液壓課程設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)畢業(yè)設(shè)計(jì)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)

1、液壓課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)分 院： 專業(yè)班級(jí): 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)老師： 設(shè)計(jì)日期： 2011年6月18日 引言本設(shè)計(jì)主要是為設(shè)計(jì)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)應(yīng)用在機(jī)床中，可以實(shí)現(xiàn)機(jī)床自動(dòng)進(jìn)給。而且可以使機(jī)床的運(yùn)動(dòng)更平衡，加工精度更高，效率更高，從而實(shí)現(xiàn)機(jī)床的自動(dòng)化。 鉆孔組合機(jī)床是以系列化，標(biāo)準(zhǔn)化的通用部件為基礎(chǔ)，配以少量的專用部件組成的專用機(jī)床，適于對(duì)產(chǎn)品大批大量，一面或多面同時(shí)成組多加工的高效機(jī)加工設(shè)備。液壓動(dòng)力滑臺(tái)是其重要組成部件。通過本題目設(shè)計(jì)訓(xùn)練，使我們?nèi)媸煜ぜ庸すに?，刀具，切削用量，組合機(jī)床，液壓動(dòng)力滑臺(tái)組成和工作原理。在此基礎(chǔ)上，完成給定參

2、數(shù)的動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)。鉆孔組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng) 一、設(shè)計(jì)要求及工況分析11設(shè)計(jì)要求一臺(tái)臥式單面多輪鉆孔組合機(jī)床，動(dòng)力滑臺(tái)的工作循環(huán)是：快進(jìn)工進(jìn)快退停止。液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)要求如下，軸向切削力為27000N；滑臺(tái)移動(dòng)部件總質(zhì)量為510kg；加、減速時(shí)間為0.2s；采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)為0.1，；快進(jìn)行程為200mm，工進(jìn)行程為100mm，快進(jìn)與快退速度相等，均為 3.5mmin，工進(jìn)速度為 3040mmmin。工作時(shí)要求運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，且可隨時(shí)停止運(yùn)動(dòng)。試設(shè)計(jì)動(dòng)力滑臺(tái)的液壓系統(tǒng)。 1.2負(fù)載與運(yùn)動(dòng)分析工作負(fù)載 軸向切削阻力FL=Ft=27000 N摩擦負(fù)載 摩擦負(fù)載即

3、為導(dǎo)軌的摩擦阻力靜摩擦阻力 Fs=1300 N 動(dòng)摩擦阻力 Fd=850 N慣性力 Fa=480 N 根據(jù)上述計(jì)算,可確定工作循環(huán)中的負(fù)載力如下:滑臺(tái)的啟動(dòng)負(fù)載 F=Fs=1300 N滑臺(tái)的加速負(fù)載 F= Fd+ Fa=850 N+480 N=1330 N滑臺(tái)的快進(jìn)負(fù)載 F= Fa=850 N滑臺(tái)的工進(jìn)負(fù)載 F= Fd+ Ft=850 N+27000 N滑臺(tái)的快退負(fù)載 F= Fd=850 N設(shè)液壓缸的機(jī)械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力，如表1所列。表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載F/N液壓缸推力F0=F/cm/N啟 動(dòng)加 速快 進(jìn)工 進(jìn)反向啟動(dòng)加 速快

4、退F=FsF= Fd+ FaF= FaF= Fd+ FtF=FsF= Fd+ FaF= Fa130013308502785013001330850137814789453094413781478945根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動(dòng)時(shí)間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖1和圖2所示。圖11圖2二、液壓系統(tǒng)主要參數(shù)確定2.1初選液壓缸工作壓力根據(jù)要求可確定液壓缸為差動(dòng)式液壓缸。經(jīng)負(fù)載分析和計(jì)算可知液壓缸驅(qū)動(dòng)的最大負(fù)載是在工進(jìn)階段為27850N由參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。2.2計(jì)算液壓缸主要尺寸鑒于動(dòng)力滑臺(tái)快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞

5、桿式差動(dòng)液壓缸（A1=2A2），快進(jìn)時(shí)液壓缸差動(dòng)連接。工進(jìn)時(shí)為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=1MPa。表2 按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/ KN50工作壓力/MPa0.811.522.5334455表3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī) 床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械液壓鑿巖機(jī)液壓機(jī)大中型挖掘機(jī)重型機(jī)械起重運(yùn)輸機(jī)械磨床組合機(jī)床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡(jiǎn)單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補(bǔ)

6、油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計(jì)表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度；2有桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度。進(jìn)而由表4可確定工進(jìn)時(shí)的背壓力為Pb=0.51.5,我們?nèi)b=1MPa， =0.96根據(jù)差動(dòng)缸定義有A1=2A2，所以 由GB2348-2003圓整為D=0.11m d=0.08m.根據(jù)所確定的D和d算出液壓缸無桿腔有效作

7、用面積。液壓缸有桿腔有效作用面積，液壓缸活塞桿有效作用面積。根據(jù)計(jì)算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖3所示。工況圖計(jì)算：快進(jìn)時(shí)：?jiǎn)?dòng)時(shí)進(jìn)油腔壓力 0.27MPa加速時(shí)進(jìn)油腔壓力 MPa恒速時(shí)進(jìn)油腔壓力 MPa恒速時(shí)輸入流量 m3 /s 恒速時(shí)輸入功率 KW工進(jìn)時(shí)：進(jìn)油腔壓力 MPa輸入流量 m3 /s輸入功率 P=p1q=028kw快退時(shí)：?jiǎn)?dòng)進(jìn)油腔壓力 MPa加速進(jìn)油腔壓力 MPa恒速進(jìn)油腔壓力 MPa恒速輸入流量 q=v3A2 = m3 /s 恒速輸入功率 P KW 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F

8、0/N回油腔壓力p2/MPa進(jìn)油腔壓力p1/MPa輸入流量q10-3/m3/s輸入功率P/KW計(jì)算公式快進(jìn)啟動(dòng)13780.27加速1478p1+0.30.56恒速945p1+0.30.450.50240.22工進(jìn)3094413.520.7710-20.028p快退啟動(dòng)13780.30加速14780.61.6恒速9450.61.480.4470.66注：1. p為液壓缸差動(dòng)連接時(shí)，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取p=0.3MPa。2 快退時(shí)，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。三、擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1主體方案的確定由表7可知，本系統(tǒng)屬于速度變化不大的小功率固定作業(yè)系統(tǒng)，因而

9、首先考慮性能穩(wěn)定的雙定量泵供油，差動(dòng)缸差動(dòng)快進(jìn)和高速閥進(jìn)口節(jié)流高速的開式系統(tǒng)方案。這樣，既滿足液壓缸工進(jìn)的高壓小流量要求，既考慮了節(jié)能問題，又兼顧了工作可靠性問題。3.2基本回路確定3.2.1供油回路 按主題方案，供油回路采用雙定量泵供油回路，見圖4所示。3.2.2選擇調(diào)速回路 由圖4可知，這臺(tái)機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失引起運(yùn)動(dòng)部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。3.2.3 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺(tái)由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn) 時(shí)，速度變化大（v1/v2=0.

10、1/(0.810-3）=125),為減少速度換接時(shí)的液壓沖擊，選用行程閥制的換接回路，如圖5所示。3.2.4 選擇快速運(yùn)動(dòng)和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動(dòng)連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動(dòng)回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大，故選用換向時(shí)間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖6所示。3.2.5 方向控制回路為了滿足液壓缸停止，啟動(dòng)，換向和液壓缸差動(dòng)控制，圖6給出了利用三位五通電液換向閥為主的方向控制回路。圖中的單向閥建立了電液換向閥所需的控制壓力。3.2.6選擇定位夾緊回路 此回路采用順序閥控制的順序動(dòng)作回路，圖7所示

11、。 這種回路采用了單向自控順序閥對(duì)兩缸進(jìn)給和退回雙向順序控制，起到先定位，夾夾緊再松開，后拔定位銷原位停止的功能。緊再松開，后拔定位銷原位停止的功能。 圖4 圖5 圖6圖73.3液壓系統(tǒng)原理圖綜合將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖8所示。在圖8中，為了解決滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥10。為了避免機(jī)床停止工作時(shí)回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性，圖中添置了一個(gè)單向閥8?？紤]到這臺(tái)機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對(duì)位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個(gè)壓力繼電器15。圖8四、計(jì)算和

12、選擇液壓元件及輔件4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率4.1.1計(jì)算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.52MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失p=0.8MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油，由表7可見，快退時(shí)液壓缸的工作壓力為p1=2.43MPa，比快進(jìn)時(shí)大?？紤]到快退時(shí)進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失p=0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為4

13、.1.2計(jì)算液壓泵的流量由表7可知，液壓缸快進(jìn)時(shí)所需最大流量為0.502410-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，因此，選擇雙聯(lián)泵的總流量應(yīng)滿足液壓缸快進(jìn)時(shí)的流量要求，并考慮系統(tǒng)泄漏量，則兩個(gè)泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時(shí)的流量為0.76810-5 m3/s =0.45L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.45L/min。4.13確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱手冊(cè)可知，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其轉(zhuǎn)速為，容積效率時(shí)，雙聯(lián)泵同時(shí)供油流量為；而。由表7得知，液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，

14、若取液壓泵總效率p=0.8，這時(shí)液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率為 W=1.18 KW根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L6型電動(dòng)機(jī)，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。4.2確定其它元件及輔件4.2.1 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實(shí)際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥4按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥13選用Q6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進(jìn)時(shí)的流量0.5L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號(hào)序號(hào)元件名稱通過的最大流量q/L/min型號(hào)額定流量q/L/min額定壓力/MPa額定壓

15、降/MPa1油箱160-2濾油器29.6XU80200100160.33雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/265.1/21.9917.54溢流閥5.1YF3-E10B10165壓力表開關(guān)K6B146單向閥23.9AF3-Ea10B63160.27單向閥57.4AF3-Ea10B63160.28液控順序閥22.2XY63B63160.39背壓閥1YF3-E10B101610單向閥23.9AF3-Ea10B63160.211三位五通電液換向閥57.435DY100BY63160.312單向閥57.4AF3-Ea10B63160.213調(diào)速閥1AXQF-E10B61614行程閥50.422C100BH63

16、160.315壓力繼電器PFB8L1416液壓缸-17三位四通電磁換向閥57.435DYF3Y-E10B63160.318順序閥1XF3-E10B63160.319單向閥57.4AF3-Ea10B63160.220順序閥1XF3-E10B63160.321單向閥57.4AF3-Ea10B63160.222壓力繼電器PFB8L1423液壓缸-24液壓缸-*注：此為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為940r/min時(shí)的流量。4.2.2 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實(shí)際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動(dòng)階段的運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計(jì)算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間和流量

17、快進(jìn)工進(jìn)快退表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度符合設(shè)計(jì)要求。根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計(jì)算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號(hào)冷拔鋼管。4.2.3確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612。現(xiàn)取=6，得五、液壓缸設(shè)計(jì)基礎(chǔ)5.1液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長(zhǎng)度取決于負(fù)載運(yùn)行的有

18、效長(zhǎng)度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動(dòng)的極限距離）、導(dǎo)向套長(zhǎng)度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系?；钊麑挾取；钊行谐倘Q于主機(jī)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的最大行程，。導(dǎo)向套滑動(dòng)面長(zhǎng)度C的取值：當(dāng)，。導(dǎo)向長(zhǎng)度，缸筒長(zhǎng)度。5.2主要零件強(qiáng)度校核5.2.1缸筒壁厚=4因?yàn)榉桨甘堑蛪合到y(tǒng)，校核公式,式中： -缸筒壁厚（）-實(shí)驗(yàn)壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力D-缸筒內(nèi)徑 -缸筒材料的許用應(yīng)力。，為材料抗拉強(qiáng)度（MPa）,n為安全系數(shù)，取n=5。對(duì)于P116MPa.材料選45號(hào)調(diào)質(zhì)鋼，對(duì)于低壓系統(tǒng)因此滿足要求。5.2.2缸底厚度1=11對(duì)于平缸底，厚度 有兩種算法1.缸

19、底有孔時(shí)：其中2.缸底無孔時(shí)，用于液壓缸快進(jìn)和快退；其中5.2.3桿徑d ,式中F是桿承受的負(fù)載（N）F=27850N 是桿材料的許用應(yīng)力，=1005.2.4缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1式中 K-擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大負(fù)載（N）； z-螺栓個(gè)數(shù)； -螺栓材料的許用應(yīng)力， ，為螺栓材料的屈服點(diǎn)（MPa），安全系數(shù)n=1.22.5 5.2.5液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算液壓缸承受的負(fù)載F超過某臨界值時(shí)將會(huì)失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核：式中 nc- 穩(wěn)定性安全系數(shù) ，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞動(dòng)，由桿材料知硬鋼，因此 式中 l-安裝長(zhǎng)度（m）； Rc-活塞桿橫截面的最

20、小回轉(zhuǎn)半徑（m）； -材料柔性系數(shù)，取=115； -液壓缸支承末端系數(shù)，取=； E-活塞桿材料的彈性模量，可取E=； J-活塞桿橫截面慣性矩，對(duì)于實(shí)心桿；對(duì)于空心桿，D為桿的外徑，d為桿的內(nèi)徑；-材料強(qiáng)度決定的試驗(yàn)值，=； A-活塞桿橫截面積； -系數(shù)，取=； 因此滿足穩(wěn)定性要求。5.2.6液壓缸緩沖壓力液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時(shí)要計(jì)算緩緩從壓力，當(dāng)值超過缸筒、缸底強(qiáng)度計(jì)算的時(shí)，則以取代。在緩沖時(shí)，緩沖腔的機(jī)械能力為，活塞運(yùn)動(dòng)的機(jī)械能為?；钊跈C(jī)械能守恒中運(yùn)行至終點(diǎn)。 式中： 通過驗(yàn)算，液壓缸強(qiáng)度和穩(wěn)定性足以滿足要求。六、驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能6.1驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估

21、算系統(tǒng)壓力損失。估算時(shí)，首先確定管道內(nèi)液體的流動(dòng)狀態(tài)，然后計(jì)算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進(jìn)、回油管道長(zhǎng)為l=2m，油液的運(yùn)動(dòng)粘度取=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m3。6.1.1判斷流動(dòng)狀態(tài)在快進(jìn)、工進(jìn)和快退三種工況下，進(jìn)、回油管路中所通過的流量以快退時(shí)回油流量q2=70L/min為最大，此時(shí)，油液流動(dòng)的雷諾數(shù)也為最大。因?yàn)樽畲蟮睦字Z數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進(jìn)、回油路中的油液的流動(dòng)狀態(tài)全為層流。6.1.2計(jì)算系統(tǒng)壓力損失將層流流動(dòng)狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)流速同時(shí)代入沿程壓力損失計(jì)算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得可見，沿程壓力損失的大

22、小與流量成正比，這是由層流流動(dòng)所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經(jīng)驗(yàn)計(jì)算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計(jì)算其中的Dpn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出。滑臺(tái)在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計(jì)算如下：(1) 快進(jìn)滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)，液壓缸通過電液換向閥差動(dòng)連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥8、電液換向閥11，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥14進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動(dòng)快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的總的壓力損失(2) 工進(jìn)滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥11

23、、調(diào)速閥13進(jìn)入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥13處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥11、背壓閥7和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥6返回油箱，在背壓閥7處的壓力損失為0.5MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值略小于估計(jì)值。在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.6MPa，可見此值與初算時(shí)參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計(jì)算液壓缸的工作壓力為P1=(F0+p2A2)/A1=(29010+0.610644.710-4)/94.9910-4106=3.21MPa此略低于表7數(shù)值。考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)

24、作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。(3) 快退滑臺(tái)快退時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過單向閥4、電液換向閥11進(jìn)入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥12、電液換向閥11和單向閥10返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值遠(yuǎn)小于估計(jì)值，因此液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調(diào)整液控順序閥6的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。6.2驗(yàn)算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進(jìn)在整個(gè)工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進(jìn)工況來計(jì)算。在工進(jìn)時(shí)，大流量泵

25、經(jīng)液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失：液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率：工進(jìn)時(shí)液壓缸輸出的有效功率：由此可計(jì)算出系統(tǒng)的功率損失為：油箱散熱面積A為取油箱的散熱系數(shù) 這個(gè)溫升小于機(jī)床油液和油箱允許溫升，所以不需要強(qiáng)制散熱。七、 設(shè)計(jì)小結(jié)課程設(shè)計(jì)是機(jī)械設(shè)計(jì)當(dāng)中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計(jì)時(shí)間兩周略顯得倉(cāng)促一些。但是通過本次每天都過得很充實(shí)的課程設(shè)計(jì)，從中得到的收獲還是非常多的。 這次課程設(shè)計(jì)，由于理論知識(shí)的不足，再加上平時(shí)沒有什么設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，一開始的時(shí)候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實(shí)課程設(shè)計(jì)當(dāng)中的每

26、一天都是很累的，其實(shí)正向老師說得一樣，機(jī)械設(shè)計(jì)的課程設(shè)計(jì)沒有那么簡(jiǎn)單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個(gè)數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因?yàn)槟愕拿恳粋€(gè)數(shù)據(jù)都要從機(jī)械設(shè)計(jì)書上或者機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個(gè)地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個(gè)心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。八、主要參考文獻(xiàn)1 雷秀.液壓與氣壓傳動(dòng).第一版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社:2007.122 雷天覺主編.新編液壓工程手冊(cè).第一版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社.19903 謝家瀛主編.組合機(jī)床設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè).第一版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社.19944 楊培元主編.液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè).第一版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社:2003tgKQcWA3PtGZ7R4I30kA1DkaGhn3XtKknBYCUDxqA7FHYi2CHhI92tgKQcWA3PtGshLs50cLmTWN60eo8Wgqv7XAv2OHUm32WGeaUwYDIAWGMeR4I30kA1DkaGhn3XtKknBYCUDxqA7FHYi2CHhI92tgKQcWA3PtG