2022年液压系统的课程设计说明书.docx

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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 目 录引 言 . 2第一章 明确液压系统的设计要求 . 2其次章 负载与运动分析 . 3第三章 负载图和速度图的绘制 . 4第四章 确定液压系统主要参数 . 4确定液压缸工作压力 . 错误 . 未定义书签；运算液压缸主要结构参数 . 4第五章 液压系统方案设计 . 7选用执行元件 . 7速度掌握回路的挑选 . 7挑选快速运动和换向回路 . 8速度换接回路的挑选 . 8组成液压系统原理图 . 8系统图的原理 . 9第六章 液压元件的挑选 . 11确定液压泵 . 11确定其它元件及辅件 . 12主要零件强度校核 . 13第七章 液压系统性能验算 .

2、 15验算系统压力缺失并确定压力阀的调整值 . 15油液温升验算 . 17设计小结 . 18参考文献 . 191 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 引 言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用,而且越先进的设备,其应用 液压系统的部门就越多；液压传动是用液体作为来传递能量的,液压传动有以下优点：易于获得较大的 力或力矩,功率重量比大,易于实现往复运动,易于实现较大范畴的无级变速,传递运动平稳,可实现快速而且无冲击,与机械传动相比易于布局和操纵,易于 防止过载事故,自动润滑、元件寿命较长,易于实现标准化、系列化；

3、液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量,而液压介质的能量是由其所 具有的压力及力流量来表现的；而全部的基本回路的作用就是掌握液压介质的压 力和流量,因此液压基本回路的作用就是三个方面：掌握压力、掌握流量的大小、掌握流淌的方向；所以基本回路可以依据这三方面的作用而分成三大类：压力控 制回路、流量掌握回路、方向掌握回路；第一章 明确液压系统的设计要求要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统；要求实现的动 作次序为：启动快进工进快退停止；液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力Ft=20000N,移动部件总质量G10000N；快进行程 l 1=100mm,工进行程 l 2=50

4、mm；快进、快退的速度为5m/min,工进速度 m/min；加速减速时间t=0.15s ；静摩擦系数 f s0.2 ；动摩擦系数 f d0.1 ；该动力滑台采纳水平放置的 平导轨,动力滑台可在任意位置停止；2 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 其次章 负载与运动分析负载分析中,暂不考虑回油腔的背压力,液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑；因工作部件是卧式放置,重力的水平分力为零,这样需要考虑的力有：夹紧力,导轨摩擦力,惯性力；在对液压系统进行工况分析时,本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载

5、、惯性负载和机械摩擦阻力负载,其他负载可忽视；1工作负载 Ft工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情形而产生的负载,对于金属切削机床液压系统来说,沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载,即Ft=20000N 2摩擦阻力 Ff阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力,分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分；导轨的正压力等于动力部件的重力,设导轨的静摩擦力为 fF ,就静摩擦阻力 Ffs 0 2. 10000 2000 N动摩擦阻力 Ffd 0 . 1 10000 1000 N3惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度,其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行运算；已知启动换向时间为

6、0.05s ,工作台最大移动速度,即快进、快退速度为4.5m/min ,因此惯性负载可表示为Fmmv10000605. 15N566.3Nt9 .810假如忽视切削力引起的力矩对导轨摩擦力的影响,并设液压缸的机械效率 W=0.9 ,依据上述负载力运算结果,可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情形,如表1 所示；N推力 F/ W/N 表 1 液压缸总运动阶段负载表单位：工况负载组成负载值 F/N 启动F=Ffs2000 加速F=Ffd +Fm快进F=Ffd1000 工进F=Ffd +Ft21000 反向启动F=Ffs2000 加速F=Ffd +Fm快退F=Ffd1000 制动F

7、=Ffd -F m3 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 第三章 负载图和速度图的绘制依据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图F-t如图；第四章 确定液压系统主要参数由表 2 和表 3 可知,组合机床液压系统在最大负载约为 表 2 按负载挑选工作压力17000 N 时宜取 3MP；负载 / KN 50 工作压力 /MPa 0.81 1.52 2.53 34 45 5运算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差异较大,且快进、快退速度要求相等,从降低总流量需求考虑,应确定采纳单杆双作用液压缸的差

8、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,最好采纳活 塞杆固定,而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式；这种情形下,应把液压缸设计成无杆腔工作面积A 1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 呈的关系；工进过程中,当孔被钻通时,由于负载突然消逝,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肯定的背压 背压值为 p2；通过设置背压阀的方式 ,选取此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,但连接管路中不行防止地存在着压降p,且有杆腔的压力必需大于无杆腔,估算时取 ；快退时回油腔中也是有背压的,这时

9、选取被压值 p2；工进时液压缸的推力运算公式为F=/ m=A1p1-A2p2=A1p1-A1/2p2式中： F 负载力m 液压缸机械效率 A 1 液压缸无杆腔的有效作用面积 A 2 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,依据已知参数,液压缸无杆腔的有效作用面积可运算为4 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - F 2100A1p1mp230 .9 06.8642mm222液压缸缸筒直径为D4A1104 .89 mm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

10、 ,因此活塞杆直径为 d=0.707 =mm,依据 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,圆整后取液压缸缸筒直径为 d=80mm；此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：D=110mm,活塞杆直径为A2A1D242）8659mm22（-mmD2d44239工作台在快进过程中,液压缸采纳差动连接,此时系统所需要的流量为q快 进A1-A2v122.1Lmin工作台在快退过程中所需要的流量为q快 退A2v321.2Lmin工作台在工进过程中所需要的流量为 q 工进 =A1 v 1=0.87 L/min 依据上述液压缸直径及流量运算结果,进一步运算 段中的压力、流量和

11、功率值,如表 4 所示；液压缸在各个工作阶名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 表 3 各工况下的主要参数值快工况F推力 F /N 回油腔压力进油腔压力-1 输入功率运算p1FA2pA 1A2P2/MPa P1/MPa P/Kw p1公式2启动0 FA2pA1AqA1A2v1加速Pp1q进快退快速F/m；0 p1p2p1p1Fp2A2A工进qA1v2Pp1qP 12起动Fp2A1A加速qA2v3快退Pp1q制动注：6 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - -

12、- - - 第五章 液压系统方案设计依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畴、低速稳固性有肯定要求,因此速度掌握是该机床要解决的主要问题；速度的换接、稳固性和调剂是该机床液压系统设计的核心；此外,与全部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洁,成本低,节约能源,工作牢靠；选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进,反向快退,且快进,快退速度相等,因此选用单活塞杆液压缸,快进时差动连接,无杆腔面积A 1 等于有杆腔面积A 2 的两倍；速度掌握回路的挑选工况图说明,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

13、,因此考虑采纳节流调速回路即可；虽然 节流调速回路效率低,但适合于小功率场合,而且结构简洁、成本低；该机床的进给运动要求有较好的低速稳固性和速度-负载特性,因此有三种速度掌握方案可以挑选,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,采纳节流阀的节流调速回路即可；但由于在钻头钻入铸件外表 及孔被钻通时的瞬时,存在负载突变的可能,因此考虑在工作进给过程中采纳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,所以油路采纳开式循环回路,以提高散热效率,防止油液温升

14、过高；从工况图中可以清晰地看到,在这个液压系统的工作循环内,液压要求油源交替地供应低压大流量和高压小流量的油液；而快进快退所需的时间1t 和工进所需的时间2t 分别为10006040071000s6st1l1v1l3v3603007t2l2v2601000.051000s120s亦即t220t1因此从提高系统效率、节约能量角度来看,假如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缺失,这样的设计明显是不合理的；假如采纳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7 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 25 页精选学

15、习资料 - - - - - - - - - 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大,除采纳双联泵作为油源外,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,最终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 所示；挑选快速运动和换向回路依据本设计的运动方式和要求,采纳差动连接与双泵供油两种快速运动回路来 实现快速运动；即快进时,由大小泵同时供油,液压缸实现差动连接；本设计采纳二位二通电磁阀的速度换接回路,掌握由快进转为工进；与采纳 行程阀相比,电磁阀可

16、直接安装在液压站上,由工作台的行程开关掌握,管路较 简洁,行程大小也简洁调整,另外采纳液控次序阀与单向阀来切断差动油路；因 此速度换接回路为行程与压力联合掌握形式；速度换接回路的挑选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掌握换向回路即可；为便于实现差动连接,选用 三位五通电磁换向阀；为了调整便利和便于增设液压夹紧支路,应考虑选用 Y 型 中位机能；由前述运算可知,当工作台从快进转为工进时,进入液压缸的流量由 23.07 以削减速度换 L/min 降为 0.318 L/min,可选二位二通行程换向阀来进行速度换接,接过程中的液压冲击,选用双

17、作用叶片泵双泵供油,调速阀进油节流阀调速的开 式回路,溢流阀做定压阀；为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性,回油路上 设置背压阀,初定背压值 Pb；组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后,再增加一些必要的元件和配置一些帮助性 油路,如掌握油路、润滑油路、测压油路等,并对回路进行归并和整理,就可将液压回路合成为液压系统,即组成如图5 所示的液压系统图；为便于观看调整压力,在液压泵的进口处,背压阀和液压腔进口处设置测压 点,并设置多点压力表开关,这样只需一个压力表即能观看各压力；要实现系统的动作,即要求实现的动作次序为：启动加速 快进 减速 工进快退停止；就可得出液压系统中各电磁铁的动作次

18、序如表 5 所示；表中“ +”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“ ”号表示电磁铁断电或行程阀复位；名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 表 4 电磁铁动作次序表图 5 液压系统图9 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 快进如下图,按下启动按钮,电磁铁1YA通电,由泵输出地压力油经2 三位五通换向阀的左侧,这时的主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀21YA得电行程阀3液压缸左腔；回油路：液压缸右腔三位五通换向阀液压缸左腔；21YA得电单

19、向阀 6行程阀 3由此形成液压缸两腔连通,实现差动快进,由于快进负载压力小,系统压力 低,变量泵输出最大流量；当滑台快到预定位置时,此时要减速；挡块压下行程阀3,切断了该通路,电磁阀连续通电,这时,压力油只能经过调速阀 4,电磁换向阀 16 进入液压缸的左腔；由于减速时系统压力上升,变量泵的输出油量便自动减小,且与调速阀 4 开口向适应,此时液控次序7 打开,单向阀 6 关闭,切断了液压缸的差动连接油路,液压缸右腔的回油经背压阀 8 流回油箱,这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降,从而实现减速,其主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀21YA得电调速阀 4电磁换向阀 16液压缸左腔；

20、回油路：液压缸右腔三位五通换向阀减速终了时,挡块仍是压下,行程开关使2背压阀 8液控次序阀 7油箱；3YA 通电,二位二通换向阀将通路切断,这时油必需经调速阀 4 和 15 才能进入液压缸左腔,回油路和减速回油完全相同,此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀 由调速阀 15 调剂,其主油路为：15 的开口相适应,故进给量大小进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀21YA得电调速阀 4调速阀15液压缸左腔；回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 死挡铁停留2背压阀 8液控次序阀 7油箱；当滑台完成工进进给遇到死铁时,滑台即停留在死挡铁处,此时液压缸左腔的压力上升,使压力继电器 器调定；14 发出信号给时间

21、继电器,滑台停留时间由时间继电名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 滑台停留时间终止后,时间继电器发出信号,使电磁铁1YA、3YA 断电, 2YA通电,这时三位五通换向阀 2 接通右位,因滑台返回时的负载小, 系统压力下降,变量泵输出流量又自动复原到最大,滑快速退回,其主油路为：进油路：泵 向阀 10三位五通换向阀 22YA得电液压缸右腔；回油路：液压缸左腔单向阀 5三位五通换向阀 2右位油箱；原位停止当滑台退回到原位时,挡块压下原位行程开关,发出信号,使 2YA 断电,换向阀处于中位,液压两腔油路封闭,滑台停止运动

22、；这时液压泵输出的油液经换向 2 直接回油箱,泵在低压下卸荷；第六章 液压元件的挑选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,然后依据现有的液压元件产品进行挑选即可；1运算液压泵的最大工作压力由于本设计采纳双泵供油方式,依据液压系统的工况图,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运算；依据液压泵的最大工作压力运算方法,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缺失之和；对

23、于 调 速 阀 进 口 节 流 调 速 回 路 , 选 取 进 油 路 上 的 总 压 力 损 失p 0.8MPa,同时考虑到压力继电器的牢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,就小流量泵的最高工作压力可估算为P 1 2 . 97 0 8. 0 . 5 MPa 4 . 27 MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油,图 作压力比快进时大,如取进油路上的压力缺失为 压力为：4 说明,快退时液压缸中的工 0.5MPa,就大流量泵的最高工作P 21. 860.5MPa2.36MPa11 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 25 页精选学习资料 -

24、- - - - - - - - 2运算总流量表 3 说明,在整个工作循环过程中,液压油源应向液压缸供应的最大流量出现在快进工作阶段,为 L/min ,假设整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%运算,就液压油源所需供应的总流量为：q p1 .123.07Lmin30.97Lmin工作进给时,液压缸所需流量约为0.318 L/min ,但由于要考虑溢流阀的最小稳固溢流量 3 L/min ,故小流量泵的供油量最少应为 3.318L/min ；据据以上液压油源最大工作压力和总流量的运算数值,因此选取 PV2R126/26型双联叶片泵,其中小泵的排量为 6mL/r,大泵的排量为 26mL/r,假设

25、取液压泵的容积效率 V=0.9 ,就当泵的转速 np=940r/min 时,液压泵的实际输出流量为q p 6 26 960 0 . 9 1000 L min（5 . 1 22）27 . 072 L minr/min ；取泵的总效率p,就液压泵驱动电动机所需的功率为：Pppqp2 . 3627 1.kW.1 42 kWp600 . 75依据上述功率运算数据,此系统选取Y100L-6 型电动机,其额定功率Pn,额定转速 nn=960r/min ；1 确定阀类元件及辅件 依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 5 所列；2 确定油管 在选

26、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、时间以及进入和流出液压缸的流量,与原定数值不同,重新运算的结果如表 7 所 列；依据表中数值,当油液在压力管中流速取 有杆腔相连的油管内径分别为：3m/s 时,可算得与液压缸无杆腔和d2qv263 . 59106310360mm19 .78 mm取标准值 20mm；d2qv227 .1106310360mm13 . 85 mm取标准值 15mm；因此与液压缸相连的两根油管可以依据标准选用公称通径为 20 和 15 的无缝钢管或高压软管；假如液压缸采纳缸筒固定式,就两根连接管采纳无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可；假如液压缸采纳活塞杆固定

27、式,就与液压缸相连的两根油管可以采纳无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采纳高压软管连接在缸筒上；表 5 液压元件规格及型号12 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 通过的最 规格序号元件名称大流量型号额定流量额定压力额定压降 .1 双联叶片泵q/L/min PV2R12-6/26 qn/L/min Pn/MPa Pn/MPa 5.1+22 16/14 2 三位五通电液换向50 35DYF3YE10B 80 16 阀3 行程阀60 AXQFE10B 63 16 4 调速阀1 AXQFE10B 6 16 5 单向阀60 A

28、XQFE10B 63 16 6 单向阀25 AF3-Ea10B 63 16 7 液控次序阀22 XF3E10B 63 16 8 背压阀YF3E10B 63 16 9 溢流阀YF3E10B 63 16 10 单向阀22 AF3-Ea10B 63 16 11 滤油器30 XU63 80-J 63 12 压力表开关KF3-E3B 3 测点16 13 单向阀60 AF3-Fa10B 100 0 14 压力继电器PFB8L *注：此为电动机额定转速为940r/min 时的流量；13 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 由于方

29、案是低压系统,校核公式PeD,0 .1 D2式中： -缸筒壁厚 m缸筒壁厚 =4pe-试验压力 , pe1.5pl,其中 pl 是液压缸的额定工作压力 D-缸筒内径 -缸筒材料的许用应力； = b/n,b 为材料抗拉强度 MPa,n 为安全 系数,取 n=5；对于 P116MPa.材料选 45 号调质钢,对于低压系统P eD15.41060 .113.3mm21062100因此满意要求；缸底厚度=11 41 5.41023 . 069 mm对于平缸底,厚度1 有两种情形： a.缸底有孔时：10 . 433 D2P e0 . 433103 .d0 . 226100其中dD22d01034.800

30、. 226mm；D10341 .54106.97mm b.缸底无孔时,用于液压缸快进和快退；10.433D2P e0 .433103.4100106其中D 2D211023.3103.4mm；杆径 d 由公式：d4F式中：F 是杆承担的负载N,F=12700N, 是杆材料的许用应力, =100MPa；d4 F341270060 . 01272 mm. 141001014 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 缸盖和缸筒联接螺栓的底径 d1.5 2 KF 5 2. 1 5. 12700d 1z .3 14 6 100

31、10 6 0 . 00725 mm式中 K-拧紧系数,一般取 K=1.251.5 ； F-缸筒承担的最大负载 N； z-螺栓个数； - 螺栓材料的许用应力, = s/n , s 为螺栓材料的屈服点MP,安全系数 ；第七章 液压系统性能验算由于系统的管路布置尚未详细确定,整个系统的压力缺失无法全面估算,故只能先按课本式 3-46 估算阀类元件的压力缺失,待设计好管路布局图后,加上管路的沿程缺失和局部缺失即可；但对于中小型液压系统,管路的压力缺失甚微,可以不予考虑；压力缺失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行； 快进滑台快进时,液压缸差动连接,由表 阀 10 的流量是 22L/min,通过电液

32、换向阀3 和表 4 可知,进油路上油液通过单向 2 的流量是,然后与液压缸有杆腔的回油汇合,以流量通过行程阀3 并进入无杆腔；因此进油路上的总压降为pv0 . 2222.0527 . 120 . 355 .32MPa6380630 . 0240 . 0570 . 231.02796 MPa此值不大,不会使压力阀开启,故能确保两个泵的流量全部进入液压缸；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,15 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 然后与液压泵的供油合并,经行程阀 力 p2 与无杆

33、腔压力 p1之差；3 流入无杆腔；由此可算出快进时有杆腔压pp2p1.0528 .220 . 228 . 22.0355 . 32MPa8063630. 06210 . 040 . 2310 . 3331 MPa此值小于原估量值见表 工进2,所以是偏安全的；工进时,油液在进油路上通过电液换向阀 2 的流量为,在调速阀 4 处的压力缺失为；油液在回油路上通过换向阀 2 的流量是,在背压阀 8 处的压力缺失为,通过次序阀 7 的流量为 0162+22,因此这时液压缸回油腔的压力为 p2 为2 20 . 162 22 . 162p 2 0 5. 0 5. 0 3. MPa 0 . 53712 MPa

34、80 63可见此值小于原估量值； 故可按表 2 中公式重新运算工进时液压缸进油腔压力 p1,即p1Fp2A216333 . 33.053710632 . 43104MPa.284 MPaA163 . 59104106此值与表 3 中数值相近；考虑到压力继电器牢靠动作需要压差 pe,故溢流阀 9 的调压 pp1A 应为P p1p1p1pe2 . 8405.0 .520.505.MPa3.84MPa80 快退快退时,油液在进油路上通过单向阀10 的流量为 22L/min ,通过换向阀 2 的流量为 27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 13 的流量都是 53.13

35、L/min；因此进油路上总压降为pv20.22220 .5271.2MPa0. 082MPa6380此值较小,所以液压泵驱动电动机的功率是足够的；回油路上总压降为p20 2.53.1320 .553. 1320.253.132M Pa0 .616MPapp638063此值与表 3 的估量值相近,故不必重算；所以,快退时液压泵的最大工作压力应为ppp1pv 12.410. 082MPa2.492MPa16 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页,共 25 页精选学习资料 - - - - - - - - - 因此大流量液压泵卸荷的次序阀7 的调压应大于 2.492MPa；液压传动系统在工作时,有压力缺失、容积缺失和机械缺失,这些缺失所消 耗的能量多数转化为热能,使油温上升,导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等,影响正常工作；为此,必需掌握温升 T 在答应的范畴内,如一般机床 = 25 30 ；数控机床 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆= 35 40 ；液压系统的功率缺失