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根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出 负载循环图 F-t 和速度循环图 -t，如图 2-1 所示。
图 2-1（a)负载循环图 F-t
(b)速度循环图 v-t
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3.确定主要参数
(1)确定液压缸工作压力
设计内容
q快退 A2 v3 16.1 L min
工作台在工进过程中所需要的流量为 q工进 = A1 ×v2 = 0.29L/min
设计说明及计算过程
（3-7）
计算结果
（3-8）
表 3-1 工况 推力 ' F /N 1222.2 698.25
各工况下的主要参数值 输入 回油腔 进油腔 输入 流量 压力 压力 功率 q/L.m P2/MPa P1/MPa P/Kw -1 in 0 1.084 0.689 0.584 —— —— —— ——
设计说明及计算过程
计算结果
图 4-2
选择的基本回路
4.2.组成液压系统 将上面选出的液 压基本回路组合在一 起，并经修改和完善， 就可得到完整的液压 系统工作原理图，如图 4-3 所示。 在图 4-3 中， 为了解决滑台工进时 进、回油路串通使系统 压力无法建立的问题， 增设了单向阀 6。为了 避免机床停止工作时
如果忽略切削力引起的力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压 缸的机械效率η W=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸 在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表 2-1 所示。
表 2-1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N） 工况 启动 加速 快进 工进 反向启动 加速 快退 制动 负载组成 F=Ffs F=Ffd+Fm F=Ffd F=Ffd+Ft F=Ffs F=Ffd+Fm F=Ffd F=Ffd-Fm 负载值 F/N 1100 628.43 440 23940 1100 628.43 440 251.57 推力 F/η W/N 1222.222 698.256 488.889 26600 1222.222 698.256 488.889 279.522
图 图 4-3 4-3 整理后的液压系统原理图 整理后的液压系统原理图
回路中的油液流回油 箱，导致空气进入系
计算结果
2.工况分析
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， 重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：导轨摩擦力，惯性 力。 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床 动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其 他负载可忽略。 (1) 工作负载 工作负载即为切削阻力 Ft=23500N。 (2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 动摩擦阻力 (3) 惯性负载 最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最 大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算
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(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后， 调
压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出 口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进 和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在 滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。
注： 1—无杆腔进油时活塞运动速度； 2—有杆腔进油时活塞运动速度。 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中 各阶段的压力、流量和功率，如表所列，由此绘制的液压缸工况 图如图 4-1 所示。
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4.拟定液压系统原理图
计算结果
工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、 快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流 量与最小流量之比 qmax/qmin=0.3/(0.29×10^-2) 103；其相应 的时间之比(t1+t3)/t2=(3+4.58)/190=0.039。这表明在一个工作 循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、 节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可 选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变 时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供 油实现快速运动， 最后确定选用双联叶片泵方案， 如图 4-1a 所示。 (3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连 接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转 快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换 向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选 用三位五通电液换向阀，如图 4-1b 所示。 (4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时， 速度变化大（ 1/ 2=0.06/(0.5×10-3) 120） ，为减少速度换接 时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图 4-1c 所示。
表 3-3 各种机械常用的系统工作压力 机 床 磨床 机械类型 组 合 机 床 3~5 龙门 刨床 拉床 农业机械 小型工程 机械 建筑机械 液压凿岩 机 10~18 液压机 大中型挖 掘机 重型机械 起重运输 机械 20~32
工作压力/MPa
0.8~2
2~8
8~10
(2)计算液压缸主要结构参数 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，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用 液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以 在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液 压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。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 呈 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的背压 (通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为 p2=0.8MPa。 快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压 泵的来油连接） ，但连接管路中不可避免地存在着压降△p，且有
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设计说明及计算过程 三，液压系统的设计计算
1.明确设计要求
液压系统的主要参数与性能要求如下： 轴向切削力为 23500N, 移动部件总质量 550kg， 快进行程为 180mm，快进与快退速度均为 3.7m／min，工进行程为 95mm，工进速度为 30~40mm／min，加速、 减速时间为 0.18s，利用平导轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数 为 0.08，动力滑台可以随时在中途停止运动，试设计该组合机床 的液压传动系统。
设计说明及计算过程
计算结果
由表 3-2 和表 3-3 可知，组合机床液压系统在最大负载约为 23000 N 时宜取 3MP。
表 3-2 按负载选择工作压力 负载/ KN 工作压力/MPa <5 < 0.8~1 5~10 1.5~2 10~20 2.5~3 20~30 3~4 30~50 4~5 >50 ≥5
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杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取△p=0.5MPa。快退时回油 腔中也是有背压的，这时选取被压值 p2=0.6MPa。 工进时液压缸的推力计算公式为 F=/η m=A1p1-A2p2=A1p1-(A1/2)p2 式中：F ——负载力 m——液压缸机械效率 A1——液压缸无杆腔的有效作用面积 A2——液压缸有杆腔的有效作用面积 p1——液压缸无杆腔压力 p2——液压有无杆腔压力 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算 为 (3-1)
4.1.选择基本回路
设计说明及计算过程
(1) 选择调速回路 由图 4-1 可知， 这台机床液压系统功率 较小，滑台运动速度低，工作 负载为阻力负载且工作中变 化小， 故可选用进口节流调速 回路。 为防止孔钻通时负载突 然消失引起运动部件前冲， 在 回油路上加背压阀。 由于系统 选用节流调速方式， 系统必然 为开式循环系统。 (2) 选择油源形式 从
(3-4) (3-5)
A2 π（D - d ）4 4477 mm
2 2
2
工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需 要的流量为 q快进 A1 - A2 v1 18.1 L min 工作台在快退过程中所需要的流量为
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q A1v2 P p1q
0.273 起动 1222.2 0 —— —— P F ' p A A 1 2 1 2 1.430 0.6 —— —— 快 加速 698.25 q A2v3 1.383 16.1 0.371 退 快退 488.88 0.6 P p1q 制动 279.52 0.6 1.34 —— —— 注：1. Δ p 为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失， 取Δ p=0.5MPa。 2． 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 p1，无杆腔回油，压力为 p2。 3.
计算结果
表 3-3 按工作压力选取 d/D 工作压力/MPa d/D ≤5.0 0.5~0.55 5.0~7.0 0.62~0.70 ≥7.0 0.7
表 3-4 按速比要求确定 d/D
2/ 1
d/D
1.15 0.3
1.25 0.4
1.33 0.5
1.46 0.55
1.61 0.62