卧式双面多轴钻孔组合机床.docx

实用标准文档好暗擘院4.液压传动课程设计题目名称卧式双面多轴钻孔组合机床专业班级 机械设计制造及其制动化学生姓名刘备学 号5150指导教师机械与电子工程系二。一四年。六月八日文案大全目 录一、任务书4二、 设计内容51、工况分析及液压系统图的拟定61.1工况分析71.1.1工作负载的计算71.1.2运动分析81.2液压系统图91.3液压系统工作原理分析102、液压缸的分析计算102.1液压缸工作压力的选定112.1.1液压缸内径及活塞杆直径的计算112.1.2液压缸工作缸内径的计算112.1.3确定活塞杆直径112.1.4活塞杆稳定性校核112.2计算液压缸工作阶段的最大流量122.2.1各阶段功率计算122.2. 2各阶段压力计算122.3液压缸主要尺寸的设计计算122.3.1液压缸主要尺寸的确定122.3.2液压缸壁厚和外径的计算132.4液压缸工作行程的确定132.4.1缸盖厚度的确定142.4. 2最小导向长度的确定142.4.3缸体长度的确定152.4.4 液压缸的结构设计152.5缸筒与缸盖的连接形式152.5.1 活塞152.5. 2 缸筒162.5.3排气装置162.5.4缓冲装置172.6定位缸的计算172.7夹紧缸的计算183、确定液压泵规格和电动机功率及型号183.1确定液压泵的规格183.2确定液压泵及电动机型号193.2.1确定液压泵型号193.2. 2选用电动机型号193.3选用阀类元件及辅助元件204、液压系统的性能计算204.1压力损失及调定压力的确定214.2系统的发热与温升214.3系统的效率22三、 总结23四、 参考资料24五、 指导教师评阅表25蚌埠学院机械与电子工程系液压传动课程设计任务书班级 姓名 学号指导教师1.1设计题目：某卧式双面多轴钻孔组合机床，采用液压传动完成的半自动工作循环为： 加紧工作一作、右动力部件快进一左、右动力部件工进一左动力部件快退、右 动力部件继续工进一左动力部件停止、右动力部件快退一左、右动力部件均停 止、松开工进。已知参数如下表所示，试设计此组合机床的液压系统。卧式双面多轴钻孔组合机床的已知参数动力部件名称移动部件总重/N作用力彳亍程/mm速度/(mm/min)往复运 动的加 速、减 速时间 /s导轨及摩擦因数夹紧 力钻削 力快进工进快退快 进、 快退工进左动力 部件92000400013000190251903500600.12平导轨、静 动摩擦 因数0.2和 0.1有动力 部件9200040001300019030190350012设计要求：液压系统图拟定时需要提供2种以上的设计方案的选择比较。从中选择你认为更好的一种进行系统元件选择计算。1.3工作量要求1 液压系统图1张(A1)2 液压缸装配图1张(A1)3设计计算说明书1份1.4设计时间：2014年6月6日-2014年6月12日一 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 = F + F + FF为工作负载，F = 13000NF为运动部件速度变化时的惯性负载F；导轨摩擦阻力负载，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F = f （G + FrG-运动部件重力Fr -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：F = 0.2 x 92000 = 18400N动：F = 0.1x 92000 = 9200N惯性负载Fa日 G Wf = ma =m -运动部件的质量（侮）a-运动部件的加速度（m/s 2）G -运动部件的重力（N）g-重力加速度（m/s 2）W-速度变化量（m/s）W = 0.35m/minVt -速度变化所需时间，一般0t = 0.010.55s,取0t = 0.2G VV 920003.5则F = ma = 一-v = 98 乂 .2 6。= 2738N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工况计算公式外负载F/N缸推力F/N启动F1840020445加速F + G U fd g At1193813264快进Ffd920010222工进Fw +.2220024666反向启动Ffs1840020445加速1193813264快退Ffd9200102221.1.2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（a）速度图(b)负载图1.2液压系统原理图1.3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10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50mm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 液压缸工作压力的选定按工作负载选定工作压力见表2.1液压缸工 作负载（N）<5000500010000100002000020000300003000050000>50000液压缸工作压力（MPa）0.811.522.53344557表2.2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（MPa）0.822435<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4MPa,F 1A = 一 = 22200 xm 2 = 55.5 x 10 - 4 m 2P40 x105,八：4A-4x55.5x 10-4贝| D = =、，m = 8.4x10-2m兀3.14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 2有活塞杆A = 4兀(D2 d2)58.88无活塞杆A = n D 22 478.52.1.4活塞杆稳定性校核因为右活塞 杆总行程为220mm，而活塞杆直径为50mm,L/D=220/40=5.5<10=11.52mmd Z 里(mm) =4 x 24666n b3.14 x 236.7F -活塞杆推力（F = 30889Nb-活塞杆材料的须用应力b = b /1.5 = 236.7MPa s气-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 V 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N 快进=78.5x 10-4X3.3=27.48L/minq 工进=A1V 快进=78.5X10-4X0.06=0.471L/minq 快退=A2V 快退=58.88X10-4X3.5=20.61L/min2.2.1各阶段功率计算快进：P = P快q = 1.302 x106 x 27.48 x 10-3/60 = 596.4.W工进：P = P q = 3.14x 106 x 0.471 x 10-3/60 = 24.7W快退：P = P快q快=1.73 x 106 x 20.61x 10-3/60 = 596.3W2.2.2各阶段的压力计算10222P = 1.3 x106 Pa快进 78.5 x10-4P = 24666 = 3.14 x106 Pa工进 78.5 x 10-410222P = 1.73 x106 Pa快退 58.88 x10-42.3液压缸的主要尺寸的设计计算2.3.1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=50mm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。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：5 -缸体壁厚(m)P-液压缸的最大工作压力(Pa )D -缸体内径(m)。-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：b二(1000-1100)X 105 Pa 无缝钢管：。二(1000-1100) x 105 Pa 锻钢：b二(1000-1200) x 10 5 Pa 铸铁：b=(600-700) x 105 Pa 选用铸钢作为缸体材料：父 PD 3.14 x 0.1X 1065 >=2b 2 x 1100 x 105牝 1.43 x 10-3 m 牝 1.43mm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：5> D ：! -12b - 1.3P-1»1.24mm1100X105 -1.3 x 3.14x 1060.08 1100 X105 + 0.4 x 3.14 x106> W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 > D + 25 = 100 + 2 x 2 = 104mm2.4液压缸工作行程的确定1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)12550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000II406390110140180220280360450550700900110014001800220028003900III24026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800根据左缸快进和工进行程（25+190） mm,选择左边液压缸工作行程为220mm。根据右缸快进和工进行程（30+190）mm，选择右边液压缸工作行程为220mm。2.4.1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 > 0.433D2 P（m）缸盖无孔时：t > 0.433d!卜（詈 d）（m）'20式中：t-缸盖有效厚度（m）P-液压缸的最大工作压力（P。）"-缸体材料的许用压力（Pa）D 一缸底内径（m）d -缸底孔的直径（m）查参考文献5缸盖的材料选用铸铁，所以：缸盖有孔时：t > 0.433D2 jp（m）t > 0.433x0.08x '34x'06 650x105t" 0.0761m取 t = 7.61mm缸盖无孔时：t > 0.433D2一 PD° ,、b（D 一d ）（m）203.14x 106 x 0.1t > 0.433 x 0.1x :650 x105 x （0.1 - 0.07）r 0.0174m取t = 17.4mm2.4. 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：H 2+ 20 2L DH Z 220 +100 = 61mm202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23倍，即在本系统中缸体长度不大于 20003000mm,现取左缸体长度为250mm，右缸体长度为300mm。2.4.4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O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体式结构和组合式结构，组合式结构又分为螺 级连接、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O形圈密封，因该系统为中低压液压系统(P<32Mp )，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， O形圈代号为：35.5x2.65 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，结合实际情况及毛坯材料的来源，活塞材料选用HT200O(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=(0.61.0)D,缸筒内径为100mm，现取B=0.6 X 100=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D1设 计为40mm，精度为H8,查参考文献4可知端面T对内孔D1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形圈密封取七为0.311 m，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115x 3.55GGB/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 HRC38 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 动方向时液体发出的噪声。因为该液压系统速度换接平稳，运动速度为5.5m/min<12m/min，进 给速度稳定，所以液压缸上可不设置缓冲装置。综上所述配合选择为：H 9 活塞与缸体之间有相对运动则采用小间隙配合室； f 9H 9活塞杆与活塞连接关系则采用过渡配合生； h8前盖、后盖与缸体采用过渡配合里；h7H 9 活塞杆与前端盖孔之间有相对运动则采用小间隙配合 H f 92.6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800N，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=32mm，d=16mm,有无活塞杆计算公式面积cm 2有活塞杆A = -(D2 - d2)6.03无活塞杆A2 号 D28.042.7夹紧缸的计算AF: 4 X4000D = ,= 50.2mm叩 ,3.14 x 2 X106取标准值 D=75mmd=0.5D=35mm有无活塞杆计算公式面积cm 2有活塞杆A =项 2 -d2)1414.72无活塞杆A2 =彳 D 219.63属二威气阿3、1口里兰4 -格未圈5导郁n婆幢丁却肖&落客杆9，W23Z附副圈11面栉S屈12-导定"虹差 蓝斯特囹L&B5尘固V7T形密封固 场缸头LSl W 野丫茹固21222+无相费帖 冬联翻麝I（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nD 2 L3.14 x 0.0322 10 x 10-3Q1 = AV = - 云-=4x1=0.4825 L /min夹紧缸最大流量Q1 nD 2 L 3.14 x 0.052 40 x 10- 3=9.42 L /min=A V = =x24At40.5两个液压泵同时向系统供油时，若回路中的泄漏按10%计算，则两个泵的总流量应为q = 1.1x 25.14 L /min = 27.654L /minb)计算液压泵的最高工作压力P=P+EAPpB=F1/A1+1=27800/0.00785X10(-6)+1=3.83MPaBP 液压泵最大工作压力PB二液压缸最大有效工作压力直AP压力损失 (取£AP=1MPa)取 1.25P =4.79MPaB3.2确定液压泵及电动机型号3.2.1确定液压泵型号根据七、q值查有关手册，选用YB|_40型号叶片泵，该泵基本参数有：排量：40|(ml/r), 额定压力PB=6.P3MPa，电机转速960r/n1n，额定效率n =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Y132-40,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，如下表所示。序号名称流量型号及规格数量2双联叶片泵40L/minYB1-40/6.313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调速阀<1EQL-3213,21二位四通电磁换向阀25.14L/minE23dw-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的紫铜管。(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V = q / A = 40x10-3 / 1x182 x10-6 x 60m/s = 2.62m/s p4(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，V = 1.0 x10 -4 m 2/s所以有：Re = vd/r = 2.62x18x10-3/1.0x10-4 = 471.6< 2320，管中为层流，则阻力损失系数X = 75、Re = 75/471.6 = 0.16，若取进、回油管长度均为2m，油液的密度为p = 890kg/m3， 则其进油路上的沿程压力损失为Ap =X - P v 2 = 0.16 x一2一 x 890 x 2.622 p = 0.054MPX1d 2 218 x 10-32aa(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0和Ap，则当通过的额定流量为q时的阀压力损失Apn为Ap = Ap (廿)2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鼻=40 X 37.68 = 30 mA】50.24快进时回油路油管中的流速为V = 30X10-3 /60X-X182 X10-6m/s4由此可计算Re = Vd / u = 1.966 x 18 x 10-3/1.0 x 10-4 = 353.9X = 75/Re = 0.212回油路上沿程压力损失为Ap =% v 2 = 0.212 x?xx 1.9662 p = 0.041Mpa人 d 218 x 10-32af(2)总的压力损失£ Ap = Ap + 2AP =(0.054 + 0.0054)+ 3768 (0.041 + 0.004) = 0.0931 气 2 L50.24_(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F=一 + £ AP = (3.53 + 0.093)Mpa = 3.623Mpa A1.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>8000P背38.48 x 10-4 Pap 背=2.1Mpa背压阀的调定压力以定位缸的负载为根据即、200p背 - 80410- Pa = 0.25Mpa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p = p q m = 3.53X106 X 1.002x 10-3/60x0.8W = 73.625W快退时电动机的输入功率为p = p 1 q 1m = 90.7/0.8 X 60 = 113.375W快进时电动机输入功率为p = p q / 门=113.5W夹紧时电动机输入功率为p = 798.875W（2）计算各阶段有效功率：p = p p快进：p = 0.2167 x 106 x 40 x 10-3 / 60W = 144.47W工进：p = 3.53 x 106 x 40 x 10-3 /60W = 2353W快退：p = 0.289 x 106 x 40 x 10-3 / 60W = 192.7W夹紧：p = 2.19 x 106 x 40 x 10-3 / 60W = 1460W（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 = 0.0653V2 = 0.0653.2802 = 2.782m 2H假设通风良好，取h = 15x 10-3km/（m2 °c），油液的温升为At =-hA在单位时间内液压系统的发热量H = p（1-门）,p为液压系统输入功率（kw），门为液压 系统总效率。H = 0.154 x (1 - 0.1097) = 0.45797 KW液压的温升为:入 HAt =- hA=10.97 ° c0.4579715 x 10-3 x 2.782室温为20°c，热平衡温度为30.97°c Z65°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 q + p qp1 p1p2 p2为小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力p 1加上进油路上的压力损失Ap及压力继电器比缸工作腔最高压力所答的压力值询12P = 3.93 x 106 + 0.054 x 106 + 0.5 x 106 = 4.084MPa大流量泵的工作压力就是此泵通过温流阀所产生的损失 4.83p =（）2 x 0.3 = 0.070MPa P210（取溢流阀型号为Y-10B,额定压力6.3MPa,额定压降0.3MPa）0.0590.410.144pq3.93 x106 x (1.002 x10-3 / 60)门=1=p q + p q5.44 x 10-334.56x 10-3p/p p/p4.084 x106 x+ 0.07 x 106 x1 12 26060（2）行元件的效率门，（本例中液压缸的效率）机械效率为门，取门=0.95额定效率门诚，活塞密封为弹性体材质。门c,= 1压缸总效率叩=叩叩=0.95 可计算出该液压系统的效率：n=n nn = 0.8x0.144x0.95 = 0.109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。通过本次设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产 品的能力。既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎 样用理论去解决。在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆和INTERNET成了我 们很好的助手。在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查 阅资料的能力也得到了很好的锻炼。我们学习的知识是有限的，在以后的工作中我们肯定会 遇到许多未知的领域，这方面的能力便会使我们受益非浅。在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题。有时发现一个问题的时候，需要做大量的工 作，花大量的时间才能解决。自然而然，我的耐心便在其中建立起来了。为以后的工作积累 了经验，增强了信心。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【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 华中工学 院出版社，1987.12【6】 上海煤矿机械研究所液压传动设计手册 上海人民出版社，1976.8【7】杨培元，朱福元，液压系统设计简明手册 北京：机械工业出版社，1994【8】雷天觉 液压工程手册 北京：机械工业出版社，2007【9】李万莉。工程机械液压系统设计 上海：同济大学出版社2011【10】成大先 机械设计手册：第四卷，第五卷 北京：化学工业出版社，2002蚌埠学院本科课程设计评阅表机械系 2014级 机械设计制造及自动化专业（班级）：班学生姓名学号课题名称卧式双面多轴钻床指导教师评语：指导教师（签名）：年6月 日评定成绩