1、1目 录引 言 2第一章 明确液压系统的设计要求 3第二章 负载与运动分析 4第三章 负载图和速度图的绘制 6第四章 确定液压系统主要参数 74.1 确定液压缸工作压力 .74.2 计算液压缸主要结构参数 .74.3 绘制液压缸工况图 .9第五章 液压系统方案设计 105.1 选用执行元件 .105.2 速度控制回路的选择 .105.3 选择快速运动和换向回路 .115.4 速度换接回路的选择 .115.5 组成液压系统原理图 .125.5 系统图的原理 .13第六章 液压元件的选择 166.1 确定液压泵的规格和电动机功率 .166.2 确定其它元件及辅件 .176.3 主要零件强度校核 .
2、19第七章 液压系统性能验算 217.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 .217.2 油液温升验算 .22设计小结 24参考文献 252引 言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表
3、现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 3第一章 明确液压系统的设计要求要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现的动作顺序为：启动加速快进减速工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和 Fg=12700N，移动部件总重量G20000N；行程长度 400mm（其中工进行程 100mm）快进、快退的速度为7m/min，工进速度（201000）mm/min，其中 20mm
4、/min 为粗加工， 1000mm/min 为精加工；启动换向时间t0.15s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数 fs 0.2；动摩擦系数 fd0.1。 液压系统的执行元件使用液压缸。4第二章 负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）工作负载 FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于
5、金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即 Nt1270（2）阻力负载 fF阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为 ，则fF静摩擦阻力 fs402.0动摩擦阻力 NFd1（3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为 0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为 4.5m/min，因此惯性负载可表示为NtvF68.15.06781.92m如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸
6、的机械效率 =0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到w的负载力和液压缸所需推力情况，如表 1 所示。表 1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况 负载组成 负载值 F/N 推力 F/ /Nw启动 fsF4000 4444.44加速 mfd3585.68 3984.08快进 f 2000 2222.225工进 tfdF14700 16333.33反向启动 fs4000 4444.44加速 mfd3585.68 3984.08快退 fF2000 2222.22制动 mfd414.32 460.366第三章 负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出
7、工作循环图如图1（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度 、快进行程 L1=400-m/in731v100=300mm、工进行程 L2=100mm、快退行程 L3=400mm，工进速度。m/in502v快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进 svLt 57.2601331工进 svt15.32快退 svlt 6107436031 根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1(b),速度循环图如图 1（c) 所示。图 1 速度负载循环图 7a)工作循环图 b）负载速度图 c)负载速度图第四章 确定液压系
8、统主要参数4.1 确定液压缸工作压力由表 2 和表 3 可知，组合机床液压系统在最大负载约为 17000 N 时宜取3MP。表 2 按负载选择工作压力负载/ KN 50工作压力/MPa 0.81 1.52 2.53 34 45 5表 3 各种机械常用的系统工作压力机 床机械类型 磨床 组合机床龙门刨床拉床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械工作压力/MPa 0.82 35 28 810 1018 20324.2 计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连
9、接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积 是有杆腔工作面积 两倍的形式，即活塞1A2A杆直径 d 与缸筒直径 D 呈 d = 0.707D 的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为 p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接） ，但连接管路中不可避免地存在着压降 ，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，p估算时
10、取 0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。2p工进时液压缸的推力计算公式为，1212/ (/)mFAppA式中：F 负载力m液压缸机械效率8A1液压缸无杆腔的有效作用面积A2液压缸有杆腔的有效作用面积p1液压缸无杆腔压力p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 2621 m08.8.31pFAm液压缸缸筒直径为mmD46.91由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为 d=0.70789.46=63.32mm，根据 GB/T23481993 对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸
11、的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为 D=110mm，活塞杆直径为 d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 24211058.634mDA2d工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为 in07.23v121Lq快 进工作台在快退过程中所需要的流量为 mi.32A快 退工作台在工进过程中所需要的流量为q 工进 =A1v1=0.318 L/min根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表 4 所示。表 4 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率
12、P/Kw计算公式启动 5556 0 1.54 加速 6949 2.31 1.81 快进快速 2778 1.49 0.99 22.73 0.3752121ApF12vqpP9p12工进 27788 0.8 3.29 0.95 0.052121AFpvqP1起动 2180 0 0.49 加速 6949 0.6 2.84 快退 2778 0.6 1.82 20.02 0.607快退制动 414.3 0.6 1.3 21ApF3vq1注： 。m/F4.3 绘制液压缸工况图并据表 4 可绘制出液压缸的工况图，如图 2 所示。图 2 组合机床液压缸工况图10第五章 液压系统方案设计根据组合机床液压系统的设
13、计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、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。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。5.1 选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积 A1 等于有杆腔面积A2 的两倍。5.2 速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效
14、率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该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，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。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
15、，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间 和工1t进所需的时间 分别为2t svll 6074601730631 st 125.2 亦即是 =20 因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定12t量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。11如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复
16、杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图 3 所示。图 3 双泵供油油源5.3 选择快速运动和换向回路 根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。5.4 速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系
17、统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y 型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由23.07 L/min 降 0.318 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图 4 所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。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。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。12a.换向回路
18、 b.速度换接回路图 4 换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值 Pb=0.8MPa。5.5 组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图 5 所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作，即要
19、求实现的动作顺序为：启动加速快进减速工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 5 所示。表中“+ ”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表 5 电磁铁的动作顺序表13图 5 液压系统图5.5 系统图的原理1快进快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁 1YA 通电，由泵输出地压力油经 2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀 2（1YA 得电）行程阀 3液压缸左腔。14回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 2（1YA 得电）单向阀 6行程阀 3液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变
20、量泵输出最大流量。2减速当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压下行程阀 3，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀 4，电磁换向阀 16 进入液压缸的左腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀 4 开口向适应，此时液控顺序 7 打开，单向阀 6 关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经背压阀 8 流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，从而实现减速，其主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀 2（1YA 得电）调速阀 4电磁换向阀 16液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 2背压阀 8液控顺序阀 7油箱。3工进减
21、速终了时，挡块还是压下，行程开关使 3YA 通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀 4 和 15 才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀 15 的开口相适应，故进给量大小由调速阀 15 调节，其主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀 2（1YA 得电）调速阀 4调速阀 15液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 2背压阀 8液控顺序阀 7油箱。4死挡铁停留当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器 14 发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。5快退滑台停留时间结束
22、后，时间继电器发出信号，使电磁铁 1YA、3YA 断电，2YA 通电，这时三位五通换向阀 2 接通右位， ，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀 2（2YA 得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀 5三位五通换向阀 2（右位）油箱。156原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使 2YA 断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向 2 直接回油箱，泵在低压下卸荷。系统图的动作顺序表如表 5 所示。16第六章 液压元件的选择6.1 确定液压泵的
23、规格和电动机功率本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力
24、继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力p0.8MPa与最大工作压力的压差为 0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为MPap 27.45.0897.21 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图 4 表明，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 0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为： PaPp 36.25.08612（2）计算总流量表 3 表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为 23.07 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的 10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： min97.30in7.231L
25、Lqp工作进给时，液压缸所需流量约为 0.318 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量 3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为 3.318L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R126/26 型双联叶片泵，其中小泵的排量为 6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率 =0.9，则当泵的转速 =940r/min 时，液压vnp泵的实际输出流量为 mi072.1.5min109.62 LLqp ）（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 2.36MPa、流量为 27.072r/min。取泵的总效率 ，则液压泵驱动电动机
26、所需的功率为：.7p17kWqpP42.175.0623根据上述功率计算数据，此系统选取 Y100L-6 型电动机，其额定功率，额定转速 。kWPn5.1min9rn6.2 确定其它元件及辅件(1) 确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 6 所列。表 6 液压元件规格及型号规格序号 元件名称通过的最大流量q/L/min型号 额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1 双联叶片泵 PV2R12-6/26 (5.1+22) 16/14 2 三位五通电液换向阀50 35DYF3YE10B 80 1
27、6 0.53 行程阀 60 AXQFE10B 63 16 0.34 调速阀 1 AXQFE10B 6 16 5 单向阀 60 AXQFE10B 63 16 0.26 单向阀 25 AF3-Ea10B 63 16 0.27 液控顺序阀 22 XF3E10B 63 16 0.38 背压阀 0.3 YF3E10B 63 16 9 溢流阀 5.1 YF3E10B 63 16 10 单向阀 22 AF3-Ea10B 63 16 0.0211 滤油器 30 XU6380-J 63 0.0212 压力表开关 KF3-E3B 3 测点 16 13 单向阀 60 AF3-Fa10B 100 6.3 0.214
28、压力继电器 PFB8L 0 *注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。(2) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表 7所列。18表 7 各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度 快进 工进 快退输入流量/(L/min） 3.54.29617.1Aqp 318.0q1.271pq排出流量/(L/min） 2.859.63421Aq194.0563.28.12Aq13.5429.6712Aq运动速度/(L/min） 2.843.59610721Aqvp05.9638.12Aqv35
29、.8420.7Aqv由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，当油液在压力管中流速取 3m/s 时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： mvqd 78.196013059.6326取标准值 20mm； 5.31.76取标准值 15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为 和 的201无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。（3）油箱的设计油箱的主要用途是贮存油液，同
30、时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按 JB/T79381999 标准估算，取 时，求719得其容积为 LqVp7.189.27按 JB/T79381999 规定，取标准值 V=250L。6.3 主要零件强度校核1 缸筒壁厚 =4因为方案是低压系统，校核公式 2eDP, 1.0式中： -缸筒壁厚（ m）eP-实验压力 1e)5.(,其中 1p是液压缸的额定工作压力D-缸筒内径 D=0.11M-缸筒材料的许用应力。 ， 为材料抗拉强度（MPa）,nnb/b为安
31、全系数，取 n=5。对于 P116MPa.材料选 45 号调质钢，对于低压系统 mDe 3.102.45.6因此满足要求。2 缸底厚度 =11对于平缸底，厚度 有两种情况：1a. 缸底有孔时： mPDde 069.2316.045.34.043.021 其中 md 21820b. 缸底无孔时，用于液压缸快进和快退； mPDe 97.10104534.043.0 621 其中 m2123 杆径 d由公式：20F4d式中：F 是杆承受的负载（N），F=12700N是杆材料的许用应力， =100 aMPmFd0127.14.32764 缸盖和缸筒联接螺栓的底径 d1zKd 0725.164.3252
32、.561式中 K-拧紧系数，一般取 K=1.251.5；F-缸筒承受的最大负载（N）；z-螺栓个数；-螺栓材料的许用应力， ， 为螺栓材料的屈服点ns/s（MPa），安全系数 n=1.22.5 21第七章 液压系统性能验算 7.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按课本式（3-46）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表 3 和表 4
33、可知，进油路上油液通过单向阀 10 的流量是 22L/min，通过电液换向阀 2 的流量是 27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 55.3L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 MPaPapv 2796.031.057.24. .5.8.6222 此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 和单向阀 6 的流量都是 28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 p2与无杆腔压力 p1之差。MPaMPa3.0.04.61. 6.5
34、.06.828.5 222 此值小于原估计值 0.5MPa（见表 2） ，所以是偏安全的。 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 2 的流量为 0.318L/min，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀 2 的流量是0.0162L/min，在背压阀 8 处的压力损失为 0.5MPa，通过顺序阀 7 的流量为（0162+22）L/min=22.162L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为 p2为MPaap 531.0631.2.05162.0522 可见此值小于原估计值 0.8MPa。故可按表 2 中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力 p1，即22MPaAp
35、F 84.21059.6343.271 621 此值与表 3 中数值 2.976MPa 相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差 pe=0.5MPa，故溢流阀 9 的调压 pp1A应为MPappPe 84.35.085.04.2211 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀 10 的流量为 22L/min，通过换向阀 2的流量为 27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 13 的流量都是 53.13L/min。因此进油路上总压降为MPaapv 08.801.275.632.02 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为aap 61.0631.52
36、.801.5.6310 222 此值与表 3 的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为MPaappv 492.082.411 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7 的调压应大于 2.492MPa。7.2 油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升 T 在允许的范围内，如一般机床= 25 30 ；数控机床 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆 = 35 40 。液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量 （kW）可表示为P
37、12式中 系统的输入功率（即泵的输入功率） （kW） ；P1 系统的输出功率（即液压缸的输出功率） （kW） 。2若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统23的平均发热量对于本次设计的组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比例达 95% %23.956102t因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为 kWkFvP0125.6105.4730 这时大流量泵通过顺序阀 10 卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为： kWkWqpi432.01075. 1063.584.3621.
38、621 由此得液压系统的发热量为 kPHii 42.2.43.0 即可得油液温升近似值： cCT00325.1512.温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。24设计小结经过大家近周的共同努力，终于有了成果，完成了此次课程设计，再一次系统性的学习了有关液压方面的知识，此次课程设计，感触良多，收获颇丰。通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。在这些日子里，我们都夜以继日的演算相关数据，在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜
39、悦。通过本次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何综合去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。还有，通过本次设计也让我们体验到了团队合作的重要性和必要性。设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马是很难顺利完成任务的，这就要求我们要有合理的分工和密切的配合，将一个个复杂的问题分解成一个个小问题，然后再各个击破，只有这样才能设计出很实用的产品，同时也可以大大提高工作效率。而且大家都参与进来，都能学到知识。从设计过程中，我复习了以前学过的知识，AUTOCAD 的画图水平有所提高，Word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。设计是一个系统性的工程，越做到后面，越发现自己知识的局限性，在今后的学习中，还得加紧学习。25参考文献1 王积伟，章宏甲，黄谊.液压传动.第二版.北京：机械工业出版社，206.12（20108 重印）2 马振福.液压与气动传动.第二版.北京：机械工业出版社，2004.13 成大先 .机械设计手册单行本液压传动. 北京：化学工业出版社，20044 陈启松.液压传动与控制手册M. 上海：上海科学技术出版社，2006
