卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统

攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目 卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统1、课程设计的目的让学生学会运用液压知道解决一些简单的液压设计学会理解并能熟练运用液压知识2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）主机要求的工作循环是：动力滑台快速接近工件，然后以工作进给速度钻孔，钻削完毕后快速退回原位，最后自动停止。快速前进行程为气-100mm；工作进给行程为L2-50mm；快速进给、退回速度为七一七一0.19mm/s；根据切削用量计算出来的最大钻削力F「29468N；工作进给速度七-0.1~0.88mm/s无级调节；运动部件所受重力G-9800N；动力滑台平导轨的静、动摩察系数分别为f-0.2,f=0.1；往复运动中的加速、减速时间为0.2s；直线往复运动由液压缸实现。3、主要参考文献章宏甲主编.液压传动[M].2版.北京：机械工业出版社，2007.成大先主编.机械设计手册：第4、5卷[M].4版.北京：化学工业出版社，2002.席伟光主编.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2006.机械设计手册编委会.机械设计手册：第4卷[M].新版.北京：机械工业出版社，2004.陆元章.现代机械设备设计手册】M].北京：机械工业出版社，1996.王春行.液压控制系统[M].北京：机械工业出版社，20054、课程设计工作进度计划内容学时明确机床对液压系统的要求，进行工作过程分析2初步确定液压系统的参数，进行工况分析和负载图的编制12确定液压系统的方案，拟定液压系统图8选择液压元件和确定辅助装置8液压系统的性能验算2液压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件8合计1周指导教师（签字） 日期 年月日教研室意见：年月日

学生（签字）：接受任务时间：年月日注：任务书由指导教师填写。课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。台户能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理：实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩

指导教师评语指导教师签名： 年月曰摘要组合机床以其独特的优点在机械设计中占有重要的地位。它以通用部件为基础，根据工件加工需要，配以少量的专用部件组成一种机床，它具有低成、高效率的优点。以现在的发展趋势来看，组合机床的多工为加工如果加入柔性系统则发展成今天的加工中心。在今天的发展趋势中，一台组合机床如果不能完成全部的工艺过程，这时往往把几台机床布置成流水线，大大缩短了加工时间。以单面多轴钻孔组合机床为对象，根据主机的用途、主要结构及其工作循环确定液压执行元件的运动方式及其工作范围，并确定液压执行元件的负载和运动速度的大小及其变化范围。根据这些工况确定液压执行元件的主要参数，再依据液压系统设计的基本原理，确定系统类型和选择液压回路，将所初选的基本回路组合起来，再检查系统在工作中还存在的问题进行修改和整理，最后拟出合理的液压系统原理图，通过系统主要参数的计算确定了液压元件的规格，验算液压系统性能，既回路压力损失验算和发热温升验算，最后判断出液压系统的设计质量。关键词组合机床，液压系统，性能，回路压力损ABSTRACTAdvantageofitsuniquecombinationofmachinetoolsinthemechanicaldesignplaysanimportantrole.Itisbasedgeneralcomponents,accordingtoworkpieceneeds,togetherwiththepartsmakeupasmallamountofspecialmachinetools,ithasalow-cost,highefficiencyadvantages.Tothecurrentdevelopmenttrend,combinedmultiplemachinesfortheprocessingsystemisflexibleiftheaddingmachiningcentersdevelopedintotoday.Intoday'sdevelopmenttrend,acombinationoftoolsiftheycannotcompletetheprocess,whenseveralmachinetoolsarearrangedintolines,greatlyreducingtheprocessingtime.Combinationofmulti-axisdrillingmachinetoonesideastheobject,accordingtothehostofuses,themainstructureanditsdutycycletodeterminethemovementofhydraulicactuatormeansandscopeofwork,andtodeterminetheloadofhydraulicactuatorsandvelocitychangesinthesizeandrange.Undertheseconditionsdeterminethemainparametersofhydraulicactuators,andthenbasedonthebasicprinciplesofhydraulicsystemdesign,determinethetypeandchoiceofhydrauliccircuitsystem,thebasiccircuitwillbethecombinedprimary,andthencheckthesystematworkintheproblemsstillexistmodificationandfinishing,andfinallytobeareasonablehydraulicsystemdiagram,calculatedbythesystemtodeterminethemainparametersofthehydrauliccomponentsofthespecification,checkinghydraulicsystemperformance,boththecircuitpressurelossandheatcheckingtemperaturechecking,determinethefinaldesignofthehydraulicsystemquality.KcyWOrdsMachineTool,HdraulicSystem,Performance,Looppressureloss,Heatingtemperature目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 I\o"CurrentDocument"ABSTRACT II\o"CurrentDocument"1液压系统的设计要求 4\o"CurrentDocument"2负载分析 4\o"CurrentDocument"2.1工作负载 4\o"CurrentDocument"2.2惯性负载 4\o"CurrentDocument"2.3阻力负载 43负载图和速度图的绘制 €\o"CurrentDocument"4压缸主要参数的确定 7\o"CurrentDocument"4.1液压缸参数的确定 7\o"CurrentDocument"各阶段压力、流量、功率 7\o"CurrentDocument"快进 7工进 8\o"CurrentDocument"快退 9\o"CurrentDocument"5液压系统图的拟定 11\o"CurrentDocument"5.1调速回路的选择 11\o"CurrentDocument"5.1.1调速回路的基本要求 11\o"CurrentDocument"5.1.2节流调速回路 11\o"CurrentDocument"5.1.3容积调速回路 13\o"CurrentDocument"5.2快速运动回路 15\o"CurrentDocument"5.2.1差动连接回路 15\o"CurrentDocument"5.2.2双泵供油回路 15\o"CurrentDocument"5.2.3增速缸与变量泵组合快速运动回路 16\o"CurrentDocument"5.2.4蓄能器的快速运动回路 17\o"CurrentDocument"5.3速度换接回路 18\o"CurrentDocument"5.3.1快速运动和工作进给运动的换接回路 18\o"CurrentDocument"5.3.2两种工作速度的换接回路 185.4卸荷回路回路 205.5液压回路的综合 22\o"CurrentDocument"6液压元件的选择 25\o"CurrentDocument"6.1液压泵 256.2阀类元件级辅助元件 25\o"CurrentDocument"6.3油管 26\o"CurrentDocument"6.4油箱 27\o"CurrentDocument"7液压系统性能的验算 .28\o"CurrentDocument"7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 28\o"CurrentDocument"快进 28\o"CurrentDocument"工进 28\o"CurrentDocument"快退 29\o"CurrentDocument"7.2油液温升验算 29\o"CurrentDocument"8油箱的设计 30\o"CurrentDocument"8.1壁厚、箱顶及箱顶元件的设计 30\o"CurrentDocument"8.2箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计 30\o"CurrentDocument"8.3箱底、放油塞及支架的设计 30\o"CurrentDocument"8.4油箱内隔板及除气网的设置 31\o"CurrentDocument"8.5邮箱的装配图及零件图的绘制 31\o"CurrentDocument"参考文献 32\o"CurrentDocument"致谢 331液压系统的设计要求设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统主机要求的工作循环是:动力滑台快速接近工件，然后以工作进给速度钻孔，钻削完毕后快速退回原位，最后自动停止。快速前进行程为气=100mm；工作进给行程为L2=50mm；快速进给、退回速度为七二七=0.19m/s；根据切削用量计算出来的最大钻削力F=29468N；工作进给速度七=0.1~0.88mm/s无级调节；运动部件所受重力G=9800N；动力滑台平导轨的静、动摩察系数分别为匚=0.2,f=0.1；往复运动中的加速、减速时间为0.2s；直线往复运动由液压缸实现。2负载分析2.1工作负载首先根据主机要求画出动作循环图（图2-1）：快进xa/快退切削负载已知：F=29468N2.2惯性负载 evGv=m—= vGv=m—= 98000.19=931Nmtgt100.22.3阻力负载机床工作部件对滑台的法向力为:静摩擦负载：F=mg=G=9800N动摩擦负载：F=F•f=9800x0.2=1960NL=F•fd=9800x0.1=980N取液压缸的机械效率为nm-0.9，不考虑动力滑台的颠覆力矩作用。

由此得到压缸各工作阶段的负载如表2-1所示。表2-1液压缸各个工作阶段的负载值工况负载组成液压缸负载F/N液压缸总推力F/nm启动F=Ffs19602178加速F=®980+931=19112123快进F=Ffd9801089工进F=F^+F980+29468=3044833831快退F=Ffd98010893负载图和速度图的绘制速度图按已知数值快进、快退速度七=七=速度图按已知数值快进、快退速度七=七=0.19x60=11.4m/min、工进速度v2=0.5mm/sx60=0.03m/min、快进距离l=100mm、工进距离l=50mm、快退距离13=150mm绘制，如图3-1所示，负载图按照上面的数值绘制，如图3-2所示：F/N33031F/N330312178」212310892178」21231089100L?mrn100-10B9-217B图3-2负载循环图

4液压缸主要参数的确定4.1液压缸参数的确定由表1-2可知，组合机床液压系统的最大负载约33831N时，宜选p1=4MPa鉴于动力滑台要求快进，快退速度相等，这里选用液压缸可以选单杆式，并在快进时作差动连接。这种情况下无杆腔面积A1应为有杆腔面积气的两倍即（P=A1/A2=2，而活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。1在加工时，液压缸回路必须具有背压p2，以防止孔被钻穿时滑台突然前冲。根据《现代机械设备设计手册》第二卷第十一篇中推荐的数据，可取p=0.6MPa。快进时液压缸作差动连接，但是由于油管中有压力损失Ap，有杆腔压力必须大于无杆腔的压力，估算可取A=0.5MPa。快退时回油腔中是有背压的，这是可按P2可按0.6MPa估算。2差动连接时输出的推动力式（5-9）计算液压缸的面积：F加=AP-AP=AP-(A/2)P其中，门：为液压缸效率，取门m-0.9=91.44x10-4m20.9(4—0.3)x1061 "=91.44x10-4m20.9(4—0.3)x1061 "M(P1一§4X91.44x10-4=0.107m3.14d=0.707D=0.0756m按照GB/T2348-2001将直径圆整成标准值得：D=0.11m=110mm d=0.08m=80mm。由此求得液压缸的两腔实际有效面积为：=94.98x10-4m24 兀D2 3.14x=94.98x10-4m2A= = 1 4 4=44.74x10-4m24兀D2—兀d2 3.14x1102-3.14x=44.74x10-4m2A= = 2 4 4确定了液压缸结构尺寸，就可以计算在各工作阶段中压力、流量和功率。4.2、 各阶段压力、流量、功率的计算1快进以下各式中p为压强，P为功率，q为流量，A1为无杆腔面积，A2为有杆腔面积。（1）启动阶段=2178NF=2178NTOC\o"1-5"\h\zn 09"m_F 2178Pi=^Xa^A^-(94.98—44.74)x10一4Pam1 2F43Mpa故pF43Mp（2）加速阶段 “=2123Np=p+AppA=F/n+pA11 m22Ap=0.5MPa则pw0.87MPa,p=1.37Mp恒速阶段F980=1089Np=p+AppA=F/n+pA11 m22、、故pw0.66MPaq=(A-A)v=50.24x10-4x11.4=57.3x10—3m3/min=57.3L/min故输入功率为：TOC\o"1-5"\h\zP=pq=0.66x106x57.3x10-3/60w0.630kw4.2.2工进 1F30448 /一=-^矿=33831N p2=0.6MPampA=F/n+pA11 m22故

p=(F/门+pA)/A1 m22 1=(33831+0.6x106x44.74x10-4)/94.98x10-4牝3.84MPa又q=Au12=94.98x10-4x30x10-3m3/minr0.285乙/min故输入功率为：P=pq1=3.84x106x0.285x10-3/60r0.018KW4.2.3快退（1）启动阶段F=1089村p1=(F加)/A2 P2=0故p=1089/44.74x10-4Par0.24MPa加速阶段F1911 /一=刁9=2123Np2=0.6MPamp=(F/门+pA)/A1 m21 2=(2123+0.6x106x94.98x10-4)/44.74x10-4r1.75MPa（3）恒速阶段F980=1089Np=0.6MPap=(F/门+pA)/A1 m21 2=(1089+0.6x106x94.98x10-4)/44.74x10-4r1.52MPa

因为q=Au=44.74x10-4x11.4牝51.0x10-3m3/min=51.0L/min故输入功率为：P=pq=1.52x106x51.0x10-3/60-1.292kw1根据上述计算各参数值列入下表4-1所示。表4-1液压缸在不同阶段的压力、流量和功率值工况推力F/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力Pj/MPa输入流量q/L/min输入功率P/kw计算公式快进(差动)起动217800.43——p1=F/(R-A2)加速2123p=p+ApAp=0.5MPa0.87——p=(F+AAp)/(A-A)q=(A—A)v1 2 1P=pq1恒速10890.6657.30.630工进338310.63.840.2850.018p1=(F+A2p)/Aq=AvP=pq1快退起动217800.24——p1=F/A2加速21230.61.75——p1=(F+Ap)/A2q=AvP=pq1恒速10891.52511.292组合机床的液压缸工况图如下:5液压系统图的拟定5.1调速回路的选择调速回路用于工作过程中调节执行元件的运动速度，它对液压传动系统的性能好坏起决定性作用，故在机床液压系统中占有突出地位，往往是机床液压系统的核心部分。5.1.1调速回路的基本要求在规定的调速范围内能灵敏、平稳地实现无级调速，具有良好的调节特性。负载变化时，已调好的速度变化要小(在允许范围内)，即具有良好的速度刚性(或速度一负载特性)。效率高，发热少，具有良好的功率特性。具有驱动执行元件所需的力或转矩。就油路的循环形式而言，调速回路又有开式与闭式之分。开式回路是液压泵从油箱吸油，执行元件的回油直接通油箱(见图5-1a、图5-1b、图5-1c)。这种回路形式结构简单，油液在油箱中能得到较好冷却和沉淀杂质故应用最广。但油箱尺寸大，油液与空气接触易使空气混人系统，致使运动不平稳。闭式回路是液压泵的排油腔与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油腔相通，两者形成封闭的环状回路。这种回路形式的油箱尺寸小，结构紧凑，并减少了空气混入系统的机会。为了补偿泄漏和液压泵吸油腔与执行元件排油腔的流量差以及使系统得到冷油补充，常采用一较小的辅助泵供油，使吸油路经常保持一定压力，减少空气侵入的可能性。这种回路冷却条件差，温升大，结构复杂.对过滤要求较高。5.1.2节流调速回路节流调速回流由定量泵、溢流阀、流量控制阀和定量式执行元件等组成。它通过改变流量控制阀阀口的开度(即通流截面积)，调节与控制进入执行元件的流量，实现执行元件工作速度的调节。执行元件可以是液压缸，也可以是液压马达。以下以液压缸为例进行分析，所得结论完全适用于液压马达。这种回路的特点是结构简单成本低，使用维护方便，能量损失大，效率低，发热大，一般用于功率不大的场合。根据流量控制闽安装位置的不同，节流调速回路可分为如下三种基本形式：(1) 定压式节流调速：流量控制阀安装在进油路或出油路上 (见图5-1)。h图5—1 定压式节流调速回路a—进口节流调速式b—出口节流式(2)旁路节流调速：流量控制安装在与执行元件并联的旁支油路上(见图5-1c)图5-1c旁路节流调速图5-1c旁路节流调速图5-2调速阀进口节流调速回路节流阀调速的共同优点是结构简单，能在较大范围内实现无级调速。速度随负载的变化而变化，机械特性软是林节流阀调速的共同缺点，故多在负载变化不大的机床（如磨床工作台的传动系统）中应用。功率损耗大，尤其在低速、轻载时效率低是这种调速方式的另一个共同缺点。故只限于用在功率不大的系统。调速阀调速：原理图如图5-2,节流阀的开口量一定时，不管负载如何变化，由于通流截面积基本不变，故其过流量亦基本保持不变，使执行元件的运动速度保持稳定。实际上由于缸与阀的泄漏、减压阀阀芯弹簧力的微小变动与波动力的变化等原因，负载的变化会对速度产生一定影呐。在全负载下，这种回路的速度波动值一般不会超过土4%。5.1.3容积调速回路容积调速回路由变量泵或变量马达及安全阀等元件组成。如图5-4它通过改变变量泵的供油量或变量马达的每转排量来实现运动速度的调节。这种调速回路仅有泵和马达的泄漏损失，没有节流元件和溢流量，故没有节流损失和溢流损失，效率高，发热小，一般用于功率较大或对发热要求严格的系统。但变量泵与变量马达的结构比较复杂，成本较高。图5-3泵一缸式的开式溶积调速回路5.2快速运动回路5.2.1差动连接回路图5-5所示为一差动连接回路。图示位置时，若二位三通阀通电，液压缸差动连接，活塞便获得快速运动，其速度为非差动连接时的AKA-A）倍，如欲1 1 2使快进与快退速度相等，则需使A12A2，此时快进（快退）速度为工进速度的2倍。差动连接时，油缸右腔的回油。2经二位三通阀后与液压泵供给的油液q一起进入液压缸左腔，相当于增大了供油量。此时，进油路上的某些管路与阀的通过流量增大。其规格必须按差动时的流量选择，以免压力损失与功耗过大。这种回路方法简单、经济，但由于差动时的推力减小，差动速度愈大，执行元件输出的推力愈小。故快速运动的速度不能太高。如欲获得较大的运动速度，常与双泵供油或限压式变量泵供油等方法联合使用。图5-5 液压缸差动连接回路1-液压泵2-溢流阀3-三位四通电池换向阀4-液压缸5-二位三通电池换向阀6-单向调速阀5.2.2双泵供油回路图5-6为采用双泵供油实现快速运动的回路，1是小流量泵2是大流量泵，快速运动时，系统压力小于卸荷阀3（起卸荷作用的液控顺序阀）的调整压力。阀3关闭，两泵同时向系统供油。工作进给时，系统压力升高，阀3打开泵2卸荷，单向阀4关闭，系统由小泵单独供油。系统最大工作压力由溢流阀5调节。这种方法和单泵供油方式相比，效率较高，功率损失较小。故得到广泛应用。但须设置两个油泵或采用双联泵，泵站结构较为复杂。图5-6 双泵供油回路1—溢流阀2—单向阀3—顺序阀4—大流量泵5—小流量泵6—过滤器5.2.3增速缸与限压式变量泵组合的快速运动回路如图5-7所示，快速运动时（轻载）顺序阀2关闭，限压式变量泵供给的低压油经固定在缸体上的柱塞4中心孔而进入活塞5内的增速腔II。由于增速腔II的有效工作面积较小且系统压力较低，变量泵处于最大输油量状态。故活塞5获快速向右运动。左腔I通过液控单向阀3从油箱补油。当进入工作行程时，系统压力升高，限压式变量泵输油量减少，同时顺序阀2打开，压力油同时进入油腔I与II，活塞获得低速工作运动。快速退回时，液压泵供油进入缸右腔III同时打开液控单向阀使左腔I的油液流回油箱。这种回路由于增速缸内的增速腔有效工作面积可以做得远比活塞面积小，加上限压式变量泵又能在系统压力上升时自动减小输出流量。故可使系统在空行程时获得远比工作速度为高的快速运动，功率利用较合理，它在压力机的液压系统中应用较多#但液压缸结构与油路较复杂。

图5-7用增速缸的快速运动回路1-增速缸2一顺序阀3一液控单向阀4一电池换向阀5一液压泵6一过滤器5.2.4蓄能器的快速运动回路如图5-8所示，在图示位置，液压缸停止工作时，泵经单向阀向蓄能器充液，使蓄能器储存能量。当蓄能器压力达到某一调定值时，卸荷阀打开，使泵卸荷，单向阀使蓄能器保压。当电磁换向阀通电使左位或右位接通回路时，泵和蓄能器同时给液压缸供油，使活塞获得快速运动。卸荷阀的调整压力应高于系统最高工作压力。这种回路可采用较小流量的液压泵，而在短时间内能获得较大的快速运动速度，但系统在整个工作循环内需有足够的停歇时间，以使液压泵能完成对蓄能器的充液工作。图5-8采用蓄能器的快速运动回路1—液压泵2—卸荷阀3—单向阀4—蓄能器5—换向阀6—液压缸

5.3速度换接回路1快速运动和工作进给运动的换接回路利用电磁阀或行程阀实现快速运动和工作进给运动的换接回路如图5-9所示，在图示位置，泵输出的压力油经二位四通阀进入液压缸左腔，右腔回油经二位二通电磁阀（或行程阀），再经二位四通阀流回油箱，实现快速运动。在活塞杆上挡块压住行程开关，控制二位二通电磁阀通电，使通道切断（或直接压下二位二通行程阀，把通道切断）后，回油必须经调速阀流回油箱，实现慢速工作进给运动。二位四通换向阀切换后，压力油经单向阀进入液压缸右腔，实现快速退回。采用电磁阀的换接回路，安装比较方便，除行程开关须装在床身上外，其他液压元件均可集中安装在靠近液压泵的液压柜中，但速度换接时平稳性较差。采用行程阀的换接回路，由于行程阀通道的关闭与切换是逐渐进行的，故换接时速度平稳，但行程阀必须安装在床身上，管道的连接较长，较不方便。调节活塞杆、挡块与行程开关（或行程阀）间的距离及挡块的长度，便可调节快速运动行程及工作进给行程的长度，调整比较方便，结构比较简单。图5-9速度换接回路（a）电磁阀式 （b）行程阀式5.3.2两种工作速度的换接回路（1）两个调速阀并联式速度换接回路图5-10为两个调速阀并联实现两种工作进给速度换接的回路。在图示位置液压泵输出的压力油经调速阀3和电磁阀5进入液压缸。当需要第二种工作速度

时，电磁阀5通电切换，使调速阀4接入回路，压力油经调速阀4和电磁阀5进入液压缸。这种回路，当一个调速阀停止工作没有油流通过时，它的减压阀处于完全打开的位置。当它被突然接入回路时，会使工作部件出现突然前冲的现象。这在某种工作场合下是不允许的。图5-10两个调速阀并联式速度换接回路1图5-11所示为另一种调速阀并联的两种工进速度换接回路。这里，两个调速阀始终处于工作状态斗一种工作速度转换为另一种工作速度时，不会出现执行部件突然前冲的现象。但系统在工作时，总有一部分油液通过其中一个不起调速作用的调速阀流回油箱，造成能量损耗。故对于工作速度较大，调速阀开口大，能量损耗亦大的系统，不宜采用这种回路。rn个调速阀并联式速度换接回路2个调速阀并联式速度换接回路22）两个调速阀串联式速度换接回路图5-12所示为两个调速阀串联的速度换接回路。在图示位置，压力油经调速阀3和电磁阀5进入液压缸，工作部件的运动速度由调速阀3控制。当电磁阀5通电切换时，调速阀4接入回路，压力油经调速阀3和4进入液压缸，工作部件的运动速度由调速阀4控制。调速阀4的开口量应调得比阀3为小。否则将不起作用。由于速度换接的瞬间，调速阀3仍在工作，可限制通过调速阀4的流量突然增加。故其换接平稳性亦比图5-10所示的回路好。5.4卸荷回路卸荷回路的功用是在液压泵驱动电机不须频繁启停的情况下，使液压泵在零压或很低压力下运转，以减少功率损耗，降低系统发热，延长液压泵和电机的使用寿命。图3-19a为采用M型换向阀的卸荷回路。由图可见，换向阀在中位时液压泵卸荷。这种卸荷方式结构简单，液压泵在极低的压力下运转，但切换时压力冲击较大，只适用于低压小流量的系统。图3-19b为采用M型电液换向阀的卸荷回路。这种回路切换时压力冲击小，但回路中必须设置单向阀，以使系统保持0.2—0.3MPa的压力，供操纵控制油路之用。图5-13利用换向阀中位机能的卸荷回路由表4-1中的数据可得知，这台机床液压系统功率很小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可以采用进口节流调速回路的形式。为了解决进口调速回路在钻孔时的突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。系统中采用节流调速后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸的两腔，以实现快速运动。由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中的油液循环必定是开式的。从系统压力流量表4-1中可以看到，在液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。快进、快退所需的时间和工进所需的时间分别为：t=(i/Q+(//v)1 1 1 3 3[(60x100)/(11.9x1000)+(60x150)/(11.9x1000)]=0.50+0.76=1.26s所以工进时间占总时间：l (60x50)t2=V=0.03x1000‘=10052根据以上描述，该卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动液压系统图的拟定如下:供油方式从液压缸工作循环中各阶段的压力和流量表分析可以知道，该系统在快速上升和快速下降时所需流量最大，因此从提高系统的效率角度考虑，采用大、小两个液压泵自动并联供油方案。调速回路由液压缸工作循环中各阶段的压力和流量表可以知道，该系统在慢速时速度需要调节，这台机床的液压系统功率很小，滑台运动速度低，工作负载小，可以采用进口调速回路的形式。为了解决进口调速回路再钻孔时的突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。换接回路用行程阀的换接回路换接过程比较平稳，换接点的位置比较准确；用两个调速阀的速度换接回路容易产生前冲现象，因此不宜用于在工作过程中的速度换接，只可用在速度预选的场合。由表4-1中的流量变化关系得知，当滑台从快速转为工进时，输入液压缸的流量由57.3L/min降低为0.285/min，滑台速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度换接，以减小液压冲击(见图5-13c)。当滑台由工进转为快退时，回油中通过的流量较大一一输入流量为51L/min，回油流量为51x(94.98/44.74)L/min=108.3L/min。为了换向平稳，可将行程阀改为电磁换向阀式换接回路即可满足要求(见图5-13b)，换向阀必须是五通的。最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题和卸荷问题已经在油源中解决，就不需要再设置专用的元件或回路。(见图5-13a)。综上所述，可得到供油回路、换向回路、速度换接回路如图：图5-13a)油源b)换向回路c)速度换接回路5.5液压回路的综合把上面选出的各种回路组合在一起，就可以得到图5-2a所示的液压回路，并对存在的问题进行必要的如下修改和整理：(1)为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现差动连接的问题，必须在回路中b处串联一个液控顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。为了解决机床停止工作时系统中的油液回油箱，导致空气进入系统，影响

滑台运动的平稳性问题，必须在电磁阀的出口C处增设一个单向阀。为了便于系统自动发出快退信号，在调速阀输出端D处须增设一个压力继电器。如果将顺序阀b和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并。经过上述修改、整理后的液压系统如图5-2b所示，它的各方面都比较合理、口J。图5-10a液压回路的综合和整理1一双联叶片泵2一三位五通电磁阀3图5-10a液压回路的综合和整理1一双联叶片泵2一三位五通电磁阀3一行程阀4一调速阀5一单向阀6一液压缸7一卸荷阀8-背压阀9-溢流阀 10-单向阀 11-过滤器 12-压力表开关13-压力表开关a-单向阀b-顺序阀d-压力继电器图5-10b整理后的液压系统图1一双联叶片泵2一三位五通电磁阀3一行程阀4一调速阀 5、9、12-单向阀6一顺序阀7-背压阀8-溢流阀10-过滤器11-压力表开关 13-压力继电器6液压元件的选择6.1液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.84MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa（见教材表11-4），压力继电器调整压力高出系统最大压力值为0.5MPa，则泵的最大工作压力应为：p=（3.84+0.8+0.5）MPa=5.14MPa两个液压泵应商泵向液压缸提供的最大流量为57.3L/min（见表4-1），若回路中的泄露按照液压缸输入流量的10%估计，则泵的流量为q=1.1x57.3L/min=63.03L/min。由于溢流阀的最小稳定溢流流量为3L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.285L/min,由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为3.285L/min.根据以上压力和流量是数值查阅产品样本，最后确定选取YB1-40型叶片泵，其小泵的和大泵的排量分别为6ml/r和66ml/r,若取液压泵的容积效率气=0.9则当泵的转速n=940r/min时，液压泵的实际输出流量为：pq=72x940x0.9x10-3=60.9L/minp由于液压缸在快退时的输入功率最大，这时液压泵工作压力小于工进时的压力，现取工进是的压力来计算一定可以满足要求，这时液压泵的压力为3.285MPa、流量为60.9L/min。取泵的总效率门=0.75，则液压泵的驱动电机的所需功率为：P=厦=3.285x60.9=4.45加门60x0.75p根据此数值按JB/T8680.1—1998，查阅电动机产品样本选取Y132s-4型电动机，其额定功率为P=5.5kW，额定转速n〃=1440r/min。根据阀类及辅助元件所在的油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表6-1。表中序号与图5-10b中标号相同。

表6-1元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量L/min额定流量/L/min额定压力/MPa额定压降/MPa型号、规格1双联叶片泵—7216—PV2R132三位五通电磁阀808016<0.535YF3Y-E10B3单向阀3380160.05AF3-Ea10B4溢流阀20806.3—YF3-10B5单向阀3390160.2AXQF-E10B6节流阀0.19016—7行程阀339016<0.38背压阀16806.3—YF3-10B9压力继电器——5—HED1OA/510过滤器20256.18<0.06XU-25x20011液控顺序阀16806.3<0.3XF3-C10B12单向阀3380160.05AF3-Ea10B13压力表开关——10—HED1KA/106.3油管计算液压缸的进、出流量和运动速度。表6-2液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量L/minq=(Aq)/(A-A)1 1p 1 2=(94.98x60.9)/(94.98-44.74)=115.13q1=0.285q=q=60.9排除流量L/minq=(Aq)/A=(44.74x115.13)/94.98=54.23q=(Aq)/A=(44.74x0.285)/94.98=0.14q=(Aq)/A=(94.98x60.9)/44.74=129.3运动速度m/minv=q/(A-A)=60.9x10/(94.98-44.74)=12.12v=q/A=(0.285x10)/94.98=0.03v=q/A=(60.9x10)/44.74=13.43各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出口油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定的数值不同，所以要重新计算如表6-2所示。表中数据说明液压缸快进、快退速度与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号、规格是适合的。根据表6-2中的数据，当油液在压力管中的流速取4m/s时，算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：d=2x.q/(兀v)=2^.115.13x106/(kx4x103x60)mm=24.7mmd=2x\：'60.9x106/(kx4x103x60)mm=17.9mm这两根油管都按照GB/T2351-2005选用通径为^25，外径为^18的无缝钢管。6.4油箱油箱容积按照式(7-8)估算，当取&为7时，求得其容积为：V=&q=7x60.9L=426.3L、按JB/T7938-1999规定，取标准值V=450L。7液压系统性能的验算7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的油路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式3-46估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。7.1.1快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表6-1和表6-2可知，进油路上油液通过电磁换向阀1的流量是66L/min,进油路上油液通过电磁换向阀2的流量是60.9L/min，然后与有杆腔的回油汇合。以流量115.13L/min通过行程阀7并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为£用=[0.2x(66/80)2+0.3x(60.9/90)2]=0.273此值不大，不会使压力阀开启，故能保证两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，油压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀12的流量都是54.23L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀7流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。询=p-p=[0.5x(54.23/80)2+0.2x(54.23/80)2+0.3x(115.13/90)2]"^=0.38MPa此值小于原估计值0.5MPa(见表4-1)，所以是偏安全的。7.1.2工进工进时，油液在油路上通过电液换向阀2的流量为0.285L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa;油液在回路上通过换向阀2的流量是0.14L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为(0.14+33)L/min，因此这时液压缸回油腔的压力p为：p=[0.5x(0.14/80)2+0.5+0.3x(33.14/90)2]MPa=0.54MPa可见此值略小于原估计值0.8MPa。故可按表4-1中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p，即：p=(F'+pA)/A=(33831+0.54x106x44.74x10-4)/(94.98x10-4)1 22 1=3.81MPa此值与表4-1中数值3.84MPa相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差^pe=0.5MPa，故溢流阀9的调压〃沉.应为：

p1^>p1+Z询、+Ap=3.84+0.5x(0.285/80)2+0.5+0.5=4.84MPa7.1.3快退快退时，油液在进油路上通过换向阀2的流量为36.0L/min，油液在回路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀3的流量都70.58L/min。因此进油路上总压降为：SAp=[0.5x(36.0/80)2]=0.10MPaV1此值与表4-1中的估计值相近，故不必重新计算。所以，快退时液压泵的最大工作压力p应为：p=p+SAp=1.75+0.10=1.85MPa因此顺序阀7的:调节压力应大于1.85Mpa。7.2油液温升验算工进在整个工作循环中所占的时间比例达99%，所以系统发热和油液温升可用进时的情况来计算。工进时液压缸的有效功率(系统输出功率)为P=Fv=33831x0.03/(103x60)=0.0169kW0液压泵的输出功率(系统输入功率)为：pq+pqp=—p1p1——p2p2px三x10-3+4.84x10x三x10-3+4.84x106x—x10-390 600.3x106x180J0.75x10-3=0.67KW由此