双面多轴钻床液压课程设计.doc

《双面多轴钻床液压课程设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《双面多轴钻床液压课程设计.doc（35页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、好埠f院毕业设计（论文）卧式液压双面多轴钻床系别：机械与车辆工程系专业（班级）：15级机械制造及其自动化班作者（学号）：赵成龙(51501111031)指导教师：李培完成日期：2016年6月11日蚌埠学院教务处制目 录绪论-3-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 -1.3拟定液压系统原理图 -8 -1.4液压系统工作原理分析 -9 -第二章 液压缸的分析计算 -10 -2.1液压缸工作压力的选定 -10 -2.1.1液压缸内径及活塞杆直径的计算 -11-2.1.2液压缸工作缸内径的计算 -11-2.1.3 确

2、定活塞杆直径 -11-2.1.4 活塞杆稳定性校核 -11-2.2计算液压缸工作阶段的最大流量 -12 -2.2.2 各阶段功率计算 -12 -2.3液压缸的主要尺寸的设计计算 -13 -2.3.1 液压缸主要尺寸的确定 -13 -2.3.2液压缸壁厚和外径的计算 -13 -2.4液压缸基本尺寸的确定 -13-2.4.1缸盖厚度的确定-14 -2.4.2最小导向长度的确定 -15 -2.4.3缸体长度的确定 -15 -2.4.4 液压缸的结构设计 -16 -2.5缸筒与缸盖的连接形式 -16 -2.5.1 活塞-16 -2.5.2 缸筒-17 -2.5.3排气装置-17 -2.5.4缓冲装置

3、-17 -2.6定位缸的计算-18 -2.7夹紧缸的计算-18 -第三章 确定液压泵规格和电动机功率及型号 -19 -3.1确定液压泵的规格 -19 -第四章液压系统的性能验算-21 -4.1压力损失及调定压力的确定-21 -4.2系统的发热与温升 -22 -4.3系统的效率 -23 -总结-25 -参考文献-26 -绪论摘要：组合机床是由通用部件和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。它能完成钻、镗、铣、刮端面、倒角、攻螺纹、等加工和工件的转位、定位、夹紧、输 送等动作。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、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

4、动和进给运动的部件。主要有动力箱、切削头和动力滑 台。卧式双面组合多轴组合钻床的液压系统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， 两个为定位、夹紧缸。该系统中采用标准液压动力滑台(HY40A-1，自动化程度高，定位、夹紧均有液压系统实现，进行工作进给的左右滑台也可同时实现工作循环。关键词：组合机床、高效率、自动化、动力滑台、液压系统ABSTRACT; Is a comb in ati on of mach ine parts from GM and some comp onents for the com

5、posi tion of the high efficie ncy and high degree of automati on for mach ine tools. It completed drilli ng, b oring, milli ng, scrap ing end, Chamfer, Tapp ing, and other parts of the process ing and tran sfer, positi oning, clamp ing, tran sportati on, and other moveme nts. GM comp onents and fun

6、cti onal comp onents can be divided into force, support ing parts, tran smissi on parts, comp onents and accessories control five categories. Dyn amic comb in ati on of machi ne parts for the provisi on of the main moveme nt and the moveme nt of feed comp onen ts. Main driv ing force for me, cutt in

7、g head and power slider.Horiz on tal drilli ng double comb in atio n of multi-axis comb in atio n of the hydraulic system is used to con trol the hydraulic power slider, slidi ng through the driv ing force to achieve Taiwa n's mac hi ne tool comb in ati on of the various acti ons to complete the

8、 process ing of the workpiece. There are four hydraulic system in the hydraulic cyli nders, two of them work for the feed-cyli nder, two for po siti oning, clampi ng cyli nder. The system used in sta ndard hydraulic power slider (HY40A-1), a high degree of automati on, positi oning, clamp ing have h

9、ydraulic systems, to work into the slip around T aiwa n can also realize the work cycle.Key Words： Comb in ati on of mach ine tools, high efficie ncy, automatio n, power slider, the hydraulic system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：F 二 Fw Ff FaFW为工作负载， FW =18000、Fa为运动部件速度变化时的惯性负载Ff导轨

10、摩擦阻力负载，启 动时为静摩擦力，启动 后为动摩擦阻力静摩擦阻力负载对于平导轨可由式得Ff二f（G FRn）G-运动部件重力FRn -垂直导轨的工作负载f -导轨摩擦系数，静摩擦系数为0.2,动摩擦系数为0.1 则静：Ffs =0.2 98000 T9600X动：Ffa =0.1 98000 = 9800、惯性负载Fa-21 -= ma =G'、7g Xm-运动部件的质量（kg） a-运动部件的加速度（m/s2）G-运动部件的重力（N）g-重力加速度（m/s2）' 7 -速度变化量（m/s）V = 5.5m/minG' V g v tU-速度变化所需时间，一 般'

11、; t =0.010.55s,取' t=0.3980005.5=3056、x9.80.3 60工况计算公式夕卜负载F/N缸推力F/N启动Ffs1960021778加速F十皿 卜fd十A.g加1285614284快进Ffd980010889工进Fw+ F fd2780030889反向启动Ffs1960021778加速lG AVFfd+A+g也t1285614284快退Ffd980010889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注：表中取液压缸的机械效率为 0.9.1.1.2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，即速度图工进快退(b)负载图1

12、.2选择液压基本系统1.2.1 ）调速回路这台机床的液压滑台工作进给速度低，传递功率也较小，很适宜选用节流调速方式，由于 钻孔时切削力变化小，而且是正负载，同时为了保证切削过程速度稳定，采用调速阀进口节 流调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路设置背压阀，分析液压缸的V-L曲线可知,滑台由快进转工进时，速度变化较大，选用单向行程调速阀换接速度，以减小压力冲击。122 ）快速运动回路此机床快进时采用液压缸差动连接方式， 使其快速往返运动，即快进、快退速度基本相等。 查找相应的资料1后得知，随着液压技术的发展，电磁换向阀的换向精度和平稳性逐步提高， 加上电磁换向阀控制方式十分方便，其有取代电液

13、换向阀的趋势。采用电磁换向阀的换向回 路，由于液压缸采用了差动连接，电磁换向阀宜采用两位三通阀，实现液压系统的工进以及 快进和快退的功能。* nxj-丄快进、快退时负载较小，速度较高,123 ）压力控制回路考虑到该机床在工作进给时负载较大，速从节省能量，减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油回路或变量泵供油回路。根据上表的 比较，又由于左右滑台在工作时要采用互不干扰回路，所以只能选用双泵供油回路1.3拟定液压系统原理图1.4液压系统工作原理分析(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1

14、0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50mn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

15、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

16、选定按工作负载选定工作压力见表2.1液压缸工<5000500010000100002000020000300003000050000>50000作负载（N液压缸工作压力（MPa0.811.522.53344557表22按设备类型确定工作压力设备类型机床农用机械或 中型工程机 械液压机，重 型机械，起 重运输机械磨床组合机床龙门刨创拉床系统压力(MPa0.822435<1010152032由以上两个表格可选择液压缸的工作压力为 4MPa2.1.1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27800N液压缸的工作压力为4MPaF1A 芥

17、二27800 4 m = 69.5 10仃则 d4A4 69.5 10*3.14m=9.4 10°查课程设计手册指导书取标准值得D -100mm2.1.3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=50mm取标准值d=50mm则液压缸的有效作用面积为：有无活塞杆计算公式面积cm有活塞杆A =丄兀（D2 d2）58.88无活塞杆4 12A2 =:肚D278.542.1.4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50mm, L/D=180/50=3.6<10I 4Fd W（mm）3.14 236.74 30889= 14.4mmF -活塞杆推力

18、（F =30889N-活塞杆材料的须用应力； =：；s/1.5 =236.7MPa6 -材料屈服极限（MPa）n-安全系数,n _1.4由上式计算的结果可知，d <63mm满住稳定性条件。2.2计算液压缸工作阶段的最大流量q 快进AV快进= 78.5 10-4 X 5.5=43.18L/min-4q 工进=AV快进=78.5 X 10 X 0.02=0.16L/min-4q 快退=AV快退=58.88 X 10 X 5.5=32.38L/min2.2.1各阶段的压力计算108896P快进4 =1.39 106Pa78.5 10*308896Pr进厂3.93 106 Pa78.5 10 一

19、P快退=58T190- =1.85106P58.88 汉 102.2.2各阶段功率计算快进：P 二 P快q=1.39 106 4317.5 10-3/60 = 1000.2W工进：P 二 Prq工二 3.93 106 0.16 10-3/60 = 10.5W 快退：P 二 P快q快=1.85 106 32.38 10-3/60 = 998.4W2.3液压缸的主要尺寸的设计计算231液压缸主要尺寸的确定由之前元件参数计算与设计中工作液压缸的内径D=100mm活塞杆直径d=50mn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。

20、承受内压力的圆筒，其内应力分布规律 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：式中：:-缸体壁厚（mP-液压缸的最大工作压力（Pa）d-缸体内径（m匕丨-缸体材料的许用应力（Pa）查参考文献得常见缸体材料的许用应力:铸钢：-1= （1000-1100）105 Pa无缝钢管：1= （1000-1100）105 Pa锻钢：匕 1= （1000-1200）105 Pa铸铁：匕 1=（ 600-700）105 Pa选用铸钢作为缸体材料：6：1.79 10-3mT.79mm3.93 0.1 102 11

21、00 105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：:._D®+0.4p_i561100 100.4 3.93 106 -1 : 1.5m m1100 10 -1.3 3.93 10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。缸体的外径为：D 2 - =100 2 1.79 = 103.58mm2.4液压缸工作行程的

22、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单位/（mm）I2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000n406390110140180220280360450550700900110014001800220028003900m24026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800根据左缸快进和工进行程（50+100）mm，选择

23、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 200mm2.4.1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：t - 0.433 D缸盖无孔时：t - 0.433 D式中：t -缸盖有效厚度（mP-液压缸的最大工作压力（Pa）匕丨-缸体材料的许用压力（Pa ）D2 -缸底内径（mdo -缸底孔的直径（m查参考文献 缸盖的材料选用铸铁，所以:缸盖有孔时:t _ 0.433 0.083.93 106.65

24、0 105缸盖无孔时：取 t = 106.7mmt_ 0.433 0.1t 0.1067mJ _ 3.93O06 汉 0.1彳650汉105 汇(0.1 0.07):0.0195m取 t = 19.5mm2.4.2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应满足以下要求：HD20 2u 160 100H58mm20 2式中：L-液压缸的最大行程D-液压缸的内径2.4.3缸体长度的确定液压缸的

25、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20? 30倍,即在本系统中缸体长度不大于2000? 3000mm现取左缸体长度为 250mm右缸体长度为300mm244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

26、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 参考文献活塞及活塞杆的密封圈使用参数，该系统液压缸中可采用0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

27、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0形圈密封，因该系统为中低压液压系统(P辽32Mpa),所以活塞杆上的密封沟槽不设挡圈,其沟槽尺寸与公差由 GB/T3452.3-98确定, 0形圈代号为：35.5 2.65 G GB/T3452.1-92，具体说明从略。(4活塞材料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HT200? HT300或球墨铸铁，结合实际情况及毛

28、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=(0.6? 1.0)D,缸筒内径为100mm现取B=0.6 X100=60mm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D设 计为40mm精度为H8,查参考文献4可知端面T对内孔D轴线的垂直度公差值按7级精度 选取，活塞外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

29、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1.79mm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Ra为0.3 Jm，且需珩磨，缸筒内径的圆度和圆柱度可选取8级或9级精度，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 GGB/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

30、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HRC3? 44。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H9f9 ；向时液体发出的噪声，故采用圆锥台式缓冲。综上所述配合选择为：活塞与缸体之间有相对运动则采用小间隙配合H 9 活塞杆与活塞连接关系则采用过渡配合竺h7H 7 h8 前盖、后盖与缸体采用过渡配合

31、旦7 ；活塞杆与前端盖孔之间有相对运动则采用小间隙配合2.6定位缸的计算取定位缸负载力200N,移动件重力20N,行程10mm运动时间1s,夹紧缸负载力8000N,行程40mm夹紧时间0.5s考虑到液压缸内的结构与制造方便性，以及插销的结构尺寸等因素，可以取D=32mmd=16mm,有无活塞杆计算公式面积cm2有活塞杆人=-（D2 - d2）46.03无活塞杆A =上 D248.042.7夹紧缸的计算i'4FI 恥 8000“D6 = 71mmV 叩3.14x2X06取标准值 D=75mm d=0.5D=35mm有无活塞杆计算公式面积cm2有活塞杆A, = -（ D2 - d2）434

32、.54无活塞杆A = - D2438.48lil底 丄放Fl 3 70-迭兰 J滞来罔 営导舔Fe藝幄F话塞杆9、m 斗0形密封圈 山豔祥塗闽山导能口俎盖疋撕髓怖励尘關 I"瞬封圈話H头1?W Jtn厲封囿幼話塞厉导郸 M丢杆和幢肺厮慑期（单活塞杆液压缸结构图）第三章确定液压泵规格和电动机功率及型号3.1确定液压泵的规格a）定位液压缸最大流量Q、= AV：D24L 3.14 0.032210 10=Xt41=0.4825L/min夹紧缸最大流量q 竺37f竺空4 t40.5= 19.2L/min两个液压泵同时向系统供油时，若回路中的泄漏按10%+算，则两个泵的总流量应为 qp =1.

33、1 25.14L/min =27.654L/minb）计算液压泵的最高工作压力FB=P+X PFB=F1/A1+1=27800/0.00785X10（6）+1=4.6MPaFB液压泵最大工作压力P液压缸最大有效工作压力刀 p压力损失(取刀 p=iMPa取 1.25PB=5.75MPa3.2确定液压泵及电动机型号3.2.1确定液压泵型号根据Pb、qp值查有关手册，选用YB-40型号叶片泵，该泵基本参数有：排量：4O|(ml/r),额定压力P=6.3MPa电机转速960r/min，额定效率n c=90，总效率n =0.753.2.选用电动机型号查电动机产品目录，拟选用电动机的型号为 丫132-40

34、,功率为3KW同步转速为1000r/min.6级，满载转速960r/min.3.3选用阀类元件及辅助元件根据系统工作压力及通过阀类元件及辅助件的流量，可选出这些元件的型号及规格，如F表所示。序号名称流量型号及规格数量2双联叶片泵40L/mi nYB1-40/6.313溢流阀>37.68L/minDBD-1314,19背压阀<0.5EFZ10-2525减压阀>14.4EJX63-10116三位四通电磁换向阀0.4825E34DH-10117单向顺序阀19.2AF3-Ea10B18,17压力继电器EYX63-6111,23三位四通电磁换向阀18.84E34DH-25212,22调

35、速阀<1EQL-3213,21二位四通电磁换向阀25.14L/mi nE23dw-25218溢流阀>114.4DBD-61(1) 油管 油管内径一般参照所接元件接口尺寸确定，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勺紫铜管。(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_3 兀2_

36、6V=qp/A=40 10 / 181060m/s =2.62m/sp4(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20 C时，42V =1.0 10 m2/s所以有：Re=vd/r= 2.62 18 10-3/1.0 10-4 = 471.6 ： 2320，管中为层流，则阻力损失系数一75、Re =75/471.6 =0.16，若取进、回油管长度均为 2m，油液的密度为 890kg/m3，则其进油路上的沿程压力损失为：v2 7162218 10890222.62 Pa= 0.054MPa-35 -(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

37、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 qn和pn,则当通过的额定流量为q时的阀压 力损失=pn为因为GE系列10mm通经的阀的额定流量为 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A140 37.6850.24=30L/ min快进时回油路油管中的流速为3Jt26V =30 10/60182 10(m/s4由此可计算Re 二Vd/. =1.966 18 10；/1.0 10* =353.9=75/

38、 Re = 0.212.回油路上沿程压力损失为I P 229002pv =0.212-31.966 Pa =0.041Mpa九 d 218S02(2) 总的压力损失p-. p1 A2 P2 =0.054 0.0054 3768(0.041 0.004) =0.093A1一50.24(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Pp = F、：P =(3.53 0.093)Mpa =3.623MpaA1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

39、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800038.48 10-4Pa卩背=2.1Mpa背压阀的调定压力以定位缸的负载为根据即pa 二 0.25Mpa200-48.04 104取 p背=0.3Mpa4.2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Pp=Ppqp/ p =3.53 106 1.002 10/60 0.8W - 73.625W快退时电动机的输入功率为Pp=Pp1qp1/ P =90.7/0.8 60 =113.375W快进时电动机输入功率为夹紧时电动机输入功率为Pp = Pp2qp2 / p =113.5Wpp =798.875W

40、(2) 计算各阶段有效功率：山=p pP快进：p =0.2167 106 40 10'/60W = 144.47Wp=3.53 106 40 10/6CW -2353Wp =0.289 106 40 10/60 -192.7W p=2.19 106 40 10J3/60W =1460W工进:快退:夹紧:(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：A=0.0653 V2 =0.065 2802 =2.782m2H假设通风良好，取h=15 10km/（m2c），油液的温升为-t =一hA在单位时间内液压系

41、统的发热量 H二p（1 一 ）, p为液压系统输入功率（kw）,为液压系统总效率。H =0.154 (1 -0.1097) =0.45797KW液压的温升为:二。響97小.97 c15 102.782室温为20 c，热平衡温度为30.97 c. 65 c，没有超出允许范围。4.3系统的效率（1）工进阶段的回路效率pqP P1 q P1Pp2qP2为小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力P1加上进油路上的压力损失卩1及压力继电器比缸工作腔最高压力所答的压力值卩2PP1 =3.93 汉 106 +0.054 汉 106 +0.5 汉 106 = 4.084MPa大流量泵的工作压力就是此泵通

42、过温流阀所产生的损失4 83pP2 =（）2 0.3 = 0.070MPa10（取溢流阀型号为Y-10B,额定压力6.3MPa,额定压降0.3MPa）PGP PiqPlPP2 qP23.93 灯06 "1.002 "0/60)4.084 1065-44 10 0.07 10634-56 10'0.0590.41= 0.1446060（2）行元件的效率c （本例中液压缸的效率）机械效率为cm,取cm =0.95额定效率cv，活塞密封为弹性体材质。cv=1压缸总效率c二cm cv =0.95可计算出该液压系统的效率：二p c c = 0.8 0.144 0.95 = 0

43、.109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。经过近一周的努力，终于有了成果，完成了此次课程设计，再一次系统性的学习了有关液压 方面的知识，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的基本模式和相关流程。在 这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资 料。在这些日子里，我们都夜以继日的演算相关数据，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的辛酸与喜悦。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的知识，

44、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。从设计过程中，我复习了以前学过的知识，AUTOCA的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。设计是一个系统性的工程，越做到后面，越发现自己知识的局限性，在今后的学习中，还得加紧学习。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华中工学【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院出版社，1987.12【6】上海煤矿机械研究所液压传动设计