摘要随着现代机械制造工业的快速发展，制造装备的改进显得尤为重要，尤其是金属切削设备的改造是提高生产力一项重要因素。

专用卧式铣床液压系统的设计，除了满足主机在动作和性能方面规定的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。

铣床液压系统的设计主要是根据已知的条件，来确定液压工作方案、液压流量、压力和液压泵及其它元件的设计。

通过对专用铣床进行改造实现液压夹紧和液压进给，使其在生产过程中据有降低成本、工作可靠平稳，易于实现过载保护等优点。

关键词:液压系统，液压夹紧，液压进给目录摘要 (1)1、明确液压系统的设计要求 (3)2、负载与运动分析 (4)3、负载图和速度图的绘制........................... 错误!未定义书签。

4、确定液压系统主要参数........................... 错误!未定义书签。

4.1确定液压缸工作压力 (7)4.2计算液压缸主要结构参数 (7)4.3绘制液压缸工况图............................. 错误!未定义书签。

5、液压系统方案设计 (9)5.1确定调速方式及供油形式 (9)5.2快速运动回路和速度换接方式的选择 (10)5.3换向回路的选择 (10)5.4调压和卸荷回路的选择 (10)5.5组成液压系统原理图 (11)5.6系统图的原理 (12)6、液压元件的选择 (14)6.1确定液压泵的规格和电动机功率 (14)6.2确定其它元件及辅件 (15)6.3主要零件强度校核 (17)7、液压系统性能验算 (19)7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 (19)7.2油液温升验算 (21)设计小结 (23)参考文献 (24)1 明确液压系统的设计要求设计一台专用卧式钻床的液压系统，要求液压系统完成“快进—工进—快退—停止”的工作循环。

已知：最大轴向钻削力为14000N，动力滑台自重为15000N，工作台快进行程为100mm，工进行程为50mm，快进、快退速度为5.5m/min，工进速度为51—990mm/min，加、减速时间为0.1s，动力滑台为平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。

2 负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。

因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。

在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。

（1）阻力负载f F阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。

导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为f F ，则 静摩擦阻力 N F 3000fs =动摩擦阻力 N F 1500fd =（2）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。

已知启动换向时间为0.05s ，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为5.5m/min ，因此惯性负载可表示为N t v F 140260/1.05.581.915000m m =•=∆∆⨯= 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率w η=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。

表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N ）3 负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a ）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度==31v v 5.5 m/min 、快进行程L1=100 mm 、工进行程L2=50 mm 、快退行程L3=150 mm ，工进速度=2v 51~990 mm/min 。

根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统,液压缸负载图(图1）和速度图（图2）如下所示：图1 液压缸F—L图图2 液压缸V—L图4 确定液压系统主要参数4.1确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17222 N 时宜取2.5MP 。

表2 按负载选择工作压力表3 各种机械常用的系统工作压力4.2计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。

通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。

这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积1A 是有杆腔工作面积2A 两倍的形式，即活塞杆直径d 与缸筒直径D 呈d = 0.707D 的关系。

因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为236211m 1089.65.210172222--⨯=⨯=-=p p FA则活塞直径为7.9341==πA D mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D ，因此活塞杆直径为d=0.707×92.3=66.3 mm ，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D =100mm ，活塞杆直径为d =70mm 。

此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：24221105.781.044m D A -⨯=⨯==ππ ()()2422222104007.01.044m d D A -⨯=-⨯=-=ππ根据计算出的液压缸的尺寸，参考文献执行元件背压的估计值，本系统的背压值估计可在0.6～0.8MPa 范围内选取，故暂定：工进时2p ＝0.8MPa ，快速运动时，2p ＝0.6MPa ，回油管路压力损失5510p Pa ∆=⨯液压缸在工作循环各阶段的工作压力。

即可按参考文献计算:进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。

表4 各工况下的主要参数值5 液压系统方案设计根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。

速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。

此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。

5.1确定调速方式及供油形式该组合机床工作时，要求低速运动平稳行性好，速度负载特性好。

由工况图可知，液压缸快进和工进时功率都较小，负载变化也较小，故宜采用调速阀的进油节流调速方式及开式循环系统。

为解决钻孔通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。

由表4可知，液压系统的工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，从提高系统效率和节省能源的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，而宜采用双泵或限压式变量泵供油方案。

双泵共有方式因结构简单、噪声小、寿命长、成本低、故被采用。

如图3所示。

图3 双泵供油油源5.2快速运动回路和速度换接方式的选择由于采用差动连接和双泵供油快速运动回路来实现快速运动，即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接；快退时，由双泵供油。

由于快进和工进之间速度需要换接，但对换接的位置精度要求不高，所以采用行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现速度的换接。

5.3换向回路的选择本系统会换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。

为了便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。

为提高换向的位置精度，采用死档铁和压力继电器的行程终点返程控制。

a.换向回路b.速度换接回路图4 换向和速度切换回路的选择5.4调压和卸荷回路的选择在双泵供油的油源回路中，没有溢流阀和顺序阀，实现系统压力的调节和大流量泵卸荷。

即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力有溢流阀调定；在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但因其功率损失小，故不需要再没卸荷回路。

5.5组成液压系统原理图选择基本回路后，按拟定液压系统图的几个注意点，可以组成一个完整的系统图。

图中为了使液压缸快进时实现差动连接，工进时主油路和回油路隔离，在系统中增设一个单向阀6及液控顺序阀7，在液压泵和电磁换向阀2的出口处，增设单向阀13，以免当液压系统较长时间不工作时，压力油流回油箱，形成真空。

为了过载保护或行程终了利用压力继电器14。

组合成液压系统图组合的液压系统原理图。

如图5所示。

图5 液压系统原理图1-双联叶片泵 2-三位五通电液阀 3-行程阀 4-调速阀 5、6、10、13-单向阀 7-顺序阀 8-背压阀 9-溢流阀 11-过滤器 12-压力表开关 14-压力继电器要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：快进→工进→快退→停止。

则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。

表中“+”号表示电磁铁通电；“—”号表示电磁铁断电。

表5 电磁铁的动作顺序表5.6系统图的原理1．快进快进如图5所示，按下启动按钮，电磁铁通电，由泵输出地压力油经单向阀10，到三位五通换向阀2的左侧，这时的主油路为：进油路：泵1 →单向阀10→三位五通换向阀2→行程阀3→液压缸右腔。

回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2→单向阀10→行程阀3→液压缸右腔。

由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。

2．工进快进终了时，行程阀得电，这时的主油路为：进油路：泵1 →单向阀10→三位五通换向阀2→调速阀4→液压缸右腔。

回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。

形成此时的原因是工进时进油压力大，油压把液控顺序阀7、背压阀8推开。

3．快退工进到达终点时，时间继电器发出信号，使三位五通换向阀2的右侧得电，形成换向油路，这时的主油路为：进油路：泵1 →单向阀10→三位五通换向阀2→液压缸左腔。

回油路：液压缸右腔→行程阀3→三位五通换向阀2→单向阀13→油箱。

4．停止当滑台退回到原位时，使三位五通换向阀右侧断电，换向阀处于中位，泵输出的油液被三位五通换向阀堵住，液压缸停止运动。

液压缸左侧的油液经单向阀13回到油箱，做到卸荷的作用。

6 液压元件的选择6.1确定液压泵的规格和电动机功率本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。

（1）计算液压泵的最大工作压力由表4可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.59Mpa,本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油路压力损失为MPa 5.0P1=∆∑。