实验我的液压课程设计规范.doc

《实验我的液压课程设计规范.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《实验我的液压课程设计规范.doc（28页珍藏版）》请在沃文网上搜索。

1、目 录引 言21 明确液压系统的设计要求并拟定方案31.1液压系统的设计要求41.2方案拟定41.3 方案的确定42 负载与运动分析42.1轴向切削力42.2阻力负载42.3惯性负载43 负载图和速度图的绘制64 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94.4缸筒外径44.5缸筒壁厚44.6最小导向长度44.7缸筒的长度的确定45 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126 液压元件的选择166.1确定液压泵的规格和

2、电动机功率166.1.1泵的最大工作压力106.1.2总流量的计算106.2确定其它元件及辅件176.2.1确定阀类元件及辅件106.2.2确定油管106.2.3油箱容积的设定106.2.4油箱长宽高的确定106.2.5油管和顾虑器之间接头的选择106.2.6顾虑器的选取106.2.7堵塞的选取106.2.8空气过滤器的选取106.2.9液位/温度计的选取107 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

3、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。 1 明确液压系统的设计要求并拟定方案1.1设计要求 要求设计一

4、台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。实现的动作顺序为：快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：移动部件总重量G12000N；行程长度400mm（其中工进行程150mm）快进、快退的速度为8m/min，工进速度（4060）mm/min， 往复运动的加减速时间要求不大于0.2s，即启动换向时间t0.2s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1；主轴参数：10个直径15.8mm和8个直径为6.5mm的孔。1.2 方案分析对设计液压系统进行分析，已知设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在

5、设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。方案一：选用单杆活塞缸来实现工作环循环所要求的快进、工进运动，对运动方向的改变可以二位二通电磁换向阀来、单向阀和调速阀来实现。液压泵选用变量泵，这种方案就是在快进的时候油液流经阀的速度快，流量大，局部损失大，油液发热高，使液压液的粘性降低，影响系统的稳定性 。方案二：选用两个柱塞缸组合来实现工作循环所要求的快进、工进运动，在快进和快退时要求速度相等，通过差动连接来实现。系统在工作过程环境恶劣，时有冲击可通过在回油路上加背压阀来减少其对加工工件精度的影响。为了减少空间，油箱采用闭式油

6、箱。由于其工况过程分段情况很大，节约能源，节约成本可采用变量泵来实现不同工况对油量的不同需要。闭式油箱，不易于散热，要附加散热器，增加了成本。方案三:选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现。对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。1.3 方案确定综合比较方案一、方案二和方案三，从经济成本、以往同类成功机床的例子和可操作性考虑后，选

7、用方案三。方案三的具体设计过程如下。2 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。2.1轴向切削力Ft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，由切削原理可知：高速钢钻头钻铸铁时的轴向切削力Ft与钻头直径D、每转进给量s和铸铁硬度HB之间的经

8、验算式为：Ft =25.5Ds0.8（HB）0.6 （1-2）根据组合机床加工特点，钻孔时的主轴转速n和进给量s可选用下列数值：对=15.8mm的孔来说 s1=0.162mm/r对=6.5mm的孔来说 s1=0.076mm/r 2.2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。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，则静摩擦阻力 动摩擦阻力 2.3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8m/min，因此惯性负

9、载可表示为 工作部件总质量 快进或快退速度 运动的加速、减速时间 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/N启动240062666.67加速2015.492239.43快进12001333.33工进3160035111.11快退12001333.33制动384.51427.233 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，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，所设计组合机床动力

10、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=400-150=250mm、工进行程L2=150mm、快退行程L3=400mm，工进速度。快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进 工进 快退 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a 图b图1 速度负载循环图 a）负载图 b)速度图4 确定液压系统主要参数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35000 N时宜取4MP。表2按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.53

11、34455表3 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 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磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820324.2计算液压缸主要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，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0

12、.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，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=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F 负载力 hm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液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸

13、无杆腔的有效作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为 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=0.70793.89=78.77mm，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=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： 根据经验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。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工作台在快退过程中所需要的流量为 工作台在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1v1=0.475 L/min根据上述液压缸直径及流量计算结

14、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P/Kw计算公式（=0.5MP）快进启动2666.6700.531加速2239.431.3910.891恒速1333.331.2110.71140.2080.476工进35111.110.84.0720.4500.031 快退起动2666.6700.596 加速2239.430.61.774恒速1333.330.61.57135.8160.938注：。4.3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

15、所示。图2 组合机床液压缸工况图4.4缸筒外径的计算液压缸内径D=110mm活塞杆的直径dd=0.707D=80mm（差动连接）液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。其值由液压缸的强度条件来确定。4.5缸筒壁厚由前面推算知，采用无缝钢管，即薄壁缸筒（/D0.08） = 9.3mm 取=10 （2-1）式中：D液压缸直径（mm）；，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。为缸筒内最高工作压力，MPa; 缸筒材料的许用应力锻钢： =110120Mpa；铸铁： =100110Mpa；无缝钢管： =110120Mpa，高强度铸铁： =60Mpa；灰铸铁： =25Mpa。所以液压缸外径

16、D1=D+2=130mm4.6最小导向长度当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动轴承支承面中点的距离H称为最小导向长度。见图。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求： =20+55=75 mm 取H=100式中： L液压缸的最大行程；D液压缸的内径；当D80mm时,活塞的宽度B：一般取B=（0.61.0）D；导向滑动面的长度A=（0.61.0）d； 为保证最小导向长度H，若过分增大A和B都是不适宜的，必要是可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的宽度

17、由需要的最小导向长度H决定，即 =100-76=24 mm 4.7缸筒的长度的确定缸筒的长度L0由最大工作行程及结构上的需要决定,一般不大于缸筒内径的20倍。可按下式进行计算。 L0=L+B+H+S=400+88+24+88=600mm (mm) 式中 L活塞最大行程；B活塞宽度；H活塞杆导向长度；S其他长度，指一些特殊装置所需的长度。5 液压系统方案设计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、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

18、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

19、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，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进所需的时间分别为亦即是=36.92因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定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

20、，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。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。

21、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 L/min降0.475 L/min，可选二位二通行程

22、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。 a.换向回路 b.速度换接回路图4 换向和速度切换回路参考同类组合机床，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

23、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背压阀选用可调的，以备根据工作需要调节。为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀a。为了解决滑台快进的时候回油路接通油箱，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8，这里作背压阀。以阻止油液在快进阶段返回油箱。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，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11。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15。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液

24、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，采用行行程开关控制即可。综合以上设计和优化后可给出图5液压系统原理图：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。图 5 液压系统图6 液压元件的选择6.1确定液压泵的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。6.1.1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

25、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，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力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：6.1.2 总流量的

26、计算 表4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为40.208L/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： 工作进给时，液压缸所需流量约为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3.475L/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PV2R12-6/42型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为42mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min时，液压泵的实际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作

27、压力为2.071MPa、流量为40.608r/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率，额定转速。6.2确定其它元件及辅件6.2.1 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序号元件名称估计通过流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/425.1+35.5142三位五通电液换向阀5035DYF3YE10B8016 0.53行程阀73

28、AXLF3-E10B10021 0.14调速阀1AXQFE10B 0.0750165单向阀60AXQFE10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀22XF3E10B63160.38背压阀0.45YF3E10B63169溢流阀5.1YF3E10B631610单向阀36AF3-Ea10B6316 0.0211滤油器30XU6380-J63 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀60AF3-Fa10B1006.30.214压力继电器PFB8L0*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。6.2.2 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快

29、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。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）排出流量/(L/min）运动速度/(L/min）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：因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351-2005选用外径为和的无缝钢管。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

30、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。6.2.3油箱的设计 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，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，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=400L。6.2.4油箱的长宽高确定-因为油箱的长、宽、高的比例范围是：23，1，12此处选择比例是2.5：1：2由此可算出油箱的长、宽、高大约分别是834mm, 417mm,770mm。并选择开式油箱中的分离

31、式油箱设计。其优点是维修调试方便，减少了液压油的温升和液压泵的振动对机械工作性能的影响；其缺点是占地面积较大。由于系统比较简单，回路较短，各种元件较少，所以预估回路中各种元件和管道所占的油液体积为0.9。因为推杆总行程为400mm，选取缸的内腔长度为360mm。忽略推杆所占的体积，则液压缸的体积为 当液压缸中油液注满时，此时油箱中的液体体积达到最小为：由此可以得出油液体下降高度很小，因此选取隔板的高度为50mm,并选用两块隔板。此分离式油箱采用普通钢板焊接而成，参照书上取钢板的厚度为：t=4mm。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250mm。故可知，油箱的总长总宽总

32、高为：长为：宽为：从安装面起高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜度为： 6.2.5油管和过滤器之间管接头的选择在此选用卡套式软管接头查机械设计手册4表23.966得其连接尺寸如下表： 表7.3 单位：mm公称压力MPa管子内径mm卡套式管接头公称尺寸极限偏差G(25)2218.5250.10538226.2.6过滤器的选取取过滤器的流量至少是泵流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。故有 ： 查中国机械设计大典表42.77得，先取通用型WU系列网式吸油中过滤器：表7.4型号通径Mm公称流量过滤精度CXL-250100502501006.2.7堵塞的选取 考虑到钢板厚度较小，加工

33、螺纹孔不能太大，查中国机械设计大典表42.7178选取外六角螺塞作为堵塞，详细尺寸见下表表7.5dDeSLhbRC重量Kg 基本尺寸极限偏差10.22215134123311.00.0326.2.8空气过滤器的选取 按照空气过滤器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即： 选用EF系列液压空气过滤器，参照机械设计手册表23.8-95得，将其主要参数列于下表： 表7.6参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/minmmmmmmmmmm四只螺钉均布mm空气进滤精度mm油过滤精度mE-50323226527015458668296M6140.105125注：油过滤精

34、度可以根据用户的要求是可调的。6.2.9液位/温度计的选取选取YWZ系列液位液温计，参照机械设计手册表23.8-98选用YWZ-150T 型。考虑到钢板的刚度，将其按在偏左边的地方。7 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可知，进油路上油液通过单向阀10

35、的流量是36L/min，通过电液换向阀2的流量是40.608L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量76.78L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为此值不大，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36.17L/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。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0.45L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回

36、油路上通过换向阀2的流量是0.212L/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（0.212+36）L/min=36.212L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为 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 此值与表3中数值4.072MPa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 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为35.5L/min，通过换向阀2的流量为40.608L/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86.169L/min

37、。因此进油路上总压降为 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 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 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.968MPa。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D= 25 30 ；数控机床D 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆D= 35 40 。 液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量f（kW）可

38、表示为式中 系统的输入功率（即泵的系统输入功率）（kW）； 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。 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%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：由此得液压系统的发热量为即可得油液温升近似值：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。设计小结经过大家近周的共同努力，终于有了

39、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

40、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。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，2004 4 陈启松.液压传动与控制手册M. 上海：上海科学技术出版社，200618攀枝花学院本科课程设计（论文） 致谢67