故满足最低速度要求。
2.5计算液压缸工作循环各阶段的流量、压力和功率。
根据液压缸的负载图和速度图及液压缸的有效工作面积，可计算出液压缸在工作循环各阶段的流量、压力和功率。
当液压缸做差动连接快进时，由于管路中有压力损失，，液压缸的有杆腔的压力必须大于无杆腔，此处选压力损失Δp=0.5MPa，则有杆腔压力为p2=p1+Δp。
液压缸工进时回油腔的背压力p2=0.8MPa，快退时回油腔中的背压力为
p1=0.5MPa。
1液压缸差动快进时无杆腔进油压力、输入流量、输入功率和有杆腔压力分别为：
p2=p1+Δp
p1A1=（p1+Δp）A2+F
p1启动=
=
=1.03MPa
p1加速=
=
=0.943Mpa
p1快进=
=
=0.882MPa
q=V（A1-A2）=5×（3.12×10-3-1.86×10-3）×103=6.3L/min
P=p1快进q=0.882×106×6.3×10-3/60=92.61W
p2=p1快进+Δp=0.882MPa＋0.5MPa=1.382MPa
2液压杆工进阶段时进油压力、输入流量、输入功率和有杆腔压力为：
p1A1=p2A2+F
p1=
=
=1.82MPa
q=A1V2=3.12×10-3×0.1×103=0.312L/min
P=p1q=1.82×106×0.312×10-3/60=9.464W
P2=0.8MPa
3液压缸快退时无杆腔压力、输入流量、输入功率和有杆腔压力分布为：
p1=0.5MPa
p2A2=p1A1+F
P2启动=
=
=1.03MPa
P2加速=
=
=0.98Mpa
p2快退=
=
=0.94MPa
q=A2V3=1.86×10-3×5×103=9.3L/min
P=p2快退q=0.94×106×9.3×10-3/60=145.7W
表2.4液压缸工作循环各阶段的压力、流量和功率
工况
负载
F/N
进油腔压力
输入流量
q/
输入功率
P/kW
快进
（差动）
启动
362
1.03
—
—
加速
258
0.943
—
—
快进
181
0.882
6.3
92.61
工进
4181
1.82
0.312
9.464
快退
启动
362
1.03
—
—
加速
258
0.98
—
—
快退
181
0.94
9.3
145.7
根据上表液压缸的各个工作阶段的压力、流量和功率，可绘制液压缸的工况图如下图所示。
图2.2组合机床液压缸的工况图
第三章液压系统原理图的拟定
根据铣床的设计任务和工况分析，该机床对调整范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题，速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。
3.1调速回路的选择
本机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度负载特性，故采用调速阀调速。
本系统为小功率系统，效率和发热问题并不突出；连续加工，切削力变化不大，而且是正负载，在其它条件相同的情况下，进口节流调速比出口节流调速能获得更低的稳定速度，故本机床液压系统采用调速阀式进口节流调速回路，为防止工作时发生前冲，在回油路上应加背压阀。
由于机床液压系统采用了进口节流调速形式，故液压回路的结构形式是开式循环回路。
由上表2.4和图2.2液压工的工况图中的压力-位移曲线和流量-位移曲线知，液压系统的工作主要为低压大流量和高压小流量两个阶段组成，若采用两个单独的定量泵，显然会增大系统的功率损失、使效率降低。
针对这一情况，为了提高系统效率和节约能源，供油方式采用双泵对系统进行供油。
3.2换向回路和速度换接回路的选择
本系统对换向平稳性的要求不是很高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路。
为便于差动连接，选用三位五通电磁换向阀；为了便于调整和增设液压夹紧支路，选用Y型中位机能。
由液压缸工况图中的流量-位移曲线可知，当滑台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由6.3L/min降为0.312L/min，速度变化大，故选用二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少液压冲击。
同时，由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。
3.3压力控制回路的选择
由于采用双泵供油回路进行调压和卸荷，故采用液控顺序阀对低压大流量泵进行卸荷，采用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。
为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔的进口设置测压点。
3.4行程终点的控制方式
为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，此处采用挡块加压力继电器的行程终点转换控制方式。
3.5液压系统原理图
将上述所选定的液压基本回路进行组合，同时根据需要进行必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图（如图3.1）。
1-双联叶片泵;2-溢流阀;3-4,8-单向阀;5-三位五通电磁换向阀;6-压力继电器;7-单向行程调速阀;9-背压阀;10-外控顺序阀;13-滤油器
第4章液压元件的计算与选择
液压元件的计算主要是计算元件的工作压力和流量，此外还包括电机的功率和油箱容量的计算。
而在选择液压元件是尽量选用标准件，只有在特殊的情况下才设计专用元件。
4.1确定液压泵的规格和电动机的功率
（1）液压泵工作压力的计算
①确定小流量液压泵的工作压力pp1
小流量液压泵在快进、快退和工进时都向系统供油，根据表2.4或液压缸工况图2.2可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为p1=1.82MPa，在调速阀进口节流调速回路中，进油路上的压力损失可由表2.3取值，取压力损失Δp=1MPa
则小流量液压泵的最高工作压力为：
pp1=p1+Δp=1.82+1=2.82MPa
②确定大流量泵的工作压力pp2
大流量泵只在快进、快退向系统供油，根据表2.4或液压缸工况图2.2可知，系统快退时的最大工作压力为p2=1.03MPa，此时压力油不通过调速阀，此时Δp=0.5MPa，则大流量液压泵的最高工作压力为：
pp2=p2+Δp=1.03+0.5=1.53MPa
③液压泵的额定压力pr
pr≥1.25×2.82=3.525MPa
（2）液压泵流量的计算
由表2.4或液压缸工况图2.2可知，快进快退时油液向液压缸输入的最大流量为9.3L/min，若取回路泄露折算系数为K=1.1，则两个泵的总流量为qp=1.1×9.3=10.23L/min.
工进时的流量为0.312L/min.
考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点，尚需加上溢流阀稳定工作的最小溢流量，一般取为3L/min，所以小流量泵的流量为：
qp1=3×1.1+0.312=3.612L/min
则大流量泵的流量为qp2=qp-qp1=10.23-3.612L/min.
⑶液压泵规格的确定
根据上述计算的液压泵的最高工作压力和流量，查阅产品样本，选择小泵的排量为V1=4mL/r,大泵的排量为V2=16mL/r的YB1型双联叶片泵,其额定转速为n=960r/min,容积效率为0.95,额定压力为6.3MPa.
小泵的额定流量为:
qp3=V1nηpv=4×10-3×960×0.95=3.648L/min;大泵的额定流量为:
qp4=V2nηpv=16×10-3×960×0.95=14.592L/min>10.23L/min；双联叶片泵的额定流量为qp=qp3+qp4=3.648L/min+14.592L/min=18.24L/min>10.23L/min。
满足了设计要求。
故本系统选用的液压泵为YB1-4/16型双联叶片泵。
⑷液压泵电机功率的确定
根据液压工况图可知，液压缸快退时的功率最大，故按照快退工作阶段估算电机的功率。
若取快退时进油路的压力损失为∑Δp=0.5MPa，液压泵的总效率为ηp=0.75，则电机所需功率为：
Pp=
=
=620.2W
查电动机产品样本（见下图）
选用Y80M1-2型异步电动机，P=0.75kW,n=2825r/min，η=0.75
4.2阀类元件和辅助元件的选择
根据所拟定的液压系统原理图，计算分析液压泵的工作压力和通过各阀的实际流量，选择出各阀的规格下表所示。
序号
元件名称
最大通过流量（L/min）
型号
1
双联叶片泵
18.24
YB1-4/16
2
溢流阀
3.648
Y-10B
3
单向阀
14.592
I-25B
4
单向阀
3.648
I-10B
5
三位五通电磁换向阀
36.48
34E-63B
6
压力继电器
—
DP-40B
7
单向行程
换向阀
36.48、18.24
0.312
QC11-63B
8
单向阀
9.12
I-25B
9
背压阀
0.156
B-10B
10
外控顺序阀
14.748
XY-25B
11
压力表
—
Y-100
12
压力表开关
—
KF3-E3B
13
滤油器
18.24
WU-40×180
4.3管路的选择
油管的内径一般参考所选择的液压元件的油口尺寸进行确定，也可按照管路允许的流速来进行计算。
液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。
由于本系统液压缸差动连接快进、快退时，油管内的通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的2倍，即为36.5L/min，则液压缸的进、出油管直径d按照产品样本，取管路直径d=Ø24mm，故可选用直径Ø24mm的无缝钢管。
且进、出油管长度l均为l=2m。
4.4油箱容积的确定
对于低压系统，油箱容量V等于2~4倍液压泵的容量；对于中压系统，油箱容量等于5~7倍液压泵的流量；对于高压系统，油箱的容量等于6~12倍液压泵的容量。
本系统采用中压系统，故油箱容量为5~7倍的液压泵的流量，此处取7倍，则油箱的容积为V=7×18.24=127.68L，取液压泵站油箱的公称容量V=160L。
第5章机床液压系统主要性能的校核
主要进行压力损失的校核和发热温升的校核。
5.1系统发热温升的校核
在液压系统中，所有的能量损失都转换为热量，导致系统的温度升高，从而对系统的工作产生一些不利的影响，故需要进行发热温升的校核。
由于工进在整个工作循环中所占的时间比例是最长的，所以系统发热温升可按工进时的工况来计算。
工进时液压缸的有效功率为：
Pe=p2q2=Fv2=4181×0.1/60=6.97W
工进时大流量泵卸荷，小流量泵在2.82MPa下供油，故输出功率为P0=（2.82×106×312×10-6）/（60×0.9）=18.1W
由此的液压系统的单位时间的发热量为H=18.1-6.97=11W
设油箱三个边的结构尺寸比例为1:
1:
1~1:
2:
3之间，油平面高度为油箱高度的0.8倍时，其散热面积可近似用下式计算
A=0.065V2/3
式中V—油箱有效容积则：
A=0.065×1602/3=1.92m2
取油箱的散热系数为CT=15×10-3时，油液温升近似为：
ΔT=Hi/CTＡ＝１１×１０－３/（15×10-3×1.92）=0.382?
热平衡计算值哎允许范围内，故设计满足温升要求。
5.2系统压力损失的校核
结论
液压系统专用铣床的设计总共耗时3天，期间，认识到自己的很多不足，自己知识有很多盲点和漏洞，知识和实践的差距很大，通过这次设计，深刻的认识到理论联系实际的必要性。
在设计过程中，遇到了一些困难，但是通过和同学的讨论和上网查找资料和查阅有关书籍，还是将这些难题解决了，那种成就感时无法言语的。
本次设计涉及了液压传动的大部分知识还有就是CAD作图和word文档的应用能力。
这样的一次课程设计对于我们这些还未正式步入社会的学生来说是很有意义的，为我们将来的毕业设计和将来的工作提供了基础。
参考文献：
《液压系统设计技巧与禁忌》韩桂华主编
《液压传动设计手册》上海科学技术出版社
《新编铣工计算手册》刘承启主编
《机床设计手册液压系统设计方法》机械工业出版社
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