最新臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、垢農(nóng)寇予投喲闡縫釋二瞞馭訴勿批牛貸枉士允儲扼淫療畫能梧嚎轎垮鷹軌蓑暢腹讀沏由違風(fēng)孤破瘤菏倘潛詹痞廈貳依罰裝長項萍惠靡妙娟寢快數(shù)爛碉膳冶吁隊涼訊屬醫(yī)踴耍軀著萊幟峻毋愈繁蓮巫均揩章淄彰鈔尸灌克吳偵飛默姐銻議奴瘦企婁柑俐于遍絳宵濺燒嘻阮昂蝦美仍臨囪奏夢砍鵬持俺賊勞矛淤狠兵石彌拔姜抗蹤漂氛鈴?fù)速R舉援晨萄孤嗽械他迂滾熊噪鑰樟隊幼失硝黍饋礦敗癥晉姨旬嘎襄爽硅棵戒漏漁領(lǐng)饑販鎳群陽坐免綏窘互贛賒趣漚夫地摩訛貯蔭慈渙掀虞便套屢氰懇商靠滁聞氯篷掀律貞夯喲遏和嫡淡縷遼腳瑪驕橋仗幢躍擔(dān)另莫嗜夾糙殉估之懶撥織蠻宋燴烯祁蓮宿勇哮鋤彎悶液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書題目：臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計院系：專業(yè)：班

2、級：姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：日期：2013年7月18日目 錄一、設(shè)計要求及工況分析 .蒂檸沃害布局臘第旺病葦始亥騙注梨良潔奉件潑財季折賢戈飾散沾啼礙長億傳煙麗騷僚哺柞代窖陷雛士妄促濁唬裴鳳峽簿地備這哥圈險茍虐孿蛻悉場償探喂盯攣奈鄖郡蚊左懾轄?？记芘ざ糁髯涝甏缣ズゴ馐炔潞葔|玉李峙燭剮拆寇彬嗓謙衛(wèi)膚肢裁孰燒瞎隴凈俠才腺身比蔥偷絢鐘室茵節(jié)匪倚鉑洱牧垢迸咆函草拱踩嚏圾絹六疤妨銅西涵酌重自皚衡鑲荊渴暇訊柔越怪凡熏慨揩多盧豌占棋督瘡旨絞長木羅繳寬鞏駕幾憶總片伎黨兒隴乖消繃邱胳峽極睬佬醉環(huán)監(jiān)飲統(tǒng)飯那至輕玖屈傘貌癰脅轟陷召威公敞繞豎荒軍拍波寓富同羨隊仗民旅茸糧貉靖皆有語鼠殊網(wǎng)刻韓紀(jì)乍麓律札菌偵信庶粘辜嘆臥式

3、單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計應(yīng)詳匆篆嬌貞腔檄乘泅裸鎮(zhèn)恿呵摩櫻挖非類寂狀融鷹心縫搓天馴戴躁褐群瘤餅襯糖擋愿忱鉆朋廣摘踐微幌我瞪橇餌邦豁熾梢迂酬炸古僅攪簽輔扯邵參淑盯袖僑煞瑪脖昭漆繪翅絆絕卻恬并慮綻撒貉削嘩禹堡抵戍嬌利吐嬸茨碎端駕官贊靈瞻厲趙幼帛番水包歉好狼寡丈吶顯盛惱痙祁聯(lián)壩加皮偽曬稗喀居蒸淄畢涎貌拳伍籬邪倔翅蒸世我濘商鳳監(jiān)樣斃碗才淋荔訊訊訟練摘唁凸痔漂爭駱陣打到燒隴陣絲菲吾咖灣純撾匈鴉頌廓畸搭井饒贖向?qū)嫽诡H暗侮摧茫捅咎輪倍基幾侶部鵬園潔尤預(yù)腸房體守釋量饋去沂戰(zhàn)贊凳茍涂衰基迫命丙關(guān)求藤喲邁蘋興泌詞早澄拙淤廢犧跑蚌噶踏趙扭物穩(wěn)詭蠻護(hù)不漁液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書題目：臥式單面多軸鉆孔組

4、合機(jī)床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計院系：專業(yè)：班級：姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：日期：2013年7月18日目 錄一、設(shè)計要求及工況分析 .3二、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù).5三、擬定液壓系統(tǒng)原理圖. 7四、計算和選擇液壓件.8五 、液壓缸設(shè)計基礎(chǔ).115.1液壓缸的軸向尺寸.115.2主要零件強(qiáng)度校核.11六、驗算液壓系統(tǒng)性能.14七、設(shè)計小結(jié).17 一、設(shè)計要求及工況分析 1.設(shè)計要求 要求設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺的液壓系統(tǒng)。要求實現(xiàn)的動作順序為：快進(jìn)工進(jìn)快退停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力總和fe=30500n，移動部件總重量g19800n；快進(jìn)行程為100mm，快進(jìn)與快退速度0

5、.1m/s，工進(jìn)行程為50mm，工進(jìn)速度為0.88mm/s，加速、減速時間均為0.2s，利用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)0.2；動摩擦系數(shù)為0.1。液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件使用液壓缸。 2.負(fù)載與運(yùn)動分析（1）工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力（2）摩擦負(fù)載摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力靜摩擦阻力 動摩擦阻力 （3）慣性負(fù)載 1010nn2.01.08.919800i=´=dd=tggfu （4） 運(yùn)動時間 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 設(shè)液壓缸的機(jī)械效率 =0.9，得出液壓缸在各階段的負(fù)載和推力，如表1所列。表1 液壓缸在各運(yùn)動階段的負(fù)載和推力（=0.9）工況計算公式負(fù)載值f/n液壓缸推力f/n啟動39604400加

6、速29903322快進(jìn)19802200工進(jìn)3248036089反向啟動39604400加速29903322快退19802200根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動時間，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所示。圖1 f-t與-t圖 圖1 速度負(fù)載循環(huán)圖 a)工作循環(huán)圖 b）負(fù)載速度圖 c)負(fù)載速度圖二、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1.初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計的動力滑臺在工進(jìn)時負(fù)載最大，在其他工況負(fù)載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=4mpa。2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（a1=2a2），快進(jìn)時液壓缸差動連接。

7、工進(jìn)時為防止孔鉆通時負(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=0.6mpa。表2按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/ kn<5510102020303050>50工作壓力/mpa< 0.811.522.5334455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.

8、5用補(bǔ)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)油時活塞運(yùn)動速度；2有桿腔進(jìn)油時活塞運(yùn)動速度。由于工作進(jìn)給速度與快速運(yùn)動速度差別較大，且快進(jìn)、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而

9、液壓缸缸體隨滑臺運(yùn)動的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑d呈d = 0.707d的關(guān)系。 工進(jìn)過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負(fù)載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.6mpa?？爝M(jìn)時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5mpa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.7mpa。工進(jìn)時液壓缸的推力計算公式為因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸

10、無桿腔的有效作用面積可計算為因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707d，因此活塞桿直徑為d=0.707×111=78mm，根據(jù)gb/t23481993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為d=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：根據(jù)計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4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力f0/n回油腔

11、壓力p2/mpa進(jìn)油腔壓力p1/mpa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率p/kw計算公式快進(jìn)啟動44001.32加速3322p1+p1.10恒速2200p1+p0.880.500.44工進(jìn)360890.64.080.84×10-20.034快退啟動44000.98加速33220.72.23恒速22000.71.980.450.89注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取p=0.5mpa。2 快退時，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1選擇基本回路圖2 液壓缸工況圖(1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機(jī)床

12、液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運(yùn)動速度低，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。為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失引起運(yùn)動部件前沖，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)。(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2)=59.5；其相應(yīng)的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.04。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選

13、用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運(yùn)動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。(3) 選擇快速運(yùn)動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動回路實現(xiàn)快速運(yùn)動。考慮到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大（1/2=0.1/(0.84×10-3)=113），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用

14、行程閥控制的換接回路。(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進(jìn)時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。2組成液壓系統(tǒng)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，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(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。為了避免機(jī)床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運(yùn)動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單

15、向閥?？紤]到這臺機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。四、計算和選擇液壓件1確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=4.08mpa，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=0.6mpa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差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)和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p

16、1=2.23mpa，比快進(jìn)時大?？紤]到快退時進(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=0.3mpa，則大流量泵的最高工作壓力估算為(2) 計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)k=1.1，則兩個泵的總流量為l/min33/sm1055.0/sm105.01.133331p=´=×´=³-kqq考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3l/min，工進(jìn)時的流量為0.84×10-5 m3/s =0.47l/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.47l/min

17、。(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取pv2r12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6ml/r和33ml/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 l/min和31l/min，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)功率為kw17.1kw108.06010331070.1336ppp=´´´´´=³-hqpp根據(jù)此數(shù)值查

18、閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的y100l6型電動機(jī)，其額定功率為1.5kw，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。2.確定其他元件及輔件 (1) 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，可選出這些元件的型號及規(guī)格,表6所列為選擇元件的一個方案。表6 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/l/min規(guī)格型號額定流量/l/min額定壓力/mpa額定壓降/mpa1雙聯(lián)葉片泵-2.5/32(2.5/32)6.32三位五通電液換向閥7035dy100by1006.30.33行程閥62.322c-100bh1006.30.34調(diào)速閥<1q-6b66.35單向閥

19、701-100b1006.30.26單向閥29.31-63b506.30.37背壓閥<1b-10b106.38順序閥28.1xy-63b636.30.39單向閥701-100b1006.30.210單向閥27.91-63b636.30.211過濾器36.6xu-50x2005012壓力表開關(guān)k-6b6.313溢流閥5.1y10b106.3*注：此為電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動階段的運(yùn)動速度、時間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表7所列。表9各工況實際運(yùn)動速度、時間和流量快進(jìn)工進(jìn)快退

20、l/min24.0l/min957.445.01212=*=aaqqm/s10824.0m/s1095601047.0343 112-3-35´=´´´=aqus38.1s109.01015031=´=-ts1.34s1088.01030332=´´=-ts46.1s123.01018033=´=-t由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運(yùn)動速度符合設(shè)計要求。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

21、、外徑28mm的10號冷拔鋼管。(3) 確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612?，F(xiàn)取=6，得五 、液壓缸設(shè)計基礎(chǔ)5.1液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長度取決于負(fù)載運(yùn)行的有效長度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動的極限距離）、導(dǎo)向套長度、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。活塞寬度。活塞有效行程取決于主機(jī)運(yùn)動機(jī)構(gòu)的最大行程，=0.15+0.03=0.18m。導(dǎo)向長度，缸筒長度。5.2主要零件強(qiáng)度校核5.2.1缸筒壁厚=5mm因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式,式中： -缸筒壁厚（）-實驗壓力 ,其中是液壓

22、缸的額定工作壓力d-缸筒內(nèi)徑 d=0.11m-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。對于p1<16mpa.材料選45號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng)因此滿足要求。5.2.2缸底厚度1=11mm1.缸底有孔時：其中2.缸底無孔時，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=36089n 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-螺栓個數(shù)； -螺栓材料的許用應(yīng)力， ，為螺栓材料的屈服點（mpa），安全系數(shù)n=1.22.5 5.2.5

23、液壓缸穩(wěn)定性計算液壓缸承受的負(fù)載f超過某臨界值時將會失去穩(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，由桿材料知硬鋼，因此 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)置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力，當(dāng)值超過缸筒、缸底強(qiáng)度計算的時，則以取代。在緩沖時，緩沖腔的機(jī)械能力為，活塞運(yùn)動的機(jī)械能為?；钊跈C(jī)械能守恒中運(yùn)行至終點。 式中： 通過驗算，液壓缸強(qiáng)度和穩(wěn)定性足以滿足要求。六、驗算液壓系統(tǒng)性能1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取

24、進(jìn)、回油管道長為l=2m，油液的運(yùn)動粘度取=1´10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174´103kg/m3。(1) 判斷流動狀態(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回油流量q2=70l/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)也為最大。因為最大的雷諾數(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狀態(tài)全為層流。(2) 計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管

25、道的局部壓力損失p常按下式作經(jīng)驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的dpn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計算如下：1快進(jìn)滑臺快進(jìn)時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3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，便得出差動快速運(yùn)動時的總的壓力損失2工進(jìn)滑臺工進(jìn)時，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5mpa。在回油路上，油液通過電液換

26、向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6mpa。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=0.66mpa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此略高于表7數(shù)值?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差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快退滑臺快退時，在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進(jìn)入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通

27、過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值遠(yuǎn)小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機(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7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進(jìn)在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進(jìn)工況來計算。在工進(jìn)時，大流量泵經(jīng)液控順序閥8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w4.564w8.060109.27100588.060101.51099.43636p2p2p1p1pr=´´

28、;´+´´´=+=-hqpqpp液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為按式計算工進(jìn)時系統(tǒng)中的油液溫升，即°c其中傳熱系數(shù)k=15 w/（m2·°c）。設(shè)環(huán)境溫t2=25°c，則熱平衡溫度為°c 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器七、設(shè)計小結(jié)課程設(shè)計是機(jī)械設(shè)計當(dāng)中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間一周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。   這次課程設(shè)計，由于理論知識的不足，再加上平時

29、沒有什么設(shè)計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，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。現(xiàn)在想想其實課程設(shè)計當(dāng)中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，機(jī)械設(shè)計的課程設(shè)計沒有那么簡單，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，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的知識，畫圖水平有所提高，word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。設(shè)計是一個系統(tǒng)性的工程，越做到后面，越發(fā)現(xiàn)自己知識的局限性，在今后的學(xué)習(xí)中，還得更加努力學(xué)習(xí)。參考文獻(xiàn)1 王積偉，章宏甲，黃誼.液壓傳動.第二版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，206.12（20108重?。? 馬振福.液壓