1、銑床液壓系統的設計指導一、設計方法與步驟（一） 設計準備 可按設計步驟中的有關內容準備。（二）液壓系統的設計與計算1、分析工況及設計要求，繪制液壓系統草圖 機床工況由題可知，各液壓缸動作如下： 快進工進 快退 定位液壓缸 夾緊液壓缸 工作臺進給液壓缸夾 松緊 開定位拔銷 按設計要求，希望系統結構簡單，工作可靠，因為，系統的功率不會很大，且連續工作， 所以決定采用單個定量泵、非卸荷式供油系統，考慮到銑削時可能有負的負載力產生，故采 用回油節流調速的方法，為提高夾緊力的穩定性與可靠性，夾緊系統采用單向閥與蓄能器的 保壓回路，并且不用減壓閥，使夾緊油源壓力與系統的調整壓力一致，以減少液壓元件數 量，

2、簡化系統結構，定位液壓缸和夾緊液壓缸之間的動作次序采用單向順序閥來完成，并采 用壓力繼電器發訊啟動工作臺液壓缸工作，以簡化電氣發訊與控制系統，提高系統的可靠性。 綜上考慮，繪制出圖1所示的液壓傳動系統草圖。系統中采用Y型三位四通閥是為了使工作臺能在任意位置停留，并使換向平穩。二位四通閥在IDT失電時6Yt，使夾緊液壓缸處于夾緊狀態，其目的是為了增加安全可靠性，并可以延長電磁鐵的壽命。2、計算液壓缸的外負載F = FW +Fm+ Ff F 液壓缸的工作負載（N） FW 液壓缸軸線方向的外負載（N） Fm 運動部件的慣性力（N） Ff 動部件的摩擦力（N）（1）定位液壓缸： 已知負載力 F200N

3、（慣性力與摩擦力可以忽略不計）11（2）夾緊液壓缸： 巳知負載力 F4000N（慣性力與摩擦力可以忽略不計）（3）工作臺液壓缸： 有效負載力 FW=2000N（已知）， 慣性力Fm = ma = 3N （按等加速處理）。 摩擦力由液壓缸的密封阻力與滑臺運動時的摩擦力組成。當密封阻力按5有效作用力 估算時，總的摩擦阻力 Ff = 0.05FW +fG =120N ,故總負載力 F = FW +Fm+ Ff =2123N3、確定系統的工作壓力 因為夾緊液壓缸的作用力最大，所以可以按其工作負載來選定系統的壓力。 查設計手冊可以初定系統的壓力為0.81MPa，為使液壓缸體積緊湊，可以取系統壓力為Pl.

4、5MPa4、確定液壓缸的幾何參數 （1）定位液壓缸（內徑）D = 32mm查設計手冊確定D，由D粗選活塞桿直徑d。考慮到液壓缸的結構與制造的方便性，以及插銷的結構與尺寸等因素，可取D=32mm, d =16mm。（2）夾緊液壓缸 D = 63mm查設計手冊確定D，取D=63mm，d=32mm。（3）進給液壓缸因為采用雙出桿液壓缸，所以 D = ，按照工作壓力，可以選桿徑d= 0.3D，帶入上式，求得： D = 一般可取背壓P2=0.5Mpa（對低壓系統而言），代入上式求： D = 63mm 按設計手冊，取進給液壓缸系列化的標準尺寸：D=63mm，d=20mm 。 5、確定液壓泵規格和電動機功率

5、及型號（1）確定液壓泵規格（a）確定理論流量Q=Av Q 液壓缸流量 A 液壓缸有效工作面積 v 液壓缸工作速度定位液壓缸最大流量：0.48L/min 夾緊液壓缸最大流量：2.82L/min 因為有二個夾緊液壓缸同時工作，所以 Q2 = =5.64L/min 進給液壓缸最大流量： 16.8099L/min 0.0168 m3/min = 16.8 L/min （b）確定液壓泵流量： 由于定位、夾緊、進給液壓缸是分時工作的，所以其中某缸的最大流量即是系統的最大 理論供油流量。另外考慮到泄漏流量和溢流閥的溢流流量，可以取液壓泵流量為系統最大理 論流量的1.1I.3倍。現取1.2倍值計算，則有 Q泵

6、 = 1.2Q3 = 1.28kw 根據液壓系統的流量選取液壓泵。本系統選用低壓齒輪泵，CBB25為系統的供油泵。其額定流量為25Lmin，額定壓力為2.5MPa，額定轉速為24.17 r/s （1450 r/min）（2）確定電動機功率及型號：電動機功率 P 泵的最大工作壓力 Q 泵的額定流量 泵的總效率電動機功率1.3kW 按CBB*型齒輪泵技術規格，查得的驅動電機功率為1.3kW，或取功率略大一點的交 流電機。 現選取電動機型號為JO2224，額定功率為1.5kW，轉速為1450 r/min。6、確定各類控制閥及油管 系統工作壓力為1.5MPa，油泵額定最高壓力為2.5MPa，所以可以選

7、取額定壓力大于 或等于2.5MPa的各種元件，其流量按實際情況分別選取。 目前中低壓系統的液壓元件，多按6.3MPa系列的元件選取，所以可以選取： 溢流閥的型號為：Y25B；工作臺液壓缸換向閥型號為：34D25BY；快進二位二通電磁閥型號為：22D25B；調速閥型號為Q10B；背壓閥型號為B25B。 定位、夾緊系統的最大流量為2.8 L/min，所以可以選取： 單向閥型號為I10B；換向閥型號為24D10B；單向順序閥型號為XIB10B； 蓄能器供油量僅作定位夾緊系統在工作臺快進，工進與快退時補充泄漏和保持壓力之 用，其補油量極其有限，所以可以按容積最小的規格選取。現選取NXQ0.610I型膠

8、囊式蓄能器，當P=15%時，其有效補油體積為V=0.07L。 濾油器可選用型號為WU25×180J的網式濾油器，過濾精度為180m。 壓力表可選用Y60型量程6.3MPa的普通精度等級的量表。選用量程較高的壓力表可 以避免在系統有壓力沖擊時經常損壞，但量程選得過大會使觀察和調整的精度降低。 管道通徑與材料：閥類一經選定，管道的通徑基本上已經決定，這是標準化設計的一大 方便。只有在有特殊需要時才按管內平均流速的要求計算管道通徑。按標準：（1）通徑 25Lmin流量處，選用12通徑的管道；10Lmin流量處，選用8通徑的管道。 為便于安裝，可以采用紫銅管，擴口接頭安裝方式。（2）壁厚 按

9、強度公式有 其中，紫銅的=250ksfcm2 = 25MPa，為安全起見，取p = 2.5MPa來計算， 所以可以取12、壁厚 1 mm和8、壁厚0.8 mm的紫銅管。考慮到擴口處管子的強度，壁厚可以略有增加，一般按常用紫銅管的規格選取即可（對低壓系統而言），對高壓系統必須進行計算。7、確定油箱容量與結構 因為是低壓系統，油箱容積按經驗公式計算： 油箱容積V = (24)Q 現取V = 4Q = 4.27L 結構可以采用開式、分立、電動機垂直安置式標準油箱參閱設計手冊油箱及液壓泵裝置的設計部分。8、選擇液壓油 該系統為一般金屬切削機床液壓傳動，所以在環境溫度為-535'C之間時，一般可

10、 選用20號或30號機械油。冷天用20號機械油，熱天用30號機械油。 （三）液壓缸的結構設計 1、確定液壓缸的結構形式 液壓缸的結構形式是指它的類型、安裝方法、密封形式、緩沖結構，排氣等。 定位與夾緊液壓缸均采用單出桿、缸體固定形式，為減少缸體與活塞體積、簡化結構， 采用O形圈密封，由于行程很短，運動部件質量很小，速度也不大，不必考慮緩沖結構；排氣螺塞也可以由油管接頭采代替。 工作臺液壓缸采用裝配活塞，雙出桿、缸體固定形式。采用雙出桿可以使活塞桿在工作 時處于受拉伸應力狀態，有利于提高活塞桿的穩定性，并且可以減小活塞桿的直徑。活塞上 采用兩個O形密封圈；缸蓋上因為壓力不高，桿徑較小，所以采用一

11、個U形橡膠密封圈，夾緊液壓缸的防塵圈也是鑒于同樣原因安放的。缸蓋與缸體連接采用法蘭盤連接。 由于機床工作臺作直線進給運動，在運動方向上沒有嚴格的定位要求（這一點與一般鉆 削動力頭液壓缸的要求有所區別），不必采用緩沖結構。快退時可以采用電氣行程開關預先發訊，使三位四通換向閥切換至中位，工作臺停住，避免剛性沖擊；排氣也采用松開油管進油螺塞的方法進行，而不設專門的放氣螺塞。液壓缸的結構設計與計算主要確定工作臺液壓缸。2、液壓缸的長度及壁厚（1）液壓缸的長度 液壓缸的長度 = 活塞寬度+活塞行程+活塞桿密封長度+其他 活塞寬度：B = (0.6.0) DB = 0.8D = 0.8×63 =

12、 51mm 導向套滑動面長度：缸內徑D80mm，取(0.6.0) DA = (0.6.0) DA = 0.8D = 0.8×63 = 51mm 最小導向長度：HL/20+D/2 L 液壓缸最大工作行程 H50.5mm 為保證最小導向長度，在導向套與活塞之間加一20mm的隔套。液壓缸的長度L2030 D 液壓缸的長度L = 活塞寬度 + 液壓缸最大工作行程 + 隔套寬度 + 缸蓋占用部分=（50+3）+ 380 +（20+20）+ （20+20）= 513mm 考慮間隙取：L= 520 mm（2）液壓缸的壁厚 低壓系統的液壓缸多采用薄壁缸（m） PP 試驗壓力 （額定壓力Pn16Mpa

13、時，PP=Pn ×150%） 許用應力 （鋼取75Mpa）若計算后缸壁太薄可按結構要求適當加厚。=1.575mm考慮到液壓缸的結構要求取 = 5 mm （3）、液壓缸外徑D0 = D+2= 63+2×5 = 73 mm3、液壓缸蓋的厚度根據指導書，低壓系統液壓缸的厚度不需進行強度計算，只需根據液壓缸的結構設計滿足設計要求即可。考慮到液壓缸的聯接結構要求，及導向要求取液壓缸的厚度為51mm（四）液壓系統的驗算1、活塞桿的強度校核需對粗選的各液壓缸活塞桿直徑進行校核。 =20mm設計取d = 20 mm，強度足夠。2、液壓缸蓋連接螺栓的計算選擇設計選擇連接螺栓的個數Z = 6，

14、則不考慮預緊每個螺栓的工作載荷F1計算 F1 = F/Z螺栓的直徑d計算（按緊螺栓連接計算），工作時螺栓受到的載荷 Fq=1 殘余預緊力（11.5）F 按標準系列選擇螺栓 =8mm 取d = 8mm3、活塞與活塞桿聯接銷釘的計算銷釘的直徑： =5mm 取公稱直徑d = 5mm 的銷釘。4、計算液壓缸主要零件的強度和剛度定位、夾緊油缸的內徑和長度較小，一般可以按厚壁筒強度計算公式來估計必需的壁 厚。由公式 ，當額定壓力Pn6.3Mpa時，取鋼 = ， PP = Pn×150% = 2.5×150% = 3.75 Mpa將鋼，PP的值及定位、夾緊液壓缸的直徑D帶入計算公式，可得

15、： 從以上計算可以看出，對于小型低壓（D<100mm，Pn<2.5Mpa）液壓缸，按強度條件計算出來的缸壁厚度尺寸是很小的。因此在設計這類液壓缸時，可以先不計算而直接按機械 結構尺寸的需要（主要是缸體與缸蓋連接處的尺寸及考慮到缸筒剛度所需的基本厚度尺寸）直接設計制圖，然后進行強度校核。這樣做在一般的情況下，均可滿足強度要求。 5、執行元件輸出力或力矩及最低，最高速度的校核現選工作臺液壓缸最低要求速度為例進行校核。工作臺液壓缸有效作用面積 2800mm2。由產品樣本查得調速閥最小穩定流量為1170mm3s，如不考慮二位二通電磁閥內部的泄漏流量，工作臺液壓缸運動的最低速度為 而設計要求

16、的工作臺最低運動速度為0.035mmin，所以液壓缸最低運動速度能達到預定的要求。6、管路系統壓力損失的估算 由于定位、夾緊回路在夾緊后的流量幾乎為零，所以管路系統的壓力損失主要應在工作 臺液壓缸回路中進行估算。 為可靠起見，按快進時最大流量來估算壓力損失。即以Q3 = 16.81min來考慮（用泵的額定流量Q=25Lmin來考慮也可）。 總壓力損失 P=P沿+P局， 其中，P沿 管路中沿程阻力損失之和； P局管路中的局部阻力損失與各閥類元件的阻力損失之和（其中閥類元件在額定流量下的壓力損失可由產品說明書中查得）。一般，在簡單的低壓金屬切削機床（非高速運動機械）液壓系統中P值可按經驗取為（0.

17、10.3）Pn，（Pn為系統調整壓力）。7、壓力閥調整壓力的確定可取 Py = 1.1 Pn = 1.1×1.5 = 1.65MPa 由于系統壓力在初步設計時一般取為泵的額定壓力的5070，目的是為了延長泵的壽命，減小噪音，所以泵源總有一定的壓力能力儲備。系統的調整壓力可以在試車階段進步調節。 順序閥的控制壓力可以選擇為先動液壓缸最大起動壓力值的150200，而必須比 系統調整壓力低。順序閥的控制壓力可調為0.60.7Mpa。 壓力繼電器發訊時的壓力必須比系統額定壓力值稍小一些，這樣才能發出訊號來，壓力繼電器的發訊壓力可調為.41.5MPa8、系統熱平衡計算與油箱容積的驗算系統的發熱量可以由功能守恒、平均有效功率的概念出發簡捷求得。因為定 位、夾緊液壓缸消耗的功率很小，所以可以略去不計。工作臺液壓缸的每一工作階段輸出的功率及時間示于表中。工作臺液壓缸每一工作時段的輸出功率和時間 階段 時間名稱 功率 快進工進快退拆裝工件停留時間3.25（s）137（s）4.05（s）20（s）液壓缸輸出功率0.079（KW）0.0014（KW）0.079（KW）0（KW）液壓泵輸出功率0.087（KW）0.84（KW）0.087（KW）0.85（KW）系統總效率0.90.00170.90工作循環時間 = t快進+t工進+t 快退+ t裝拆=2.