1、课程设计说明书课程名称： 液压与气压传动 题目名称：钻镗组合机床动力滑台液压系统 2011 年 5 月 28 日目录 液压传动任务书_1_1 序言 - 1 -2 设计的技术要求和设计参数 - 2 -3 工况分析 - 2 -3.1 确定执行元件 - 2 -3.2 分析系统工况 - 3 -3.3 负载循环图和速度循环图的绘制 - 4 -3.4 确定系统主要参数 - 6 -3.4.1 初选液压缸工作压力 .- 6 -3.4.2 确定液压缸主要尺寸 .- 6 -3.4.3 计算最大流量需求 .- 7 -3.5 拟定液压系统原理图 - 9 -3.5.1 速度控制回路的选择 .- 9 -3.5.2 换向和
2、速度换接回路的选择 .- 10 -3.5.3 油源的选择和能耗控制 .- 11 -3.5.4 压力控制回路的选择 .- 12 -3.6 液压元件的选择 - 13 -3.6.1 确定液压泵和电机规格 .- 13 -3.6.2 阀类元件和辅助元件的选择 .- 15 -3.6.3 油管的选择 .- 17 -3.6.4 油箱的设计 .- 18 -3.7 液压系统性能的验算 - 20 -3.7.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 - 20 -3.7.2 油液温升验算 - 22 -4 参考文献 .- 23 - 0 -液压传动任务书设计一台钻镗两用组合机床动力滑台的液压系统。要求其完成的工作循环是：快
3、进一工进二工进死挡块停留快退原位停止。快进快退速度为 7.3m/min,工进速度应能在 6.6660mm/min 范围内无级调速，最大行程为400mm(其中一工进为 100mm，二工进为 80mm） ，最大切削力为 18KN，运动部件的总重量为 25KN，采用平面导轨，往复运动加、减速时间为 0.05S。任务：设计说明书一套（液压系统设计、控制线路设计、直流电机调速实验报告） ；进给液压缸装配图一张；油箱装配图一张（含电动机与液压泵的联结）1 序言作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以钻镗两用组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系
4、统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结
5、构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动，如图1所示，如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成的动作循环通常包括：原位停止快进 一工进二工进死挡铁停留快退 原位停止。- 1 -图 1 组合机床动力滑台工作循环2 设计的技术要求和设计参数工作循环：快进两个工进 快退停止；系统设计参数如表 1 所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为 fs = 0.18、f d = 0.11。表 1 设计参数参 数 数 值切削阻力（N） 18000滑台自重 (N) 25000快进、快退速度(
6、m/min) 7.3工进速度(mm/min) 6.6660最大行程(mm) 400工进行程(mm) 180启动换向时间（s） 0.05液压缸机械效率（ ）m0.93 工况分析3.1 确定执行元件金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。- 2 -3.2 分析系统工况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FW=1800
7、0N（2）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 7.3m/min，因此惯性负载2507.362079.8605vmNtF(3) 阻力负载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。静摩擦阻力 Ffj = fjN= =0.1825000=4500Nfs动摩擦阻力 Ffd= fdN= =0.1125000=2750Nf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的负载力和液压缸所需推力情况，如表 2 所示。表 2 液压
8、缸在各工作阶段的负载（单位：N）工况 负载组成 负载值 F 液压缸推力 =F/m- 3 -注：此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。 3.3 负载循环图和速度循环图的绘制根据表 2 中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图 2 所示。起动 =Ffs 4500 5000加速 = +fdm8957 9952快进 = f 2750 3056一工进 = +Ffdt 20750 23056二工进 = +ft 20750 23560反向起动 = fs 4500 5000反向加速 = +Ffdm8957 9952快退 = f 2750 3056- 4 -图 2 组合机床动力滑台液压系统负载循环图
9、图 2 表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为 23056N，其他工况下负载力相对较小。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 V1=V3=7.3m/min、快进行程L1=400-180=220mm、一工进行程 L2=100mm、二工进行程 L3=80、快退行程 L4=400mm，工进速度 V2=6.6660mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图 3 所示。- 5 -图 3 组合机床液压系统速度循环图3.4 确定系统主要参数3.4.1 初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其
10、值为 23056N，其它工况时的负载都相对较低，参考表 11-2 按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力 p1=3.5MPa。3.4.2 确定液压缸主要尺寸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1A有杆腔工作面积 两倍的形式，即活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 呈 d = 2A0.707D 的关系
11、。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- 6 -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p须大于无杆腔，估算时取 0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值 =0.5MPa。2p工进时液压缸的推力计算公式为，1212/ (/)mFApAp式中：F 负载力m液压缸机械效率A1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
12、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6210.8356/()1.0742m液压缸缸筒直径为 61(4)/(.)/.9DA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=0.70797=68.8mm，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的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为 D=100mm，活塞杆直径为 d=70mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为2321/47.8510Am()d32312.3.4.3 计算最大流量需求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- 7 -q 快进
13、 =（A 1-A2） v1=27.72L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q 快退 =A2v2=28.8L/min工作台在工进过程中所需要的流量为q 工进 =A1v1=0.02592.59L/min其中最大流量为快退流量为 28.8L/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 3 所示。表 3 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P/Kw计算公式启动 5000 0 1.8 加速 9952 2.7 3.1 快进恒速 3056 2.7 1.3 27.72
14、 0.621FAPpq=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p工进 23056 0.8 3.50.02592.590.00150.15P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q起动 5000 0 1.25 加速 9952 0.5 3.49 快退恒速 3056 0.5 1.75 28.8 0.84P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q把表 3 中计算结果绘制成工况图，如图 4 所示。- 8 -图 4 液压系统工况图3.5 拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，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
15、、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。3.5.1 速度控制回路的选择工况图 4 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，因此考虑采用容积节流加背压的调速回路即可。它能保证液压缸稳定的低速运动（0.006m/min)、较好的速度刚性和较大的调速范围（100 左右） 。回油路上加背压阀可防止空气渗入系统，并能使滑台承受负向的负载。该机- 9 -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
16、、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，采用限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。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。由于选定了限压式变量泵加调速阀的容积节流调速方案，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。3.5.2 换向和速度换接回路的选择所设计的组合机床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用的电液换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用
17、三位五通电液换向阀。滑台停止运动时，选用单向阀和 M型中位机能的换向阀串联的回路来使液压泵在低压下卸荷，既减少能量损耗，又使油路控制油路保持一定的压力，以保证下一个循环的顺利起动。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 27.72 L/min 降为 0.02592.59 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 5 所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。系统采用了换向时间可调的电液换向阀来切换主油路，使滑台的换向更加平稳，冲击和噪声小。同时，电液换向阀的五通结构使滑台进和退时分别从两条油路回油，这样滑台快退时系
18、统没有背压，液减少了压力损失。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。总之，该设计使用元件不多，却能完成较为复杂的半自动工作循环，且性能良好。- 10 -a.换向回路 b.速度换接回路图 5 换向和速度切换回路的选择3.5.3 油源的选择和能耗控制表 3 表明，本设计钻镗两用组合机床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。在图 4 工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程
19、中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比 maxin/28./0592.12q，而快进和快退所需的时间 与工进所需的时间 分别为：1t t 113(/)/)(60)/(7.31)(640)/(7.30)5.1tlvl s228.8/.164上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。如果采用一个限压式变量泵的供油方式，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算为快进时 P=1.327.72=0.6Kw工进时 P=pqmax
20、=3.50.02592.772.59=0.00150.15Kw快退时 P=1.7528.8=0.84Kw选用限压式变量泵作油源。如图 6 所示。- 11 -图 6 限压式变量泵供油油源3.5.4 压力控制回路的选择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进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图 7 所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀 2，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀 1 起背压阀的作用。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，
21、导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀 3。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器 5。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行程开关控制即可。- 12 -图 7 液压系统原理图3.6 液压元件的选择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。- 13 -3.6.1 确定液压泵和电机规格（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用限压式变量泵供
22、油方式，根据图 4 液压系统的工况图，液压缸在工进时工作压力最大。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，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器p0.8MPa动作压力与最大工作压力的压差为 0.5MPa，工进时泵的最高工作压力可估算为：1max+=3.5+08.=4ap MP损 继 电 器图 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，则快进、快退时泵的最高工作压力为： 21.7.2.5apP损因为有压力损失，则泵的最高
23、工作压力为： 1.54.816P MP（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退工作阶段，为 28.8L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的 20%计算，则液压油源所需提供的总流量为：1.28.=34.56L/minpq工作进给时，液压缸所需流量约为 0.02592.59L/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3.02595.59L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，确定 YBP-40 限压式变量叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取 YB
24、P-40 限压式变量叶片泵，若取液压泵的容积效率 =0.9，则v当泵的转速 =1000r/min 时，泵的输出流量为 40L/min。该流量能够满np- 14 -足液压缸快速动作的需要。表 4 液压泵参数规格元件名称 额定流量 1/minL额定压力 MPa 型号 转速 r/min限压式变量叶片泵 40最高工作压力为6.3 MPa YBP-40 1000（3） 电机的选择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1.75MPa，流量为 28.8L/min。取泵的总效率 0.7，则液压泵驱动电动机所需的功率为： 2.5402.167pqPKW根据上述功率计算数据，此系统选取 Y100L1
25、-4 型电动机，其额定功率为 2.2KW，满载时转速 1430r/min。3.6.2 阀类元件和辅助元件的选择图 7 液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。1阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图 7 初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图 7 中 5 个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。图 7 中背压阀 1 和顺序阀 2 的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，背压阀 1 的作用是实现液压缸快进和
26、工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表 5 所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。- 15 -表 5 阀类元件的选择规格序号 元件名称 型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1 背压阀 YF3-E10B 63 16 0.52 液控顺序阀 SV-G03-1-ET 35 16 0.33 单向阀 AF3-Ea10B 63 16 0.24 一工进调速阀 AXQF-E10B 0.075016 0.55 压力继电器 HED1KA/10 16 6 单向阀 AF3-Ea20B 63 16 0.27 滤油器 YYL-105-10
27、40 21 0.028 行程阀 AXQF-E10B 63 16 q2=40/min80/ipL过 滤 器选用 EF 系列液压空气滤清器，其主要参数如表 7 所示。表 7 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE -322F32 14 105 120 100 50 4759 64 M580.279 125注：液压油过滤精度可以根据用户的要求进行调节。3.6.3 油管的选择图 7 中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出
28、油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表 8 所示。表 8 液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度 快进 工进 快退- 17 -输入流量 1/minL112/407.85.-4=6pqA12.59q1q40p排出流量 1/inL21/48.57.=6qA21/.5947.8=3qA212/7.8540=qA运动速度 1/min112/403.85=9pVqA21/.5978=03VqA312/40=VqA根据表 8 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
29、连的油管内径分别为： 632/()281.50/10624.03dqv m，取标准值 28mm； 63/()4/ .8，取标准值 20mm。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 28 和 20 的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。3.6.4 油箱的设计1油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同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，
30、然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。- 18 -油箱中能够容纳的油液容积按 JB/T79381999 标准估算，取6时，求得其容积为 6402pVqL按 JB/T79381999 规定，取标准值 V=250L。 325315m0.8.容 量依据如果取油箱内长 l1、宽 w1、高 h1 比例为 3：2：1，可得长为：=1107mm，宽 =738mm，高为 =369mm。1l对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚 3mm，箱底厚度 5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为 10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为 160
31、mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为： 12(0723)1ltm宽为： 874w高问： (056)(6950)54h m为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为 。.2隔板尺寸的确定为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的 ，43根据上述计算结果，隔板的高度应为： 30.2532941784VhmLW隔 板隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为 3mm。3各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为 28mm，外径取为 32mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或
32、液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选- 19 -取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。 v34.56/min38.4/in09pqL泵 入取吸油管中油液的流速为 1m/s。可得： 38.20.26.6d m泵 入液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为 d=32mm，外径为42mm。3.7 液压系统性能的验算3.7.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管道布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式2rqp估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的延程损失和
33、布局损失即可。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。1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表 7 和表 8 可知，进油路上油液通过单向阀 13 的流量是 27.72L/min，通过电液换向阀 12的流量是 27.72L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量41.84L/min 通过行程阀 8 并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为：2227.41.7.0.50.30.0.4663vp Mpa - 20 -此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀
34、 12 和单向阀03 的流量都是 14.12L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 8流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 与无杆腔压力 之差。2p1p2 2214.114.4.80.50.0.37660.78.3.6pMpa 此值小于原估计值 0.5MPa(见表 3)，所以是安全的。2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀 12、调速阀 4 和调速阀 10 进入液压缸无杆腔，在调速阀 4、10 处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀 12、背压阀 1 和泵的卸荷油液一起经液控顺序阀 2 返回油箱，在背压阀 1 处的压力损失为0.5MPa。因此这时液压缸回油
35、腔的压力 为：2p2 222.59.591.751.7500030763.3pMa 可见，此值远小于原估计值 0.8MPa。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 pe=0.5MPa，故溢流阀的调压 应为：1pA112.9405.394pl ePMpa3快退- 21 -滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 13、电液换向阀 12 进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀 6、电液换向阀 12 返回油箱。在进油路上总的压降为 2218.8.0.0.50.418.730.12637vP Mpa此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为 22256.56.0.0.
36、0.179.2840.633vP Mpa 此值与表 7 的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力 应为p10.2349.61pvPpMa此值是调整液控顺序阀 2 的调整压力的主要参考数据。3.7.2 油液温升验算由于工进在整个工作循环中占 95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。 302356.01/60.25.pFV KW液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率- 22 -6314.8105.9/60.59pqKW由此可计算出系统的发热功率为 0.596.02.50.346.59iiHp按式TKA计算工进时系统中的油液温升，即320.346.5910/58.71C油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。4 参考文献1 王积伟 液压与气压传动 机械工业出版社， 2010 年 8 月第二版2 液压传动设计手册 上海科学技术出版社，1981 年 4 月第一版3 王守城 容一鸣 液压传动 中国林业出版社，2006 年 8 月第一版4 王益群 液压工程师技术手册 化学工业出版社，1010 年 3 月第一版
