1、1 方案的確定1.1整體性分析要求此液壓系統實現的工作循環是：工件夾緊 工作快進 工作臺工進 工作臺快退 工作臺原位停止 工件松開 液壓泵卸荷。滑臺的重量為80000N,快進快退的速度0.1m/s,滑臺工進速度(1-10) mm/s 快進行程120mm,工進行程80mm ,切削負載為28000N.對于立式組合機床的液壓系統而言，加工的零件需要精度高，定位準確。所以整個系統的設計要求定位精度高，換向速度快。在設計閥的時候，考慮這些方面變的尤其重要，要考慮到工作在最低速度時調速閥的最小調節流量能否滿足要求，且在工作位置換的時候要考慮速度的平穩性，例如在快進至工進的過程中加入減速環節，使速度更加的平

2、穩。在行程方面，應該比要求的工作行程大點，包括工作行程、最大行程和夾緊缸行程，主要是考慮到在安全方面和實際運用中。在壓力方面也要考慮到滿足最大負載要求。而且在液壓系統能滿足要求的前提下，使液壓系統的成本較低。1.2 擬定方案方案一 液壓系統中工作臺的執行元件為伸縮缸，工件的夾緊用單桿活塞缸；工作臺采用節流閥實現出油口節流調速，用行程閥實現工作臺從快進到工進的轉換，在工進回路上串接個背壓閥；為了防止工件在加工過程中松動，在夾緊進油路上串接個單向閥；工作臺的進、退采用電磁換向閥；夾緊缸的夾緊與放松用電磁閥控制。方案二 液壓系統中工作臺的執行元件為單桿活塞缸，工件的夾緊也采用單桿活塞缸；工作臺采用調

3、速閥實現進油口節流調速，也采用行程閥實現工作臺從快進到工進的轉換，工進時，為了避免前沖現象，在回路上串接個背壓閥；夾緊缸上串接個蓄能器和單向閥，避免工件在加工過程中松動；工作臺的進、退換向采用電液換向閥，工作臺快進時，采用差動連接；夾緊缸的夾緊與放松用電磁閥控制。1.3比較方案并確定方案單桿活塞缸比伸縮缸結構簡單，價格便宜，易維護，而且也能滿足要求；調速閥的性能比節流閥穩定，調速較好，用于負載變化大而運動要求穩定的系統中；采用進油口調速回路；夾緊缸進油口處串接蓄能器，更好的保證工件的夾緊力，使工件在加工過程中始終在夾緊狀態。電液換向閥的信號傳遞快，配合液壓動力的輸出力大、慣性小、反映快的優點使

4、控制靈活、精度高、快速性好。綜上比較選擇方案二較好。2 工況分析2.1運動參數分析首先根據主機要求畫出動作循環圖（圖一）。快進工進快退放松夾緊注：從快進到工進，中間加上減速環節使速度變換平穩。圖一2.2動力參數分析（1）工作負載工作負載為已知 FL=28000N（2）摩擦阻力負載 已知采用平導軌，且靜摩擦因數=0.2,動摩擦因數ud=0.1則： 靜摩擦阻力 =0.280009.8N=15680N 動摩擦阻力 =0.180009.8N=7840N （3）慣性負載 動力滑臺起動加速，反向起動加速和快退減速制動的加速度的絕對值相等，既v=0.1m/s，t=0.1s，故慣性阻力為：=Gv/gt=（80

5、000.1）/（9.80.1）=816N（4）由于動力滑臺為臥式放置，所以不考慮重力負載。（5）關于液壓缸內部密封裝置摩擦阻力Fm的影響，計入液壓缸的機械效率中。（6）背壓負載 初算時暫不考慮2.3 液壓缸各階段工作負載計算：（1）啟動時 F1=/=15680/0.92=17043N（2）加速時 F2=（+）/0.92=（7840+816）/0.92=9409N（3）快進時 F3=/=7840/0.92N=8522N （4）工進時 F4=(+)/=(28000+7840)/0.92N=38956N（5）快退時 F5=/=7840/0.92N=8522N 表1 液壓缸在各個工作階段的負載值其中=

6、0.92工況負載組成負載值（N）推力（N）夾緊35000快進起動1568017043加速+86569409快進78408522工進工進+3584038956快退784085222.4負載圖和速度圖的繪制速度圖、負載圖按上面的數值繪制，如圖所示。120200S (mm) 0V (m/s)F（N）S (mm)快進工進快退1202000.1-0.194098522-852238956圖二3 擬定液壓系統圖3.1確定執行元件類型：工作缸：根據組合機床特點和要求，所以選用無桿腔面積等于兩倍的有桿腔面積的差動液壓缸，近似區d=0.7D。夾緊缸：由于結構上的原因和為了有較大的有效工作面積，也采用單桿雙作用活

7、塞液壓缸。3.2換向方式確定為了便于工作臺在任意位置停止，使調整方便，所以采用三位換向閥；為了便于組成差動連接，應采用三位五通電液換向閥。閥的中位機能的選擇對保證系統工作性能有很大作用，為了滿足本專機工作位置的調整方便性和采用液壓夾緊的具體情況，決定采用“O”型中位機能。3.3調速方式的選擇在組合機床的液壓系統中，進給速度的控制一般采用節流閥或調速閥。根據洗削類專機工作時對低速性能和速度負載特性都有一定的要求，因此決定采用調速閥進行調整。為了便于實現壓力控制，采用進油節流調速，同時為了滿足低速進給時平穩性，以及避免出現前沖現象，在回路上設有背壓閥，初取為0.5Mpa。3.4快進轉工進為了保證轉

8、換平穩、可靠、精度高，采用行程閥控制快進、減速轉工進的控制。3.5終點轉換控制方式的選擇采用行程開關和加死擋塊控制，在需要的地方加上了壓力繼電器，便于通過壓力繼電器控制時間繼電器控制時間實現電氣控制。3.6快速運動的實現和供油部分的設計因為快進、快退和工進的速度相差比較大，為了減少功率損耗，采用變量泵。3.7夾緊回路的確定為了防止夾緊系統的主壓力下降，在夾緊系統串接蓄能器。夾緊缸由于需要在夾緊后一直保持夾緊，且需要給進給工作缸足夠大的壓力，所以采用“O”型中位機能的三位四通換向閥門。3.8具體的回路設計、電控設計（本次通過FluidSIM仿真設計）由于仿真的時候沒有限壓變量泵的符號，所以在繪制

9、原理圖的時候改動，在仿真的過程中，主要是進行了運動的模擬。3.8.1 液壓系統原理圖具體的工作路線如下：（1）工件夾緊路線按下啟動按鈕后，6DT得電，具體的回路是：進油路：限壓式變量泵單向閥三位四通換向閥右位（6DT得電）夾緊缸（16）回油路：夾緊缸（16）三位四通換向閥右位（6DT得電）油箱在進油路中還串入了蓄能器（15），主要是為了防止由于泵的油壓脈動造成有出現夾緊缸松動。還串入了壓力繼電器（17），主要是用于當夾緊后發出信號轉為進給缸的工作。當壓力繼電器（17）發出電信號，控制三位五通換向閥工作至左位，則進入了進給缸工作的階段。 （2）進給缸的快進 由于順序閥的設定壓力值為4.5Mpa，

10、所以只有當進給缸（12）進行工進的時候才打開，所以在快進的時候回路如下： 進油路：限壓式變量泵單向閥三位五通換向閥左位（1DT得電）二位二通換向閥（10）進給缸（12） 回油路：進給缸（12）三位五通換向閥左位（1DT得電）單向閥（6）二位二通換向閥下位（10）進給缸（12） 此時為差動連接，大流量，低壓力。 （3）進給缸的減速 為了減緩快進轉工進速度變化比較大，所以加入了減速過程，減速的位置由行程開關控制。具體回路如下： 進油路：限壓式變量泵單向閥三位五通換向閥左位（1DT得電）調速閥（8）二位二通換向閥右位（11）進給缸（12） 回油路：進給缸（12）三位五通換向閥左位（1DT得電）單向閥

11、（6）調速閥（8）二位二通換向閥（11）進給缸（12） （4）進給缸的工進 當觸碰到工進的行程開關后，開始工進，此時順序閥(4)打開，具體的回路如下： 進油路：限壓式變量泵單向閥三位五通換向閥左位（1DT得電）調速閥（8）調速閥（13）進給缸（12） 回油路：進給缸（12）三位五通換向閥左位（1DT得電）背壓閥（5）順序閥（4）油箱 （5）進給缸的停留 采用死擋塊結合壓力繼電器控制通電延時繼電器的延時時間，從而控制停留的時間，具體回路與（4）相同。 （6）進給缸的快退 當停留時間到，1DT失電，2DT得電，三位五通換向閥（7）工作在右位（2DT得電），具體的回路如下： 進油路：限壓式變量泵單向

12、閥三位五通換向閥右位（2DT得電）進給缸（12） 回油路：進給缸（12）二位二通換向閥（10）下位三位五通換向閥右位（2DT得電）油箱 （7）夾緊缸的松開 當進給缸回到原位后，有壓力繼電器（14）發出信號，控制三位五通換向閥工作在中位，三位四通換向閥（18）工作在左位，具體的油路如下：進油路：限壓式變量泵單向閥三位四通換向閥左位（5DT得電）夾緊缸（16）回油路：夾緊缸三位四通換向閥左位（5DT得電）油箱（8）液壓泵卸荷采用手動卸荷的方式。回路為：限壓式變量泵單向閥二位二通手動換向閥（19）油箱電氣控制原理圖啟動按鈕（在電氣控制原理圖的14區），按下后整個過程能實現自動運行3.8.3動作循環表

13、： 表2 液壓系統動作循環圖 序號動作順序發令元件1DT2DT3DT4DT5DT6DT1夾緊缸夾緊啟動按鈕開關2工作臺快進壓力繼電器173工作臺減速行程開關4工作臺工進行程開關5工作臺停留死擋塊+壓力繼電器96工作臺快退時間繼電器7夾緊缸松開壓力繼電器148液壓泵卸荷手動使兩位兩通換向閥換向卸荷3.9 FluidSIM仿真運動結果截圖備注：由于仿真軟件最大負載只能設置為20000N，而本次的負載大于20000N，所以只用仿真軟件進行了運動上的仿真，沒有進行具體的數據上的分析 整體設計 按下開關按鈕開始夾緊夾緊完畢后由壓力繼電器控制三位五通換向閥門切換至左位，使工作臺快進快進至設定的減速位置后（

14、通過行程開關控制），開始減速運行，為后面工進時切換速度平穩做準備。 當進給缸觸碰到行程開關設定的工進位置時，工作臺工進 工進完畢后，采用死擋塊停留一段時間，時間由壓力繼電器轉通電延時繼電器控制 停留時間到后，三位五通換向閥工作至右位，工作臺快退當進給缸回到原位后，有壓力繼電器控制三位四通換向閥工作在左位，夾緊缸松開最后手動卸荷4 液壓系統的計算和選擇液壓元件4.1液壓缸主要尺寸的確定工作壓力P的確定： 工作壓力P由題目確定液壓缸工作壓力為4.5MPa。計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d：由表1知最大負載F=35840N，按參考文獻1表2-2可取液壓缸回油腔背壓力P2=0.5MPa，cm為0.92，

15、考慮到快進快退速度相等，取d/D為0.7.根據公式，求得D為：D=4Fw/P1cm1-P2（1-d2/D2）/P12 =435840/3.144.51060.92（1-0.5106（1-0.72）/4.5106）=0.106m 根據參考文獻1表2-4將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑D=125mm,活塞桿直徑d=1250.7=87.5mm，查表2-5，得d=90mm，缸的D和d分別取125mm和90mm。 按工作要求夾緊力由一個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩定，夾緊缸的工作壓力應低于進給液壓缸的工作壓力，現取為4Mpa，回油背壓為零，根據公式可得：D=4Fw/P1cm1-P2（1-d2/D2）/P

16、12=435000/3.1441060.92=0.11m根據參考文獻1表2-4將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑D=125mm,活塞桿直徑d=1250.7=87.5mm，查表2-5，得d=90mm，夾緊缸的D和d分別取125mm和90mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩定速度：AQmin/Vmin=50（mL/min）/6=8.4（cm2）式中Qmin查表得GE系列調速閥QF3-E10B的最小穩定流量為50ml/min，本題中液壓缸節流腔有效工作面積應選取液壓缸無桿腔實際面積，即A=（D2-d2）/4=3.14（12.52-92）/4=59.07cm2見上述不等式滿足，液壓缸能打到所需低速。計

17、算在各工作階段液壓缸所需的流量快進階段：Q快進=d2V快進/4=1000（0.09）26/4=38.2L/min工進階段：Q工進=D2V工進/4=1000（0.125）20.6/4=7.36L/min快退階段：Q快退=（D2-d2）V快退/4=1000（0.1252-0.092）6/4=35.5L/min夾緊階段：Q夾緊=D2V夾緊/4=1000（0.125）21/4=12.3L/min 表3 液壓缸各階段的流量、壓力、功率工況推力回油腔壓力進油腔壓力輸入流量輸入功率F/NP2 /MpaP1/Mpaq/L/minP/KW夾緊35000412.30.82快進起動1704302.68加速94080

18、1.48恒速852201.3438.20.85減速852201.34工進389560.54.57.360.61快退起動1704302.89加速940801.59恒速852201.4435.50.85松開35000412.30.824.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規格泵的工作壓力的確定PP=P1+P 本題中取P=0.5MPaPP=P1+P=4.5+0.5=5MPa考慮到一定的壓力貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的壓力Pa應滿足Pa（1.251.6）PP，在本題中取Pa=1.25 Pp= 6.25MPa。泵的流量的確定液壓泵的最大流量為QpKL（Q）max式中Qp液壓泵的最大流量 （Q）ma

19、x時動作的各執行元件所需流量之和的最大值 KL系統泄露系數，一般取KL=1.11.3，本題中取1.2Qp= KL（Q）max=1.238.2=45.84L/min選擇液壓泵的規格根據Pp、Qp查有關手冊，現選用YBX-40限壓式變量葉片泵。該泵的基本參數：每轉排量Q=40ml/r,泵的額定壓力Po=6.3MPa，電動機的轉速為n0=1450r/min,容積效率v=0.9，總效率=0.75。參考文獻3與液壓泵匹配的電動機的選定由于慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.21L/min范圍內時，可取=0.030.14，使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率點時，不至停轉,

20、需要驗算，即：快進時外負載為7840N，進油路壓力損失為0.3MPaPp=7840410-6/（0.092）+0.3=1.53MPa快進時所需電機功率為：工進時的電功率：查閱電動機產品樣本，選用Y90L-4型電動機，其額定功率為1.5kw，額定轉速為1400r/min。4.3選擇閥類元件各類閥可通過最大流量和實際工作壓力選擇閥的規格如下表所示：序號元件名稱估計通過流量L/min額定流量L/min額定壓力MPa額定壓降MPa型號、規格1過濾器150160250.02XU-J40100B2變量葉片泵7-406.3YBX403單向閥40140250.2AF3-Ea10B4液控順序閥401206.30

21、.1XF3-20B5溢流閥401206.30.4YF3-20B6單向閥40140250.2AF3-Ea10B7三位五通電磁換向閥404031.535DO-H10B-T8調速閥405031.50.52FRM10-20/509壓力繼電器DP1-6310二位二通電磁換向閥354031.522DO-H10B-T11二位二通電磁換向閥354031.522DO-H10B-T13調速閥101031.50.32FRM10-20/1014壓力繼電器DP1-6315蓄能器-NXQA-L2.5/10-H17壓力繼電器DP1-6318三位四通電磁換向閥12.3302034DO-H10B-T19二位二通手動換向閥12.

22、34031.5_24SO-H10B-T表44.4確定油管4.4.1確定管道尺寸油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本系統主油路流量為差動時流量q=38.2L/min，壓油管的允許流速取v=4m/s，內徑d為若系統主油路流量按快退是取q=35.5L/min，則可算得油管內徑d=13.7mm。綜合諸因素，現取油管的內徑d為14mm。吸油管同樣可按上式計算（q=45.84L/min、v=1.5m/s），現參照YBX-40變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為30mm。5 油箱的設計5.1油箱容量的確定中壓系統中，油箱有效容積可按泵每分鐘內公稱流量的57倍來確

23、定，即油箱的容積V=（57）QB=545.84=229.2L查參考文獻1表4-1得油箱的標準值為250L。5.2估算油箱的長、寬、高設油箱的長、寬、高比值范圍為1：1：11：2：3，則根據油箱的容量可算出油箱的長、寬、高分別為a=b =c=630mm,由于在選擇油箱的容量時系數選的較大，在此就不在考慮油箱的壁厚，即油箱的壁厚包括在上面計算的長、寬、高中。5.3確定油箱壁厚800以下容量的油箱箱壁厚取3mm。箱底厚度應大于箱壁，取箱底厚度為5mm，箱蓋厚度應為箱壁的34倍，取箱蓋厚度為9mm。5.4隔板的尺寸計算隔板的長度由油箱的內部尺寸可以確定，主要計算隔板的高度。隔板的高度一般為油箱內液面高

24、度的3/4。但是也要考慮到當油箱內的油液降到最低位置時，液壓油也能流入到吸油腔，避免液壓系統吸入空氣。所以隔板的高度為 H液面=200-35-10=155mm回油腔一側的隔板要考慮吸油腔快速吸油時，油箱底部的沉淀雜質不能流入吸油腔中，再此取隔板離油箱底的尺寸為100mm。6 液壓系統性能的驗算已知該液壓系統中進、回油管的內徑均為14mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m，AD=1.7m, AC=1.7m，DE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15時該液壓油的運動粘v =150cst=1.52/s，油的密度=920/m36.1壓力損失的驗算6.1.1工作進給時進油路壓力損失：運動部件工作進給時最大速度為0.6m/min，進給時的最大流量為36L/min，則液壓油在管內流速v1為管道流動雷洛數Re1為Re12300，可見有野在管道內流態為層流，其沿程阻力系數1=75/ Re1=75/405=0.19。進油管BC的沿程壓力損失p1-1為查得換向閥35DO-H10B-T的壓力損失p1-2=0.025106Pa,調速閥2FRM10-20/50的壓力損失p1-3=0.5MPa,調速閥2FRM10-20/10的壓力損失p1-4=0.3MPa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失