数控铣床夹紧装置液压系统设计设计

摘要作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济各领域得到了广泛的应用.与其他传动方式相比较，液压传动具有其独特的技术优势，其应用领域几乎囊括了国民经济各工业部门本文根据数控铣床的用途﹑特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计数控铣床的液压系统，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠本文通过对数控铣床的工况分析给出了对于一般夹紧装置分析的方法对于提高制造质量、实际生产具有一定的指导意义关键词现代机械；数控铣床；夹紧装置；液压系统设计ABSTRACTAsamodernmachineryequipmentrealizationtransmissionandcontrolofimportanttechnicalmeanshydraulictechnologyinthefieldofnationaleconomyhasbeenwidelyusedwithothertransmissionway.Comparedwithitsuniquehydraulictransmissiontechnologyadvantageitsapplicationfieldalmostincludethenationaleconomiceachindustrialsectors.ThisarticleaccordingtotheusagecharacteristicsandrequirementsofthepurposesofCNCmillingmachineusesthebasicprincipleofhydraulictransmissiondrawsupareasonablehydraulicsystemandundergoesthenecessarycalculationtodeterminetheparametersofhydraulicsystemwhichdeterminetochoosehydrauliccomponentsandsystemstructureofthespecification.ThehydraulicsystemofCNCmillingmachineisnewandoriginalbeautifulthedrivingforcesystemadoptshydraulicpressuresystemthatmakesthestructuresimpleandcompacttheactionquickandreliable.ThispaperanalyzedtheoperationconditionoftheCNCmillingmachineandgivestheanalysisforaverageclampingdevicetoimprovethemethodmanufacturingqualitytheactualproductionhascertaindirectivesignificanceKeywords Modernmachinery；CNCmillingmachine；Clampingdevice；Hydraulicsystemdesign目录TOC\o1-3\h\z\u摘要IABSTRACTII目录III1液压传动的发展状况以及优缺点

11.1国内液压传动的发展状况

11.2国外液压传动的发展状况

11.3液压传动的优缺点

11.

3.1液压传动有以下一些优点

11.

3.2液压传动的缺点22液压系统的设计

32.1设计要求

32.2工况分析

32.

2.1Ⅰ工位夹紧缸的负载计算

32.

2.2Ⅱ工位夹紧缸的负载计算

42.3液压系统主要参数的确定

62.

3.1系统工作压力的确定

62.4液压执行器主要结构参数的计算

72.

4.1Ⅰ工位夹紧缸主要结构参数的确定

72.

4.2Ⅱ工位夹紧缸主要结构参数的确定

82.

4.3液压缸工作循环中各阶段的各项参数83液压系统原理图的拟定和方案论证

103.1油路循环方式的分析和选择

103.2调速方案的分析和选择

103.3液压动力源的分析与选择

113.4液压回路的分析、选择与合成

123.5液压原理图的拟定与设计124液压元件的计算和选择

144.1液压泵的确定

144.2阀类的选择

174.

2.1选择依据

174.

2.2选择阀类元件应注意的问题

174.3液压附件的计算和选择

184.

3.1确定管件的尺寸

184.

3.2确定油箱容积195估算液压系统性能

215.1液压系统压力损失验算

215.2系统的发热和温升226结论25致谢26参考文献271液压传动的发展状况以及优缺点

1.1国内液压传动的发展状况近年来，我国液压气动密封行业坚持技术进步，加快新产品开发，取得良好成效，涌现出一批各具特色的高新技术产品北京机床所的直动式电液伺服阀、杭州精工液压机电公司的低噪声比例溢流阀（拥有专利）、宁波华液公司的电液比例压力流量阀（已申请专利），均为机电一体化的高新技术产品，并已投入批量生产，取得了较好的经济效益北京华德液压集团公司的恒功率变量柱塞泵，填补了国内大排量柱塞泵的空白，适用于冶金、锻压、矿山等大型成套设备的配套天津特精液压股份有限公司的三种齿轮泵，具有结构新颖、体积小、耐高压、噪声低、性能指标先进等特点榆次液压件有限公司的高性能组合齿轮泵，可广泛用于工程、冶金、矿山机械等领域另外，还有广东广液公司的高压高性能叶片泵、宁波永华公司的超高压软管总成、无锡气动技术研究所有限公司为各种自控设备配套的WPI新型气缸系列都是很有特色的新产品为应对我国飞速发展的经济形势，我国液压行业各企业加速科技创新，不断提升产品市场竞争力，一批优质产品成功地为国家重点工程和重点主机配套，取得较好的经济效益和社会效益

1.2国外液压传动的发展状况20世纪80年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感技术为液压技术与电子技术相结合创造了条件随着微电子、计算机技术的发展，出现了各种数字阀和数字泵，并出现了把单片机直接装在液压组件上的具有位置或力反馈的闭环控制液压元件及装置近年来，由于世界能源的紧缺，各国都把液压传动的节能问题作为液压技术发展的重要课题20世纪70年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感泵及低功率电磁铁等最近美国威克斯公司又研制成功用于功率匹配系统的CMX阀

1.3液压传动的优缺点工程机械广泛应用的传动方式主要有机械传动、电气传动、气压传动和液压传动它们各有优缺

1.

3.1液压传动有以下一些优点1）液压传动可在运行过程中方便地实现大范围的无级调速，调速范围可达10001液压传动装置可在极低的速度下输出很大的力，如果采用机械传动装置减速，其减速器结构往往十分庞大；2）在输出相同功率的情况下，液压传动装置的体积小、质量轻、结构紧凑、惯性小由于液压系统中的压力比电枢磁场中单位面积上的磁力大30倍～40倍，液压传动装置的体积和质量只占相同功率电动机的12%左右因此，液压传动易于实现快速启动、制动及频繁幻想，每分钟的换向次数可达500次（左右摆动）、1000次（往复移动）；3）液压传动易于实现自动化，特别是采用电液和气液传动时，可实现复杂的自动控制；4）液压装置易于实现过载保护当液压系统超负荷（或系统承受液压冲击）时，液压油可以经溢流阀排回油箱，系统得到过载保护；5）易于设计、制造液压元件已实现了标准化、系列化和通用化液压系统的设计、制造和使用都比较方便液压元件的排列布置也有很大的灵活性

1.

3.2液压传动的缺点1）不能保证严格的传动比着是由于液压介质的可压缩性和不可避免的泄露等因素引起的；2）系统工作时，对温度的变化较为敏感液压截至的粘性随温度变化而变化，从而使液压系统不易保证在高温和低温下都具有良好的工作稳定性；3）在液压传动中，能量需经过两次变换，且液压能在传递过程中有流量和压力的损失，所以系统能量损失较大，传动效率较低；4）元件的制造精度高、造价高，对其使用和维护提出了较高的要求；5）出现故障时，比较难于查找和排除，对维修人员的技术水平要求较高从液压传动的优缺点来看，优点大于缺点采用液压传动符合本次设计的工位夹紧装置的工作条件2液压系统的设计

2.1设计要求本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（装夹装置静动摩擦因数，）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为Ⅰ工位夹紧缸夹紧→Ⅰ工位夹紧缸松开→Ⅱ工位夹紧缸夹紧→Ⅱ工位夹紧缸松开机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数如表2-1所列表2-1机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数工况行程/mm速度时间/运动部件重力G/N负载/N启动、制动时间Ⅰ工位夹紧缸夹紧

350.

012245050000.053松开

0.035—1Ⅱ工位夹紧缸夹紧

250.

125150020000.

050.2松开

0.25—

0.

12.2工况分析

2.

2.1Ⅰ工位夹紧缸的负载计算惯性负载夹紧=2450/

9.81×

0.012/

0.05=59N松开=2450/

9.81×

0.035/

0.05=175N静摩擦负载=

0.2×（2450+0）=490N动摩擦负载=

0.1×（2450+0）=245N

2.

2.2Ⅱ工位夹紧缸的负载计算此处省略 NNNNNNNNNNNN字如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩

2.3液压系统主要参数的确定

2.

3.1系统工作压力的确定根据液压执行元件的负载表可以确定系统的最大负载数，在充分考虑系统所需的流量、性能等因素后，可参照表2-4或者2-5选择系统的工作压力表2-4按负载选择工作压力负载/kN55-1010-2020-3030-5050系统压力/MPa

0.8-

11.6-

22.5-33-44-55-7表2-5按主机类型选择系统工作压力主机类型设计压力/MPa机床精加工机床

0.8～2半精加工机床3～5龙门刨床2～8拉床8～10农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构10～16液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械20～32地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等25～100本设计根据主机类型是数控铣床，初步选择系统压力为4MPa为了防止夹紧时发生冲击，液压缸需保持一定回油背压参考表2-6液压执行器的背压力取

0.2表2-6液压执行器的背压力系统类型背压力MPa中低压系统简单系统和和一般轻栽节流调速系统

0.

20.5回油带背压阀调整压力一般为

0.

51.5回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时

0.5设补油泵的闭式系统

0.

81.5高压系统初算是可忽略不计

2.4液压执行器主要结构参数的计算

2.

4.1Ⅰ工位夹紧缸主要结构参数的确定本设计将Ⅰ工位夹紧缸的有杆腔作为主工作腔，则有公式（2－1）公式中——液压缸无杆腔的有效面积；——液压缸有杆腔的有效面积；——液压缸的最大负载力；——液压缸的机械效率（一般取

0.9-

0.97）本设计取

0.95；——液压缸工作腔压力；——系统的背压，本设计取

0.2Mpa当计算液压缸的结构参数时，还需确定活塞杆直径与液压缸内径的关系，以便在计算出液压缸内径D时，利用这一关系获得活塞杆的直径d通常是由液压缸的往返速比确定这一关系，即，按这一关系得到的d的计算公式入如下表表2-7根据往返速度比计算活塞杆直径d的公式往返速度比

1.

11.

21.

331.

461.612活塞杆直径d

0.3D

0.4D

0.5D

0.55D

0.62D

0.7D油缸的速比，可由机械设计手册查得本设计取=

1.33则由上表查得d=

0.5D得D=

49.9（mm）按GB/T2348-1980取标准值D=50（mm）又d=

0.5D，得d=25（mm），取标准值d=28（mm）则液压缸无杆腔实际有效面积为=

19.6有杆腔实际有效面积为=

13.

52.

4.2Ⅱ工位夹紧缸主要结构参数的确定Ⅱ工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式则有得D=

27.9（mm）按GB/T2348—1980取标准值D=32（mm）又d=

0.5D，得d=16（mm），取标准值d=20（mm）则液压缸无杆腔实际有效面积为=

8.04有杆腔实际有效面积为=

4.

892.

4.3液压缸工作循环中各阶段的各项参数根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所示表2-8Ⅰ工位夹紧缸工作循环个阶段的压力、流量和功率工作阶段计算公式负载/N回油腔压力/MPa工作腔压力/MPa输入流量Q输入功率/w启动490—

0.98——加速

3040.

20.53——夹紧

52450.

24.

380.

97270..96反向启动490—

0.40——加速

4200.

20.30——松开

2450.

20.

274.

11618.52表2-9Ⅱ工位夹紧缸工作循环各个阶段的压力、流量和功率工作阶段计算公式负载/N回油腔压力/MPa工作腔压力/MPa输入流量Q输入功率/w启动300—

0.39——加速

5320.

20.44——夹紧

21500.

23.

066.

03307.53反向启动300—

0.65——加速

9150.

20.85——松开

1500.

20.

654.

11679.463液压系统原理图的拟定和方案论证

3.1油路循环方式的分析和选择液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表表3-1开式系统和闭式系统的比较油液循环方式开式闭式散热条件较方便，但是油箱较大较复杂，需要用辅泵来换油冷却抗污染性较差，但可采用压力油箱或者油箱呼吸器来改善较好，但是油液过滤要求较高系统效率管路压力损失较大，用节流调速时效率低管路腰里损失较小，容积调速时效率较高限速制动形式用平衡阀进行能耗限速，用制动阀进行能耗制动，引起油液发热液压泵由电动机拖动时，限速及制动过程中拖动电能向电网输电，回收部分能量，即是再生限速和再生制动其他对泵的自吸性能要求高对主泵的自吸性能要求低油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件一般来说，凡是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统在本设计中，油泵向两个液压执行元件供油而且功率较小，整个系统的结构也比较简单，所以本设计采用开式系统

3.2调速方案的分析和选择调速方案对主机的性能起到决定性的作用相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合—容积节流调速   节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合    容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂    节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速    调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了    节流调速一般采用开式循环形式在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气容积调速大多采用闭式循环形式闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路其结构紧凑，但散热条件差考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，本设计决定采用节流调速

3.3液压动力源的分析与选择液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力    为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源油液的净化装置是液压源中不可缺少的一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施本设计采用节流调速，所以使用定量泵供油

3.4液压回路的分析、选择与合成1）选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全回路等2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全的要求，设置了背压回路，同时由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联动关系，所以设置了互不干扰回路3）合成系统选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统在合成液压系统时要注意以下几点防止油路间可能存在的相互干扰；系统应力求简单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统要安全可靠，力求控制油路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击；测压点分布合理等

3.5液压原理图的拟定与设计根据上述分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下1－油箱2－空气滤清器3－液位计4－吸油过滤器5－液压泵6－单向阀7－压力表开关8－压力表9－通道体10－叠加式溢流阀11－叠加式减压阀12－叠加式双单向节流阀13－电磁换向阀14－叠加式双液控单向阀15－压力继电器16－电动机图3-1液压系统的原理图Fig.4-1Hydraulicsystemdiagram4液压元件的计算和选择液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量选择元件时应尽量选择标准件

4.1液压泵的确定液压泵的最大工作压力=＋（4－1）其中——液压执行元件最大工作压力；——液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和初算时按经验数据选取管路简单，管中流速不大时，取＝

0.2Mpa～

0.5Mpa；管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取＝

0.5MPa～

1.5MPa由上述选取＝

0.5MPa，然后带入公式（4-1）计算得≥

4.38+

0.5＝

4.88MPa在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高20％－60％，所有最后算得的液压泵的额定压力应为

4.88×（1+

0.25）＝

6.1MPa表4-1液压泵的总效率液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率

0.65～

0.

900.70～

0.

850.55～

0.

850.80～

0.90液压泵的流量按下式计算＝K（4－2）式中K——考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取K＝

1.1～

1.3，——同时工作的执行元件的最大总流量（

4.1163=

12.348L/min）本设计取泄漏系数为

1.1，所以＝

1.1×

12.348＝

13.583L/min由液压元件产品样本查得CBN-E312齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求该泵的额定压力为16MPa，公称排量V＝12mL/rev，额定转速为1800r/min现取泵的容积效率＝

0.85，当选用转速n＝1400r/min的驱动电机时，泵的流量为＝Vn＝12mL/rev×

0.85×1400r/min×＝14L/min由前面的计算可知泵的最大功率出现在Ⅱ工位夹紧阶段，现取泵的总效率为＝

0.85，则＝＝＝840W选用电动机型号Y90S—4B5型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min，额定功率为

1.5kW电动机与泵之间采用连轴器联结根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础计算结果如下表所示表4-2Ⅰ工位夹紧缸的实际工况工作阶段流量/速度/时间/s无杆腔有杆腔夹紧＝==

1.41＝

0.972＝==

0.012==3松开===

4.67==

4.67×＝

3.21＝==

0.039=＝1表4-3Ⅱ工位夹紧缸的实际工况工作阶段流量/速度/时间/s无杆腔有杆腔夹紧＝

6.03＝==

3.67＝==

0.125==

0.2松开==14×＝

23.02==14＝==

0.48=＝

0.05上表中——油缸的工作腔面积；——油缸回油腔面积；——进油缸流量；——出油缸流量；——油缸的运动速度；——油缸的运动时间

4.2阀类的选择

4.

2.1选择依据选择依据为额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等

4.

2.2选择阀类元件应注意的问题1应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件；2阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求；3一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%；根据以上要求，现选定各类阀和组将的型号如表4-4所示表4-4各种液压元件的类型选择序号名称通过流量/L额定流量/额定压力/MPa额定压降/MPa型号规格1吸油过滤器1420——MF-022单向阀

1440250.1CIT-03-A13压力继电器——25—MJCS-02B-HH4压力表——0～10—W-2-1/2-100-A15压力表开关142110—GCT-026叠加式溢流阀

1435250.12MRF-02P-K1-207叠加式减压阀

1435250.2MPR-02P-K1-028叠加式单向阀

1435210.1MPC-02W-05-309二位四通换向阀

23.

0280250.2D5-02-3N2-D210叠加式单向节流阀

23.

0235210.15MTC-02W-K-I-2011二位四通换向阀

1480250.2D5-02-3N2-D212叠加式单向节流阀

1435210.15MTC-02W-K-I-2013空气滤清器————AB-116214液位计————LS-3”

4.3液压附件的计算和选择

4.

3.1确定管件的尺寸表4-5油管中的允许流速油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处允许速度（m/s）

0.5－

1.52．5－

51.5－

2.55－7表4-6安全系数管内最高工作压力77－

17.

517.5安全系数864由表4-2和4-3得知Ⅰ工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为

3.21L/min和

4.67L/min，Ⅱ工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为14L/min和

23.02L/min，按照表4-5的推荐值取油管内油液的允许流速为4m/min，按计算公式d＝（4－3）式中q——通过油管的最大流量；V——油管中允许流速；d——油管内径将数值代入公式（4-3）得Ⅰ工位夹紧液压缸＝＝

4.9mm＝＝

4.1mmⅡ工位夹紧液压缸＝＝

11.1mm＝＝

8.6mm根据JB827－66，同时考虑到制作方便，Ⅰ工位夹紧液压缸两根油管同时选用10×1（外径10mm，壁厚1mm）的10号冷拔无缝钢管Ⅱ工位夹紧液压缸两根油管同时选用14×1（外径14mm，壁厚1mm）的10号冷拔无缝钢管由机械设计手册查得管材的抗拉强度为412MPa，由表4-6取安全系数为8，按公式对管子的强度进行校核≥（4－4）式中p——管内最高工作压力；d——油管内径；n——安全系数；——管材抗拉强度；——油管壁厚将数值代入公式（4-4）得＝1mm≥=＝

0.5mm＝1mm≥=＝

0.7mm所以选的管子壁厚安全其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小

4.

3.2确定油箱容积油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体其形式有开式和闭式两种开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝开式油箱应用较多油箱设计要点1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%；2）吸箱管和回油管的间距应尽量大，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果隔板高度为液面高度的2/3～3/4吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍吸油管可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热；3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油；4）注油器上应装滤网；5）油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料油箱的容积可以按照下列经验公式进行计算V＝（4－5）式中V——油箱的有效容积/L；——液压泵的总额定流量/；——与系统压力有关的经验系数低压系统取=2～4，中压系统=5～7，高压系统取=10～12，对对于行走机械取或经常间断作业的设备，系数取较小值；对于安装空间允许的固定机械，或需藉助油箱顶盖安装液压泵及电动机和液压阀集成装置时，系数可适当取较大值本设计取=6，将数值代如公式（4-5）得V＝6×14＝84L5估算液压系统性能

5.1液压系统压力损失验算由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电磁换向阀，叠加式双单向节流阀，所以进油路上的压力损失为＝（5－1）=

0.0009MPa式中——总的压力损失；——各种阀的压降；——流经阀的设计流量；——阀的额定流量在油缸松开时，退油路上的压力损失为＝）＝

0.0097MPa由此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求因为Ⅱ工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的如下所示在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠加式双单项节流阀进油路上的压力损失为＝=

0.017MPa在油缸松开时，退油路上的压力损失为＝＝

0.2Mpa由此看出各种阀同样满足使用要求

5.2系统的发热和温升液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失都将转化为热量，是系统的油温升高，产生一系列不良的影响为此，必须对系统进行发热和温升计算，以便对系统温升进行控制可按下式估算系统的发热能量H＝（1－）（5－5）式中H——系统产生的热量；——液压泵的输入功率将数值代入公式（5-5）得H＝＝1264w表5-1各种机械允许油温液压设备类型正常工作温度/最高允许温度/数控机床30～5055～70一般机床30～5555～70机车车辆40～6070～80船舶30～6080～90冶金机械、液压机407～060～90工程机械、矿山机械50～8070～90液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般滤去不计当只考虑油箱散热时，其散热量可按下式计算＝KA（5－6）式中K——散热系数（），计算时可选用推荐值通风很差K＝8；通风良好K＝14－20；风扇冷却时，K＝20－25；用循环水冷却时，K＝110－175；A——油箱散热面积；——系统温升当系统产生的热量H等于其散发出去的热量时，系统达到平衡，此时＝H/KA当六面体油箱长、宽、高比例为111－123且液面高度是油箱高度的

0.8倍时，其散热面积的近似计算公式为A=

0.056所以可以导出＝（5－7）式中V——油箱的有效容量取散热系数K=15，将数值代入公式（5-7）得＝＝

67.6此温升超过了许用范围，＝30－50，增大油箱面积，取V＝8×14＝112L，并且取系数K=20，重新带入数值计算得＝＝

41.8所以满足了许用温升要求至此，系统校核完毕，从整个过程来看，此设计满足使用需求6结论在本次关于数控铣床两工位夹紧装置液压系统的毕业设计中，我通过查阅现有资料，应用液压传动的一般原理及液压系统的设计原理，进行了液压系统的功能原理设计、执行元件的选择、阀类元件的选型、集成块设计、密封及液压油的选择等工作通过对液压系统的性能计算和校核使系统符合最初设计，能够完成设计要求并在满足原有要求的情况下实现重量轻、体积小、成本低、效率高、结构简单、使用维护方便等的要求在设计过程当中，由于实践经验和知识水平的不足，关于设计计算、结构设计以及校核等方面都会有不完善之处在今后的工作学习中我会更加详尽的学习，提高设计的科学性和效率使之更加完善，符合实际工程机械的要求致谢本设计是在李实老师的悉心指导和严格要求下完成的在这期间老师给我提供了不少参考资料，在我设计遇到困难而无法继续做下去时老师给我耐心讲解，并且一讲就是几个小时老师广博的专业学识、严谨的治学态度以及执着的事业追求使我受益匪浅，他严紧的科学作风和实事求是的科学态度给我留下了深刻的印象在李老师艰辛教导下，经过这短短几个月时间，我不仅学到了丰富的专业设计知识和技巧，更重要的是使我学到了科学研究的方法和态度参考文献

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1.Analysisoftherequirementsofthecontrolsystemfromtheperspectiveoftheoperatorthemechanicalsystemefficiencystabilityandsafetyrequirements.

2.Analysisofcurrentcontrolsystemsandwhattheirproblemsare.

3.Analysisofthedifferentoptionsforthecontrolsystem:differenttypesofactuatorsdifferenttypesofcontrolstrategiesanddifferentwaysoforganizingcomponents.

4.Presentationofanewtypeofcontrolsystemwhichiscommerciallyimplementable.Asystemthatwillmeettheneedsofindustryinthenearfuture.

5.Analysisofmoreoptimizedsystemswithhigherperformancebetterefficiencymoreflexiblecontroletc.Thiswillbelesscommerciallyapplicablebutwillbeastartingpointformoreresearch.2SECTIONSOFTHETHESIS

2.1RequirementsAnalysisoftheControlSystemBeforestartingdetailedworkondevelopingnewcontrolsystemsitisimportanttoanalyzewhattheexactdemandsareonthecontrolsystem.Thecontrolsystemisinfluencedbymanyfactors.Forexample:themechanicalstructureitiscontrollingthehumanoperatorefficiencystabilityandindustryrequlations.Industryregulationsarethefirstrequirementsthathavetobeaddressed.Thingslikehoseruptureprotectionandrunawayloadprotectionmakealotofdemandsonthecontrolsystem.Afterregulationsstabilityisthenextmostimportantrequirement;withoutstabilitythecontrolsystemcan’tbeused.Oncestabilityhasbeenassuredtheperformancerequirementsofthecontrolsystemhavetobeset.Theyaredeterminedbythemechanicalstructureofthecraneandthehumanoperator.Themechanicalstructureofamobilehydrauliccraneisaverynecessarytokeepthespeedofthecontrolsystembelowthisnaturalfrequencyortodevelopacontrolsystemwhichcanincreasethisfrequency.Thehumanoperatoralsoimpossiblelimitsonthecontrolsystem.Ifthecontrolsystemistooslowortoofastthenitisimpossibleforahumanoperatortogiveitproperinputs.Andfinallyoncetherequlationshavebeenmetstabilityisassuredandtheperformanceisattherightlevelthepowerefficiencyofthecontrolsystemhastobeoptimized.

2.2AnalysisofCurrentControlSystemsBeforedesigninganewcontrolsystemitisgoodtoanalyzethecurrentcontrolsystemstofindoutwhattheirproblemsare.Currentcontrolsystemsaremainlyhydraulicandcansufferfromthreemainproblems:

1.Instability

2.Highcost

3.Inefficiency

2.

2.1InstabilityInstabilityisaseriousproblemasitcancauseinjurytohumanoperatorsordamagetoequipment.Whenasystembecomesunstableitusuallystartstooscillateviolently.Toavoidinstabilityincurrentsystemsthedesignerseithersacrificecertainfunctionswhicharedesirableoraddcomplexityandcost.ForexampleinthecraneshowninFigure1itwouldbedesirabletohavecontroloverthespeed.Butduetothesafetysystemthatcranesarerequiredtohavestandardspeedcontrolisnotstable.Toaddspeedcontrolrequiresamorecomplexandmoreexpensivemechanicalsystem.Theparametersofahydraulicsystemsuchastemperatureorloadforcealsoaffectstability.Asystemthatisstablewithonesetofparametersmightbeunstablewithanotherset.Toensurestabilityovertheentireoperatingrangeofthesystemperformancemustsometimesbesacrificedatoneoftheparameterrange.

2.

2.2HighcostCurrentsystemsarepurelyhydraulic-mechanicalsoiftheuserwantsacertainfunctiontheuserbuysacertainhydraulic-mechanicalcomponent.Becausemostuserhavedifferentrequirementstherearemanydifferentvariationsofthesamebasiccomponent.Thismeansthatmanyspecializedcomponentsmustbemanufacturedratherthanonestandardproduct.Thisdrivesupthecostofcomponents.

2.

2.3InefficiencyOneformofinefficiencyincurrentsystemsisduetothelinkbetweentheflowsofthetwoportsofthecylinder.Thisisbecausemostvalvesuseasinglespooltocontroltheflowinbothports.Becauseofthislinkitisimpossibletosetthepressurelevelsinthetwosidesofthecylinderindependently.Thereforetheoutletsidewilldevelopabackpressurewhichactsinoppositiontothedirectionoftravelwhichincreasesthepressurerequiredontheinletsidetomaintainmotion.Sincetheforcegeneratedbytheactuatorisproportionaltothepressuredifferencebetweenthetwosidestheactualpressuresinthecylinderdon’taffecttheactionofthecylinder.Forexampletheactionofthecylinderfor0psi/600psiwouldbethesameas1000psi/1600psi.Howeverinthesecondcasethepowersupplywouldhavetosupplymuchmorepower.Thisextrapoweriswasted.

2.3DifferentOptionsforControlSystemsCurrentcontrolsystemsusehydraulicactuatorswithdirectional/proportionalvalvestocontrolthemovement.Howevertherearemanydifferentoptionsforcontrollingacylinder.Optionsrangefromnewhighperformanceelectro-hydraulicvalvestoseparatemeterin/separatemeteroutSMISMOvalvestohydraulicbussystemstointelligentactuatorswithbuiltinpowersuppliestopumpbasedcontrolstrategies.Thesesystemsallhaveadvantagesanddisadvantageswhichneedtobeanalyzedifthemostoptimumsolutionistobechosen.

2.4NearFutureSolutionItisexpectedthatevenifitisproventhatacompletelynewsystemtopologyistheoptimumconfigurationthecranemanufacturersandcomponentmanufacturerswillnotacceptthenewtechnologyovernight.Thiswillmostlikelytaketimesoaninterimsolutionwillbedeveloped.ThissolutionwillbemadeupofmicrocomputercontrolledSeparateMeterIn/SeparateMeterOutSMISMOvalvesElfvingPalmberg1997;JanssonPalmberg1990;MattilaVirvalo

1997.SMISMOvalveswillmakeitpossibletoimplementnewcontrolstrategieswhicharemoreefficientandstable.Themicrocomputerwillmakeitpossibletointroduceflexibilitytovalves.Variantscanbeprogrammedinsoftware.Thiseliminatestheneedtomanufacturehundredsofdifferentvariants.Thecranemanufacturerwillbeabletochoosetheexactfunctionshewantsinhisvalvewhilethecomponentmanufacturerwillhavetomanufactureonlyonevalve.Thiswilllowerthecosteventhoughtheperformancewillhaveincreased.

2.5AnalysisofHigherPerformanceSolutionsThisanalysiswilldependontheresultsoftheanalysisofdifferenttopologies.Ifitisshownthatpumpbasedcontrolistobethewayofthefutureforexamplethenanalysiswillbeperformedinthisarea.Anotherareawhichwillalsobeexploredistoolpositioncontrol.3LABORATORYFACILITIESAsthefocusofthisthesisisondevelopingcontrolstrategiesthatcanbeimplementedoncommercialmachinerymuchemphasiswillbeplacedonexperimentalresults.Experimentalresultswillbeobtainedfromtwosystems.Thefirstasimpleonedegreeoffreedomcranewasdesignedasanexperimentalplatform.ThesecondisarealcranewhichwasdonatedtotheUniversitybyHojbjergMaskinfabrikHMFaDanishcranemanufacturer.RefertoFigure

1.Figure1ExperimentalSystemsinLaboratory.Left:OneDOFcranemodel.Right:RealMobileHydraulicCraneAstherearecurrentlynocommerciallyavailableseparatemeter-in/separatemeter-outvalvestwoseparatevalveswillbeusedinstead.AsamplecircuitofonecylinderisshowninFigure

2.ThecontrolalgorithmswhichcontrolthevalveswillbeprogrammedonaDigitalSignalProcessorDSP/Pentiumdualprocessorsystem.TheDSPwillrunthecontrolcodeandthePentiumwilldodiagnosticsandprovideagraphicaluserinterface.Figure2SeparateMeterIn/SeparateMeterOutSetup4CURRENTWORK

4.1FlowControlbyDirectActuationoftheSpoolMostflowcontrolvalvesonthemarkettodayworkwithapressurecompensatorAndersen;Ayers

1997.Thepressurecompensatorkeepsaconstantpressuredropacrossthemainspoolofthevalvewhichkeepstheflowconstant.Howevertheadditionofapressurecompensatormakesthevalvemorecomplicatedthanasimplesinglespoolvalve.AnotherwayofdoingflowcontrolistomeasurethepressuredropacrossthevalveandadjustthespoolpositiontoaccountforthisBacké;Feigel

1990.Thisisnotanewideabuthasnotbeenimplementedcommerciallybecauseofthehighcostofpressuretransducersandmicrocontrollers.Howeverwiththecurrentdropincostofmicrocontrollersandpressuretransducersthisideaisnowcommerciallyfeasible.TheconceptisverysimplespoolpositioniscalculatedfromtheBernoulliequationusingthepressuredropacrossthespoolandreferenceflow.Eventhoughthisisasimpleequationitisnoteasytoimplement.Theaccuracyoftheflowcontrolisdependentontheprecisionofthepositionsensorsandofthepressuretransducers.Noiseonthepressureorthepositionsignalscancausestabilityproblems.Filteringthenoiseintroducesdelaysinthecontrolwhichcanalsoaffectstability.InadditiontheBernoulliequationisnotfollowedexactlyovertheentireoperatingrangeofthevalvesoitmaybenecessarytostorethevalvecharacteristicsasadatatableordevelopamorecomplexequation.

4.2CylinderControlStrategyTocontrolahydrauliccylinderthestrategyhastobeabletohandlefourdifferentsituationsdependingonthedirectionsoftheloadandthevelocityofthecylinder.RefertoFigure

3.Figure3DifferentSituationsinCraneOperationThecontrolstrategiesthathaveappearedintheliteratureareusuallyquitecomplexanddependonmeasurementsofthecylinderpositionandvelocityElfvingPalmberg1997;Mattila;Virvalo

1997.Theyarealsobasedonrathercomplexcontrolalgorithms.ItisthegoalofthisthesistostartwithacontrolstrategywhichisbasedonsimplePIcontrollersandmakesnodemandsforpositionandvelocityofthecylinder.Theperformanceofthissystemwillbelowerthanacomplexcontrolstrategybutitmaybeeasiertoimplementcommerciallybecauseithasnoneedforspecialsensorsandiseasiertounderstandfortheaverageengineer.Anotherfeaturewhichneedstobeacknowledgedwhendesigningacontrolstrategyisthetypeofvalveused.Mobilehydraulicvalvesdemandlowleakageandsincemostmobilevalvesarespoolvalvestheyusuallyhavelargeoverlaps.Inadditiontomakethecostofthevalveacceptabletoindustrytheactuationstageonthespoolisusuallyquiteslow.Thiscombinationoflargeoverlapandslowactuationmakesithardtoimplementmanyofthestrategiesthathavebeenpresented.Pressurecontrolespeciallybecomesdifficultwhenthereisanoverlapandaslowactuator.Oneexampleofanewstrategywhichissimpleandrobustisdescribedasfollows.Flowcontrolisimplementedontheinletsideandpressurecontrolisimplementedontheoutletside.TheflowcontrolisbasedontheBernoulliequation.PressurecontrolisdonebyPIcontrollerwhichmaintainsalowconstantpressuretoincreasetheefficiencyandpreventcavitation.Toworkaroundlargeoverlapsandslowactuationstagethepressurecontrolleronlydoesmeteroutcontrol.Thismeansthatifthecontrollerwishestoraisethepressureitcan’taddflowtothecylinderitcanonlydecreasetheopeningofthemeteroutport.Thebenefitofthisisthattheonlytimethatthespoolhastocrossthezeropositioniswhentheoperatorwishestochangethedirectionofmotionofthecylinder.Forthecasewheretheloadforceandthevelocityareinthesamedirectionthisstrategyhastobemodified.Inthiscasethepressurereferenceofthepressurecontrollerattheoutletisincreasedtoavaluewhichopposestheloadforce.Thepressurereferenceisincreasedwhenitisnoticedthatthepressureoftheinletsideisdropping.ThepressurereferenceisalsocontrolledbyaPIcontroller.AschematicmodelofthecontrollersystemfortheloadloweringcaseisshowninFigure

4.AtthetimeofwritingthispapertheinitialexperimentaltestshadperformedontherealcraneshowninFigure

1.Stabilitywasnotachievedbecausethecraneisequippedwithaloadholdingvalve.Howevertheloadholdingvalvewillbereplacedwithapilotoperatedcheckvalvewhichshouldmakeitpossibletostabilizethesystem.Incurrentsystemstheloadholdingvalveservestwofunctionsloadholdingandrunawayloadprotection.DuetotheuseofaSMISMOvalvesetuptherunawayloadprotectionisbuiltintothecontrolstrategythereforetheonlyfunctionwhichisnecessaryfortheloadholdingvalvetoperformisloadholding.Apilotoperatedcheckvalvewillbeabletodothiswithoutaddingcomplexdynamicswhichupsetthestabilityofthesystem.Figure4ControllerStrategyforLoweringofLoad5CONCLUSIONEventhoughnotmuchexperimentalworkhasbeenfinishedagoodstarthasbeenmadeandinitialtestshavebeenpromising.Theoutlineofthethesishasbeendevelopedandorganizedinalogicalmanner.Theworkissplitintofivepartsrequirementsanalysisanalysisofcurrentsystemsanalysisofdifferenttopologiesdevelopmentofanearfuturesolutionanddevelopmentofamoreoptimumsolution.Attheendofthethesisthecontrolofmobilehydrauliccraneswillhavebeenimproved.6ACKNOWLEDGEMENTSThisprojectisbeingfundedinpartbyDanfossFluidPowerA/S.TheauthorwouldalsoliketothankHojbjergMaskinfabrikHMFA/Sforthedonationofthetestcrane.随车液压起重机的轨迹控制问题描述这项方案是根据如图1所示的多自由度随车液压起重机控制问题提出来的控制随车起重机要求操作人员技术相当高，它的操作机动范围很小如果可以让现代的起重机实现遥控控制的话，操作人员只需要控制他手中的遥控器就可以控制起重机把重物放在他要求的任何地方一个按钮控制一个自由度方向上的转动因此只需要让操作人员得到熟练的训练他就可以每次控制更多的按钮来实现多个自由度的转动图1所示为一台随车液压装载起重机部分液压系统控制图实例这项工程的目标是设计一台非熟练操作人员都能够控制的移动式液压起重机操作人员根据吊具总成的合成轨迹控制一根操纵杆这样不同的自由度就可以同时被控制多数随车液压起重机的结构就像图1所示的那样，大多数都是非常柔性化的，因此当受载时它们就会弯曲这样做可以使起重机吊重比最低事实上吊重顶端位置也是制约控制系统结构偏差的因素这种问题可以通过一个好的位置偏差补偿控制系统解决，这个系统还可以消除操作初期结构上发生的摆动继续使结构轨迹偏差补偿控制系统在起重机上进一步发展，起重机的装载能力将可以大大得到提高当这种在起重机里的摆动可以被控制系统抑制的方法能够得到充分证明，在一个长的期限里可能有一个降低动力学安全系数的机会这将使起重机生产商和用户节省一大笔费用方案内容现以一台如图2所示的HMF680-4型随车液压起重机来分析这些问题在这台起重机的不同位置安装了传感器来监视系统上的不同参数值，它们都是一些起重机上很重要的不同连接位置的压力、流量、应变参数值实验测试可以证实起重机性能，所以可以通过精确的模型来测试起重机的性能为了使所含盖的几个问题能够描述得更清楚，这些问题被简略的表述如下

1.分析系统要求说明书系统的执行标准分析已被完成基于系统的这种要求连同确保系统的执行的检验程序将被列入清单

2.机械子系统模型许多技术模型已经存在，因此这些部件包括研究明确的模型局部动力学的表达方法机械子系统的分析与局部模型偏差的详细分析相同这样做是为了使计算的有效性能够明确表达出来，同时使系统的动作在控制过程中能够十分精确基于这种非常有前景的用公式表示一个数学子系统模型的方法已经完成，它将从起重机试验台的实验结果中得到校验

3.液压子系统模型跟机械子系统建模一样，液压子系统模型由液压泵、不同的液压阀、激励源和液压导管组成然而，并不是这些都要建模，只是那些对系统动力学部件影响比较大的成分才建模液压子系统模型也需要用实验的方法来证明除此之外是否在对偏差进行补偿时，系统中用了比重比较大的电液比例控制阀都必须被分析，即对机械结构的摆动进行分析基于上述修正，对液压系统如果有必要都要做

4.分析和标准的解决反转运动结构起重机相对于底部有一个可以操作的特定空间，即吊具总成能达到的范围这是公认的起重机工作范围有的部位要通过不同的路线才可以达到因此有必要在这些区域确定最佳的运动结构有不同的参数标准，习惯上用起重机上总负荷的最小值，也就是在临界状态点的最小压力值为了做这个重要的结构压力分析，基于实现这个运算法则的控制系统将进一步得到发展

5.载荷判断方案的发展为了实现起重机结构偏转补偿，需要知道起重机承受的有效载荷因此，有必要进行不同的载荷在线可能情况分析，这样就可以判断哪一个传感器需要进行载荷复合鉴定基于这种鉴定方案分析，可以实现最终的运算法则

6.控制运算法则的发展基于这种机械液压子系统模型，一种吊具总成位置轨迹控制的控制规律将会得到发展这种控制规律可以保证系统按照吊臂顶的运动轨迹运行，并且系统在工作情况下保持稳定这包含在载荷判断和运动学最佳参数方案的分析中

7.控制系统的执行最后系统的控制规律已经通过仿真试验得出，应该实现通过处理器或者数据信号处理检验系统实物了，即测试起重机用这种测试方法将可以实现对系统制定测试，到测试结束的整个过程这种测试技术还可以对一些典型系统进行控制吊具总成图2测试起重机图片。