向回路，速度换接回路组成液压系统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，如图所示。在图中，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。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了个单向阀。考虑到这台机床用于钻孔通孔与不通孔加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了个压力继电器。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。图整理后的液压系统原理图元件明细表计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，考虑到压力继电器的可靠动，图中增设了个压力继电器。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。图整理后的液压系统原理图元件明细表计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大法建立的问题，增设了单向阀。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了个单向阀。考虑到这台机床用于钻孔通孔与不通孔加工，对位置定位精度要求较高源，换向回路，速度换接回路组成液压系统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，如图所示。在图中，为了解决滑台工进时进回油路串通使系统压力无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。图选择的基本回路泵，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，如图所示。选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷回路问题都已经基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵量较大，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。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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，如图所示。选择快速运动和幻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其相应的时间之比。这表明在个工作循环工作中变化小，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，系统必须为开式循环系统。选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循。快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。拟定液压系统原理图选择基本回路图液压缸工况图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加速恒速工进快退启动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表液压缸在各个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启动快退启动加速恒速加速恒速工进液压缸的尺寸，可估计出液压缸在工作循环中各个阶段的压力流量和功率，如表所列，由此绘制的液压缸工况如图所示。液压缸在各个阶段的压力流量和功率值计算如下快进启动则液压缸内径参考表及表，得，圆整后取标准数值得，。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为根据计算出的液则液压缸内径参考表及表，得，圆整后取标准数值得，。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，可估计出液压缸在工作循环中各个阶段的压力流量和功率，如表所列，由此绘制的液压缸工况如图所示。液压缸在各个阶段的压力流量和功率值计算如下快进启动加速恒速工进快退启动加速恒速表液压缸在各个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启动加速恒速工进快退启动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。拟定液压系统原理图选择基本回路图液压缸工况图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，系统必须为开式循环系统。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其相应的时间之比。这表明在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，如图所示。选择快速运动和幻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。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，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，如图所示。选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷回路问题都已经基本解决。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。图选择的基本回路泵源，换向回路，速度换接回路组成液压系统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，如图所示。在图中，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。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了个单向阀。考虑到这台机床用于钻孔通孔与不通孔加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了个压力继电器。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。图整理后的液压系统原理图元件明细表计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的最高工作压力估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表可见，快退时液压缸的工作压力为，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失，则大流量泵的最高工作压力估算为计算液压泵的流量由表可知，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考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量，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，并考虑液液的运动粘度取，油液的密度取。判断流动的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回油流量为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数，故可推出各种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常按下式经验计算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。在进油路上，油液通过单向阀电液换向阀，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为