双面钻通孔卧式组合机床液压传动课程设计

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1、1 课 程 设 计 说 明 书 设计题目：双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统 及液压夹紧装置 系 别：机 械 专 业 班：09 机自职 2 姓 名：冯 强 指导老师：严 明 霞 湖 北 工 业 大 学 2012 年 6 月 4 日 2 课程设计任务书 机 械 系 机 自 专业 09 机 自 职 2 班 姓名：冯 强 题目：双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹紧 装置 课程设计内容与要求： 题目:设计一台双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹具装置.机床的工作循环为: 工件加紧左右动力部件快进左右动力部件工进左动力部件快退右动力部件继续工 进左动力部件停止,右动力部件快退右动力部件停止

2、工件松开.工件加紧力为 8000N, 左右切削负载皆为 15000 N,左右动力部件重力皆为 9800 N,快进,快退速度为 5m/min,快进行 程为 100mm，工进速度为 30200mm/min，左动力部件工进行程为 50mm，右动力部件工 进行程为 80mm。往复运动的加速，减速时间为 0.2s，滑台为平导轨，静，动摩擦系数分 别为 0.2，0.1。 课程设计开始日期 2012 年 5 月 20 日 指导老师： 严 明 霞 课程设计完成日期 2012 年 6 月 3 日 3 摘要 力滑台（HY4A1） ，自动化程度高，定位、夹紧均有液压系统实现，进工作 进给的左右滑台也可组合机床是由通

3、用部件及某些专用部件所组成的高效率和自动化程 度较高的专用机床。她能完成钻，镗，铣端面，倒角，攻螺纹等加工和工件的转位，定位， 加紧，输送等动作。通用部件按功能可分为动力部件，支撑部件，输送部件，控制部件和 辅助部件五类。动力部件是为组合机床提供主运动和进给运动的部件，主要有动力箱，切 削头和动力滑台。卧式双面组合机床液压进给系统及液压夹具装置是用来控制液压动力滑 台的，通过动力滑台来实现组合机床的各个动作从而完成工件的加工。液压系统中有四个 液压缸，其中两个为工作进给缸，一个定位缸，一个加紧缸。该系统中采用标准液压动同 时实现工 作循环。 关键词：组合机床、高效率、自动化、动力滑台、液压系统

4、 ABSTRACT Power sliding table ( HY4A - 1), a high degree of automation, positioning, clamping has hydraulic system, into the feed side table can also be combined machine tool is composed of common parts and some special components of high efficiency and high degree of automation for machine tool. Sh

5、e can finish drilling, boring, milling, chamfer, tapping and other processing of the workpiece and the transposition, positioning, intensify, conveying movement. General components can be classified according to the functions of power components, supporting parts, conveyor components, control compon

6、ents and auxiliary components of five kinds. Power unit for modular machine tool with main movement and feed movement of the parts, the main driving force for box, cutting head and a power sliding feed table. The horizontal-type two-sided combination machine tool hydraulic feed system and hydraulic

7、clamp device is used to control the hydraulic power sliding table, the power sliding table to realize the combination of machine tools of various actions to complete the processing of the workpiece. The hydraulic system of four hydraulic cylinders, two of which as the feed cylinder, a positioning cy

8、linder, a press cylinder. The system uses the standard hydraulic pneumatic and Realization For loop. 4 绪论 液压技术是现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素， 是一门新的技术。上个世纪 60 年代以后，随着原子能科学、空间技术、计算机 技术的发展，液压技术也得到了很大的发展，渗透到国民经济的各个领域之中， 在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工 业中，液压技术也得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、 高效率、低噪声、低消耗、经久耐

9、用、高度集成化等方向发展；同时，新型液 压元件的应用，液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等 工作，也取得日益取得了显著的成果。应用液压技术的程度已成为衡量一个国 家工业化水平的重要标志之一。正确合理地设计与使用液压系统，对于提高各 类液压机械及装置的工作品质和经济性能具有重要意义。 我国的液压工业开始于上个世纪 50 年代，其产品最初应用于机床和锻压设 备，后来又用于拖拉机和工程机械。自 1964 年开始从国外引进液压元件生产技 术，同时自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已形成系列，并在各种机 械设备上得到了广泛的使用。目前，我国机械工业在认真消化、推广从国外引 进的先进

10、液压技术的同时，大力研制开发国产液压件新产品（如中高压齿轮泵、 比例阀、叠加阀及新系列中高压阀等） ，加强产品质量的可靠性和新技术应用的 研究，积极采用国际标准和执行新的国家标准，合理调整产品结构，对一些性 能差的不符合国家标准的液压件产品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液压传 动技术在我国的应用与发展已经进入了一个崭新的历史阶段。 卧式双面组合机床液压进给系统及液压夹具装置就是利用液压技术来控制动力滑 台，并完成工件的定位、夹紧等。采用液压技术后，组合机床可以在较大的范 围内进行无级调速，具有良好的换向性能，且能够实现自动工作循环，从而提 高效率。 随着液压技术的发展，它在机床上的应用必将不断

11、地得到扩大和完善。去 题目:设计一台双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹具装置.机床的工作循环 为:工件加紧左右动力部件快进 左右动力部件工进左动力部件快退右动力部件继 续工进左动力部件停止,右动力部件快退右动力部件停止工件松开.工件加紧力为 8000N,左右切削负载皆为 15000 N,左右动力部件重力皆为 9800 N,快进,快退速度为 5m/min, 快进行程为 100mm，工进速度为 30200mm/min，左动力部件工进行程为 50mm，右动力 部件工进行程为 80mm。往复运动的加速，减速时间为 0.2s，滑台为平导轨，静，动摩擦 系数分别为 0.2，0.1。 5 目录 摘要

12、 .1 ABSTRACT .1 绪论 .2 第一章 工况分析及液压原理图的拟定 .4 1.1 工况分析 .4 1.1.1 工作负载的计算 .4 1.1.2 运动分析 .5 1.2 液压系统原理图 .7 1.3 液压系统工作原理分析 .7 第二章 液压缸的分析计算 .8 2.1 液压缸工作压力的选定 .8 2.1.1 液压缸内径及活塞杆直径的计算 .9 2.1.2 液压缸工作缸内径的计算 .9 2.1.3 确定活塞杆直径 .9 2.1.4 活塞杆稳定性校核 .9 2.2 计算液压缸工作阶段的最大流量 .10 2.2.1 各阶段功率计算 .10 2.2.2 各阶段的压力计算 .10 2.3 液压缸

13、的主要尺寸的设计计算 .10 2.3.1 液压缸主要尺寸的确定 .10 2.3.2 液压缸壁厚和外径的计算 .10 2.4 液压缸工作行程的确定 .12 2.4.1 缸盖厚度的确定 .12 2.4.2 最小导向长度的确定 .13 2.4.3 缸体长度的确定 .13 2.4.4 液压缸的结构设计 .14 2.5 缸筒与缸盖的连接形式 .14 2.5.1 活塞 .14 2.5.2 缸筒 .15 2.5.3 排气装置 .15 2.5.4 缓冲装置 .15 2.6 定位缸的计算 .16 2.7 夹紧缸的计算 .16 第三章 确定液压泵规格和电动机功率及型号 .17 3.1 确定液压泵的规格 .17 3

14、.2 确定液压泵及电动机型号 .18 3.2.1 计算液压泵驱动功率 .18 3.2.2 选用电动机型号 .18 3.3 选用阀类元件及辅助元件 .19 6 第四章 液压系统的性能验算 .19 4.1 压力损失及调定压力的确定 .19 4.2 系统的发热与温升 .21 4.3 系统的效率 .22 第五章 结 束 语 .22 参 考 文 献 .23 第一章 工况分析及液压原理图的拟定 1.1工况分析 1.1.1 工作负载的计算 液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即：afWF 后 为 动 摩 擦 阻 力 。动 时 为 静 摩 擦 力 ， 启 动导 轨 摩 擦 阻 力 负 载 ， 启 的 惯 性

15、负 载为 运 动 部 件 速 度 变 化 时为 工 作 负 载 ，faW150 afsfFfF惯 性 负 载动 ：静 ：则 ， 动 摩 擦 系 数 为系 数 为导 轨 摩 擦 系 数 ， 静 摩 擦垂 直 导 轨 的 工 作 负 载运 动 部 件 重 力对 于 平 导 轨 可 由 式 得静 摩 擦 阻 力 负 载 9801.062 1.02.-FG)(GRn Rn 7 4176.0258.92.0s,.- min/mg/-aa22tVgGF tttsNskgtVGFa则 取般速 度 变 化 所 需 时 间 ， 一）速 度 变 化 量 （ ）重 力 加 速 度 （ ）运 动 部 件 的 重 力

16、（ ）运 动 部 件 的 加 速 度 （ ）运 动 部 件 的 质 量 （ 根据以上计算结果列出各工作阶段所受的外负载见表 1.1 工况 计算公式 外负载 F/N 缸推力 F/N 启动 fsF1960 2177.8 加速 tVgGfd1397 1552.2 快进 fdF980 1088.9 工进 fW15980 17755.6 反向启动 fs 1960 2177.8 加速 + fdFtVgG1397 1552.2 快退 fd980 1088.9 1.1.2 运动分析 按设备要求，把执行原件在完成一个循环时的运动规律用图表示出来，即速度图 8 9 1.2 液压系统原理图 1.3 液压系统工作原理

17、分析 （1）定位、夹紧 按下启动按钮，压力油经过滤器和双联叶片泵流出，此时只有电磁换向阀 6 1YA 得电， 当换向阀左位接入回路而且顺序阀 7 的调定压力大于液压缸 10 的最大前进压力时，压力油 先进入液压缸 10 的左腔，实现动作；当液压缸行驶至终点后，压力上升，压力油打开顺 序阀 7，实现动作。 （2）左右动力部件快进 当工件被定位、夹紧后，定位、夹紧回路中液压油达到某一固定压力值，压力继电器 10 8 发出信号，使电磁换向阀 3YA、5YA 得电，由于液压缸差动连接，实现快进。 （3）左右动力部件工进 当左右动力滑台快进至工件时，压下行程开关 SQ1，促使电磁换向阀 13 得电，差动

18、连 接消除，实现同时工进。 （4）左动力部件快退，右动力部件继续工进 由于左动力部件工进 50mm 先压下行程开关 SQ2，促使电磁换向阀 4YA 得电，实现快 退，而右动力部件工进行程为 80mm，所以继续工进。 (5)左动力部件停止，右动力部件快退 当右动力部件继续工进，压下行程开关 SQ3 促使电磁换向阀 4YA 失电，6YA 得电， 实现左动力部件停止，右动力部件快退。 (6)右动力部件停止 当右动力部件快退压下行程开关 SQ4 促使电磁换向阀 11 的 6YA 失电回到中位，同 时电磁换向阀 6 的 2YA 得电，右动力部件停止运动。 （7）工件松开，拔销，停机卸载 由于电磁换向阀

19、6 的 2YA 得电，换向阀右位接入回路且左顺序阀的调定压力大于液 压缸 9 的最大返回压力，两液压缸则按和的顺序返回，实现松开，拔销。当回路中液 压油达到某一固定压力值，压力继电器 17 发出信号，使电磁换向阀 2YA 失电，实现停机 卸载。 第二章 液压缸的分析计算 2.1液压缸工作压力的选定 按工作负载选定工作压力 见表 2.1 液压缸工 作负载 （N） 50000 液压缸工 作压力 （MPa） 0.81 1.52 2.53 34 45 57 表 2.2 按设备类型确定工作压力 机床设备类型 磨床 组合机床 龙门刨创 拉床 农用机械或 中型工程机 械 液压机，重 型机械，起 重运输机械

20、系统压力 （MPa） 0.81 35 28 810 1016 2032 由以上两个表格可选择液压缸的工作压力为 3MPa 11 2.1.1 液压缸内径及活塞杆直径的计算 2.1.2 液压缸工作缸内径的计算 由负载图知，最大负载力 F 为 15980N，液压缸的工作压力为 3MPa 则 mDmA PF801023.814.30254.59824取 标 准 值 得查 课 程 设 计 手 册 指 导 书 2.1.3 确定活塞杆直径 活塞杆材料选择 45 钢 取活塞杆直径 d=0.5D=40mm,取标准值 d=40mm 则液压缸的有效作用面积为： 有无活塞杆 计算公式 2cm面 积 有活塞杆 )(41

21、2dDA 37.68 无活塞杆 2 50.24 2.1.4 活塞杆稳定性校核 因为右活塞 杆总行程为 180mm，而活塞杆直径为 40mm, L/D=180/40=4.5104.1n,-aa7.2365.1/08.9723614.)(4s安 全 系 数 ）材 料 屈 服 极 限 （活 塞 杆 材 料 的 须 用 应 力活 塞 杆 推 力 （nMPMPNFmmds 由上式计算的结果可知， mm，满住稳定性条件。63d 12 2.2 计算液压缸工作阶段的最大流量 q 快进= A1V 快进 = 10-45/60=4.1910-4m3/s=25.14L/min2.50 q 工进 =A1V 快进 =50

22、.2410-40.2/60=1.6710-560/10-3m3/s=1.002L/min q 快退 =A2V 快退 =37.6810-45/60=3.1410-4m3/s=18.84L/min 2.2.1 各阶段功率计算 WqPq639015.719.27.0/840582.53. .96/216-63-夹夹 快快 工工快夹 紧 ：快 退 ：工 进 ：快 进 ： 2.2.2 各阶段的压力计算 PaPaPP6464102.9108.36.8.71053.10.5627.2.98工 进快 退工 进快 进 2.3 液压缸的主要尺寸的设计计算 2.3.1 液压缸主要尺寸的确定 由之前元件参数计算与设计

23、中工作液压缸的内径 D=80mm，活塞杆直径 d=40mm 已确定。 2.3.2 液压缸壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。 液压缸的壁厚一般指缸体结构中最薄处的厚度。承受内压力的圆筒，其内 13 应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。 当缸体壁厚与内径之比小于 0.1 时，称为薄壁缸体，薄壁缸体的壁厚按材 料力学中计算公式： (m)2PD 式中： 缸体壁厚（m） P 液压缸的最大工作压力（ ）a D 缸体内径（m） 缸体材料的许用应力（ ）P 查参考文献得常见缸体材料的许用应力： 铸钢： =（ 10001100） 510a 无缝钢管： =（1

24、000 1100） 锻钢： =（ 1000 1200） 5P 铸铁： =（ 600 700） 选用铸钢作为缸体材料： mPD 3.103.1013.1028.53 -9-656 在中低压机床液压系统中，缸体壁厚的强度是次要的，缸体壁厚一般由结 构，工艺上的需要而定，只有在压力较高和直径较大时，才由必要校核缸体最 薄处的壁厚强度。 当缸体壁厚与内径 D 之比值大于 0.1 时，称为厚壁缸体，通常按参考文献 7中第二强度理论计算厚壁缸体的壁厚： mP 1.012.105.3104208. 365 因此缸体壁厚应不小于 1.3mm，又因为该系统为中低压液压系统，所以不 必对缸体最薄处壁厚强度进行校核

25、。 缸体的外径为： mD6.82821 14 2.4 液压缸工作行程的确定 液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。由查参 考文献表液压缸活塞行程参数（GB2349-80） (mm) 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 240 260 300 340 380 420 480 530 60

26、0 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 根据左缸快进和工进行程（50+100）mm，选择左边液压缸工作行程为 160mm。 根据右缸快进和工进行程（80+100）mm，选择右边液压缸工作行程为 200mm。 2.4.1 缸盖厚度的确定 缸筒底部（即缸盖）有平面和拱形两种形式，由于该系统中液压缸工作场 合的特点，缸盖宜选用平底形式，查参考文献可得其有效厚度 t 按强度要求可 用下面两式进行近似计算： 缸盖有孔时： 20.43()PtDm 缸盖无孔时： 220. ()(t d 式中：t 缸盖有

27、效厚度（m） P 液压缸的最大工作压力（ ）Pa 缸体材料的许用压力（ ） 缸底内径（m）2D 缸底孔的直径（m）0d 查参考文献5缸盖的材料选用铸铁，所以： 缸盖有孔时： 2.43()Ptm 15 mt7.80取 10653.4356 缸盖无孔时： 220.43()(PDd13.82m取 0 7.1650856t 2.4.2 最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 H 称为最小导向长度(图 3.1)，如果最小导向长度过小将使液压缸的初始挠度增 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

28、下要求： 20LDHm4816 式中：L-液压缸的最大 行程 D-液压缸的内径 图 3-1 液压缸的导向长度 2.4.3 缸体长度的确定 液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长 度还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不大于内径的 2030 倍, 即在本系统中缸体长度不大于 16002400mm,现取左缸体长度为 208mm，右缸体 长度为 250mm。 16 2.4.4 液压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸筒与 缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、 缓冲装置、排气装置、及液压缸的安装连

29、接结构等。 2.5 缸筒与缸盖的连接形式 缸筒与缸盖的连接形式有多种，如法兰连接、外半环连接、内半环连接、 外螺纹连接、拉杆连接、焊接、钢丝连接等。该系统为中低压液压系统，缸体 材料为铸钢，液压缸与缸盖可采用外半环连接，该连接方式具有结构简单加工 装配方便等特点。 2.5.1 活塞 活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当， 即不能过紧，也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形 式，其次还有活塞与活塞杆的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。 (1)活塞的结构形式 活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞结构 形式，查参考文献活塞及

30、活塞杆的密封圈使用参数，该系统液压缸中可采用 O 形圈密封。所以，活塞的结构形式可选用整体活塞，整体活塞在活塞四周上开 沟槽，结构简单 (2)活塞与活塞杆的连接 查参考文献活塞杆与活塞的连接结构分整体式结构和组合式结构，组合式 结构又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。该系统中采用螺纹连接，该连接 方式结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置，多在组合机 床上与工程机械的液压缸上使用。 （3）活塞的密封 查参考文献活塞与活塞杆的密封采用 O 形圈密封，因该系统为中低压液压 系统(P ),所以活塞杆上的密封沟槽不设挡圈,其沟槽尺寸与公差由2aMp GB/T3452.3-98 确定, O

31、 形圈代号为： G GB/T3452.1-92，具体说明35.26 从略。 （4）活塞材料 17 因为该系统中活塞采用整体活塞，无导向环结构，参考文献所以活塞材料 可选用 HT200HT300 或球墨铸铁，结合实际情况及毛坯材料的来源，活塞材料 选用 HT200。 （5）活塞尺寸及加工公差 查参考文献5活塞的宽度一般取 B=(0.61.0)D,缸筒内径为 80mm,现取 B=0.680=48,活塞的外径采用 f9,外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm,活 塞的内孔直径 D1设计为 40mm，精度为 H8，查参考文献4可知端面 T 对内孔 D1 轴线的垂直度公差值按 7 级精度选取，活塞外

32、径的圆柱度公差值按 9 级、10 级 或 11 级精度选取。外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半，表面粗糙 度视结构形式不同而各异。 2.5.2 缸筒 缸筒材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸体还要求有良好的焊 接性能，结合该系统中液压缸的参数、用途和毛坯的来源等，缸筒的材料可选 用铸钢。在液压缸主要尺寸设计与计算中已设计出液压缸体壁厚最小厚度应不 小于 1.3mm，缸体的材料选用铸钢，查参考文献，缸体内径可选用 H8、H9 或 H10 配合，现选用 H9 配合，内径的表面粗糙度因为活塞选用 O 形圈密封取 为 0.3 ，且需珩磨，缸筒内径的圆度和圆柱度可选取 8 级或 9 级

33、精度，aRm 缸筒端面的垂直度可选取 7 级精度。 缸筒与缸盖之间的密封采用 O 形圈密封，O 形圈的代号为 115 3.55 G GB/T3452.1-1992。 2.5.3 排气装置 排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定，一般把排气阀安装在 液压缸两端的最高位置与压力腔相通，以便安装后、调试前排除液压缸内的空 气，对于运动速度稳定性要求较高的机床和大型液压缸，则需要设置排气装置， 如排气阀等。排气阀的结构有多种形式。该排气阀为整体型排气阀，其阀体与 阀芯合为一体，材料为不锈钢 3cr13，锥面热处理硬度 HRC3844。 2.5.4 缓冲装置 液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的

34、活塞，在到达行程终端减速到零， 目的是消除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击，同时也 为了降低活塞在改变运动方向时液体发出的噪声。因为该液压系统速度换接平 18 稳，运动速度为 5m/min37.68L/min DBD-13 1 4,19 背压阀 14.4 EJX63-101 1 6 三位四通电磁换向阀 0.4825 E34DH-101 1 7 单向顺序阀 19.2 AF3-Ea10B 1 8,17 压力继电器 EYX63-6 1 11,23 三位四通电磁换向阀 18.84 E34DH-25 2 12,22 调速阀 114.4 DBD-6 1 （1） 油管 油管内径一般参照所接

35、元件接口尺寸确定，也可按管路中允许流速计算， 在本例中，出油口采用内径为 18mm，外径为 20mm 的紫铜管。 （2） 油箱 油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积 V=(57)qp 即 V=280L. 第四章 液压系统的性能验算 4.1 压力损失及调定压力的确定 根据计算工进时的管道内的油液流动速度约为 0.2m/s，通过的流量为 1.002L/min。数值较 小，主要压力损失为调速阀两端的压降，此时功率损失最大。此时油液在进油管中的速度 为 ssAV /m62./0184/10/q623p (1) 沿程压力损失 首先要判断管中的流态，设系统采用 N32 液压油。室温为 时，C20 sm/

36、.24 所以有： ，管中为层流，则阻力损230471.60/1.8.6vdrRe-3 失系数 ，若取进、回油管长度均为 2m ，油液的密度为7/57、 ，则其进油路上的沿程压力损失为3/kg890 22 aaMPpvdl 054.62.890126.02p31 （2）局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部 压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的 10%，而后者则与通过 的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为 ,则当通过的额定流量为 q 时nqp和 的阀压力损失 为np 2q)(nv 因为 GE 系列 10mm 通经的阀的额定流量为

37、 63L/min,叠加阀 10mm 通经系列的额定流量为 40L/min，而在本例中通过整个阀的压力损失很小，且可忽略不计，快进时回油路上的流量 为 min/3024.5687122 LAq 快进时回油路油管中的流速为 sV/10/3623 由此可计算 Mpavdl d a41.096.120182.0p.Re/75 .35./896123-43 为回 油 路 上 沿 程 压 力 损 失 (2) 总的压力损失 93.).(45087.54.21 PA (3) 压力阀的调定值 双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足工进的要求，保证双联泵同时向系统供油，因而卸 荷阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力

38、MpaPAFp 623.)093.5(1 卸荷阀的调定压力应取 3.7Mpa 为宜，溢流阀的调定压力应大于卸荷阀调定压力为 0.30.5Mpa 取溢流阀的调定压力为 5Mpa,背压阀的调定压力以夹紧缸的夹紧力为根据，即取pa1.20483-M背背 23 背压阀的调定压力以定位缸的负载为根据即 pa3.025.01482-Mpa背背取 4.2 系统的发热与温升 （1）根据以上的计算可知，在工进时电动机的输入功率为 Wqpp 625.738.06/102.53./ 36 快退时电动机的输入功率为 pp 75.8./79/1 快进时电动机输入功率为 Wqpp5.3/2 夹紧时电动机输入功率为 p87

39、.9 （2）计算各阶段有效功率： p1 快进： W47.160/4026. 3 工进： p2553 快退： .9/189.36 夹紧： 4600412 （3）校核热平衡，确定温升 现以较大的值来校核其热平衡，求出发热温升，设油箱的三个边长在 1:1:11:2:3 范 围内，则散热面积为： 2323278.065.0. mVA 假设通风良好，取 ，油液的温升为)/(15cmkh hAHt 在单位时间内液压系统的发热量 , p 为液压系统输入功率（kw）, 为H 液压系统总效率。 KWH4579.0)1.(54.0 液压的温升为： chAt .182.3 24 室温为 20 ，热平衡温度为 30.

40、97 ，没有超出允许范围。c c65 4.3 系统的效率 （1）工进阶段的回路效率 21ppcq 为小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力 加上进油路上的1p 1p 压力损失 及压力继电器比缸工作腔最高压力所答的压力值 2 MPaPp 084.15.04.053. 6661 大流量泵的工作压力就是此泵通过温流阀所产生的损失 Pap7.)8.4(22 （取溢流阀型号为 Y-10B,额定压力 6.3MPa,额定压降 0.3MPa） 14.0.596015.34107.614.508.4)/2(33636121 ppq (2)液压执行元件的效率 （本例中液压缸的效率）机械效率为 ，取 0.9

41、5ccmc 额定效率 ，活塞密封为弹性体材质。cv 1cv 液压缸总效率 95.0cvm 可计算出该液压系统的效率： 109.5.4.08cp 可见工进时液压系统效率极低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成的。 第五章 结 束 语 毕业设计是在完成了三年的专业课学习，并进行了大量生产实习的基础上进行的最 后 的一个教学环节。此次设计中虽然遇到了不少问题，但在严老师的指导下，经 过了两个星期的努力，初步达到了预想的成功，并在设计过程中注重了以下几个方面的学 习： （1）综合运用液压传动课程及其它有关先修课程的理论知识和实践知识，进行液压传 动设计实践，使理论知识和生产实际知识密切地结合起来，从而

42、使这些知识得到进一步的 巩固、加深和扩展。 25 （2）在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路 的组合方法，培养设计技能，提高分析问题和解决生产实际问题的能力，为今后的设计工 作打下初步基础。 （3）通过设计，初步具备了设计简单液压系统的能力，同时也提高了自己查阅和运用 有关手册、图表，运用 AUTOCAD 等软件及编写技术文件的技能，是很重要的一次实践环 节。 此次设计除了考察我们专业课的能力之外，还培养了我们发现问题、分析问题并解决 问题的能力，为即将离开母校河南机电高等专科学校，以后的工作奠定了良好的基础， 更是对我们三年专业课学习的一个良好的总结。 由于能力所限，经验不足，设计中肯定有很多不足之处，希望各位老师多多加指导批 评。 参 考 文 献 【1】 成大先.机械设计手册.单行本.液压传动.化学工业出版社，北京：2004.1 【2】 液压传动课程设计指导书 【3】 左健民 液压与气压传动 第四版 机械工业出版社，北京：2007.5 【4】张利平 液压传动设计指南 化学工业出版社, 北京:2009 【5】 高等工程专科学校机制工艺及液压教学研究会液压组 液压传动设计指导书 华中工 学院出版社,1987.12 【6】 上海煤矿机械研究所 液压传动设计手册 上海人民出版社,1976.8