毕业设计：半自动液压专用铣床液压系统设计(终稿)-精品

1、本次毕业设计的是半自动液压专用铳床的液压设计，专用铳床是根据工件加工需要，以液压传动为基础，配以少量专用部件组成的一种机床。在生产中液压专用铳床有着较大实用性，可以以液压传动的大小产生不同性质的铳床。此次设计主要是将自己所学的知识结合辅助材料运用到设计中，巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般步骤和方法，正确合理的确定执行机构，选用标准液压元件，能熟练的运用液压基本回路，组成满足基本性能要求的液压系统。在设计过程中最主要的是图纸的绘制，这不仅可以清楚的将所设计的内容完整的显示出来，还能看出所学知识是否已完全掌握了。整个设计过程主要分成六个部分：参数的选择、方案的制定、图卡的编制、专用铳

2、床的设计、液压系统的设计以及最后有关的验算。主体部分基本在图的编制和液压系统的设计两部分中完成的。关键词专用铳床，液压传动，回路，夹具AbstractThegraduationdesignissemi-automatichydraulicspecialmillingmachine,hydraulicdesignspecialmillingmachineisbasedonneedsofwork,basedonhydraulictransmission,matchwithafewspecialpartsofamachinetool.Duringproductionhasgreatpractical

3、hydraulicspecialmillingmachine,canwithhydraulicdrivesizeproducesdifferentnatureofthemillingmachine.Thisdesignismainlywithmyownknowledgewillbeappliedtodesignofauxiliarymaterials,strengtheninganddeepeningpriorknowledgeofhydraulicsystemdesigncalculation,thegeneralprocedureandmethodtodeterminethecorrect

4、methodofactuator,choosestandardhydrauliccomponents,canskilledusinghydraulicbasiccircuit,compositionsatisfybasicperformancerequirementsofthehydraulicsystem.Inthedesignprocessofthemainisdrawing,whichnotonlycanclearlydrawndesignedbythecompletenessofthecontentswillshowout,stillcanseewhethertheknowledgea

5、lreadycompletemastery.Thewholedesignprocessmainlydividedintosixparts:parameterselection,planformulation,thefigurecardplanning,specialmillingmachinedesign,hydraulicsystemdesignandfinalrelevantcalculating.ThemepartincludesgraphpreparationandhydraulicsystemdesignKeyWordsSpecialmillingmachine,hydraulict

6、ransmission,loop,fixture中文摘要IAbstractII1引言-2-1.1 设计目的及要求-2-1.2 设计的内容及步骤-2-1.3 设计任务-3-2 .负载与工况分析-5-2.1 分析工况及设计要求-5-2.2 工作负载-5-2.3 摩擦负载-5-2.4 惯性负载-6-2.5 运动时间-6-3 .确定液压系统的主要参数-8-3.1 初选液压缸工作压力-8-3.2 计算液压缸的主要尺寸-8-4 .拟定液压系统原理图-11-4.1 选择基本回路-11-4.1.1 选择调速回路-11-4.1.2 选择油源方式-11-4.1.3 选择快速运动和换向回路-11-4.1.4 选择速

7、度换向回路-12-4.1.5 选择调压和卸荷回路-12-4.2 组成液压系统-12-5计算和选择液压件-14-5.1 确定液压泵的规格和电动机功率-14-5.1.1 计算液压泵的最大工作压力-14-5.1.2 计算液压泵的流量-14-5.1.3 确定液压泵的规格及电动机功率-14-5.2 确定其他元件及辅件-15-5.2.1 确定阀类元件及辅件-15-5.2.2 确定油管-15-6.验算液压系统性能-18-6.1 验算系统压力损失-18-6.2 验算系统发热与温升-20-结论-22-致谢-23-参考文献-24-1.1 设计目的及要求设计的目的随着制造业的发展，数控机床的应用越来越广泛，相关数控

8、机床控制技术方面文章本也很多，但对传统控制的了解论述不是很多。在该设计过程中，学生可以通过掌握的数控机床机械本体、液压等知识设计专用铳床液压系统，为学生走向“机电液类”的工作岗位做好铺垫。1 .掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；2 .正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组成满足基本性能要求的液压系统；3 .熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。设计的要求1 .

9、设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。如果可以用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性。并非是越先进越好。同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；2 .独立完成设计。设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。不能抄袭；3 .在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考。不能直接向老师索取答案。4 .液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。1.2设计的内容及步骤（一）设计内容1 .液压系统的工况分析，绘制负载

10、和速度循环图；2 .进行方案设计和拟定液压系统原理图；3 .计算和选择液压元件；4 .验算液压系统性能；5 .绘制正式工作图，编制设计计算说明书。（二）设计步骤以一般常规设计为例，课程设计可分为以下几个阶段进行。1 .明确设计要求阅读和研究设计任务书，明确设计任务与要求；分析设计题目，了解原始数据和工作条件。参阅与本课题相关内容，明确并拟订设计过程和进度计划。2 .进行工况分析做速度-位移曲线，以便找出最大速度点；做负载-位移曲线，以便找出最大负载点。确定液压缸尺寸确定液压缸尺寸前应参照教材选择液压缸的类型，根据设备的速度要求确定d/D的比值、选取液压缸的工作压力，然后计算活塞的有效面积，经计

11、算确定的液压缸和活塞杆直径必须按照直径标准系列进行圆整。计算时应注意考虑液压缸的背压力，背压力可参考下表选取。系统类型压力（MPa回路上有节流阀的调速系统0.20.5回路上有背压阀或调速阀的进给系统0.51.5米用辅助泵补油的闭式回路（拉床、龙门刨等）11.5绘制液压缸工况图液压缸工况图包括压力循环图（p-s）、流量循环图（q-s）和功率循环图（P-s）,绘制目的是为了方便地找出最大压力点、最大流量点和最大功率点。3 .进行方案设计和拟定液压系统原理图方案设计包括供油方式、调速回路、速度转接控制方式、系统安全可靠性（平衡、锁紧）及节约能量等性能的方案比较，根据工况分析选择出合理的基本回路，并将

12、这些回路组合成液压系统，初步拟定液压系统原理图。选择液压基本回路，最主要的就是确定调速回路。应考虑回路的调速范围、低速稳定性、效率等问题，同时尽量做到结构简单、成本低。4 .计算和选择液压组件计算液压泵的工作压力计算液压泵的流量选择液压泵的规格计算功率，选择原动机选择控制阀选择液压辅助元件5 .验算液压系统性能验算液压系统的效率验算液压系统的温升6 .设计总结与答辩完成答辩前的准备工作。参加答辩。1.3设计任务设计一台用成型铳刀在加工件上加工出成型面的液压专用铳床，工作循环：手工上料自动夹紧一一工作台快进一一铳削进给一一工作台快退一一夹具松开一一手工卸料。设计参数设计参数见下表。其中：工作台液

13、压缸负载力（KN：Fl=28夹紧液压缸负载力（KN：Fc=4.8工作台液压缸移动件重力（KN：G=1.5夹紧液压缸负移动件重力（N）:G=55工作台快进、快退速度（m/min）:Vi=V?=5.6夹紧液压缸行程（mrm:Lc=10工作台工进速度（mm/mir）:W=45夹紧液压缸运动时间（S）:tc=1工作台液压缸快进行程（mrm:Li=250工作台液压缸工进行程（mrm:L2=70导轨面静摩擦系数：/=0.2导轨面动摩擦系数：伸=0.1工作台启动时间（S）：&=0.52.负载与工况分析2.1 分析工况及设计要求机床工况由题可知为：工作台进给液压缸快进导工进定位液压缸定位>夹紧液

14、压缸来木松i4开按设计要求，希望系统结构简单，工作可靠，估计到系统的功率不会很大，且连续工作，所以决定采用单个定量泵，非卸荷式供油系统；考虑到铳削时可能有负的负载力产生,故采用回油节流调速的方法；为提高夹紧力的稳定性与可靠性，夹紧系统采用单向阀与蓄能器的保压回路，并且不用减压阀，使夹紧油源压力与系统的调整压力一致，以减少液压元件数量，简化系统结构；定位液压缸和夹紧液压缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发讯启动工作，以简化电气发讯与控制系统，提高系统可靠性。2.2 工作负载(1)定位液压缸已知负载力R=200N(惯性力与摩擦力可以忽略不计)(2)加紧液压缸已知负载力R=400

15、0N(惯性力与摩擦力可以忽略不计)(3)工作液压缸工作负载即为切削力Fl=28000N2.3 摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力屋7G=0.21500=300N动摩擦阻力FfddG =0.1 1500 =150N2.4 惯性负载FiG ：v1500 0.1 -N =76.53N 运动时间快进ti_L1V1250 10与 s = 0.0446s5.3工进L2V270 10s -93.33s0.75 10快退t3j=（250 70） 10:3.44s0.093设液压缸的机械效率“阿=0.9,得出液压缸在各个阶段的负载忽然推力如表1所示表1液压缸各阶段的负载和推力工况

16、负载组成液压缸负载F/N液压缸推力=F/t1cm/N启动F=Ffs300337力口速F=Ffd+Fi226.5254快进F=Ffd150169工进F=Ffd+Fl2815031629反向启动F=Ffs300337力口速F=Ffd+Fi226.5254快退F=Ffd150169根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘出负载循环图F-t和速度循环图如图1所示。3.确定液压系统的主要参数3.1 初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3,粗选液压缸白工作压力p1=4MPa。3.2 计算液压缸的主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸

17、可选用单活塞杆式差动液压缸(A1=2A2),快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象,液压缸的回油腔应有背压，参考表4选背压力为p2=0.6MPao表2按负载选择工作压力/KN<5510102020303050>50工作压力/MPa<0.811.522.533445>=5表3各种机械常用的系统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/MPa0.82352881010182032表4执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带

18、调速阀的系统0.40.6回油路设置由背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表5按工作压力选取d/D工作压力/MPa<=5.05.07.0>=7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求确定d/DV1/v31.461.612d/D0.550.620.71注：v1无杆腔进油时活塞运动速度V2有杆腔进油时活塞运动速度由式PiAi-p2A2=3得cmAi)F cm(Pl 二)314480.60.9 (4 -) 106242=94 10 m则活塞直径D=.4

19、A=,49410m-0.109m-109mm参考表5表6,得d=0.71,D=77mnffl整后取标准数值得D=110mm.d=80mm.22由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A二十0.11巾2=95父10玉244A2 =二(D2 d2)4二。仟一0.82)m24= 44.7 10“m2因为活塞杆总行程为320mm而活塞才f直径为110mml/d=320/110=2.9<10,不稳定性校核需进行根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况F0/N回油腔压力p2/MPa进

20、油腔压力p1/MPa输入流里33qX10-/10/s输入功率P/KW计算公式快进启动337一0.43一F°+A2App1一nq=(A-A2)vp=p1q加速254P1+即0.77一恒速169P1+如0.660.50.33工进316290.63.960.84X*0.033F0*p2A2VA1q=AV2p=Rq快进启动337一0.49一一422p1=A2加速2540.51.43一一q=A2v3p=Rq恒1690.51.310.450.59注：1.Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Ap=0.5MPa;2.快退时液压缸有杆腔进油，压力为p1,无杆腔回油，压力为p2。0.

21、50.84.拟定液压系统原理图4.1 选择基本回路4.1.1 选择调速回路由图2可知这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开路循环系统。4.1.2 选择油源方式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油源。最大流量与最小流量之比2、qmin/qmax=0.5/(0.840",其相应的时间之比十t3t2=(1十1率田加这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高

22、压小流量工作，从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵，如图3a所示。2.3.3 选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快进快退时回路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图3b所示2.3.4 选择速度换向回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（v"

23、v2=0.1/（0.88父10壬%114）,为减少速度换向时的液压冲击，选用行程阀控制的换向回路，如图3c所示。2.3.5 选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀确定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。4.2组成液压系统，二,1将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图4所示，在图4中，为了解决滑台工进时进回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀

24、6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添设了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。5计算和选择液压件5.1 确定液压泵的规格和电动机功率5.1.1 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进是都向液压泵供油，由表7可知，液压泵在工进时工作压力最大，最大工作压力p1=3.96MPa,如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的中压力损失2AP=0.6MPa考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Ape=

25、0-5MPa,则小流量泵pp1-Pi%甲pe=(3.960.60.5)MPa=5.06MPa的最高工作压力估算为大流量泵只在快进和快退是想液压缸供油，由表7可见，快进时液压缸的工作压力为p1=1.43MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小。现去进油路上的总压力损失为2AP=0.3MPa则大流量泵的最高工作压力估算为Pp2一pi一二.p=(1.430.3)MPa=1.73MPa5.1.2 计算液压泵的流量_33.由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.5X10m/s,若取回路泄露系数K=1.1,则两个泵的总流量为qp之陶n”叱炉力生0.55103m3/s

26、=33_/mi空虑53到溢流阀的最小稳定流量为3L/min,工进时的流量为0.8410m/s=0.5L/min,则小流量泵的流量最少应为3.5L/min。5.1.3 确定液压泵的规格及电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵，具小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r,当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6L/min和31L/min,若取液压泵容积效率“v=0.9,则液压泵的实际输出流量为qp=qp1%吟(6X940X0.9/1000+33X940x0.9/1000)L/min=

27、(5.1+27.9)L/min=33L/min08由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总功率p-0.8,这时液压泵的驱动P _ ppqp电动机功率为 p6工1.73 1033 1060 0.8 103KW =1.19KW根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L-6型电动机，具额定功率为1.5KW；额定转速为940r/min。5.2 确定其他元件及辅件5.2.1 确定阀类元件及辅件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8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q-6B型，其最小稳定流量为0.03L/min

28、，小于本系统工进时的流量0.5L/min。表8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Apn/MPa1双联叶片泵-PV2R12-6/335.1/27.9116-2三位五通电液换向阀7035DY-100BY1006.30.33行程阀62.322C-100BH1006.30.34调速阀<1Q-6B66.3-5单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY-63B636.30.38背压阀<1B10B106.3-9溢流阀5.1Y10B106.3-10单向

29、阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU-80X200806.30.0212压力表开关-k-6B-13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器-PF-D8L-°注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量5.2.2 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以9所列及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表表9各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退A(qp1+qp2)q1_A+495父(5.1+27.9)=L/min95-44.7=62.3L/minq1=0.5L/minq1=qp1+qp2

30、=(5.1+27.9)L/min=33L/minA2q2=q1A44.7=62.3xL/min95=29.3L/minA2q2=q1A44.7=0.5mL/min95=0.24L/minA2q2=q1AA95=33Ml/min44.7=70L/minqp1+qp2v1一A1-A2(5.1+27.9):103一4m/s60M(95-44.7)父10=0.109m/sqV3=一A20.5父10工-m/s60M95父10=0.8810J3m/sv-9a33父10,m/s60x44.7x10=0.123m/s100父103t1s0.109=0.92s50M10工t2_3s0.88父10=56.8s15

31、0X10t2-s0.123=1.22s表10允许流量推荐值管道推荐流速吸油管道0.51.5,一取1一下压油管道36,压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取v=4m/s,由式d=心计算得与液压二v缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为d=Jq=J462.310父10二mm=18.2mm，二v，603.144d =4 70 10“ 1H60 3.14 4mm=19.2mm为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm外径28mm勺10号冷拔钢管。(2)确定油箱油箱的容量按V=aqpn估算，

32、其中a为经验系数,低压系统a=24;中压系统a=57;高压系统a=612。现取a=6,得V=otqpn=6M（5.6+31）L=220L6.验算液压系统性能6.1 验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首选确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进回油管长l=2m,油液的运动粘度取v=lxl0"m2/s,油液的密度取P=0.9174M103kg/m3(1)判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数r=«=&=4父70

33、父10且,_743也,为v二dv60二2010一1410一最大，因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000),故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数九=75=75型和油液在管道内流速v=&2同时带Re4q二d22入沿程压力损失计算公式Ap1=7uLLp并将已知数据带入后，得d24 75 ?vl2 二 d44 75 0.9174 103 1 10' 22 3.14 (20 104)4q =0.5478 108q可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损

34、失“比常按下式作经验计算-p=0.1p1各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算Apv=Apn()2,其中的pn由产品样qn本查出。qn和q数值由表8和表9歹I出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：6.1.1 快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2,然后与液压缸有杆腔的回油回合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为8862.310"£'、.Ri=0.547810q=0.54781010MPa=0.05688MPa60'、.：pi-0.1.：pn=0.10.05688MPa=0

35、.005688MPa27.9233262.32.：pvi=0.2()0.3()0.3()MPa=0.1647MPa100100100pi=ZApli+£Aps+£Apvi=(0.05688+0.005688+0.1647)MPa=0.2273MPa在回路上，压力损失分别为3一8829.3106、.：plo=0.547810q=0.54781010MPa=0.02675MPa60'：po=、,0.1.：pl"0.10.02675MPa=0.002675MPa29.3229.3262.32、pv。=0.3()0.2()0.3()MPa=0.1596MPa100

36、100100工Apo=EAplo+EAp%+£Apvo=(0.02675+0.002675+0.1594)MPa=0.1888MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，使得出差动连接运动时的总的压力损失44.7、p40.22730.1888MPa=0.316MPa956.1.2 工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MP3在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa,若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为一

37、.一.02420242792R=pvo=0.3(-)20.6-0.3()2MPa=0.66MPa100100该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa,可见此值与初算时参考表4选取的背压基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力-4-MPa =3.99MPaA195 104 106op2A1316290.6610644.710此略高于表7数值考略到压力继电器的可靠动作要求压差Ape=0.5MPa,则小流量泵的工作压力为ppi=pi八川.：pe=3.990.50.5=4.99MPa此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。6.1.3 快退滑台快退时，在进油路上，油液

38、通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为27.92332“：pi=，.：pvi=0.2()20.3()2MPa=0.048MPa100100此值远小于估算值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为一一702702702、.甲。三：,，皿。=0.2()20.3()20.2()2MPa=0.343MPa100100100此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为pp2=p1八pi=1.430.048=1.48MPa此值是调整液控顺序阀7在调整压力的主要参考数据。6.

39、2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占96%所以系统的发热与温开可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失qo27.9op2=p=：pn(X)2=0.3()2=0.0588MPaqn63液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率Pr 二Ppiqpi - Pp2qp2a 5 110"« 27 9 104.99 1060.0588 106600.860W =564.4W液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率工pe=Fv2=314480.8810W=27.7W由此可计算出系统的发热功率为H=Pr-Pe=(56

40、4.4-27.7)W=536.7W按式AT=比计算工进时系统中的油液温升，即KA：TH0.065K3 v2635.70.065 15 3 2202= 15°C其中传热系数K=15W/(m2°C)。设环境温度T2=25°C,则热平衡温度为T1=T2：T=2515_T1=55°C油温在允许范围内，邮箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。结论随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力