实例二液压专用铣床液压系统设计

实例二液压专用铣床液压系统设计
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G=25000N
切削力F w=18000N
快进行程l1=300mm
工进行程l2=80mm
快进、快退速度v1=v3=5m/min
工进速度v2=100～600mm/min
启动时间△t=0.5s
夹紧力F j=30000N
行程l j=15mm
夹紧时间△t j=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f d=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、速度变化范围
(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F w =18000N 运动部件惯性负载)(2.4245
.006058.925000N t v g G F a =-⨯=∆∆⨯=
导轨静摩擦阻力F fs =f s G =0.2×25000N=5000N 导轨动摩擦阻力F fd =f d G =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
二 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p 1=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
m p F D 0798.010314.3230000
4246
1
=⨯⨯⨯⨯==
π
根据国标，取夹紧缸内径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p 2=0.5MPa ,机械效率ηcm =0.95,则
m p p F D cm 1.095
.010]5.0)7.01(3[14.320500
4])1([46
2221=⨯⨯⨯--⨯=--=
ηϕπ 根据国标，取工作缸内径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p b=0.8MPa,快退时背压取p b=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
工作循环负载
F(N)进油压力p j(Pa)回油压力
p m(Pa)
所需流量
q(L/min)
输入功率
P(kW)
夹紧30000 p j=F/2A夹1=29.86×1050 q=2A夹1L/△t=9 0.448
工作台差动
快进
2500 p j=(F+△pA2)/(A1－A2)
=11.68×105
16.68×105q=(A1－A2)v1
=19.2
0.374
工进20500 p j=(F+p b·A2)/A1
=30.19×105
8×105q=A1v2=4.71 0.237 快退2500 p j=(F+p b·A2)/A2
=16.06×105
5×105q=A2v3=20 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
1Y 2Y 3Y 4Y 1K 夹紧工件+
工作缸快进+ + +
工作缸工进+ +
工作缸快退+ +
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p p=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p p=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p s≥1.25p p≈4.4MPa。

泵的最大流量q pmax=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q max=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
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q min=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q p1≥8.652L/min选择，大泵流量按q p2≥q max-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p s=6.3MPa，额定转速n s=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q p1=10×10-3/60m3/s=0.167×10-3m3/s，大泵的流量q p2=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p p1=13.68×105Pa(小泵的总效率η1=0.5)，大泵出口压力
p p2=15.18×105Pa(大泵的总效率η2=0.5)。

故电机功率为
P1=p p1q1/η1+p p2q2/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p p1=p1+△p1=32.19×105Pa，大泵卸载，卸载压力取
p p2=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=p p1q1/η1+p p2q2/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p p1=21.56×105Pa(小泵的总效率η1=0.5)，大泵出口压力p p2=23.06×105Pa(大泵的总效率η2=0.5)。

故电机功率为
P3=p p1q1/η1+p p2q2/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
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A 1/A 2·(q 1+q 2)≈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
)/2(ρp C q A d ∆=。

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 ；C d 为短孔流量系数，取0.82。

计算得A =πd 2/4=3×10-6m 2，d =1.95×10-3m 。

4.选择油管
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、出油管按输入、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，油管内通油量大，其实际流量为泵的额定流量的两倍52(L/min )，则工作缸进、出油管按设计手册选用内径为15mm 、外径为19mm 的10号冷拔钢管。

夹紧缸进、出油管则选用内径为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、回油管长度均为l =18m ,油管直径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=1.5cm 2/s ，油的密度ρ=900kg/m 3，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p 1调整：p p 1≥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—油管内径(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=64lρv12/2Re1d=64×1.8×900×4.912/2×490×15×10-3≈1.7×105Pa
进油路上流速v2≈2.45m/s
则∑Δpλ2=64lρv22/2 Re2d=64×1.8×900×2.452/2×245×15×10-3≈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内油路的压力损失。

通过各阀的局部压力损失按∑Δpε=△p s(q/q s)2计算，结果列于表6中。

表6阀类元件局部压力损失
若集成块回油路的压力损失△p j 1=0.5×105Pa ，进油路压力损失△p j 2=0.3×105Pa ，则回油路和进油路总的压力损失为
∑Δp 1=∑Δp λ1+∑Δp ε+△p j 1=(1.7+3+0.5)×105Pa=5.2×105Pa
∑Δp 2=∑Δp λ2+∑Δp ε+△p j 2=(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：
p 1=(F +∑Δp 2A 1)/A 2=(2500+5.2×105×7.85×10-3)/4×10-3Pa=16.45×105P a
这样，快退时泵的工作压力为
p p =p 1+ ∑Δp 1=(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
P 1=1253.15W 工进时液压缸输出功率
P 2=Fv =20500×0.6/60W=205W 系统总的发热功率
φ=P 1- P 2=(1253.15-205)W=1048.15W
已知油箱容积V =312L ，油箱散热面积按3
2
065.0V
A =(m 2)(假设油箱三个边长的比
例在1︰1︰1到1︰2︰3范围内，且油面高度为油箱高度的80%)计算。

22323299.2312065.0065.0m m V A ===
假定通风良好，取油箱散热系数C T =15×10-3kW/(m 2·℃)，则油液温升
△T =φ/C T A =1048.15×10-3/15×10-3×2.99℃≈23.37℃
设环境温度T 2=25℃，则热平衡温度为
T 1=T 2+△T =(25+23.37)℃=48.37℃ 所以油箱的散热效果达到要求。