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目录。一、 明确液压系统的设计要求4
二、 负载分析4
三、 负载图和速度图的绘制5
四、 液压缸主要参数的确定6
五、 液压系统图的拟定8
六、 液压元件的选择12
七、 液压系统的性能验算14
小结16参考书目16
引言。液压传动是用液体作为介质来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动方向。
所以基本回路可以按照这三方面作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
液压系统已经在各个部门得到广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。
一、明确液压系统的设计要求。
单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进——工进——快退——停止。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力为24000n；滑台移动部件总质量为510kg；加、减速时间为0.
2s；采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1；快进行程为200mm，工进行程为100mm，快进与快退速度相等，均为3.
5m/min，工进速度为30~40mm/min。工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。试设计动力滑台的液压系统。
二、负载分析。
1)工作负载。
ft=24000n
2)惯性负载。
fm=（g/g）（δv/δt）=510×（3.5/60×0.2）n=149n
3）阻力负载。
静摩擦阻力 ffs=0.2×5100n=1020n
动摩擦阻力 ffd=0.1×5100n=510n
由此得出液压缸在各工作阶段的负载，见表1
表1 液压缸在各工作阶段的负载值。
注：1.液压缸的机械效率0.9；
2.不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。
三、负载图和速度图的绘制。
负载图按上述值绘制，如下图所示。
速度图按已知数值v1=v3=3.5m/min,l1=200mm,l2=100mm,快退行程l3=l1+l2=300mm和工进速度v2等绘制，如下图所示。
四、液压缸主要参数的确定。
由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为25kn时，宜取p1=3.5mpa
表2 各类设备常用的工作压力。
表3 按负载选取执行元件工作压力。
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，从降低总流量需求来考虑，应采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。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成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得被压（通过设置背压阀的方式），根据《液压设计手册》选取此背压值为为p2=0.8mpa。
快进时液压缸虽然作差动连接，但连接管路中不可避免地存在着压降δp，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算是可取δp=0.5mpa；快退时回油腔中是有背压的，这时p2=亦可按0.5mpa估算。
由工进时的推力计算液压缸面积，即f/ηm=a1p1-a2p2= a1p1-（a1/2）p2
代入数值求得 a1=87.85cm2 d=10.58cm
根据gb/t2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后，取标准值得d=11cm、d=8cm。由此求得液压缸两腔的有效面积为。
a1=95.03cm2，a2=44.77cm2。经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。
根据上述d与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量、和功率，见表4。
表4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值。
据此绘出工况图，如下图所示。
组合机床液压缸工况图
五、液压系统图的拟定。
1)液压回路的选择
首先选择调速回路。由工况图中的一些曲线得知，这台机床液压系统的功。
率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。为。
解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背阀。
由于液压系统选用了节流速度的方式，系统中油液的循环必然是开始的。
从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸交替。
地要求油源提供低压、大流量和高压、小流量的油液。最大流量与最小流量之。
比约为53，而快进快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为。
t1 = l1/v1） +l3/v3） =8.57s
t2 =l2/v2=171.5s
亦即t2/t1=20。因此，从提高系统效率、节省能量的角度上来看，采用单个。
定量泵作为油油源显然是不合适的，宜选用国内比较成熟的产品——双联式定。
量叶片泵作为油源，如下图所示。
其次是选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调速回路后，不管采用什。
么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本。
系统中，单杆液压缸要作差动连接，所以它的快进快退换向回路应采用下图所。
示形式。再次是选择速度环换接回路。由工况图得知，当滑台从快进转为工进时，输。
入液压缸的流量由17.59l/min降到0.33l/min，滑台速度变化较大，宜选用二。
位二通行程阀来控制速度换接，以减小液压冲击，如下图所示。
由于工作压力低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大。为了保证换向平稳起见，可采用电液换向阀式。
换接回路。由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。
最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题已在油源中解决。对于卸荷问题，如采用中位机能为y型的三位换向阀来实现，就不须再设置专业的元件或回路。
2）液压回路的综合。
把上面选出来的各种回路组合画在一起，就可以得到下图所示的形状。将此图仔细检查一遍可以发现，这个图形在工作中还存在问题，必须进行如下修改和整理：
1）为了解决滑台工进时图中进油路、回油路相互接通而无法建立压力的问题，必须在液动换向回路中串联一个单向阀，将工进时进油路、回油路隔断。
2）为了解决滑台快速前进时回油路接通油箱而无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串联一个液控顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。
3）为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，从而影响滑台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的出口处增设一个单向阀。
4）为了便于系统自动发出快速退回信号起见，在调速阀输出端须增设一个压力继电器。
5）如果将顺序阀和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并。经过这样一番修改、整理后的液压系统在各方面都比较合理、完善了。
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