目錄1．工況分析1
2．擬定液壓系統原理圖2
3．液壓系統的計算和選擇液壓元件8
3.1液壓缸主要尺寸的確定4
3.2確定液壓幫浦的流量、壓力和選擇幫浦的規格5
3.3液壓閥的選擇5
3.4確定管道尺寸6
3.5液壓油箱容積的確定7
4．液壓系統的驗算6
4.1壓力損失的驗算6
4.2系統溫公升的驗算8
1．工況分析
首先根據已知條件，繪製運動部件的速度迴圈圖，如圖1.5所示，然後計算各階段的外負載並繪製負載圖。
液壓缸所受外負載f包括三種型別，即
fw為工作負載，對於金屬切削工具機來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本例中為24000；
fa—運動部件速度變化時的慣性負載；
ff—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動後為動摩擦阻力，對於平導軌可由下式求得
g—運動部件重力；
frn—垂直於導軌的工作負載，事例中為零；
f—導軌摩擦係數，本例中取靜摩擦係數0.2，動摩擦係數為0.1。求得：
ffs=0.2*9800n=3240n
ffa=0.1*9800n=1620n
上式中ffs為靜摩擦阻力，ffa為動摩擦阻力。
g—重力加速度；
△t—加速度或減速度，△t=0.2s；
△v—△t時間內的速度變化量。在本例中
根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載(見表1.4)，並畫出如圖1.5所示的負載迴圈圖.
圖1.1速度和負載迴圈圖
表1.4
2．擬定液壓系統原理圖
(1)確定供油方式
考慮到該工具機在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節省能量、減少發熱考慮，幫浦源系統宜選用雙幫浦供油或變數幫浦供油。
現採用帶壓力反饋的限壓式變數葉片幫浦。
(2)調速方式的選擇
在中小型專用工具機的液壓系統中，給進速度的控制一般採用節流閥或調速閥。根據銑削類專用工具機工作時對低速效能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定採用限壓式變數幫浦和調速閥組成的容積節流調速。這種調速迴路具有效率高、發熱小和速度剛性好的特點，並且調速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。
(3)速度換接方式的選擇
本系統採用電磁閥的快慢速換接迴路，它的特點是結構簡單、調節行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩性較差。若要提高系統的換接平穩性，則可改用行程閥切換的速度換接迴路。
最後把所選擇的液壓迴路組合起來，即可組合成圖1.2所示的液壓系統原理圖。
圖1.2 液壓系統原理圖
3．液壓系統的計算和選擇液壓元件
3.1液壓缸主要尺寸的確定
1)工作壓力p的確定。工作壓力p可根據負載大小及機器的型別來初步確定，表1.1取液壓缸工作壓力為3mpa。
2)計算液壓缸內徑d和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載f為30000n，按表1.2可取p2為0.
5mpa，ηcm為0.95，考慮到快進、快退速度相等，取d／d為0.7。
將上述資料代入式可得
根據指導書表2.1，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑d=125mm；活塞桿直徑d，按d／d= 0.7及表2.2活塞桿直徑系列取d=90mm。
3)計算在各工作階段液壓缸所需的流量
3.2確定液壓幫浦的流量、壓力和選擇幫浦的規格
1)幫浦的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以幫浦的工作壓力為
pp—液壓幫浦最大工作壓力；
p1—執行元件最大工作壓力；
∑△p—進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統可取0.2～0.5mpa，複雜系統取 0.5～1.5mpa，本例取0.5mpa。
上述計算所得的pp是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，並確保幫浦的壽命，因此選幫浦的額定壓力pn應滿足pn≥(1.25～1.
6) pp。中低壓系統取小值，高壓系統取大值。在本例中pn =1.
25 pp=4.4mpa。
2)幫浦的流量確定液壓幫浦的最大流量應為
qp—液壓幫浦的最大流量；
(∑q)min同時動作的各執行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量2～3l／min；
kl—系統洩漏係數，一般取kl=1.1～1.3，現取kl=1.2。
3)選擇液壓幫浦的規格根據以上算得的pp和qp，再查閱有關手冊，現選用ybx-16限壓式變數葉片幫浦，該幫浦的基本引數為：每轉排量16ml／r，幫浦的額定壓力6．3mpa，電動機轉速1450r／min，容積效率0.85，總效率0.
7。3.3液壓閥的選擇
本液壓系統可採用力士樂系統或ge系列的閥。方案一：控制液壓缸部分選用力士樂系列的閥，其夾緊部分選用疊加閥。
方案二：均選用ge系列閥。根據所擬定的液壓系統圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規格。
選定的液壓元件如表1.5所示。
表1.5液壓元件明細表
3.4確定管道尺寸
油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件介面尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本系統主油路流量為差動時流量q=40l／min，壓油管的允許流速取u=4m／s，則內徑d為
若系統主油路流量按快退時取q=29.54l／min，則可算得油管內徑d=12.5mm。
綜合諸因素，現取油管的內徑d為13mm。吸油管同樣可按上式計算(q=24l／min、v=1.5m／s)，現參照ybx-16變數幫浦吸油口連線尺寸，取吸油管內徑d為25mm。
3.5液壓油箱容積的確定
本例為中壓液壓系統，液壓油箱有效容量按幫浦的流量的5～7倍來確定，現選用容量為160l的油箱。
4．液壓系統的驗算
已知該液壓系統中進、回油管的內徑均為13mm，各段管道的長度分別為：ab=0.3m，ac=1.
7m，ad=1.7m，de=2m。選用l-hl32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，查得15℃時該液壓油的運動粘度ν=150cst=1.
5cm2／s，油的密度ρ=920kg／m3。
4.1壓力損失的驗算
1)工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為1.2m／min，進給時的最大流量為9.42l／min，則液壓油在管內流速v1為
管道流動雷諾數rel為
rel<2300，可見油液在管道內流態為層流，其沿程阻力係數
進油管道bc的沿程壓力損失△pl-1為
查得換向閥4we6e50／ag24的壓力損失△pl-2=0.05×106pa
忽略油液通過管接頭、油路板等處的區域性壓力損失，則進油路總壓力損失△p1為
2)工作進給時回油路的壓力損失。由於選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則
回油管道的沿程壓力損失△p2-1為
查產品樣本知換向閥3we6a50／ag24的壓力損失△p2-2=0.025 x 106pa，換向閥4we6e50／ag24的壓力損失△p2-3=0.025×106pa，調速閥2frm5—20／6的壓力損失△p2-4= 0.
5×106pa。
回油路總壓力損失△p2為
3)變數幫浦出口處的壓力pp
4)快進時的壓力損失。快進時液壓缸為差動連線，自匯流點a至液壓缸進油口c之間的管路ac中，流量為液壓幫浦出口流量的兩倍即40l／min，ac段管路的沿程壓力損失△p1-l為
同樣可求管道ab段及ad段的沿程壓力損失△pl-2和△pl-3為
查產品樣本知,流經各閥的區域性壓力損失為4ew6e50/ag24的壓力損失△p2-1=0.17×106pa；3ew6e50/ag24的壓力損失△p2-2=0.17×106pa。
據分析在差動連線中，幫浦的出口壓力pp為
快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明無需修改原設計。
4.2系統溫公升的驗算
在整個工作迴圈中，工高階段所佔的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發熱量。一般情況下，工進速度大時發熱量較大，由於限壓式變數幫浦在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發熱量，然後加以比較，取數值大者進行分析。
當v=4cm／min時
此時幫浦的效率為0.1，幫浦的出口壓力為3.2mpa，則有
此時的功率損失為
當v=14cm／min時，q=1.78l／min，總效率η=0.62則
可見在工進速度低時，功率損失為0.24kw，發熱量最大。
假定系統的散熱狀況一般取k=10×10-3kw/（cm2.℃），油箱的散熱面積a為
系統的溫公升為
驗算表明系統的溫公升在許可範圍內。
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