组合机床的液压系统设计(共29页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上课题名称 组合机床的液压系统设计 摘要液压系统通常都是由液压元件（包括能源元件、执行元件、控制元件、辅助元件）和工作介质两大部分组成。而本文对液压系统设计中进行了系统的分析、系统图的拟定、元件的选择以及系统的性能验算等一系列的设计。利用CAD软件绘出了液压缸简图及运动循环图，在负载分析中进行了液压缸的外部负载计算计算。确定了液压系统的主要参数以及液压元件的选择，还进行了性能验算。而本文着重在液压系统图，先画出了各液压回图，然后合成液压系统图，在合成液压系统时有相应的比较，选择更符合的液压系统图。液压系统是按照这样的工作循环工作的：定位夹紧快进工进止挡块停留快退原位停止

2、松开拔销。关键字：液压系统；CAD；负载；液压回路专心-专注-专业目 录1 液压系统的背景及发展1.1 液压系统的背景液压技术作为实现现代传动与控制的关键基础技术之一，已成为工业机械、工程建设机械及国际尖端产品不可缺少的重要技术基础，是它们向自动化、高精度、高效率、高速度、小型化、轻量化方向发展的关键技术。世界工业发达国家都将液压工业列为竞争发展的行业，其发展速度远高于机械工业的发展速度。液压元件及其控制已发展成为综合的液压工程技术。液压技术的应用也在不断地向其他领域拓展，几乎囊括了国民经济的各个部门：从机械加工及装配线到材料压延和塑性成型设备；从材料及构件试验机到电液仿真试验台；从建筑机械及

3、工程机械到农业环境保护设备；从电力、煤炭等能源机械到石油天然气的探采及各类化工设备。液压传动与控制已成为现代机械工程的基本要素和工程控制的关键技术之一。1.2 液压系统的发展1.2.1 国外液压系统的发展在流体产品领域内，目前世界上最大的流体产品(主要是液压件、密封件及液压附件等)制造企业，美国的派克(Parket)公司，成立于1918年，也有近100年历史，可以提供品种齐全的、高技术水平的液压件、密封件及所有的液压附件。目前世界上最大的用于静液压系统的变量液压元件制造企业，德国的博士力士乐公司，已有200多年的历史，从1953年开始全面制造液压元件，也有50年以上历史。其最具特色的产品是用于

4、静液压传动的变量系统液压元件，无论是斜盘式或斜轴式，闭式(泵控)或开式(阀控)系统液压元件品种都非常齐全，能为各种需要静液压系统元件的工程机械整个系统成套配套。还有世界上最大的传动部件制造企业，德国的ZF公司，成立于1915年，也有近100年历史，能为各种工程机械提供品种齐全的传动部件。2 液压系统设计的概述2.1 液压系统的组成与表示2.1.1 液压系统的组成12 液压系统通常都是由液压元件（包括能源元件、执行元件、控制元件、辅助元件）和工作介质两大部分组成，各部分的功用如表2-1所列。表2-1 液压系统的组成部分和功用组成部分功用液压元件能源元件液压泵及其驱动原动机将原动机产生的机械能转变

5、为液体的压力能执行元件液压缸、液压马达和摆动液压马达将液体的压力能转变为机械能，用以驱动工作机构的负载做功控制元件压力、流量、方向控制阀及其他控制元件控制调节液压系统中从泵到执行器的油液压力、流量和方向辅助元件油箱、管件、过滤器等用来存放、提供和回收液压介质，实现液压元件之间的连接及传输能液压介质工作介质液压油或其他合成液体作为系统的载能介质，在传递能量的同时并起润滑冷却的作用 由于液压元件多数已实现了通用化、系列化和标准化，从而为液压系统的设计、制造和使用维护以及缩短机器设备的设计制造周期、降低制造成本提供了有利条件。2.1.2 液压系统的表示液压系统的组成、工作原理、功能、工作循环及控制方

6、式等，通常是利用标准图形符号绘制成的液压系统原理在图进行表示。在此种表示法中，图形符号仅表示组成系统的各液压元件的功能、操作（控制）方法及外部连接口，并不表示液压元件的具体结构、性能参数、连接口的实际位置及元件的安装位置。2.2 液压系统的原理及分类2.2.1 液压系统的原理 电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。 2.2.2 液压系统的分类液压系统是以压力液体作为工作介质，将动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件按照主机的功能要求，进行组合而形成的能

7、够完成一定动作和运动要求的系统。按常规的分类方法，液压系统有以下几种类型 （1）开式循环系统和闭式循环系统 在开式循环系统中，执行元件的开、停和换向是由换向阀操纵来实现的。开式循环系统的优点是结构简单，散热条件好，维护方便；缺点是油液与空气接触机会多，容易受到污染。在闭式循环系统中，要设置辅助泵或补油油箱用来补偿的泄漏，对系统进行热交换和排出系统运行中产生的杂质。闭式循环系统一般用在容积调速中，它的优点是结构紧凑，效率高，传动平稳性好，油液不易受到污染，但散热和沉淀杂质条件差，因此系统必须增加冷却或过滤装置。 （2）单泵系统和多泵系统单泵系统指由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统。单

8、泵系统的特点是结构简单、成本低，但由于各个执行元件要求的压力和流量不同，原动机的功率难以得到充分的利用。 多泵系统指采用两台以上的液压系统供油，各泵可以单独驱动一个执行机构，也可以多泵合流驱动一个执行机构，以提高执行机构的速度，还可以实现复合动作。多泵系统比单泵系统功率利用率高，缺点是造价高。 采用变量元件的液压系统成为变量系统。如恒功率变量系统能使原动机的功率利用充分，可以得到较为理想的特性。2.3 液压传动的优缺点2.3.1 液压传动的优点 （1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达的体积重量只有同等

9、功率电动机的12%左右。 （2）液压执行装置的工作比较平稳。由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。 （3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。 （4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。 （5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。2.3.2 液

10、压传动的缺点 （1）液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。 （2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。 （3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。 （4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。 （5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识

11、，又要有一定的实践经验。 总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。3 液压系统的工况分析123 负载分析和运动分析统称为液压系统的工程分析，它是确定液压系统主要参数的基本依据。工程分析就是分析每个液压执行元件在各自工作循环中的负载和速度随时间的变化规律，并用负载循环图和运动循环图加以表示，以便了解运动过程的本质。 液压动力滑台是利用液压缸将泵站所提供的液压能转变成滑台动力所需的机械能。它对液压系统性能的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率利用合理，效率高，发热少。 技术要求：自

12、动线上的一台多轴钻孔组合机床的动力滑台为卧式布置（导轨为水平导轨，）假设运动部件重力G=9000N，其静、动摩擦因数0.2，=0.1，=0.1m/s，0.8810-3m/s。拟采用液压缸驱动，要求的工作循环时：定位夹紧快进工进止挡块停留快退原位停止松开拔销。3.1 负载分析的计算液压执行元件的外负载包括工作负载、摩擦负载和惯性负载三类。其中工作负载有阻力负载和超越负载；摩擦负载是指液压执行元件驱动工作机构时所要克服的机械摩擦阻力负载，它又有静摩擦负载和动摩擦负载两种；惯性负载是由于速度变化产生的负载。执行元件的负载大小可由主机规格确定，也可用实验方法或理论分析计算得到。一般的组合机床液压系统图

13、中液压缸有水平（X轴和Y轴）和垂直的放置，但本课题的研究的是多轴钻孔组合机床的动力滑台卧式布置，因为是卧式的所以只研究水平的，而因为液压缸在水平方向时，X轴和Y轴的分析情况一样，所以下面就研究液压缸为X轴方向的情况。3.1.1 液压缸的外部负载计算 图3-1所示为液压缸计算简图，有关参数标注在图中。其中F为作用于活塞杆上的外部负载，Fm为液压缸密封处的内部密封阻力，Fn工作负载在导轨上的垂直分力，A1是液压缸无杆腔有效面积，A2是液压缸有杆腔的有效面积，P1是液压缸无杆腔压力，P2是液压腔有杆腔压力。图3-1 液压缸计算简图 （1） 工作负载Fe 液压缸的常见工作负载有重力、切削力、挤压力等。

14、阻力负载为正，超越负载为负,已知工作负载。（已知Fe=30000N) （2） 机械摩擦负载Ff 对于机床而言，即导轨的摩擦阻力。 此处分析采用平导轨，平导轨的摩擦阻力因导轨的安放形式不同而异。 水平安放的平导轨见图3-2 图3-2 水平 静摩擦阻力 =0.2（9000+0）=1800N 动摩擦阻力 =0.1(9000+0)=900N （3）惯性负载Fi 惯性负载是运动部件在启动和制动过程中的惯性力.动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既u=0.1m/s，t=0.2s，故惯性阻力为：=459N利用上述分析计算结果，即可列出表3-1。表3-1 动力滑台液压缸外负载计算

15、结果工况外负载F/N计算公式结果快进启动1800加速1359恒速900工进30900快退启动1800加速1359恒速9003.2 运动分析 运动循环图即速度循图，反映了执行机构在一个工作循环中的运动规律。绘制速度循环图是为了计算执行元件的惯性负载及绘制负载循环图，故绘制速度循环图通常与负载循环图同时进行。而在日常中典型工作循环图是关于组合机床的图，下图是钻孔动力滑台的工作循环图，工作循环为：定位夹紧快进工进止挡块停留快退原位停止松开拔销，见图3-3，其中一些动作略。图3-3 动力滑台的工作循环图4 确定液压系统的主要参数4.1 确定液压缸的工作压力 参考课本资料,初选液压缸工作压力p1=410

16、6 Pa。4.2 确定缸筒内径D，活塞杆直径d为了满足工作台快速进退相等，并减小液压泵的流量，将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2应满足A1=2A2（即活塞杆直径d和液压缸内径D间应满足d=0.71D)。为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。已知背压p2为0.61060Pa，并知液压缸机械效率=0.9，则可算得液压缸无杆腔的有效面积A1=/106 =0.0092m液压缸内径 =0.108m按GB/T 2348-1993,取D=110mm=11cm。因为A1=2A2,故活塞杆直径为 d=0.71D=0.71110=78.1mm

17、按GB/T 2348-1993,取活塞杆直径圆整为d=80mm=8cm。4.3 液压缸实际有效面积 无杆腔面积 A1=95cm有杆腔面积 A2=-)=-)=cm则液压缸实际有效面积 A=A1-A2=50.3cm 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力p2必须大于无杆腔压力p1，其差值估值暂取p2 -p1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此外=0；另外，暂取快退时的回油压力损失为0.7MPa。5 液压系统图的拟定 拟定液压系统图是液压系统设计工作中关键的一步，它将影响到系统的性能与设计方案的经济性、合理性。一般方法是根据主机工作部件的运动要求，确定液压执行元件的类型，然后通过比较选择合适

18、的液压回路方案，最后进行液压系统的合成及原理草图的绘制。5.1 制定液压回路方案25-10 构成液压系统的回路有主回路（直接控制液压执行元件的部分）和辅助回（保持液压系统连续稳定地运行状态的部分）两大类。 主回路 调速回路液压系统功率较小，负载为阻力负载且工作中变化小，故采用调速阀的进油节流调速回路。为防止在孔钻时负载突然消失引起滑台前冲，回油路设置背压阀。由于已选用节流调速回路，故系统必然为开式循环。 油源型式 系统在快速进、退阶段为低压、大流量的工况且持续时间短，而工进阶段为高压、小流量的工况持续时间长，两种工况的最大流量与最小流量约达60，从提高系统效率和节能角度，宜选用高低压双泵组合供

19、油或采用限压式变量泵供油。两者各有利弊，现决定采用双联叶片泵供油方案，如图5-1所示。图5-1 油源型回路 换向与速度换接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。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，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5-2所示。图5-2 换向与速度换接回路 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图5-3所示。图5-3 选择速度换接回路 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

20、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调定，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未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。 辅助回路在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一压力表及其开关，以便观测泵的压力。 选择回路时可能有多种方案，这时需要反复对比。还应多参考或吸收同类设备液压系统中回路选择的成熟经验。5.2 拟定液压系统图2185.2.1 液压系统图的比较在确定了满足系统要求的主液压回路和必要的辅助回路方案之后，即可将它们组合成一个完整的液压系统并绘制出其原理草图了。把上述

21、各基本回路组合画在一起，得到如图5-4所示的液压系统原理图。1-双联叶片泵；2-换向阀；3-行程阀； 4-调速阀；5，10，13-单向阀；7-顺序阀； 8，9-先导型背压阀；11-滤油器；12-管道；23-液压缸 5-4 初步的液压系统原理图将此图仔细检查一遍，可以发现，这个图所示系统在工作中还存在问题，必须进行修改和整理： （1）滑台工进时，液压缸的进、回油路相互接通不能实现工进，应该在换向回路中串联单向阀，将进、回油路隔断。 （2）为实现液压缸差动连接，应该在换向回路上串接一个顺序阀，阻止油液流回油箱。 （3）滑台工进后应能自动转为快退，考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定

22、位精度要求较高因而需在调速阀出口处接压力继电器。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。 （4）将顺序阀与背压阀的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省去一个元件。综合整理后得到图5-5的液压系统图。组合与绘制液压系统草图时应注意下列事项。 （1） 力求系统简单可靠。 （2） 从实际出发，尽量采用具有互换性的标准液压元件。 （3） 管路尽量要短。 （4） 保证工作循环中的每一动作均安全可靠。 （5） 组合而成的液压系统应经济合理。1-双联叶片泵；2-换向阀；3-行程阀；4-调速阀；5，6,10,13-单向阀；7-顺序阀；8，9-先导型背压阀；11-滤油器；12

23、-管道；14-压力继电器；23-液压缸5-5 整理后的液压系统原理图5.2.2 钻孔的组合机床液压系统图一般的多轴钻孔组合机床液压系统中都有定位、夹紧、松开、拔销，因此在上图5-5中加入这些工况动作，则整理后可得的钻孔组合机床液压系统图如图5-6所示。5-6钻孔组合机床液压系统图1-双联叶片泵；2-三位五通电液换向阀；3-行程阀；4-调速阀；5，6,10,13,16-单向阀；7-外控顺序阀；8，9-先导型背压阀； 11-滤油器；12-管道；14，19,20-压力继电器；15-减压阀；17-二位四通电磁换向阀； 18-单向顺序阀；21-定压阀；22-夹紧缸；23-液压缸；24-压力表；25-压力

24、表开关以下是各工况时进、出油路的情况： (1) 夹紧进油路：双联叶片泵1单向阀10减压阀15单向阀16二位四通电磁换向阀17（左位）单向顺序阀18夹紧缸22（上腔）；回油路：夹紧缸22（下腔）油箱。 （2）快进 当进给系统需要开始自动加工循环时，人工按下自动循环起动按钮，使电磁铁2YA通电，在控制油路驱动下，液动换向阀2右位接入系统，系统开始快进。由于快进时滑台为空载，液压系统只需克服滑台上负载的惯性力和导轨的摩擦力，系统工作压力很低，叶片泵1处于最大偏心距状态，输出最大流量，且外控式顺序阀7处于关闭状态，通过单向阀10的正向导通和换向阀左位接入系统，使液压缸处于差动连接状态，实现液压缸快速运

25、动。此时，系统中油液流动的情况为： 进油路：双联叶片泵1单向阀10换向阀2行程阀3液压缸23(右腔)； 回油路：液压缸23（左腔）换向阀2单向阀6行程阀3液压缸23（右腔）。 （2）工作 当滑台快进到预定位置时（事先已经调好），装在滑台（工作台）前侧面的行程挡块压下行程阀3，电磁铁2YA继续通电，使行程阀的下位接入系统，由于38之间油路被切断，单向阀6反向截止，压力油只有经换向阀2、调速阀4后进入液压缸右腔。此时，系统中油液流动的情况为： 进油路：双联叶片泵1单向阀10换向阀2调速阀4液压缸23（右腔）；回油路：液压缸23（左腔）换向阀2背压阀8顺序阀7油箱。 （3）止挡块停留当滑台进到终点时

26、，碰上事先调整好的死挡块，使滑台不能继续前进，被迫停留。此时，油路状态保持不变，泵1仍在继续运转，使系统压力将不断升高，泵的输出流量不断减少直至与系统(含液压泵)的泄漏量相适应；与此同时，由于流过调速阀4的流量为零，阀前后的压力差为零，从泵1出口到缸右腔之间的压力油路段变为静压状态，使整个压力油路上的油压力相等，即缸右腔的压力升高到泵出口的压力，由于缸右腔压力的升高，引起压力继电器14动作并发信号给时间继电器(图7-4中未画出)，经过时间继电器的延时处理，使滑台停留一小段时间后再返回。滑台在死挡铁处的停留时间通过时间继电器灵活调节。 （4）快退 当滑台按调定时间在死挡块处停留后，时间继电器发出

27、信号，使电磁铁1YA通电，电磁铁2YA断电，使阀2左位接入系统，因而主油路换向。由于此时滑台没有外负载，系统压力下降，液压泵1的流量又自动增至最大，缸小腔进油、大腔回油，使滑台实现快速退回。此时，系统中油液的流动情况为： 进油路：双联叶片泵1单向阀10换向阀2换向阀4液压缸23(右腔)；回油路：液压缸23（右腔）单向阀5换向阀2单向阀13油箱。 （5）原位停止 当滑台快速退回到原位时，另一个行程挡块压下终点行程开关，使电磁铁1YA断电，阀2左右两边的控制油路都通油箱，因而阀2也在其对中弹簧作用下回到中位，液压缸两腔封闭，滑台停止运动，液压泵卸荷。（6） 松开进油路：双联叶片泵1单向阀10减压阀

28、15单向阀16二位四通电磁换向阀17（左位）单向顺序阀18夹紧缸22（有杆腔）；回油路：夹紧缸22（上腔）单向顺序阀18二位四通电磁换向阀17（左位）油箱。系统图中各电磁铁及行程阀的动作顺序见表5-1(电磁铁通电、行程阀压下时，表中记“+”号，反之记“-”号）。表5-1 电磁铁和行程阀的动作顺序工况电磁铁行程阀1YA2YA3YA定位-+-夹紧-+-快进+-工进+-+止挡块停留+-+快退-+-+滑台原位停止-+-松开-拔销-6 元件选择2318 液压系统的组成元件包括标准元件和专用元件。在满足系统性能要求的前提下，应尽量选用现有的标准液压元件，不得已时才自行设计液压元件。 选择液压元件时一般应考

29、虑以下问题。 （1） 应用方面的问题，如主机的问题、原动机的特性等。 （2） 系统要求，如压力和流量的大小、工作介质的种类、循环周期等。 （3） 经济问题，如使用量，购置及更换成本等。 （4） 应尽量采用标准化。6.1 选择液压泵 常用液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵等类型，各种泵间的特性有很大差异。选择液压泵的主要依据是其最高工作压力和最大流量。6.1.1 液压泵的最高工作压力由图6-1可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高

30、压力 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力Pr为 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=6.7MPa 大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 这是大流量泵的最高工作压力。图6-1 工作压力6.1.2 液压泵的最大流量由流量图6-2可知，在快进时，最大流量值为23Lmin,

31、 取K=1.1，则可计算泵的最大流量 K()max =1.123Lmin=25.3Lmin在工进时，最小流量值为0.39Lmin.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1Lmin（约0.01710-3m3s）故小流量泵应取1.39Lmin。 根据以上计算数值，选用公称流量分别为18Lmin、12Lmin；公称压力为70MPa压力的双联叶片泵。6.2 选择电机由功率图6-3可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算Pp= Pp2（qv1+ qv2）=1.49106（0.2+0.3）10-30.75=1096W式中 qv1大泵流量，qv1=18Lmin（约0

32、.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（约0.210-3m3s） 液压泵总效率，取=0.75。 图6-2 流量图6-3 功率6.3 液压控制阀的选择 液压控制阀是液压技术中品种与规格最多、应用最广泛、最活跃的元件。选择液压控制阀时应注意事项如下。 （1）类型应根据系统的工作特征选取阀的类型，例如对于以动力传动为主的液压传动系统可选用普通液压阀、叠加阀或插装阀；对于控制性能要求较高的场合则应选用电液控制阀。 （2）规格型号各种液压控制阀的规格型号，可以系统的最高压力和通过阀的实际流量为依据并考虑阀的控制特性、稳定性及油口尺寸、外形尺寸、安装连接方式、操纵方式等。 （3）实际流

33、量液压阀的实际流量与油路的串、并联有关；串联油路各处流量相等；同时工作的并联油路的流量等于各条油路流量之和。此外，对于采用单活塞杆液压缸的系统，要注意活塞外伸和内缩时的回油流量的不同：内缩时无杆腔回油有与外伸时有杆腔回油的流量之比，与两腔面积之比相等。7 液压系统性能验算当液压系统原理图、组成元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对设计的系统进行各项性能分析计算。其目的在于对液压系统的设计质量做出评价和评判，若出现问题，则应对液压系统某些不合理的设计进行修正或重新调整，或采取其他必要的措施。性能验算内容一般包括压力损失、效率、发热与升温、液压冲击等。对于较重要的系统，还应对其动态性能进行验算

34、或计算机仿真。计算时通常只采用一些简化公式以求得概略结果。7.1 液压系统压力损失验算2 验算的目的在于了解执行器能否得到所需的压力。系统进油路上的压力损失（包括回油路上即从执行器出口到邮箱的损失折算过来的部分）由管道的沿程压力损失、局部压力损失和阀类元件的局部压力损失三部分组成，即=+（Pa)沿程压力损失、局部压力损失和阀类元件的局部压力损失的计算公式见表7-1。表7-1 损失的计算公式项目计算公式符号意义沿程压力损失v2-沿程阻力系数和局部阻力系数；-油液密度,kg/m3；v-流液平均速度，m/s；l-管道长度，m；d-管道直径,m；-阀的额定压力损失，Pa；qn-阀的额定流量，m3/s；

35、qv-阀的实际流量，m3/s局部压力损失v2阀类元件的局部压力损失2 按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径d=18mm，进、回管道长度均取为L=2m；取油液运动粘度=1/104m/s,油液密度=0.kg/m。由表4查得工作循环中进、回管道中通过的最大流量q=83.24L/min发生在快退阶段，由此的液流雷诺数。Re=104=981Re小于临界雷诺数Rec=2300，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均为层流。将适用于层流的沿程阻力系数和管道中液体流速（d）代入沿程压力损失计算公式（见表7-1）得 /d4=10/104(1810-3)4q=0.q在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损

36、失常按以下经验公式计算各工况下的阀类元件的局部压力损失按表5所列公式计算，即根据以上三式计算的各工况下的进回管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失，如表7-2所示。表7-2 各工况下的进回管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失管道压力损失工况快进工进快退进油管道1.0.0.0.0.0.2.51050.3.51051. 回油管道0.0.1.0.0.0.0.61054.851051.61056. 将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如快进工况下的总的压力损失为 =（3.+1.）Pa=3.88105Pa=0.338MPa其余工况以此类推。尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统工

37、作压力超过其能达到的最高压力。7.2 估算液压系统的效率、发热和温升1 本液压系统的进给缸在其工作循环持续时间中，快速进退占3%，而工作进给打97%，所以系统效率、发热和温升可概略用工进时的数值来代表。 （1）计算系统效率 根据式可算得工进阶段的回路效率=0.067其中，大流量泵的工作压力pP2就是此泵通过顺序阀7卸荷时所产生的压力损失，因此其数值为 Pp2=0.3105(33.84/63)=0.MPa前已取双联液压泵的总效率=0.75，现取液压缸的总效率0.95，即可算得本液压系统的效率=0.750.0670.95=0.048足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。

38、（2）计算系统发热功率 工进阶段的发热功率为Ph=Ppi(1-)=611.34（1-0.051）=580.16W （3）计算系统散热功率 假设油箱的有效容积为400L=0.4m3,根据V=0.8abh，求得油箱各边之积为abh=V/0.8=0.4/0.8=0.5m3取油箱三边之比为，a:b:h=1:1:1,则算得a=b=h=0.794m。根据式A=1.8(a+b)h+1.5abA=1.8(a+b)h+1.5ab2.27+0.945=3.22(m)根据油箱的散热功率Pho=KA式中 K-油箱散热系数，取K=15W/(mC)； -油箱与环境温度之差，取=25C 则Pho=KA=153.2225=1

39、207.5WPh=580.16W 可见油箱散热能够满足液压系统的散热要求，不需加设其他冷却装置。结 论在踉跄跄地忙碌中，我的毕业设计课题也终告一段落。看下整体，也基本达到预期的效果。但由于能力和时间的关系，总是觉得有很多不尽人意的地方，也希望以后有机会再学习点相关的知识。 完成情况：经过1个月紧张有序的工作，以完成组合机床的液压系统设计。其中最重要的是液压系统图，及其运动分析。 所得收获：这次毕业设计我对在学校所学该方面知识有了一个系统的复习和总结，还通过各种渠道对所学知识进行了一定的扩展和深入，还学到了很多以前不知道的东西，才知道以前的自己对课本上的内容只是知其然不知其所以然，并不知道如何把

40、自己所学到的知识应用起来，通过这次的设计我才了解到所学知识是多么的重要，以前只是茫然的在学，现在感觉好像找到了目标一样，相信这次的毕业设计会对我以后的工作和生活有很大的影响的，以后我会更加努力的，学习更多的知识来武装自己！ 致 谢经过努力，课程设计终于完成了。本次设计培养了我们对设计工程的设计能力，学习和掌握课件的基本制作方法和步骤，并给我们以后的工作打下坚实的基础，通过本次设计，我们把以前在课本中学习到的理论知识在此次设计中加以综合运用设计资料，并懂得，这样才不至于在设计过程中出现太多错误。在这个过程中我对书本有了更深的了解，学到了很多有价值东西，能达到这样的效果是所有曾经指导过我的老师，帮

41、助过我的同学，一直支持着我的家人对我的教诲、帮助和鼓励的结果。我要在这里对他们表示深深的谢意！首先，要特别感谢我的指导老师，老师渊博的专业知识，严谨的治学态度，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。使我对完成这门课程设计有了很大的兴趣，同时明白许多待人接物与为人处世的道理。 其次，感谢我的父母亲，你们是我力量的源泉，只要有你们，不管面对什么样的困难，我都不会害怕，谢谢你们对我的支持与鼓励！ 参 考 文 献1张利平.现代液压技术应用220例M.北京：化学工业出版社，2009.2张利平.液压传动指南设计M.北京：化学工业出版社，2009.3王守城.容一鸣.液压与气压传动M.北京：北京大学出版社

42、，2008.4周长城.袁光明，刘军营.液压与液力传动M.北京：北京大学出版社，2008.5李状云.液压元件与系统.北京：机械工业出版社，2005.6李芳民.工程机械液压与液力传动M.北京：人民交通出版社，2001.7王广怀.液压技术应用M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2001.8许同乐.液压与气压传动M.北京：中国计量出版社，2006.9曹玉平.液压传动与控制M.天津：天津大学出版社，2003.10张利平.液压站.北京：化学工业出版社，2008.11刘延俊.液压与气压传动（第2版).北京:机械工业出版社，2003.12左建民.液压与气压传动.3版.北京:机械工业出版社，2005.13刘军营.液压与气压传动M.西安：西安电子科技大学出版社，2008.14李状云.液压元件与系统M.北京：机械工业出版社，2005.15许同乐.液压与气压传动M.北京：中国计量出版社，2006.16贺利乐.建设机械液压与液力传动M.北京：机械工业出版社，2004.17章宏甲，黄谊.液压传动M.北京：机械工业出版社，2006.18张宏友.液压与气压传动M.大连：大连理工大学出版社，2009.