华中科技大学机械学院液压系统课程设计专用双行程铣床机制0803班目录一、 设计内容 ......................................................... 2 二、 负载分析与计算 ................................................... 2 三、 液压系统原理图设计分析 ........................................... 4 1. 液压缸参数计算 ............................................... 5 2. 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 ......................... 8 3. 液压阀，过滤器，油管及油箱的选择 ............................. 9 4. 液压系统的验算 .............................................. 11 四、 PLC 控制系统设计 ................................................. 13 1. 各电磁铁动作顺序表 .......................................... 13 2. PLC 控制连接图 ............................................... 14 3. 继电器-接触器控制梯形图 ..................................... 15 4. PLC 控制梯形图 ............................................... 16 5. 指令语句表 .................................................. 17 六、 感受与收获 ...................................................... 18 参考资料 . (18)一、设计内容设计一专用双行程铣床。

工件安装在工作台上，工作台往复运动由液压系统实现。

双向铣削。

工件的定位和夹紧由液压实现，铣刀的进给由机械步进装置完成，每一个行程进刀一次。

要求机床的工作循环为：手工上料——按电钮——工件自动定位、夹紧——工作台往复运动铣削工件若干次——拧紧铣削——夹具松开——手工卸料（泵卸载）。

工作台往复运动速度（m/min ）v01/v02 （0.8~8）/(0.4~4)。

取快进、快退最快速度为16m/min 。

工作台往复运动的行程（100~270）mm ，最大行程定为500mm 。

定位缸的负载200N ，行程100mm ，动作时间1s ；夹紧的缸的负载2000N ，行程15mm ，动作时间1s 。

二、负载分析与计算取液压缸的机械效率m η为0.92。

计算液压缸驱动力0m F =F η（N ） 2-1根据公式2-1,计算液压缸驱动力得定位液压缸的驱动力为0F =2002170.92N = 得夹紧液压缸的驱动力为0F =200021740.92N = 切削负载（F 01/F 02）：13000/6500N ；工作台液压缸总负载m f a F=F +F +F 2-2m F 为工作负载，a F 为惯性负载，f F 为摩擦阻力负载m F =13000/6500N ，a F 不作考虑，f F 设动摩擦为2500N ，静摩擦为5000N 。

由公式2-1，工作台液压缸的工作推力快进、快退时外负载F=2500N ，启动加速是外负载F=5000N ，工作缸的外负载为图1 工作循环图根据上述计算结果各工作阶段所受的外负载，并画出负载循环图。

图2 速度循环图图3 负载循环图三、液压系统原理图设计分析（1） 确定供油方式：根据设计背景要求，供油方式采用限压式变量泵，变量泵选择用带压力反馈的限压式变量叶片泵。

（2） 调速方式的选择：调速阀调速。

（3） 速度换接方式的选择采用电磁阀的快慢速换接回路，特点是结构简单、调节行程比较方便，但速度换接的平稳性较差。

若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切速的速度换接回路。

（4） 夹紧回路的选择用二位四通阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应该用失电夹紧方式。

考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬间下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。

在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。

图4 液压系统原理图1. 液压缸参数计算（1）参考GB2348-80，铣床液压系统的工作压力选为5MPa 。

（2）由于要求工作台双向移动速度相等，快进，快退速度相等，故工作液压缸选用单缸双杆式。

夹紧和定位缸均选单缸单杆式。

（3）计算工作液压缸内径D 和活塞杆直径d ， 最大负载为16848N ，取背压2P 为0.5Mpa ，试取d/D =0.7。

将数据代入式得-29.6710m =⨯，根据液压缸内尺寸系列GB2348-80，液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm ，按d/D=0.7，取d=70mm 。

（4）计算夹紧缸和定位缸内径D 和活塞杆直径d 。

按工作要求的夹紧力由一个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2Mpa ，回油背压力为0.5Mpa ，取液压缸的机械效率m η为0.92。

取d/D=0.7代入下式得-2D=3.984x10m ，按液压缸内尺寸系列GB2348-80，和活塞杆直径系列GB2348-80，取夹紧液压缸的D 和d 分别为40mm 及28mm 。

取定位缸工作压力为2Mpa ，回油背压力为0.5Mpa ，取液压缸的机械效率m η为0.92。

取d/D=0.7代入式3-2，得-2D=1.260x10m ，取定位液压缸的D 和d 分别为12mm 及8mm 。

（5） 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，min min minq A =v 3-3 A>min A ，min q 是由产品样本查得的最小稳定流量0.05L/min 。

min v 0.4/min m =得A>21.25cm ，调速阀安装在回油路上，液压缸的有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，()222A=40.0354D d cm π-=，可见满足要求。

3）计算在各工作阶段液压缸所需要的流量2222Imax Imax 3.14q (D -d )v (10.7)8032.028L /min 44π==⨯-⨯=工进工进2222max max 3.14q (D -d )v (10.7)4016.014L /min 44π==⨯-⨯=工进Ⅱ工进Ⅱ， 223.140.1560q D v 0.4=1.130L /min 441π⨯==⨯⨯夹紧夹紧，223.14160q D v 0.12=0.678L /min 441π⨯==⨯⨯定位定位。

动时间为：快进1t ，工进一2t ，工进二3t ，快退4t 。

）图5 进油腔压力图图6 输入流量图图7 功率图2. 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1）泵的工作压力的确定。

由于油管有一定的压降，所以泵的工作压力为p 1p p p =+∆∑ 3-4p ∆∑取为0.5Mpa ，故p p =5.21Mpa 。

p p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。

另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力n p p (1.25~1.6)p ≥。

选取1.25p p =6.25Mpa 。

2）泵的流量确定。

液压泵的最大流量应为()p L max q K q ≥∑，L K 为泄漏系数，一般取为1.1~1.3，现取为L K =1.1。

p q =64.06x1.1=70.466L/min 。

3）选择液压泵的规格。

根据以上计算的p p 和p q 查阅《机械设计手册》，按照需求选用YBX-D50（V3）限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量50ml/min ，泵的额定压力为10Mpa ，电动机额定转速1450r/min ，流量为72.5L/min ，驱动功率10kW ，总效率10.72η=。

4）与液压泵匹配的电动机的选定。

泵的机械效率为10.72η=，电机的工况条件下，取机械效率为20.75η=。

电机所需功率为11112111212()p p Q p p p Q P ηηηη+∆+∆== 3-5快退和快进时，进油腔压力为 1.18Mpa ，其中1p ∆=0.5MPa 是进油路压力损失，2p ∆=0.5MPa 是压力继电器可靠动作需要的压力差，3333164.0610/60/ 1.0710/Q m s m s --=⨯=⨯，推出，14320P W =；Ⅰ工进时，电机所需功率，根据公式3-5，其中1p ∆=0.5MPa 是调速阀所需最小压力，2p ∆=0.5MPa 是压力继电器可靠动作需要的压力差，3333232.0310/60/0.53410/Q m s m s --=⨯=⨯，得，25647P W =；由以上计算可知，最大功率出现在Ⅰ工进阶段，P max =5647W ，则电动机的功率应为N p >5912W 。

据此查样本选用Y2-132M-4三相异步电动机，电动机额定功率为7.5Kw ，额定转速为1440/min r 。

3. 液压阀，过滤器，油管及油箱的选择1)液压阀及过滤器的选择根据液压系统的最高工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的最大流量，可选出这根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。

由于系统在液压缸工进速度最快时，流量最大，实际最大流量约为：max 64/min Q L =，则泵的流量为额定流量72.5/min L ，连接液压缸的进出油路油管的直径选择公称通径为20mm 。

所以，按产品样本标准JB827-66，JB/Z95-67，选用公称通径为20mm 的管件。

3)油箱容积的选择中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5~7倍，这里取6倍，即6r V Q =，其中r Q 为液压泵每分钟排出压力油的体积。

得，V=400L 。

4. 液压系统的验算(1 ) 系统压力损失验算由于系统的具体管路布置尚未清楚，整个回路的压力损失无法估算，仅只有阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定压力值时参考。

由于快进时的油液流量比快退时的流量大，所以其压力损失也就比快退时的大。

因此必须计算快进时进油路与回油路的压力损失。

假定液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，由手册查出此时油的运动粘度21.5 1.5st cm s ν==，，油的密度3900Kg m ρ=，液压元件采用集成块式的配置形式，Q 取64.06/min L ，即30.00107Q m =。