缸体气缸孔镗削动力头设计

目 录摘 要 1关键词 11 前言 32 设计参数的选定 23 切削力的计算 44 选择电动机 45 传动方案设计 46 齿轮选择 57 轴设计 87.1 主动轴 87.1.1 主动轴的设计 87.1.2 选用键校核 117.2 从动轴 127.2.1 从动轴设计 127.2.2 选用校核键 148 联轴器选择 149 轴承选择 1410 箱体 1411 润滑与密封 1511.1 润滑 1511.2 密封 1512 液压系统设计 1612.1 负载分析 1612.2 负载图和速度图的绘制 1612.3 液压缸主要参数的确定 1712.4 液压系统图的拟定 1812.4.1 液压回路的选择 1812.4.2 液压元件的选择 1912.5 油液温升验算 2113 总结 22参考文献 22致 谢 错误！未定义书签。1缸体气缸孔镗削动力头设计摘 要：根据发动机缸体气缸孔的加工要求，首先确定组合镗床动力头的运动和动力参数，然后完成方案原理设计、分析以及机构的设计，最后完成进给运动控制系统的设计。结构设计中，主要是对多轴箱的设计，动力箱和滑台属于通用件，可根据设计的参数进行选取。进给运动由液压系统进行控制，完成工作加工过程中的快进、工进和快退的动作循环。从而通过控制滑台的运动完成对孔的镗削。 关键词：镗床；动力头；齿轮；主轴；液压控制2The Design of Boring Power Head for Cylinder Block Cylinder HoleAbstract: According to the requirements of processing for the engine block cylinder hole, firstly, the movement of the power boring machine and dynamic parameters should be decided; then the design of structure, the analysis and the design of plan principle are completed, and finally the design of the control system of sports is finished. In the design of Structure, it put emphasis on the design of the axis, power box and Slide belongs to the common parts, the parameters could be selected according to the design.Feed motion is controlled by the hydraulic system, and it would be finished the fast forward, normal speed and rewind operation cycle during the processing. Thus by controlling the slider movement is complete hole boring. Key words: Boring machine; Power head; Gear; Axis; Hydraulic control31 前言动力头也称动力刀座，指的是安装在动力刀塔上、可由伺服电机驱动的刀座。这种刀座一般应用在车铣复合机上，也有少数可应用在带动力刀塔的加工中心上。 伴随着加工件的日益复杂化、精度等级以及加工效率的提高，多轴向、高转速成为工具机必备的条件，除了加工中心机走向机能复合化外，车床方面已由早期的卧式车床开发出许多新的加工形态，例如双刀塔、立式车床、倒立车床、以及车铣复合机种，以顺应新时代加工方式的需求。其中车铣新概念复合机无疑是一项新技术结合的工具机杰作，最大的优点在于可轻易地在同一机台上做复杂零件的加工，可同时进行车削、钻孔、攻牙、端面切槽、侧面切槽、侧面铣削、角度钻孔、曲线铣削等等。藉由一台工具机即可完成一个零件的所有加工流程，大大降低上下料换机台加工的时间，以及减少人为公差的机会，达到“Do In One”的加工概念。在新世代车铣复合机中，不论是具分度的 C 轴头部、副主轴、Y 轴等，都必须搭配动力刀塔才能具备车铣复合的功能，因此一款功能性佳、精度高的 C 轴动力刀塔，将使新世代车铣复合机更臻完善。缸体气缸孔的加工是发动机加工的重要工序。加工完成后的孔必须满足一定的尺寸精度、形状精度、位置精度和表面粗糙度等要求。因此，在发动机大批量生产当中，为了保证气缸孔的精度和生产率，必须采取合适加工设备和工艺手段，本论文研究的题目是基于液压控制的发动机缸体气缸孔组合镗床动力头的设计，研究的意义在于保证孔相应的精度的同时，充分提高了劳动生产率、降低了成本。组合镗床与一般镗床相比，它具有设计制造方便，加工范围广，加工灵活性高和效率高的特点。在发动机缸体气缸孔的加工中，广泛采用组合镗床加工。动力头作为组合机床的关键部件，其性能直接决定机床的整体性能和加工零件的精度。因此，动力头的设计是组合机床设计中的最重要的环节 1。本设计对气缸孔的精镗工序，由主轴箱主轴带动镗杆对孔进行加工，一次性完成的过程。为了保证加工精度的要求，对动力头的各组成部分都有相应的要求。其中主轴的影响最为关键，主轴的径向跳动和轴向窜动将直接影响孔的圆度、平行度等精度的要求。进给圆度主要通过滑台实现。滑台分为液压滑台和机械滑台，液压滑台由液压系统控制实现进给运动，机械滑台是依靠电机通过机械传动来驱动滑台实现进给运动。不同的进给控制方式有各自的特点。本设计由液压滑台来实现进给，液压滑台由液压4系统驱动，实现工作过程中的快进、工进和快退的循环过程。2 设计参数的选定根据设计要求：气缸孔加工精度为 7 级，直径为 40mm，深度为 80mm。可知加工方式为精镗 2，查取文献 3知切削参数定为：进给量：f=0.2mm/r，背吃刀量：ap=0.3mm，切削速度：v=80m/min，刀具选择为硬质合金刀具。则机床转速为：n= = =636.7r/min 401v80（1）3 切削力的计算根据相关文献，利用指数参数来计算切削力及切削功率，即：Fc=9.81CFcapxFpfyFpvnFpKFp （2）=9.812700.30.20.75636.7-0.20.7535=57.7N式中 CFc工件材料和切削条件对切削力的影响系数；xFp背吃刀量 ap对切削力的影响系数；yFp进给量对切削力的影响系数。切削功率 Pc=Fcv=157.7240/60=0.23KW （3）效率 总 = 2 齿轮 4 轴承 2 联轴器 =0.8858 （4） 电动机功率 Pd= =0.52 KW80185.0c4 选择电动机根据转速和功率查表 4，选取 Y801-4 型电动机。表 1 Y801-4 型电动机性能参数Table 1 The performance parameter of Y801-4 motors5额定功率/KW 满载转速 r/min 额定转矩 最大转矩 质量/kg0.55 1390 2.4 2.3 175 传动方案设计传动装置总传动比 i=n 电机 /n 机床 =1390/636.7=2.2 （5）因为传动比较小，所以一级传动减速器就可以了。此种减速器稳定性相对较好，而且采用的齿轮和轴的数量也相对合理 5 。计算各传动装置的传动参数和动力参数1）各轴传递 轴 1 n1=nm=1390 r/min轴 2 n2=n1/i1 齿 =1390/2.2=636.7 r/min （6）2)各轴功率轴 1 P1=P0t 轴承 t 联 =5500.990.99=445.5W （7）轴 2 P2=P1t2 轴承 t 齿 =445.50.9920.97=428.7W （8）3）各轴转矩轴 1 T1=9549P1/n1=95490.4455/1390 （9）=3.06Nm轴 2 T2=9549P2/n2=95490.4287/636.7 （10）=6.43 Nm将计算结果整理并填入下表表 2 轴上的相关数据Table 2 The data of axis 转速 r/min 功率 W 转矩 Nm主动轴 1390 445.5 3.066从动轴 636.7 428.7 6.436 齿轮选择齿轮设计小齿轮转矩 T1已知 T1=3.06 Nm选材料，确定许用应力选材料 小齿轮：45 钢调质，平均齿面硬度 200HBS大齿轮：45 钢调质，平均齿面硬度 160HBS初选齿数 取小齿轮齿数 z1=17则大齿轮齿数 z2=iz=2.217=37.4 （11）取 z2=38齿数比 u=z2/z1=38/17=2.2 （12）齿面接触疲劳强度计算确定许用接触应力 H总工作时间，假设工作 10 年（每年工作 300 天） ，每天工作 8 个小时，则th=830010=24000h （13）计算应力循环次数N1=60n1jth=602825124000=4.07109 （14）N2=4.07109/2.2=1.85109 （15）取寿命系数 KHN1=0.9 KHN2=0.95取疲劳强度 Him1=320MPaHim1=190Mpa7取失效概率 1%，安全系数 S=1，d=1，Z E=190Mpa1/2H1= KHN1Him1/S=0.9320=288 Mpa （16）H2= KHNHim12/S=0.95580=180.5 Mpa （17）计算所需小齿轮直径 d12.32 =48.32mm td1312)(uTZedH（18）V= =3.52m/s 1064.n（19） 计算齿宽b= dd1t=148.32=48.32mm （20）计算齿宽齿高之比 b/h模数 mt=d1t/z1=48.32/17=2.84mm （21）齿高 h=2.25mt=2.252.84=6.39mm （22）b/h=48.32/6.39=7.56 （23）计算载荷系数根据 v=3.52m/s ，7 级精度，取载荷系数 Kv=1.18直齿轮 KH =KF =1取使用系数 KA=1非对称布置 KH =1.421由 b/h=7.55，K H =1.419，查图，K F =1.32故载荷系数 8K=KAKV KH KH =11.1811.421=1.677 （24）校正所算分度圆直径d1=dt =48.32 =49.17mm 3Kt3.167（25）计算模数m=d1/z1=49.17/17=2.89mm （26）按齿根弯曲强度设计 m321FsaYzdKT（27）确定各计算值小齿轮弯曲疲劳极限 FE1=370 Mpa大齿轮弯曲疲劳极限 FE2=320 Mpa取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.86KFN2=0.88取安全系数 S=1.4F1= KFN1FE1/S=0.86380/1.4=233.4 Mpa （28）F2= KFN2FE2/S=0.88320/1.4=201.1 Mpa （29）计算载荷系数 KK=KAKV KF KF =11.1811.32=1.56 （30）查取齿形系数9Yfa1=2.97 Yfa2=2.23查取应力校正系数Ysa1=1.52 Ysa2=1.76小齿轮 Yfa1 Ysa1/ F1=0.01951 （31）大齿轮 Yfa2 Ysa2/ F2=0.01952 （32）大齿轮数值大设计计算 m321FsaYzdKT（33）=2.16mm取就近圆整为标准值 m=3mmz1=d1/m=49.17/316 （34）z2=2.216=35.2，取 z2=35 （35）几何尺寸计算 d1=163=48mm （36）d2=353=105mm （37）中心距 a=(d1+d2)/2=(48+105)/2=76.5mm （38）齿轮宽度 b= dd1=148=48mm （39）取 B2=48mm B1=50mm7 轴设计107.1 主动轴7.1.1 主动轴的设计输入轴上功率 P1=445.5W ，转速 n1=1390r/min，转矩 T1=3.06Nm。作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1=23.06103/50=122.4 N （40）Fr=Fttan20o=44.5N （41）初定最小直径选择轴的材料为 45 钢调质，取 A0=112dmin=A0 =112 =7.67mm 31np3945.（42）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1-2，为了使所选的轴的直径 d1-2与联轴器孔径相适应，故所需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查表，取 KA=1.3，则Tca=KAT1=1.33.06103=3.98103 （43）查手册，选用 LT1 型弹性柱销联轴器 ，其公称转矩为 6.3 Nm，联轴器的孔径d1=9mm，故取 d1=9mm，半联轴器的长度 L=20mm，半联轴器与轴配合的縠孔长度L1=14mm。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度为满足半联轴器的轴向定位要求，1 轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=0.070.1d，故取 2 段的直径 d2=13mm，l=16mm。半联轴器与轴配合的縠孔长度L1=14mm。为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 l1长度比 L1略短，现取 l1=12mm。11初步选取滚动轴承，参照要求并根据 d3=16mm，初选型号 6003 的轴承，其尺寸为 Ddb=351710，基本额定动载荷 Cr=6.00kN，基本定载荷C0r=3.25kN， da=19.4mm， Da=32.6mm，故 d3=d8=17mm，轴段 7 的长度与轴承宽度相同，故取 l3=l8=21mm。取齿轮左端面与箱体内壁间有足够的间距，取 l4=30mm，为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段 4 的直径应根据 6003 的深沟球轴承的定位肩直径 da确定 d4 =21mm 轴段上齿轮的安装，为了便于齿轮的安装，d 5应略大于 d4，可取 d5=24mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧。轴段 5 的长度 l5 应比齿轮縠孔略短，已知齿宽 b1=50mm，故取 l5=48mm，齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段 6 的直径。轴肩高度 h=0.070.1d，取 d6=28mm，l 6=1.2h，故取 h=5mm。为减少应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段 7 的直径根据 6003 的深沟球轴承的定位肩直径 da确定。 d7=21mm，l 7=12mm取齿轮齿宽中间为作用点，则可以得到 L1=38mmm，L 2=64mm，L 3=50mml1 l2 l3 l4 l5 l6 l7 l8图 1 主动轴简图Figure 1 The driving shaft画空间受力图12图 2 空间受力简图Figure 2 The diagram of force in space轴向受力 Ft=122.4N轴承反力 F AV114+Ft50=0 （44）FAV=53.7NFBV=FtF AV=122.453.7=68.7N （45）水平面受力 Fr=44.5N轴承反力 FAH114F r50=0 （46）FAH=19.5NFBH=FrF AH=44.519.5=25N （47） 13计算弯矩并作弯矩图MH=FAH64=1248 Nmm （48）MV=FAV64=3436.8 Nmm （49）M= 3656.4 Nmm （50）图 3 弯矩简图Figure 3 The bending diagram7.1.2 选用键校核键连接 联轴器：选用圆头平键（C）bh=33 L=6齿 轮：选普通平键（A）bh=87 L=35mmp=4T 1/dbl =43.06/(4936109)=75.6Mpa 14（51）查表 得 p=100120 Mpa p p 键校核安全齿轮： k=0.5h=4 l=Lb=3510=25 p=4T1/kd5l=43.06/(24425109)=51Mpa （52）查表 得 p=100120 Mpa p p 键校核安全按弯矩合成应力校核轴的强度取 =0.6 轴计算应力Ca= /w=26.3 Mpa )(12aTM（53）查表 -1=60 Mpa Ca -1 轴校核安全校核轴承 A 和计算寿命取 X=0.56，相对轴向载荷 Fa/CO=504.77/7880=0.0641，在表中介于0.0400.070 之间，对应的 e 值为 0.240.27 之间，对应 Y 值为 1.81.6，用插值法X=0.56 Y=1.782取 fp=1.2，则 A 轴承的当量动载荷PA=fp(XFAR+YFAA)=1237.3NCr 校核安全 （54）该轴承寿命 LAH= 67910h 合格同理校核轴承 B，也合格。7.2 从动轴7.2.1 从动轴设计输出轴上功率 P2=428.7W ，转速 n2=636.7r/min，转矩 T2=6.43Nm。作用在齿轮上的力Ft=2T2/d2=26.43104/105=122.5 N （55）Fr=Fttan20o=44.6N （56）15初定最小直径选择轴的材料为 45 钢调质，取 A0=112dmin=A0 =112 =9.8mm 32np 37.64280（57）d1=10mm拟定轴的结构和尺寸根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段 2 和轴段 7 用来安装轴承，根据 d1=10mm，初选型号 6302 的轴承，其尺寸为 Ddb=421513，基本额定动载荷 Cr=11.5kN，基本定载荷C0r=5.42kN， da=21mm， Da=36mm，故 d2=18mm， l2=16mm，轴段 1 和 6 的长度与轴承宽度相同，故取 l1=l6=15mm。 为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段 3 和 6 的直径应根据 6301 的深沟球轴承的定位肩直径 da 确定 即 d3=d6=da=18mm,取 l6=20mm轴段 5 上安装低速级齿轮，为了便于齿轮的安装，d 5应略大于 d6，可取d5=22mm。齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧。轴段 5的长度 l5 应比齿轮縠孔略短，已知齿宽 b2=48mm，故取 l5=46mm，齿轮左端用轴肩固定，由此可确定轴段 4 的直径。轴肩高度 h=0.070.1d，取 d4=26mm，l 4=1.2h，故取 l4=5mm。取齿轮右端面与箱体内壁间有足够间距，取 l3=45mm，为末端连接方便l7=20mm。l1 l2 l3 l4 l5 l6 l716图 4 从动轴简图Figure 4 The driven shaft.受力分析轴向受力 Ft=122.5N轴承反力 F AV134+Ft39=0 （58）FAV=35.7NFBV=FtF AV=122.535.7=86.8N （59）水平面受力 Fr=44.6N轴承反力 FAH134F r39=0 （60）FAH=13NFBH=FrF AH=31.6N （61）水平和垂直平面弯矩MH=FAH95=1235Nmm （62）MV=FAV95=3391.5 Nmm （63）17M= 3609.5 Nmm按弯矩合成应力校核轴的强度取 =0.6 轴计算应力= /w=26.7 Mpa )(12aTM（64）查表 -1=60 Mpa Ca -1 轴校核安全7.2.2 选用校核键低速级大齿轮的键选用圆头平键（A）bh=66 L=38mmk=0.5h=5.5 l=Lb=386=32mmp=4T2/kd5l=83.3Mpa （65）查表 得 p=100120 Mpa p p 键校核安全校核轴承 A 和计算寿命取 X=0.54 Y=1.766取 fp=1.2，则 A 轴承的当量动载荷PA=fp(XFAR+YFAA)=3726.4NCr 校核安全 （66）该轴承寿命 LAH= 58977h 合格同理校核轴承 B，也合格。8 联轴器选择选用 LT1 型弹性柱销联轴器一支选用 LT2 型弹性柱销联轴器一支9 轴承选择选用 6003 型滚动轴承一对选用 6302 型滚动轴承一对10 箱体加速器箱体起着支持和紧固轴系零件，保证轴系运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。故箱体采用剖分式结构，剖分面一般通过轴心线。18减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合 6。67fH（1）机体有足够的刚度在机体边加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度；（2）考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 21mm,为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 ；3.6（3）机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=3-5。机体外型简单，拔模方便；（4）对附件设计1 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M7 紧固；2 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封；3 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出；4 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡；5 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹；6 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度；7 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。11 润滑与密封11.1 润滑齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度 v12m/s 时，圆柱齿轮浸入油的深度约为19一个齿高，三分之一齿轮的半径，大齿轮的齿顶到油面的距离3060mm。轴承采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的 1/31/3,采用稠度较小的润滑脂。11.2 密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。高低速轴密封圈为：唇形密封圈（FB 型）GB/T9877.1-1998.12 液压系统设计设计的镗床动力头使用液压系统控制，以实现“快进工进快退停止”的工作循环。已知：要加工一个直径为 40mm，深度为 80mm 的气缸孔，刀具为硬质合金刀具。所以设计最大工进行程为 120mm，最大快进行程为 320mm，快进速度 v1=8m/min，工进速度为 v2。12.1 负载分析工作负载：镗刀镗孔时的轴向切削力：F c=57.7N重力估算：F G=1000N惯性负载：F m=m =100 =66.7N tv 2.068（67）阻力负载：静摩擦阻力：F fs=0.2980=196N （68）动摩擦阻力：F fd=0.1980=98N （69）液压缸在各个工作阶段的负载值表 3 工作负载表Table 3 The table of load工况 负载组成 负载值 F 推力 F/起动 F=Ffs 196 211加速 F=FfdF m 165 183快进 F=Ffd 98 109工进 F=FfdF t 209 23220快退 F=Ffd 49 541、 液压缸的机械效率取 m=0.9；2、 不考虑动滑台上颠覆力矩的作用。12.2 负载图和速度图的绘制负载图按上面的数据绘制，如图所示。速度图按已知数据 v1=v3=8.0m/min，快进行程 l1=180mm，工进行程 l2=90mm，快退行程 l3=l1l 2=18090=270mm 和工进速度v2等绘制。其中 v2由主轴转速及每转进给量求出，即 v2=0.210-3m/r626.7r/min=0.12m/min图 5 负载与速度图Figure 5 The figure of load and speed12.3 液压缸主要参数的确定由表可知，组合机床液压系统在最大负载约为 250N，故宜取 P1=0.6MPa。鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单杆式的，并在快进是做差动连接 7。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积 A1应为有杆腔 A2的两倍，即活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 的关系为 d=0.707D。在镗削加工时，液压缸回油路上必须有背压 P2，以防孔被镗削台突然前冲。根据手册手册中的推荐值，可取 P2=0.4MPa。快进时液压缸虽然做差动连接，但由于油管中有压降 p 的存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取p=0.15MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时 P2 可按 0.3MPa 估算。21由工进时的推力公式，计算液压缸的面积F/ mA 1P1-A2P2A 1P1-(A1/2)P2 （70）故有A1( )/(P1- )25010 -6/(0.6 )6.3910 -4m2 mF224.0（71）D 28.2mm；d=0.707D=19.9mm 14A（72）当按照 GB/T2348-2001 将这些直径圆整成就近标准值时得：D=30mm，d=20mm。由此求得两腔的实际有效面积为A1=D 2/4=7.0710-4m2 （73）A2=(D 2-d2)/4=3.9210-4m2 （74）经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述 D 和 d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表 4 所示，并据此绘出工况图。液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率表 4 工况表Table 4 The table of condition工 况 推 力F/N回油腔压力P2/ MPa进油腔压力P1/ MPa输入流量q/Lmin-1输出功率P/W起 动 211 0 0.3 - -加 速 183 0.276 0.218 - -快进 恒 速 109 0.187 0.163 3.136 24.4工 进 232 0.59 0.33 0.475 0.4622起 动 211 0.54 0 - -加 速 183 0.47 0.04 - -快退 恒 速 109 0.28 0.15 3.236 24.412.4 液压系统图的拟定12.4.1 液压回路的选择首先要选择回路。由图可知，机床的液压系统的功率很小，滑台的速度低，工作负责变化小，可采用进口节流的调整方式。为了解决进口节流调整回路在镗削时的滑台突进现象，回油路上要设置背压阀 8。由于液压系统选用了节流调整的方式，系统中油液的循环必然是开式的。从工况图中可以清楚的看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替的提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为 7，而快进退所需的时间 t1 和工进所需的时间 t2 分别为：t1=l3/v1=(6027010-3)/8=2.03s （75）t2=l2/v2=(609010-3) /0.12=45s （76）亦即是 t2/t1=22。因此从提高系统的效率、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为采油源显然是不合适的，而因采用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案。其次是选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调整回路后，不管采用什么油源方式都必须有单独的由路直接向液压缸两腔供油，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要做差动连接，所以他的快进快退换向回路应采用 v2 的形式。再次是选择速度连接回路。由工况图 v2中的 v2曲线可知，当滑台从快进转为工进时，液压缸的流量由 3.136 Lmin-1降到 0.475 Lmin-1，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减