缸体气缸孔镗削动力头的设计

缸体气缸孔镗削动力头的设计学 生：孙祯祥指导老师：周光永（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128） 摘 要:机床中，动力头是机床的核心部件，直接反应着机床的加工性能。而零件是否能达到加工要求，主要取决于机床本身动力头的设计与制造精度是否达到了一定的程度。本设计是镗床动力头，用于加工气缸孔。本设计主要是对动力头的动力学参数和运动学方案的确定，再根据动力头的传动方案，设计出主轴箱，即主轴箱、主轴、传动轴和齿轮的参数，选定主轴和传动轴的轴承并对其进行校核。而动力头的进给运动采用液压传动的方式，并进行液压系统的设计与计算，得到一个完整的液压传动系统方案。最终完一个镗床动力头的设计。关键字：动力头；镗床；镗削加工；液压系统The Design of Boring Machine Kinetic Head For Cylinder HoleAuthor:Sun ZhenxiangTutor:Zhou Guangyong(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract: In the machine tool, the boring head is the core component of the machine, which reflects the processing performance directly. And the design of boring head itself and whether the precision of manufacture achieves certain degree decide whether the parts can achieve processing requirements. This design is about boring head, which is used for machining cylinder hole. I firstly focused on how to determine the kinematics parameters and kinematical programs of the boring head. Then, on the basis of the power transmission project, I designed the spindle box, namely the spindle box, spindle, transmission shaft and the parameter selection, selected spindle and drive shaft bearings and do the checking. I used hydraulic transmission in feeding movement of power head，and designed and calculated the hydraulic system to get a full hydraulic transmission system. In this way, I finally accomplished the design of a boring head.Keywords: power head Boring ; machine; Boring ; Hydraulic system1 前言在机械制造中，对单件或小批量生产的工件，许多工厂采用通用机床加工。由于通用机床要适应被加工零件形状和尺寸的要求，故机床结构一般比较复杂。不仅如此，在实际加工中，由于只能单人单机操作，一道一道工序地完成，所以工人的劳动强度大、生产率低，工件的加工质量也不稳定。本设计的课题是气缸盖半精镗、精镗组合机床及夹具设计。这个课题是针对气缸孔镗削，主要是为了适合流水线生产，提高目前的生产效率、加工精度，从而降低加工成本。在设计过程中借鉴了国内外一些现有的镗床设计资料，还参考了一些与本课题相关的文献资料。在机床中，动力头是机床的核心部件，直接反应着机床的加工性能。而零件是否能达到加工要求，主要取决于机床本身动力头的设计与制造精度是否达到了一定的程度。现在，很多动力头基本上已经标准化，这为机床的制造，改装带来了很大的方便，但为了提高精度，工作效率，就需要设计出更专用化的动力头部件。对于本课题研究镗床动力头的加工对象是EQ6100缸体气缸孔，它是发动机的基础零件，发动机各机构和系统的零部件都安装在它的内部或外部。气缸孔的精度与粗糙度，气缸孔中心线对曲轴中心线的对称度都必须靠机床的动力头报证，故该课题的研究意义深远。 首先，通过任务书给定的精度，初步确定动力学参数，再根据传动方案，最后计算出主运动参数；根据任务书给定的寸要求，选用液压进给方式作为副运动。2 动力学参数的选定根据参考文献，取相应的切削用量及动力学参数为：进给量： ，背吃刀量： ， 切削速度：；刀具材料：高速钢。则有转速：。根据任务书得知：EQ6100缸体气缸材料：HT250 ；加工精度：7级；气缸口直径：104mm；气缸孔中心距：130mm；气缸孔深度：300mm；加工方式：精镗。2.1 切削力计算根据参考文献，利用指数公式来计算切削力及切削功率，即： （1） 式中、工件材料和切削条件对切削力的影响系数；、背吃刀量对切削力的影响指数；、进给量对切削力的影响指数；主偏角不能小于45，否则会引起振动。刀具寿命长，表面质量好。由于EQ6100缸体气缸孔镗削方式为为工作台进给镗削法，六轴同时镗削。故切削力为主切削力，进给力，背向力，分别为：切削功率： （2） 电动机功率： （3）式中：是传动装置结构系统的总效率，取0.80。2.1 选择电动机根据计算结果电动机功率：及电动功率，选取电动机功率型号为Y60M18型号电动机，其额定功率：，同步转速：，满载转速：3 运动学及结构方案的确定3.1 主运动传动方案的一般要求（1）要求保证主轴的强度、刚度、转速，并力求传动轴和齿轮规格、数量为最少。为此，应该尽量用一根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同一排上。（2）尽量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷遇到主轴较密时，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小，加工精度要求不高，也可能一根强度较高的主轴带动12根主轴的传动方案。（3）为使结构紧装，多轴箱内齿轮副的传动比一般要大于1/2，后盖内齿轮传动比允许到1/3，尽量避免升速传动，当驱动轴转速轻低时，允许先升速再降一些。驱动轴直接带动驱动轴数不能超过两根，以免经装配带来困难。3.2 主轴布置方案最终根据主轴的分布类型，遵循主轴箱的一般设计原则，拟定三种主轴箱传动方案，如下：图1 主轴箱传动方案一Fig l The first programme of the main axis transmission 图2 主轴箱传动方案二Fig 2 The second programme of the main axis transmission图3 主轴箱传动方案三Fig 3 The Third programme of the main axis transmission3.3 主轴布置方案评价方案一：结构简单，对称，不易发生结构冲突。但主轴带动其他轴运动，传动平稳性、刚性影响大，对于精加工的机床来说是不适合的。方案二：总体上看，结构紧奏，对称，传动级数少，仅两级。传动轴和齿轮的规格较少，动力从驱动轴经过两级传动比到达主轴。各轴的相对位置容易确定。由一根传动轴带动两根主轴同时转动，主轴之间相互独立，不带动其他轴，能较好的保证主轴的刚度。方案三：传动轴少，结构简单，制造容易，但浮动性大，一端悬空，稳定性差，对加工精度、表面粗糙度有极大的影响。综合上述，最后选择方案二。4 主运动结构设计4.1 传动装置传动比计算传动装置总传动比和分配各级传动。总传动比：根据所选电动机的满载时的转速即为动力头驱动轴转速，则：驱动轴转速：输出轴转速：故有总传动比：各级传动比：为了使传动系统传动结构稳定，两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动可按下列方法分配： （4）则:4.2 计算传动装置的运动和动力参数4.2.1 转速根据下面公式计算各轴转速: , （5）则有各轴的转速为驱 动 轴：传动轴：传动轴、：传动轴、：主轴-: 4.2.2 功率驱 动 轴：传动轴：传动轴、：传动轴、：主轴-: 4.2.3 转矩驱动轴：传动轴：传动轴、：传动轴、：主轴-: 4.3 齿轮设计计算及校核4.3.1 驱动轴与传动轴的齿轮设计与计算及校核（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数根据动力头精度要求，选用斜齿圆柱齿轮传动。镗床动力头为高精装置，速度高，精度要求高，故选用5级精度。材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS， 大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数，则大齿轮齿数。选取螺旋角。初选螺旋角 （2）按齿面接触强度计算 根据参考文献设计计算公式（1021）计算，即 （6） (I)确定公式内的各计算值 a 试选载荷系数, 根据参考文献图1030选取区域系数。 b 根据参考文献图1026查得，。则： c 根据参考文献表107选取齿宽系数。由参考文献根据表106查得材料的弹性影响系数。 d 根据参考文献图1021d按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：。 e 根据参考文献式1013计算应力循环次数。 工作寿命15 f 根据参考文献图1019取接触疲劳寿命系数。 g 计算接疲劳许用力。取失效概率为1%，安全系数S1，根据参考文献得 （7）许用接触应力 (II)计算 a 试算小齿轮分度圆直径, 由计算公式得： b 计算圆周速度。 c 计算齿宽b及模数 （8） （9） （10） （11） d 计算纵向重合度 （12） e 计算载荷系数。 根据参考文献表102得使用系数； 根据，5级精度，根据参考文献图108，查得动载系数； 根据参考文献表103查得 =1； 根据参考文献表104，用插值法查得5级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，； 根据参考文献图1013查得； 根据参考文献表103查得。故载荷系数 f 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，根据参考文献式（1010a）得 g 计算模数。 （3） 按齿根弯曲强度设计 （13） (I)确定公式内的各计算数值 a 计算载荷系数。 b 根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数。 c 计算当量齿数 ， d 查取齿形系数。 根据参考文献表105查得； e 查取应力校正系数。 根据参考文献表105查得；由图1020c查得小，大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为 根据参考文献图1018取弯曲疲劳寿命系数： f 算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，根据参考文献式（1012）得 g 大，小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大. (II)设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.458并就近圆整为标准值，但为了同进满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则大齿轮齿数。（4） 几何尺寸计算 a 计算中心距将中心距圆整为82mm. b 按圆整后的中心距修正螺旋角 c 计算大、小齿轮的分度圆直径 d 计算齿轮宽度。综合镗床传递的功率不大，可以适当的降低齿宽系数，进行适当的调整。圆整后取；表1 驱动轴与传动轴的斜齿圆柱齿轮的参数Table 1 Drive shaft and Drive shaftHelical gears Parameter参数齿轮1齿轮2齿数2852齿顶圆直径61.4110.6分度圆直径57.40106.60齿宽3530齿高4.54.5法面压力角2020模数22螺旋角12.6812.68中心距82824.3.2 主轴与传动轴的齿轮设计与计算及校核（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数根据动力头精度要求，选用斜齿圆柱齿轮传动。镗床动力头为高精装置，速度高，精度要求高，故选用5级精度。材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数，则大齿轮齿数。选取螺旋角。初选螺旋角（2） 按齿面接触强度计算由设计计算公式，即 （6） （I）确定公式内的各计算值 a 试选载荷系数。由图1030选取区域系数。 b 根据参考文献图1026查得，。则： c 根据参考文献表107选取齿宽系数。根据参考文献表106查得材料的弹性影响系数。根据参考文献图1021d按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：。 d 根据参考文献式1013计算应力循环次数。工作寿命15 e 根据参考文献图1019取接触疲劳寿命系数。 f 计算接疲劳许用力。 取失效概率为1%，安全系数S1，根据参考文献式（1012）得 （7） g 许用接触应力 (II）计算 a 试算小齿轮分度圆直径, 由计算公式： b 计算圆周速度。 c 计算齿宽b及模数 （8） （9） （10） （11） d 计算纵向重合度 （12）e 计算载荷系数K根据参考文献表102得使用系数；根据，5级精度，根据参考文献图108查得动载系数；根据参考文献表104用插值法查得5级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，；根据参考文献图1013查得；由表103查得。故载荷系数 f 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，根据参考文献式（1010a）得 g 计算模数。 （3）按齿根弯曲强度设计 按下面的计算公式计算 （13） (I) 确定公式内的各计算数值 a 计算载荷系数。 根据纵向重合度，根据参考文献图1028查得螺旋角影响系数。 b 计算当量齿数， c 查取齿形系数。 根据参考文献表105查得； d 查取应力校正系数。 根据参考文献表105查得； e 根据参考文献图1020c查得小，大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为； f 根据参考文献图1018取弯曲疲劳寿命系数：； g 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，根据参考文献式（1012）得 h 计算大，小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大. (II)设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.458并就近圆整为标准值，但为了同进满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 （13） 取，则大齿轮齿数。 （4），几何尺寸计算a 计算中心距 （14）将中心距圆整为95mm.b 按圆整后的中心距修正螺旋角 （15）c 计算大、小齿轮的分度圆直径 （16）d 计算齿轮宽度。综合镗床传递的功率不大，可以适当的降低齿宽系数，进行适当的调整。f 圆整后取；表2 主轴与传动轴的斜齿圆柱齿轮的参数Table 2 Main shaft and Drive shaftHelical gears Parameter参数齿轮1齿轮2齿数3854齿顶圆直径82.48115.52分度圆直径78.48111.52齿宽4035齿高4.54.5法面压力角2020模数22螺旋角14.4414.44中心距95954.3.3 传动轴与传动轴、的齿轮设计计算由于传动轴、上的齿轮为惰轮，对传动系统没有影响，只要模数跟啮合的齿轮一样就可以了，齿数适当。故在此动力头中选取传动轴、的惰轮齿数为70,齿宽为35。传动轴、大齿轮数为58，齿宽为30。其他参数在这里就计算和校核了。则其分度圆直径分别为：4.4 传动轴的设计、校核4.4.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A0 103-126，则有：（外伸轴，取A0 120）计算转矩： =1.394270Nmm=122551Nmm故选最小直径。4.4.2 轴的结构设计（1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（以传动轴为例）根据齿轮轮毂宽度及轴向定位要求，故段取。右端用轴套定位，故取。（2）初选滚动轴承。轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承系列。按工作要求，查标准：GB29283，选取中窄(3)系列，角接触球轴承7307C。其尺寸：，则和段；。为了使左端轴承定位压紧，段右端做出轴肩，则段取。两齿轮之间采用套筒定位，已知两齿轮轮毂宽度为和，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故段取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。（3）轴的结构与装配如下图所示：图4 传动轴的结构与装配 Fig4 The Structure and assembly of Drive shaft至止,已初步确定了轴的各段直径和长度。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处倒角，各轴肩处的圆角。见零件图。4.4.3 求轴上的载荷 作出受力分析简图 图5 传动轴的受力分析简图 Fig5 The Stress analysis diagram of Drive shaft计算各齿轮上的力（1) 齿轮A的作用力： 圆周力： （16）径向力： （17）轴向力： （18)（2) 齿轮C的作用力： 圆周力： （16）径向力： （17）轴向力： （18）（3）齿轮D的作用力： 圆周力： （16）径向力： （17）轴向力： （18）（4）轴上的载荷由轴的结构设计图可计算得到作为简支梁轴的支承跨距 a 支反力:b 弯 矩：水平面： 垂直面： 合成弯矩：c 扭矩：由以上计算和轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示：图6 传动轴的弯矩和扭矩图 Fig6 The Bending moment and torque of Drive shaft4.4.4 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 已知轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献表151查得，因此，故安全。4.4.5 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面上的应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故不必校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。（2) 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为：截面上的扭矩截面上的弯曲应力：轴的材料为45钢，调质处理，。由根据参考文献查得：，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据参考文献附表32查取。因， ，经插值后可查得：，又由参考文献附图3-1可得轴的材料敏性系数为，。故有效应力集中系数为：，由参考文献附图3-2和3-3可知尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由参考文献附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按参考文献式（3-12）和（3-12a）得综合系数为， （19）又由3-1和3-2得碳钢的特性系数，取，取于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得 （20） （21）故可知其安全。（3) 截面右侧抗弯截面系数 （22）抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为：截面上的扭矩截面上的弯曲应力： （23） （24）轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取。因， ，经插值后可查得：，又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为，。故有效应力集中系数为： （25） 由参考文献附图3-2和3-3可知尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由参考文献附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按式（3-12）和（3-12a）得综合系数为 （19）又由3-1和3-2得碳钢的特性系数，取，取于是按参考文献式（15-6）（15-8）计算安全系数得 （20） （21）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。4.5 主轴的设计主轴为精加工类主轴，由前文计算可知，切削转矩T很小，如按T来确定轴径的大小，有可能造成主轴的刚性不足。因此，应按加工孔径镗杆直径按照规格主轴直径的顺序逐步推出主轴直径的大小。按下面的步骤进行：（1）选取主轴的材料为40Cr。（2）加工孔径为104mm，根据工具书，查取镗杆直径为70mm，主轴外伸的轴径为：D/d=50/30，外伸的长度为：L70mm，然后依次逐步推出主轴各段轴径的大小和长度。（3）由前文的计算得知，主轴的扭矩和轴向进给力很小，因此，可以不需要校核主轴的强度和刚度。（4）主轴轴承的配置采用一端双向固定，另一端游离的方式，前端安装一对背靠背的角接触球轴承，承受双向的轴向务和径向力，后端轴承为双列圆柱滚子轴承，只承受径向力，同时还可以补偿轴的热膨胀。4.6 键的选择及其校核4.6.1 键的选择齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。-段，按由参考文献表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。同样，段，长度分别为和。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。4.6.2 键的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考文献表62查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度为，键与轮毂键槽的接触高度。由参考文献式（61）可得故满足键的挤压强度，键的选选择合格。4.7 轴承4.7.1 轴承的选择参考GB29283，初选两种轴承，分别为NN3006和7307C轴承，为中窄系列。4.7.2 轴承寿命的校核（以主轴为例）：根据设计是一对反装和7307C型角接触轴承和NN3006一双列圆柱滚子轴承。查GB29283得7305C的基本额定动载荷，基本额定静载荷。7307C型的基本额定动载荷，基本额定静载荷。预期寿命为图7 主轴轴承载荷简图 Fig 7 The diagram of Main shaft bearings load（1）求两轴承受到的径向载荷和计算齿轮受力：圆周力： 径向力： 轴向力： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知：（2）求轴承的计算轴向力和对于7307C型轴承，根据参考文献表137，轴承派生轴向力，其中，为参考文献表135中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴承轴向力未知，故先初取，因此可估算按参考文献式（1311）得：根据参考文献表135进行插值计算得：再计算两次计算的值相差不大，因此确定，。（3），求轴承当量动载荷和因为，由参考文献表135分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1：，对轴承2：，因轴承运转中有中等冲击载荷，按参考文献表136， ，取。则： （4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小难算由于设计为双联齿轮，故冲击载荷由四个轴承承受，故。轴承一大一小，故故所选轴承满足寿命要求。5 进给运动液压系统设计的镗床动力头使用液压系统控制，以实现“快进工进快退停止”的工作循环。已知：机床上有主轴6个，加工的孔，刀具有高速钢，工件材料HT250，工进行程为300mm，快进为500mm，快进速度为8m/min。工进速度为。1HY40型液压滑台。5.1 负载分析工作负载：镗刀镗孔时的轴向切削力重力估算：惯性负载： (22)阻力负载：静摩擦阻力：动摩擦阻力：液压缸在各工作阶段的负载值，见表3表3 液压缸在各工作阶段的负载值Table 3 Hydraulic cylinder in each working stage load value工况负载组成负载值推力起动9801089加速823914快进490544工进12971441快退4905445.2 负载图和速度图的绘制负载图按上面数值绘制，如图8所示。速度图按已知数值、快退行程和工进速度等绘制，如图9所示，其中由主轴转速及每转进给量求出,即： 5.3 液压缸主要参数的确定由表可知，组合机床液压系统在最大负载约为时宜取。鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单杆式的，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆工作面积应为有杆腔工作面积两倍，即活塞杆直径与缸筒直径呈的关系。在镗削孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压，以防孔被镗削时滑台突然前冲。根据现代机械设备设计手册中推荐数值，可取。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取。快退时回油腔中是有背压的，这时可按估算。由工进时的推力式，计算液压缸面积故有；图8 液压缸的负载图 Fig 8 The diagram o f Hydraulic cylinders load 图9 液压缸的速度图 Fig 9 The diagram of Hydraulic cylinders speed 当按GB/T 2348-2001将这些直径圆整成就近标准值时得：，。由此求得液压两腔的实际有效面积为：，经检验，活塞标的强度和稳定性均符合要示。根据上述与的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如下表所示，并据此绘出工况图所示。液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值表4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值Table 4 The pressure, flow and power of Hydraulic cylinder in different working stage工 况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率快进起动108902.506加速9142.4492.149恒速5441.6961.3963.9280.091 工进14410.81.8900.0530.002快退起动108902.312加速9140.63.166恒速5442.3803.7680.091图10 液压缸的工况图 Fig 10 The diagram of Hydraulic cylinders operating mode 5.4 液压系统图的拟定5.4.1 液压回路的选择首先要选择调速回路。由图中的些曲线得知，机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调整形式。为了解决进口节流调整回路在镗削进的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。由于液压系统选用了节流调整的方式，系统中油液的循环必然是开式的。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提借低压大流量的和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为，而快进退所需的时间和工进所需的时间分别为亦即是。因此从提高系统效率、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，而宜选用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案。其次是选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调整回路后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接，所以它的快进快退换向回路应采用所示的形式。再次是选择速度换接回路。由工况图10中的q曲线得知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量3.928L/min降到0.053L/min，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击。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3.768L/min，回油路中通过。为了保证换向平稳起见，可采用电液换向阀式换接回路。由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题和卸荷问题已在油源中解决，就不需再设置专用的元件或油路。5.4.2 液压回路的综合经过上述修改、整理后的液压系统如图11所示，它在各方面都比较合理、完善了。动力滑台液压系统的动作循环，如表5所示。5.4.3 液压元件的选择（1）液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为，如取进油路上的压力损失为，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为，则小流量泵的最大工作压力应为。表5 液压系统的动作循环表Table5 The movement loop of hydraulic system动作名称电磁铁工作状态液压元件工作状态1YA2YA换向阀2顺序阀7行程阀3快进+-左位关闭左位工进+-左位打开左位停留+-左位打开右位快退-+右位关闭右位停止-中位关闭右位图11 液压系统图 Fig 11 The diagram of Hydraulic system大流量泵是在快快速运动时才向液压缸输油的，由图可知，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，则大流量泵的最高工作压力为两个液压泵应向液压缸提供的最大流理为，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的估计，则两个泵的总流量应为。由于溢流阀的最小稳定溢流量为，而工进时输入液压缸的流量为，由小流量液压缸泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为。根据以上压力和流量的数值查问产品样本，最后确定选取PV2R126/26型又联叶片泵，其小泵和大泵的排量数分别为和，若取液压泵的容积效率，则当泵的转速时，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。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为根据此数值按JB/T96161999，查阅电动机产品样本选取YS906型电动机，其额定功率，额定转速。（2）阀类元件及辅助元件根据阀类及辅助元件所在油路是最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见下表。表6 液压系统的元件型号及规格Table 6 Hydraulic systems part model and standard 序号元件名称估计通过流量额定流量额定压力额定压降型号、规格1双联叶片泵（0.846+5.076）16/14PV2R12-6/262三位五通电液阀750160.535DYF3Y-E10B3行程阀1225160.2AXQF4调速阀0.30.7-25165单向阀1540160.26单向阀1040160.2AF3-Ea10B7液控顺序阀840160.2XF3-E10B8背压阀0.34016YF3-E10B9溢流阀1.54016YF3-E10B10单向阀840160.2AF3-Ea10B11过滤器1063160.02XU-6380-J12压力表开关16KF3-Ea10B13单向阀1540160.2AF3-Ea10B14压力继电器10HED1kA/1015单向顺序阀2040160.3AX-D6B 此为电动机额定转速时液压泵输出的实际流量（3）油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺过决定，液压缸进、出口油管则按则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表（4）所示。表中数值说明，液压缸快进、快退速度、与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号、规格是适宜的。表7 液压缸的进、出流量和运动速度Table 7 The entering flow ,exiting flow and speed of Hydraulic cylinders 流量速流快进工进快退输入流量/Lmin-1排出流量/Lmin-1运动速度/mmin-1根据表/Lmin-1的数值，当油液在压力管中流速取3m/min时，算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为这两根油管都按GB/T 23512005选用外径、内径的无缝钢管。（4）油箱油箱容积按式（78）估算，当取为7时，求得其容积为按JB/T 79381999规定，取标准值5.5 油液温升验算工进在整个工作循环中所占的确时间比例为，所以系统发热和油液温升可用工进进的情况来计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流理泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率（即系统输入功率）为由此得液压系统的发热量为按式（112）求出油液温升近似值温升远没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。6 结论设计的整个过程是艰辛的，在设计过程中必须要考虑到方方面面的问题。由于所学的知识的有限，因此在设计过程中查阅了大量的相关资料，以补充自己的不足之处。运用四年来所学的专业知识，针对现实中遇到的实际情况，做到举一反三，触类旁同。整个设计过程不仅涉及到以前所学的知识，而且还设计到新的理念，所以我在设计过程中一边温习以前所学的知识，一边学习新的知识，这样拓宽了我的视眼。通过自身的努力，结合理论和实际，从合理性、经济性、工艺性、实用性及其对被加工零件的具体要求对现有机床进行研究分析，找出可以进行改进的地方，通过相互对比，确定一个新的，周全的设计方案。经过这段时间，从中得到了许多的以前没有接触过的知识，对以后的工作相当的有帮助，十