q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+Δp加速28502.131.63————恒速20001.831.3314.140.31工進153330.82.850.13～0.640.06～0.31P1=(F’+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起動400001.13————P1=(F’+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速28500.51.71————恒速20000.51.4717.670.49把表2-5中計算結(jié)果繪制成工況圖，如圖2-3所示。圖2-3組合機床液壓缸工況圖3擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。3.1速度控制回路的選擇工況圖2-3表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結(jié)構(gòu)簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。3.2換向和速度換接回路的選擇所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調(diào)整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由14.14L/min降為0.13～0.64L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖3-1所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉(zhuǎn)換控制。a.換向回路b.速度換接回路圖3-1換向和速度切換回路的選擇3.3油源的選擇最大流量與最小流量之比約為135，而快進所需的時間比工進所需的時間少得多，因此從提高系統(tǒng)效率，節(jié)省能量的角度來看，采用單個單個定量泵作為油源顯然不適合的，宜采用雙泵供油系統(tǒng)，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結(jié)構(gòu)復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產(chǎn)成本，如圖3-2所示。圖3-2雙泵供油油源3.4壓力控制回路的選擇由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖3-3所示。為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥7，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥8起背壓閥的作用。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。在進油路上設有壓力表開關(guān)和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關(guān)控制即可。3-3(a)液壓工作循環(huán)圖3-3(b)電磁鐵和閥的動作圖圖3-3(c)液壓系統(tǒng)原理圖1—雙聯(lián)葉片泵2—三位五通電液閥3—行程閥4—調(diào)速閥5、6、10、13—單向閥7—順序閥8—背壓閥9—溢流閥11—過濾器12—壓力開關(guān)14—壓力繼電器4液壓元件的選擇本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。4.1確定液壓泵和電機規(guī)格4.1.1計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據(jù)圖2-3液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖2-3表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：4.1.2計算總流量表2-5表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為17.67L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：工作進給時，液壓缸所需流量約為1.9L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少應為4.9L/min。據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，查閱液壓設計手冊，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取PV2R126/26型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為26mL/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉(zhuǎn)速=940r/min時，小泵的輸出流量為qp小=69400.9/1000=5.076L/min該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。大泵的輸出流量為qp大=26*940*0.9/1000=22.00L/min雙泵供油的實際輸出流量為該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。液壓泵參數(shù)如表4-1所示。表4-1液壓泵參數(shù)元件名稱估計流量規(guī)格額定流量額定壓力MPa型號雙聯(lián)葉片泵—(5.1+22)最高工作壓力為21MPaPV2R12-6/264.1.3電機的選擇由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.39MPa，流量為27.1L/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為：根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，按JB/T9616-1999，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。4.2閥類元件和輔助元件的選擇圖3-3液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。4.2.1．閥類元件的選擇根據(jù)上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖3-3初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調(diào)速閥的選擇應考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖3-3中4個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。圖3-3中溢流閥9、背壓閥8和順序閥7的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調(diào)定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應選擇先導式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥7用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式。背壓閥8的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設計所選擇方案如表4-2所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術(shù)參數(shù)。表4-2閥類元件的選擇序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降?Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵—PV2R12-6/265.1/22*16—2三位五通電液換向閥5035DY—E10B8016<0.53行程閥60AXQF-E10B6316<0.34調(diào)速閥<1AXQF-E10B0.07~5016—5單向閥60AXQF-E10B63160.26單向閥25AF3-Ea10B63160.27液控順序閥22YF3—E10B63160.38背壓閥0.3YF3—E10B6316—9溢流閥5.1YF3—E10B6316—10單向閥26AF3-Ea10B63160.211濾油器30XU—63×80-J36160.0212壓力表開關(guān)—KF3-E3B———13單向閥60AF3-Ea10B63160.214壓力繼電器—HED1KA/10—10—4.3油管的選擇圖3-3中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表4-3所示。表4-3液壓缸的進、出油流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量排出流量運動速度根據(jù)表4-3中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：，因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準GB/T2351-2005選用公稱通徑為和的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。4.4油箱的設計4.4.1油箱長寬高的確定油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關(guān)文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938—1999標準估算，取時，求得其容積為按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值V=250L。依據(jù)如果取油箱內(nèi)長l1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm，隔板的厚度3mm,箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為：長為：寬為：高為：為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。4.4.2各種油管的尺寸油箱上回油管直徑可根據(jù)前述液壓缸進、出油管直徑進行選取，上述油管的最大內(nèi)徑為20mm，外徑取為28mm。泄漏油管的尺寸遠小于回油管尺寸，可按照各順序閥或液壓泵等元件上泄漏油口的尺寸進行選取。油箱上吸油管的尺寸可根據(jù)液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算。取吸油管中油液的流速為1m/s?？傻茫阂簤罕玫奈凸軓綉M可能選擇較大的尺寸，以防止液壓泵內(nèi)氣穴的發(fā)生。因此根據(jù)上述數(shù)據(jù)，按照標準取公稱直徑為d=28mm，外徑為35mm。5驗算液壓系統(tǒng)性能5.1驗算系統(tǒng)壓力損失滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：1．快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。由表8和表9可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min，通過電液換向閥2的流量是27.1L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.24L/min通過行程閥3并進入無桿腔。由此進油路上的總壓降為：此值不大，不會使壓力閥開啟，幫能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。在回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是28.44L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。此值小于原估計值0.5MPa(見表2-5)，所以是安全的。2．工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.5MPa。通過順序閥7的流量為（0.25+22）=22.25L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力為：可見，此值略小于原估計值0.8MPa。故可按表2-5中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力，即此值與表2-5中數(shù)值2.85MPa相近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓應為：3．快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10為22L/min電液換向閥2為27.1L/min進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱，流量都為57.52L/min在進油路上總的壓降為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓降為此值與表2-5的數(shù)值基本相符，故不必重算。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力應為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。5.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占95%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即

油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。6設計總結(jié)經(jīng)過五天緊張的課程設計，終于體會設計并非自己想的那么簡單，比如說，設計原理圖時，里面的每一個零件，我們設計時必需得按標準進行設計，最后才能符合要求。四天的課程設計，讓我深深的知道了從事設計工作的艱辛，它要求從事設計工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足夠的細心，因為設計過程中我們要對數(shù)據(jù)不斷的計算，對計算結(jié)果不斷的修改，這需要耐心。更需要有足夠的細心，因為稍有不慎，就會造成結(jié)果的極大的錯誤。造成很大的失誤。讓我們不得不重新再來。因此，我覺得我們有必要從現(xiàn)在就開始培養(yǎng)這樣一種耐心的工作態(tài)度，細心的工作作風，以便以后更快的進入到工作中，避免不必要的錯