功率为 P2=pp1q1/η1+pp2q2/η2

=(32.19×105×0.167×10-3/0.5+2×105×0.267×10-3/0.3)W=1253.15W

(3)快退时，大、小泵出口油液要往二位三通阀4进入工作缸的小腔，即从泵的出口到小腔之间的压力损失△p=5.5×105Pa，于是小泵出口压力pp1=21.56×105Pa(小泵的总效率η1=0.5)，大泵出口压力pp2=23.06×105Pa(大泵的总效率η2=0.5)。故电机功率为 P3=pp1q1/η1+pp2q2/η2

=(21.56×105×0.167×10-3/0.5+23.06×105×0.267×10-3/0.5)W=1951.5W

综合比较，快退时所需功率最大。据此查产品样本选用Y112M-6型异步电机。电机功率为2.2KW，额定转速为940r/min。

3.选择液压阀

根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。选定的元件列于表5中。

表5 液压元件明细表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 元件名称 双联叶片泵 三位四通电磁换向阀 单向调速阀 二位三通电磁换向阀 减压阀 单向阀 固定节流器 二位四通电磁换向阀 压力继电器 溢流阀 单向阀 外控顺序阀（卸载用） 过滤器 压力表开关 通过的最大流量(L/min) 26 52 26 26 10 10 10 10 10 16 16 52 型号 YB10/16 34E-63BO QI-63B 23EF3O-E6B JF-B10G AF3-Ea10B 24EF3I3-E6B DP1-63B YF-B10B AF3-Ea10B X4F-B10E XU-J63×100 K-6B 说明：

(1)工作缸的换向阀3，在快进时通过双泵的供油量之和为26L/min，在快退时通过工作缸大腔排出的流量为A1/A2·(q1+q2)≈52L/min，所以选择阀3的额定流量为60L/min。 (2)夹紧缸在动作过程中，由于固定节流器8的阻尼作用，大泵2卸载，仅由小泵1供油，故选择夹紧回路中的液压阀的额定流量为25L/min。

(3)过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。

(4)固定节流器的尺寸计算。取固定节流器的长径比l/d=4。由短孔的流量公式得

Aq(Cd2p/)。这里q为泵1的额定流量L/min；△p为夹紧缸启动时节流器前后

的压力差,此时应为泵2的卸载压力，初定为20×105Pa；Cd为短孔流量系数，取0.82。计算得A=πd2/4=3×10-6m2，d=1.95×10-3m。

4.选择

根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出按输入、输出、排出的最大流量来计算。由于本系统工作缸差动快进和快退时，通油量大，其实际流量为泵的额定流量的两倍52(L/min)，则工作缸进、出按设计手册选用径为15mm、外径为19mm的10号冷拔钢管。夹紧缸进、出则选用径为8mm、外径为10mm的10号冷拔钢管。

5.确定油箱容积

中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5～7倍。本例取6倍，选用容量为312L的油箱。

五.液压系统性能验算

已知：工作缸进、回长度均为l=18m,直径d=15×10-3m,选用L-HL32型

液压油，油的最低工作温度为15℃，由设计手册查出此时油的运动粘度υ=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式配置形成。 1.压力损失的验算

(1)工进时的压力损失

工进时管路中的流量较小，流速较低，沿程压力损失和局部压力损失可以忽略不计。小 流量泵的压力应按工作缸工进时的工作压力p1调整：pp1≥30.19×105Pa。

(2)快退时的压力损失

快退时，缸的无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。快退时工作缸的进，回油量为q1=52L/min=0.867×10-3m3/s,油量为q2=26L/min=0.433×10-3m3/s。 1)确定油液的流动状态：

雷诺数 Re=vd/υ×104=1.2732q/dυ×104 式中： v—平均流速(m/s)； d—径(m)；

υ—油的运动粘度(cm2/s)； q—通过的流量(m3/s)。 则工作缸回油路中液流的雷诺数为

Re1=1.2732×0.867×10-3×104/15×10-3×1.5≈490<2320

工作缸进油路中液流的雷诺数为

Re2=1.2732×0.433×10-3×104/15×10-3×1.5≈245<2320

因此，工作缸进、回油路中的流动都是层流。 2)计算沿程压力损失∑Δpλ：

回油路上流速 v1=4q1/πd2=4×0.867×10-3/3.14×(15×10-3)2m/s≈4.91m/s 则 ∑Δpλ1=lρv12/2Re1d=×1.8×900×4.912/2×490×15×10-3≈1.7×105Pa

进油路上流速 v2≈2.45m/s

则 ∑Δpλ2=lρv22/2 Re2d=×1.8×900×2.452/2×245×15×10-3≈0.35×105Pa

(3)计算局部压力损失∑Δpε：

由于采用集成块式的液压装置，因此只考虑阀类元件和集成块油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按∑Δpε=△ps(q/qs)2计算，结果列于表6中。

表6 阀类元件局部压力损失

元件名称 三位四通换向阀2 单向调速阀3 二位三通换向阀4 单向阀11 额定流量(L/min) 50 40 40 40 实际通过流量(L/min) 26/52 26 26 16 额定压力损失(Pa) 4×105 2×105 4×105 1.8×105 实际压力损失(Pa) 0.75×105/3×105 0.85×105 1.69×105 0.3×105 若集成块回油路的压力损失△pj1=0.5×105Pa，进油路压力损失△pj2=0.3×105Pa，则回油路和进油路总的压力损失为

∑Δp1=∑Δpλ1+∑Δpε+△pj1=(1.7+3+0.5)×105Pa=5.2×105Pa

∑Δp2=∑Δpλ2+∑Δpε+△pj2=(0.35+0.75+0.85+1.69+0.3)×105Pa=3.94×10

5Pa

计算工作缸快退时的工作压力：

p1=(F+∑Δp2A1)/A2=(2500+5.2×105×7.85×10-3)/4×10-3Pa=16.45×105Pa

这样，快退时泵的工作压力为

pp=p1+ ∑Δp1=(16.45+3.94) ×105Pa=20.39×105Pa

因此大流量泵卸载阀13的卸载，压力应大于20.39×105Pa(与固定节流器尺寸计算时的初定值基本相符)。

从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，这说明液压系统的油路结构、元件参数是合理的，满足要求。 2.液压系统的发热和温升验算

在整个工作循环中，工作阶段工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统的温升。 工进时液压泵的输入功率如前面计算

P1=1253.15W 工进时液压缸输出功率

P2=Fv=20500×0.6/60W=205W 系统总的发热功率

φ=P1- P2=(1253.15-205)W=1048.15W

已知油箱容积V=312L，油箱散热面积按A0.065V32(m2)(假设油箱三个边长的比

例在1︰1︰1到1︰2︰3围，且油面高度为油箱高度的80%)计算。

A0.0653V20.06533122m22.99m2

假定通风良好，取油箱散热系数CT=15×10-3kW/(m2·℃)，则油液温升

△T=φ/CTA=1048.15×10-3/15×10-3×2.99℃≈23.37℃

设环境温度T2=25℃，则热平衡温度为

T1=T2+△T=(25+23.37)℃=48.37℃ 所以油箱的散热效果达到要求。