双头专用车床液压系统设计说明书

液压传动课程设计

设计说明书

双头专用车床液压系统设计

《液压传动与气压传动》

起止日期： 2012 年 12月 10 日 至 2012年 12 月23日

学 生 姓 名 班 级 学 号 成 绩 指 导 教 师（签 字）

机械工程学院（部） 12年 12月 23日

摘 要

本文是关于双头车床液压系统设计过程的阐述。主要包括系统方案的确定、控制系统的设计几个方面的内容。双头车床加工时,由于零件较长,拟采用零件固定,刀具旋转和进给的加工方式,其加工动作循环方式是：快进→工进→快退→停止，同时要求各个车削头能单独调整。显而易见，采用双头车床能使原需多道工序的产品能一次切削完成，使工序简化，生产效益大大提高。且这种设计所产生的产品对成均匀，精度高。对于双头车床的动力执行部分，本设计采用液压伺服机构。液压伺服机构较其他机构有传动平稳、噪音小、驱动力大等优点，同时也存在漏油、爬行、体积大等缺点。 为了尽量避免液压系统的上述缺点，系统设计时用集成块来代替管路，在液压系统采用液压阀集成配置，可以显著减少管路联接和接头，降低系统的复杂性，增强现场添加和更改回路的柔性，具有结构紧凑、安装维护方便、泄漏少、振动小、利于实现典型液压系统的集成化和标准化等优点。

关键字：差动连接 背压 调速 电磁换向阀 快进 快退

目录

一、设计任务 ................................................................................................................................... 4

1、课程设计题目 ..................................................................................................................... 4 2、课程设计任务 ..................................................................................................................... 5 二、液压回路工况分析 ................................................................................................................... 6

1、导程摩擦阻力 ..................................................................................................................... 6 2、惯性力 ................................................................................................................................. 6 3、工作负载 ............................................................................................................................. 7 4、液压缸密封摩擦阻力 ......................................................................................................... 7 三、液压系统主要参数计算 ......................................................................................................... 10

1、预选系统设计压力 ........................................................................................................... 10 2、计算液压缸主要结构尺寸 ............................................................................................... 10 3、单个液压缸需求的最大流量 ........................................................................................... 12 4、其他工作阶段的压力、流量和功率 ............................................................................... 12 四、制定方案，拟定液压系统图 ................................................................................................. 13

1、制定液压回路方案 ........................................................................................................... 13 2、合成液压系统图 ............................................................................................................... 14 五、选择液压系统的元件和辅件 ................................................................................................. 16

1、液压泵的选择 ................................................................................................................... 16 2、控制元件的选择 ............................................................................................................... 17 六、验算液压系统性能 ................................................................................................................. 18

1、回路压力损失验算 ........................................................................................................... 18 2、油液温升验算 ................................................................................................................... 18 七、运用FLUIDSIM对液压回路进行仿真 ................................................................................ 19 八、编写液压系统的PLC控制程序并完成接线图 .................................................................... 19 九、参考文献 ................................................................................................................................. 20

一、设计任务

1、课程设计题目

某厂欲自行设计制造一台专用车床，用于压缩机连杆两端长轴颈的车削加工。根据加工工件尺寸较长的特点，拟采用的加工工艺方案为：工件固定，刀具旋转并进给。车床主要由床身[布有相互平行的V形导轨和平导轨各一条(见图1-1)]和左右两个车削动力头组成，其总体布局如图2-2所示。工件装夹于床身中部。两个的动力头，通过机械传动带动主轴及刀具旋转实现车床的主运动；进给运动要求采用液压缸实现，即在床身上安装两个液压缸，使其活塞杆与各动力头下部相连，通过液压缸往复运动驱动动力头实现车床的进给运动。车床加工工件时，车削动力头的进给工作循环为：快进→工进→快退→停止。已知：移动部件重约是G＝15kN；各车削动力头的最大切削进给抗力(轴向力)估值为＝12kN;主切削力(切向力)＝30kN。要求动力头的快速进、退速度相等，级调整范围为

=

＝1max＝5m／min=0.2;

；工进速度无

.导轨的静、动摩擦因数分别为=0.1。

(2)配置执行元件

根据车床的总体布局及技术要求，选择缸筒固定的单杆活塞缸作为驱动车削动力头实现进给运动的液压执行元件。 (3)工况分析

由于动力头的快速进退及工作进给阶段的速度已给定，不必进行运动分析。故仅对液压缸作动力分析，即通过分析计算，确定液压缸总的最大外负载。 液压缸的受力简图如图1-2所示。

图1-1 车床总体布局示意图

1，8一车削动力头；2，7一主轴；3，6一连杆轴颈； 4一夹具；5一工件(连杆)；9一导轨；10一床身

图1-2 车床液压缸受力分析计算

2、课程设计任务

（1）拟定液压系统原理图；（推荐软件CAXA2011，AUTOCAD机械工程师2010）； （2）运用FLUIDSIM对液压回路进行仿真； （3）选择液压系统的元件和辅件； （4）验算液压系统性能； （5）设计液压阀块和阀组；

（6）绘制下列图纸：(建议用UG/PROE/SOLIDWORKS完成) 液压系统原理图 A4 1张 液压站总装图 A3 1张

液压阀组图 A4 1张

（7）编写液压系统的PLC控制程序并完成接线图。 （8）编写设计说明书

二、液压回路工况分析

1、导程摩擦阻力

车床工进阶段的导轨受力见图2-2，取摩擦因数

d0.1，可算得动摩擦阻力

Ffd1为

Ffd1GFZ23dGFZ2sind23(1530)1020.1(1530)102

0.132N90sin2

图2-1 车床导轨受力分析简图

车床空载快速进退阶段启动时，导轨受静摩擦阻力

Ffs作用，区静摩擦因数

3s=0.2，算得

GGFfs2s2sins21510230.2151020.23621N

sin45加速阶段和恒速阶段的动摩擦阻力为

GGFfd22d2sind21510230.11510230.11811N

sin452、惯性力

取速度变化量1.2m/min0.02m/s，启动时间t0.2s。算得故惯性力

G15100.02Figt9.810.2153N

33、工作负载

液压缸拖动车削动力头进给时的工作负载为切削抗力

Fe，已知

Fe12kN。

4、液压缸密封摩擦阻力

作用于液压缸活塞上密封阻力

Fm，用下式估算

F式中取

m（1）Fe

cmcmcm-液压缸机械效率，

cm0.90~0.95。

0.90，算得启动时得静密封摩擦阻力

（1）（10.90）12101200N FmFe3cm恒速时的动密封摩擦阻力估取为静密封摩擦阻力的30%，即

Fmd30%Fms，即

Fmd30%Fms360N。

将上述计算过程综合后得到的各工作阶段的液压缸外负载结果列于表2-1和2-2，液压缸的

负载循环图、速度循环图见图2。

表2-1 车削动力头液压缸外负载计算结果 工况 启动 外负载F/N 计算公式 结果 4821 FFFFfd2fsFms 快进 加速 G gtFmdfd22324 恒速 工进

FFeFmd fd12171 17792 FFFFmd 表2-2 车削动力头液压缸外负载计算结果 工况 外负载F/N 计算公式 启动 结果 4821 FFFFfd2fsFms 快退 加速 GFmd gt2324 恒速 FFfd2Fmd 2171 F O t 快进 启动 减速 工进 制动 t 制动 反 向 启 动 快退 图2 液压缸的负载循环图、速度循环图

由表2-1和表2-2可以看出，最大负载出现在工进阶段 ，其最大值为

Fmax17792N.

三、液压系统主要参数计算

1、预选系统设计压力

本车床属于半精加工机床，负载最大时为慢速工进阶段，其他工况时载荷都不大，参考表3

－1

表3－1 按主机类型选择设计压力 主机类型 精加工机床 机床 半精加工机床 龙门刨床 拉床 农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构 液压机、大中型挖掘机、重型机械、起重运输机械 地址机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等

预选液压缸的设计压力

设计压力/MPa 0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～16 20～22 25～100 当压力超过32MPa时，称为超高压压力 说明 p3MPa1。

2、计算液压缸主要结构尺寸

为了满足动力头快速进退速度相等的要求并减小液压泵的流量，将缸的无杆腔作为主公作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积

A与A12应满足

A2A,即活塞杆直径d和液压缸内径D间应满足d=0.71D。

12为了提高动力头的工作平稳性，给液压缸设置一定回油背压。

表3－2 液压执行元件的背压力 系统类型 简单系统和一般轻载节流调速系统 中低压系统 回油带背压阀 回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时 设补油泵的闭式系统 高压系统

参考表表3－2，暂取背压0.3MPa，上已取液压缸机械效率无杆腔的有效面积

背压力/MPa 0..2～0.5 调整压力一般为0.5～1.5 0.5 0.8～1.5 初算时忽略不计 cm0.9，则可算得液压缸

A1Fcm(P1p)221779269.36104m20.30.9(3)1062

从而得液压缸内径

D4A1469.361040.094m94mm

按GB/T 2348-1993，将液压缸内径圆整为因

D100mm10cm。

A2A，故活塞杆直径为

12d0.71D0.7110071mm

按GB/T 2348-1993，将活塞杆直径圆整为则液压缸有效实际面积为

d70mm7cm.

A1A24D4221042278.50cm

2(Dd)4(107)40.04cm

2222AA1A238.46cm

由于动力头的最低工进速度很低，故需按

A1qminmin （式3-1）

对缸的结构尺寸进行检验：将调速阀的最小稳定流量

qmin50mL/min和活塞最小

进给速度

min0.02m/min2cm/min代入式3－1，算得

qminmin50225cm 2结果表明活塞面积可满足最低稳定速度的要求。 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力

p2必须大于无杆腔压力

p1，其差值估取

ppp210.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时p0；另外，

取快退时的回油压力损失为0.6MPa。

从而算得液压缸在工进阶段的实际工作压力

p1FcmpA212A17792640.31040.041060.902.67Pa2.67MPa 10478.510它正是系统工作循环中的最高压力。

3、单个液压缸需求的最大流量

液压缸最大流量发生在快退阶段，算得单个液压缸的最大流量

q为

1q1maxA2max40.0451020020cm23/min20.02L/min

4、其他工作阶段的压力、流量和功率

其他由下表可见，快退阶段工作时，输入功率最大，其值为 回油腔压力 工作腔压力 单缸输入流量 1P1max594W.

输入功率 1工作阶段 计算公式 负载 F/N p2/MPa p/MPa 1q/(L/min) P/W 19.23 369 启动 快加进 速 恒速 p1FcmAp24821 2324 2171 1.69 1.65 1.39 1.19 1.15 A1qAPpq11 p工进 1FcmpA2122AqA11117792 0.3 2.67 0.157~9.42 7~419 Ppq启动 快加退 速 恒速

p1FcmpA2214821 2324 0.6 1.34 1.82 AqA211P1pq 2171 0.6 1.78 20.02 594 四、制定方案，拟定液压系统图

1、制定液压回路方案

a． 调速方式与油源方案。考虑到切削进给传动功率不是很大，低速时稳定性要求较高；加

工期间负载变化较大，故采用限压式变量阀供油和调速阀联合的容积节流调速方案，且快进时液压缸差动链接，以满足系统高压小流量和低压大流量的工况特点，从而提高系统效率，实现节能，调速阀设置在进油路上，通过调节通流面积实现液压缸及其拖动的车削动力头的车削进给调速度大小；通过分别调整两个调速阀可使两个车削动力头获得较高同步精度。

b． 方向控制方案。由于系统流量不是太大，故选用三位五通“O”形中位机能的电磁换向

阀作主换向阀；本机床加工的轴颈长度尺寸无特殊精度要求，故采用行程控制即活动挡块压下电器行程开关，控制换向阀电磁铁的通断电来实现自动换向和速度换接。通过两个电磁铁换向阀的通断组合，可实现两个车削动力头的调节。在调整一个时，另一个应停止。

c． 速度换接方案。快进和和工进的速度换接由二位二通行程阀和远控顺序阀实现，以简化

油路，提高换接精度。工进时进右路和回油路的隔离采用单向阀实现。

d． 背压与安全保护。为了提高液压缸及其驱动的车削动力头的运动平稳性，在液压缸工进

时的回油路上设置一溢流阀，以使液压缸在一定的背压下运行。为了保证整个系统的安全，在泵出口并联一溢流阀，用于防止过载。

e． 辅助回路方案。在液压泵入口设置吸油过滤器，以保证油液的清洁度；在液压泵出口设

置压力表及多点压力表开关以便于个压力阀调压时的压力观测。

2、合成液压系统图

将上述各液压回路方案进行综合即可组成专用车床的液压系统原理图，图中附表是电磁铁及行程阀的状态表。

以左侧动力头及液压缸21为例说明其工作原理。

a． 快进 按下启动按钮，电磁铁1YA通电使换向阀13切换至左位。由于快进时负荷较小，

系统压力不高，故顺序阀9关闭，变量泵2输出最大流量。此时，液压缸21为差动连接，动力头快进。西戎的油液流动路线如下。

进油路：变量泵2→换向阀13（左位）→行程阀19（下位）→液压缸21无杆腔。

回油路：液压缸21有杆腔→换向阀13（左位）→单向阀11→行程阀19（下位）→液压缸21无杆腔。

b． 工进 当动力头快速前进到预定位置时，动力头侧面的活动挡块压下行程阀19，动力头

开始车削工件。此时系统压力升高，在顺序阀9打开的同时，限压式变量泵2自动减小其输出流量，以便与调速阀17的开口相适应。系统中油液流动路线如下。 进油路：变量泵2→换向阀13（左位）→调速阀17→液压缸21无杆腔。

回油路：液压缸21有杆腔→换向阀13（右位）→顺序阀9→溢流阀（背压阀）→油箱。 c． 快退 在动力头工作进给到预定位置触动行程开关SQ1时，给出动力头快退信号，电磁

铁1YA断电，2YA通电，换向阀13切换至右位，此时系统压力下降；变量泵2的流量又自动增大，动力头实现快退。系统中油液的流动路线如下。 进油路：变量泵2→换向阀13（右位）→液压缸21有杆腔。

回油路：变量缸21无杆腔→单向阀15→换向阀13（右位）→油箱。

d． 动力头原位停止 当动力头快退回到原位时，活动挡块压下终点行程开关SQ3，是电磁

铁1YA和2YA均断电，此时换向阀13操至中位，液压缸21两腔封闭，动力头停止运动，变量泵2实现高压小流量卸荷。

待卸下加工好的工件，装好待加工工件后，系统开始下一工作循环。

图4－1 专用车床液压系统CAD原理图

表4－1 专用车床液压系统电磁铁和行程阀状态表

工件 1YA 快进 工进 快退 ＋ ＋ — 2YA — — ＋ 电磁铁和行程阀状态 3YA — — ＋ 4YA ＋ ＋ — 行程阀19 下位 上位 上位 行程阀20 下位 上位 上位 等待 — — — — 下位 下位

五、选择液压系统的元件和辅件

1、液压泵的选择

由表可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即量较小，泵至缸间的进油路压力损失估取为

p12.67MPa，此时的输入流

p0.6MPa。则泵的最高工作压力

pp为

pq2maxp2.670.63.27MPa

在两车削头同时快退时，需要的总流量为

＝2q1max＝220.02L/min＝40.04L/min

取漏液系数k＝1.1，则液压泵的流量为

q＝kqP2max＝1.140.04＝44.044L/min

根据系统所需流量，拟初选限压式变量液压泵的转速为n=1450r/min，泵的容积效率

为 ＝0.88，可算得泵的排量参考值vVg1000qnvv100044.044＝＝34.52mL/r

14500.88根据以上计算结果查手册，选用规格相近的YBX-40B型限压式变量叶片泵，其额定压力为6.3MPa，排量为V=40mL/r,泵的额定转速为n＝1450r/min，容积效率取得泵的额定流量为

＝0.88，倒推算

vq＝Vn＝4014500.88＝51.04L/min

Pv与系统所需流量基本符合。

该系统选用变量泵，故应分别计算快速空载与工进速度最大时所需的功率，按两者中的较大值选取电机功率。

最大工进速度所需流量为

qmax4D2vmax461129.42L/min

32选取泵的总效率为0.8，则工进所需最大功率为

PW2pqpmax23.27109.4210600.81283W1.283kW

v由表可知，快速空载时，液压缸的总负载F=2324N，此时，液压泵的工作压力为

pp4Fpd2423247020.51.1MPa

空载快速时，液压泵所需的驱动功率为

P因为

W1pqpp1.11044.04410600.8631009W1.009kW

vPPww1，故应按最大工进速度时所需功率选取电机。

查设计手册，选用Y系列（IP44）中规格相近的Y90L-4-B5型立式三相异步电动机，其额定功率1.5kW，转速为1400r/min。用此转速驱动液压泵时，变量泵的实际输出流量分别为

n＝qq＝Vn＝4014000.88＝49.3L/min44.044L/mivp，仍能满足系统各工况对

流量的要求。

2、控制元件的选择

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如表所列。

表5－1 专用车床液压系统主要元件的型号规格 序号 名称 通过流量 额定流量 额定压力 /MPa /（L/min） /（L/min） 原始压力损失0.02 6.3 工作压力 /MPa — 型号 1 过滤器 49.3 63 XU-63×80J YBX-40B 2 限压式变量叶片泵 49.3 49.3 3.27 4 先导式溢流阀 49.3 63 6.3 YF3-10B 5 六点压力表开关 — — 6.3 测量范围0～40 2.5 K-6B 6 压力表 — Y-40 7、8 直动式溢流阀 5 10 0.3 P-B10B 9、10 远控顺序阀 5 6.3 3.27 XY-10B 11、12 单向阀 20.02 25 6.3 3.27 1-25B 13、14 三位五通电磁换向阀 45 25 6.3 3.27 35D-25B 15、16 单向阀 45 63 6.3 1-63B 17、18 调速阀 9.42 10 6.3 2.67 Q-10B 19、20 行程阀 19.46 100 6.3 2.67 22C-25BH

f． 液压辅件的计算与选择 本系统属于中压系统，故取经验系数5，得油箱容量为

VqP549.3246.5L

管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。所选择的过滤器、压力表及压力表开关的型号规格见表5－1

六、验算液压系统性能

1、回路压力损失验算

由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成的影响可以看出，供调定系统中某些压力值时参考。

2、油液温升验算

工进在整个工作循环中所占的实际比例达96%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来估算。 工进时液压缸的有效功率为P0Fv17792液压泵的输出功率为P=419W

由此算得液压系统单位时间的发热量为Q=P-P,此机床为一般机床，设0=63.16~413.07W 允许油液温升为T30℃,为使温升不超过允许的T值，由此计算油箱的最小有效容积

0.02~1.25.93~355.84W

60Vmin103.07Q3413m3，若实际采用的油箱的有效容积小于100.0511T3033此有效容积，则必须设置冷却器。比较数据知道此系统无需设置冷却器。

七、运用FLUIDSIM对液压回路进行仿真

八、编写液压系统的PLC控制程序并完成接线图

九、参考文献

［1］张利平. 液压站［M］.北京：化学工业出版社，2008

[2］董伟亮 .液压设计手册(软件版V1.0)［M］. 北京：机械工业出版社，2005

[3] 《机械设计手册》编委.机械设计手册:液压传动与控制［M］.北京：机械工业出版社，2007