专用铣床液压系统设计论文
专用铣床液压系统设计论文【1】
【摘 要】通过设计液压传动系统，巩固和深化已学的理论知识，掌握液压系统系统设计计算的一般步骤和方法;正确合理地确定执行液压机构，运用基本回路组成满足基本性能要求的、高效的液压系统;熟悉并运用有关国家标准、设计手册和产品样本等技术资料。
【关键词】液压系统;铣床;设计
1 液压系统使用要求负载分析
1.1 使用要求
完成快进――工进――快退――停止的工作循环
1.2 负载分析
在负载分析中，先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。
因为工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样要考虑的力有：切削力、导轨摩擦力和惯性力。
导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Fs，动摩擦力为Fd，则
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ηm=0.93，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，如下表：
表1 液压缸各运动阶段负载表
根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出负载图(F-S)和速度图(V―L).
图1 负载曲线图
图2 速度曲线图
图3 工作循环图
2 液压系统方案设计
2.1 确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床，选用单作用叶片泵双泵供油，溢流阀作定压阀。
为防止铣削完毕时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.7MPa。
2.2 选用执行元件
因为系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进，快退速度相等，所以选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。
2.3 快速运动回路和速度换接回路
根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种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。
本设计采用电磁阀的速度换接回路，控制工件的快进和工进。
与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用二位二通电磁换向阀与单向阀来切断差动油路。
因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。
2.4 换向回路的选择
本系统对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，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。
2.5 组成液压系统绘原理图(图4)
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图4所示的液压系统图。
为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。
这样只需一个压力表即能观察各点压力。
图4 液压系统图
表2 液压系统中各电磁铁的动作顺序表
3 系统的参数计算
3.1 压缸参数计算
3.1.1 初选液压缸的工作压力
参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为P=50×105Pa。
3.1.2 确定液压缸的主要结构尺寸
本设计要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。
快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积A1=2A2。
为了防止在铣削完毕时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀，初选背压Pb=0.7MPa。
由各阶段的负载数据表可知工进阶段的负载F=82896.3N。
按此计算A1则
按GB/T2348-1993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。
圆整后得
按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min，因工进速度v=0.1m3/min，则
本设计方案的A1=201.06cm2>5cm2，满足最低要求.
3.1.3 计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率
根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可计算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按Pb=7×105Pa代入，快退时背压按Pb=5×105Pa代入计算公式和计算结果列于下表中。
表3
3.2 液压泵的参数计算
由上表可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失∑△P=5×105Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5×105Pa，则液压泵最高工作压力Pp≥Pj+∑△P=(44.9+5+5)×105Pa=54.9Pa。
因此泵的额定压力Pr≥1.25×54.9=68.6×105Pa。
由上表可知，工进时所需流量最小是2.01×6=12.06L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min ，则小流量泵的流量应为Q小≥(1.1×12.06+2.5)=15.77L/min或(1.1×2.01+2.5)=4.7L/min ，快进快退时液压缸所需的最大流量为qmax=53.02L/min，则泵的总流量为Q总=1.1×53.02=58.3L/min .即大流量泵的流量Q大≥Q总-Q小=58.3-4.7=53.6L/min。
根据计算所得泵的最小工作压力为Pr=68.6×105Pa，最大流量Q总=58.3L/min ，查手册选双联叶片泵的型号为YB-D63/16。
该泵的额定压力为10MPa，额定转速为1000r/min。
3.3 电动机的选择
系统为双泵供油系统，其中小泵的流量Q小= =0.27×10-3m3/s，大泵的流量Q大= =1.05×10-3m3/s。
差动快进、快退时两个泵同时向系统供油;工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。
下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。
3.3.1 差动快进
差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀2后与小泵汇合，然后经三位五通电磁换向阀3，二位二通电磁换向阀6进入液压缸大腔，大腔压力P1=7.05×105Pa，查手册可知，小泵的出口压力损失△P小=4.5×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失△P2=1.5×105Pa。
于是计算得小泵的出口压力P小=P1+△P小=11.55×105Pa，(总效率η1=0.5);大泵的出口压力P大=P小+△P2=13.05×105Pa ，(总效率η2=0.5)。
电动机的功率
3.3.2 工进
考虑到调速阀所需最小压力差△P1=5×105Pa。
压力继电器可靠动作需要压力差为△P2=5×105Pa。
因此工进时小泵的出口压力P小=Pj+△P1+△P2=(44.9+5+5)×105Pa。
而大泵的卸载压力取P大=2×105Pa。
(小泵的总效率η小=0.565，大泵的总效率η大=0.3)。
电动机的功率
3.3.3 快退
快退的压力分析与快进相同，分析可知：小泵的出口压力P小=15.05×105Pa，(小泵的总效率η小=0.5);大泵的出口压力P大=16.55×105Pa，(大泵的总效率η大=0.51)。
电动机的功率
综合比较，快退时所需功率最大。
可以查JB/T8680.2-1998 选用Y2-132M2-6三相异步电机，电动机额定功率为5.5kW，额定转速960r/min。
4 液压元件的选择
4.1 液压阀及过滤器的选择
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。
本例中所有阀的额定压力都为63×105Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25L/min，63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于下列表中。
过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用隙式过滤器，表中序号与系统原理图中的序号一致。
表4 液压元件明细表
4.2 油管的选择
根据选定的液压阀的连接口尺寸选择管道尺寸，液压缸的进、出油管按输入、输出的最大流量来计算。
由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内流量最大，实际流量为泵的额定流量的两倍为116L/min，则液压缸的进、出油管直径d按产品样本，选用内径为28外径为34的10号冷拔钢管。
4.3 油箱容积的确定
中低压系统的油箱容积一般取液压泵的额定流量的5～7倍，本设计取7倍，故油箱容积为
V=(7×58.3)=410L
【参考文献】
[1]许福玲.夜压与气压传动[M].北京：机械工业出版社，2001，08.
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[7]左键民，主编.夜压与气压传动[M].北京：机械工业出版社，2000，06.
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数控铣床液压平衡系统的优化【2】
摘 要：论文中介绍了液压平衡系统的技术特点，并以数控机床为例，介绍了在数控机床液压平衡系统的分类、典型液压平衡系统的工作原理及优化液压平衡系统的工作过程。
关键词：数控机床;液压平衡;电磁阀
引言
随着我国机械加工业的快速发展，机械零件加工的质量和效率越来越引起人们的重视，能源要求日益高涨，有效利用能源已成为行业最大目标。
在这其中，从机床降低自身消耗的角度进行研究能对提高其性能做出重大贡献。
液压系统是数控机床的重要组成部分，许多机床或机电设备的执行机构是沿垂直方向运动的，对于机床来说，如何使用液压平衡垂直运动部件的重量和压力系统的稳定工作一直是个需要认真考虑的问题。
1 机床平衡系统的分类
通常平衡的方法主要有三种：第一种是当垂直运动部件的重量较轻时，可采用直接加粗传动丝杠，加大电机扭矩的方法，但这样将使得传动丝杠始终承担着运动部件的重量，导致单面磨损加重，影响机床精度的保持性。
第二种是使用平衡重锤，使用重锤配重不仅增大体积、重量和占地空间，而且在立柱启动、停止和速度转换时，由于重锤的惯性，对主轴的运动速度和位移精度将会有很大的影响。
第三种是液压平衡法，它可以避免前面两种方法所出现的问题。
液压平衡回路的功能在于使液压执行元件在回油路上始终保持一定的背压力，用来平衡机构重力负载对液压执行元件的作用力，使之不会因自重作用而自行下滑，实现液压系统对机床设备动作的平稳、可靠控制。
对于标准的机床主轴平衡液压系统有着以下的三个要求：(1)为了保证主轴驱动的伺服电机的定位精度，主轴上下运动时的平衡油缸中的平衡力的差值越小越好。
(2)机床停机以后主轴在一段时间中需要保持一定的主轴平衡力，这样要求液压系统在停机以后油缸中依然可以保持一定时间的压力。
(3)主轴定位夹紧后，机床主轴仍然需要平衡力的保持，为了减少主轴丝杠的磨损，提高丝杠的使用寿命，平衡压力应控制在4bar左右的范围之内。
2 典型液压平衡系统原理分析
机床主轴平衡液压系统有多种配置形式，其中最常用的配置基本上由变量泵、溢流阀、减压阀和压力继电器组成。
在该系统中，主轴上升时变量泵排量为最大，变量泵为平衡油缸供油。
主轴下降时变量泵处于泄荷状态，主轴下降依靠平衡阀进行压力平衡。
主轴需要在任意位置停止并保持压力，此时的变量泵需要不断的以小排量为系统供油，以保证主轴停止状态依然可以保持有平衡力。
如图1所示。
主轴的上升与下降所需要的动力能耗，从物体能量守恒的原理看，主轴的重量上升是积蓄势能释放动能的过程，而主轴的下降是释放势能积蓄动能的过程。
所以整个过程中能量是不变的。
而这一过程中真正能力需要损失的应该是液压的泄漏量――液压的管路损失和机械(如油缸)的摩擦损失。
而所有这些损失相对于主轴的上升和下降的需要的保持主轴的平衡力不变的能量是微乎其微的。
主轴处于一个相对静止的位置，如果液压可以锁定，本身这一能耗是完全不必要提供的，也就不需要有任何能量的损耗。
3 液压平衡系统和夹紧系统的优化
基于以上的分析，在这套液压系统中不需要太多的能耗，主要的能耗也就是些压力损耗和摩擦，基于以上几点思考，为实现“零”能耗的机床主轴液压平衡系统和夹紧系统的优化，机床主轴液压平衡系统变为了图2显示的结果。
3.1 选用零泄漏截止阀
零泄漏是这个系统中最关键的问题。
从原理图中可以看到溢流阀和单向阀都很容易达到零泄漏的。
但是这个减压阀是一种常开式的压力阀，如果需要减压就需要将此阀处与开启状态。
同时从原理图中也可以看到减压阀是有泄漏油的，不论是内泄还是外泄，总归是存在的，这也是为什么主轴在保持状态依然需要液压动力油的一个主要原因。
元件全部选用截止式，溢流阀、换向阀和减压阀皆为截止式结构。
特别是截止式减压阀是基于锥面截止原理设计的，具有良好的零泄漏性能。
通过该阀可以确保压力油只在蓄能器和平衡油缸中传递，而无任何液压油的损耗。
3.2 选用可以频繁启停的浸油式电机泵站
该泵站基于节能的考虑使用的是变量柱塞泵为油源，在主轴上升时需要大流量供油时变量泵才将摆角置于最大位置，而在下降和主轴保持状态不需要大流量的将泵的排量变小。
现在这样的泵站也有使用变频电机的`，其目的就是在不需要大能耗的时候将能量减少到最小。
从节能的角度上看已经达到了节能的作用，但是如果需要真正达到“零”能耗，最直接的想法就是关掉电机。
但小排量的泵，再怎么变频，只要电机处于启动状态就一定会有能量的损耗，只有彻底将这个电机关掉才可以向“零”能耗迈进。
关掉电机，在需要的时候再将电机启动，这就需要电机具有良好的启停性能。
泵站选用浸油式电机泵站。
这里所说的“浸油式”是指不仅是柱塞泵浸于液压油中，而且电机也将浸于液压油中，这样一方面可以减少电机的发热，另一方面可以提高电机的启停性能，减少电机启停时产生的电流冲击。
3.3 选用较大的蓄能器
前面阐述的主轴在上下运动过程中能量理论上是没有变化的，而原液压系统中由于没有能量储存的元件，所以主轴下降时的势能通过溢流阀“泄荷”回油箱了，原系统中的蓄能器由于规格较小只起到了减震的作用，而没有起到蓄能的作用。
所以选择一个较大的蓄能器，既满足节能，又保持主轴的上升和下降时的平衡力差值不大。
根据机床主轴的重量、运动速度、油缸的缸径大小和油量变化的大小确定蓄能器的大小。
越大的蓄能器可以减少主轴上下运动的平衡差值。
但太大的蓄能器一方面增加安装空间和麻烦，同时泵站的油箱也需要加大，以增加补充的油的体积。
但是对于“零”能耗的极致液压系统中，每一滴液压油的使用都是在此需要考虑的，其实节能的基本方法就是细致计算，而不是粗放型计算。
所以既然想节能就需要在每一个细节上周全考虑。
在这个方面，此台液压系统的蓄能器选用16L的优质蓄能器就达到了非常良好的效果。
液压系统的供油压力，非常接近最高压力，能够充分利用蓄能器的有效输出体积，有利于提高系统的动态性能。
4 结束语
自从帕斯卡提出静压传递原理以来，液压技术已经发展了三百多年。
由于武器工业的发展，大大地促进了液压技术的发展，到了现在，随着制造业和材料科学的发展，以及其他行业对大功率应用场合的都切需求，更是极大地刺激和带动了液压行业的长足发展，在原有液压技术基础上将研发出更先进的液压元器件和设计理念。
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