毕业设计（论文）-组合钻床动力滑台液压系统设计及PLC控制设计

PAGEII目录TOC\o"1-3"\h\u29547摘要 iv19458Abstract v9097绪论 113828第一章液压回路方案分析及液压原理图的拟定 215504第一节引言 24960第二节液压系统的工作要求 28770第三节计算液压缸外负载、绘制工作循环图 3921第四节确定液压缸主要参数 47632一、初选工作压力 47146二、确定液压缸的主要尺寸 525872三、液压缸的工况图 6561第五节拟定液压回路 714400一、选择液压基本回路 718472二、液压系统的动作顺序表 1013027三、该系统工作原理分析 1020812第二章元件参数计算与选择 124217第一节选择液压泵和电动机 128486一、液压泵的工作压力计算 1227694二、液压泵的流量计算 137390三、电动机的选择 1431399第二节选择液压阀 1425135一、液压阀的选定 1430619二、液压阀的调整 1510044第三节油管的选择 153293第四节过滤器的选择 1729145第五节油箱容积的确定 1726365第六节液压系统性能的验算 1810812一、回路中的压力损失 182988二、液压回路和液压系统的效率 2027714三、液压系统的发热与温升的验算 2126757第三章集成油路块的设计 2221400第一节集成油路的介绍 221267第二节液压集成回路的概述 228856第三节液压集成块及其设计 2322586一、集成块设计注意的问题 2324724二、集成块设计步骤 233320三、组合机床集成块设计 2513279第四章液压站的设计 291443第一节液压站的概述 297393第二节液压油箱的设计 2920920一、液压有效容积的确定 298942二、液压油箱的外形尺寸 29454三、液压油箱的结构设计 3018624第三节液压站的结构设计 3630844一、液压泵的安装方式 363515二、液压泵与电动机与的联接方式 372391三、液压站的整体结构设计原则 3710859第五章PLC控制的设计 3831149第一节组合机床的电气控制 3827097第二节组合机床的PLC控制 4024361一、PLC控制输入输出点分配 4120144二、PLC控制接线图 4228393三、PLC控制梯形图 4327199四、PLC控制的指令语句表 4410984结束语 4615583附录 481878外文资料 5429259中文译文 5912298致谢 63组合钻床动力滑台液压系统设计及PLC控制设计摘要组合机床是由通用部件和某些专用部件所组成的高效率和自动化程度较高的专用机床。本设计主要介绍了以卧式双面组合钻床为对象，依据组合机床的一些已知参数和液压系统设计的基本原理，设计出合理的液压站。其中包括液压集成块、油箱，拟出合理的液压系统图及实现动力滑台自动控制的PLC梯形图。本设计液压部分中主要包括工况分析，拟定液压系统原理图，供油方式，调速方式，速度转接方式及夹紧回路等所需液压元件的选择；液压集成块的设计包括对压力块、夹紧块等的设计；液压站的设计包括液压油箱，液压泵装置及电动机，液压站的装配等的选择和设计。液压系统的PLC设计，采用PLC梯形图编程方式。用顺序控制设计开发了控制程序，实现机床的自动循环加工。关键词：液压系统；集成块；油箱；液压站；PLC梯形图

CombinationdrillingmachinedesignandPLCcontrolsystemofhydraulicpowerslidingtabledesignAbstractCombinationmachineisahighefficiencyandahighdegreeofautomationofmachinetoolsforthecommonpartsandcertainspecializedpartsthereof.Thisdesignmainlyintroducesthedouble-sidedhorizontaldrillingmachineisacombinationofobjects,basedonsomebasicprinciplescombinedmachineknownparametersandhydraulicsystemdesign,designareasonablehydraulicstation.Includinghydraulicmanifold,fueltank,tobeareasonableviewandahydraulicsystemtoachieveautomaticcontrolofpowerslidingPLCladder.Thedesignofthehydraulicsectionincludesconditionanalysis,preparedtoselectthedesiredhydrauliccomponentshydraulicsystemschematics,oilmode,speedcontrol,speedswitchingmodeandclampingcircuits,etc;HMBdesignincludespressureblockclampingblocklikedesign;hydraulicstationdesignincludesahydraulictank,hydraulicpumpunitandamotor,hydraulicstationassemblyselectionanddesign.PLCdesignofthehydraulicsystem,PLCladderprogramming.Withsequentialcontroldesignanddevelopmentofacontrolprogram,automaticcycleprocessingmachine.Keyword：hydraulicsystem；manifold；fueltanks；hydraulicstation；PLCladderPAGE1绪论液压技术是现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素，是一门新的技术。上个世纪60年代以后，随着原子能科学、空间技术、计算机技术的发展，液压技术也得到了很大的发展，渗透到国民经济的各个领域之中，在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术也得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低消耗、经久耐用、高度集成化等方向发展；同时，新型液压元件的应用，液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得日益取得了显著的成果。应用液压技术的程度已成为衡量一个国家工业化水平的重要标志之一。正确合理地设计与使用液压系统，对于提高各类液压机械及装置的工作品质和经济性能具有重要意义。我国的液压工业开始于上个世纪50年代，其产品最初应用于机床和锻压设备，后来又用于拖拉机和工程机械。自1964年开始从国外引进液压元件生产技术，同时自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已形成系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。目前，我国机械工业在认真消化、推广从国外引进的先进液压技术的同时，大力研制开发国产液压件新产品（如中高压齿轮泵、比例阀、叠加阀及新系列中高压阀等），加强产品质量的可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准和执行新的国家标准，合理调整产品结构，对一些性能差的不符合国家标准的液压件产品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液压传动技术在我国的应用与发展已经进入了一个崭新的历史阶段。卧式双面多轴组合钻床的液压系统就是利用液压技术来控制动力滑台，并完成工件的定位、夹紧等。采用液压技术后，组合机床可以在较大的范围内进行无级调速，具有良好的换向性能，且能够实现自动工作循环，从而提高效率。随着液压技术的发展，它在机床上的应用必将不断地得到扩大和完善。第一章液压回路方案分析及液压原理图的拟定第一节引言动力滑台，作为组合机床用于完成进给运动的通用部件，配置主轴箱与动力头后能够对工件进行各种端面加工、孔加工等多种工序。而液压动力滑台采用液压缸作为执行元件进行驱动，可以完成多种进给工作循环。一般对液压系统性能的主要要求是进给速度稳定、速度换接平稳以及功率利用合理、系统运行效率高、发热少。第二节液压系统的工作要求已知滑台的工作循环为：快速前进靠近工件，然后按工进速度进行钻孔，当加工到位碰到挡铁，接着快速退回到原位，最后自动停止，左右液压动力滑台的动作循环如图1-1所示。图1-1液压滑台动作循环图为了机床实现自动化以及产生稳定足够的夹紧力，所以工件的夹紧也用液压系统实现。但是工件的夹紧同动力滑台的运动，这之间必须按照先定位，后夹紧，然后两动力滑台作自动循环，最后完成加工，松开工件。为了提高生产率，左右滑台能同时实现动作循环，这就要求系统设计的回路能防止互相干扰。第三节计算液压缸外负载、绘制工作循环图已知条件：运动部件的重力为25000N，快进、快退的速度是5m/min，工进的调速范围为6.6~60mm/min，最大行程为400mm，工进行程为100mm，最大切削力为20000N，采用平面导轨。根据上述已知条件，可绘制出运动部件的速度循环图，并可以计算出各工作阶段的外负载以及绘制负载图。液压缸所受到的外负载F包含三种类型，即F=Fω+Ff+Fa（1-1）式中Fω——工作负载，对金属切削机床而言，就是沿活塞运动方向的切削力，在本设计中为20000N。Fa——运动部件在速度变化时的惯性负载。Ff——导轨摩擦阻力负载，在启动时为静摩擦阻力，在启动后为动摩擦阻力，相对于平面导轨Ff计算公式为Ff=f(G+FRn)（1-2）式中G——运动部件的重力；FRn——垂直于导轨的工作负载，在本设计中为0；f——导轨的摩擦系数，在本设计中取静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fa=0.1.则求得：Ffs=0.2×25000N=5000NFfa=0.1×25000N=2500N惯性负载Fa=（1-3）式中g——重力加速度;∆t——加速或减速时间，通常∆t=0.01～0.5s;∆v——∆t时间内的速度变化量。在本设计中∆v=5m/min.在本设计中Fa=QUOTEN=1063N.液压缸在各运动阶段的负载情况如表1-1所示。表1-1液压缸的负载工况计算公式左滑台液压缸右滑台液压缸负载F（N）推力F/η(N)负载F（N）推力F/η(N)启动F=Ffs5000555650005556加速F=Ffa+Fa3563395935633959快进F=Ffa2500277825002778工进F=Fω+Ffa22500250002250025000快退F=Ffa2500277825002778注:表中取液压缸的机械效率η=0.9绘制液压缸负载、速度循环图，如图1-2所示。图1-2液压缸负载、速度循环图第四节确定液压缸主要参数一、初选工作压力由液压缸负载图表明，本设计中液压系统在工进时的负载最大，为22500N，其余工况时相对较低，参考《液压与气压传动》表8-4及表8-5，按照负载大小及液压系统应用场合来选执行元件的工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=3.5MPa.根据《液压系统设计简明手册》（下同）表2-2执行元件背压的估计值，本系统的背压值可在0.5～1.5MPa内选取。故暂定：工进时，回油路置有背压阀，选取Pb=0.8MPa；快进时，取Pb=0.5MPa;快退时，取Pb=0.8MPa.根据表2-3，选取d/D=0.7。二、确定液压缸的主要尺寸液压缸内径的计算公式为D=（1-4）式中p1——液压缸的工作压力；p2——由于液压缸回路背压，对于高压系统来说初算时可以不计；F——工作循环中最大的负载；ηcm——液压缸的机械效率，一般来说取ηcm=0.9～0.95。由式（1-4）可见D进给缸=≈0.101m=101mmd=0.7D=70.7mm根据表2-4，将上述计算值圆整为标准直径，取D=100mm,d=70mm.由D=100mm，d=70mm，算出液压缸无杆腔的有效作用面积为A1=有杆腔的有效工作面积为A2=按照最低工进速度来验算液压缸的最小稳定速度：Amin>==75.76式中是查GE系列调速阀AQF3-E10B所得的最小稳定流量，为0.05L/min。本设计中调速阀是安装在进油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸无杆腔的实际面积，即A1=78.5>Amin.可见上述不等式能够满足，液压缸能够达到所需要的最低速度。按照工作要求夹紧力是由液压缸提供。为使夹紧力稳定，夹紧缸的工作压力应该比进给缸的工作压力低，取夹紧缸的工作压力为3MPa,回油路的背压取为0，ηcm=0.9.由式（1-4）可见D夹紧缸=m=0.1086m=108.6mm按表2-4,2-5，液压缸内径D取110mm，活塞杆的直径d取80mm.夹紧缸所需的流量为q夹=v=QUOTE0.1122010-360m3/min=11.4L/min。三、液压缸的工况图根据上述对液压缸主要尺寸的计算。得出液压缸的无杆腔和有杆腔的有效工作面积。加上已知条件中快进、快退及工进的速度。可以对液压缸在各种工况下的流量、压力、功率进行计算。经过计算，将计算结果绘制成下表1-2。表1-2液压缸工作循环中的压力、流量和功率工推力F/N进给液压缸计算公式回油腔压力p2(×105Pa)进油腔压力p1(×105Pa)输入流量q（L/min）输入功率P(kw)快进启动5556014.47--p1=QUOTEq=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+QUOTE加速395920.5315.53--恒速277817.4612.4619.20.399工进25000835.930.052～0.4710.0031～0.0282p1=QUOTEq=A1v2P=p1q快退启动5556013.86--p1=QUOTEq=A2v3P=p1qp2=p背压加速3959825.53--恒速2778822.5920.050.755①因为加速时间很短，所以流量不计；②启动时，活塞还没有开始动作，所以取：=0（快进时）；p2=0（快退时）。将上表绘制成工况图。如图1-3所示。图1-3液压缸工况图第五节拟定液压回路一、选择液压基本回路（一）、调速回路及油源形式根据液压缸工况图，可知本机床的液压滑台工进速度低，传递功率小。适合选用节流调速方式。为保证运动的平稳性，以防止工件钻通时，工作部件继续快速前冲，采用进口节流调速回路并且在回油路上设置背压阀。而且从工况图还可以看出，该液压系统由低压大流量以及高压小流量两个阶段组成。即工进时负载较大，流量较低。而快进、快退时，负载较小，速度较高。所以为了节约能源，减少系统发热，采用双定量泵供油。（二）、快速运动回路以及速度换接回路按照设计要求，系统的快进，快退速度相等。所以系统快进时采用液压缸差动连接的方式。从而保证系统在快进、快退阶段的速度基本相等。根据已知条件，快进、快退速度为5m/min,而工进调速范围为（6.6～60mm）/min。两者速度相差颇大，为了减小速度换接时候的液压冲击，故采用行程阀控制的速度换接回路。（三）、换向回路由液压缸的工况表可知，回路中流量较小（在快退阶段，输入流量最大，为20.05L/min，回油路上为20.05×78.5÷40.1=39.25L/min）。而且本系统为中低压系统，系统的工作压力不高。可采用电磁换向阀的换向回路。由于快进时采用液压缸的差动连接方式，换向阀宜采用三位五通阀。为使机床在调整时可以停留在任意位置，应采用中位机能为O型。（四）、压力控制回路在确定双定量泵的供油形式后，其卸荷和调压方式也随之确定：高压小流量泵和低压大流泵各设一溢流阀调压。当工进阶段时，只有高压小流泵工作，由溢流阀调其出口压力，低压大流泵则卸荷。（五)、行程终点的控制方式因机床用于钻孔加工，对位置定位精度要求较高，故在行程终点采用死挡铁停留的控制方式，并可以通过压力继电器发出换向信号。（六）、夹紧回路的选择在夹紧回路中设置一个二位四通电磁阀来控制工件夹紧、松开的换向动作。同时为防止在夹紧工件、机床工作时，阀突然失电而将工件松开，所以采用失电夹紧的方式。同时为了能够调节夹紧时间以及保证在进油路上油压突然下降时依然具有夹紧力，则可以在回路中接上一节流阀进行调速，并通过单向阀保压。回路的开始部分装一减压阀，通过它来调节夹紧力，同时保持夹紧力的稳定。将上述各基本回路合成，并加以补充完善，绘制出液压系统原理图。如下图1-4所示。图1-4液压系统原理图1-过滤器2-双联叶片泵3-二位二通电磁阀4-溢流阀5-溢流阀6，14-单向阀7，15-液控顺序阀8，16-背压阀9，17-单向阀10，18-三位五通电磁阀11，19-调速阀12，20-单向阀13，21-行程阀22-减压阀23-单向阀24-二位四通电磁阀25-单向阀26-单向节流阀二、液压系统的动作顺序表系统图中各电磁铁及行程阀的动作顺序见表1-3所示（电磁铁通电、行程阀压下时，表中记“+”;反之，记“-”号）。表1-3电磁铁及行程阀的动作顺序表电磁铁行程阀1YA2YA3YA4YA5YA6YA1623定位夹紧快进+-+工进+-+--+-+-+快退-+-+--+-+-松开工件+_--原位停止++--三、该系统工作原理分析（一）、夹紧按下启动按钮，此时电磁换向阀9、18处于中位，液压油流入夹紧回路，完成夹紧的动作。油液流动路线为：夹紧：泵2阀22阀23阀24阀26.（二）、快进当工件被夹紧后，夹紧回路中液压油会达到某一固定压力值，这时压力继电器27发出信号，从而使电磁换向阀9、18的1YA、3YA得电，液压缸通过差动连接，实现快进。油液流动路线为：泵2阀6、14阀10、18阀13、21阀10、18阀9、17（差动连接）。（三）、工进当动力滑台快进至靠近工件时，压下行程阀，油液则经调速阀11、19进入液压缸，此时回路内压力增高，大流量泵卸荷，只有小流量泵供油，液压系统转为工进。油液流动路线为：泵2阀10、18阀11、19阀10、18阀8、16阀7、15油箱。（四）、快退当液压动力滑台工进至死挡铁停留，回路内液压油压力进而升高到某一固定值时，压力继电器29、28发出信号，使电磁换向阀4YA、2YA得电，而3YA、1YA失电，液压缸有杆腔进油实现快退。油液流动路线为：泵2阀6、14阀10、18阀12、50油箱。（五）、松开工件当压力继电器29、28发出信号，进入动力滑台快退时，电磁换向阀2YA、4YA得电，1YA、3YA失电，夹紧回路中二位四通阀24的5YA得电，夹紧回路松开工件。第二章元件参数计算与选择本设计中所选用的液压元件为标准液压元件，通过确定各液压元件的主要参数，在现有的液压元件产品中进行选择。第一节选择液压泵和电动机一、液压泵的工作压力计算因为本设计中采用双泵供油方式，根据液压系统工况图可知，大流量泵只在快进、快退时向液压缸供油。所以大流量泵工作压力较低。而在工进阶段，只有小流量泵单独向液压缸供油，并且此时液压缸工作压力最大。所以对大流量泵和小流量液压泵的工作压力应分别进行计算。已知液压泵的最大工作压力可用液压缸的最大工作压力与液压缸到液压泵之间压力损失之和来表示。参考《液压系统经典设计实例》表1-5液压回路压力损失估算值，工进时，对于本系统，选取进油路上的总压力损失为∑∆p1=8×105Pa，并且压力继电器的可靠动作要求，压力继电器动作压力与液压缸的最大工作压力的压差为0.5MPa.由上液压缸工况表可知工作进给阶段液压缸最大工作压力为3.593×106,则小流量泵最高工作压力可估算为:pp1=pmax+p损+p继电器=（35.93+8+5）×105Pa=4.893MPa根据工况表可知，快退阶段液压缸的工作压力比快进阶段大。按快退时，进油路上的压力损失为0.5MPa计算，则大流量泵的最高工作压力为pp2=p1+p损=（25.53+5）×105Pa=30.53×105Pa=3.053MPa上述计算所得到的pp是指系统的静态压力。考虑液压系统在其各个工况之间的过渡阶段时出现的动态压力一般会超过静态压力，并且考虑到一定的压力贮备量以及确保泵的使用寿命。所以选泵的额定压力pn满足：pn≥（1.25～1.6）pp。根据中低压系统取小值，而高压系统取大值。在本设计中，pn=1.25pp。则高压小流量泵pn1=1.25pp1=1.25×4.893=6.1MPa低压小流量泵pn2=1.25pp2=1.25×3.053=3.8MPa.二、液压泵的流量计算由工况表1-2可知，在整个工作循环中。液压泵的最大输入流量出现在快退阶段，为20.05L/min。泵的最大流量是可以由以下公式计算得到的。(2-1)式中——液压泵的最大的流量；KL——液压系统中的泄漏系数，一般来说取KL=1.1～1.3，则取KL=1.2；——指的是同时动作的各个执行元件的所需要的流量之和的最大值。如果在这个时候溢流阀正处于溢流的状态，还要加上溢流阀的最小溢流量。由式（2-1）可见，单个回路中两个泵的总流量为qp=20.05×1.2=24.06L/min.整个系统中有两个回路，则两个泵的总流量为：Q=2×qp=2×24.06=48.12L/min根据工况表可知，工进时最大流量为0.471L/min。考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，所以单个回路中小流量泵的流量最小为qp1=(0.471+3)=3.471L/min.同样在整个回路中，小流量泵的流量最小为：Q1=2×qp1=2×3.471=6.942L/min.查产品样本，选用小泵的排量为v=16ml/r的YB1型双联叶片泵。额定转速为n=960r/min，则小泵的额定流量为：qvn1=vnηz=16×10-3×960×0.85=13.056L/min则大流量泵的流量为qp2=（48.12-13.056）L/min=35.064L/min.查产品样本，选用大泵排量为v=40ml/r的YB1型双联叶片泵，额定转速为n=960r/min，则大泵的额定流量为：qvn2=vnηz=40×10-3×960×0.92=35.328/min.所以双泵供油的实际输出流量为qp=(13.056+35.328)L/min=48.384L/min.满足系统要求，故本系统选用一台YB1-40/16型双联叶片泵。三、电动机的选择由工况表可知，快退阶段的功率最大，所以按快退阶段估算电动机功率。若快退时，进油路的压力损失∑∆p1=0.5MPa，取双泵的总效率为ηp=0.75.则电动机的功率为：P=pq/ηp=（22.59+5）×105×48.384×10-3÷60÷0.75≈2966.45W查电动机产品样本，选用Y132S-6型电动机，其额定功率Pn=3KW,额定转速为960r/min.第二节选择液压阀一、液压阀的选定根据之前拟定的液压系统图，以及液压缸的工况表。计算和分析通过各个液压阀的最高压力和最大流量。主要在GE系列的产品中选择符合条件的液压阀。表2-1各阀通过的实际流量及型号规格序号元件名称通过流量（L/min)规格额定流量(L/min)额定压力MPa型号1过滤器48.384100WU-100×1802双联叶片泵48.38435/136.3YB1-40/163二位二通电磁阀35.3601622EF3-10B4溢流阀35.3636.3YF3-10B5溢流阀13.056636.3YF3-10B6、14单向阀17.654016AF3-Ea10B7、15液控顺序阀＜0.5636.3XF3-10B8、16背压阀＜0.5256.3FBF3-6B9、17单向阀25.2634016AF3-Ea10B10、18三位五通电磁阀47.36601635EF3-E10B11、19调速阀＜11016AQF3-E10B12、20单向阀47.3610016AF3-Ea10B13、21行程阀49.45510016AXLF3-E10B22减压阀13.056636.3JF3-10B23单向阀13.0564016AF3-Ea10B24二位四通电磁阀＞13.056601625EF3-E10B25单向阀＞13.0564016AF3-Ea10B26单向节流阀13.05610016ALF3-E10B二、液压阀的调整（一）、调速阀11、19流量的调整将调速阀旋钮调节到0.2，可以消除负载变化时对流量的影响，从而满足工进要求。（二）、减压阀22减压阀的压力值是由夹紧力及夹紧缸的有效工作面积决定，取Pj=2.5×106。（三）、压力继电器27其压力值应该大于夹紧液压缸动作时的压力值，并小于减压阀的压力值，由于继电器工作时没有功率损失，为了可靠安全起见，取偏大值=8×105.（四）、压力继电器28、29其压力值应该大于工进时的压力值，小于溢流阀5压力值，基于上述原因取=3.9×105。（五）、液控顺序阀7、15其压力值应大于快进时节流阀之后的压力值，而小于溢流阀5的压力值，而溢流阀应为系统压力最高值，即=pmax=4.893MPa。同样，此阀工作时不会增加系统的功率损失，为了使工作可靠，确保液压缸差动连接时能正常工作，可取≤<调整值可为:=3.0×106。第三节油管的选择各元件间的连接管道的尺寸可根据各元件接口尺寸来确定。液压缸进出油管的尺寸可以按输入、输出流量的最大值来进行计算。由于液压泵选定在选定之后，进给液压缸在各个动作循环阶段的进出口流量已与原来数值不同，所以需要对液压缸的进油和出油流量进行重新计算。其中qp=0.5Q=24.192L/min.表2-2液压缸的进出油流量和运动速度输入流量（L/min）排出流量（L/min）移动速度（m/min）快进（差动连接）q1=qp+q2=qp+qPa2/(A1-A2)=49.455q2=A2q1/A1=25.263V1=qp/(A1-A2)=6.3工进q1=0.052～0.471q2=A2q1/A1=0.027～0.241V2=q1/A1=0.0066～0.06快退q1=qp=24.192q2=A1q1/A2=47.36V3=q1/A2=6.03油管的内径可由以下公式求得(2-2)式中——油管内径(mm)；——油路通过最大流量(L/min)；——油管中允许流速m/s。由式（2-2）可见，可计算液压缸有杆腔和无杆腔相连的油管内径分别为d有=2QUOTE=10.13～14.3mmd无=2QUOTE=14.49～20.49mm其中v的取值范围为2.5～5m/min.而油箱吸油管的计算如下：q泵=Q/QUOTEv=35.328/0.9≈39.258L/min.由式（2-2）可见d吸=2QUOTE=23mm.其中v的取值范围为1.5m/min.d回=2QUOTE=20mm.其中取v的值取2.5m/s.因此，与液压缸无杆腔相连的油管选用公称通径为20mm的无缝钢管。与有杆腔相连的油管选用公称通径为15mm的无缝钢管。而液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内有气穴的发生，所以按标准，选用公称通径为25mm的无缝钢管。第四节过滤器的选择根据过滤器的流量最少是液压泵总流量2倍的原则，取过滤器的流量为液压泵流量的2倍。并且因为所设计的机床液压系统为普通液压传动系统，所以系统对油液的过滤精度要求不高。则q过滤器=2qp=48.384×2=96.768L/min.根据《液压系统设计简明手册》表6-47，此系统选择通用型WU系列网式吸油过滤器。据表6-48，选用WU-100×180型号。型号通径/mm公称流量（L/min）过滤精度/μm尺寸M(d)HDWU-10042×215370表2-3滤油器的规格及尺寸第五节油箱容积的确定液压油箱根据系统压力的不同，有效容积的确定也不一样。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油位不能太高，一般不应该超过液压油箱高度的80%。低压、中压、高压系统油箱的有效容积V确定算法如下：低压系统(P≤2.5MPa)：V=(2～4)(2-3)中压系统(P≤6.3MPa)：V=(5～7)(2-4)中高压或高压系统(P＞6.3MPa)：V=(6～12)(2-5)式中V——液压油箱有效容积；——液压泵额定流量。本设计为中压液压系统，液压油箱的有效容量按泵的流量的5～7倍来确定。由式（2-4）可见V=mqp=(5～7)×48.384=241.92～338.688L现根据《液压系统设计简明手册》表4-1，BEX系列液压油箱外形尺寸。选择BEX-400型号的油箱，容积为400L.第六节液压系统性能的验算一、回路中的压力损失进行压力损失计算，需知进出油管的长度和直径。管道直径按液压缸有杆腔和无杆腔所连接管道为计算值，d无=20mm，d有=15mm。长度估取为2m，选用L-HL32液压油。以油的最低温度15℃时油的运动粘度υ=1.5cm2/s为计算值，油的密度ρ=920kg/m3。表2-4系统中相关液压元件的额定压力损失阀名单向阀换向阀背压阀节流阀行程阀调速阀顺序阀额定压力损失(×105Pa）2352253（一）快进时回路压力损失1.进油路上的压力损失运动部件快进时速度为6.3m/min，流量为49.455L/min，则油在油管内的流速v1为v1=4q1/cm/min=4×49.455×103/(3.14×22)cm/min=262.49cm/s管道流动雷诺数Re1为Re1=v1d/υ=349.99.Re1<2300,所以油液在管道内流态为层流,则可求出沿程阻力系数=75/Re1=0.214。进油管道的沿程压力损失=ρ/2d=0.067826×Pa通过阀的局部压力损失计算方法为：∆p=∆p额定（q实际流量/q额定流量）2（2-6）经计算得，∆p1-2=0.137MPa.进油路上的压力损失∑∆p1=+∆p1-2=0.137+0.067MPa=0.2036MPa.2.回油路上的压力损失液压油在油管内的流速v2为V2=4q2/cm/min=4×25.263×103/(3.14×1.52)cm/min=238.38cm/s.管道流动雷诺数Re2为Re2=v2d/υ=238.38.Re2<2300,所以油液在管道内流态为层流,则可求出沿程阻力系数=75/Re2=0.315。回油管道的沿程压力损失=ρ/2d=0.109×Pa由式（2-6）可见，通过阀的局部压力损失为∆p2-2=0.0659MPa.回油路上的压力损失∑∆p2=+∆p2-2=0.109+0.0659MPa=0.175MPa.将回油路上的压力损失折算到进油路上。便得出差动连接快进时整个回路的压力损失：∑∆p=0.2036+0.175MPa=0.378MPa.这是溢流阀4的调整压力下限参考。（二）工进阶段的压力损失1.进油上的压力损失此时运动部件的最大速度为0.06m/min，进给时最大流量为0.471L/min液压油在油管内的流速v1为v1=4q/πd2cm/min=4×0.471×103/(3.14×22)cm/min=2.5cm/s.管道流动雷诺数Re1为Re1=v1d/υ=3.33.Re1<2300,所以油液在管道内流态为层流,则可求出沿程阻力系数=75/Re1=22.52.进油管道的沿程压力损失=λlρυ2/2d=0.0259×Pa.由式（2-6）可见，通过阀的局部压力损失为∆p1-2=0.21MPa.进油路上的压力损失∑∆p1=∆p1-1+∆p1-2=0.21+0.0259MPa=0.2359MPa.再加上压力继电器∆p继电器=0.5MPa，以及此时的最大工作压力3.593MPa，可得到大流量泵卸荷的调压参数：∆p=0.2359+0.5+3.593=4.3289MPa.2.回油路上的压力损失液压油在油管内的流速v2为V2=4q2/πd2cm/min=4×0.241×103/(3.14×1.52)cm/min=2.27cm/s.管道流动雷诺数Re2为Re2=v2d/υ=2.27.Re2<2300,所以油液在管道内流态为层流,则可求出沿程阻力系数λ2=75/Re2=33.04。进油管道的沿程压力损失为=ρ/2d=0.046×Pa由式（2-6）可见，通过阀的局部压力损失为∆p2-2=0.5MPa.回油路上的压力损失∑∆p2=∆ｐ2-1+∆p2-2=0.5+0.046MPa=0.546MPa.重新计算工进时液压缸的进油腔压力p1p1=(F+A2p2)/A1=(25000+40.1×0.546×106)/(78.5×10-4)=3.44MPa.与原工况表中估算值3.593MPa相近，所以原设计满足要求。则整个回路的压力损失∑∆p=0.546+0.2369=0.7369MPa.（三）快退阶段的压力损失计算计算过程从略，进油路上的压力损失小于原设定的压力损失值0.5MPa，回油路上的压力损失也小于原设定的压力损失值0.8MPa，因此原设计及元件选型能够满足设计要求。二、液压回路和液压系统的效率计算工进时的效率，此时液压缸的工作压力为p1=3.44MPa小流量泵在工进时的工作压力pp1pp1=F/A1+∑∆p=25000/(78.5×10-4)+0.7369×106=3.921MPa.这是溢流阀5的调整压力参数。大流量泵在工进时的工作压力pp2pp2=3×105×(35.328/63)2=0.94×105Pa.则回路的效率ηc为ηc=2p1q1/ppqp=2p1q1/pp1qp1+pp2qp2=2×3.44×106×(0.052～0.471)/(3.921×106×13.056+0.94×105×35.328)=0.00656～0.059.取双泵供油效率为ηp，液压缸的效率取ηm=0.9。则系统效率η∑为η∑=ηcηpηm=0.75×（0.00656～0.059）×0.9=0.0044～0.0398.三、液压系统的发热与温升的验算在本系统中，快进、工进、快退所占用的时间分别为快进：t1=l1/v1=300×10-3/(6.3÷60)=2.857s.工进：t2=l2/v2=100×10-3/[(0.0066～0.06)÷60]=100～909.1s.快退：t3=l3/v3=400×10-3/(6.03÷60)=3.98s.在整个工作循环中，快进占0.312％～2.67％，快退占0.43％～3.72％，工进占93.6％～99.25％。故温升应按工进状况进行验算。工进时，两个液压缸输出有用功率为Po=2Fv2=2×22500×（0.0066～0.06）/60=4.95～45W泵的输入功率为Pi=(pp1q1+pp2q2)/ηp=(39.21×105×13.056+0.94×105×35.328)/(0.75×60×1000)=1211.409W.故得系统发热量为Hi=Pi-Po=1211.409-(4.95～45)W=1166.409～1206.459W.系统温升计算（通风良好）∆t=Hi/QUOTE×103=(1166.409～1206.459)/QUOTE=21.48～22.22℃此值小于普通机床允许的温升≤30～35℃，因此本液压系统不需要安置冷却器。第三章集成油路块的设计第一节集成油路的介绍通常使用的液压组件有板式和管式两种结构。管式组件通过油管来实现相互之间的连接，液压组件的数量越多，连接的管件越多，结构越多，结构越复杂，系统压力损失越大，系统压力损失越大，占用空间也越大，维修、保养和拆装越困难，因此，管式组件一般用于结构简单的系统。板式组件固定在板件上，分为液压油路板连接、集成块连接和叠加阀边接。把一个液压回路中各组件合理地布置在一块液压油路板上，这与管式连接比较，除了进出液压油路板上，组件之间由液压油路板上的孔道勾通。板式组件的优点：液压系统安装、调试和维修方便，压力损失小，外形美观。叠加阀连接在液压油路板和集成块基础上发展起来的新型液压组件，它的特点是：不需要另外的连接件，由叠加阀直接叠加而成，其结构更为紧凑，体积更小，重量更轻，无管件连接，从而消除了因油管、接头引起的泄漏、振动和噪声。从当今的生产水平，集成块的使用较为普遍，故它的综合成本较低，所以本设计的液压系统选用集成块设计。第二节液压集成回路的概述把液压回路分成若干单元回路，每个单元回路一般由三个液压组件组成，采用通用的压力回路P和回油路T。设计液压单元集成回路时，优先选用通用液压单元集成回路，以减少集成块设计工作量，提高通用性。把各液压单元回路连接起来，组成液压集成回路。一个完整液压回路由底板、供油回路、压力控制回路、方向回路、调速回路、顶盖及测压回路等单元液压集成回路组成。液压集成回路设计完成后，要和液压回路进行比较，分析工作原理，否则说明液压回路出了差错。第三节液压集成块及其设计一、集成块设计注意的问题若液压单元和集成块回路液压组件较多或者不好安排时，可以采用过渡板把阀和集成块连接起来。如：集成块某侧面要固定两个液压元件有困难，如果采用过渡板则会使问题比较容易解决。使用过渡时，应注意，过渡板不能与上下集成块上的元件相碰，避免影响集成块的安装，过渡板的高度应比集成块小2mm。过渡板一般安装在集成块的正面，过渡板的厚度为35-40mm，在不影响其它部件工作地条件下，其长度可稍大于集成块的尺寸，过渡板上的孔道的设计与集成块相同。可采用先将其用螺钉与集成块连接号，再将阀安装上。二、集成块设计步骤（一）制作液压组件样板。根据产品样本,对照实物绘制液压元件顶视图轮廓尺寸,虚线给出液压元件底面各油口位置的尺寸,依照轮廓线剪下来,便连液压元件样板,若产品样本与实物有出入则以实物为准.若产品样本中的液压元件配有底板,则样板按底板所提供的尺寸来制做.若没有底板则要注意,有的样本中提供的目元件的依据图.做样板时应把产品样本中的图翻转180°。（二）决定通道的孔径。集成块上的公用通道，即压力油孔P、回油孔T、泄露孔（有时不用）L及四个安装孔。其中压力油孔和回油孔的直径可以类比同压力等级的系列集成块中的孔道直径决定，也可经计算所得。直接与液压元件连接的液压油孔由选定的液压元件规格确定。孔与孔之间的连接孔（即工艺孔）用螺塞在块表面堵死。与液压油管连接的液压油孔可采用米制细牙螺纹或英制管螺纹。（三）确定集成块的外形尺寸。中间块用来安装液压阀，其高度应大于所安装的液压阀的高度。在确定中间块的长度和宽度时，在已确定公用油道孔在块间结合面上的位置。如果集成块组中有部分采用标准系列通道块，则自行设计的公用油道孔位置应与标准通道块上的孔一致。在满足液压阀的安装尺寸的基础上,还需留有足够的调整尺寸,一般在长度方向上的调整尺寸为40～50mm,宽度方向上的调整尺寸为20～30mm。调整尺寸留得较大,孔道布置方便,但将加大块的外形尺寸和重量,反之,则结构紧凑,体积小,重量轻,但孔道布置困难。最后确定的集成块的长度和宽度应与标准系列块一致。（四）布置集成块上的液压元件。在确定了集成块中公用油道的数目、直径及在块间连接面中的位置与集成块的外形尺寸后，即可逐步布置液压元件。1.基块（底板）。基块的作用是将集成块组件固定在油箱顶盖或专用阀架上，并将公用通油孔道通过管接头与液压泵和油箱连接，有时需要在基块侧面上安装压力表开关。设计时要留有安装压力表开关和管接头等的足够空间当液压泵压油口经单向阀进入主油路时，可采用管式单向阀，并将其装在基块外。2.中间块。中间块的侧面安装各种液压控制元件。当需与执行装置连接时三个侧面安装元件，一个侧面安装管接头。在中间块上布置元件时应注意如下事项：a.应给安装液压阀、管接头、传感器及其他元件的各面留有足够的空间。b.集成块体上要设置足够的测压点，以便调试时工作中使用。c.需经常调节的控制阀应安放在便于调节和观察的位置，应避免与相邻侧面的元件发生干涉。d.应使与各元件相通的油孔尽量安排在同一水平面内，并在公用通道孔的直径范围内，以减少中间连接孔（工艺孔）、深孔和斜孔的数量。互不相通的孔之间应保持一定的壁厚，通油孔之间的最小壁厚的值一般不小于5mm，以防止工作时击穿。e.集成块的工艺孔均应封堵，封堵有螺塞、焊接和球胀三种方式。对于直径小于5mm的工艺孔可以省略圆柱而直接焊接封堵，多用于集成块边壁的交叉孔的封堵。球胀多用于直径小于10mm工艺孔的封堵。封堵后密封质量以比漏油为准。f.在集成块的叠积面上（块的上面），公用油道孔出口处要安装O形密封圈，以实现块间的密封。应在公用油道孔出口处按选用的O形密封圈的规格加工出沉孔，O形密封圈沟槽尺寸应满足相关标准的规定。3.顶块。顶块的作用是封闭公用通油孔道，并在其侧面安装压力表开关以便测压，有时也可在顶块上安装一些控制阀，以减少中间块的数量。三、组合机床集成块设计以组合机床液压系统夹紧回路为例，首先将集成回路图绘制出来，如图3-1所示。图3-1集成块单元回路图由集成块单元回路图可知，组合机床液压系统夹紧回路的集成块设计的结构分为底板、压力块、夹紧块、顶盖组成。由四个紧固螺栓把它们连接起来，再由四个紧固螺钉将其紧固在油箱上，液压泵通过油管连接，组成液压站。将液压元件固定在各集成块上。表3-1夹紧回路的集成块集成块名称安装元件规格底板直通管接头A10JB1902-77压力块单向阀AF3-EA10B减压阀JF3-10B溢流阀YF3-E10B夹紧块压力继电器DP1-63B单向节流阀ALF-E10B电磁换向阀24EF3-E10B顶盖压力表装置KF3-EA10B螺钉M12×20（一）底板及供油块的设计底板及供油块的作用是连接集成块的组建。液压泵供应的压力油P由底板引入个集成块，液压系统回路T及泄露油路L经底板引入液压油箱冷却沉淀。图3-2底板块（二）压力块的设计如图3-2为组合机床的压力块，它上面供油三个零件分别是单向阀AF3-EA10B、减压阀JF3-10B、溢流阀YF3-E10B、油孔共有10个孔。图3-3压力块（三）顶盖及测压块块的设计如图3-3是顶盖及测压块，顶盖的主要功用是封闭主油路，安装压力表开关及压力表来观察液压泵及系统各部分工作压力。图3-4顶盖及侧压块其他集成块的设计与上述类似。第四章液压站的设计第一节液压站的概述液压油油箱加上液压泵装置以及液压的控制系统共同组成了液压站。油箱上的装置包括液面指示器、滤油器以及空气滤清器。而液压泵装置包括液压泵，电动机以及将两者装配在一起的连接机构。液压的控制结构包括液压系统中的各种液压元件及他们之间的连接装置。液压站有分布式、集中式两种结构形式。本液压系统的设计采用集中式的液压泵站，液压系统的供油装置，控制装置不布置在组合机床上，而是设置独立的液压站，其优点是便于安装和维护，而且液压设备的振动以及液压油的发热是与机体分离的，但独立的液压站将增加一部分占地面积。第二节液压油箱的设计一、液压有效容积的确定本设计为中压液压系统，液压油箱的有效容量按泵的流量的5～7倍来确定。V=mQ=(5～7)×48.384=241.92～338.688L二、液压油箱的外形尺寸根据之前组合机床液压系统的液压元件的计算和选型，已经选用BEX-400系列的油箱，根据《液压系统设计简明手册》表4-1，可知其外形尺寸。表4-1BEX-400油箱的外形尺寸型号长/mm宽/mm高/mmBEX-4001250860680三、液压油箱的结构设计液压系统中油箱的作用：储存液压油、散发热量、将油液中产生的气泡分离出去以及沉淀固体杂质等。油箱分为开式和闭式两种，本设计中采用开式油箱，这种形式油箱的特点是应用广泛，油箱内液压油可与外界的空气相通，为了避免液压油液被外界的空气污染，则需要在油箱顶部设置一个空气滤清器，同时也可以作为一个注油口。在对油箱进行设计的时候，需要注意下面几点：a.容量足够大。只有这样才能满足系统散热的要求；机床在停止工作时可以储存的下液压系统中全部的油，而在进行工作时又可以保持合适的油位要求；如果油箱容积因为某些原因不能增大，但是容积小又不能满足散热要求时，则需要设置冷却装置。b.无论是吸油管还是回油管都应该时刻处在油位下面，不能使油管口处于油面上方。这样可以避免吸油管吸油时将外界的空气吸入到油管内，而回油管排油时油液飞溅，产生气泡。但是管口通常和油箱底部，箱体内壁之间的距离不能小于油管管径的3倍。通常吸油管应安装的线隙式或网式滤油器，并且安装位置要便于装卸以及清洗。而回油管的管口通常为45º的斜口，并且面向箱体内壁，这样可以避免回油对沉淀在箱底的沉积物产生冲击。吸油管同回油管之间的距离应尽可能的远一些，并且两者中间最好要设置一隔板，这样可以降低油液在油箱里的流动速度，使其在油箱里的运动时间变长，从而提高油箱的散热效果，并且可以分离出渗入到油箱内的空气以及沉淀油液内的固体杂质。c.保持油液的清洁。在油箱顶部的顶盖处设置密封装置，即在顶盖上设置带滤油网的注油口以及带空气滤清器的通气孔，通常根据实际情况将注油和通气都通过空气滤清器来完成，这样既可以满足要求，也可以节省材料，降低成本。而因考虑到油液需从油箱中放出，进行换油以及清理油箱底部的杂质，则应将油箱底部设计成斜的，并在其最低处放置放油阀。d.油箱的箱壁上设计出安装液面指示器、温度计、加热器等。e.为了方便油箱的搬运、安装，以及从油箱散热的考虑，应安装一定高度的支脚，保证油箱底部距离地面至少150mm。以下是油箱的具体设计：(一)隔板1.作用：油箱内设置隔板，可以使回油区与泵的吸油区隔开，增大油液的循环路径，降低油液的循环速度，有利于降温散热，气泡析出和杂质沉淀。2.隔板的安装型式：隔板有很多种安装型式，例如：1）隔板高出液压油面，液压油需经隔板的侧面流过；或在中部开较大的窗口并配上适当面积的过滤网，对油液进行过滤；2）隔板低于液压油面，其具体高度为最低油面2/3，这时液压油从隔板的上方流过。具体的安装型式如下图4-1所示。图4-1隔板的安装型式（二）过滤网的配置1.作用：通过设置过滤网将液压油箱内分成两部分，即隔开吸油管和回油管，这样液压油需要经过一次过滤才能从回油管进入吸油管。过滤网一般是50～100目的金属网。2.配置形式：如下图4-2所示。图4-2过滤网的配置（三）油管1.吸油管吸油管管口处通常应设置一个滤油器，它的精度应为100～200目的网式或线隙式滤油器。滤油器要选择一个容量足够大的，防止因滤油器过小而引起吸油阻力过大。安装吸油管滤油器时需要保证其与油箱底部之间的距离应大于20mm。按照之前提到的液压站设计要求，吸油管的管口应安置在液压油面下方，这样的安置方式在吸油管吸油时可以避免其吸入空气，同样也可以避免液压油如果回流进油箱时冲击油面，从而使空气混入油液，产生气泡。如图4-3所示的安装方式。图4-3吸有油管的安装方式2.回油管已知回油管的几种出口形式如下图4-4所示，有直口（图a所示）、斜口（图b所示）、弯管直口（图c所示）、带扩散器的出口。其中斜口的应用的较多，通常为45º的斜口。如果液压波动比较严重，则需要在回油管出口处装置扩散器。之前提到过回油管一定要放在油液液面以下，把回油管出口设置成如图4-4e所示（即将回油管的出口放在油液面上方）的形式是绝对错误的。图4-4回油管的安装本设计采用图4-4b所示的安装形式。3.吸油管与回油管的管口方向因为油液无论是被吸入管道还是从油管中排出，此时油液都具有一定的流动方向性，会有一定的液压冲击。所以为减小两者之间的油液波动的影响，就需要使用隔板，过滤网以及选择合理的吸、回油管的管口安装形式。并且为进一步的降低回油管对吸油管的压力波动，则可将吸油管和回油管的管口方向安装成同方向的，而不是两个管口正对着的。4.防止杂质污染油液液压油是液压系统进行传动的介质，是组合机床进行生产加工的血液。液压油的品质对液压传动的影响是很大的。所以要避免液压油被污染，这就需要对液压油箱进行密封处理。对液压油箱的密封处理主要在于结构上，即应该注意以下几点：a.不能把油管不做任何密封措施就直接插入油箱里，这样会导致外界的空气和别的一些杂质从油管与油箱之间的间隙进入油箱。如图4-5所示。图4-5b.在油箱顶盖与其上安装的装置进行连接的地方，以及油管与油箱顶盖进行接合处应使用密封材料进行密封。如：衬入密封填料、密封胶，从而保证油箱的气密性。液压油箱的上盖的连接方式，既可以直接焊上，也可以采用添加1.5mm以上的耐油密封垫对其进行密封。图4-6密封的措施1-压力密封圈2-密封图3-油管4-油箱空气滤清器为了使液压油箱既能通过与外界大气相通，从而提高油箱的散热性能；也不会因与大气相连而导致油箱内液压油被污染，本设计采用空气滤清器装置。空气滤清器在本设计中设计成既能过滤空气又能通过它对油箱进行加油的结构。如下图4-7所示。图4-7附带注油口的空气滤器器（五）清洗孔液压油箱上设清洗孔，对其的设计要求就是能最大限度地清扫液压油箱内部的角落，并能通过清洗孔取出箱体内的元件。本设计选取直径为320的清洗孔。（六）杂质和油液的排放为了方便将油箱内的杂质及污油排出箱体。通常将液压油箱底部做成倾斜式的。如图4-8所示，并在其最低处放置放油塞。图4-8液压油箱底部的构造（七）液面指示为了能够方便的了解到油箱内液压油的液面状况。则需要在油箱的侧面安装一个液面指示器，如图4-9所示。图4-9液面指示计的形式与位置还有一种带温度计的液面显示器如图4-10所示。图4-10带温度计的液面指示计（八）液压油箱的起吊装置从实际需要考虑，液压油箱从工厂生产、加工到装配，并且在搬运，安装的过程中，肯定是经过多次的拆装以及搬运，所以在设计油箱结构时，在箱体上加装了吊钩、或吊耳环等装置。如图4-11所示：图4-11装卸装置（九）液压油箱的防锈为了保证液压油箱油足够的使用寿命，避免油箱箱壁因生锈而不能使用，本设计中需要在油箱内壁涂耐油防锈的涂料。液压油箱的装配图见附图。第三节液压站的结构设计一、液压泵的安装方式液压泵的安装方式是将液压泵通过联轴器与电动机联接在一起，作为一个整体装在油箱上，具体的安装方式分为上置式，下置式。上置式又分为立式和卧式两种。表4-1液压泵的安装方式泵组布置型式特点适用功率范围整体式上置式立式电动机立式安装在油箱上，液压泵置于油箱之内，结构紧凑，占地小，噪声低广泛应用在中、小功率液压泵站卧式电动机卧式安装在油箱上，液压泵置于油箱之上，控制阀组亦可置于油箱之上结构紧凑，占地小非上置式泵组（液压泵、电动机、联轴器、传动底座等安装在油箱旁侧，与油用同一个底座泵站高度低，便于维修传动功率较大下置式旁置式泵组安装在油箱之下能够有效地改善液压泵的吸入性能柜式下置式泵组和油箱置于封闭型柜体内，可以在柜体上布置仪表板和电控箱外形整齐，尺寸较大，噪声低，受外界污染小仅应用在中、小功率液压泵站分离型非上置式旁置式泵组和油箱组件分离，单独安装在地基上，改善液压泵的吸入性能，便于维修，占地大传动功率大，油箱容量大本设计选择上置立式的液压泵的安装方式，这种安装方式能够保证泵与电动机之间的同轴度。吸油条件好，漏油可以直接回液压油箱。二、液压泵与电动机与的联接方式液压泵同电动机之间的联接，一般有3种方式：法兰式、支架式、法兰支架式。为了降低液压泵与电动机装配时的同轴度误差，可以选用弹性联轴器。为保证两者联接后工作的稳定性，防止发生剧烈震动。三、液压站的整体结构设计原则（一）液压站中的各个装置、元件在整体上要做到布置合理，均匀。无论是在装置安装时，还是维修拆卸时都能做到快捷方便。从而使整个液压站的设计达到实用和外观整齐。（二）液压阀元件布置要点:行程阀一定要按在运动部件的近处；换向阀之间需要足够的空间，这是为了方便对其进行手动调整以及有时需要装拆电磁铁；而压力表及其开关则要安装在方便工作人员进行观察和调整的地方。（三）泵与机床之间相连的油管通常要先统一集中起来连接到组合机床的中间接头上。之后就通过中间接头将液压油分别流向各个执行元件中。这样的连接方式符合独立液压站的结构。有利于机床与液压站的安装、搬运以及维护。（四）油管的布置。材质好的油管，如硬管可以放在地面上，为防止油管磨损，可以将其外围设置一套管；也可以将其沿着机床外壁进行敷设。多条互相平行布置的油管则需要保持一定的距离，并且要用油管夹将其进行固定。而一些与机床的运动部件相连的管道则需要使用软管、伸缩管或弹性管。这些油管材质柔软，在安装时需要特别注意，尽量避免油管打结、扭转，从而降低油管的使用寿命。BEX-400液压站是由集成块、液压泵装置和BEX-400油箱共同组成的。这三部分中集成块回路部分和液压泵装置安装固定在液压油箱的顶盖上，三者之间按照设计好的油路，通过油管以及管接头进行连接，并且在液压油箱上盖的边缘位置设置一个外接管道的支架，这样可以使管道连接时进行固定，既增加了结构的刚性，又能够合理安置油路管道，使其从整体的结构上表现的整齐美观。第五章PLC控制的设计本设计中钻孔组合机床的进给运动由液压系统驱动，机床动力滑台用于进给运动。为了简化设计，只对动力滑台的循环动作进行PLC控制设计，夹紧系统由人工完成。第一节组合机床的电气控制本设计中的组合钻床电气控制原理图如图5-2所示。动力滑台在加工过程中，有3台电动机动作，分别是：左动力头电动机M1、右动力头电动机M2、冷却泵电动机M3。在控制电路中，手动开关SA1是左动力头的独立调整开关，手动开关SA2是右动力头的独立开关，手动开关SA3是冷却泵电动机的工作选择开关。各电磁阀及压力继电器的动作循序见如下表5-1.表5-1各电磁阀及压力继电器动作表工步YV1YV2YV3YV4KP1KP2快进+-+---工进+_+---挡铁停留+_+-++快退-+-+--原位停止------说明：表格中“+”代表相应的元件接通，“-”代表相应的元件断开。图5-1左、右动力头的动作循环图图5-2电气控制原理图当左、右动力头在原位时，行程开关ST1、ST2、ST3、ST4、ST5、ST6被压下。当机床准备工作时，现将手动开关SA1、SA2切换到自动循环位置，接着按下机床的启动按钮，此时接触器KM1、KM2通电闭合并自锁，其主触点闭合，左右动力头电动机M1、M2开始运转。快进：按下“前进”按钮SB3，此时中间继电器K1、K2通电闭合并自锁，电磁阀YV1、YV3线圈通电动作，左右动力头离开原位快速前进。（此时，行程开关ST1、ST2、ST5、ST6率先复位，随后行程开关ST3、ST4也跟着复位。由于ST3、ST4复位，则中间继电器K通电闭合并自锁，为左、右动力头自动停止做好准备。）工进：动力头在快速前进的过程中，通过各自的行程阀自动转换为工进，并压下行程开关ST，则使接触器KM3通电闭合，冷却泵的电动机M3启动，向机床提供切削冷却液。挡铁停留：左动力头加工完毕后，压下行程开关ST7，并通过挡铁机械装置动作使液压系统油压升高，此时压力继电器KP1动作，使得图5-2中14区的压力继电器KP1的常开触点闭合，中间继电器K3闭合并自锁，K1失电释放。同理，右动力头加工完毕后，压下行程开关ST8，并通过挡铁机械装置动作使液压系统油压升高，此时压力继电器KP2动作，使得图5-2中19区的压力继电器KP2的常开触点闭合，中间继电器K4闭合并自锁，K2失电释放。快退：由于中间继电器K1、K2失电释放，YV1、YV3失电且YV2、YV4通电，根据表5-2中各电磁阀及压力继电器的动作顺序表可知，此时左、右动力头快速后退。当左、右动力头退回至行程开关ST处时，ST复位，接触器KM3失电释放，则冷却泵电动机M3停止运转。原位停止;当左、右动力头退回至原位时，首先压下行程开关ST3、ST4，然后压下行程开关ST1、ST2、ST5、ST6。接触器KM1、KM2失电释放，左、右动力头电动机M1、M2停止运转，完成一次循环加工过程。图5-2中SB4为左、右快退手动操作按钮，按下SB4，能使左、右动力头退至原位停止。第二节组合机床的PLC控制根据该钻床的特点，迭用日本三菱公司生产的F1系列的F1-40M可编程控制器实现顺序控制和钻床自动加工循环。该PLC有24个输入点数和16个输出点数．一、PLC控制输入输出点分配表5-2组合钻床PLC控制输入输出点分配表输入信号输出信号名称代号输入点编号名称代号输出点编号总停按钮SB1X0左动力头电动机M1接触器KM1Y0总启动按钮SB2X1右动力头电动机M2接触器KM2Y1动力头前进按钮SB3X2冷却泵电动机M3接触器KM3Y2动力头退回原位按钮SB4X3电磁阀YV1Y4自动循环行程开关ST1ST2X4电磁阀YV2Y5动力头自动停止行程开关ST3ST4X5电磁阀YV3Y6自动循环行程开关ST5X6电磁阀YV4Y7自动循环行程开关ST6X7左动力头后退行程开关压力继电器ST7KP1X10右动力头后退行程开关压力继电器ST8KP2X11冷却泵电动机启停行程开关及控制元件STSA3FR3X12热继电器FR1X13输入信号输出信号热继电器FR2X14手动开关SA1X15手动开关SA2X16二、PLC控制接线图如下图6-3所示，为PLC控制的接线图。图5-3组合机床的PLC控制接线图三、PLC控制梯形图图5-4PLC梯形图四、PLC控制的指令语句表参考上述梯形图，写出如下的指令语句：表5-3梯形图指令语句步序指令数据0LDY01ORX152LDY13ORX164ANB5ORX16ANIX07OUTM08LDX49ORIM110ANIX1511ANDX1312ANDM013OUTY014LDX415ORIM116ANIX1617ANDX1418ANDM019OUTY120LDX521ORM122ANDM023OUTM124LDIX225ANDM226ORM327ANIX1528ANDM029OUTM230LDM231OUTY432LDIX633ANDM234ANDM335ORX1036ORX337ANIX1538ANDM039OUTM340LDM341OUTY542LDIM443ANDM544ORX245ANIX1646ANDM047OUTM548LDM549OUTY650LDIX751ANDM552ANDM453ORX1154ORX355ANIX1656ANDM057OUTM458LDM459OUTY760LDX1261ANDM062OUTY263END结束