液压与气压传动课程设计钻镗两用组合机床动力滑台的设计.doc

目 录绪论11 钻镗液压机床的设计21.1机床的设计要求21.2 机床的设计参数22 执行元件的选择32.1分析系统工况32.1.1工作负载32.1.2惯性负载32.1.3阻力负载32.2负载循环图和速度循环图的绘制32.3主要参数的确定52.3.1 初选液压缸工作压力52.3.2 确定液压缸主要尺寸52.3.3 计算最大流量需求73 拟定液压系统原理图93.1 速度控制回路的选择93.2 换向和速度换接回路的选择103.3 油源的选择和能耗控制113.4 压力控制回路的选择124 液压元件的选择154.1 确定液压泵和电机规格154.1.1计算液压泵的最大工作压力154.1.2计算总流量154.1.3电机的选择164.2 阀类元件和辅助元件的选择174.2.1阀类元件的选择174.2.2过滤器的选择184.2.3空气滤清器的选择184.3油管的选择194.4 油箱的设计204.4.1油箱长宽高的确定204.4.2隔板尺寸的确定204.4.3各种油管的尺寸215 验算液压系统性能225.1验算系统压力损失225.1.1判断流动状态225.1.2计算系统压力损失225.2验算系统发热与温升256 设计总结267 参考文献27绪论组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。本文首先对液压系统进行工况分析，通过分析计算，绘制速度、负载循环图，初步选定液压缸工作压力，并计算加紧液压缸和工作缸尺寸以及各阶段流经液压缸的流量；其次根据液压系统供油方式、调速方式、速度换接方式以及加紧回路的选择拟定液压系统图，并且对系统工作状态分析；再次通过对流通各元件的的流量的计算，合理选择液压系统元件；最后通过对压力损失和系统升温的验算，对液压系统进行性能分析，达到要求。液压系统设计与整机设计是紧密联系的，下面将按照这一流程图来进行本次液压课程设计。明确液压系统的设计要求否否 液 压 CAD绘制工作图，编制技术文件 验标液压系统性能 选择液压元件 拟定液压系统原理图 确定执行元件主要参数执行元件运动与负载分析是否通过？是是否符合要求？是 结 束1 钻镗液压机床的设计1.1机床的设计要求设计一台钻镗两用组合机床的液压系统。钻镗系统要求实现的动作顺序为：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：轴向切削力总和F=12000N，移动部件总重量G20000N；行程长度200mm（工进和快进行程均为100mm）快进、快退的速度为6m/ min，工进速度（201200）mm/ min范围内无级调节；往返运动加速减速时间t=0.2s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1。1.2 机床的设计参数系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。l1=100mm，l2=100mm，l3=200mm其主要设计参数如表1-1。表1-1 设计参数参 数数 值切削阻力（N）12000滑台自重(N)20000最大行程(mm)200工进、快退行程(mm)100快进、快退速度(m/min)6工进速度(mm/min)201200加速、减速时间t（s）0.2静摩擦系数fs0.2动摩擦系数fd0.12 执行元件的选择 2.1分析系统工况2.1.1工作负载钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为Ft。根据题意，最大切削力为12000N，则有2.1.2惯性负载惯性负载 2.1.3阻力负载静摩擦阻力 动摩擦阻力 由此可得出液压缸的在各工作阶段的负载如表2-1表2-1工况负载组成负载值F推力启动4000N4444N加速3000N3333N快进2000N2222N工进14000N15556N快退2000N2222N注：1、此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。 2、液压缸的机械效率取2.2负载循环图和速度循环图的绘制根据表2-1中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2-1所示。图2-1 组合机床负载循环图图2-1表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为14000N，其他工况下负载力相对较小。所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度V1=V2=6m/min、快进行程L1=100mm、工进行程L2=100mm、快退行程L3=200mm，工进速度V2=100mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图2-2所示。图2-2 组合机床液压系统速度循环图2.3主要参数的确定2.3.1 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，其值为15556N，其它工况时的负载都相对较低，参考表2-2和表2-3按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=2.8MPa。表2-2 按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa<0.811.522.5334455表2-3 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/MPa0.823528810101820322.3.2 确定液压缸主要尺寸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A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式，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)，执行元件的背压力如表2-4，从表中选取此背压值为=1.0MPa。表2-4 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回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统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快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降P，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取P0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.8MPa。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔的有效作用面积 A2液压缸有杆腔的有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因此，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=0.707×93=65.8mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，查表2-5和表2-6圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm，活塞杆直径为d=70mm。表2-5 按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表2-6 按速比要求确定d/DV2/ V11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71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。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：2.3.3 计算最大流量需求工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为q快进 =（A1-A2）×v1=23.097L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退 =A2×v2=24L/min工作台在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1×v1=0.191.14 L/min其中最大流量为快退流量为24L/min。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2-7所示。表2-7 各工况下的主要参数值工况推力F/N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444401.154P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速33331.1160.886恒速22221.1160.57823.0790.1334工进155561.01.980.1579.420.0370.528P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动444401.111P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速33330.80.849恒速22220.80.571240.635把表2-7中计算结果绘制成工况图，如图2-3所示。图2-3 组合机床液压缸工况图3 拟定液压系统原理图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。此外，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。3.1 速度控制回路的选择工况图2-3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。3.2 换向和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23.079 L/min降为0.191.14 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3-1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3-1 换向和速度切换回路的选择3.3 油源的选择和能耗控制表2-7表明，本设计多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。在图2-3工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比/=23.097/0.157=147，而快进和快退所需的时间与工进所需的时间分别为：上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。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。如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出的流量假设为液压缸所需要的最大流量25.1L/min，假设忽略油路中的所有压力和流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为快进时 P=0.578´23.079=13.34Kw工进时P=p´qmax=1.98´23.079=45.696Kw快退时 P=0.571´23.079=13.178Kw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算为：快进时 P=0.578´23.079=13.34Kw工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此P=p´qmax=1.98´23.079=45.696Kw快退时 P=0.571´23.079=13.178Kw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，如图3-2所示。图3-2 双泵供油油源3.4 压力控制回路的选择由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图3-3所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀7，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀8起背压阀的作用。 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，图中添置了一个单向阀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，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。图3-3(a)电磁铁和阀的动作图3-3(b) 液压系统原理图1双联叶片泵 2三位五通电液阀 3行程阀4调速阀 5、6、10、13单向阀 7顺序阀8背压阀 9溢流阀 11过滤器12压力开关 14压力继电器4 液压元件的选择本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此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。4.1 确定液压泵和电机规格4.1.1计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据图2-3液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为:大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图2-3表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：4.1.2计算总流量表2-5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23.079 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%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0.9 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3.9L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，查阅液压设计手册，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min时，小泵的输出流量为qp小=6´940´0.9/1000=5.076 L/min该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为qp大=26*940*0.9/1000=22.00L/min双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需要。液压泵参数如表4-1所示。表4-1 液压泵参数元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵(5.1+22)最高工作压力为21 MPaPV2R12-6/264.1.3电机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为1.071MPa，流量为27.1L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，按JB/T9616-1999，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。4.2 阀类元件和辅助元件的选择图3-3液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。4.2.1阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图3-3初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图3-3中4个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。图3-3中溢流阀9、背压阀8和顺序阀7的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀7用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀8的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表4-2所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表4-2 选用元件的型号和规格序号元件名称估计通过的流量q/L/min型号规格生产厂家1双联叶片泵PV2R1214MPa，35.5和4.5L/min阜新液压件厂2三位五通电液换向阀7535DYF3YE10B16MPa，10通径高行液压件厂3行程阀84AXQF-E10B4调速阀<15单向阀756单向阀44AF3-Ea10B7液控顺序阀35YF3E10B8背压阀 <1YF3E10B9溢流阀 4.5YF3E10B10单向阀 35AF3-Ea10B11滤油器 40YYL105-1021MPa，90L/min新乡116厂12压力表开关KF3-E3B16MPa，3测试点高行液压件厂13单向阀75AF3-Ea10B16MPa，20通径14压力继电器PF-B8C14MPa，8通径榆次液压件厂4.2.2过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表4-3所示。表4-3 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU6580-J3263631204.2.3空气滤清器的选择 按照空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即有选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表4-4所示。表4-4 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE-28281410512010050475964M580.279125注：液压油过滤精度可以根据用户的要求进行调节。4.3油管的选择图3-3中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表4-5所示。流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度表4-5 液压缸的进、出油流量和运动速度根据表4-5中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： ， 因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351-2005选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。4.4 油箱的设计4.4.1油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为：按JB/T79381999规定，取标准值V容量=250L。 依据 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。4.4.2隔板尺寸的确定为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的3/4，根据上述计算结果，隔板的高度应为：隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。4.4.3各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得：液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=28mm，外径为35mm5 验算液压系统性能5.1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，首先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、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取 =1 x 10-4m2/s，油液的密度取=0.9174 x 103kg/m3。5.1.1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进时回油流量q1=23.079L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。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。5.1.2计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，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，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算：其中的Dpn由产品样本查出，qn和q数值由表4-2和表4-5列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表8和表9可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.14L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。 此值小于原估计值0.5MPa(见表2-5)，所以是安全的。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0.5MPa。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0.5MPa。通过顺序阀7的流量为（0.25+22）=22.25L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为： 可见，此值略小于原估计值0.8MPa。故可按表2-5中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即 此值与表2-5中数值 1.78MPa相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，故溢流阀9的调压应为：3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10为22L/min电液换向阀2为27.1L/min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，流量都为57.52L/min在进油路上总的压降为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为 此值与表2-5的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为: 此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。5.2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算:液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率:由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。6 设计总结我们为之忙碌了一周的课程设计即将到此圆满结束，一周的课程设计，让我深深的知道了从事设计工作的艰辛，它要求从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对计算结果不断的修改，这需要耐心。更需要有足够的细心，因为稍有不慎，就会造成结果的极大的错误。造成很大的失误。让我不得不重新再来。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。首先来说，这次设计是我学了大学液压与气压传动课程之后的一次重要检验。它考验了我是否真的牢固掌握了全部所学知识，以及运用知识的能力并且是否具有广泛的视角来看待机械方面的问题，就我而论，深深感觉基础知识的不健全和不牢固，因此尚不能很灵活的解决所遇到的全部问题。说明了基本功不扎实，幸好我得到了老师和同学的有力的热情帮助，这些问题的解决将我以后的工作和学习有极大的帮助。再者，本次设计全面锻炼了我驾御知识的能力，是我对液压与气压传动的理论知识进行了系统化条理化全面化的回顾和复习，让我在懂得如何运用所学知识解决工程实际问题，锻炼了自己解决问题的能力。这些都将作为课本知识的有益补充，为我们以后所要从事的工作打下了坚实的基础。最后，这次设计也给了我一次大规模检索相关资料的机会和提高运用网络和专业计算机软件辅助设计的能力，我想这是一种很重要的启发。因为它也是一种学习的重要方法，我不仅学到并掌握了应该学到的知识，而且我以后还会想到当我遇到麻烦时，我应该及时查阅参考书。当我掌握的知识不够准确时候，我可以通过各种方式来查证，不仅仅把学习方式局限与书本上，应该向老师、同学、参考文献以及工程现场学习。7 参考文献1 刘忠伟.液压与气压传动.第2版.北京:高等教育出版社,20112 王积伟,章宏甲,黄宜.液压传动.第2版.北京:机械工业出版社，20063 丁绍南.液压支架设计.北京:世界图书出版社,19954 机械设计手册.软件版本.北京:化学出版社出版，20085 闻邦椿.机械设计手册.第5版.北京:机械工业出版社，20106 苏尔皇.液压流体力学.北京:国防工业出版社,19797 雷天觉.液压工程手册.北京:机械工业出版社,1990