1、差动连接。这种情况下液压缸无杆腔工作面积应为有杆腔工作面积的两倍。即活塞杆直径与缸筒直径呈的关系。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表和表选此背压为。快进时液压缸虽然作差动连接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，参考表，估算时取。快退时回油腔中是有背压的，这时按估算。表执行元件背压力系统类型背压力简单系统或轻载节流调速系统回油路带调速阀的系统回油路设置有背压阀的系统用补油泵的闭式回路回油路较复杂的工程机械回油路较短且直接回油可忽略不计由工进时的推力式计算液压缸面积有缸筒直径参考表及表，得活塞杆直径，圆整后取标准数值得，。表按工作压力选取工作压力表按速比要求确定攀枝花学院本科毕业设计论文摘要注无杆腔进油时活塞运动速度有杆腔进油时活塞运动速度。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为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，。

2、卸荷回路。二液压回路的综合将上面选出的液压基本回路组合在起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图知，油源向液压缸输入的最大流量为，若取回路泄漏系数，则两个泵的总流量为攀枝花学院本科毕业设计论文摘要考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量为，则小流量泵的流量最少应为。确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为和，当液压泵的转速时，其理论流量分别为和，若取液压泵容积效率η，则液压泵的实际输出流量为由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为流量为，若取液压泵总效率η，这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的型电动机，其额定功率为，额定转速为。二确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表所列。其中，溢流阀按小流量泵的额定流量选取，调速阀选用型，其最小稳定流量为，。由此绘制的液压缸工况图如图所示。表液压缸在各阶段的压力流量和功率值工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进差动启动加速恒速攀枝花学院本科毕业设计论文摘要工进快退起动加速恒速注为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取。。快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。图攀枝花学院本科毕业设计论文摘要四拟定液压系统原理图选择液压回路选择调速回路由图可知，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。选择油源形式从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，而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为也就是。因此，从提高系统效率节省能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源显然。

3、于本系统工进时的流量。表液压元件规格及型号序号元件名称估计通过的最大流量规格型号额定流量额定压力额定压降∆双联叶片泵三位五通电液换向阀行程阀调速阀单向阀单向阀液控顺序阀攀枝花学院本科毕业设计论文摘要背压阀溢流阀单向阀滤油器压力表开关单向阀压力继电器注此为电动机额定转速为时的流量。三确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进工进和快退运动阶段的运动速度时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表所列。各工况实际运动速度时间和流量流量速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度表允许流速推荐值管道推荐流速吸油管道，般取以下压油管道，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道攀枝花学院本科毕业设计论文摘要由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表数值，按表推荐的管道内允许油液在压力管中流速取，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为为了统规格，按。 不合适的，而宜选用大小两个液压泵自动并联供油源方案图。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，如图所示。图攀枝花学院本科毕业设计论文摘要选择速度换接回路由工况图图中的曲线得知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由降为，滑台的速度变化较大，为减少速度换接时的液压冲击，宜选用行程阀控制的换接回路，如图所示。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大进油路中通过，回油路中通过。为了保证换稳中有向平稳起见，可采用电液换向阀换接回路见图，就不需再设置专用的元件或油路。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。

4、差动连接。这种情况下液压缸无杆腔工作面积应为有杆腔工作面积的两倍。即活塞杆直径与缸筒直径呈的关系。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表和表选此背压为。快进时液压缸虽然作差动连接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，参考表，估算时取。快退时回油腔中是有背压的，这时按估算。表执行元件背压力系统类型背压力简单系统或轻载节流调速系统回油路带调速阀的系统回油路设置有背压阀的系统用补油泵的闭式回路回油路较复杂的工程机械回油路较短且直接回油可忽略不计由工进时的推力式计算液压缸面积有缸筒直径参考表及表，得活塞杆直径，圆整后取标准数值得，。表按工作压力选取工作压力表按速比要求确定攀枝花学院本科毕业设计论文摘要注无杆腔进油时活塞运动速度有杆腔进油时活塞运动速度。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为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，。 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的由产品样本查出，和数值由表和表列出。滑台在快进工进和快退工况下的压力损失计算如下快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表和表可知，进油路上油液通过单向阀的流量是，通过电液换向阀的流量是，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量通过行程阀并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为攀枝花学院本科毕业设计论文摘要此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀和单向阀的流量都是，然后与液压泵的供油合并，经行程阀流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。此值小于原估计值见表，所以是安全的。工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀调速阀进入液压缸无杆腔，在调速阀处的压力损失为。在回油路上，油液通过电液换向阀背压阀和大流量泵的卸荷油液起经液控顺序阀返回油箱，在背压阀处的压力损失为。通过顺序阀的流量为，因此这时液压缸回油腔的压力为可见，。

5、 置冷却器。攀枝花学院学生课程设计论文题目上料机液压系统设计学生姓名学号所在院系机电工程学院专业机械设计制造及其自动化班级指导教师乔水明职称讲师年月日攀枝花学院教务处制攀枝花学院本科毕业设计论文摘要Ⅰ摘要空行。小四号宋体，磅行距,要求字左右空行空行关键词，个,逗号分隔,小四号宋体黑体三号攀枝花学院本科毕业设计论文摘要空行目录空行摘要ⅠⅡ空行绪论课题背景结论参考文献附录致谢宋体五号宋体五号加粗小四，分散对齐攀枝花学院本科毕业设计论文摘要空行机械传动部件设计空行切削力的计算小三号黑体四号黑体根据小四号宋体，磅行距四号黑体空行小三号黑体小四号宋体，磅行距空行空行图主轴进图示宋体五号攀枝花学院本科毕业设计论文摘要题目六组合机床液压系统设计试设计卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是快进工进快退停止系统参数如下表,动力滑台采用平面导轨，其静动摩擦系数分别为往复运动的加减速时间要求不大于。完成系统设计计算，拟定系统图，确定各液压元件的型号及尺寸。设计液压缸参数主轴参数孔直径个数孔二直径个数孔三直径个数快进。值略大于原估计值。故可按表中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即此值与表中数值相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，故溢流阀的调压应为攀枝花学院本科毕业设计论文摘要快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀电液换向阀进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀电液换向阀和单向阀返回油箱。在进油路上总的压降为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为此值与表的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为此值是调整液控顺序阀的调整压力的主要参考数据。验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率攀枝花学院本科毕业设计论文摘要由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必。

6、产品样本选取所有管子均为外径内径的号冷拔钢管。四确定油箱油箱的容量按式估算，取为时，求得其容积为按规定，取标准值六验算液压系统性能验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进回油管道长为，油液的运动粘度取，油液的密度取。判断流动状态在快进工进和快退三种工况下，进回油管路中所通过的流量以快退时回油流量为最大，此时，油液流动的雷诺数攀枝花学院本科毕业设计论文摘要也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数，故可推出各工况下的进回油路中的油液的流动状态全为层流。计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆常按下式作经验计。

参考资料：

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