由于液压缸是差动连接，回油口到进油口之间的压力损失取∆p =0. 5MPa 。快退时，回油路的背压取0.5MPa ，即p 2=0. 5MPa 。
表7 液压缸各工作阶段的压力、流量和功率
1. 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计
设计卧式铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱体，动作损血为夹紧缸夹紧——工作台快速趋近工件——工作台进给——工作台快退——夹紧缸松开——原位停止。工作台移动部件的总质量为400Kg, 工作台快进行程为100mm ，快进速度为3.5m/min，工进行程为200mm ，工进速度为80~300mm/min,轴向工作负载为12000N ，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，夹紧缸行程为30mm ，夹紧力为800N 。快退速度为6m/min，要求工作台运动平稳，夹紧力可调并保压。
2. 液压传动系统的设计与计算
2.1分析液压系统工况
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为F fs ，动摩擦力为F fd , 则
工作负载：F W =12000N
3. 5
=117N
∆t 60⨯0. 2∆v 26
F a 2=m =400⨯=200N
∆t 60⨯0. 2
静摩擦负载：F fs =0. 2⨯400⨯9. 8=784N 惯性负载：F a 1=m
∆v 1
=400⨯
动摩擦负载：F fd =0. 1⨯400⨯9. 8=392N
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率ηm =0. 9，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表2-1。
速度图（F-2）
图2-1负载图和速度图
2.2确定主要参数
1. 初定液压缸的工作压力
组合机床液压系统的最大负载约为14000N ，查表9-2初选液压缸的设计压力P 1=3MPa 。
2. 液压缸主要参数的确定
为了满足工作台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，这里的液压缸课选用单杆式的，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积A 1与A 2应满足A 1=2A2（即液压缸内径D 和活塞杆直径d 应满足：d=0.707D。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，查表9-4暂取背
压为P 2=0.5MPa，并取液压缸机械效率ηm =0.9。则液压缸上的平衡方程
故液压缸无杆腔的有效面积：
液压缸内径：
按GB/T2348-1980，取标准值D=80mm；因A 1=2A2，故活塞杆直径d=0.707D=56mm（标准直径）
则液压缸有效面积为：
A 1=A 2=
π
4
D 2=
π
4
802cm 2=50. 24cm 2
π
4
(D 2-d 2) =
π
4
(802-562）cm 2=25. 62cm 2
3. 绘制液压系统工况图
差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取P2－P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时△P=0；另外取快退时的回油压力损失为0.5MPa 。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力. 流量和功率，并可绘出其工况图
∆p =5⨯105p a , 而p b =p j +∆p .
2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为液压缸的工况图：
P j
，无杆腔回油，压力为
P b
图3-1工况图
2.3绘制液压传动系统原理图
1. 调速回路的选择
该机床液压系统的功率小（
2. 油源及其压力控制回路的选择
该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用双联叶片泵油源供油。
3. 快速运动与换向回路
由于系统要求快进与快退的速度相同，因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油，无杆腔回油的快速运动回路。
4. 速度换接回路
由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。
5. 压力控制回路
在泵出口并联一先导式溢流阀，实现系统的定压溢流，同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，等待装卸工件时，液压泵卸载，并便于液压泵空载下迅速启动。
6. 行程终点的控制方式
这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。
7. 组成液压系统绘原理图
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图1-3所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。
图1-3液压系统原理图
液压系统中各电磁铁的动作顺序如表3-2所示。
3-2电磁铁动作顺序表
2.4计算与选择液压元件 1. 液压泵
液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.761MPa, 如取进油路上的压力损失为0.8MPa, 压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa ，则小流量泵的
最大工作压力应为
Pp1=(3.761+0.8+0.5)MPa=5.061MPa
大流量泵是在快速运动时才想液压缸输油的，由工况图可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa, 则大流量泵的最高工作压力为
Pp2=(0.758+0.5)MPa=1.258MPa
由工况图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为8.967L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则两个泵的总流量应为
。
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.4~1.5L/min,由小流量也岩崩单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为3.4L/min。
根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，若取液压泵的容积效率
η=0.9，则当泵的转速为
q p =[(6+26) *940*0. 9/1000]L /min =(5. 1+22) L /min =27. 1L /min
由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为1.258MPa, 流量为27.1L/min,取泵的总效率为0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为
根据此数值按JB/T10391-2002,，查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率P n =1. 5KW ，额定转速n n =940r /min 。
2. 阀类元件及辅助元件的选择
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际
流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表3—3
q p
940r/min时，液压泵的实际输出流量为
3. 油管的选择
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表3—4所示
由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。
由表3—4可知，该系统中最大压力小于3MPa ，油管中的流速取3m/s。所以按公
d =式
查表JB827—66（5—2），同时考虑制作方便，选18⨯2（外径18mm, 壁厚2mm ）的10号冷拔无缝钢管（YB23_70）
4. 确定油箱容积：
油箱容积按《液压传动》式（7-8）估算，当取ζ为7时，求得其容积
按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L。
= =
2.5液压系统性能验算
1.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值
(1) 快进
滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/MIN，通过电液换向阀2的流量是27.1L/MIN，然后与液压缸的有杆腔的回油汇合，以流量55.30L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为
此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力P 2和无杆腔压力P 1之差。
此值小于原估计值0.5Mpa, 所以是偏安全的。
（2）工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.4~1.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5Mpa; 油液在回油路上通过换向阀2的流量为0.20~0.76L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa, 通过顺序阀7的流量为22.2~22.76L/min，因此这时液压缸回油腔压力p 2为
此值大于原估计值0.5Mpa, 则重新计算工进时液压缸进油腔压力
, 与原计算数
值3.761MPa 相近。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差∆p e =0. 5MPa ，故溢流阀9的调压
（3）快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀5的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为27.1L/MIN；油液在回路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是53.14L/min。一次进油路上的总压降为：
此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降是
所以，快退时液压泵的最大工作压力：
，因此主泵卸荷的顺序阀
7调压应大于0.891Mpa.
2. 油液温升计算
工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可用工进的情况来计算。
工进时液压缸的有效功率为：
此时主泵通过顺序阀7卸荷，辅助泵在高压下供油，所以两个泵的总输入功率为： 由此得液压系统的发热量为：
温升近似值如下：
温升没有超出范围，液压系统中不需设置冷却器。 P
3设计小结
刚拿到本次的设计题目的时候，我甚是烦躁，我觉得这个题目真的是太难了，比别的同学凭空多了两个步骤，首先就想到了退宿，不止一次的跟老师要求更换题目。 但是在老师的帮助和细心的指导下，我发现我的题目只是在其他同学的基础上再增加 一个夹紧缸即可。
在明确了自己的设计目的之后，我按照课本上例题的步骤开始进行计算，但是由于图书馆里的设计手册都被借走了，使我有一些配件的选用无法进行，如油管的选择。使我现在都不是很清楚要如何选择配件，不的不说这是本次课程设计中的一个遗憾。
在这不到一周的课程设计中，能学到的东西真的很有限，但是不能说一点收获都没有，我想我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。
在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。 6参考文献
[1] 王积伟 章宏甲主编 液压传动 机械工业出版社
[2] 贾明新主编. 液压传动与控制解难和练习. 北京：国防工业出版社. 2003
[3] 液压设计手册（电子版R1.0）. 北京：机械工业出版社
由于液压缸是差动连接，回油口到进油口之间的压力损失取∆p =0. 5MPa 。快退时，回油路的背压取0.5MPa ，即p 2=0. 5MPa 。
表7 液压缸各工作阶段的压力、流量和功率
1. 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计
设计卧式铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱体，动作损血为夹紧缸夹紧——工作台快速趋近工件——工作台进给——工作台快退——夹紧缸松开——原位停止。工作台移动部件的总质量为400Kg, 工作台快进行程为100mm ，快进速度为3.5m/min，工进行程为200mm ，工进速度为80~300mm/min,轴向工作负载为12000N ，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，夹紧缸行程为30mm ，夹紧力为800N 。快退速度为6m/min，要求工作台运动平稳，夹紧力可调并保压。
2. 液压传动系统的设计与计算
2.1分析液压系统工况
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为F fs ，动摩擦力为F fd , 则
工作负载：F W =12000N
3. 5
=117N
∆t 60⨯0. 2∆v 26
F a 2=m =400⨯=200N
∆t 60⨯0. 2
静摩擦负载：F fs =0. 2⨯400⨯9. 8=784N 惯性负载：F a 1=m
∆v 1
=400⨯
动摩擦负载：F fd =0. 1⨯400⨯9. 8=392N
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率ηm =0. 9，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表2-1。
速度图（F-2）
图2-1负载图和速度图
2.2确定主要参数
1. 初定液压缸的工作压力
组合机床液压系统的最大负载约为14000N ，查表9-2初选液压缸的设计压力P 1=3MPa 。
2. 液压缸主要参数的确定
为了满足工作台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，这里的液压缸课选用单杆式的，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积A 1与A 2应满足A 1=2A2（即液压缸内径D 和活塞杆直径d 应满足：d=0.707D。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，查表9-4暂取背
压为P 2=0.5MPa，并取液压缸机械效率ηm =0.9。则液压缸上的平衡方程
故液压缸无杆腔的有效面积：
液压缸内径：
按GB/T2348-1980，取标准值D=80mm；因A 1=2A2，故活塞杆直径d=0.707D=56mm（标准直径）
则液压缸有效面积为：
A 1=A 2=
π
4
D 2=
π
4
802cm 2=50. 24cm 2
π
4
(D 2-d 2) =
π
4
(802-562）cm 2=25. 62cm 2
3. 绘制液压系统工况图
差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取P2－P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时△P=0；另外取快退时的回油压力损失为0.5MPa 。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力. 流量和功率，并可绘出其工况图
∆p =5⨯105p a , 而p b =p j +∆p .
2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为液压缸的工况图：
P j
，无杆腔回油，压力为
P b
图3-1工况图
2.3绘制液压传动系统原理图
1. 调速回路的选择
该机床液压系统的功率小（
2. 油源及其压力控制回路的选择
该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用双联叶片泵油源供油。
3. 快速运动与换向回路
由于系统要求快进与快退的速度相同，因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油，无杆腔回油的快速运动回路。
4. 速度换接回路
由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。
5. 压力控制回路
在泵出口并联一先导式溢流阀，实现系统的定压溢流，同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，等待装卸工件时，液压泵卸载，并便于液压泵空载下迅速启动。
6. 行程终点的控制方式
这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。
7. 组成液压系统绘原理图
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图1-3所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。
图1-3液压系统原理图
液压系统中各电磁铁的动作顺序如表3-2所示。
3-2电磁铁动作顺序表
2.4计算与选择液压元件 1. 液压泵
液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.761MPa, 如取进油路上的压力损失为0.8MPa, 压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa ，则小流量泵的
最大工作压力应为
Pp1=(3.761+0.8+0.5)MPa=5.061MPa
大流量泵是在快速运动时才想液压缸输油的，由工况图可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa, 则大流量泵的最高工作压力为
Pp2=(0.758+0.5)MPa=1.258MPa
由工况图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为8.967L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则两个泵的总流量应为
。
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.4~1.5L/min,由小流量也岩崩单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为3.4L/min。
根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，若取液压泵的容积效率
η=0.9，则当泵的转速为
q p =[(6+26) *940*0. 9/1000]L /min =(5. 1+22) L /min =27. 1L /min
由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为1.258MPa, 流量为27.1L/min,取泵的总效率为0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为
根据此数值按JB/T10391-2002,，查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率P n =1. 5KW ，额定转速n n =940r /min 。
2. 阀类元件及辅助元件的选择
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际
流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表3—3
q p
940r/min时，液压泵的实际输出流量为
3. 油管的选择
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表3—4所示
由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。
由表3—4可知，该系统中最大压力小于3MPa ，油管中的流速取3m/s。所以按公
d =式
查表JB827—66（5—2），同时考虑制作方便，选18⨯2（外径18mm, 壁厚2mm ）的10号冷拔无缝钢管（YB23_70）
4. 确定油箱容积：
油箱容积按《液压传动》式（7-8）估算，当取ζ为7时，求得其容积
按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L。
= =
2.5液压系统性能验算
1.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值
(1) 快进
滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/MIN，通过电液换向阀2的流量是27.1L/MIN，然后与液压缸的有杆腔的回油汇合，以流量55.30L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为
此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力P 2和无杆腔压力P 1之差。
此值小于原估计值0.5Mpa, 所以是偏安全的。
（2）工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.4~1.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5Mpa; 油液在回油路上通过换向阀2的流量为0.20~0.76L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa, 通过顺序阀7的流量为22.2~22.76L/min，因此这时液压缸回油腔压力p 2为
此值大于原估计值0.5Mpa, 则重新计算工进时液压缸进油腔压力
, 与原计算数
值3.761MPa 相近。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差∆p e =0. 5MPa ，故溢流阀9的调压
（3）快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀5的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为27.1L/MIN；油液在回路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是53.14L/min。一次进油路上的总压降为：
此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降是
所以，快退时液压泵的最大工作压力：
，因此主泵卸荷的顺序阀
7调压应大于0.891Mpa.
2. 油液温升计算
工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可用工进的情况来计算。
工进时液压缸的有效功率为：
此时主泵通过顺序阀7卸荷，辅助泵在高压下供油，所以两个泵的总输入功率为： 由此得液压系统的发热量为：
温升近似值如下：
温升没有超出范围，液压系统中不需设置冷却器。 P
3设计小结
刚拿到本次的设计题目的时候，我甚是烦躁，我觉得这个题目真的是太难了，比别的同学凭空多了两个步骤，首先就想到了退宿，不止一次的跟老师要求更换题目。 但是在老师的帮助和细心的指导下，我发现我的题目只是在其他同学的基础上再增加 一个夹紧缸即可。
在明确了自己的设计目的之后，我按照课本上例题的步骤开始进行计算，但是由于图书馆里的设计手册都被借走了，使我有一些配件的选用无法进行，如油管的选择。使我现在都不是很清楚要如何选择配件，不的不说这是本次课程设计中的一个遗憾。
在这不到一周的课程设计中，能学到的东西真的很有限，但是不能说一点收获都没有，我想我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。
在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。 6参考文献
[1] 王积伟 章宏甲主编 液压传动 机械工业出版社
[2] 贾明新主编. 液压传动与控制解难和练习. 北京：国防工业出版社. 2003
[3] 液压设计手册（电子版R1.0）. 北京：机械工业出版社