液压课程设计-卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统.doc

目 录

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 7
第五章 液压系统方案设计 10
第六章 液压元件的选择 16
第七章 液压系统性能验算 21
设计小结 24
参考文献 25

引 言
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。
液压系统已经在各个部门得到广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。

第一章 明确液压系统的设计要求
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。要实现的动作顺序为：快进→工进→快退→原位停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：最大轴向切削力Fl=12700N，动力头自重Fg＝20000N；工作进给要求能在0.02~105m/min范围内无极调速，快进、快退速度为8m/min，快进行程长度400mm工进行程127mm，导轨形式为平导轨+燕尾导轨，其静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1，往复运动的加速、减速时间不大于0.5s。

1.1 设计流程
液压系统设计与整机设计师紧密联系的，设计步骤的一般流程如图：

下面将按照这一流程图来进行本次液压课程设计。

第二章 工况分析
工况分析就是要分析执行元件在整个工作过程中速度和负载的变化规律，求出工作循环中各动作阶段的速度和负载的大小，画出速度图和负载图。
（1） 速度分析与速度图
速度分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即用图将这种分析结果表示出来的图形。据题意，快进、快退速度为8m/min，快进行程400mm，工进127mm，工进速度范围0.02~1.5m/min，可画出如下速度图：

（2）负载分析与负载图
负载分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求克服的负载大小及其性质进行分析，负载图即用图形将这种分析结果表示出来的图形。
总机械载荷：
F=Fw+Ff+Fm+Fsf+FG+Fb
式中：Fw——最大轴向切削力，12700N
Fm——活塞所受惯性力
Ff——导轨摩擦阻力
Fsf——密封阻力
FG——重力，工作部件水平放置，0 N
Fb——背压力

1、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： = G/2+ G/2/(sinα/2)=4828 N
动摩擦阻力：= G/2+ G/2/(sinα/2)=2414 N

2、惯性负载
N
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

4828
5364
加速

3320
3689
快进

2414
2682
工进

15114
16793
反向启动

4828
5364
加速

3320
3689
快退

2414
2682

负载图如下所示：

负载计算：
（1） 切削力
（2） 导轨静摩擦力
（3） 导轨动摩擦力
（4） 惯性力（启动后的加速）N
（5） 重力阻力 因工作部件是卧式放置，故重力阻力为零。
（6） 密封阻力 考虑液压缸的机械效率计入，取=0.9。
（7） 背压阻力 由回油管路上的液压阻力决定的，暂不计入总负载。
第三章 液压系统主要性能参数的确定
3.1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15000 N时宜取3MP。
表2 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/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32

表3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

3.2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 = 0.707D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=0.6MPa。
快进时液压缸虽然作差动连接,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
，

根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为

液压缸缸筒直径为

按标准就近圆整为D=90mm。
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=0.707×90=64mm，根据GB/T2348—1993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=90mm，活塞杆直径为d=63mm。

此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：

初选调速阀的最小稳定流量为Qvmin=50ml/min，验算液压缸的有效工作面积是否满足系统中流量控制阀最小稳定流量Qvmin的要求：

由此可见，这类调速阀无论放在进油路还是回油路上，液压缸的有效面积A1、A2均满足工作部件最低稳定速度的要求。

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
速度V（m/min）
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
5364
/
/
2.24
/
/

加速
3689
/

1.70
/
/
快速
2682
8
1.38
24.96
0.574
工进
16793
0.02 -1.5
0.8
2.95
9.54- 0.127
0.469 -0.006

快退
起动
5364
/
/
2.64
/
/

加速
3689
/
0.5
2.12
/
/
快退
2682
8
0.5
1.81
25.92
0.781
注：。
(1) 快进时油缸压力

(2) 工进时油缸压力

(3) 快退时油缸压力

(4) 快进时需要的流量

(5) 工进时需要的流量

(6) 快退时需要的流量

(7) 快进时油缸需要的功率

(8) 工进时油缸需要的功率

(9) 快退时油缸需要的功率

3.3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

第四章 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。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。
4.1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=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。
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。
4.2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。
4.3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24.96 L/min降0.127 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。

a.换向回路 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=0.6MPa。

4.4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。
本设计采用三位五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。

4.5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。

4.5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5三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：
进油路：泵 → 单向阀4→三位五通换向阀5（1YA得电）→行程阀7→液压缸左腔。
回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀5（1YA得电）→单向阀8→行程阀7→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7，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7，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7开口向适应，此时液控顺序10打开，单向阀3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9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 → 单向阀4→三位五通换向阀5（1YA得电）→调速阀7→液压缸左腔。
回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀5→背压阀9→液控顺序阀10→油箱。
3． 工进
减速终了时，挡块还是压下，行程开关使行程阀7通电，换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀7（下）才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，其主油路为：
进油路：泵 → 单向阀4→三位五通换向阀5（1YA得电）→调速阀7→液压缸左腔。
回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀5→背压阀9→液控顺序阀10→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6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断电，2YA通电，这时三位五通换向阀5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 → 单向阀4→三位五通换向阀5（2YA得电）→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→单向阀7→三位五通换向阀5（右位）→单向阀11→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。

图 5 液压系统图

表5
第五章 液压元件的选择
5.1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，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）液压泵流量的计算
表2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25.9 L/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：

工作进给时，液压缸所需流量约为9.53 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12.53L/min。
（2）液压泵工作压力的计算
1.工况时液压泵最大工作压力的计算
工进时液压缸的最大工作压力为2.95MPa，如果进油路上的压力损失取0.8MPa，为了使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力比系统最大工作压力再高0.5MPa，则系统在工进时的最高工作压力应为：

2.快速运动时液压泵最大工作压力的计算
双联泵中的大流量泵只有在快进和快退运动时才向系统供油，快退时的最大工作压力比快进时大，为2.12MPa，如果取快退时进油路上的压力损失为0.5MPa，则系统在快退时的最高工作压力应为：

(3)液压泵与电机规格的确定
1.液压泵的选择
按照液压泵的额定压力Ppn应高于最大工作压力的（25-60）%，即：
Ppn=Ppmax（1+（0.25-0.6））=4.25×（1.25-1.6）=（5.31-6.8）MPa
液压泵额定流量Qpn应满足所需的最大流量31.08L/min即可。查产品样本或者设计手册，选取YB1-16/25型双联叶片泵，其额定压力为6.3MPa，Qpa=13.6L/min，Qpb=22.5L/min
2.电机的选择
整个工作循环中功率均不大，工进的时间占整个循环时间比例大，因此首先按工进是泵的输出功率来计算所需的电动机功率。由以上计算可知，工进时A泵的工作压力Ppa=4.25MPa，流量Qpa=13.6L/min，B泵的流量为Qpb=22.5L/min，全部通过液控顺序阀卸荷回油箱，设卸荷时总管路损失是△Pb=0.3MPa。泵的总效率为ηp=0.75，则工进是所需的电机功率为：

Npi=（PpaQpa+△PbQpb）/ηp=（4.25×10^6×13.6×10^-3+0.3×10^6×22.5×10^-3）/（10^3×60×0.75）=1.43KW
快退时液压缸所需的输入功率最大，所以还要计算快退时的电机功率，设快退时进油路的压力损失为△P=0.5MPa，则：
Np=（Qpa+Qpb）（p1+△p）/ηp=（13.6+22.5）×10^-3×（2.12+0.5）×10^6/（10^3×60×0.75）=2.10KW
根据电机产品样本选取Y112M-6型电动机，其额定功率为2.2KW，额定转速为960r/min。
实际上，根据选择电机转速和泵的排量应重新计算泵的流量。为简单起见，小泵A的最大流量仍旧取13.6L/min，大泵B的最大流量取22.5l/min。
5.2液压阀的选择
差动快进、工进、快退时的液压缸进油和回油量分别如下图所示：

（a）差动快进 （b）工进 （c）快退
流经各阀的最大流量估算如下：
（1） 单向阀3在快进、快退时有大泵的油液通过，最大流量为22.5 L/min。单向阀4在快进、工进、快退时均有小泵的油液通过，最大流量为13.6 L/min，单向阀8只在差动快进时有油液通过，根据（a）图，最大流量为36.1 L/min，单向阀11安装在回油路上，根据图（c），其最大流量为72.2 L/min。
（2） 系统启动时，溢流阀2要全开，双泵均通过它溢流，所以最大流量按36.1 L/min。
（3） 液控顺序阀10在工进时打开，除了大泵卸荷通过2.5 L/min以外，也包括工进时的回油量6.8 L/min，如图（b）所示，所以通过的最大流量为29.3 L/min。
（4） 背压阀9只在工进时通过，最大流量为6.8 L/min。
（5） 三位五通电磁换向阀7在快退时均有72.2 L/min的流量通过，所以最大流量按72.2 L/min。
（6） 单向阀（元件7中）在快退时回油通过，所以最大流量按72.2 L/min。
（7） 行程阀（元件7上）在差动快进时有油液通过，所以最大流量按72.2 L/min。
（8） 调速阀（元件7下）在工进时才通过油液，所以最大流量按13.6 L/min，调速范围取（0.05~25）L/min.

5.3确定其它元件及辅件
(1) 确定油管
在快进时液压缸的无杆腔进油量：
Q1=QpA1/（A1-A2）=36.1×63.6/(63.6-32.4)=73.59 L/min.
液压缸在快退时无杆腔的排油量：
Q2=QpA1/A2=36.1×63.6/32.4=70.86L/min.
所以液压缸进出油管的流量按快退时回油管流量计算，流速按3m/s。
d=2√（Q/πv）=2×√（73.59×10^-3/π×3×60）=22.8mm
选取内径为25mm的无缝钢管
(2)油箱容积
V=7Qp=7×36.1=252L
(3)滤油器选择
按要求选取过滤精度100μm。

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
通过的最大流量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
36.1
YB-16/25
16/25
6.3
/
2
溢流阀
36.1
YF3-E10B
63
6.3
/
3
单向阀
36.1
AF3-Ea10B
63
6.3
0.2
4
单向阀
36.1
AF3-Ea10B
63
6.3
0.2
5
三位五通电磁阀
72.2
35DF3Y-E10B
120
6.3
0.4
6
压力继电器
/
PF-B8L
/
1-6.3
/
7上
行程阀
72.2
AXQF-E10B
120
6.3
0.2
7中
单向阀
72.2
AF3-Ea20B
120
6.3
0.2
7下
调速阀
13.6
QF3-E6B
0.05-25
6.3
0.5
8
单向阀
36.1
AF3-Ea10B
63
6.3
0.2
9
背压阀
6.8
YF3—E10B
20
6.3
0.5-1
10
液控顺序阀
29.3
XF3-Ea10B
63
6.3
0.3
11
压力表
/
KF3-E3B
/
测量范围
/
12
压力表开关
/
KF3-E3B 3测点
/
6.3
/
13
滤油器
36.1
XU—63×80-J
40
/
/
14
单向阀
72.2
AF3-Ea20B
120
6.3
0.2
*注：此为电动机额定转速为960r/min时的流量。

第六章 液压系统的性能验算
6.1液压缸速度的验算
根据图11，考虑有杆腔和无杆腔的实际工作面积，验算结果列在表15中：

表15各工况实际运动速度、时间和流量
流量、速度
差动快进
工进
快退
输入流量/(L/min）
Q1=QP=36.1
Q1=0.127~9.54
Q1=QP=36.1
排出流量/(L/min）
Q2=Q1A2/(A1-A2)=36.1×32.44/（63.6-32.4
）=37.49
Q2=A2Q1/A1=32.4×(0.127~9.54)/63.6=0.065~4.86
Q2=Q1A1/A2=36.1X63.6/32.4=70.86

运动速度/(L/min）
V1=Q1/(A1-A2)=36.1×10-3/（63.6-32.4
）×10-4=11.57
V2=Q1/A1=(0.127~9.53)×10-3/63.6×10-4=0.02~1.5

V3=Q1/A2=36.1×10-3/32.4×10-4
=11.14
(1) 差动快进时的流量关系Q2/A2=Q1+Q2/A1或者Q2/A2=Q1/(A1-A2),所以Q2=Q1A2/(A1-A2)
(2) 工进时流量可由调速阀调整，所以依旧保持原先计算结果。
(3) 验算结果表明快进、快退的速度比要求的速度大，但系统允许。
6.2系统中的压力损失并确定压力阀的调整值
管道内径d=25mm，管道长度l按2m估算，系统工作介质选46#液压油（运动粘度v=46×10-6m2/2），压力损失验算应按整个工作循环的不同阶段（快进-工进-快退）分别进行。
1、快进
（1）快进油路损失
油管为金属管，雷诺数为2320.
Re=vd/V=4Q1/πvd=4×73.59×10-3/π×46×10-6×25×10-3×60=1358<2320,因此管道中的流动状态为层流，沿程压力损失为：
△Pn=8×106VQ1l×105/d4=8×106×46×10-6×73.59×2×105/254=0.14×105Pa
通过进油管道内变截面管道、弯管等局部地区所造成的总局部压力损失∑△pζl为：
△pζl=0.1△p11=0.1×0.14×105=0. 014×105Pa
差动时通过单向阀3的流量为大泵的流量22.5 L/min，通过单向阀4的流量为小泵的流量13.6L/min，通过三位五通电磁阀5的流量是双泵总流量36.1 L/min，通过行程阀的是汇合流量73.59L/min，所以总局部压力损失为△pv1：
△pv1=（2×（22.5/63）2+2×（13.6/63）2+4×（36.1/120）2+2×（73.59/120）2）×105=1.464×105Pa
快进时进油路上总的压力损失：
△p1=△Pn+△pζl+△pv1=1.618×105Pa
此值小于原估计值0.5MPa，所以是偏安全的。

（2）回油路损失
同理判断快进时回油路中的流动状态为层流，流量为Q2=37.49L/min，则沿程压力损失为：
△p12=8×106VQ2l×105/d4=8×106×46×10-6×37.49×2×105/254=0.07×105Pa
进油路回油路上总的局部损失为：
△pζ=0.1△p12=0.1×0.07×105Pa=0.007×105Pa
快进时回油经过电磁阀5和单向阀8，总压降为：
∑△pv2=（2×（37.49/63）2+4×（37.49/120）2）×105=1.104×105Pa
由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差：
△p2=△p12+△pζ+∑△pv2=1.181×105Pa
2、工进
油液在回油路上通过换向阀5的流量是6.8L/min，在背压阀9处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀10的流量为6.8L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为:
P2=（4×（6.8/120）2+5×（6.8/20）2+3×（6.8/120）2）×105=0.813×105Pa
可见此值小于原估计值0.8MPa。故重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即:
P1=(F’+P2A2)/A1=(16793+0.813×106×32.4×10-4)/63.6×10-4×106=26.81×105Pa
进油压力损失△p1=3-2.681=0.319MPa
考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0.5MPa，故溢流阀2的调压pp1A应为：
pp1A=（26.81+0.813+0.5）×105=28×105Pa
3、快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀4的流量为36.1L/min，通过换向阀5的流量为36.1L/min；油液在回油路上通过单向阀7（中）、换向阀5和单向阀11的流量都是72.2L/min。因此进油路上总压降为
∑△pv2=（2×（36.1/63）2+（36.1/120）2）×105=0.747×105Pa
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：
∑△p2=（（72.2/120）2+（72.2/120）2+（72.2/120）2）×105=1.086×105Pa
快退时进油腔的压力p1为：
P1=(F+P2A1)/A2=(2682+1.086×106×63.6×10-4)/32.4×10-4×106=10.4×105Pa

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10的调压应大于11.147×105Pa。

设计小结
1.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。
2.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。
3.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。
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
1. 基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究
2. 基于单片机的嵌入式Web服务器的研究
3. MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究
4. 基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制
5. 基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究
6. 基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器
7. 单片机控制的二级倒立摆系统的研究
8. 基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现
9. 基于单片机的蓄电池自动监测系统
10. 基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究
11. 基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究
12. 基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发
13. 基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制
14. 基于单片机的自动找平控制系统研究
15. 基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发
16. 基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发
17. 模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现
18. 一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制
19. 基于双单片机冲床数控系统的研究
20. 基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制
21. 基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制
22. 基于单片机的软起动器的研究和设计
23. 基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究
24. 基于单片机的机电产品控制系统开发
25. 基于PIC单片机的智能手机充电器
26. 基于单片机的实时内核设计及其应用研究
27. 基于单片机的远程抄表系统的设计与研究
28. 基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制
29. 基于微型光谱仪的单片机系统
30. 单片机系统软件构件开发的技术研究
31. 基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制
32. 基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制
33. 基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用
34. 基于单片机的光纤光栅解调仪的研制
35. 气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制
36. 基于单片机的数字磁通门传感器
37. 基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究
38. 基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究
39. 单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制
40. 基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪
41. 基于单片机的电机运动控制系统设计
42. Pico专用单片机核的可测性设计研究
43. 基于MCS-51单片机的热量计
44. 基于双单片机的智能遥测微型气象站
45. MCS-51单片机构建机器人的实践研究
46. 基于单片机的轮轨力检测
47. 基于单片机的GPS定位仪的研究与实现
48. 基于单片机的电液伺服控制系统
49. 用于单片机系统的MMC卡文件系统研制
50. 基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究
51. 基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究
52. 单片机控制的后备式方波UPS
53. 提升高职学生单片机应用能力的探究
54. 基于单片机控制的自动低频减载装置研究
55. 基于单片机控制的水下焊接电源的研究
56. 基于单片机的多通道数据采集系统
57. 基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制
58. 基于单片机的红外测油仪的研究
59. 96系列单片机仿真器研究与设计
60. 基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造
61. 基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现
62. 基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制
63. 基于单片机的气体测漏仪的研究
64. 基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器
65. 基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究
66. 基于单片机的膛壁温度报警系统设计
67. 基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计
68. 基于单片机船舶电力推进电机监测系统
69. 基于单片机网络的振动信号的采集系统
70. 基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究
71. 基于单片机的叠图机研究与教学方法实践
72. 基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现
73. 基于AT89S52单片机的通用数据采集系统
74. 基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究
75. 机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统
76. 基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究
77. 基于单片机系统的网络通信研究与应用
78. 基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究
79. 基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究
80. 基于双单片机冲床数控系统的研究与开发
81. 基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究
82. 基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究
83. 基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现
84. 变频调速液压电梯单片机控制器的研究
85. 基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现
86. 基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现
87. 单片机嵌入式以太网防盗报警系统
88. 基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现
89. 单片机监测系统在挤压机上的应用
90. MSP430单片机在智能水表系统上的