组合机床液压系统研发设计

组合机床液压系统设计

1 方案的确定

1.1整体性分析

要求此液压系统实现的工作循环是：工件夹紧 工作台快进 工作台1工进 工作台2工进 工作台快退 工件松开。运动部件重5800N，工作台快进、快退的速度4.8m/min，工进的速度60—960mm/min，最大行程640mm，工进行程240mm。最大切削力8000N。夹紧缸行程30mm,夹紧力35000N。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。 对于铣削专用机床的液压系统而言，加工的零件需要精度高，定位准确。所以整个系统的设计要求定位精度高，换向速度快。在设计阀的时候，考虑这些方面变的尤其重要，要考虑到工作在最低速度时调速阀的最小调节流量能否满足要求。在行程方面，应该比要求的工作行程大点，包括工作行程、最大行程和夹紧缸行程，主要是考虑到在安全方面和实际运用中。在压力方面也要考虑到满足最大负载要求。而且在液压系统能满足要求的前提下，使液压系统的成本较低。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。

1.2 拟定方案

由上述分析可得以下两种方案：

方案一 液压系统中工作台的执行元件为伸缩缸，工件的夹紧用单杆活塞缸；工作台采用节流阀实现出油口节流调速，用行程阀实现工作台从快进到工进的转换，压力继电器控制一工进与二工进的转换，在工进回路上串接个背压阀；为了防止工件在加工过程中松动，在夹紧进油路上串接个单向阀；工作台的进、退采用电磁换向阀；夹紧缸的夹紧与放松用电磁阀控制。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。 方案二 液压系统中工作台的执行元件为单杆活塞缸，工件的夹紧也采用单杆活塞缸；工作台采用调速阀实现进油口节流调速，也采用行程阀实现工作台从快进到工进的转换，压力继电器控制一工进与二工进的转换，工进时，为了避免前冲现象，在回路上串接个背压阀；夹紧缸上串接个蓄能器和单向阀，避免工件在加工过程中松动；工作台的进、退换向采用电液换向阀，工作台快进时，采用差动连接；夹紧缸的夹紧与放松用电磁阀控制。酽锕极額閉镇桧猪訣锥。 方案比较：

单杆活塞缸比伸缩缸结构简单，价格便宜，易维护，而且也能满足要求；调速

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阀的性能比节流阀稳定，调速较好，用于负载变化大而运动要求稳定的系统中；采用出油口调速回路中油液通过节流阀产生的热量直接排回油箱散热；夹紧缸进油口处串接蓄能器，更好的保证工件的夹紧力，使工件在加工过程中始终在夹紧状态。电液换向阀的信号传递快，配合液压动力的输出力大、惯性小、反映快的优点使控制灵活、精度高、快速性好。彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。 综上比较选择方案二较好。

2 工况分析

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2.1运动参数分析

首先根据主机要求画出动作循环图（2.1）。

夹紧 快进 工进 快退 放松 图2.1 动作循环图

2.2动力参数分析

计算各阶段的负载

工作负载：由已知条件可知切削力Ft8000N。

惯性负载：FmGV58000.08237N gt9.80.2（参考机床的工作台加速时间，取t=0.2s）

阻力负载：静摩擦阻力Ffs0.258001160N

动摩擦阻力Ffd0.15800580N

（滑动导轨：铸铁对铸铁—启动低速时u0.1~0.20,v<0.16m/s）

表2.1 液压缸在各个工作阶段的负载值其中m=0.9

工况 负载组成 负载值（N） 推力F/m（N） 夹紧 快 进 起动 加速 快进 — — 1160 817 580 5800 1289 908 644 FFfs FFfdFm FFfd 3 / 19

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工 进 一工进 二工进 快退 FFfdFt FFfdFt 18000 8580 580 20000 9533 644 FFfd 2.3负载图和速度图的绘制

负载图按上面的数值绘制，如图2.2所示。速度图按已知数值

v1v44.8m/min，一工进的速度v2900mm/min，二工进的速度v380mm/min。

速度位移/位移/图2.2负载位移、速度位移图

3 液压缸尺寸和所需流量

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3.1液压缸尺寸计算

3.1.1工作压力的确定：

工作压力可根据负载和主机类型确定，由《液压传动》表11—3得出：

p4MPa P—工作压力

3.1.2计算液压缸尺寸：

液压缸有效工作面积

A1 液压缸内径

F95330.0024m2 6p410D4A140.00240.05529m55.3mm

由《液压设计手册》查得内径的标准值 D=50mm

3.1.3活塞杆直径：

因采用差动连接，所以取d0.7D35mm，再根据《机床液压传动》中的表4—6选取标准值 d=36mm。

3.1.4缸径、杆径取标准值后的有效工作面积：

无杆腔有效面积 A1活塞杆面积 A34D21963mm2 d21017mm2

4有杆腔有效面积 A2A1A3946mm2

3.2确定液压缸所需流量

6634.882/min Q快进AV3快1017104.8488210m/min6634.451L/min Q快退AV2快946104.8454110m/min Q2工进A1V2工进19631060.080.157L/min

6 Q1工进A1V1工进1963100.91.767L/min

3.3夹紧缸的有效面积、工作压力和流量确定

3.3.1确定夹紧缸的工作压力：

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根据最大夹紧力，由《液压传动》中的表11-2取工作压力P。 夹1.8MPa计算夹紧缸有效面积、缸径和杆径： 夹紧缸面积 A夹夹紧缸直径 D夹F夹P夹58006 32221061.8104A夹432221060.0641m64mm

取标准值 D夹63mm

活塞杆直径，一般取0.5D夹。

d夹0.5D夹31.5mm（不符合标准）取标准值d夹=32mm

3.3.2计算夹紧缸的流量：

30103Q夹A夹V夹32221096660109m30.097L/min

1s6根据上述计算数据，可估算液压缸在各个工作段中的压力、流量和功率，如下表所示：

表3.1液压缸各工作段压力、流量和功率

工况 推力 回油腔压力 进油腔压力输入流量输入功率计算式 F/N p2/MPa p1/MPa 夹紧 启动 加速 快进 恒速 5800 1289 908 644 q/Lmin1 P/KW 0 0 p2p1pp0.5MPa4.8 1.73 1.36 1.10 1．87 5.25 1.69 1.134 0.85 0.97 — — 4.882 12.272 9.442 — 0.02 Pp1q p1(FA2p)/(A1A2)— — 0.089 0.383 0.83 一工进 二工进 启动 快退 加速 恒速 20000 9533 1289 908 644 q(A1A2)V1 Pp1q p1(Fp2A2)/A1qAV12Pp1qp1(Fp2A2)/A2qA2V4Pp1q0.8 0.8 0 — 23.64 — — 0.33 0.3

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4 拟定液压系统图

4.1确定执行元件类型：

4.1.1工作缸：

根据组合机床特点和要求V快V退，所以选用无杆腔面积等于两倍的有杆腔面积的差动液压缸。

4.1.2夹紧缸：

由于结构上的原因和为了有较大的有效工作面积，也采用单杆活塞液压缸。

4.2换向方式确定

为了便于工作台在任意位置停止，使调整方便，所以采用三位换向阀；为了便于组成差动连接，应采用三位五通电液换向阀。阀的中位机能的选择对保证系统工作性能有很大作用，为了满足本专机工作位置的调整方便性和采用液压夹紧的具体情况，决定采用“Y”型中位机能。謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。

4.3调速方式的选择

在组合机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据洗削类专机工作时对低速性能和速度负载特性都有一定的要求，因此决定采用调速阀进行调整。为了便于实现压力控制，采用进油节流调速，同时为了满足低速进给时平稳性，以及避免出现前冲现象，在回路上设有背压阀。厦礴恳蹒骈時盡继價骚。

4.4快进转工进、一工进转二工进控制方式和终点转换控制方式的选择

为了保证转换平稳、可靠、精度高，采用行程阀控制快进转工进的控制和用压力开关控制一工进和二工进的转换。为了安全和机器平稳的工作，采用行程开关和加死挡块控制。茕桢广鳓鯡选块网羈泪。

4.5快速运动的实现和供油部分的设计

因为快进、快退和工进的速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用变量泵。

4.6夹紧回路的确定

由于夹紧回路的压力大于进给系统压力。为了防止夹紧系统的主压力下降，

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在夹紧系统串接个单向阀和蓄能器。

夹紧缸不用中间停留，故采用二位阀控制即可，这里采用二位五通电磁换向阀。为了实现夹紧后才能让工作台快进的顺序动作，和保证进给系统工作时夹紧系统压力始终不低于最小夹紧压力，所以在夹紧回路上安装个压力继电器实现顺序控制。当压力继电器动作时，工作台进给。根据上述分析，画出液压系统草图，如下图所示：鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。 放松夹紧

表4.1液压系统草图

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5 选择液压元件和确定辅助装置

5.1选择液压泵

5.1.1泵的工作压力的确定

泵的工作压力可根据系统的实际工况来选择，为了提高系统的可靠性，延长泵的使用寿命，一般在固定设备中液压系统的正常工作压力可选为泵额定压力的25%～75%。所以有：籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。 p泵1.5p工1.55.257.875MPa

还考虑到夹紧缸处的压力，因此取 p泵8.9MPa

5.1.2泵的流量的确定

快进、快退时泵的流量：

由于液压缸采用差动连接，而有杆腔有效面积A2小于活塞杆面积A3，故在速度相同的情况下，快退所需的流量小于快进所需的流量，所以按快进考虑。預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。 6Q快缸AV3快1017104.84.881Lmin

Q快泵KQ快缸1.14.8825.37L/min

一工进时泵的流量：

Q泵1KQ一工进1.11.7671.95L/min

二工进时泵的流量：

Q泵2KQ二工进1.10.1570.173L/min

5.1.3选择泵的类型

在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量和最小流量之比约为29，而快进、快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。 64060l1l44006013s t1vv144.810004.81000 t2l3140601006084.33s

v2v40.910000.081000l2t亦即2t6.5，根据组合机床具体情况，从产品样本上选用变量叶片泵

1YBP。排量10～63ml/r，压力6.3～10MPa，转速600～1500r/min。铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。 9 / 19

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5.2电动机的选择

P电机pPqpp6.35.37KW0.8055KW

600.7根据此数值按JB/T8680.1—1998，查阅电动机产品样本选取Y90S—6型电动机，其额定功率为Pn1.1KW，额定转速nn910r/min。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。

5.3选择阀类元件

阀的规格如下表所示：

表3各类阀可通过最大流量和实际工作压力选择

估计通序元件名称 号 L/min 1 2 泵 3 4 5 单向阀 单向阀 溢流阀 二位五通6 电磁换向阀 7 8 阀 9 10 器 11 单向阀 13 背压阀 压力继电— 6 蓄能器 液控顺序6 — 0.3 26 0.3 3 过滤器 变量叶片10～63 30 过流量额定流额定压量力MPa L/min 63 — 63 63 63 16 6.3 16 16 16 <0.02 — <0.2 <0.2 — XU-63X80-J YBP AF3-Ea10B AF3-Ea10B YF3-Ea10B 降MPa 额定压型号、规格 63 16 <0.5 25E-25B — 63 63 — 63 — 16 16 — 16 10 / 19

— — — — <0.2 NXQA-L2.5/10-H XF3-E10B YF3-E10B DP1-63 AF3-Ea10B 真诚为您提供优质参考资料，若有不当之处，请指正。

三位五通12 电液换向阀 13 14 单向阀 行程阀 24 41 63 63 0.07～15 调速阀1 1.1 50 0.07～16 调速阀2 12 50 16 0.5 QCI-63B 16 0.5 QCI-63B 16 16 <0.2 <0.3 AF3-Ea10B AXQF-E10B 50 80 16 <0.5 35DYF3Y-E10B 二位二通17 电磁阀 13 63 16 0.3 2WE10O10 压力继电18 器 — — — — DP1-63 二位二通19 手动换向阀 — — — — 2WMM10AB

5.4确定油管尺寸

5.4.1油管内径的确定

可按下式计算： dd---油管的内径 Q---油管的流量

4Q V泵的总流量为5.37L/min，但快速时，部分回油管流量可达12L/min，故按12L/min计算：V取4.8m/s贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。 11 / 19

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41210360 d0.0564m5.64mm

604取标准值d=6.3mm，壁厚为1mm的紫铜管。

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6 油箱的设计

6.1油箱容量的确定

中压系统中，油箱有效容积可按泵每分钟内公称流量的5～7倍来确定，即油箱的容积V=（5～7Q泵75.7340.11L 查《机械设计手册》得油箱的标准值为63L。坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。 6.2估算油箱的长、宽、高

设油箱的长、宽、高比值范围为1：1：1～3：2：1，则根据油箱的容量可算出油箱的长、宽、高分别为a=b =c=400mm,由于在选择油箱的容量时系数选的较大，在此就不在考虑油箱的壁厚，即油箱的壁厚包括在上面计算的长、宽、高中。蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。

6.3确定油箱壁厚

400L以下容量的油箱箱壁厚取3mm。箱底厚度应大于箱壁，取箱底厚度为6mm，箱盖厚度应为箱壁的3～4倍，取箱盖厚度为9mm。買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。

6.4确定液位计的安装尺寸

在设计液位计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和油箱的高度。油箱内的液面高度为油箱的80%，所以：綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。 H液面36080%288mm

选择液位计XYW—100，最大刻度与最小刻度之间为70mm。安装时，液位计的中心位置与上述的液面高度在同一水平面。驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。

6.5隔板的尺寸计算

隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定，主要计算隔板的高度。隔板的高度一般为油箱内液面高度的3/4。但是也要考虑到当油箱内的油液降到最低位置时，液压油也能流入到吸油腔，避免液压系统吸入空气。所以隔板的高度为猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。 H隔板2883510243mm

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回油腔一侧的隔板要考虑吸油腔快速吸油时，油箱底部的沉淀杂质不能流入吸油腔中，再此取隔板离油箱底的尺寸为130mm。锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。

6.6油箱其它附件的选择

油箱的其它附件可根据《中国机械设计大典》上选择。

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7 液压系统性能的验算

7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值

由于系统的管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式3—46估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局后，加上管路沿程损失即可，但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不考虑。压力损失的演算应按一个工作循环中的不同阶段分别进行。構氽頑黉碩饨荠龈话骛。 7.1.1工件夹紧阶段压力损失

夹紧时，油液经过单向阀4，二位五通电磁换向阀6，进入夹紧缸，再回到油箱。

220.240.24pV[0.20.5]MPa0.0000102MPa

6363此值太小，忽略不计。

7.1.2工作台快进时压力损失

滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上油液通过单向阀3，电液换向阀12，行程阀14，进入无杆腔；再经过电液换向阀12，单向阀11，行程阀14，进入无杆腔。輒峄陽檉簖疖網儂號泶。 22222840.340.312.3pV[0.20.50.30.2]MPa

63806363 0.28MPa

此值不大，不会使液控顺序阀开启，故能保证泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，有杆腔中的油液通过电液换向阀和单向阀流量都是12.3L/min。

22212.312.340.3pp2p1[0.50.20.3]MPa0.1422MPa8063637.1.3一次工进时压力损失

一工进时，油液在进油路上通过单向阀3，三位五通电液换向阀12，调速阀15，二位二通电磁阀17；油液在回油路上通过三位五通电液换向阀12，液

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控顺序阀8，背压阀9流回油箱。因此这时液压缸回油腔的压力p2为尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。 5.915.91p20.50.50.30.5053MPa

8063此值与原估计值相差不大，基本是相等，不要再重新计算。因此，背压阀8的调定压力应该大于0.51MPa。

227.1.4二次工进时压力损失

二工进时，油液在进油路上通过单向阀3，三位五通电液换向阀12，调速阀15，调速阀16，进入液压缸无杆腔；油液在回油路上通过三位五通电液换向阀12，液控顺序阀8，背压阀9流回油箱。因此这时液压缸回油腔的压力p2为识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。 0.470.47p20.50.50.30.5MPa

8063考虑到压力继电器的可靠动作需压差pe0.5MPa，故溢流阀的调定压力pP1A为

pP1A220.47p1p1pe3.510.50.50.54.51MPa

802又因为夹紧缸的压力p夹4.8MPa4.51MPa，所以溢流阀的调定压力

pP1A4.8MPa。

7.1.5快退时的压力损失

快退时，油液在进油路上通过单向阀3和电液换向阀的流量都是23.64L/min；油液在回油路上通过单向阀13和电液换向阀12的流量都是49.1 L/min，因此进油路上的总压降为：凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。 2223.6423.64 pV10.20.50.0718MPa

6380此值比较小，所以液压泵驱动电机的功率是足够的。 回油路上的总压降：

pV22249.149.10.20.50.31MPa

6380此值与表中的估计值相近，故不必再重算。

7.2油液温升验算

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在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大，所以，系统的发热和油液温升可用一个循环的情况来计算。恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。 快进时液压缸的有效功率为

P0Fv12894.80.103KW 36010泵的输出功率Pipq0.0890.127KW 0.7因此快进液压系统的发热量为

HiPiP00.1270.103KW0.024KW

同样的方法可求出快退时液压系统的发热量为

Hi0.420KW

一工进时液压缸的有效功率为

P0Fv75000.90.1125KW 36010泵的输出功率Pipq0.0890.1272KW 0.7因此一工进液压系统的发热量为

HiPiP00.12720.1125KW0.0147KW

二工进时液压缸的有效功率为

P0Fv95330.080.0127KW

60103泵的输出功率Pipq0.0830.119KW 0.7因此二工进液压系统的发热量为

HiPiP00.11860.0127KW0.106KW

总的发热量为Hi0.0240.4200.0150.1060.565KW 按《液压传动》的公式（11—2）求出油液温生近似值

T0.565103/32502C14024C

温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。

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结 论

经过对组合机床的液压系统的设计，上述设计结果可以实现该课题所给的要求，即组合机床在铣削加工零件时需要的动作循环。液压传动课程的设计，使我对液压系统有进一步的认识，进一步掌握了液压元件的工作原理和在所设计液压系统时对液压元件的选用。在设计过程中，对其它所学课程的知识加深和巩鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫。

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参考文献

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