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摘 要
本次畢業(yè)設計的是臥式雙面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計，多軸鉆床俗稱多軸器、多孔鉆或多軸鉆孔器，是一種用于機械領域鉆孔、攻牙的機床設備，常用于機械制造廠和修配廠加工中小型工件的孔。
在生產中液壓專用鉆床有著較大實用性，可以以液壓傳動的大小產生不同性質的鉆床。此次設計主要是將自己所學的知識結合輔助材料運用到設計中，鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般步驟和方法，正確合理的確定執(zhí)行機構，選用標準液壓元件，能熟練的運用液壓基本回路，組成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)。在設計過程中最主要的是圖紙的繪制，這不僅可以清楚的將所設計的內容完整的顯示出來，還能看出所學知識是否已完全掌握了。
整個設計過程主要分成六個部分：參數的選擇、方案的制定、執(zhí)行元件的設計、圖的編制、鉆床液壓系統(tǒng)的設計以及最后有關的驗算。主體部分基本在執(zhí)行元件和液壓系統(tǒng)的設計兩部分中完成的。
關鍵詞：多軸鉆床，液壓系統(tǒng)，液壓缸
Abstract
The graduation project is a combination of horizontal drilling-sided multi-axis machine tool hydraulic system design, known as multi-axis multi-axis drilling, drilling porous or multi-axis drilling, is a field for mechanical drilling, tapping machine tools, commonly used in machinery manufacturing and repair shop machining holes small and medium workpiece.
In the production of special hydraulic drilling machine has a greater practicality, the size of the hydraulic drive can generate drilling different nature. The design is to combine the knowledge they have learned in the supplementary material applied to the design, to consolidate and deepen the knowledge already learned to master the general steps and hydraulic system design and calculation methods, the correct determination of reasonable executive body, the choice of standard hydraulic components, energy skilled use of hydraulic basic circuit components to meet basic performance requirements of the hydraulic system. In the design process, the most important is to draw drawings, which not only can clearly designed content will be displayed intact, but also to see whether the knowledge has been completely mastered.
Throughout the design process is divided into six parts: selection parameters, program development, design actuator design, the preparation of graphs, drilling and hydraulic systems related final checking. Basically completed the main part in the design and implementation of the components of the hydraulic system of two parts.
Keywords: Multi-axis drilling, Hydraulic systems, Cylinder
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 選題背景 1
1.2國內外發(fā)展和研究狀況 1
1.2.1 國外研究現狀 1
1.2.2 國內研究現狀 1
1.3國內外發(fā)展的趨勢 2
第2章 工況分析 3
2.1設計要求 3
2.2系統(tǒng)工況分析 3
2.2.1 運動分析 3
2.2.2 負載分析 4
第3章 液壓系統(tǒng)總體設計 6
3.1確定主要參數 6
3.1.1液壓缸的工作壓力的確定 6
3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 7
3.1.3 液壓缸工況圖的繪制 8
3.2液壓系統(tǒng)方案選型與分析 10
3.2.1方案分析 10
3.2.2方案確定 11
3.3液壓回路選擇 11
3.3.1工作臺部分 11
3.3.2夾緊部分 13
3.3.3組成液壓系統(tǒng)原理圖 13
第4章 液壓缸的設計 15
4.1 液壓缸的主要零件確定及其技術要求 15
4.1.1 缸體 15
4.1.2 缸蓋 15
4.1.3 活塞 15
4.2液壓缸主要尺寸的確定 16
4.2.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 16
4.2.2 液壓缸工作行程的確定 17
4.2.3 缸蓋厚度的確定 18
4.2.4 最小導向長度的確定 18
4.2.5 缸體長度的確定 19
4.2.6 固定螺栓得直徑 19
4.2.7 液壓缸強度校核 19
4.3 液壓缸的結構設計 20
4.3.1 缸體與缸蓋的連接形式 21
4.3.2 活塞桿與活塞的連接結構 21
4.3.3 活塞桿導向部分的結構 22
4.3.4 密封裝置 23
4.3.5 緩沖裝置 24
4.3.6 排氣裝置 25
4.3.7 液壓缸的安裝結構 25
第5章 液壓元件的計算和選擇 27
5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 27
5.2 油箱的設計 27
5.2.1液壓油箱有效容積的確定 27
5.2.2液壓油箱的外形尺寸 27
5.2.3液壓油箱的結構設計 28
5.3閥類元件和輔助元件的選擇 28
5.4其它元件的選擇 29
5.4.1過濾器的選擇 29
5.4.2 壓力表及壓力表開關的選擇 30
5.4.3 液位計的選擇 30
5.4.4油管的選擇 30
第6章 液壓系統(tǒng)的驗算 32
6.1 壓力損失的驗算 32
6.2發(fā)熱溫升的驗算 34
致 謝 36
參考文獻 37
37
臥式雙面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計
第1章 緒論
1.1 選題背景
多軸鉆床俗稱多軸器、多孔鉆或多軸鉆孔器，是一種用于機械領域鉆孔、攻牙的機床設備，常用于機械制造廠和修配廠加工中小型工件的孔。
而液壓系統(tǒng)優(yōu)點多應用也很廣泛，一般用于液壓傳動。在一般工程機械、加工機械、壓力機械、機床等，行走機械中的工程機械、建筑機械、農業(yè)機械、汽車等，發(fā)電廠渦輪調速裝置、測量浮標、升降旋轉舞臺等，軍事工業(yè)用的火炮操縱裝置、船舶減搖裝置、飛行器仿真、飛機起落架的收放裝置和方向舵控制裝置等。土木水利工程用的防洪閘門及堤壩裝置、河床升降裝置、橋梁操縱機構等。
隨著現代加工行業(yè)在我國的迅速發(fā)展，數控鉆床在制造業(yè)仲應用越來越廣泛，所以數控鉆床的研制和推廣是加速機械工業(yè)技術革命的有效途徑之一，成為了推動生產發(fā)站內信的重要設備。液壓技術作為實現現代傳動與控制的關鍵基礎技術之一，已成為各行各業(yè)重要的技術基礎。而液壓元件及其控制已發(fā)展成為綜合的液壓工程技術。利用液壓技術可在較寬范圍內進行無級調速，具有良好的換向及轉接功能，易于實現工作循環(huán)等優(yōu)點，完成工件及刀具的夾緊，控制進給速度和驅動主軸作業(yè)。易管現代數控機床、加工中心等先進制造設備中采用機電伺服系統(tǒng)，但采用液壓傳動與控制仍然是現代金屬切削機床自動化的重要途徑。
1.2國內外發(fā)展和研究狀況
1.2.1 國外研究現狀
在美國、日本和德國等發(fā)達國家，它們將機床改造作為新的經濟增長行業(yè)，生意盎然，正處在黃金時代。由于機床以及技術的不斷進步，機床改造是個“永恒”的課題。在美國、日本、德國，用數控技術改造機床和生產線具有廣闊的市場，己形成了機床和生產線數控改造的新的行業(yè)。在美國，機床改造業(yè)稱為機床再生 (Remanufacturing)業(yè)。從事再生業(yè)的著名公司有:Bertsche工程公司、ayton機床公司、Devlieg-Bullavd(得寶)服務集團、US設備公司等。美國得寶公司己在中國開辦公司。在日本機床改造業(yè)稱為機床改裝(Retrofitting)業(yè)。從事改裝業(yè)的著名公司有：大限工程集團、崗三機械公司、千代田工機公司、野崎工程公司、濱田工程公司、山本工程公司等。
1.2.2 國內研究現狀
我國是機床生產大國，又是使用大國。數控機床是機械工業(yè)發(fā)展的關鍵產品，我國的數控機床在機床產品中的比例總體水平低。但是我國是發(fā)展中國家，許多企業(yè)財力薄弱，不可能花費大量的資金添置許多全新的數控機床，同時大量的通用機床不可能全部淘汰。 因此，把普通機床改造為數控機床則不失為是一條提高數控化率的有效途徑，機床改造花費少，改造針對性強，時間短，改造后的機床大多能克服原機床的缺點和存在的問題，生產效率高。
1.3國內外發(fā)展的趨勢
根據鉆床行業(yè)18家骨干企業(yè)上報的經濟信處統(tǒng)計資料顯示，2008年鉆床行業(yè)的經濟運行情況基本良好，主要經濟指標仍保持增長的態(tài)勢，但相比2002年以來機床行業(yè)的持續(xù)高速增長，增速明顯減緩。2008年1-4季度完成工業(yè)總產值(現價)74.37億元，比上年增長15.2%；產品銷售產值71.48億元，比上年增長17.1%；利稅總額10.7億元，比上年增長7.3%。
生產情況分析：受金融危機的影響，自2008年8月份，之后多數企業(yè)的產量出現了下滑，庫存量增加，后續(xù)合同減少。企業(yè)的經營面臨著巨大的挑戰(zhàn)。
出口情況分析：由于金融危機對北美、歐洲以及南美等國的貨幣匯率波動的影響較大，匯率的不穩(wěn)定，造成市場需求出現萎縮，國外客戶購買能力下降，使機床出口量持續(xù)下滑。
總的來說鉆床行業(yè)呈現如下發(fā)展趨勢：
1）高速度與超精度化 速度和精度是數控機床的兩個重要指標，它直接關系到加工效率和產品的質量。
2）高可靠性 隨著數控機床網絡化應用的發(fā)展，數控機床的高可靠性已經成為數控系統(tǒng)制 造商和數控機床制造商追求的目標。
3）多功能化 在零件加工過程中有大量的無用時間消耗在工件搬運、上下料、安裝調整、換刀和主軸的升、降速上，為了盡可能降低這些無用時間，人們希望將不同的加工功能整合在同一臺機床上，因此數控機床實現了一機多能，以最大限度地提高設備利用率。
4）多軸化 隨著 5軸聯(lián)動數控系統(tǒng)和編程軟件的普及，5軸聯(lián)動控制的加工中心和數 控鉆床已經成為當前的一個開發(fā)熱點。
5）網絡化 數控機床的網絡化，主要指機床通過所配裝的數控系統(tǒng)與外部的其它控制系統(tǒng)或上位計算機進行網絡連接和網絡控制。
6）柔性化、智能化 數控機床向柔性自動化系統(tǒng)發(fā)展的趨勢是：從點(數控單機、加工中心和數控復合加工機床)、線(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段車間獨立制造島、FA)、體(CIMS、分布式網絡集成制造系統(tǒng))的方向發(fā)展，另一方面向注重應用性和經濟 性方向發(fā)展。
7）綠色化 目前這一綠色加工工藝主要集中在不使用切削液上。
第2章 工況分析
2.1設計要求
設計一臺臥式雙面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)。要求兩面鉆削頭同時，能實現快進、工進、死擋塊停留、快退、停止的自動循環(huán)。要求參數如下：
軸向切削力：F=45000N；
行程：快進行程300mm，工進行程200mm；
運行速度：V快進=V快退=4m/min、V工進=45mm/min；
工作部件重量估計為G=10000N；
摩擦系數：靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fa=0.1；
液壓缸機械效率：；
往復運動的加速和減速時間要求不大于0.2s。
2.2系統(tǒng)工況分析
2.2.1 運動分析
多軸鉆床俗稱多軸器、多孔鉆或多軸鉆孔器，是一種用于機械領域鉆孔、攻牙的機床設備，常用于機械制造廠和修配廠加工中小型工件的孔。
此處設計要求設計的臥式多軸鉆床液壓系統(tǒng)，根據設計要求，該臥式雙面多軸鉆孔組合機床的工作循環(huán)可分解為：
其動力部件實現的工作循環(huán)是：動力部件快進→動力部件工進→保壓停留→動力部件快退→動力部件停止；
夾緊部件實現的工作循環(huán)是：夾緊部件快速靠近零件→夾緊部件保壓夾緊→夾緊部件快速返回→夾緊部件停止。
快進、快退速度為：V快進=V快退=4m/min；工進速度為：V工進=0.045m/min
繪制運動部件的速度循環(huán)圖如圖2-1所示。
圖2-1 速度循環(huán)圖
2.2.2 負載分析
液壓缸所受外載荷F包括三種類型，分別為工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載即：
F = Fw+ Ff+ Fa
1）工作負載Fw
對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本設計中工進工作負載即為軸向切削力故：
Fw=45000N
2）導軌摩擦阻力負載Ff
啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導軌Ff可以由下式求的：
Ff = f ( G + FRn )
G ——運動部件重力1000N；
FRn ——垂直于導軌的工作負載，此設計中為零；
f——導軌摩擦系數，取靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。求得
Ffs = 0.2×10000N = 2000N
Ffa = 0.1×10000N = 1000N
上式中Ffs 為靜摩擦力，Ffa 為動摩擦力。
3）運動部件速度變化時的慣性負載Fa
Fa =
式中g——重力加速度；
——加速或減速時間，本設計中要求不大于0.2s，取=0.1s；
——時間內的速度變化量。
故：
Fa = ×N =680.3N
根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的負載循環(huán)圖。
表2-1工作循環(huán)各階段的外負載
序
工作循環(huán)
外負載F(N)
1
啟動、加速
F = Ffs + Fa
2680.3
2
快進
F = Ffa
1000
3
工進
F = Fw+ Ffa
46000
4
快退啟動加速
F = Ffs + Fa
2680.3
5
快退
F = Ffa
1000
圖2-2 負載循環(huán)圖
第3章 液壓系統(tǒng)總體設計
3.1確定主要參數
3.1.1液壓缸的工作壓力的確定
執(zhí)行元件的工作壓力可以根據負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。
表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力
負載/ KN
<5
510
1020
2030
3050
>50
工作壓力/MPa
<0.81
1.52
2.53
34
45
≥5
表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
設備
類型
機 床
農業(yè)機械或中型
工程機械
液壓機、重型
機械等
磨床
組合
機床
龍門
刨床
拉床
工作壓力
0.8~2.0
3~5
2~8
8~10
10~16
20~32
所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為46000N，其它工況時的負載都相對較低，參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力。
在鏜孔加工時，為了防止孔被鏜通時負載突然消失而產生的鏜頭前沖，液壓缸回油腔應有一定的背壓，查液壓工程手冊（回油路帶背壓閥<0.51.5>）取背壓為。
表3-3 執(zhí)行元件背壓的估計值
系 統(tǒng) 類 型
背壓p1 （MPa）
中、低壓系統(tǒng)0~8MPa
簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調速系統(tǒng)
0.2~0.5
回油路帶調速閥的調速系統(tǒng)
0.5~0.8
回油路帶背壓閥
0.5~1.5
采用帶補液壓泵的閉式回路
0.8~1.5
中高壓系統(tǒng)＞8~16MPa
同上
比中低壓系高50%~100%
高壓系統(tǒng)＞16~32MPa
如鍛壓機等
出算可忽略
3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定
為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求，且往復快速運動速度相等，這樣就給液壓缸內徑D和活塞桿直徑d規(guī)定了的關系。由此求得液壓缸無桿腔面積為:
活塞桿直徑可以由值算出，由計算所得的D與d的值分別按表3-4和表3-5圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。
表3-4 液壓缸內徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm)
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
注：括號內數值為非優(yōu)先選用值
表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm)
4
5
6
8
10
12
14
16
18
2
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
由GB/T2348-1980查得標準值為D=125mm，d=90mm。由此計算出液壓缸的實際有效面積為:
對選定后的液壓缸內徑D，必須進行穩(wěn)定速度的驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A，必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效工作面積，即
A＞
=
式中 ——流量閥的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產品樣本中查得。
——液壓缸的最低速度，由設計要求給定。
如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效工作面積，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸的內徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。
按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（3-4）可得
A=cm2 =10cm2
式中qmin是由產品樣品查得GE系列調速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。調速閥安裝在進油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應該選取液壓缸無桿腔的實際面積，即
A = A1 = 122.7cm2
可見上述不等式滿足，液壓缸能夠達到所需低速。
3.1.3 液壓缸工況圖的繪制
油缸各工況的壓力、流量、功率的計算如下：
（1）計算各工作階段液壓缸所需的流量
（2）計算各工作階段液壓缸壓力
快速進給時液壓缸做差動連接。由于管路中有壓力損失，取此項損失為△P= P2- P1=0.5MPa，同時假定快退時回油壓力損失為0.5MPa。
（3）計算各工作階段系統(tǒng)輸入功率
根據以上數據，可以計算出液壓缸在一個工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率，如表3-6所示，并根據此繪制出其工況圖如圖3-1所示。
表3-6液壓缸在不同階段所需壓力、流量和功率
工作階段
系統(tǒng)負載/N
回油腔壓力/MPa
工作腔壓力/MPa
輸入流量q/L/min
輸入功率P/W
快速前進
1111.1
1.036
0.693
25.44
176
工作進給
51111.1
1.0
4.65
5.52
257
快速退回
1111.1
0.5
1.23
23.64
291
注：取液壓缸機械效率
圖3-1 液壓缸的工況圖
3.2液壓系統(tǒng)方案選型與分析
3.2.1方案分析
（1）以速度變換為主的液壓系統(tǒng)
1）能實現工作部件的自動工作循環(huán)，生產率高；
2）快進與工進時，其速度與負載相差較大；
3）要求進給速度平穩(wěn)、剛性好，有較大的調速范圍；
4）進給行程終點的重復位置精度高，有嚴格的順序動作。
（2）以換向精度為主的液壓系統(tǒng)
1）要求運動平穩(wěn)姓高，有較低的穩(wěn)定速度；
2）啟動與制動迅速平穩(wěn)、無沖擊，有較高的換向頻率（最高可達150次/min）；
3)換向精度高，換向前停留時間可調。
（3）以壓力變換為主的液壓系統(tǒng)
1）系統(tǒng)壓力要經常變換調節(jié)，且能產生很大的推力；
2）空程時速度大，加壓時推力大，功率利用合理；
3）系統(tǒng)多采用高低壓泵組合或恒功率變量泵供油，以滿足空程與壓制時，其速度與壓力的變化。
（4）多個執(zhí)行元件配合工作的液壓系統(tǒng)
1）在各執(zhí)行元件動作頻繁換接，壓力急劇變化下，系統(tǒng)足夠可靠，避免誤動作；
2）能實現嚴格的順序動作，完成工作部件規(guī)定的工作循環(huán)；
3）滿足各執(zhí)行元件對速度，壓力及換向精度的要求。
3.2.2方案確定
臥式雙面多軸鉆孔組合機床的主要部件是動力滑臺。動力滑臺其中的液壓滑臺是利用液壓缸將泵站所提供的液壓能轉變成滑臺運動所需的機械能。它的液壓系統(tǒng)的特點是驅動功率一般屬于中小功率，速度變化范圍大，附在變化也大。為了保證加工元件的表面質量，要求液壓系統(tǒng)的速度穩(wěn)定性要好，所以選擇以速度變換為主的液壓系統(tǒng)作為臥式雙面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)。
根據工況分析，所設計雙面鉆床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。
3.3液壓回路選擇
3.3.1工作臺部分
（1）調速方式的選擇
由于機床液壓系統(tǒng)調速是關鍵問題，因此首選調速回路。有工況圖可知：所設計的機床液壓系統(tǒng)功率小，為了防止孔被鉆通時負載突然消失而產生的鉆頭前沖，液壓缸回油腔應有一定的背壓，故可采用回油路調速閥調速回路。
（2）調速與速度換接回路
這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低，傳遞功率也較小，很適宜選用節(jié)流調速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定，采用調速閥進口節(jié)流調速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性，在回油路設置背壓閥，分析液壓缸的V-L曲線可知，滑臺由快進轉工進時，速度變化較大，選用行程閥換接速度，以減小壓力沖擊。
圖3-2調速與速度換接回路
從工況圖上可以清楚地看到：整個工作循環(huán)過程中，液壓缸要求交替提供快行程的低壓大流量和慢行程的高壓小流量油液。最大流量與最小流量之比約為24。而快進、快退所需時間為：
工進時間為：
則有：
因此該液壓系統(tǒng)運行過程中99.9%的時間處于小流量工進狀態(tài)，從降低成本的角度出發(fā)，不宜選用雙聯(lián)泵，只需用單個定量泵就可以。現確定定量泵方案如圖3-3所示。
圖3-3 泵供油油源
（3）換向回路
此雙面鉆床快進時采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進、快退速度基本相等。滑臺在由停止轉快進，工進完畢轉快退等換向中，速度變化較大，為了保證換向平穩(wěn)，采用有電液換向閥的換向回路，由于液壓缸采用了差動連接，電液換向閥宜采用三位四通閥，為了保證機床調整時可停在任意位置上，現采用中位機能O型。
快進時，液壓缸的油路差動連接，進油路與回油路串通，且又不允許經背壓閥流回油箱。轉為工進后進油路與回油路則要隔開，回油則經背壓閥流回油箱，故須在換向閥處、在進、回路連通的油路上增加一單向閥，在背壓閥后增加一液控順序閥，其控制油與進入換向閥的壓力油連通，于是快進時液壓缸的回油被液控順序閥切斷（快進空行程為低壓，此閥打不開），只有經單向閥與進油匯合，轉工進后（行程閥斷路），由于調速閥的作用，系統(tǒng)壓力升高，液控順序閥打開，液壓缸的回油可經背壓閥回油箱，與此同時，單向閥將回油路切斷，確保液壓系統(tǒng)形成高壓，以便液壓缸正常工作。繪出該部分回路圖。
為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用行程開關做終點轉換控制。
圖3-4換向回路
3.3.2夾緊部分
本系統(tǒng)采用了電磁閥換向控制系統(tǒng)動作迅速，由二位二通電磁閥控制。保證工作迅速可靠。油泵也采用變量泵供油，在夾緊過程中，壓力較低，流量較大，當夾緊后需要壓力較高。流量較小，排油量隨壓力變化的限壓式變量泵正好滿足這種要求。同時可減少功率損失，降低溫升。夾緊后，系統(tǒng)壓力升高，達到壓力繼電器調定值后，壓力繼電器發(fā)出信號，開始工進。
3.3.3組成液壓系統(tǒng)原理圖
根據上面選定的基本回路，在綜合考慮設計要求，便可組成完整的液壓系統(tǒng)原理圖，如圖3-5所示。
圖3-5 雙面鉆床液壓系統(tǒng)圖
第4章 液壓缸的設計
液壓缸是液壓傳動系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，用來實現工作機構直線往復運動或小于360°擺動運動的能量轉換裝置?；钊捉Y構簡單、工作可靠，因此在液壓系統(tǒng)中得到了廣泛的使用。在完成了液壓系統(tǒng)的設計后，還必須對主要參數進行計算與校核，確定液壓缸的材料，并對液壓缸各部分的結構進行了設計。
4.1 液壓缸的主要零件確定及其技術要求
4.1.1 缸體
液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號無縫鋼管，鑄鐵可采用HT200—HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，也具有良好的塑性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設計的液壓缸采用Q235。鑄件需進行正火消除內應力處理。
1）缸體的內徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1～0.4μm，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2～0.4μm，且均需研磨。
2）缸體內徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應按8級精度選取。
3）缸體端面的垂直度公差可按7級精度選取。
4）缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用6級精度的米制螺紋。
5）當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內孔軸線垂直公差值按9級精度選取。
此液壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接，螺紋連接徑向尺寸小，質量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝時應防止密封圈扭曲。
4.1.2 缸蓋
本液壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用HT200鑄鐵，導向套選用鑄鐵HT200，以使導向套更加耐用。
4.1.3 活塞
液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設計液壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經過調質處理。
1）活塞外徑D對內孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。
2）端面T對內徑d軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。
3）外徑D的圓柱度公差值，按9、10、11級精度選取。
4）活塞與缸體的密封結構由前可以選用O型密封圈。
4.2液壓缸主要尺寸的確定
液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。所以設計時，可用類比法來確定。
液壓缸的工作壓力，缸筒內徑 D=125mm，活塞桿外徑d=90mm。
4.2.1 液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。
液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內壓力的圓筒，其內應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算
≥
式中 ——液壓缸壁厚（m）。
D——液壓缸內徑（m）。
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.5 MPa。
——缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。
在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使得液壓缸的剛度往往不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或者漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式公式進行校核。
對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。
對于脆性材料以及塑性材料
≥
式中的符號意思與前面相同。
液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為： ≥ +
式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。
在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×5MPa =7.5MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。
應用公式 ≥ 得， ≥
下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×14.06mm = 153.12mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 = 155mm。在根據內徑D和外徑重新計算壁厚， = = mm = 15mm。
4.2.2 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可以根據執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。
表4-1液壓缸活塞行程參數系列 （mm）
Ⅰ
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
Ⅱ
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3900
Ⅲ
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3800
注：液壓缸活塞行程參數依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。
由已知條件知道最大工作行程為500mm,參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為500mm。
4.2.3 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。
無孔時：
有孔時：
式中 ——缸蓋有效厚度（m）。
——缸蓋止口內徑（m）。
——缸蓋孔的直徑（m）。
在此次設計中，利用上式計算可取t=40mm
4.2.4 最小導向長度的確定
當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面的距離H稱為最小導向長度（圖3-2）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定得最小導向長度。
對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求
式中 ——液壓缸的最大行程。
——液壓缸的內徑。
為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
在此設計中，液壓缸的最大行程為500mm，液壓缸的內徑為125mm，所以應用公式的 =mm =87.5mm。
活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據液壓缸內徑D而定。
當D＜80mm時，?。?
當D＞80mm時，取。
活塞的寬度B = （0.6~1.0）d =54~90mm，取70mm
4.2.5 缸體長度的確定
液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內徑的20~30倍。缸體長度L = 500+100mm=600mm。
4.2.6 固定螺栓得直徑
液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算
式中 F——液壓缸最大負載。
Z——固定螺栓個數。
k——螺紋擰緊系數，k = 1.121.5。
根據上式求得
= = 10.3mm
4.2.7 液壓缸強度校核
1）缸筒壁厚校核：
。
。
前面已經通過計算得：D = 125mm, = 15mm。則有＜10，所以為厚壁缸。
= 15mm≥ = = 11.12mm，
可見缸筒壁厚滿足強度要求。
2）活塞桿穩(wěn)定性的驗算：
活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力F不能超過使它穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，從而破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面的形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關?；钊麠U的穩(wěn)定性的校核依照下式（穩(wěn)定條件）進行
式中 ——安全系數，一般取=24。
當活塞桿的細長比＞時
=
當活塞桿的細長比≤時，且 = 20120時，則
=
式中 ——安裝長度，其值與安裝方式有關。
——活塞桿截面最小回轉半徑， = 。
——柔性系數。
——由液壓缸支承方式決定的末端系數。
E——活塞桿材料的彈性模量，對剛取E = 。
J——活塞桿橫截面慣性矩，A為活塞桿橫截面積。
f——由材料強度決定的實驗值。
根據驗算，液壓缸滿足穩(wěn)定性要求。
4.3 液壓缸的結構設計
液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：液壓缸缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分的結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、以及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件的不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。
4.3.1 缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式、半環(huán)連接式 、螺紋連接式 、拉桿連接式 、焊接式連接等。
圖4-1 常見的缸筒和缸蓋結構
圖4-1所示為常見的缸蓋和缸筒連接形式。圖4-1a 為法蘭式連接結構，這種連接結構簡單、成本低廉，容易加工，便于裝卸，強度較大，能夠承受高壓。但是外形尺寸較大，常用于鑄鐵制的缸筒上。
圖4-1b 為半環(huán)式連接結構，這種連接分為外半環(huán)連接和內半環(huán)連接兩者形式。它們的缸筒壁部由于開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要增加壁厚。它容易加工和裝卸、重量較輕，半環(huán)連接是一種應用較為普遍的連接結構，常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。
圖4-1c、f 為螺紋連接形式，這種連接分為外螺紋連接和內螺紋連接兩者形式。它的缸筒端部結構復雜，外徑加工必須要求同時保證內外徑同心，裝卸要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都比較小，結構緊湊，常常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。
圖4-1d 為拉桿式連接形式，這種連接結構簡單，工藝性好、通用性強、易于裝拆，但是端蓋的體積和重量都非常大，拉桿在受力后容易拉伸變長，從而影響密封效果，僅適用于長度不大的中低壓缸。
圖4-1d 為焊接式連接，這種連接形式強度高，制造簡單，但是焊接時容易引起缸筒的變形。
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。通過綜合考慮，在此設計中，缸體端部與缸蓋采取法蘭連接的形式。
4.3.2 活塞桿與活塞的連接結構
活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式，如圖4-2所示。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。
圖4-2 活塞桿與活塞的結構
此外，活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合。活塞一般用耐磨鑄鐵制造，活塞桿則不論是空心的還是實心的，大多用鋼料制造。經過綜合考慮，在此設計中，活塞桿與活塞的連接采取螺紋連接的形式，如圖4-3所示。
圖4-3 活塞桿與活塞的連接形式
這種連接方式結構簡單，便于拆卸，成本低廉，但是在震動的過程中容易松動，所以加了防松裝置，應用范圍較廣。
4.3.3 活塞桿導向部分的結構
活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。導向套的位置可以安裝于密封圈的內側，也可以安裝于密封圈的外側。機床和工程機械中一般采用裝在內測的結構，有利于導向套的潤滑；而壓油機常采用裝在外測的結構，在高壓下工作時，使得密封圈由足夠的油壓將唇邊張開，以提高系統(tǒng)的密封性能。
活塞桿處的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。為了清除活塞桿處外漏部分粘附的灰塵，保證油液清潔以及減少磨損，在端蓋外側增加防塵圈。此設計經過綜合考慮，采取端蓋直接導向。
4.3.4 密封裝置
液壓缸中常見的密封裝置有間隙密封，摩擦環(huán)密封，密封圈密封等。
間隙密封依靠運動件間的微笑間隙來防止泄露。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面制造出幾條微小的環(huán)形槽，用以增大油液通過間隙時的阻力。它結構簡單，摩擦阻力小，可以耐高溫，但是泄露大，加工要求高，磨損后無法恢復原有能力，只有在尺寸小、壓力較低、相對運動速度較高的缸筒和活塞間使用。
摩擦環(huán)密封依靠活塞上的摩擦環(huán)（尼龍或者其他高分子材料制成）在“O”形圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄露。這種材料密封效果好，摩擦阻力較小并且穩(wěn)定，可以耐高溫，磨損后有自動補償能力，但是加工要求高，裝拆不方便，適用于缸筒和活塞之間的密封。
油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及組合式等數種，其材料為耐油橡膠、尼龍、聚氨脂等。它利用橡膠或者塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄露。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。
（1）O形密封圈（如圖4-4）
O形密封圈的截面為圓形，主要用于靜密封。與唇形密封圈相比，運動阻力較大，作運動密封時容易產生扭轉，故一般不單獨用于油缸運動密封。
圖4-4 O形密封圈
（2）V形密封圈（如圖4-5）
V形圈的截面為V形，如圖所示，V形密封裝置是由壓環(huán)、V形圈和支承環(huán)組成。當工作壓力高于10MPa時，可增加V形圈的數量，提高密封效果。安裝時，V形圈的開口應面向壓力高的一側。
圖4-5 V形密封圈
（3）Y形密封圈（如圖4-6）
Y形密封圈的截面為Y形，屬唇形密封圈(Lip Seal)。它是一種摩擦阻力小、壽命較長的密封圈，應用普遍。Y形圈主要用于往復運動的密封。根據截面長寬比例的不同，Y形圈可分為寬斷面和窄斷面兩種形式，圖所示為寬斷面Y形密封圈。
圖4-6 Y形密封圈
對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液壓缸，使油液受到污染，使密封件磨損，因此常需要在活塞桿密封處增添防塵圈，并且放在向著活塞桿外伸的一段。
4.3.5 緩沖裝置
液壓缸帶動質量較大的部件作快速往復運動時，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。
當活塞移至端部，緩沖柱塞開始插入缸端的緩沖孔時，活塞與缸端之間形成封閉空間，該腔中受困擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現緩沖。
液壓缸中常用的緩沖裝置有節(jié)流口可調式（如圖4-7）和節(jié)流口變化式（如圖4-8）兩種。
圖4-7 節(jié)流口可調式緩沖裝置
圖4-8 節(jié)流口變化式緩沖裝置
在此設計中，為了適當的減輕加工難度，決定采取如圖4-8所示的緩沖裝置。這種緩沖裝置可以調節(jié)。
4.3.6 排氣裝置
排氣裝置在液壓缸中是十分必要的，這是因為油液中混入的空氣或者液壓缸長期不使用，外界侵入的空氣都積聚在液壓缸內的最高部位處，影響液壓缸運動平穩(wěn)性，低速時引起爬行現象、啟動時造成沖擊、換向時降低精度等。
液壓缸中的排氣裝置通常有兩種形式：一種是在缸蓋的最高部位處開排氣孔，用長管道接向遠處排氣；另外一種是在液壓缸缸蓋最高部位安裝排氣塞。兩種排氣裝置都是在液壓缸排氣時打開（讓它全行程往復移動多次），排氣完畢后關閉。
圖4-9 常見排氣裝置
4.3.7 液壓缸的安裝結構
液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸的進、出油口的連接等。
1）液壓缸的安裝形式
液壓缸的安裝形式根據安裝位置和工作要求得不同可以有長螺栓安裝、腳架安裝、法蘭安裝、軸銷和耳環(huán)安裝等。
2）液壓缸進、出油口形式以及大小的確定
液壓缸進、出油口，可以布置在端蓋或者缸體上。對于活塞桿固定的液壓缸，液壓缸進、出油口可以設在活塞桿的端部。如果液壓缸沒有專用得排氣裝置，液壓缸進、出油口應該設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進、出油口得形式一般選用螺孔或者法蘭連接?，F列出壓力小于16MPa小型系列單桿液壓缸螺孔連接油口得安裝尺寸，見表4-2。
表4-2 單桿液壓桿油口安裝尺寸（ISO8138） (mm)
缸體內徑D
進、出油口
缸體內徑D
進、出油口
25
M14×1.5
80
M27×1.5
32
M14×1.5
100
M27×1.5
40
M18×1.5
125
M27×1.5
50
M22×1.5
160
M33×1.5
63
M22×1.5
200
M42×1.5
第5章 液壓元件的計算和選擇
5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格
由工況圖可知，整個工作循環(huán)過程中液壓缸的最大工作壓力為4.65MPa。選取油路總壓力損失為0.8MPa。則泵的最大工作壓力為：
其次確定液壓泵的最大供油量，由工況圖可知，液壓缸所需的最大流量為25.44L/min，若取系統(tǒng)泄漏系數K=1.05，則泵的流量為
最后根據以上計算數據查閱產品樣本，確定選擇YB-30型葉片泵，當液壓泵轉速為n=960r/min時，液壓泵的輸出流量為30L/min。
由于液壓缸在快退時輸入功率最大，如果取泵的效率為，這時驅動液壓泵所需電動機功率為
根據此數據查閱電動機產品目錄，選擇Y110L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。
5.2 油箱的設計
液壓油箱的作用是貯存液壓油，分離液壓油中的雜質和空氣，同時還起到散熱的作用。
5.2.1液壓油箱有效容積的確定
液壓油箱在不同的工作條件下，影響散熱的條件很多，通常按壓力范圍來考慮。液壓油箱的有效容量v可概略的確定為：
已知該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)（p=5MP）?。?
V=(5～7)=200L～280L
取V=250L
式中，V —液壓油箱的有效容積
—液壓泵的額定流量
5.2.2液壓油箱的外形尺寸
液壓油箱的有效容積確定后，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸為（長：寬：高）1：1：1～1：2：3，為提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將液壓油箱的容量予以增大。
5.2.3液壓油箱的結構設計
液壓油箱簡稱油箱，它往往是一個功能組件，在液壓系統(tǒng)中的主要功能是存儲液壓油液、散發(fā)油液熱量、溢出空氣及消除泡沫和安裝元件等。
油箱的制造一般采用焊接和鑄造兩種方式之一，多數油箱采用焊接技術獲得。在一般設計中，液壓油箱多采用鋼板焊接的分離式液壓油箱，很少采用機床床身底座作為液壓油箱。因此，在此設計中采用了焊接的方式獲得油箱。
油箱的工作圖樣是油箱加工和安裝的依據。通常油箱應包括箱頂、箱壁、隔板、放油螺塞、吊耳、支腳等零件。
5.3閥類元件和輔助元件的選擇
圖2-6液壓系統(tǒng)原理圖中包括調速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。
根據上述流量及壓力計算結果，對圖2-6初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調速閥的選擇應考慮使調速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。圖2-6中溢流閥、單向閥、調速閥和電磁換向閥的選擇可根據調定壓力和流經閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥的作用是調定工作進給過程中液壓泵的供油壓力，因此該閥應選擇電磁式溢流閥。連接在液壓泵出口處的單向閥用于保護液壓泵。調速閥的作用是控制回油路流量，進而控制工進速度。兩位兩通電磁換向閥的作用是快進轉工進和工進轉快退。三位四通電磁換向閥的作用是控制整個系統(tǒng)中快進、工進和快退之間的轉換。還有最后本設計所選擇方案如表5-1所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術參數。
表5-1 閥類元件的選擇
序號
元件名稱
通過的最大流量
L/min
規(guī)格
型號
額定流量L/min
額定壓力/MPa
額定壓降/MPa
1
葉片泵
—
YB1-30
30
6.3
—
2
三位四通電磁換向閥
50
34D0-B10H-T*
25
6.3
0.3
3
兩位兩通電磁換向閥
30.08
22D-25
25
6.3
0.3
4
調速閥
1
Q-10B
10
6.3
0.5
5
單向閥
71.83
I-63B
63
6.3
0.2
6
兩位兩通電磁換向閥
30.08
22D-25
25
6.3
0.3
7
溢流閥
3.5
Y-63B
63
6.3
—
8
空氣濾清器
—
QUQ2
—
—
—
9
濾油器
—
WU-65×80-J
—
—
—
10
壓力表開關
—
K-6B
—
—
—
注：此為電動機額定轉速時液壓泵輸出的實際流量。
5.4其它元件的選擇
5.4.1過濾器的選擇
在液壓系統(tǒng)中，由于工作油液中的雜質（包括從系統(tǒng)外部進入的臟物顆粒和系統(tǒng)中液壓元件的磨損微粒）進入液壓系統(tǒng)，容易引起液壓元件工作表面的損壞，而使液壓元件的壽命大大縮短，為了保證液壓系統(tǒng)的正常工作，提高液壓元件的正常壽命進入液壓系統(tǒng)中的工作液體必須經濾油器過濾。本系統(tǒng)選用線隙式濾油器。
濾油器的結構大同小異，主要有濾芯和殼體，油液從濾芯外部流入，穿過濾芯從內部流出，濾芯起過濾作用。按濾芯的過濾機理，可分為表面型濾油器、深度型濾油器和磁性過濾器。
按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有
因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網式吸油過濾器，參數如表5-