设计了卧式单面多轴钻孔组合机床液压动力滑台液压系统。已知参数：切削载荷Fl=，机床工作部件总质量m=，快进快退速度均为5.5m/min，工作速度可在20-100mm/min范围内无级调节。滑台最大行程400mm，其中工作行程150mm，往复运动加速时间≤0.2s。要求滑台完成“快进-工作正进-快退-停”的工作循环。一、工况分析 1、载荷分析 计算液压缸工作过程各阶段的载荷。(1) 切削载荷 F (2) 摩擦载荷 机床工作部件对动力滑块的法向力为静摩擦载荷和动摩擦载荷 (3) 惯性载荷 根据以上计算结果，载荷各工作阶段液压缸的参数可按表获得。液压缸各工作阶段的载荷F(N)由载荷值组成。启动加速、快进、工作前进和快退。根据上表数据，可按给定的快进、快退速度和工作时间绘制负载循环图。速度范围可画出速度循环图 2.确定液压缸的主要参数。参照同类机床的液压系统。此时液压元件及设计，液压缸无杆腔面积与有杆腔压力之比为2，活塞杆直径d与活塞直径D的关系为d=0.707D。为防止空钻后滑台向前冲，液压缸回油回路应有0.6Mpa的背压。

从负载循环值可以看出，工作时有一个最大负载，液压缸的大小就是根据这个负载来计算的。根据液压缸活塞力平衡关系可知， 为液压缸效率，且 = 0.95。D和d四舍五入-30取最接近的标准值，即D=0.11m==0.08m=80mm 液压缸的实际有效面积决定了液压缸的尺寸，压力和流量在每个工作阶段都可以计算和功率。根据计算结果绘制工况图。如图所示：液压缸各阶段的压力、流量、功率、负载、油腔内压力、快进、差功、快退、和基本电路。从主机的工作情况可知液压元件及设计，液压系统应有快移、换向、调速、调压、卸荷等回路。同时，为尽可能提高系统效率，可选择变量液压泵或双泵供油回路。本例选择双泵供油的油源。1. 选择每个基本电路。⑴双泵供油的油源回路。双泵油源包括一个低压大流量泵。当液压缸快速运动时，双泵供油；工作供油时，高压小流量泵供油，低压大流量泵卸油；系统工作压力由溢流阀调节，如图所示。⑵快速换向回路 该回路采用液压缸差动连接实现快速移动，采用三位五通电液阀实现换向，可实现液压缸快速时间差动连接，如图⑶速度切换回路 为了提高切换的位置精度和减小液压冲击，应采用行程阀和调速阀并联的切换回路。同时，电液换向阀换向时间可调，保证换向过程平稳，如图所示。采用三位五通电液阀实现换向，可实现液压缸的快速时间和差动连接，如图⑶速度切换电路为了提高切换的位置精度，减少液压冲击，应采用行程阀和调速阀并联的开关回路。同时，电液换向阀换向时间可调，保证换向过程平稳，如图所示。采用三位五通电液阀实现换向，可实现液压缸的快速时间和差动连接，如图⑶速度切换电路为了提高切换的位置精度，减少液压冲击，应采用行程阀和调速阀并联的开关回路。同时，电液换向阀换向时间可调，保证换向过程平稳，如图所示。应采用行程阀与调速阀并联的切换回路。同时，电液换向阀换向时间可调，保证换向过程平稳，如图所示。应采用行程阀与调速阀并联的切换回路。同时，电液换向阀换向时间可调，保证换向过程平稳，如图所示。

⑷卸荷回路 在双泵供油的油源回路中，可采用卸荷阀（外控顺序阀）实现低压大流量泵工作和停止时的卸荷。2、将各基本回路综合成一个液压系统 将以上基本回路组合绘制在一起，得到如图所示的液压系统原理图（不包括框架中的元件）。分析原理图并对此图进行更正。(1)滑台工作时，液压缸的进油路和回油路相互连通，无法实现工作。换向回路中应串联一只单向阀a，隔离进油回路和回油回路。(2)为实现液压缸的差动连接，应在回油管路上串联一个液控顺序阀b，以防止油液倒流至油箱。(3)滑台前进后，应能自动切换到快退，故需在调速阀出口接一个压力继电器d。⑷为防止空气进入液压系统，在回油箱上连接有止回阀c。(5) 调换顺序阀b和背压阀8的位置，将顺序阀与油源卸荷阀合二为一，省去一个元件。三、液压元件的选用 1. 液压泵和驱动电机双联泵供给的两个液压泵的最大工作压力不同，应分别计算。液压缸最佳工作压力为3.73Mpa，进油路压力损失为0.8Mpa，压力继电器工作压力比系统最高工作压力高0.5Mpa。从工况图中可以看出，高压小流量泵在液压缸快进快退时的最大工作压力为1.5Mpa。假设进口油路压力损失为0.5Mpa，则低压大流量泵的最大压力为27.64L/min，两泵同时供油的最大流量为27.64升/分钟。实际流量溢流阀最小稳定流量为3L/min，工业液压缸流量为0.5L/min，高压小流量泵流量应为3.5L/min。快速前进 工作前进 快速反向 输入流量 排出流量 运动速度