一、 設計要求要求液壓系統完成的工作循環是：工件定位----工件夾緊----進給缸快進----進給缸工進----進給缸快退到原位----工件松開----拔定位銷。工件的定位、夾緊都采用液壓控制，運動部件的總重量為9800N，快進與快退速度均為6m/min，快進行程為100mm，工進速度為60--1000mm/min，X進行程為50mm，最大切削力為30468N，采用平面導軌，往復運動加、減速時間均為0.2s，夾緊力為152340N，采用兩個夾緊缸，夾緊缸行程為20mm，夾緊時間為1s。二、 液壓缸的主要設計計算1、負載與運動分析液壓缸工況分析圖（手繪）液壓缸要承受的負載包括有效工作負載、摩擦阻力和慣性力等。液壓缸的工作壓力按負載確定。對于不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，采用的壓力范圍也不同。該設計是一鉆床，負載由以下計算可知：Fl=30468N=F+F=Gf+ma=Fd=Fd+F.=Gfd+ma=GfF工=F+F=F+GfF進F進----快進時的壓力f----靜摩擦力F----F----靜壓力m——質量f——慣性力G----自重力V末2----快退時的末速度S----啟動換向時間G=9800Ng=9.8m/s2f——慣性力G----自重力V末2----快退時的末速度S----啟動換向時間G=9800Ng=9.8m/s2V末1----快進時的末速度S=0.2F切=G=9800NV出1-----快進時的初速度V出2----快退時的初速度a---加速度V末1=6m/min=0.1m/sV末2=6m.min=0.1m/sV出1=0m/min=0m/sV出2=0m/s=F+F=Gf+maf廣0.2=Gfs+GXV末1V出1=2460Ngs+F=Gf+ma=Gf+°x 出^=1480Nd dgF+Gf=31448NFX>F進FX>F退由上可知：負載為31448N。查表1得p=4MPa。負載/KN<55~1010~2020~3030~50工作壓力/MPa<0.8~11.5?22.5?33~44?5表1按負載選擇工作壓力>50N5運動時間:快速上升100x10-3 s=1s快速上升0.1快速下降工進L—2u250工進L—2u250X10-3 s=62.5s0.8X10-3設液壓缸的機械效率n=0.9,

cm得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表2所列。表2液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/久理啟 動加 速F=FfsF=F+F1960148021781644快速下降工進fd iF=FfdF=F+F5003144855634942反向啟動加速fd LF=FfsF=F+F1960148021781644快速上升fd iF=F500556fd（手繪）液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環圖F-t和速度循環圖u-t，如圖1所示。2、確定液壓缸內徑和活塞桿直徑液壓缸的選材為Q235無縫鋼管，活塞桿的選材為Q235。液壓缸內徑：根據總負載力F和工作壓力p可計算出液壓缸的內徑D，即：F=Ap=p，則D=：坦=：—4*31448——*0.1m=100mm4 "兀p\3.14x4000000活塞直徑：因為該鉆床為快進快退式，所以其活塞桿直徑應根據以下公式計算，即：D=3d所以d=D^'2=100/1.414*70.71mm '4F' 4x31448活塞桿直徑d的強度校核：J—c=.、； *0.014mm<70.71兀In」\3.14x200x106式中：F----液壓缸的負載力；&」____活塞桿材料許用應力，卜」=勃=4虹=200MPa[Q235的抗拉強度8b=375—460MPa，取400MPa]，n為安全系數n=2,即活塞桿的強度適合。根據國家標準(GB2348-80)查得液壓缸內徑及活塞桿直徑的取值為D=100mm，d=70mm。3、缸桶壁厚8的確定一般情況下機械液壓缸大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算8>?呂式中8-----液壓缸壁厚 D-----液壓缸內徑Py-----試驗壓力，取最大工作壓力的1.5倍(MPa)In]-----缸筒材料的許用應力則可計算出8-1.5x10-3m，取8b=10mm,所以液壓缸外徑D]=120mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為：TOC\o"1-5"\h\z兀D2 兀A= =一x0.12m2=78.5x10-4m24 4A=—(D2-d2)=—x(0.12-0.072)m2=40x10-4m24 4綜合考慮情況，選用單活塞桿式差動液壓缸(A]=2A2)，快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓。參考表3選此背壓為p2=0.8MPa。

表3執行元件背壓力系統類型背壓力/MPa簡單系統或輕載節流調速系統0.2?0.5回油路帶調速閥的系統0.4~0.6回油路設置有背壓閥的系統0.5?1.5用補油泵的閉式回路0.8?1.5回油路較復雜的工程機械1.2?3回油路較短且直接回油可忽略不計根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環中各階段的壓力、流量和功率，如表4所列。表4液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量qX10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動2178—5.7——p=F01A2AP1 A】-A2q=(A1-A「七P=pq加速1644P1+Ap4.3——恒速556P1+Ap1.50.390.59工進349420.84.456.280.27p=F01p2A21 A1q=AuP=pq快退啟動2178—1.16——1p=F01p2A11 A2q=AuP=pq加速5560.81.55——恒速5560.51.550.320.51注：1.。為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Ap=0.5MPa。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為月，無桿腔回油，壓力為p2。三、選擇液壓系統選擇基本回路選擇調速回路由圖2可知，這臺機床液壓系統功率較小，鉆頭運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統選用節流調速方式，系統必然為開式循環系統。選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在工作循環內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比q/q=0.5/(0.84X10-2)=60；其相應的時間之比。+t)/t=(1+1.5)/56.8=0.044。這表明在一maxmin 13 2個工作循環中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統效率、節省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵方案，如圖3a所示。選擇快速運動和換向回路本系統已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動。考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖3b所示。⑷選擇速度換接回路由于本系統滑臺由快進轉為工進時，速度變化大(u1/u2=0.1/(0.8X10-3)=125)，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖3c所示。(5)選擇調壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。圖3選擇的基本回路組成液壓系統將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，如圖4所示。在圖4中，為了解決鉆頭工進時進、回油路串通使系統壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。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，影響滑臺運動的平穩性，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，系統壓力升高，它發出快退信號，操縱電液換向閥換向。

圖4整理后的液壓系統原理圖1----PV2R12-6/33型雙聯葉片泵4----調速閥81----PV2R12-6/33型雙聯葉片泵4----調速閥8、9----先導溢流閥12----油管5、6、10、13----單向閥 7----直動式減壓閥11----過濾器14----壓力繼電器3、驗證設計方案在設計中，通常采用計算機仿真或模擬實驗的方法來驗證所組成系統的合理性。采用模擬實驗方法進行驗證時，可根據擬定的液壓系統原理圖，在實驗臺上選擇相應的元件，組裝實驗回路(基本回路或完整液壓系統)，通過調節控制元件、觀察實驗現象、記錄實驗數據，來分析所設計方案的能否達到設計要求。四、計算和選擇液壓件確定液壓泵的規格和電動機功率計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表4可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=4.45MPa，如在調速閥進口節流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失N頌=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Me=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 °p1>p1+EAp+△p=(4.45+0.6+0.5)MPa=5.55MPa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表4可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.16MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失￡Ap=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為p>p+EAp=(1.16+0.3)MPa=1.19MPa計算液壓泵的流量由表4可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.628X10-3m3/s，若取回路泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為q>Kq=1.1x0.628x10-3m3/s=0.69x10-3m3/s=41.4L/min考慮到溢流閥的最小穩定流量為3L/min，工進時的流量為0.84X10-5m3/s=0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為3.5L/min。確定液壓泵的規格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速％=940r/min時，其理論流量分別為5.6L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率nv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為q=q+q=(6x940x0.9/1000+33x940x0.9/1000)L/min=(5.1+27.9)L/min=33L/min由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率np=0.8,這時液壓泵的驅動電動機功率為 P

ppqppqp1.73x106x33x10-3KW=1.19KW60x0.8x103根據此數值查閱產品樣本，選用規格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW,額定轉速為940r/min。確定其它元件及輔件(1)確定閥類元件及輔件根據系統的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規格如表5所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調速閥4選用Q—6B型，其最小穩定流量為0.03L/min，小于本系統工進時的流量0.5L/min。表5液壓元件規格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規格型號額定流量q/L/min額定壓力P/MPa額定壓降△P/MPa1雙聯葉片泵—PV2R12-6/335.1/27.9*16n—2三位五通電液換向閥7035DY—100BY1006.30.33行程閥62.322C—100BH1006.30.34調速閥<1Q—6B66.3—5單向閥70I—100B1006.30.26單向閥29.3I—100B1006.30.27液控順序閥28.1XY—63B636.30.38背壓閥<1B—10B106.3—9溢流閥5.1Y—10B106.3—10單向閥27.9I—100B1006.30.211濾油器36.6XU—80X200806.30.0212壓力表開關—K—6B———13單向閥70I—100B1006.30.214壓力繼電器—PF—B8L—14—*注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。(2)確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表6所列。

表6各工況實際運動速度、時間和流量快進工進_氣(qp1+qp2) []=0.5L/minA-A86.5x(5.1+27.9)= L/min86.5-42.4=62.3L/min快退q=q.+q=(5.1快退q=q.+q=(5.1+27.9)L/min=33L/minAq21A42.4=62.3x L/min86.5142.40.5x L/min86.586.542.4=62.3x L/min86.5142.40.5x L/min86.586.5=33x L/min42.4=29.3L/min0.24L/min=70L/min(5.1+27.9)x10-3= m/s60x(86.5-42.4)x10-4=0.109m/s0.5x10-3= m/s60x86.5x10-4=0.88x10-3m/sA233x10-3m/s60x42.4x10-4=0.123m/s100x10-3

t= s1 0.109=0.92s50x10-32 0.88x10-3=56.8s150x10-3

13=i^rs=1.22s表7允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.5?1.5,一般取1以下壓油管道3?6，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5?3由表6可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。4q.根據表6數值，按表7推薦的管道內允許速度取u=4m/s，由式d=注計算得與液壓兀u缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為：4q：4x62.3x10-3d=「 =、 x10-3mm=18.2mm\60x3.14x4

■4q：4x70x10-3d=￥=［， x10-3mm=19.3mm為統一規格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。(3)確定油箱油箱的容量按式v=&qp估算，其中&為經驗系數，低壓系統，&=2?4;中壓系統，E=5?7；高壓系統，&=10?12。現取&=10，得V=&q=10x(5.6+31)L=370L油箱壁厚度視油箱容量而定，建議100L容量的油箱取1.5mm，400L以下的取3mm，400L以上的取6mm。箱底厚度應大于箱壁，箱蓋厚度應為箱壁的4倍。當液壓泵、驅動電動機以及其他液壓件都要裝在油箱上時，箱蓋要相應加厚。大容量的油箱要加焊角板、肋條，以增加剛性。五、驗算液壓系統性能1.驗算系統壓力損失由于系統管路布置尚未確定，所以只能估算系統壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態，然后計算各種工況下總的壓力損失。現取進、回油管道長為Z=2m，油液的運動粘度取v=1x10-4m2/s，油液的密度取p=0.9174x103kg/m3。(1)判斷流動狀態在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數=7434x70x10-=74360xkx20x10-3x1x10-4也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數(2000)，故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態全為層流。(2)計算系統壓力損失將層流流動狀態沿程阻力系數, 75 75兀dv人=—= R4qe和油液在管道內流速4qu= kd2

同時代入沿程壓力損失計算公式Ap、=Xd號P，并將已知數據代入后，得△ 4x75pvZ4x75x0.9174x103x1x10-4x2 05478 108P1 2兀d4 q 2x3.14x(20x10-3)4 q' '可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失Ap,常按下式作經驗計算Ap=0.1Ap各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算UnJ其中的Apn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出。滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： °.快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為SAp].SAp].=0.5478x108q=0.5478x108x62.3x10-360x10-6MPa=0.05688MPa=0.1x0.05688MPa=0.005688MPaSap =vi(Sap =vi(27.9)20.2x——I100J(33)2+0.3x——1100J+0.3xf]2I100JMPa=0.1647MPaSap=Sap+Sap+SSap=Sap+Sap+Sapi li Zi viSAp =vo0.3xf29.3)2+0.2x——l100J+0.3xf62.3)l100JMPa=0.1594MPaSAp=SAp+SAp+SAp=(0.02675+0.002675+0.1594)MPa=0.1888MPa將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失=(0.05688+0.005688+0.1647)MPa=0.2273MPa在回油路上，壓力損失分別為60SAp=0.5478x108q=0.5478x108x2”乂1。3乂頂-6MPa=0.02675MPa60loSapz=S0.1Api=0.1x0.02675MPa=0.002675MPa

v 44.7XAp=0.2273+0.1888x MPa=0.316MPa95.工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥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液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為Xapi=XaXapi=Xapvi0.3xf0U1100)+0.5MPa=0.5MPa此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為XAp=XApvoXAp=XApvo0.3x+0.6+0.3xf0.24+27.9)63MPa=0.66MPa該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表4的公式重新計算液壓缸的工作壓力為F0+p2■2 34942+0.66x106x40x10-4釧479MPp1 A 78.5x10-4x106 .1此略高于表4數值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Ape=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為p1=p1+XAp.+A