组合机床动力滑台液压系统设计毕业论文

兰州交通大学毕业设计（论文）

摘 要

液压传动技术是机械设备中发展最快的技术之一，特别是近年来与微电子、计算机技术相结合，使液压技术进入了一个新的发展阶段。由于液压技术具有传递效率高、系统结构简单、动作实现容易等突出优点，液压传动在工程机械中得到了广泛的应用。

本文首先对组合机床动力滑台液压系统进行工况分析，通过分析计算，绘制速度、负载循环图，初步选定液压缸工作压力，并计算液压缸尺寸以及各阶段流经液压缸的流量；其次根据液压系统供油方式、调速方式、速度换接方式来拟定液压系统图，并且对系统工作状态进行分析；再次通过对流经各元件的流量的计算，合理选择液压元件；最后通过对系统效率、发热和升温的验算，对液压系统进行性能分析。所设计的液压系统除了满足上述要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。

关键词: 动力滑台；工况分析；液压系统；液压缸

I

组合机床动力滑台液压系统设计

Design of combination machine tool hydraulic pressure system

The hydraulic drive technology is one of the fastest-growing technologies in the mechanical equipment. Especially in recent years, hydraulic technology with microelectronics and computer technology combined, make the hydraulic technology has entered into a new stage of development. Hydraulic technology has high transfer efficiency, simple structure, action to achieve easy outstanding advantages. Hydraulic transmission has been widely applied in construction machinery.

Firstly this paper analyzes the working conditions of the hydraulic system of power sliding table in modular machine tools. The rendering speed and the graph of load circulation are obtained by the analysis and calculation, as well as the working pressure of hydraulic cylinders. Calculation for hydraulic cylinders is to get suitable cylinder size and the each stage flow of the hydraulic cylinder; Secondly protocolling the circuit diagram for hydraulic system is based on its oil mode, speed mode and the access mode of speed and analysis for the working conditions of hydraulic system. Calculation for the flow of hydraulic cylinders again is to choose the rational components; Finally analyzing for hydraulic system performance is to check the efficient and temperature of this system. In addition the above requirements should be met, the system must meet the principles including the small size, light weight .low cost, high efficiency, simple structure, reliable operation, convenient use, which are recognized as rational design principles.

Key words: power sliding; working conditions; hydraulic system; hydraulic cylinder

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目 录

摘 要 ........................................................................................................................................... I Design of combination machine tool hydraulic pressure system .............................................. II 1 绪 论 .................................................................................................................................... 1 1.1 液压传动的发展历史及发展前景 ..................................................... 1 1.2 液压传动的优缺点 .......................................................................... 3 1.2.1 液压传动的优点 ........................................................................ 3 1.2.2 液压传动的缺点 ........................................................................ 4 1.2.3 液压传动的应用 ........................................................................ 4 2 组合机床动力滑台液压系统的工况分析 .......................................................................... 6 2.1 技术要求和设计参数 ....................................................................... 6 2.2 分析系统工况 .................................................................................. 7 2.2.1 工作负载 .................................................................................. 7 2.2.2 惯性负载 .................................................................................. 7 2.2.3 阻力负载 .................................................................................. 8 2.3 负载循环图和速度循环图的绘制 ..................................................... 8 2.4 液压缸的设计 ................................................................................ 10 2.4.1 确定液压缸的主要尺寸 ........................................................... 10 2.4.2 计算液压缸工作循环各阶段的压力、流量和功率 .................... 17 3 拟定液压系统原理图 ........................................................................................................ 19 3.1 液压传动系统的类型 ..................................................................... 20 3.2 速度控制回路的选择 ..................................................................... 20 3.3 换向回路和速度换接回路的选择 ................................................... 20 3.4 油源的选择和能耗控制 ................................................................. 21 3.5 压力控制回路的选择 ..................................................................... 22 3.6 拟定液压系统原理图 ..................................................................... 22 4 液压元件的选择 ................................................................................................................ 24 4.1 确定液压泵和电机规格 ................................................................. 24 4.2 阀类元件和辅助元件的选择 .......................................................... 25 4.3 油管的选择 ................................................................................... 28

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4.4 油箱的设计 ................................................................................... 30 5 液压系统性能的验算 ........................................................................................................ 33 5.1 估算系统的效率 ............................................................................ 33 5.2 系统发热和温升验算 ..................................................................... 33 6 液压元件的清洗、传动装置的总体设计及常见故障 .................................................... 35 6.1 液压元件的清洗 ............................................................................ 35 6.2 液压传动装置的总体设计 .............................................................. 35 6.2.1 液压装置的总体布置 ............................................................... 35 6.2.2 液压元件的配置方式 ............................................................... 36 6.2.3 常见故障及排除方法 ............................................................... 37 结 论 ........................................................................................................................................ 40 致 谢 ........................................................................................................................................ 41 参考文献 .................................................................................................................................. 42

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1 绪 论

1.1 液压传动的发展历史及发展前景

液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫·布拉曼（Joseph Braman,1749-1814），在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。

第一次世界大战（1914-1918）后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯（F.Vikers）发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动 的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁·尼斯克（G·Constantimsco）对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。

第二次世界大战（1939-1945）期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出,日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速发展液压传动,1956 年成立了“液压工业会”。近20~30 年间，日本液压传动发展之快，居世界领先地位。军事工业的迫切需要促使液压装置向反应快、动作灵敏、功率大的方向发展，并出现了伺服阀。战后，先进的液压技术迅速转向民用，在工程机械、汽车制造、农用机械等领域得到了广泛的应用。

液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。

我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、

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汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。

目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广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，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。

液压传动相对于机械传动来说是一门新技术，液压传动和控制广泛应用了电子技术、计算机技术、信息技术、自动控制技术及新工艺、新材料的新成果，已成为工业机械，工程建筑机械及国防尖端产品不可缺少的重要技术。液压传动的应用深入各个领域，国外生产的95%的工业机械、90%的数控加工中心、95%以上的自动化生产线都采用了液压传动技术。因此，采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。而其向自动化、高精度、高效率、高速度、高功率、小型化、轻量化方向发展，是不断提高它与电传动、机械传动竞争能力的关键，随着液压自动化程度的不断提高，液压元件应用数量的急剧增加，原件小型化、系统集成化是未来的发展趋势，在未来加工中应用前景十分广阔。

液压传动系统由液压泵、阀、执行器及辅助件等液压元件组成。液压传动原理是把液压泵或原动机的机械能转变为液压能，然后通过控制、调节阀和液压执行器，把液压能转变为机械能，以驱动工作机构完成所需求的各种动作。液压传动技术是机械设备中发展速度最快的技术之一，其发展速度仅次于电子技术，特别是近年来液压与微电子、计算机技术相结合，使液压技术的发展进入了一个新的阶段。从70年代开始，电子学和计算机进入了液压技术领域，并获得了重大的效益。总之，液压技术在与微电子技术紧密结合后，在微计算机或微处理器的控制下，可以进一步拓宽它的应用领域，使得液压传动技术发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术，使它在国民经济的各方面都得到了应用。

作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确

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定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。

组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。

1.2 液压传动的优缺点 1.2.1 液压传动的优点

(1) 在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。

(2) 液压执行装置的工作比较平稳。在液压传动装置中，由于油液的压缩量非常小，在通常压力下可以认为不可压缩，依靠油液的连续流动进行传动。油液有吸振能力，在油路中还可以设置液压缓冲装置，故不像机械机构因加工和装配误差会引起振动扣撞击，使传动十分平稳，由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。

(3) 液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。

(4) 液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。

(5) 液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。 (6) 由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。

(7) 承载能力大 液压传动易于获得很大的力和转矩。

(8) 容易实现复杂的动作 采用液压传动能获得各种复杂的机械动作，如仿形车床的液压仿形刀架、数控铣床的液压工作台，可加工出不规则形状的零件。

(9) 简化机构 采用液压传动可大大地简化机械结构，从而减少了机械零部件的数

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组合机床动力滑台液压系统设计

目。

1.2.2 液压传动的缺点

(1)以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。

(2) 液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。

(3) 液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。

(4) 为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。

(5)液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。

(6)随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。

总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与其它传动方式的结合更是前途无量。

尽管液压传动有这些缺点，但优点毕竟占主导地位，并且某些缺点已在不同程度上得到克服，这也是液压传动技术迅速发展和应用日益广泛的原因。

1.2.3 液压传动的应用

由于液压传动和控制技术具有独特的优点，从民用到国防，从一般传动到精度很高的控制系统，都得到了广泛的应用，近三十年尤其如此。

在国防工业中，陆、海、空军的很多武器装备都采用了液压技术，如飞机操舵装置、起落架和发动机自动调速装置，坦克的稳定系统，火炮随动系统，雷达无线电扫描系统，导弹和火箭的发射控制系统等。

机床工业是应用液压技术最早的行业，目前机床传动系统有85%都采用了液压传动和控制技术，如磨床、刨床、铣床、插床、车床、组合机床和压力机等。

在工程机械中，普遍采用了液压技术，如挖掘机、轮船转载机、汽车起重机、履带推土机和振动式压路机。

在汽车工业中，液压越野汽车、液压自卸汽车、消防车等均采用了液压技术。 在冶金工业中，电炉自动控制系统，轧钢机的控制系统，平炉装料装置，转炉和高

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炉控制系统，带材跑偏及恒张力装置等都采用了液压技术。

在船舶工业中，液压技术的应用也很普遍，如液压控泥船、水翼船、气垫船和 船舶辅助装置等。

在轻纺、化工和食品行业，如纺织机、印刷机、塑料注射机、食品包装机和瓶装机等也采用了液压技术。

近几年来，在太阳能跟踪系统、海浪模拟装置、船舶驾驶模拟系统、地震模拟装置、宇航环境模拟系统，核电站防振系统等高技术领域，也采用了液压技术。

总之，一切工程领域，凡是有机械设备的场合，都可采用液压技术。在大功率和自动控制的场合，尤其需要采用液压技术，液压技术的应用有着光明前景。

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2 组合机床动力滑台液压系统的工况分析

2.1 技术要求和设计参数

液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动，如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成的动作循环通常包括：原位停止?快进?I工进?II工进?死挡铁停留→快退→原位停止，如图2.1所示。

图2.1 组合机床动力滑台工作循环

本课题所设计的组合机床在普通车间使用，工作环境要求不高，对环境温度、湿度、尘埃情况没有特殊的要求，液压系统的安装必须稳定，避免对机床产生直接的冲击振动，影响机床加工精度及寿命。

表2.1 组合机床动力滑台设计参数 参 数 切削阻力(N) 滑台自重 (N) 快进、快退速度(m/min) 工进速度(mm/min) 最大行程(mm) 工进行程(mm) 启动换向时间(s) 液压缸机械效率 数 值 15000 22000 5 100 350 200 0.1 0.9 6

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本课题设计的液压系统对重量、外形尺寸、经济性没有特殊的要求 ，但必须符合一般的普遍设计原则：重量轻、体积小、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用维护方便。

工作循环：快进?工进?快退?停止；

系统设计参数如表2.1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。

组合机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。

2.2 分析系统工况

在对组合机床动力滑台液压系统进行工况分析时，本设计只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载、和机械摩擦阻力负载，其他负载可以忽略。

2.2.1 工作负载

工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，即沿液压缸轴线方向的力为工作负载，即

Fw?15000N

2.2.2 惯性负载

最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知加减速时间为0.1s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为5m/min，因此惯性负载可以表示为

?G???v?Fm???g????t? (2.1)

????式中：Fm—惯性力；

G—活塞杆的自身重力； g—重力加速度，取9.8m/s2；

?v—快进速度；

?t—快进时间；

?G???v?220005?Fm????Ｎ?1871N ?g???t?9.860?0.1????

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2.2.3 阻力负载

阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。 阻力负载： Ff?f?N (2.2) 式中： Ff —摩擦力；

f—摩擦系数；

N—工作压力；

静摩擦阻力 Ffi?fi?N?0.2?22000?4400N 动摩擦阻力 Ffd?fd?N?0.1?22000?2200N

根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表2.2所示。

表2.2 液压缸在各工作阶段的负载(单位：N)

液压缸推力工况 负载组成 负载值F

F'?F?m 4889 N 4523 N 2444 N 19111 N 4889 N 4523 N 2444 N 起动 加速 快进 工进 反向起动 加速 快退 F?Ffs 4400 N 4071 N 2200 N 17200 N 4400 N 4071 N 2200 N F?Ffd?FmF?Ffd F?Ffd?FwF?Ffs F?Ffd?Fm F?Ffd 2.3 负载循环图和速度循环图的绘制

根据表2.2中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2.2所示。

图2.2表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为19111N，其他工况下负载力相对较小。

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图2.2 组合机床动力滑台液压系统负载循环图

所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度v1?v3?5m/min，快进行程l1?350?200?150mm，工进行程l2?200mm，快退行程l3?350mm，工进速度v2?100mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图2.3所示。

图2.3 组合机床液压系统速度循环图

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2.4 液压缸的设计

2.4.1 确定液压缸的主要尺寸

液压缸是液压系统中的执行元件，它是一种把液体的压力能转换为机械能的能量转换装置。液压缸在液压系统中的作用是将液压能转变成机械能，使机械实现直线往复运动或小于360?的往复摆动运动。液压缸结构简单，工作可靠，在液压系统中得到了广泛的应用。

(1) 液压缸常用类型

随着液压技术的飞速发展和普遍应用，液压缸的类型也逐渐繁多。液压缸可分为推力液压缸和摆动液压缸，推力液压缸又可以分为活塞缸、柱塞缸两类，活塞缸和柱塞缸的输入为压力和流量，输出为推力和速度。本设计课题为组合机床液压机，专门传递推力，属于中压缸。柱塞缸只能实现一个方向的运动，反向运动要靠外力。通常成对反向布置使用，这种液压缸中的柱塞和缸筒不接触，运动时由缸盖上的导向套来导向，不但结构复杂，而且动作不够灵敏，不能满足本设计的要求；双作用单活塞杆液压缸结构简单，制造便宜，容易操作，安装面积小，可以满足力和运动的要求。综上所述，液压缸选用单作用活塞缸。双作用单活塞杆液压缸的活塞、活塞杆和导向套上都装有密封圈，因而液压缸被分隔为两个互不相通的油管，当活塞腔通入高压油而活塞杆腔回油时可实现工作进程，当从反方向进油和回油时可实现快速回程。

(2) 液压缸主要零部件设计

通用液压缸用途广泛，适用于机床、车辆、重型机械、自动控制等机械的液压传动。已有国标和国际标准规定其安装尺寸。液压缸的结构基本上可以分为缸筒、缸盖、活塞、活塞杆、密封装置、导向装置和缓冲装置等。在设计过程中，根据要求结合实际设计要求设计出结构合理，并能实现工作要求的液压缸。

① 缸筒的设计 a 缸筒结构和材料

通常根据缸筒与端盖的连接型式选用，而连接型式又取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。缸筒的材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。该设计液压缸筒采用45号钢，缸筒和缸盖之间连接用螺栓连接，虽然外形尺寸较大，重量大，但结构通用性好，缸体加工容易，装卸方便，能充分满足设计要求。缸壁较厚的缸筒采用铸铁或锻件或用厚钢板卷成筒形，焊接后退火，焊缝需要用x射线等探伤检查。缸筒与法兰端盖连接时，其头部可以焊接法兰或作墩

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粗处理。

b 对缸筒的要求

缸筒要有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态试验压力而不致产生永久变形；缸筒要有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；缸筒内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级和形位公差等级足以满足活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊性，以便在焊上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。

缸筒内表面通常要磨削，表面粗糙度Ra?(0.32~0.16)μm；有防腐要求时，表面镀铬厚度??(0.03~0.05)mm，并研磨抛光。

缸筒上通常还要焊接进出油口，对于采用中间耳轴安装的液压缸，缸筒上还要焊接中间耳轴。

缸筒与活塞一般采用基孔制间隙配合。活塞用橡胶、皮革材质的密封件时，缸筒内孔采用H8，H9公差等级；采用活塞环密封时，缸筒内孔采用H7公差等级；采用间隙密封时，缸筒内孔采用H6公差等级。缸筒内孔表面粗糙度一般为

Ra?(0.10~0.05)μm。

缸筒内孔的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差的一半；轴线的直线度不大于0.03mm/100mm；缸筒断面对轴线的跳动不大于0.04mm/100mm。

缸筒与端面采用螺纹连接安装时，螺纹采用2a级精度的公制螺纹；采用法兰连接安装时，结合端面对轴线的垂直度不大于0.04mm/100mm，缸筒与法兰的合接部位的精度等级一般可取H8/f8，H9/f8。

c 缸筒壁厚计算 按薄壁公式计算

对于低压系统或当缸径D与壁厚?的比值D/??12.5时，一般按薄壁圆筒计算， 即

??pyD2??? (2.3)

式中：py—试验压力。当工作压力p?16MPa时，py?1.5p；当压力p?16MPa

时，py?1.25p；

???—缸筒材料的许用应力；

4.5?0.1???2.3mm，取??5mm

2?100d 缸底结构及厚度计算

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缸底是对柱塞式或单活塞杆液压缸而言的，亦称后端盖。它与缸筒通常为焊接式连接；对于铸造式缸筒，它与缸筒为一个整体零件。缸底的结构因安装形式而异，对于两端铰支的液压缸，安装底座可与缸底采用焊接形式或整体铸造形式，材料为35号铸钢，缸底上通常设计有进出油口。

单活塞杆液压缸缸底的厚度h应满足强度要求，对于平底，有

h?0.433d式中： d—缸底止口内径 mm； p—工作压力 MPa；

p??? (2.4)

???—材料许用应力(安全系数n?3) MPa ;

h?0.433?903?6.7mm，取10mm

100② 缸盖的设计

缸盖通常指与活塞杆伸出端配合的零件，缸盖的材料多用35、45号钢或铸35、45号钢或铸铁。缸盖采用耐磨铸铁时，导向套可以省去。缸盖端部还要设置密封圈和防尘圈，缸盖与缸筒配合部位要设有密封圈。

缸盖分为左缸盖和右缸盖。缸盖的材料为铸铁。其法兰的尺寸由安装条件确定。缸盖与缸筒的内壁的接触面为其定位基准。缸盖与缸体的内壁接触处采用了O型密封圈进行密封。为了保证缸盖与缸筒两者轴线的同轴度，其装配面要经过磨削加工，且要保证柱面轴线与法兰面的加工表面有一定的垂直度要求。左缸盖的进油口安置在上方，而右缸盖的出油口安排在侧面，为了防止漏油，采用直角油管接出。

③ 活塞的设计 a 活塞的设计要求

当液压缸行程较短、活塞与活塞杆相差不大或特殊需要时，活塞与活塞杆为整体式零件，常用材料为45号钢。在绝大多数情况下，活塞与活塞杆采用分体装配式，即活塞与活塞杆均为单独零件，用适当的结构方式将两者连接在一起。

为保证缸筒与活塞的密封性，活塞上通常要装有密封圈和支承环。对于采用支承环的活塞，材料通常采用20、35、45号钢。未采用支承环时，多采用高强度铸铁、耐磨铸铁、球墨铸铁及其他耐磨合金。一些连续工作的高耐久性活塞，可在钢制活塞的外表面烧焊青铜合金或喷镀尼龙材料。

由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，

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既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；配合过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。

b 活塞结构型式

根据密封装置型式来选用活塞结构型式。液压缸的内径和其受力大小来决定。活塞材料用耐磨铸铁，活塞与缸筒之间的密封圈用O型密封圈，O型密封圈耐高压，耐磨性好，低温性能好。

c 活塞尺寸及加工公差

活塞的宽度一般为活塞外径的0.6～1.0倍。活塞的外径应略小于缸筒的内径，活塞与缸筒之间是用密封圈来连接的，因为缸筒的内径为100mm，则取活塞的外径为100mm，其内孔的大小是根据与之相配合的活塞杆的直径来确定的。活塞外径的配合一般采用f9，外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，端面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差一半，Ra视结构型式不同而各异。活塞杆的直径的确定见下一节。根据密封圈的大小来确定槽的深度和宽度。

活塞的宽度B一般取0.6D~1D；端盖滑动支承面长度l1根据内径确定，即 当D>80mm时，取l1=(0.6~1)D； 当D<80mm时，取l1=(0.6~1)d

因此， B=0.8D=77.4mm

l1=0.8D=77.4mm

活塞的零件图如图2.4所示：

图2.4 活塞

④ 活塞杆的设计 a 活塞杆的结构与材料

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活塞杆的材料选用45号钢，实心结构同时对活塞杆进行淬火，淬火深度为0.5～1mm。其两个端部均采用螺纹连接，当活塞杆的端部为螺纹连接时，其尺寸可依据GB2350-80液压缸、气缸活塞杆螺纹尺寸系列查表求得。

b 活塞杆的技术要求

活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229-285HB，必要时，再经高频淬火，硬度达到HRC45-55。活塞杆上的螺纹，一般应该按照6级精度加工，如载荷较小，机械振动也较小时，允许按照7级或者8级精度制造。活塞杆的外圆粗糙度Ra值一般为0.1～0.3μｍ。太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于润滑，因此该设计选取为0.16μｍ。为了提高耐磨性和防锈性，活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层厚度为0.03～0.05mm，并进行抛光或磨削加工。

⑤ 密封装置的设计 a 活塞与缸筒之间的密封

活塞与缸筒之间的密封圈用耐高压，耐磨性好，低温性能好的O型密封圈,O型密封圈对于作往复运动的活塞密封效果好。

b 其他密封装置

端盖和缸筒之间属于静密封，用石棉密封，其他的密封都采用了不同安装型号的O型密封圈进行密封。

⑥ 导向套的设计

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向滑动面中点的距离H称为液压缸的最小导向长度。

活塞杆导向套装在液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质、灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。导向套的典型结构形式有轴套式和端盖式两种，本设计采用轴套式。

a 导向套的材料及尺寸的确定

液压缸的行程S主要根据执行机构的运动要求而定。为了简化工艺、降低成本、增加产品的通用性，应尽量采用国家标准规定的标准系列值。

根据GB/T2349–1980，取液压缸的行程S=160mm。

导向套长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大。影响液压缸的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证缸有一定的最小导向长度，一般缸的最小导向长度应满足：

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H?SD? (2.5) 202式中：S—为液压缸的最大行程，S=160mm; D—为液压缸筒内径，D=100mm; H—导向套最小导向长度；

H?160100? 202H?8+50=58mm

设计中导向套采用两个导向段，每段宽度为d/3，两段中线间距离2d/3。最终根据设计要求的需要，选择导向套的长度为75mm。金属导向套一般采用磨损系数小、耐磨性好的青铜材料制作。因此，这里采用了锡青铜这种材料。

为保证最小导向长度，过分加大B及l1都是不可取的，必要时可以在活塞与导向滑动面之间装隔环。隔环的宽度C由下式确定。 1C=H-(l1?B) (2.6)

2C=80-0.5?154.8=2.6mm

b 导向套的加工要求

导向套外圆与端盖内孔的配合多为H8/f7；内孔与活塞杆外圆的配合为H9/f9；外圆与内孔的同轴度公差不大于0.03mm,圆度和圆柱度公差不大于直径公差的一半，内孔有环形槽装防尘圈，导向套与端盖内侧接触处采用O型密封圈密封；导向套的表面粗糙度Ra为0.63～1.25μm。

导向套的零件图如图2.5所示：

图2.5 导向套

⑦ 缓冲装置的设计

缓冲装置的工作原理是使缸筒低压腔内油液通过节流把动能转换为热能，热能则

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由循环的油液带到液压缸外。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端实现速度的递减，直至为零。变节流型缓冲装置在缓冲过程中通流面积随缓冲过程的变化而变化，缓冲腔内的缓冲压力保持均匀或按一定的规律变化，能取得满意的缓冲效果，该设计采用变节流型缓冲装置的锥形的型式。

⑧ 初选液压缸的工作压力

所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为19111N，其它工况时的负载都相对较低，按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=3MPa。

⑨确定液压缸的主要尺寸

由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。

工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为

p2?0.8MPa。

工进时液压缸的推力计算公式为

F?m?A1p1?A2p2?A1p1?(A1/2)p2 (2.7)

式中：F—负载力

?m—液压缸机械效率

A1—液压缸无杆腔的有效作用面积 A2—液压缸有杆腔的有效作用面积 p1—液压缸无杆腔压力 p2—液压有无杆腔压力

因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为

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(A1?F?m)p2)2?(p1?液压缸缸筒直径为

19111?73.5cm2

0.8(3?)?1062D?4A1??4?73.5??9.68cm (2.8)

根据无杆腔面积和有杆腔面积的关系式A1?2A2，即缸筒和活塞杆直径之间的关系d = 0.707D，可求得液压缸活塞杆直径为d=0.707?9.68=6.84cm,根据GB/T2348-1993，将液压缸的内径和活塞杆直径分别圆整到相近的标准值为：D=100mm，d=80mm。

根据圆整后的液压缸内径和活塞杆直径，可得液压缸无杆腔面积和有杆腔的实际有效工作面积分别为

A1??D24???1024??78.5cm2 (2.9)

A2??(D2?d2)4??(102?82)4?28.3cm2

2.4.2 计算液压缸工作循环各阶段的压力、流量和功率

根据液压缸的负载循环图和速度循环图及液压缸的有效工作面积，可以计算出液压缸在工作循环各个阶段的压力、流量和功率。当液压缸做差动连接快进时，由于管路中有压力损失，液压缸有杆腔中的压力必须大于无杆腔中的压力，此处选管路压力损失?p?0.5MPa，则有杆腔压力为p2?p1??p?p1?0.5。液压缸工进时回油腔中的背压p2?0.8MPa，快退时回油腔中的背压p1?0.5MPa。

(1) 液压缸差动连接快进时，其无杆腔进油压力、输入流量、输入功率和有杆腔压力分别为

p1?F??pA22444?0.5?28.3??0.64MPa (2.10) ?4A1?A2(78.5?40)?105?(78.5?28.3)?10?4?25.08L/min (2.11) 60q?V(A1?A2)?P?p1q?6.4?105?4.18?10?4?0.268KW (2.12)

p2?p1??p?0.64?0.5?1.14MPa

(2) 工进阶段液压缸进油压力、输入流量、输入功率和有杆腔压力分别为

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F?p2A219111?0.8?106?28.3?10?4p1??Ｐa?4A178.5?10 ?2.72?106ＰＭＰａ?2.72ａ0.1?78.5?10?4m3/s 60?13.08?10?6m3/s?0.785Ｌ/minP?p1q?2.72?106?13.08?10?6Ｗ?35.58Ｗ?0.036KW

p2?0.8MPa

q?v2A1?液压缸快退时无杆腔压力、输入流量、输入功率和有杆腔压力分别为

F?p1A12444?0.5?78.5?100p2??Ｐａ?4A228.3?10

?2.25?106ＰＭＰａ?2.25ａ5q?v1A2??28.3?10?4ｍ3/s?2.36?10?4ｍ3/s?14.16L/min

60P?p2q?2.25?106?2.36?10?4?0.531KW

p1?0.5MPa

根据上述液压缸各个工作阶段的压力、流量和功率的计算结果，可绘制出液压缸的工况图，如图2.6所示。

图2.6 液压系统工况图

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3 拟定液压系统原理图

液压传动系统的草图是从液压系统的工作原理和结构组成上来具体体现设计任务所提出的各项要求，它包括三项内容：确定液压传动系统的类型、选择液压回路和组成液压系统。确定液压传动系统的类型就是在根据课题提供的要求下，参照立式组合机床液压系统的具体特点，选择适合的系统类型。选择液压回路就是在根据课题提供的要求和液压传动系统具体运动特点，选择适合本课题的液压回路。组成液压系统就是在确定各个液压回路的基础上，将各个液压回路综合在一起，根据课题的实际要求，对液压系统草图进行适当的调整和改进，最终形成一个合理有效、符合课题设计要求的液压传动系统原理图。

根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。快进和工进的控制方法比较如表3.1所示。

表3.1 快进工进的控制方法比较

项目 转 换 性 能 安 装 特 点 1.行程阀装在滑座上 2.管路较复杂 3.须设置液压撞块机构(撞块长度大于工进行程) 1.电磁阀可装在液压站(或控制板)上，安装灵活性大 2.管路较简单 3.须设置电气撞块机构 采用行程阀 1.液压冲击小 2.转换精度高 3.可靠性好 4.控制灵活性小 采用电磁阀 1.液压冲击较大 2.转换精度较低 3.可靠性较差 4.控制灵活性大

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3.1 液压传动系统的类型

液压传动系统的类型究竟采用开式还是采用闭式，主要取决于它的调速方式和散热要求。一般的设计，凡具备较大空间可以存放油箱且不另设置散热装置的系统，要求尽可能简单的系统，或采用节流调速或容积---节流调速的系统，都宜采用开式。在开式回路中，液压泵从油箱吸油，把压力油输送给执行元件，执行元件排出的油则直接流回油箱。开式回路结构简单，油液能得到较好的冷却，但油箱的尺寸大，空气和赃物易进入回路；凡容许采用辅助泵进行补油并通过换油来达到冷却目的的系统，对工作稳定和效率有较高要求的系统，或采用容积调速的系统都宜采用闭式。在闭式回路中，液压泵的排油管直接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管相连，两者形成封闭的环状回路。闭式回路的特点是双向液压泵直接控制液压缸的换向，不需要换向阀及其控制回路，液压元件显著减少，液压系统简单，用油不多而且动作迅速，但闭式回路也有其缺点，就是回路的散热条件较差，并且所用的双向液压泵比较复杂而且系统要增设补、排油装置，成本较高，故应用还不普遍。

本课题设计的液压传动系统类型采用开式液压系统，系统的结构简单。

3.2 速度控制回路的选择

工况图2.6表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。

3.3 换向回路和速度换接回路的选择

所设计组合机床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电液动换向阀。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由

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25.08L/min降为0.785 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。

3.4 油源的选择和能耗控制

本设计组合机床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。

在图2.6工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比

qmax/qmin?25.08/0.785≈32，而快进和快退所需的时间t1与工进所需的时间t2分别为： t1?(l1/v1)?(l3/v3)??(60?150)/(5?1000 (3.1) )?(60?350)/(5?100)?0=6s

t2?(l2/v2)?(60?200)/(0.1?1000)?120s

上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。

如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零。

图3.1 双泵供油油源

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除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3.1所示。

3.5 压力控制回路的选择

由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。

将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图3.2所示。

为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀8，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀7起背压阀的作用。

考虑到本设计组合机床对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器16。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。

在进油路上设有压力表开关和压力表，行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。

3.6 拟定液压系统原理图

一个液压传动系统都是由许多的回路组合而成，所以将上面的几个液压回路组合在一起，并对液压系统传动原理图进行必要的修改和整理，拟定出完整的符合要求的液压系统原理图。

经过修改、整理后的液压系统图如图3.2所示，它在各方面都比较合理、完善了，能够基本达到本课题的设计要求。

1 快进

进油路：滤油器1→双联叶片泵2→单向阀3→管路5→电液动换向阀6的P口到A口→管路11、12→行程阀18→管路19→液压缸20左腔

回油路：液压缸20右腔→管路21→电液动换向阀6的B口到T口→油路9→单向阀10→油路12→行程阀18→管路19→液压缸20左腔

2 第一次工进

进油路：滤油器1→双联叶片泵2→单向阀3→电液动换向阀6的P口到A口→油路11→调速阀13→电磁换向阀15→油路19→液压缸20左腔

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回油路：液压缸20右腔→油路21→电液动换向阀6的B口到T口→管路9→顺序阀8→背压阀7→油箱

图3.2 液压系统原理图

3 第二次工进

进油路：滤油器1→双联叶片泵2→单向阀3→电液动换向阀6的P口到A口→油路11→调速阀13→调速阀14→油路19→液压缸20左腔

回油路：液压缸20右腔→油路21→电液动换向阀6的B口到T口→管路9→顺序阀8→背压阀7→油箱

4 快退

进油路：滤油器1→双联叶片泵2→单向阀3→油路5→电液动换向阀6的P口到B口→油路21→液压缸20右腔

回油路：缸20左腔→油路19→单向阀17→油路12→电液动换向阀6的A口到T口→油箱

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4 液压元件的选择

本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。

4.1 确定液压泵和电机规格

双联叶片泵和限压式叶片泵的比较如表4.1所示。

表4.1 双联叶片泵与限压式叶片泵的比较

双联叶片泵 1．流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小 2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，2．内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动工作性能较好。 3．须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂 4．有溢流损失，系统效率较低，温升较高 4．无溢流损失，系统效率较高，温升较低 及噪声较大，工作平衡性差 3．系统较简单 限压式变量叶片泵 1．流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大 1 计算液压泵的最大工作压力

由于本设计采用双泵供油方式，根据图2.6液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大p1?2.72MPa。此时缸的输入流量较小，故泵至液压缸间的进油路压力损失估取为?p?0.8MPa。根据式

pp1?p1???p，算得小流量泵的最高工作压力pp1为

pp1=2.72+0.8=3.52MPa (4.1)

大流量泵仅在快进和快退时向液压缸供油，由工况图可知快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路压力损失为?p?0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力pp2为

pp2=2.25+0.5=2.75MPa

2 确定液压泵的流量

在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为25.08 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：

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qp?1.1?25.08L/min?27.59L/min (4.2)

工作进给时，液压缸所需流量约为0.785 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.79 L/min。

3 确定液压泵的规格

根据上述计算的液压泵的最高工作压力和流量，确定YB1型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选用YB1型双联叶片泵，其中小泵的排量为V1?4mL/r，大泵的排量为V2?32mL/r，若取液压泵的容积效率?v=0.9，则当泵的转速np=960r/min时，小泵的输出流量为

qp小?4?10?3?960?0.9?3.456L/min (4.3)

该流量能够满足液压缸工进速度的需要。 大泵的输出流量为

qp大?32?960?0.9/1000?27.648L/min

双泵供油的实际输出流量为

qp?3.456?27.648?31.104L/min

该流量能够满足液压缸快速动作的需求。液压缸的参数如表4.2所示。

表4.2 液压泵参数 元件名称 双联叶— 片泵 (3.5+27.6) 最高工作压力为21 MPa 估计流量规格 ?1L/min额定流量 L/min?1 额定压力MPa 型号 YB1 4 电机的选择

由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2.75MPa，流量为31.104L/min。取泵的总效率np?0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为： ppqp2.75?31.104P???1.9KW (4.4)

?p60?0.75根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率Pn?2.2KW，额定转速nn?940r/min。

4.2 阀类元件和辅助元件的选择

图3.2液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。

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1 阀类元件的选择

根据上述流量及压力计算结果，对图3.2初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图3.2中4个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。

图3.2中溢流阀22、背压阀7和顺序阀8的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀22的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀8用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀7的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表4.3所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。

表4.3 阀类元件的选择

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 2 过滤器的选择

元件名称 双联叶片泵 溢流阀 单向阀 单向阀 三位五通电液动换向阀 调速阀 行程阀 单向阀 顺序阀 背压阀 压力继电器 压力表开关 最大通过流量（L/min） 31.104 3.456 27.648 3.456 86.28 0.785 48.6 86.28 27.648 <1 — — 型号 YB1‐4/32 Y‐10B I‐63B I‐10B 35DY‐100BY Q‐6B 22C‐100BH Y‐100B XY‐63B B‐10B DP1‐63B KF3‐E3B 过滤器的功用是在于过滤混在液压油液中的杂质，使进到系统中去的油液的污染度降低，保证系统的正常工作。过滤器按过滤方式分，有表面型过滤器、深度型过滤器和中间型过滤器三种。

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