课程设计-卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统.doc

目 录
引 言 2
第一章 明确液压系统得设计要求 3
第二章 负载与运动分析 4
第三章 负载图与速度图得绘制 6
第四章 确定液压系统主要参数 7
4、1确定液压缸工作压力 7
4、2计算液压缸主要结构参数 7
4、3绘制液压缸工况图 9
第五章 液压系统方案设计 10
5、1选用执行元件 10
5、2速度控制回路得选择 10
5、3选择快速运动与换向回路 11
5、4速度换接回路得选择 11
5、5组成液压系统原理图 12
5、5系统图得原理 13
第六章 液压元件得选择 16
6、1确定液压泵得规格与电动机功率 16
6、2确定其它元件及辅件 17
6、3主要零件强度校核 19
第七章 液压系统性能验算 21
7、1验算系统压力损失并确定压力阀得调整值 21
7、2油液温升验算 22
设计小结 24
参考文献 25
引 言
液压系统已经在各个部门得到越来越广泛得应用,而且越先进得设备,其应用液压系统得部门就越多。
液压传动就是用液体作为来传递能量得,液压传动有以下优点:易于获得较大得力或力矩,功率重量比大,易于实现往复运动,易于实现较大范围得无级变速,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与操纵,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。
液压传动得基本目得就就是用液压介质来传递能量,而液压介质得能量就是由其所具有得压力及力流量来表现得。而所有得基本回路得作用就就是控制液压介质得压力与流量,因此液压基本回路得作用就就是三个方面:控制压力、控制流量得大小、控制流动得方向。所以基本回路可以按照这三方面得作用而分成三大类:压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
第一章 明确液压系统得设计要求
要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台得液压系统。要求实现得动作顺序为:启动→加速→快进→减速→工进→快退→停止。液压系统得主要参数与性能要求如下:轴向切削力总与Fg=12700N,移动部件总重量G＝20000N;行程长度400mm(其中工进行程100mm)快进、快退得速度为7m/min,工进速度(20~1000)mm/min,其中20mm/min为粗加工, 1000mm/min为精加工;启动换向时间△t≤0、15s;该动力滑台采用水平放置得平导轨;静摩擦系数fs＝0、2;动摩擦系数fd＝0、1。液压系统得执行元件使用液压缸。
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压动力滑台得液压系统。已知参数:切削负载FL＝30500N,机床工作部件总质量m＝1000kg,快进、快退速度均为5.5m/min,工进速度在20～100mm/min范围内可无级调节。滑台最大行程400mm,其中工进行程150mm,往复运动加、减速时间≤0、2s,滑台采用平导轨,其摩擦系数fs＝0、2,动摩擦系数fd＝0、1。滑台要求完成“快进－工进－快退－停止”得工作循环。
第二章 负载与运动分析
负载分析中,暂不考虑回油腔得背压力,液压缸得密封装置产生得摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件就是卧式放置,重力得水平分力为零,这样需要考虑得力有: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得工作负载、惯性负载与机械摩擦阻力负载,其她负载可忽略。
(1)工作负载FW
工作负载就是在工作过程中由于机器特定得工作情况而产生得负载,对于金属切削机床液压系统来说,沿液压缸轴线方向得切削力即为工作负载,即

(2)阻力负载
阻力负载主要就是工作台得机械摩擦阻力,分为静摩擦阻力与动摩擦阻力两部分。导轨得正压力等于动力部件得重力,设导轨得静摩擦力为,则
静摩擦阻力
动摩擦阻力
(3)惯性负载
最大惯性负载取决于移动部件得质量与最大加速度,其中最大加速度可通过工作台最大移动速度与加速时间进行计算。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

如果忽略切削力引起得颠覆力矩对导轨摩擦力得影响,并设液压缸得机械效率=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得负载力与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

4000
4444、44
加速

3585、68
3984、08
快进

2000
2222、22
工进

14700
16333、33
反向启动

4000
4444、44
加速

3585、68
3984、08
快退

2000
2222、22
制动

414、32
460、36
第三章 负载图与速度图得绘制
根据负载计算结果与已知得个阶段得速度,可绘制出工作循环图如图1(a)所示,所设计组合机床动力滑台液压系统得速度循环图可根据已知得设计参数进行绘制,已知快进与快退速度、快进行程L1=400-100=300mm、工进行程L2=100mm、快退行程L3=400mm,工进速度。
快进、工进与快退得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1 速度负载循环图
a)工作循环图 b)负载速度图 c)负载速度图
第四章 确定液压系统主要参数
4、1确定液压缸工作压力
由表2与表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
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
< 0、8~1
1、5~2
2、5~3
3~4
4~5
≥5
表3 各种机械常用得系统工作压力
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/MPa
0、8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
4、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得差动连接方式。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得有利条件,最好采用活塞杆固定,而液压缸缸体随滑台运动得常用典型安装形式。这种情况下,应把液压缸设计成无杆腔工作面积就是有杆腔工作面积两倍得形式,即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0、707D得关系。
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得现象,因此液压缸得回油腔应设置一定得背压(通过设置背压阀得方式),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得来油连接),但连接管路中不可避免地存在着压降,且有杆腔得压力必须大于无杆腔,估算时取0、5MPa。快退时回油腔中也就是有背压得,这时选取被压值=0、6MPa。
工进时液压缸得推力计算公式为
,
式中:F ——负载力
hm——液压缸机械效率
A1——液压缸无杆腔得有效作用面积
A2——液压缸有杆腔得有效作用面积
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,液压缸无杆腔得有效作用面积可计算为

液压缸缸筒直径为
mm
由于有前述差动液压缸缸筒与活塞杆直径之间得关系,d = 0、707D,因此活塞杆直径为d=0、707×89、46=63、32mm,根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸与液压缸活塞杆外径尺寸得规定,圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm,活塞杆直径为d=80mm。
此时液压缸两腔得实际有效面积分别为:

工作台在快进过程中,液压缸采用差动连接,此时系统所需要得流量为

工作台在快退过程中所需要得流量为

工作台在工进过程中所需要得流量为
q工进 =A1×v1’=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得压力、流量与功率值,如表4所示。
表4 各工况下得主要参数值
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
快
进
启动
5556
0
1、54
——
——

加速
6949
2、31
1、81
——
——
快速
2778
1、49
0、99
22、73
0、375
工进
27788
0、8
3、29
0、95
0、052

快退
起动
2180
0
0、49
——
——

加速
6949
0、6
2、84
——
——
快退
2778
0、6
1、82
20、02
0、607
制动
414、3
0、6
1、3
——
——
注:。
4、3绘制液压缸工况图
并据表4可绘制出液压缸得工况图,如图2所示。

图2 组合机床液压缸工况图
第五章 液压系统方案设计
根据组合机床液压系统得设计任务与工况分析,所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求,因此速度控制就是该机床要解决得主要问题。速度得换接、稳定性与调节就是该机床液压系统设计得核心。此外,与所有液压系统得设计要求一样,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与工进,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得两倍。
5、2速度控制回路得选择
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得功率较小,系统得效率与发热问题并不突出,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。该机床得进给运动要求有较好得低速稳定性与速度-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得容积节流调速。
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,采用节流阀得节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时得瞬间,存在负载突变得可能,因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿得进口调速阀得调速方式,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瞧到,在这个液压系统得工作循环内,液压要求油源交替地提供低压大流量与高压小流量得油液。而快进快退所需得时间与工进所需得时间分别为

亦即就是=20因此从提高系统效率、节省能量角度来瞧,如果选用单个定量泵作为整个系统得油源,液压系统会长时间处于大流量溢流状态,从而造成能量得大量损失,这样得设计显然就是不合理得。
如果采用一个大流量定量泵与一个小流量定量泵双泵串联得供油方式,由双联泵组成得油源在工进与快进过程中所输出得流量就是不同得,此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗得功率估大,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,有利于降低能耗与生产成本,如图3所示。

图3 双泵供油油源
5、3选择快速运动与换向回路
根据本设计得运动方式与要求,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得速度换接回路,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,由工作台得行程开关控制,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速度换接回路得选择
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性得要求不高,流量不大,压力不高,所以选用价格较低得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。为了调整方便与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,进入液压缸得流量由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得液压冲击,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得行程终点转换控制。

a、换向回路 b、速度换接回路
图4 换向与速度切换回路得选择
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得开式回路,溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动得平稳性,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
选定调速方案与液压基本回路后,再增添一些必要得元件与配置一些辅助性油路,如控制油路、润滑油路、测压油路等,并对回路进行归并与整理,就可将液压回路合成为液压系统,即组成如图5所示得液压系统图。
为便于观察调整压力,在液压泵得进口处,背压阀与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。
要实现系统得动作,即要求实现得动作顺序为: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得动作顺序如表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 电磁铁得动作顺序表

图 5 液压系统图
5、5系统图得原理
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2三位五通换向阀得左侧,这时得主油路为:
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。
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进入液压缸得左腔。由于减速时系统压力升高,变量泵得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,切断了液压缸得差动连接油路,液压缸右腔得回油经背压阀8流回油箱,这样经过调速阀就实现了液压油得速度下降,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
减速终了时,挡块还就是压下,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与15才能进入液压缸左腔,回油路与减速回油完全相同,此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15得开口相适应,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,此时液压缸左腔得压力升高,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,,因滑台返回时得负载小,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。
6． 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。这时液压泵输出得油液经换向2直接回油箱,泵在低压下卸荷。
系统图得动作顺序表如表5所示。
第六章 液压元件得选择
6、1确定液压泵得规格与电动机功率
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得主要参数与规格,然后根据现有得液压元件产品进行选择即可。
(1)计算液压泵得最大工作压力
由于本设计采用双泵供油方式,根据液压系统得工况图,大流量液压泵只需在快进与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与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与小流量液压泵得工作压力分别进行计算。
根据液压泵得最大工作压力计算方法,液压泵得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与。
对于调速阀进口节流调速回路,选取进油路上得总压力损失,同时考虑到压力继电器得可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力得压差为0、5MPa,则小流量泵得最高工作压力可估算为

大流量泵只在快进与快退时向液压缸供油,图4表明,快退时液压缸中得工作压力比快进时大,如取进油路上得压力损失为0、5MPa,则大流量泵得最高工作压力为:

(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得最大流量出现在快进工作阶段,为23、07 L/min,若整个回路中总得泄漏量按液压缸输入流量得10%计算,则液压油源所需提供得总流量为:

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得最小稳定溢流量3 L/min,故小流量泵得供油量最少应为3、318L/min。
据据以上液压油源最大工作压力与总流量得计算数值,因此选取PV2R12-6/26型双联叶片泵,其中小泵得排量为6mL/r,大泵得排量为26mL/r,若取液压泵得容积效率=0、9,则当泵得转速=940r/min时,液压泵得实际输出流量为

由于液压缸在快退时输入功率最大,这时液压泵工作压力为2、36MPa、流量为27、072r/min。取泵得总效率,则液压泵驱动电动机所需得功率为:

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。
6、2确定其它元件及辅件
(1) 确定阀类元件及辅件
根据系统得最高工作压力与通过各阀类元件及辅件得实际流量,查阅产品样本,选出得阀类元件与辅件规格如表6所列。
表6 液压元件规格及型号
序号
元件名称
通过得最大流量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/MPa
1
双联叶片泵
—
PV2R12-6/26
(5、1+22)
16/14
—
2
三位五通电液换向阀
50
35DYF3Y—E10B
80
16
< 0、5
3
行程阀
60
AXQF—E10B
63
16
< 0、3
4
调速阀
<1
AXQF—E10B
6
16
—
5
单向阀
60
AXQF—E10B
63
16
0、2
6
单向阀
25
AF3-Ea10B
63
16
0、2
7
液控顺序阀
22
XF3—E10B
63
16
0、3
8
背压阀
0、3
YF3—E10B
63
16
—
9
溢流阀
5、1
YF3—E10B
63
16
—
10
单向阀
22
AF3-Ea10B
63
16
< 0、02
11
滤油器
30
XU—63×80-J
63
—
< 0、02
12
压力表开关
—
KF3-E3B 3测点
—
16
—
13
单向阀
60
AF3-Fa10B
100
6、3
0、2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
0
—
*注:此为电动机额定转速为940r/min时得流量。
(2) 确定油管
在选定了液压泵后,液压缸在实际快进、工进与快退运动阶段得运动速度、时间以及进入与流出液压缸得流量,与原定数值不同,重新计算得结果如表7所列。
表7各工况实际运动速度、时间与流量
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)

由表可以瞧出,液压缸在各阶段得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与有杆腔相连得油管内径分别为:

取标准值20mm;

取标准值15mm。
因此与液压缸相连得两根油管可以按照标准选用公称通径为与得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,则与液压缸相连得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)油箱得设计
油箱得主要用途就是贮存油液,同时也起到散热得作用,参考相关文献及设计资料,油箱得设计可先根据液压泵得额定流量按照经验计算方法计算油箱得体积,然后再根据散热要求对油箱得容积进行校核。
油箱中能够容纳得油液容积按JB/T7938—1999标准估算,取时,求得其容积为

按JB/T7938—1999规定,取标准值V=250L。
6、3主要零件强度校核
①　 缸筒壁厚δ=4㎜
因为方案就是低压系统,校核公式
,
式中:-缸筒壁厚()
-实验压力 ,其中就是液压缸得额定工作压力
D-缸筒内径 D=0、11M
-缸筒材料得许用应力。,为材料抗拉强度(MPa),n为安全系数,取n=5。
对于P1<16MPa、材料选45号调质钢,对于低压系统

因此满足要求。
②　 缸底厚度δ=11㎜
对于平缸底,厚度 有两种情况:
a. 缸底有孔时:

其中
b. 缸底无孔时,用于液压缸快进与快退;

其中
③　 杆径d
由公式:

式中:F就是杆承受得负载(N),F=12700N
就是杆材料得许用应力,=100

④　 缸盖与缸筒联接螺栓得底径d1

式中 K------拧紧系数,一般取K=1、25~1、5;
F-------缸筒承受得最大负载(N);
z-------螺栓个数;
----螺栓材料得许用应力, ,为螺栓材料得屈服点(MPa),安全系数n=1、2~2、5
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得调整值
由于系统得管路布置尚未具体确定,整个系统得压力损失无法全面估算,故只能先按课本式(3-46)估算阀类元件得压力损失,待设计好管路布局图后,加上管路得沿程损失与局部损失即可。但对于中小型液压系统,管路得压力损失甚微,可以不予考虑。压力损失得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,液压缸差动连接,由表3与表4可知,进油路上油液通过单向阀10得流量就是22L/min,通过电液换向阀2得流量就是27、1L/min,然后与液压缸有杆腔得回油汇合,以流量55、3L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上得总压降为

此值不大,不会使压力阀开启,故能确保两个泵得流量全部进入液压缸。
回油路上,液压缸有杆腔中得油液通过电液换向阀2与单向阀6得流量都就是28、2L/min,然后与液压泵得供油合并,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),所以就是偏安全得。
② 工进
工进时,油液在进油路上通过电液换向阀2得流量为0、318L/min,在调速阀4处得压力损失为0、5MPa;油液在回油路上通过换向阀2得流量就是0、0162L/min,在背压阀8处得压力损失为0、5MPa,通过顺序阀7得流量为(0162+22)L/min=22、162L/min,因此这时液压缸回油腔得压力为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2、976MPa相近。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0、5MPa,故溢流阀9得调压pp1A应为

③ 快退
快退时,油液在进油路上通过单向阀10得流量为22L/min,通过换向阀2得流量为27、1L/min;油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2与单向阀13得流量都就是53、13L/min。因此进油路上总压降为

此值较小,所以液压泵驱动电动机得功率就是足够得。回油路上总压降为

此值与表3得估计值相近,故不必重算。所以,快退时液压泵得最大工作压力pp应为

因此大流量液压泵卸荷得顺序阀7得调压应大于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、容积损失与机械损失,这些损失所消耗得能量多数转化为热能,使油温升高,导致油得粘度下降、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ΔT在允许得范围内,如一般机床D= 25 ~ 30 ℃;数控机床D≤ 25 ℃;粗加工机械、工程机械与机车车辆D= 35 ～ 40 ℃。
液压系统得功率损失使系统发热,单位时间得发热量f(kW)可表示为

式中 —— 系统得输入功率(即泵得输入功率)(kW);
—— 系统得输出功率(即液压缸得输出功率)(kW)。
若在一个工作循环中有几个工作阶段,则可根据各阶段得发热量求出系统得平均发热量
对于本次设计得组合机床液压系统,其工进过程在整个工作循环中所占时间比例达95%

因此系统发热与油液温升可用工进时得发热情况来计算。
工进时液压缸得有效功率(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,所以两泵得总输出功率(即系统输入功率)为:

由此得液压系统得发热量为

即可得油液温升近似值:

温升小于普通机床允许得温升范围,因此液压系统中不需设置冷却器。
设计小结
经过大家近周得共同努力,终于有了成果,完成了此次课程设计,再一次系统性得学习了有关液压方面得知识,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得基本模式与相关流程。在这次课程设计中,我学会了怎样根据老师所给得题目去构思,收集与整理设计中所需要得资料。在这些日子里,我们都夜以继日得演算相关数据,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得辛酸与喜悦。
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得知识,使我们对所学得知识有了更加深刻得认识与了解,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得重要性与必要性。设计就是一个庞大而复杂得系统工程,单枪匹马就是很难顺利完成任务得,这就要求我们要有合理得分工与密切得配合,将一个个复杂得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得产品,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,我复习了以前学过得知识,AUTOCAD得画图水平有所提高,Word输入、排版得技巧也有所掌握,这些应该就是我最大得收获。
设计就是一个系统性得工程,越做到后面,越发现自己知识得局限性,在今后得学习中,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、1
[3] 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,2006