资源描述
摘 要
本设计主要介绍了以立式钻床组合机床为对象，依据组合机床的一些已知参数和液压系统设计的基本原理，设计出合理的液压站。其中包括液压集成块、油箱，拟出合理的液压系统图及实现钻孔自动控制的PLC梯形图。
本设计液压部分中主要包括工况分析，拟定液压系统原理图，供油方式，调速方式，速度转接方式及夹紧回路等所需液压元件的选择；液压集成块的设计包括对集成块底板及供油块，顶板及测压块，压力块等的设计；液压站的设计包括液压油箱，液压泵装置及电动机，液压站的装配等的选择和设计。液压系统的PLC设计以F1一40MR PLC为主控制器，基于FXGP／WIN—C软件，采用PLC梯形图编程方式。用顺序控制设计开发了控制程序，实现机床的自动循环加工。
关键字： 液压站、集成块、油箱、液压系统、PLC梯形图，梯形图语言。
Abstract
This design introduces a combination of vertical drilling machine for the object, based on some combination of the known machine tool hydraulic system design parameters and the basic principles of rational design of hydraulic station. Including the hydraulic manifold blocks, fuel tanks, to be a reasonable plan and the realization of the hydraulic system of automatic control of the PLC ladder drill.
The main part of the design of hydraulic conditions, including analysis, preparation of schematic diagram of hydraulic system, fuel supply means, speed control mode, the speed of switching circuits, such as clamping means and the necessary choice of hydraulic components; Hydraulic Manifold Design including the floor and the supply of chip blocks, roof and the pressure block, block, such as the design pressure; Hydraulic design, including hydraulic tanks, hydraulic pumps and electrical equipment, hydraulic station of the assembly, such as the selection and design . PLC hydraulic system designed to F1-40MR PLC-based controller, based on FXGP / WIN-C software, the way the use of PLC ladder programming. Sequence control with the development of control procedures designed to achieve the automatic machine tool processing cycle.
Keyword:
hydraulic stations, chip, fuel tanks, hydraulic system, PLC Ladder Diagram, Ladder Diagram language.
ii
目 录
第一章 液压系统的设计 1
第一节 概述 1
第二节 工况分析 1
一、循环图的绘制 1
二、计算外负载 1
第三节 制定基本方案和拟定液压系统原理图 3
一、确定供油方式 3
二、调速方式的选择 3
三、速度换接方式的选择 4
四、夹紧回路的选择 4
五、液压系统工作原理 5
第四节 液压元件及电动机的选择 6
一、液压系统的计算和选择液压元件 6
二、与液压泵匹配的电动机的选定 8
三、液压阀的选择 10
四、管道材料的选择及其管子尺寸的确定 12
五 管接头的选用 13
第五节 液压油箱容积的确定 15
第六节 液压油的确定 15
一、对液压油的要求： 15
二、液压油液的选择原则和步骤. 16
三、液压油液的确定 16
第七节 液压系统的验算 16
一、压力损失的验算 17
二、系统温升的验算 18
第二章 集成油路的设计 20
第一节 集成油路的概述 20
第二节 集成块结构与设计 20
一、液压集成回路的概述 20
二、液压集成块及其设计 21
第三章 液压站的设计 26
第一节 液压站的概述 26
第二节 液压油箱的设计 26
一、液压油箱有效容积的确定及外形尺寸 26
二、液压油箱的结构设计 26
第三节 液压站结构设计 34
一、液压泵的安装方式 34
二、电动机与液压泵的联接 34
三、液压站结构设计的注意事项 35
第四章 PLC控制回路设计 38
第一节 Ｉ/O分配和PLC外部接线图 38
第二节 控制流程图 40
第三节 梯形图 41
第四节 梯形图语言 44
附录：英文资料 47
中文翻译 53
结 论 57
致谢 58
参考文献 59
iv
v
绪 论
毕业设计是我们在学习完全部课程后的一次全面的、深入的、综合性的复习，对巩固、深化和升华学生所学理论知识，培养学生创新精神、独立工作能力、分析和解决问题能力起着重要作用,也是一次理论联系实际的训练，更是对大学所学课程的检验。这次设计对我们今后的工作与学习有重要的影响，因此，它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。我们要认真努力地做好每一步，全身心地投入其中。
本设计主要是对组合钻床的液压系统、液压站的设计及其PLC梯形图对工作循环的自动控制。 虽然此系统比较简单,但其中包含了许多液压方面的知识以及机械设计的基本理论。组合机床是由许多通用元件及少量的专用部件组成的，它能从多工位，多轴对一个或几个工件同时进行加工，液压系统的设计对其有重要作用。
我希望能通过这次毕业设计对自己未来将从事的工作进行一次适应性的训练，从中锻炼自己分析问题和解决问题的能力，为今后的工作、学习打下一个良好的基础。
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第一章 液压系统的设计
第一节 概述
现设计一台468 Q发动机缸体立式组合钻床动力滑台液压系统的设计，工作循环是：工件夹紧——>工作台快进——>工进——>快退——>工件松开。
运动部件的重力为12000N，快进快退速度相等为5m/min,工进速度为0.9-18.0mm/s,最大行程200mm,其中工进行程为40mm。最大切削力为14500N，采用平面导轨，夹紧力为15000N，夹紧时间为1s，夹紧缸行程20mm。
第二节 工况分析
一、循环图的绘制
根据已知条件，快进和快退的速度相等均为5m/min,快速进给行程取160mm,工作进给行程取胜40mm，工作进给速度要求无级调速，速度为54—1080mm/min,运动部件的速度循环图，如图1-1所示。
图1-1 速度循环图
二、计算外负载
在负载分析中，对本设计而言，液压缸所受外负载F包括三种类型，即工作负荷Fw，运动部件速度变化的惯性负载Fa，导轨摩擦阻力负载Ff，计算各阶段的外负载并绘制负载图。液压缸所受外负载F包括三种类型，即
F=Fa+Ff+Fw
式中：
Fw——工作负载，本设计工作负载取14500N；
Fa——运动部件速度变化时的惯性负载；
Ff——导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平轨，Ff可由下式求得：
Ff=f(G+Frn);
G——运动部件重力；
Frn——垂直于导轨的工作负载，本设计中为零；
f——导轨摩擦系数，本设计中取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则求得
Ffs=0.2 x 12000N=2400N
Ffa=0.1 x 12000N=1200N
上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。
Fa=
式中：
g——重力加速度；
——时间内的速度变化量；
——加速或减速时间，一般=0.01~0.5s;
本设计中
Fa= N=2466N
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1-1），并画出如图1-2
表1-1工作循环各阶段的外负载
工作循环
外负载F（N）
启动、加速
F=Ffs+Fa
4866
快进
F=Ffa
1200
工进
F=Ffa+Fw
15700
快退
F= Ffa
1200
图1-2 负载循环图
第三节 制定基本方案和拟定液压系统原理图
一、确定供油方式
根据系统所受负载变化以及速度的变化来确定系统的供油方式。
考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低．而在快进、快退时负载较小，速度较高。应从节省能量、减少发热考虑泵源系统．
双泵供油或变量泵供油能随时根据负载调节流量所以选用双泵供油或变量泵供油。采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
二、调速方式的选择
组合机床工作时一般用于低速切削金属，要求速度低输出力大，运行平稳，效率高．
在液压系统中，一般液压源是共用的，要解决各执行元件的不同速度要求，只能用速度控制回路来调节。
进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀，根据钻床类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。
这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。
三、速度换接方式的选择
本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。
四、夹紧回路的选择
用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时， 为了避免工作突然失电而松开，应采用失电夹紧方式、考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压，在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。
根据以上的方案把所选择的液压回路组合起来，并根据需要作出必要的修改调整，最后即可组合成图1-3所示的液压系统原理图。
图1-3采用出口节流阀式节流调速回路，与进口节流阀式节流调速回路相比较，出口节流阀式节流调速回路中的节流阀能使液压缸回油腔形成一定的背压，因而，它能承受负值负载，而进口节流阀式节流调速回路只有在液压缸回油路上设置背压阀后，才能承受负值负载；但这样要增加进口节流阀式节流调速回路的功率失。在出口节流阀式节流调速回路中，流经节流阀而发热的油液，直接流回油箱冷却；而进口节流阀式节流调速回路中流经节流阀而发热的油液，还要进入液压缸，对热变形有严格要求的精密设备会产生不利的影响。
根据以上分析，出口节流阀式节流调速回路比较好。
图1-3 液压系统原理图
五、液压系统工作原理
㈠ 工件夹紧
液压泵电动机起动后，电气控制系统发出工件夹紧信号，电磁阀4YA失电，二位四通阀11右位工作，压力油经减压阀8、单向阀9、二位四通阀11、单向控制阀12进入夹紧缸的大腔，小腔回油经二位四通阀11流入油箱，工件夹紧。当夹紧到位后压力继电器13动作，表示工件夹紧
㈡ 工作台快进
压力继电器13动作后，电气控制系统发出快速移动信号，电磁阀1YA得电，三位四通阀5左位工作，接通工作油路，压力油进入工作液压缸15大腔，小腔内回油经过二位三通阀7再进入工作液压缸15大腔，使滑台向前快速移动。
㈢ 工作台工进
滑台快速移动到接近加工位置时，此时由于负载增加，工作油路油压升高.进油量的减少使得滑台移动速度降低,此时二位三通7不再把压力油流回液压缸15大腔，而是通过单向调速阀6流入三位四通阀5,最后流入油箱.
㈣ 工作台快退
滑台工进到终点时，终点行程开关被压下，使电磁阀1YA断电，而电磁阀2YA得电，三位四通阀5右位工作，接通工作油路，压力油通过单向调速阀6流入二位三通阀7进入液压缸15小腔，使滑台快速退回。同时大腔内的回油直接通过三位四通阀5流回油箱。当滑台快速退回原位，原点行程开关被压下，电磁阀2YA失电，三位四通阀5回中间位置，切断工作油路，滑台停止于原位。
㈤ 工件松开
当滑台回原位停止后，电气控制系统发出工件松开信号，使电磁阀4YA得电，二位四通阀11左位工作，改变油路的方向，压力油进入夹紧缸小腔，大腔内的回油经二位四通阀11流回油箱，使工件松开，同时压力继电器13复位。取下工件，一个工作循环结束。
第四节 液压元件及电动机的选择
一、液压系统的计算和选择液压元件
㈠液压缸主要尺寸的确定
1）工作压力p的确定。工作压力p可根据负载大小及机器的类型来初步确定，现参阅«液压系统设计简明手册»中表2-1取液压缸工作压力为3MPa.
2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d.由负载图知最大负载F为15700N，按«液压系统设计简明手册»中表2-2可取P2为0.5 MPa，ηcm为了0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上述数据代入«液压系统设计简明手册»中式（2-3）可得
D=m = m
根据表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm；活塞杆直径d,按d/D=0.7及表2-5活塞杆直径系列取d=70mm.
考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5MPa，回油背压力为零,ηcm为0.95，则按式（2-3）可得
D=m = m
按表2-4及表2-5液压缸和活塞杆的尺系列， 夹紧液压缸的D和d分别为100mm及70mm。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（2-4）可得
A> = = 9.26
式中是由产品样本查得GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。
本设计中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即
A=
可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。
3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量
㈡ 液压泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
式中 ——液压泵最大工作压力；
——执行元件最大工作压力；
——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2-0.5Mpa,复杂系统取0.5-1.5Mpa,本设计取0.5Mpa.
=(3+0.5)Mpa=3.5Mpa.
上述计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定的压力贮备量，并确定泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足 (1.25-1.6).中低压系统取小值，高压系统取大值。在本设计中=1.25=4.4Mpa
㈢ 液压泵的流量确定
液压泵的最大流量应为
式中 ——液压泵的最大流量；
——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量 2-3L/min；
——系统泄漏系数，一般取1.1-1.3，现取 =1.2 。
㈣ 选择液压油泵的规格
根据以上算得的和再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量=16ml/r，泵的额定压力=6.3Mpa，电动机转速=1450n/min，容积效率0.85，总效率η=0.7。
二、与液压泵匹配的电动机的选定
㈠ 电动机功率的计算
与液压泵匹配的电动机的选定。首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2-1L/min 范围内时，可取η=0.03-0.14。同时还应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即
式中 ——所选电动机额定功率。
——限压式变量泵的限定压力；
——压力为时，泵的输出流量。
首先计算快进时的功率，快进时的外负载为1200N，进油路的压力损失定为0.3Mpa，由式可得
快进时所需电动机的功率为
工时时所需电动机功率P为
查阅电动机产品样本选用Y90L-4型电动机,其额定功率为1.5kw,额定转速为1400r/min.
㈡ 电动机功率的验算
根据产品样本可查得YBX-16 的流量压力特性曲线。再由已知的快时流量为24L/min ，工进时的流量为11L/min ，压力为 3.5Mpa，作出泵实际工作时的流量压力特性曲线，如图1-4所示，
图1-4 YBX-16 液压泵特性曲线
1- 额定流量、压力下的特性曲线
2- 实际工作时间的特性曲线
查得该曲线拐点处的流量为24L/min ，压力为2.6Mpa ，该工作点对应的功率为
所选电动机功率满足式（1-6），拐点处能正常工作
三、液压阀的选择
㈠ 液压阀的概述
液压阀的功能是控制和调节流体的流动方向、压力和流量，以满足执行元件所需要的启动、停止、运动方向、力或力矩、速度或转速、动作顺序和克服负载的要求，从而使系统按照指定的要求协调地工作。
无论是哪类阀对它们的基本要求都是动作灵敏，使用可靠，密封性能好，结构紧凑，安装调整、使用维护方便，通用性强等。
1.方向控制阀
方向控制阀的主要作用是控制系统的流动方向，其工作原理是利用阀心和阀体之间相对位置的改变来实现通道的接通或断开，以满足系统对通道的不同要求。
方向控制阀可分为单向阀和换向阀两类。
⑴单向阀控制流体只能向一个方向流动，反向截止或有控制的反向流动。单向阀按其功能分为普通单向阀、液控单向阀等。
⑵换向阀是借助于阀心与阀体之间的相对位置，使阀体相连的各通道之间实现接通或断开来改变流体流动发向的阀。
2.压力控制阀
用于实现系统压力控制的阀称为压力控制阀。常用的控制阀有溢流阀、减压阀、顺序阀和压力继电器等，它们是利用流体的压力与阀内的弹簧力相平衡的工作原理来工作的。
⑴溢流阀的基本功用有两种：一是当系统压力超过或等于溢流阀的调定压力时，系统的液体通过阀口溢出一部分，保证系统压力的恒定，用于调压；二是系统中作安全阀用，在系统正常工作时，溢流阀处于关闭状态，只有在系统压力大于或等于其调定压力时才开启溢流，对系统起过载保护作用。溢流阀按其结构原理分为直动式和先导式两种。
⑵减压阀主要用于降低系统某一之路的油液压力，使同一系统能有两个或多个不同压力的回路。油流经减压阀后能使压力降低，并保持恒定。只有液压阀的输入压力（一次压力）超过调定的数值，二次压力就不受一次压力的影响而保持不变。减压阀利用流体流过阀口产生压降的原理，使出口压力低于进口压力。按调节要求的不同可分定值减压阀和定差减压阀。按工作原理分为直动式和先导式两种。
⑶顺序阀在液压系统中用来控制多个执行元件的顺序动作。它的进口（内控式）或外来压力（外控式）为信号，当信号压力达到调定压力值时，阀口开启，使所在的通道自动连接。通过改变控制方式、泄漏方式和二次通道的接法，顺序阀还可以构成其它功能的阀，如作背压阀、平衡阀或卸荷阀等用。
⑷压力继电器是一种液-电信号转换元件，它能将压力信号转化为电信号。当控制油压达到调定值时，便触动电气开关发出信号，控制电气元件动作，实现泵的加载或卸载、执行元件顺序动作、系统安全保护和元件动作的连锁等。任何压力继电器由压力-位移转换装置和微动开关两部分组成。常用的压力继电器有柱塞式、膜片式、弹簧管式等几种结构形式。
3.流量控制阀
流量控制阀是通过改变节流口通流面积的大小或通道的长短来改变局部阻力的大小从而实现对流量的控制。
常用的流量控制阀有节流阀、调速阀等。
节流阀是最简单的流量控制阀，一般和溢流阀配合，组成三种节流高速系统，即进油节流调速系统、回路节流调速系统和旁路节流调速系统。
调速阀是由定差减压阀与节流阀串联组成。它适用于执行组件负载变化大，而运动速度稳定性又要求较高的液压系统。
本设计需要的阀共有压力控制阀，流量控制阀，方向控制阀。
㈡ 液压组件的选用
序号
元件名称
所选方案
通过流量（L/min)
1
滤油器
XU-B32×100
24
2
液压泵
YBX-16
24
3
压力表开关
KF3-EA10B
4
溢流阀
YF3-E10B
20
5
三位四通换向阀
34EF30-E10B
20
6
单向调速阀
AQF3-E10B
20
7
二位三通换向阀
23EF3B-E10B
20
8
减压阀
JF3-10B
9.4
9
压力表开关
KF3-EA10B
10
单向阀
AF3-EA10B
9.4
11
二位四通换向阀
24EF3-E10B
9.4
12
单向节流阀
ALF-E10B
9.4
13
压力继电器
DP1-63B
9.4
四、管道材料的选择及其管子尺寸的确定
㈠ 管道材料的选择
在液压传动中常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管等。
钢管能承受较高的压力，价格低廉，但安装是弯曲半径不能太小，多用在装配位置比较方便的地方。常用的钢管是无缝钢管，当工作压力小于1.6MPa时，也可以用焊接钢管。
根据系统的设计要求，本设计采用刚管连接。
㈡确定管道尺寸
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=40L/min，压油管的允许流速取v=4m/s，则内径d为
d=
若系统主油路流量按快退时取q=20L/min，则可算得油路内径d=10.3mm 。
综合诸因素，现取油管的内径d为12mm.吸油管同样可按上式计算（q=24L/min,v=1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为25mm 。
五 管接头的选用
㈠ 管接头的特点
管接头是管道和管道、管道和其它元件之间的可拆卸联接件。管接头与其它元件之间可采用普通细牙联接或锥螺纹联接。常用的管接头如下：
1.扩口式管接头：利用管子端部扩口进行密封，不需要其他密封。结构简单，适用于薄壁管件连接，使用于压力较低的管路系统中。结构如图1-5（a）所示。
2.卡套式管接头：利用卡套变形卡住管子进行密封，装拆方便，但对管子尺寸精度要求较高，工作压力可达到31.5MPa，一般情况推荐用此种管接头。结构如图1-5（b）所示。
3.焊接式管接头：利用接管与管子焊接，并用O型密封圈端面密封。对管子尺寸精度要求不高，工作压力可达到31.5Mpa。结构如图1-5（c）所示。
4.扣压式管接头：安装方便，但增加了一道收紧工序，胶管损坏后，接头外套不能重复使用。结构如图1-5（d）所示。
5.可拆式管接头：对胶管尺寸精度要求较高，安装困难，多次拆卸后管接头仍可使用。结构如图1-5（e）所示。
6.两端开闭式快速接头：管子拆开后，可自行密封，管道内液体不会流失，因此适用于经常拆卸的场合，结构比较复杂，局部阻力损失较大。结构如图1-5（f）所示。
（a）扩口式管接头 （b）卡套式管接头
（c）焊接式管接头 （d）扣压式管接头
（e）可拆式管接头 （f）两端开闭式快速接头
图1-5
㈡ 接头的选用
[1]滤油器与吸油管的连接选用
扩口式端直通管接头(GB5625.1-85)，管子外径D0 =25 连接螺纹 M33×2
⑵吸油管与泵的连接选用
扩口式端直通管接头(GB5625.1-85)，管子外径D0 =34mm连接螺纹 M42×2
⑶泵与出油管的连接选用
扩口式可调向端直角管接头（GB5631.1-85），管子外径D0 =32mm 连接螺纹M42×2
⑷出油管与集成块的连接选用
扩口式端直通管接头(GB5625.1-85)，管子外径D0 =32mm 连接螺纹 M42×2
⑸集成块与油缸的连接选用
扩口式端直通管接头(GB5625.1-85)，管子外径D0 =12mm 连接螺纹 M16×1.5
第五节 液压油箱容积的确定
通常按压力范围来考虑，液压油箱的有效容量Ｖ可概略地确定为：
在低压系统中可取：
在中压系统中可取：
在中高压或高压大功率系统中可取
式中 －液压油箱有效容量；
－液压泵额定流量．
本设计为中压液压系统，流量为q＝40L/min代入公式为
. 依据有关参数表得出油箱容量为160L
第六节 液压油的确定
液压油液是液压系统中借以传递能量的工作介质．液压油的主要功用是传递能量，此外还兼有润滑、密封、冷却、防锈等功能，没有液压油，液压装置就不能工作。
一、对液压油的要求：
1.压缩性。压缩性应尽可能小，响应性好
2.粘性。温度及压力对粘度的影响小，具有低温流动性，剪切安定性好。
3.润滑性。具有对组件的滑动部件的充分润滑性，能防止异常磨损和卡咬等现象的发生。
4.安定性。不因热、氧化或水解而生成腐蚀性物质，沉渣生成量小，寿命长。：
5.防锈性。对铁及非铁金属的防锈性及耐腐蚀性良好。
6.脱气性。油液中裹携的气泡及液面上的泡沫少，且容易消除。
7.破乳化性。除含水液压液外的油液，油水分离容易。
8.清净性。尽可能不包含污染物，当污染物从外部侵入时要能迅速分离，使之来不及作用于液压组件而产生不良影响。
9.兼容性。不能引起密封件，橡胶软管，涂料等变质
10.防火性。燃点高，挥发性小，最好具有不燃性
二、液压油液的选择原则和步骤.
1.液压系统的环境条件—是否要求抗燃性(闪点、自燃点)
2.液压系统的工作条件―使用压力范围（润滑性、极压承载力）使用温度界限（粘度、粘-温特性、热稳定性、低温流动性）
3.工作介质的质量－物理化学指标，对金属和密封件的适应性，防锈、防腐蚀能力，抗氧化稳定性，剪切稳定性
4. 经济性－价格及使用寿命，维护保养的难易程度。
三、液压油液的确定
组合机床的环境一般位于工厂一般不要求具有抗燃性,
工作条件是在一般位于室内,故对环境温度只需能在0～40度工作即可。
组合机床一般用金属类制造，所以液压油不能具有腐朽性。
石油基液压油除了可燃性这个最大的缺点外，无论性能方面、经济性方面还是保管使用方面都是可靠性最高、使用最容易的油液。
综上所述：从经济性考虑，选用最为普通的石油基液压油L-HL32液压油，
第七节 液压系统的验算
已知该液压系统中进回油管的内径12mm,各段管道的长度分别为AB=0.3,AC=1.7m,AD=1.7m,DE=2m,选用L-HL32液压油,考虑到油的最低温度为15度,查的15度时该液压油的运动粘度v=150cst=1.5/s,油的密度p=920/
一、压力损失的验算
㈠ 工作进给时进油路压力损失
工作进给时进油路压力损失,运动部件工作进路时的最大速度为1.08m/min,进给时的最大流量为9.42L/min, 则液压油在管内的流速为,
v1=4q/cm/min=10284cm/min=171cm/s,
管道流动雷诺数Re1为Re1=v1d/v=137 . Re1<2300,可见油液在管道内流态为层流,其沿程阻力系数=75/Re1=0.55,进油管道BC的沿程压力损失
=ρ/2d=0.12×pa
查得换向阀的压力损失=0.05×pa,忽略液油通过管接头,油路板等处的局部压力损失,则进油路总压力损失为=+=(0.12+0.05) ×pa=0.17×pa
㈡ 工作进给时回油路的压力损失
工作进路时回油路的压力损失,由于选用单活塞液压缸,且液压缸右杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一,则回油管道的饿流量为进油管道的二分之一,则,=/2=86cm/s
===68.8
==1.09
回油管道的沿程压力损失=ρ/2d =0.10×pa查产品样本知换向阀24EF3-E10B的压力损失=0.025×pa. 换向阀34EF30-E10B的压力损失=0.025×pa.调速阀的AQF3-E10B压力损失=0.5×pa.
=0.6×pa
㈢ 变量泵出口处的压力P
变量泵出口处的压力
=3.199×pa
㈣ 快进时的压力损失
快进时的压力损失,快进时液压缸为差功连接自汇流点A至液压缸进油口C之间的管道AC中,流量为液压泵出口流量的两倍即40L/min,AC段管路的沿程压力损失为
v1= q×4/×=590cm/s
=v1d/v=472
=75/Re1=0.159
=ρ/2d =0.27×pa
(3)同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失和为
=q×4/×=295cm/s
=v2d/v=236
=75/=0.32
=0.32×0.3/1.2×=0.032×pa
查产品样本知:流经各阀的全部压力损失为34EF30-E10B的压力损失=0.17× pa.24EF3-E10B的压力损失=.0.17×pa据分析为在差动连接泵的出口压力为为
=0.55×pa
快退时压力损失验算从略,上述验算表明,无需修改原设计
二、系统温升的验算
在整个工作循环中,工进阶段所占的时最大,为了简化计算,主要考虑工进时的发热量,一般情况下,工进速度大时发热量较大,由于限压式变量泵在流量不同时,效率相差极大,所以分别计算最大,最小时的发热量,然后加以比较取数值大时,分析:
当V=1.25m/m1/min
q=/4v=0.98L/min
此时,泵的效率为0.1泵的出口压力为3.2MPa
=0.52Kw
=Fv=12000×1.6×=0.020kw
此时的功率损失为
P=-=0.50kw
当V=120cm/min时q=9.42L/min总效率=0.7
则=3.2×9.42/60×0.7=0.718kw
=Fv=12000×120/60×=0.24kw
p=- =0.30kw
可见在工进速度低时,功率损失为0.50kw发热量最,假定系统的散热状况一般,取k=.10×kw/油箱的散热面积A为:
A=0.065=1.92m
系统的温升为
T=p/KA=26ºC
验算表的系统的温升在许可范围内符合实际要求
第二章 集成油路的设计
第一节 集成油路的概述
通常使用的液压组件有板式和管式两种结构。管式组件通过油管来实现相互之间的连接，液压组件的数量越多，连接的管件越多，结构越多，结构越复杂，系统压力损失越大，系统压力损失越大，占用空间也越大，维修、保养和拆装越困难，因此，管式组件一般用于结构简单的系统。
板式组件固定在板件上，分为液压油路板连接、集成块连接和叠加阀边接。把一个液压回路中各组件合理地布置在一块液压油路板上， 这与管式连接比较，除了进出液压油路板上，组件之间由液压油路板上的孔道勾通。
板式组件的优点：液压系统安装、调试和维修方便，压力损失小，外形美观。
叠加阀连接在液压油路板和集成块基础上发展起来的新型液压组件，它的特点是：不需要另外的连接件，由叠加阀直接叠加而成，其结构更为紧凑，体积更小，重量更轻，无管件连接，从而消除了因油管、接头引起的泄漏、振动和噪声。
从当今的生产水平，集成块的使用较为普遍，故它的综合成本较低，所以本设计的液压系统选用集成块设计。
第二节 集成块结构与设计
一、液压集成回路的概述
把液压回路分成若干单元回路 ，每个单元回路一般由三个液压组件组成，采用通用的压力回路P和回油路T。设计液压单元集成回路时，优先选用通用液压单元集成回路，以减少集成块设计工作量，提高通用性。
把各液压单元回路连接起来，组成液压集成回路，如图所示即为组合机床的野鸭集成回路。一个完整液压回路由底板、供油回路、压力控制回路、方向回路、调速回路、顶盖及测压回路等单元液压集成回路组成。液压集成回路设计完成后，要和液压回路进行比较，分析工作原理是否想用，否则说明液压回路出了差错。
二、液压集成块及其设计
㈠集成块设计注意的问题
若液压单元和集成块回路液压组件较多或者不好安排时，可以采用过渡板把阀和集成块连接起来。如：集成块某侧面要固定两个液压元件有困难，如果采用过渡板则会使问题比较容易解决。使用过渡时，应注意，过渡板不能与上下集成块上的元件相碰，避免影响集成块的安装，过渡板的高度应比集成块小2mm。过渡板一般安装在集成块的正面，过渡板的厚度为35-40mm，在不影响其它部件工作地条件下，其长度可稍大于集成块的尺寸，过渡板上的孔道的设计与集成块相同。可采用先将其用螺钉与集成块连接号，再将阀安装上。
㈡ 集成块设计步骤
1、制作液压组件样板，要根据产品样本,对照实物绘制液压元件顶视图轮廓尺寸,虚线给出液压元件底面各油口位置的尺寸,依照轮廓线剪下来,便连液压元件样板,若产品样本与实物有出入则以实物为准.
若产品样本中的液压元件配有底板,则样板按底板所提供的尺寸来制做.若没有底板则要注意,有的样本中提供的目元件的依据图.做样板时应把产品样本中的图翻转
2、 决定通道的孔径。集成块上的公用通道，即压力油孔P、回油孔T、泄露孔（有时不用）L及四个安装孔。压力有空由液压泵的流量决定，回油孔一般小于压力油孔。直接与液压元件连接的液压油孔由选定的液压元件规格确定。孔与孔之间的连接孔（即工艺孔）用螺塞在继承块表面堵死。与液压油管连接的液压油孔可采用米制细牙螺纹或英制管螺纹。
3、 集成块上液压元件的布置。把制作好的液压元件样板放在集成块上进行布局，有的液压元件需要连接板，则样板应以连接板为准。电磁阀应布置在集成块的前、后面上，要避免电磁换向阀两端的电磁铁与其他部分相碰，液压组件的布置应以在集成块上加工的孔最少为好。孔道相通的液压元件尽可能的布置在同一个水平面上，或者在直径d的范围内。否则要钻垂直中间油孔，不同孔道之间的最小厚必须进行校核。液压元件在水平面上的孔道若与公共孔道相通，则应尽可能地布置在垂直位置或直径d的范围内。否则要钻垂直中间油孔，不通孔道之间的最小厚必须进行校核。液压元件在水平面上的孔道若与公共油孔相通，则应尽可能地布置在同一垂直位置或直径d范围内，否则要钻垂直中间孔道，集成块前后与左右连接孔道应相互垂直，不然也要钻中间孔道。
4、 集成块上液
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