1、 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓動力滑臺的液壓系統。已知參數：切削負載Fl30500N，機床工作部件總質量m1000，快進，快退速度均為5.5m/min，工作速度在20100mm/min范圍內可無級調節。滑臺最大行程400mm，其中工進行程150mm，往復運動加速時間0.2s，滑臺采用平導軌，其靜摩擦系數Fs=0.2，動摩擦系數fd=0.1。滑臺要求完成“快進工進快退停止”的工作循環。 一、工況分析1、負載分析計算液壓缸工作過程各階段的負載。切削負載F摩擦負載機床工作部件對動力滑臺的法向力為 靜摩擦負載動摩擦負載慣性負載根據上述計算結果，可得各工作階段的液壓缸負載如表所示。液壓缸各工作階

2、段的負載F(N) 工況負載組成負載值啟動1962加速1251快進981工進40981快退981按上表數據可畫出負載循環圖 根據給定的快進、快退速度及工進時的速度范圍可畫出速度循環圖2、確定液壓缸主要參數參照同類機床選液壓系統工作壓力 動力滑臺要求快進、快退速度相等，選用單桿液壓缸，快進是采用差動連接。此時液壓缸無桿腔面積與桿腔壓力之比為2，及及活塞桿直徑d與活塞直徑D有d=0.707D的關系。為防止空鉆通后，滑臺產生前沖現象，液壓缸回油路應有背壓=0.6Mpa。從負載循環值可知，工進時有最大負載，按此負載求液壓缸尺寸。根據液壓缸活塞力平衡關系可知 其中，為液壓缸效率，取=0.95。 將D與d按

3、GB2348-30圓整就近取標準值，即D=0.14m=140mmd=0.1m=100mm液壓缸的實際有效面積確定液壓缸的機構尺寸，就可以計算在個工作階段中的壓力、流量和功率。依據計算結果畫工況圖。如圖所示：液壓缸在不同階段的壓力、流量和功率工況負載進油腔壓力回油腔壓力輸入流量輸入功率計算式快進差動啟動19620.310-加速12510.53-恒速9810.450.510.24工進409813.10.60.0380.117快退啟動19620.260-加速12511.780.6-恒速9811.40.470.711擬定基本回路 從主機工況可知，該液壓系統應具有快速運動、換向、速度換接和調壓、卸荷等回

4、路。同時為盡可能提高系統效率可以選擇變量液壓泵或雙泵供油回路，此例選擇雙泵供油的油源。1、選擇各基本回路。雙泵供油的油源回路。雙泵油源包括低壓大流量泵。液壓缸快速運動時，雙泵供油；工作進給時，高壓小流量泵供油，低壓大流量泵卸荷；由溢流閥調定系統工作壓力，如圖所示。 雙泵供油回路快速運動和換向回路 這一回路采用液壓缸差動連接實現快速運動，用三位五通電液閥實現換向，并能實現快時，液壓缸的差動連接，如圖所示換向回路速度換接回路 為提高換接的位置精度，減小液壓沖擊，應采用行程閥與調速閥并聯的轉換回路。同時，電液換向閥的換向時間可調，保證換向過程平穩，如圖所示。卸荷回路 在雙泵供油的油源回路中，可以利用

5、卸荷閥（外控順序閥）實現低壓大流量泵在工進和停止時卸荷。2、將各基本回路綜合成液壓系統把上述各基本回路組合畫在一起，得到如圖所示的液壓系統原理圖（不包括圖框里的元件）。分析比原理圖，并對此圖進行修正。滑臺工進時，液壓缸的進、回油路相互接通，不能實現工進，應該在換向回路中串聯單向閥a，將進、回油路隔斷。為實現液壓缸的差動連接，應該在回油路上串接一個液控順序閥b，阻止油液流回油箱。滑臺工進后應該能自動轉為快退，因而需要在調速閥出口處接壓力繼電器d。為防止空氣進入液壓系統，在回油箱的油路上接一單向閥c。將順序閥b與背壓閥8的位置對調，將順序閥與油源處的卸荷閥合并，省去一個元件。三、選擇液壓元件 1、

6、液壓泵和驅動電動機 雙泵供油的兩個液壓泵的最大工作壓力不同，應分別計算。液壓缸的最好工作壓力為3.73Mpa，取進油路壓力損失為0.8Mpa，壓力繼電器的動作壓力比系統最大工作壓力高0.5Mpa。據此可知，高壓小流量泵的最大工作壓力為從工況圖中，得液壓缸快進、快退時的最大壓力為1.5Mpa。取進油路壓力損失為0.5Mpa，則低壓大流量泵的最大壓力為 從工況圖中可知，兩泵同時供油的最大流量為27.64L/min，取泄漏系數，則兩泵合流時的實際流量溢流閥的最小穩定流量為3L/min，工進是液壓缸的流量為0.5L/min，高壓小流量泵的流量應為3.5L/min。2、閥類元件和輔助元件 閥類元件和輔助

7、元件按其在油路中的最大壓力和該元件的實際流量，選出元件的規格型號見表如下序號元件名稱估計通過流量額定流量額定壓力額定壓降型號規格1雙聯葉片泵2三位五通電磁閥3行程閥4調速閥5單向閥6單向閥7液控順序閥8背壓閥9溢流閥10單向閥11濾油器12壓力表開關13單向閥14壓力繼電器3、油管 元件之間的連接管道規格按液壓元件接口尺寸決定。液壓泵選定之后，需重新計算液壓缸工作各階段的進、回油量，見表如下 快進工進快退輸入流量排出流量運動速度4、油箱油箱容量按液壓泵的流量計算，取按國標2876-81規定，就近選標準值，。液壓系統性能驗算1、系統壓力損失計算 由于具體的管路布置尚未確定，沿程損失暫無法計算。這

8、里只對閥類元件的壓力損失進行估算，待管路裝配圖確定后，再計算管路的沿程和局部壓力損失。壓力損失要按不同工作階段分別計算。快進 快進時液壓缸的差動連接，由以上兩表可知進油路上有：單向閥10，其通過流量為22L/min；電液換向閥2，其流量為27.1L/min;由于此時液壓缸實現差動連接，故通過行程閥3的流量為51.25L/min;其進油路總損失為式中，回油路上液壓缸有桿腔的油液通過電液換向閥和單向閥6的流量均為24.15Lmin然后與液壓泵供油匯合，通過行程閥進入無桿腔。據此可算出有桿腔與無桿腔之壓力差（2）工進 工進時，進油路上電液換向閥2的流量為0.5L/min，調速閥4的壓力損失為0.5Mpa:回油路上通過換向閥2的流量為0.24L/min，背壓閥8的壓力損失為0.6Mpa，順序閥的流量為0.24+22=22.24L/min。因此，折算到進油路的總損失為 液壓缸回油腔的壓力為考慮到壓力繼電器的動作壓力比系統工作壓力高0.5Mpa，因此溢流閥的調定壓力為 （3）快退 快退時，進油路通過單向閥10的流量為22L/min，通過換向閥2的流量為27.1L/min;回油路上通過單向閥5換向閥2和單向閥3的流量相同，均為57.51L/min。進油路上總壓力損失為 回油路總壓力損失為 則快退階段，液壓泵的工作壓力為 此值為卸荷順序閥的壓力調定值。2、溫升驗算 以工進時的消耗功率計