专用铣床液压系统设计

摘要

液压系统是以电机提供动力基础，使用液压泵将机械能转化为压力，推动液压油。通过控制各种阀门改变液压油的流向，从而推动液压缸做出不同行程、不同方向的动作、完成各种设备不同的动作需要。液压系统已经在各个工业部门及农林牧渔等许多部门得到愈来愈广泛的应用。

液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性环节，通过学习设计，要求达到以下目的: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；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；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。对学生在计算、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。

设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。如果可以用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性。并非是越先进越好。同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；

独立完成设计。设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。不能简单地抄袭；在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考，以提高这些技能的水平。

关键字：液压传动液压系统稳定性设计要求

前言

液压传动技术的发展，可追溯到17世纪帕斯卡提出了著名的帕斯卡定律，开始奠定了流体静压传动的理论基础。从18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，已有近300年的历史，当真正的发展只是在第二次世界大战后，液压技术由军用工业迅速转向民用工业。而我国液压工业只经过40余年的发展，就已经形成门类齐全，产品系列化和通用化，有一定技术水平并初具规模的生产科研体系，其生产的液压产品广泛应用于工业、农业和国防等各个部门。

液压传动技术的发展宗旨在研究液压系统各类元件结构、作用、工作原理、应用方法，以及组成液压系统的特点。当前液压技术正向着高效率、高精度、高性能方面发展；液压元件向着体积小、重量轻、微型化和集成化发展。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术也将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更为广泛。

1.液压传动概述

液压系统是以液体为介质，将原动机的机械能转换成液体的压力能，通过执行元件在将液体的压力能转换为所需要的机械能，来驱动负载作直线往复运动或回转运动。1.1液压系统工作原理

液压工作原理以液压千斤顶为例，如图1所示。大缸体3和大活塞4组成了举升缸，杠杆手柄6、小缸体8、活塞7、单向阀5和9组成手动液压泵。活塞和缸体之间要保持良好的配合关系，以便能实现可靠的密封。当拾起手柄6，是小活塞7向上移动，小活塞下腔封闭容积增大形成局部真空时，单向阀9打开，油箱1中的油液在大气压力的作用下通过吸油管进入小活塞下腔，完成一次吸油过成。当用力压下手柄6时，活塞7下移，其下腔密封容积减小，油液受挤压使压力升高，单向阀9关闭，单向阀5打开，油液进入举升缸下腔，驱动大活塞4使重物G上升一段距离，完成一次排油过程。反复地拾、压手柄，是油液不断地压入举升缸，重物不断升高，达到起重目的。如将放油阀2旋转90°，活塞4可以在重力的作用下实现回程。这就是液压千斤顶的工作过程。

液压传动系统以液体为工作介质来实现各种机械传动和控制。其压力和流量是液压系统两个重要参数，它们的特性是工作压力取决于负载，液压缸的运动速度取决于流量。

图1 液压工作原理图

1-油箱 2-放油阀 3-大缸体 4-大活塞

5、9-单向阀 6-杠杆手柄 7-小活塞 8-小缸体

1.2.液压系统组成和特点

液压传动系统主要由：动力装置、执行装置、控制调节装置、辅助装置、传动介质

五部分组成。液压传动与机械传动、电气传动相比具有输出力大，容易实现过载保护、自动控制和无极调速，且调速范围大，同时还具有定位精度高，传动平稳，使用寿命长等优点。它的缺点有：传动效率低，对温度变化敏感，实现定比传动困难，出现故障不易诊断，以及油液的泄漏易污染环境和产生火灾等。

2.专用铣床液压系统基本技术分析

设计一台专用铣床，其工作循环为：快进、工进、快退。已知洗头驱动电机的功率为6.8KW ，铣刀直径为120mm ，转速350r/min ，如工作台质量为420kg ，工作和夹具的质量为150kg ，工作台的行程为400mm ，快进行程为300mm ，工进行程为100mm ，快进快退速度为3.5m/min ，工进速度为180mm/min ，其往复运动的加速、减速时间为0.05s ，工作台用平导轨，静摩擦系数?s=0.2，动摩擦系数?d=0.1，试设计该机床的液压系统。

2.1铣床的运动方式和性能要求

铣床工作台为卧式布置，工作台用平导轨，工作台的行程为400mm ，快进行程为300mm ，工进行程为100mm ，快进快退速度为3.5m/min ，工进速度为180mm/min ，其往复运动的加速、减速时间为0.05s ，拟采用缸筒固定的液压缸驱动工作台，完成工件铣削加工时的进给运动；工件采用机械方式夹紧，工作台由液压与电气配合实现的自动循环要求为：快进→工进→快退→停止。工作台除了机动外，还能实现手动。液压系统采用闭式传动和容积调速，同时要求结构简单、紧凑、工作稳定、安全可靠、效率高，使用维护方便。

2.2工作负载分析

根据给定已知条件，由铣头的驱动电机功率可以求得铣削最大负载阻力t F ：

t F =

υ

P

其中 υ=

60

n d π=6012

.014.3350??=2.198s m /

所以，t F =

υ

P

=

198

.26800

=3093N

式中 t F —铣刀最大切削阻力

P —电机功率 υ—进给速度 n —铣头转速

d —铣刀直径

2.3惯性负荷分析

工作台运动中受惯性力m F ：

m F =

t

g FG ??υ

=05

.08.9605

.3)150420(10??

+?=674N

式中 m F —惯性负载力 ?—运动部件总质量 υ—快退速度 ?t —减速时间

2.4摩擦阻力分析

工作台与导轨的动摩擦阻力F ?d 和静摩擦阻力F ?s ：

F ?d=?d ×（1F

G +2FG ）=0.1×（420+150）×10=570N F ?s=?s ×（1FG +2FG ）=0.2×（420+150）×10=1140N

式中 F ?d —动摩擦阻力 F ?s —静摩擦阻力 ?d —动摩擦系数 ?s —静摩擦系数

2.5绘制负载图和速度图

考虑到液压缸密封装置的摩擦阻力的影响，所以液压缸的机械效率可以取m η=0.9，则推力F ′=

m

F

η，所以液压的各个工作阶段的负载值如表1所示：

表1 液压缸在各工作阶段的负载值

按计算的负载值来绘制负载图，如图2所示：

图2 工作负载图

根据已知条件，快进、快退速度1υ=2υ=0.058s m /，快进行程为1L =300mm ，快退行程为2L =400mm ，工进行程为3L =100mm ，3υ=0.003s m /。所以速度循环图如图3所示：

图3 工作速度图

3.专用铣床液压缸主要参数的确定

通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中的速度和负载变化情况。为确定系统和各执行元件的参数提供了依据

3.1液压缸面积的计算

由基本技术分析可知，运动部件要求快进、快退的速度都相等，则应选用单缸活塞式液压缸，快进时用差动连接。在此条件下，液压缸无杆腔工作面积1A 取为有杆腔工作面积2A 的2倍，即1A =22A ,所以活塞杆直径d 以缸筒直径D 的关系为d =0.707D 。由设计手册表2、表3得，铣床液压系统的最大负载约为4.1KN 时，初取液压缸的进油工作压力为1P =1MPa ，在铣床切削加工时，液压回路上没有被压力2P ，以防切削加工时，运动部件突然向前冲初取2P =0.5MPa ，快进时，液压虽做差动连接，但是由于油管中有压降p ?存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔的压力，估算可取p ?=0.5MPa 。快退时回油腔有被压力，此时，2P 约为0.5MPa 。

表2液压缸压力与负载的关系

表3 各类设备液压缸常用压力

由工进时的推力F ′可计算液压缸面积即：

t F =F ′m η=()2211A P A P -m η＝??

?

??

???? ??-22

221A

P A P m η 式中 t F —铣床最大工作负载（N ） 可见上面公式 1P —液压缸进油腔工作压力（MPa ） 2P —液压缸出油腔工作压力（MPa ） 1A —液压缸无杆腔横截面积（mm 2），1A =

4

2

D π

2A —液压缸有杆腔横截面积（mm 2）2A ＝

()

4

22d D -π

m η—液压缸机械效率

则有

2A =()[]m P P F

η2/21-=3663／()[]9.0102/5.016??-=0.0054m 2=54cm 2

D =π/41A ?=14.3/544?=8.3cm d =0.707D =5.8cm

将计算出的直径圆整成标准值，所以: D ≈8cm ，d ≈6cm 。所以液压缸两腔的实际面积为：1A =

4

2

D π=50.24cm 2，2A =

()

4

22d D -π=21.98cm 2。同时，要验算活塞杆的强度

和稳定性是否符合要求。

3.2确定液压缸的主要参数

根据液压缸的面积，可以计算液压系统工作时需要的压力和流量。 3.2.1工进时油缸需要的流量1q ：

1q =1A ×υ=3.024.50?=12cm 3/s

1A —工进时油压作用的面积（c 2m ）

υ—工进时油缸的速度 cm/s 3.2.2快进时油缸需要的流量2q ： 差动连接时:

2q =(1A -2A )υ?=()8.598.2124.50?-=114cm 3/s

1A 、2A —表示油缸无杆腔、有杆腔横截面积（cm 2）

υ—油缸快进时的速度cm/s 3.2.3快退时油缸需要的流量3q ：

3q = 2A ×υ=8.598.21?=109cm 3/s

υ—油缸快退时的速度cm/s 3.2.4工进时油缸的压力p ：

=+=122/)/(A A P F p m η0.117MPa

2P —工进时回油腔的背压,上面已经选取为0.5MPa

3.2.5快进时油缸压力

）（）（启动212m //A A PA F P -?+=η=0.072MPa ）（）（加速212m //A A PA F P -?+=η=0.078MPa

)/()/212A A PA F P m -?+=η（快进=0.036MPa

P —分别表示快速启动、加速、快进时油缸的压力 F —分别表示快速启动、加速、快进时油缸的推力

p ?—表示管路中压力损失大小，上面已经取值为0.5MPa

3.2.6快退时油缸压力

212m /)/A A P F P +=η（启动=0.075MPa 212m //A A P F P ）（加速+=η=0.082MPa

212m //A A P F P ）（快退+=

η=0.038MPa P —分别表示快速启动、加速、快退时油缸的压力 F —分别表示快速启动、加速、快退时油缸的推力

2P —上面已经取值为0.5MPa

液压缸在各个工作阶段的压力、流量和功率，见表4所示：

表4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值

（表4 续）

3.3绘制液压缸工况图

图4、图

5所示是由液压缸的压力、流量绘制的工况图。

图4 压力图

图5 流量图

4.专用铣床液压系统功能设计

液压系统功能主要有系统类型的选择和各基本回路的选择，在通过把这些回路组合

在一起，就可以得到完整的液压工作原理图。

4.1液压基本回路的选择

液压基本回路主要有液压快速运动回路和液压换向回路，它们是组成液压系统的重

要回路。

4.1.1确定液压泵和系统类型

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，但在工作循环内，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为9.5倍，而快进、快退所需时间1t 和工进所需时间2t 分别为：

=

+=

1

2

11υL L t ()s 12605.31000

400300=??

? ??÷+

s

t 33003.010001002=÷??

?

??= 75.212

33

12==t t 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。在这里采用双联式定量叶片泵作为液压泵源如图6所示。同时，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，并选用开式循环系统。

图6 液压泵源

4.1.2选择液压快速运动回路

本系统已选定液压缸差动连接和双联式定量叶片泵供油，采用快速运动回路来实现快速运动。由表2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，可选用进口节流调速回路。不管是什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压两腔，以实现快速运动。为了保证换向平稳，可选用换向时间可调的电液换向阀来做换向回路，由于要实现液压缸差动连接，选三位五通电液换向阀如图7所示。

为防止负载突然消失发生向前冲现象，应在液压缸的回路上加背压阀。在双联式定量叶片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。

图7 换向回路

4.1.3选择液压换向回路

由上图4、图5可知，当从快进转为工进时，输入液压缸的流量由114cm3/s转变为12cm3/s，滑台速度变化大，回路流量较大，适宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少冲击。当滑台由工进转变为快退时通过的流量大，进油路通过109cm3/s，回油路通过222.54cm3/s。如图8所示。

图 8 速度换接回路

4.2绘制液压系统原理图

将上面选出的液压基本回路组合在一起，经过修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图9所示。

图9 液压系统原理图

1—双联叶片泵 2—电液换向阀 3—行程阀 4—调速阀 5、10、12、13、15—单向阀 6—液

缸 7—卸荷阀 8—背压阀 9—溢流阀 11—过滤器 14—压力继电器

5.专用铣床液压元件的选择

根据计算，得出液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，在通过查阅机械设计手册来选择所需要的液压元件。

5.1液压泵的选择

由以上的设计可以得到，液压缸在整个工作过程中的最大压力是0.117MPa ， 若取进油路上的压力损失为0.5MPa ，则此时液压泵的最大工作压力是

1p P =0.117+0.5=0.61MPa 。

由上图4可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，若取油路上压力损失为0.5MPa ，则大流量泵的最高工作压力为：

2p P =0.038+0.5=0.538MPa

由上图5可知，液压泵提供的最大流量是114cm 3/s,因为系统较为简单，取泄漏系数

1.1l K =，则双联液压泵的总流量应为：

=Pq 1.1×114cm 3/s=125.4cm 3／s

由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min ，而工进时输入到液压缸的流量是12cm 3／s ，所以小流量液压泵的流量规格最少为62cm 3／s 。

根据以上的压力和流量的数值查阅机械设计手册，最后选用YB1-63型单叶片液压泵，其排量大小为6.3ml/r,当液压泵的转速为1450r/min 时：

液压泵理论流量th q =Vn =6.3ml/r ×1450r/min=152cm 3／s 当取液压泵的容积效率为0.9v η=，则液压泵的实际流量大小为：

实际流量p q =v th q η=152cm 3/s ×0.9=136.8cm 3/s

此液压泵额定流量为136.8cm 3/s ，所以满足要求。

设计题目已给出电动机的功率P=6.8kW 。查阅机械手册可得，选定电动机Y132M-4能满足要求，其额定功率为7.5kW ，额定转速为1440r/min 。

5.2液压阀和辅助元件的选择

根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，查阅产品样本，可选出这些元件的型号及规格，见表5所示。

表5 元件型号及规格

5.3油管的选择

油管的规格是按管道的耐压、流量和各个元件间连接管道外尺寸来确定，油管均按流过的最大流量计算。按设计手册推荐的油液在压油管的流速υ=3m/s 可得，液压缸有杆腔和无杆腔相连的油管内径分别为：

mm 4.6cm 64.0)314.3/(1092)/(21==??=?=πυq d 有杆 mm 6.7cm 76.0314.3/1142q 2d 2==??=?=）（）（无杆πυ

两根油管按YB231—64选用外径为13mm ，壁厚为1.2mm 的冷拔无缝钢管。其他油管，可直接按所连接的液压元件、辅助件件的接口尺寸决定其管径大小。

5.4油箱的选择

油箱容积可按经验公式初步估算为：

Kq V =

式中 V —油箱的容积（L ）

K —经验系数，常取K =2～12（有机器类型决定） q —液压泵的总额定流量（cm 3/s ）

根据现场的情况，若K =7时，可得其容积V =7×136.8cm 3/s=957cm 3，取整数即

V =1000cm 3。

6.专用铣床液压系统性能验算

由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，加上管路的沿程损失和局部损失即可。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。

6.1液压回路压力损失验算

这里包括沿程压力损失、局部压力损失、油液温升三个方面的验算。 6.1.1沿程压力损失

液体在等截面积直管中流动时，液体与管壁的摩擦以及液体分子间的内摩擦产生的能量损失。由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首选确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进回油管长2m ，油液的密度取3/900m kg =ρ。可求得沿程压力损失λp ?为：

=??===?2

39000118.022320752Re 7522

22ρυρυλλd l d l p 22172Pa =0.022MPa

式中 λ—沿程阻力系数，查表6、表7得 l —液体流经管路的长度 d —管路内径 υ—液体的平均流速

ρ—油液的密度，一般取值9003/m kg

表6 常用管道的临界雷诺数c e R

（表6 续）

表7 管道内的沿程阻力系数λ

6.1.2局部压力损失

在管道结构尚未确定的情况下，管道内各阀元件的总和压力损失p ξ?常按下式作经验计算1

1.0P P ?=?ξ：

=?=?11.0P P ξ0.1×0.617MPa =0.0617MPa

各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算2

(

)v n n

q p p q ?=?，其中的n p ?由产品样本查出。滑台在快进﹑工进和快退工况下的压力损失计算如下：

快进阶段进油路上阀类元件的总压力损失：

26

.2824

.5026.2822826.026.2811425.026.281143.032

22???? ???+??? ???+??? ????=?∑ν

P =0.068MPa

工进阶段进油路上阀类元件的总压力损失：

24.5098

.2126.286)3.02.0(26.28122.026.28122.02

22??

? ???++??? ???+??? ???=?∑ν

P =0.017MPa

快退阶段进油路上阀类元件的总压力损失：

26

.2824

.5026.2821826.026.2810925.026.281092.032

22??? ???+??? ???+??? ????=?∑ν

P

=0.085MPa

由于本系统的管路布局尚未确定,故此液压系压力损失总和为： 阀局沿

P P P

P ?+?+?=?∑

∑=?P MPa 254.0)085.0017.0068.0(0617.0022.0=++++

尽管上述计算结果与估取值不同，但不会是系统工作压力超过其能达到的最高压力。

6.2油液温升验算

液压系统的耗能全部转换为温升，工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95%以上，所以系统发热和油液温升可按工进时的工况来计算。

工进时液压缸的有效功率为：

==进进q p P e 0.117MPa ×12cm 3/s ≈1.4kW

在此取液压泵的总效率为=p η0.75，而液压泵额定流量为125.4cm 3/s ，计算其液压泵总输出功率为：

==p q p t P P P η10.617MPa ×125.4cm 3/s ×0.75≈5.8kW

由此得液压系统的发热量为：

=-=e t H P P Q 5.8kW －1.4kW =4.4kW

对于长方体钢板焊接油箱，当油箱的高、宽、长比例在1：1：1到1：2：3范围

内，且油面高度为油箱高度的80％时，油箱散热面积近似为：

23232666100066.666.6cm V A ==≈

当油箱通风良好时，取散热系数()C m W K ?=//152，则油液升温为：

C KA Q H t ?=?==

?4.40666

.0154

.4 一般情况下油液温升允许25～30C ο，故满足要求。若油箱温升较大，可以增大油箱散热面积；若油液温升过大，需要设置冷却装置。