铣床液压系统课程设计

测控技术基础课程设计说明书
设计题目：液压传动与控制系统设计
（表2—10）
姓名：黄觉鸿
专业：机械设计制造及其自动化
班级： 20091051 学号： 2009105131
指导教师：谭宗柒
2012年 2 月 10 日至 2012 年 2 月 14 日
目录
一、明确设计要求进行工况分析
1、设计要求
2、工况分析（工作台液压缸）
（1）运动分析
（2）动力分析
二、确定液压系统主要参数并编制工况图
1、计算液压缸系统的主要结构尺寸（1）工作台液压缸
（2）夹紧液压缸
2、主要参数的计算
（1）工作台液压缸
（2）夹紧液压缸
3、编制工况图
三、拟定液压系统原理图
1、制定液压回路方案
2、拟定液压系统图
四、计算和选择液压元件
1、液压泵及其驱动电机计算和选定
2、液压控制阀和液压辅助元件的选定
五、验算液压系统性能
1、验算系统压力损失
2、估算系统效率、发热和温升
一、明确设计要求进行工况分析 1、设计要求
设计一台用成型铣刀在加工件上加工出成型面的液压专用铣床，工作循环：手工上料—
—自动夹紧——工作台快进——铣削进给——工作台快退——夹具松开——手工卸料。

设计参数由表2-10 查得如下：
工作台液压缸负载力（KN ）：FL=22 夹紧液压缸负载力（KN ）：Fc =5.5 工作台液压缸移动件重力（KN ）：G=5.5 夹紧液压缸负移动件重力（N ）：Gc=90 工作台快进、快退速度（m/min ）：V1=V3=5.2 夹紧液压缸行程（mm ）：Lc=15 工作台工进速度（mm/min ）：V2=45 夹紧液压缸运动时间（S ）：tc=1 工作台液压缸快进行程（mm ）：L1=180 导轨面静摩擦系数：μs=0.2 工作台液压缸工进行程（mm ）：L2=150 导轨面动摩擦系数：μd=0.1 工作台启动时间（S ）：∆t=0.5
2、工况分析 （1）动力分析
铣床工作台液压缸在快进阶段，启动时的外负载是导轨静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨的动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；在快退阶段的外负载是动摩擦阻力；由图可知，铣床工作台液压缸在工进阶段的外负载是工作负载，即刀具铣削力及动摩擦阻力。

静摩擦负载 3
0.2*5.5*10=1100N f s s F G μ==
动摩擦负载 3
0.1*5.5*10=550N f d d F G μ==
惯性负载 3
5.5*10*5.2
F *95.310*60*0.5
i G
v
N g t ∆=
==∆
工作台液压缸的负载 22000l F N =
取液压缸的机械效率0.9m η=，可算的工作台在各个工况下的外负载和推力，一并列入表中，绘制出工作台液压缸的外负载循环图（F-L 图）。

（2）运动分析
根据设计要求，可直接画出工作台液压缸的速度循环图（v-L 图）。

二、确定液压系统主要参数并编制工况图 1、计算液压缸系统的主要结构尺寸
专用铣床也归属于半精加工机床，参照『1』表2-4，预选液压缸的设计压力为1p =3MPa 。

（1）工作台液压缸
由于设计要求工作台快速进退的速度相等，故选用单干差动连接液压缸，使缸的无杆腔
与有杆腔的有效面积1
A 和
2
A 的关系为
1
A =2
2
A ，即杆d 和缸径D 满足d=0.707D 。

按『1』
表2-5取背压0.8MPa 。

铣床工作台液压缸外负载和推力计算结果
从满足最大推力出发，可计算的液压缸的无杆腔的有效面积
322
16
21225508.67*1086.70.8(3)*10
22F A m cm
P P -=
===-
-
液压缸内径
10.5D cm
=
=
=
按GB/T2348—1993『1』表2—8，将液压缸内径圆整为D=100mm=10cm 。

活塞杆直径为d=0.707D=0.707*100=70.7mm 。

按GB/T2348—1993『1』表2—8，将活塞杆直径圆整为d=70mm=7cm 。

则液压缸的实际有效面积为
22
2
1 3.14*100
7850mm 4
4
A D π=
=
=
2
22
2
2
2 3.14*(10070)
()4003.5mm 4
4
A D d π-=
-=
=
2
123846.5A A A m m =-=
（2）夹紧液压缸
夹紧液压缸的运动速度
3
6
15*10 2.5*10
/m in
60
l v m t ττ
--=
=
=
液压缸内腔面积为
5.252D cm m m =
=
==
液压缸内径为
5.252D cm m m =
=
==
按GB/T2348—1993『1』表2—8，将液压缸内径圆整为D=50mm=5cm 。

活塞杆直径为d=0.707D=0.707*50=35.35mm 。

按GB/T2348—1993『1』表2—8，将活塞杆直径圆整为d=36mm=3.6cm 。

则液压缸的实际有效面积为
22
2
1 3.14*50
1962.5mm 4
4
A D π=
=
=
2
22
2
2
2 3.14*(5036)
()945.14mm 4
4
A D d π-=
-=
=
2
121017.36A A A m m =-=
2、主要参数的计算
根据上述条件经过液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率如下 （1） 工作台液压缸
速度:根据已知条件可作出工作台液压缸的v —L 图
压力：a 启动时，21122200.323846.5
F A P
p M P a
A +∆+=
=
=
加速时，
217174003.5*0.5
0.713846.5F A P
p M P a
A +∆+=
=
=
恒速时，
216114003.5*0.8
0.683846.5
F A P
p M P a
A
+∆+=
=
=
b 、工进阶段的液压缸压力
22
11
p 250564003.5*0.8
3.67850
F A p M Pa
A ++=
=
=
c 、快退阶段的液压缸压力
启动时，
12
1212220.314003.5
F A p p M Pa
A +=
==
加速时，
12
127177850*0.5
1.164003.5F A p p M Pa
A ++=
=
=
恒速时，12
12
611+7850*0.5
1.134003.5
F A p p M Pa
A +=
=
=
液压缸的p-L
流量：a 、快进（恒速时）阶段的流量
3
6
3846.5*5.2*10*10
20/m in
k q Av L -===
b 、工进阶段的流量
6
17850*45*10
0.35/min
g q A v L -===
c 、快退（恒速时）阶段的流量
3
6
24003.5*5.2*10*10
20.8/m in
k q A v L -===
液压缸的q —L 图
功率：a 、快进（恒速时）阶段的功率
3
10.68*20*10
P=p q=
226.760
W
=
b 、工进（最高速度时）阶段的功率
3
1 3.6*0.35*10
P=p q=
2160
W
=
c 、快退（恒速时）阶段的功率
3
1 1.13*20*10
P=p q=
391.760
W
=
液压缸的P-L 图
（2）夹紧液压缸
压力P ：
22
1
5500945.14*0.8
3.21962.5
F A p P M Pa A ++=
=
=
流量q ：
3
6
4
0.015*1017.36*10*10
2.5*10
/m in
60
q A v L --==
=
3、编制工况图
三、拟定液压系统原理图 1、制定液压回路方案
（1）调速回路 工况图表明，液压系统的功率较小，负载为阻力负载并且工作中变化较小故采用调速阀的进油节流调速回路。

并设置回油路的背压。

（2）油源形式及压力控制 工况图表明，系统的压力和流量均较小，故采用电动机驱动的单定量泵供油油源和溢流阀调压方案，如图所示。

（3）换向与速度换接回路 系统已定位差动回路作为快速回路，同时考虑到工进——快退时回油的流量较大，为保证换向平稳，故选用三位五通、“Y ”型中位机能的电液换向阀作为主换向阀并实现差动连接。

采用行程控制方式为活动挡块压下电器行程开关，控制换向阀电磁铁的通断即可实现自动换向和速度换接。

（4）定位夹紧回路 为了保证工作夹紧力可靠且能单独调节，在该回路上串接减压阀和单向阀；为保证手工上料的安全和方便，单独设立一个电磁换向阀控制油路的通断。

（5）辅助回路 在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设置压力表及其开关，以便各压力控制元件的调压和观测。

2、拟定液压系统图
在制定各液压回路方案的基础上，经整理所组成的液压系统原理如图所示，图中附表是
电磁铁及行程阀的动作顺序表。

结合附表容易看出系统在各工况下的油液流动路线。

铣床液压系统原理图
附表系统的电磁铁和行程阀动作顺序表
四、计算和选择液压元件
1、液压泵及其驱动电机计算和选定
（1）液压泵的最高工作压力的计算由工况图可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即P1=3.6MPa，由于进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为△
P=0.3MPa 。

则液压泵的最高工作压力
P
p 为
3.60.3 3.9a
P p M P =+=
（2）液压泵的流量计算 泵的供油量
q P
按液压缸的快退阶段的流量q=20.8L/min 进行估算。

由『1』根据式（2—32），由于系统流量较小，故取泄漏系数K=1.3，则液压泵供油量流量q P
应为
1max 1.3*20.827.04(/m in)
P V q q K q L ≥===
（3）确定液压泵的规格 根据系统所需流量，拟初选液压泵的转速为n1=1450r/min ，泵的容积效率为
0.8
V η=，根据『1』式（2—37）可算得泵的排量参考值为
110001000*27.0423.3/min
1450*0.8
V g V
q V m l n η=
=
=
根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的CB —32型齿轮泵，泵的额定压力为
n
P =10MPa ，泵的排量为V=32.5ml/r ；泵的额定转速为n=1450r/min ，容积效率为
V
η=0.80，
总效率为P
η=0.80。

倒推算得泵的额定流量为
32.5*1450*0.837700/min 37.7/min
P V q Vn m l L η====
比系统的流量稍大。

（4）确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号 由功率循环图知，最大的功率出现在快退阶段，已知泵的总效率为
P
η=0.80，则液压泵快退所需的驱动功率为
113
()(1.130.3)*32.5*1450
1.40.8*60*10
P P
P
P P
P
p q p p q P K W
ηη+∆+=
=
=
=
由『1』查表2—13，选用Y90L —4型卧式三相异步电动机，其额定功率1.5KW ，转速为1400r/min 。

用此转速驱动液压泵时，泵的实际输出流量为36.4L/min ，满足要求。

2、液压控制阀和液压辅助元件的选定
液压缸在各阶段的实际进出流量、运动时间和持续时间
根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本所选择的元件型号规格见下表。

铣床液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格
管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。

油箱容量按『1』式（2—41）计算得，其中取经验系数10α=，得油箱的容量为
10*36.4364P V q L L
α===
五、验算液压系统性能 1、验算系统压力损失
按选定的液压元件接口的尺寸确定管道的直径为d=18mm ，进、回油管长度均取为l=2m ；取进油液运动黏度4
2
1*10/m s ν-=，油液的密度为330.9174*10/kg m ρ=。

由工作循环中进、回油管道中通过的最大流量q=74.3L/min 发生在快进阶段，由此计算得液流的雷诺数Re 小于临界雷诺数Rec=2300，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均为层流。

3
34
44*74.3*10
Re 876.460*3.14*18*10
*1*10
vd
q
d νπν---=
==
=<3200
将适用于层流的沿程阻力系数75/R e
75/(4d q λπν==和管道中液体流速
2
v 4q /(
)d π=代入沿程压力损失计算公式得
34
8
2
3
4*754*75*0.9174*10*1*10
*2
p 0.835*1022*3.14*(18*10)4
l q q q d
λρνπ--∆=
=
=
q 为通过的流量 管道的局部损失
p ξ
∆按一下经验公式计算
0.1p p ξλ
∆=∆
各工况下阀类元件的局部损失按『1』式（2—52）计算，即
2(/)v s s p p q q ∆=∆ 2、系统油液温升的验算
系统在工作中绝大部分时间是处在工进阶段，所以可按工进状态来计算温升。

液压泵工进状态的压力为3.6MPa ，流量为37.7L/min ，经计算其输入的功率为2.262KW 。

参考文献
『1』张利平 主编 液压传动系统设计与使用 化学工业出版社 第一版 『2』刘延俊 主编 液压回路与系统 化学工业出版社 第一版 『3』陈奎生 主编
液压与气压传动 武汉理工大学出版社
『4』机械设计手册软件版
『5』邵俊鹏 主编 液压系统设计禁忌 机械工业出版社 第一版。