液压与气压传动课程设计-设计一台专用铣床液压系统大学论文

液压与气压传动 课程设计说明书

专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 13机 二 学 号：

姓 名： 指导教师：

常州工学院机械与车辆工程学院

2016年1月8日

前言

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，易于实现较大范围的无级变速，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。 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。而所有的基本回路的作用就是控制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：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。

液压传动与机械传动，电气传动为当代三大传动形式，是现代发展起来的一门新技术。《液压与气压传动》课是工科机械类专业的重点课程之一。既有理论知识学习，又有实际技能训练。为此，在教学中安排一至二周的课程设计。该课程设计的目的是：

1、

综合运用液压传动及其它先修课程的理论知识和生产实际

知识，进行液压传动设计实践，从而使这些知识得到进一步的巩固，加深和发展。

2、

熟悉和掌握拟定液压传动系统图，液压缸结构设计，液压

元件选择以及液压系统的计算的方法。

3、

通过课程设计，提高设计、计算、绘图的基本技能，熟悉

设计资料和技术手册，培养独立分析问题和解决问题的能力，为今后毕业设计及设计工作打下必要的基础。

目 录

一 任务书 ............................... 5 二 液压系统设计步骤 ...................... 6 1 液压系统的工况分析 .................... 6 2 拟定液压系统原理图 .................... 8 3 液压系统的计算和选择液压元件 ......... 14 3.1 液压缸主要参数的计算 ................. 14 3.2 液压泵的流量、压力的计算和选择泵的规 ......................................... 17 3.3 液压阀的选择 ......................... 19 3.4 确定管道尺寸 ......................... 20 3.5 液压油箱容积的确定 ................... 21 4 液压系统验算及技术文件的编制 ......... 22

21 2

4.1 压力损失验算和压力阀的调整压力 ....... 22 4.2 系统温升的验算 ....................... 25 5 绘制工作图，编制技术文件 ............... 27 三 设计体会 ............................ 28 四 参考文献 30

21 3

任 务 书

设计课题：

设计一台专用铣床液压系统。要求实现“夹紧————快进————工进————快退————原位停止————松开”的自动工作循环。夹紧力为3500N，工作缸的最大有效行程为400mm 、工作行程为200mm、工作台自重3000N，工件及液压夹具最大重量为1000N，采用平导轨和V形导轨，水平切削力11000N，垂直切削力2000N，快速4m/min，进给速度为40~1000mm/min。备注：夹紧行程20mm，时间为1s，进回油管长各为1m。

21 4

1、工况分析

首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示。然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。

液压缸所受外负载F包括三种类型，即：

FFwFfFa

式中，Fw—工作负载，对于金属切削机床来说，即为活塞运动方向的切削力，在本例中Fw为11000N

Fa—运动部件速度变化时的惯性负载

Ff—导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨Ff可由下式求得：

Fff(GFRn)

G—运动部件重力，G=3000+1000=4000N；

FRn—垂直于导轨的工作负载，FRn=1000N;

f—导轨摩擦系数，在这里取静摩擦系数为0.2，动摩擦系

数为0.1.则求得：

Ffs=0.2×5000=1000N

Ffa=0.1×5000=500N

上式中Ffs为静摩擦阻力，

Ffa为动摩擦阻力。

FamaGgVt 式中 g—重力加速度；

21 5

△t—启动加速或减速制动的时间。机床中进给运动时一般取△t=0.01～0.5秒；

△V—△t时间内的速度变化量；

题中 Fa=

400049.80.0560544

根据上述各式计算出各工作阶段的负载，列出各工作阶段所受的外负载（见图1-1）,并画出（如图1-2）所示的负载循环图。

图1-1 速度循环图

21 6

图1-2 负载循环图

表1-1 工作循环各阶段的外负载 工作循环 启动、加速 快进 工进 快退 计算公式 外负载F/（N） 1544 500 11500 500 FFfsFa FFfa FFfaFw FFfa

2拟定液压系统原理图

确定液压系统方案、拟定液压系统图，是设计液压系统关键性的一步。系统方案，首先应满足工况提出的工作要求（运动和动力）和性能要求。其次，拟定系统图时，还应力求效率高、发热少、简单、可靠、寿合长、造价低。

2.1 确定系统方案

21 7

1．确定系统方案

通过分析负载循环图，可初步确定最大负载点，并根据工况特点和性能要求，用类比法选用执行元件工作压力。有时主机的工况难以类比时，可按负载的大小选取。在选用液压泵时，应注意所选用液压泵的类型和额定压力。由于管路有压力损失，因此液压泵的工作压力应比执行元件的工作压力高。液压泵的额定压力应比其工作压力高25～60%，使泵具有压力储备。压力低的系统，储备量宜取大些，反之则取小些。初选的执行元件工作压力作为计算执行元件尺寸时的参考压力。然后，在验算系统压力时，确定液压泵的实际工作压力。

（1）确定供油方式

考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进，快退时负载较小，速度较高。从节省能量，减小发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。（2）调速方法的选择

在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高，发热小和速度刚性好的特点，并且调速回路装在回油路上，具有承受负切削力的能力。

（3）速度换接方式的选择

本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换速回路。

(4)夹紧回路的选择

21 8

用二位四通电磁阀来控制夹紧，松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式，考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。

（5）确定液流流向控制方式

根据系统中工作循环、动作变换性能和自动化程度的要求，按书本方向控制回路一节中选择结构形式、换向位数、通路数、中间滑阀机能和操作方式。

（6）确定顺序动作控制的方式

对操作不频繁，动作顺序随机的，如工程、建筑、起重运输等作业，常采用手动多路换向阀控制。如果操纵力较大，可用手动伺服控制。

行程和速度经常变化时，采用伺服系统。

对一般功率不大，换向平稳性要求较低，动作顺序较严格而变化不多的工况下，常采用以下三种控制方式：

A 行程控制。靠运动部件移动到预定位置（行程）时，发出控制信号，使液压元件动作，实现执行元件速度方向的变化。

B 压力控制。利用油路本身压力的变化控制阀门启闭，实现各工作部件依次顺序动作。如利用压力变化的顺序实现多缸顺序动作、快进给工进、低压转增压，或到达一定力后实现系统卸荷、互锁、安全防护等动作。为了防止压力波引起压力控制元件误动作，调整压力应比所需动作的压力高0.5～0.7 MPa。

21 9

C 时间控制。在动作转换中需要间隔一定时间时，常采用电气时间继电器或延时阀的转换，控制时间的间隔。如液压机、压铸机、塑料注射机中保压或冷却一定时间后，实现动作的转换。

有时，为了主机的某一动作更为可靠（如机床，为了定位和夹紧可靠，要求定位行程开关发信，而且夹紧后压力继电器也发信，才允许转换动作），可采用行程和压力联合控制的方式。

此外，还可采用其它物理量的变化实现动作的转换。如压铸机中、加热到规定温度后，通过温度传感器发信，转换下一个顺序动作。有的通过电磁感应、光电感应等发信，转换下一个顺序动作。

2.2 拟定液压系统原理图

确定液压系统方案后，可选择和设计液压基本回路，并配置辅助性回路或元件（如滤油器及其回路、压力表及其测压点布置、控制油路或润滑油路等），即可组成液压系统图。

在拟定液压系统图时，应考虑如下几点： (1)

避免回路之间相互干扰

同一泵源驱动多个执行元件要求同时动作时，由于负载不同会使执行元件先后动作，或者保压油路上，由于其它执行元件的负载变化，使油路压力下降。上述引起速度或压力干扰的现象必须加以解决。

对速度的同步精度要求不高的场合，可在各进油路上串接节流阀；速度同步稍有要求时用调速阀。对同步精度有较高要求时，用流量比例阀或分流-集流阀。

21 10

出现压力干扰，可采用蓄能器与单向阀，使与其它动作的油路隔开。如果时间短，可选用泄漏量较小的换向阀，并用单向阀隔断。

对于某一执行元件必须保持一定压力，然后允许其它执行元件动作的回路，可采用顺序阀，使工作台回转时不会落下。

对于两个以上需快进与工进的执行元件，为了防止快进对工进的干扰，可采用在高压小流量泵与各换向阀之间都串接一个调速阀，在低压大流量泵与各换向阀之间都串接一个单向阀，因此当一个或几个执行元件快进时，其余执行元件可继续工进。也可采用快进与工进由低压大流量泵与高压小流量泵分别供油。

(2)

防止液压冲击

液压系统中由于工作部件运动速度变换、工作负载突变，常会产生液压冲击，影响系统的正常工作，故必须采取预防措施，其办法见表1-3。

表1-3

21 11

(3)

力求控制油路可靠

除高压大流量系统采用单独低压油泵供控制油路外，一般在主油路上直接引出控制油路。此时，引出的控制油应满足液动阀的最低控制压力。当油泵卸荷时，为保证液动阀能换向，在回油路上安装背压阀，或在进油路上安装顺序阀。但应注意，高压系统中，采用高压顺序阀，当高压下开启时间较长时，由于弹簧疲劳、滑阀“卡紧”而不能复位，易产生误动作。同样，电液换向阀由于控制压力较高，在停留时间较长时，也存在不能复位的问题。因此采用面序阀维持开启压力，引出的控制油，经减压阀和安全阀限压后，获得较稳定的低压控制油源。但在高压下工作的可靠性比单独低压泵供油要差些。

21 12

(4) 力求系统简单

在组合基本回路时，力求元件少。如当二个油缸不同时工作而工作速度相同时，可采用公用阀的回路，即在回油路上并联节流阀下二位二通阀。应尽量选用标准元件，品种规格要少。只在不得已时，才自行设计元件。在连接油管时，尽量要短，接头数量要少。

经修改、整理后的液压系统图如图1-4所示：

3、液压系统的计算和选择液压元件

21 13

（1）液压缸主要尺寸的确定 工作压力p的确定

通过负载循环图，初步确定了执行元件的最大外负载和系统的工作压力后，根据选择的执行元件的类型、密封件的型式和回路的组合情况，计算执行元件的主要尺寸。参考主机液压执行器常用的设计压力表（表2-1、表2-2）可知，专用铣床液压系统在最大负载约为11500N时宜选液压缸的设计压力P=3Mpa。

表2-1 按主机类型选择执行元件工作压力

主机类型 机床 农业机械小型 工程机械工程机械辅助机构 液压机、重型械、起重运输机械 磨床 组合机床 龙门刨床 2～8 拉床 8～10 10～16 20～32 工作压力p/MPa

0.8～2.5 3～5 表2-2 按负载选择执行元件工作压力

负载F/KN 工作压力p/MPa <5 5～10 10～20 20～30 30～50 >50 3～4 4～5 >5～7 <0.8～1 1.5～2 2.5～3

21 14

表2-3执行元件背压的估计值

系 统 类 型 压 中、低压系统0～8Mpa 简单的系统和一般轻载的节流调速系统 回油路带调速阀的调速系统 回油路带背压阀 采用带补液压泵的闭式回路 中、高压系统>8～16Mpa 高压系统>16～32Mpa

表2-4 液压缸内径D与活塞杆直径d的关系 按机床的类型选取d/D 机床类别 d/D 0.2～0.3 按液压缸工作压力选取d/D 工作压力p/(Mpa) d/D 0.2～0.3 如锻压机械等 同上 比中低压系统高50%～100% 初算时背压可忽略不计 0.8～1.5 0.5～1.5 0.5～0.8 背 P2(Mpa) 0.2～0.5 磨床、珩床及研磨机床

2 21 15

插床、拉床0.5 >2～5 0.5～0.58 、刨床 钻、镗、车0.7 >5～7 0.62～0.70 、铣床 - - >7 0.7

计算液压缸内径D和活塞杆直径d

D224pF214(Dd)p2Ffc

D24(FFfc)p(D2d2)p2

1p1式中 P1——液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力

Pp；

P2——液压缸回油腔背压力，初算时无法准确计算，可先根据表2-3估计；

dD——活塞杆直径与液压缸内径比，可按表2-4选取； F——工作循环中最大的外负载；

Ffc——液压缸密封处摩擦力，它的精确值不以求得，常用液压缸的机械效率cm进行估算。

FFFfc

cm由负载图知最大负载F为11500N，按表2-3可取P2为0.5MPa，并取液压缸机械效率cm=0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上述数据代入式（2-3）可得

D=4115003.14301050.951-1/61-0.49=0.075m=7.5cm

21 16

根据表2-5，将液压缸内径圆整为D=80mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2-6活塞杆直径系列取d=56mm

表2-5 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）

8 40 125 320

表2-6活塞杆直径系列（GB2348-80）

4 20 56 160

按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5Mpa，回油脊压力为零，ηcm=0.95，则按式（2-3）可得

D=5 22 63 180 6 25 70 200 8 28 80 220 10 32 90 250 12 36 100 280 14 40 110 320 16 45 125 360 18 50 140 400 10 50 (140) 400 12 63 160 500 16 80 (180) 630 20 (90) 200 25 100 (220) 32 (110) 250 41750=0.0306m 53.1425100.9521 17

按表2-5，2-6液压缸和活塞缸的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为32mm和22mm。

按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（2-4）可得

qmin5012.5cm Avmin4

式中qmin是由产品样品查的GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。

本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效面积应取液压缸有杆腔的实际面积，即

(D2d2)(825.62)25.64cm A44可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。 计算在各工作阶段液压缸所需的流量：

q快进q工进44d2V快进DV工进2440.056249.85L/min(0.082)15.025L/min

q快退22（D-d）V快退(0.082-0.0562)410.25L/min442q夹D夹V夹(0.0322)43.2L/min

44（2）确定液压泵的流量、压力的计算和选择泵的规格 泵的工作压力的确定

21 18

考虑到正常工作中进油管路一定的压力损失，所以泵的工作压力为：

ppp1p

式中

pp——液压泵最大工作压力

p1——执行元件最大工作压力；

p——进油管路中的压力损失，初算时简单系

统可取0.2～0.5Mpa，复杂系统取0.5～1.5Mpa，本题中取0.5Mpa。

ppp1p(30.5)Mpa3.5Mpa

上述计算所得的

pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况

的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力

pn(1.25~1.6)pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。本题

中取

pn1.3pp3.25Mpa。

泵的流量确定液压泵的最大流量应为

qpKLqmax

式中

qp——液压泵的最大流量；

（q）max——同时动作的各执行元件所需流量之和的

21 19

最大值，如果这时溢流阀正在工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L/min； KL-系统泄漏系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2。

qpKL(q)max1.210.2512.3L/min

选择液压泵的规格

根据以上算得的和pp和qp再查阅有关手册，现选YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量ｑ0=25mL/r，泵的额定压力

pn= 6.3Mpa，电动机转速nH=600～1500r/min，容积效率

v0.85，总效率0.7。

④与液压泵匹配的电动机的选定

首先分别算出快进和工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2～1L/min范围内时，可取η=0.03～0.14。同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性pq曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即 ：

Bp2pn

式中

pn——所选电动机额定功率；

pB——限压是变量叶片泵的限定压力；

qp——压力为

pB时，泵的输出流量。

首先计算快进时的功率，快进时的外负载为500N，进油路的压力损失定为0.3Mpa，所以p6p50010-0.30.50Mpa

40.056221 20

pq3.59.85快进时所需电动机功率为Ppp600.70.82KW

工进时所需电动机功率为P3.55.025600.70.42KW

查阅电动机产品样本，选用Y90S-6型电动机，其额定功率为0.75KW，额定转速为910r/min。

（3）液压阀的选择

液压阀的规格主要是根据系统的最高工作压力和通过该阀的最大实际流量从产品样本中选取的。一般要求所选阀的额定压力要大于系统的最高工作压力，选阀的额定流量要大于通过该阀的最大实际流量。如果通过阀的流量超过所选阀的额定流量的20%，将会引起过大的压力损失、发热、噪声及阀的性能下降。具体的讲，选择压力阀时应考虑调压范围、流量变化范围及此范围内的压力平稳性等；选择流量阀时主要应考虑流量调节范围、最小稳定流量、阀的最高工作压力、阀的最小压差、阀对压差和温度变化的补偿作用、工作介质的清洁度要求等；在选择方向控制阀时，除了考虑压力、流量外，还应考虑其中位机能、换向频率、阀口的压力损失和内泄漏大小等。此外，在选择阀时还应注意结构形式、压力等级、连接方式、集成方式及操纵方式等。

根据液压阀在液压系统中的最高工作压力与通过该阀的最高流量，可选出这些元件的型号及规格，选定的液压元件如表1-9所示。

表1-9 液压元件明细表

21

表1-9 液压元件明细表

序号 元 件 名 称 最大通过流量/Lmin 1 2 单向节流阀 三位四通电磁换向阀 3 4 5 6 7 8 9 10 单向调速阀 液压泵 单向阀 液控顺序阀 压力继电器 减压阀 压力表开关 二位四通电磁换向阀 11 12

（4）确定管道尺寸

一般先按通过油管的最大流量和管内允许的流速来选择油管的内径。也可按流量、流速、管道尺尺寸计算图直接查出油管尺寸，然后按工作压力来确定油管的壁厚或外径。

压力继电器 滤油器 0.965 5.03 5.03 15.38 0.965 12.3 0.965 0.965 0.965 12.3 15.38 1型号 ALF-E10B 34EF30-E10B AQF3-E10B YBX-16 AF3-EA10B XF3-E10B DP-63B JF3-10B AF3-Ea10B 24EF3-E10B DP1-63B XU-B32×1000 油管内径d，由下式求得 d4.6qmm v式中 q—通过油管的最大流量（L/min）；

21 22

v—油管内允许流速（m/s）。对吸油管道取1～2m/s，对压油管道取2.5～5m/s。

本题中系统主油路流量按差动流量时取q=20L/min，压油管的允许流速取v=4m/s,则内径d为

d4.6qv4.620410.3mm 若系统主油路流量按快退流量时取q=10.25L/min,

d4.6qv4.610.2547.36mm，则可算得油管内径

d=7.36mm。

综合诸因素，现取油管的内径d为9mm。吸油管同样可按上式计算（q=24L/min、v=1.5m/s），参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为35mm。

（5）液压油箱容积的确定

油箱的主要作用是储油和散热，因此必须有足够的散热面积和储油量。整个液压系统的能量损失，包括压力损失、流量损失和机械损失，均转化为热能，使油温升高，使油氧化变质，影响系统正常工作，故对油温有一定允许范围。要保证这一点，最主要的是合理拟定液压系统，提高系统的效率，减少系统的发热。其次要保证油箱有一定的散热面积，也就是保证油箱有一定的容量。

油箱的有效容量可按下列经验公式概略确定： 在低压系统中 V=(2～4)qp

在中压系统中 V=(5～7) qp

21 23

在中高压、高压大功率系统中（p>6.3Mpa),可取 V=(6～12) qp 式中 V——液压油箱有效容积 qp——液压泵额定流量（L/min）。 所以现选用容器为V=160L的油箱

按上式概略确定的油箱容积，一般情况下能保证正常工作。但在功率较大而连续工作的工况下，需按发热量验算后确定。

油箱结构设计时，应注意以下几点：

1) 结构上应考虑清洗、换油方便。油箱顶部要有加油孔，底面应有倾斜度，放油孔开在最低处 .

2) 吸油管及回油管应隔开，中间加隔板，以使回油中夹杂的气泡和脏物行到沉淀，不至直接进入吸油管。隔板高度不低于油面到箱底高度的3/4，而油面高度是油箱高度的0.8；

3) 吸油管离箱底距离H≥2D，距箱壁大于3D（D为吸油管外径）；回油管需插入油面以下，距箱底h≥2d（d为回油管外径），油管切口角为45。，切口面向箱壁。

4、液压系统的验算

为了判断液压系统工作性能的好坏，和正确调整系统的工作压力，常需验算管路的压力损失、发热后的温升。对动态特性有要求的系统，还需验算液压冲击或换向性能。

（1） 压力损失验算和压力阀的调整压力

由于系统的具体管路布置尚未清楚，整个回路的压力损失无法估算，仅只有阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定

21 24

压力值时参考。因快退时，液压缸无缸腔的回油量是进油量的2倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失。假定液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为

15℃，由手册查出此时油的运动粘度

1.5st1.5cm2s ，油的密度900Kgm3。

已知：该液压系统中进、回油管的内径均为9mm,各管道的长度分别为：AB=0.3m,AC=0.7m,AD=0.7m,DE=1m.

工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为1m/min,进给时的最大流量为5.025L/min，则液压油在管内的流动速度v1为：

q5.0254103v1.140.97903cm/min132cm/232s 4d管道流动雷诺数Re1为：

Rev1d1320.91v1.579.2

Re1<2300，可见油液在管道内流动状态为层流，其沿程阻力系数

175Re75.20.95，进油管道BC的沿程压力损失p11为179plv2190011d20.951.32260.910220.8310

查得换向阀34EF30-E10B的压力损失p120.05106pa，忽略油液通过管接头、油路板等处局部压力损失，则进油管总压力损

21 25

失p1为

p1p11p120.831060.051060.88106pa

工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则：

v1v266cm/s

2v2d660.9Re239.6

v1.5275751.89 Re239.6回油管道的沿程压力损失为：

p21lv219000.66261.890.0410pa2d20.91026查产品样本得换向阀23EF3B-E10B的压力损失p220.02510pa，换向阀34EF30-E10B的压力损失p2-3AQF3-E10B的压力损失p240.025106pa，调速阀

0.5106pa，回路总压力损失：

p2p21p22p23p24(0.040.0250.0250.5)1061.04106pa变量泵出口处压力

pp

2A1D50.26104m2

4

21 26

A2（D2d2)25.64104m24

pFcmA2p2pAP11115000.9525.6410-41.041060.88106

50.2610-43.82106pa④快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即20L/min，AC管路的沿程损耗为p11为：

vq204103131454cm/min524cm/s4d23.140.92

Re1v1dv5240.91.5314.4 175Re750.24 1314.4lv2p11d20.240.79005.2426 0.910220.2310pa同样可求管道AB段及管道AD段的沿程损耗p12和p13为

vq1041032140.9215727cm/min262cm/s23.

4d21 27

Rev2d2620.92v1.5157.2

75752Re0.48

1157.2plv212d20.480.39002.622

60.910220.0510paplv213d20.480.7

0.91029002.62220.12106pa查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为： 34EF30-E10B的压力损失p210.17106pa 23EF3B-E10B的压力损失p220.17106pa 据分析在差动连接中，泵的出口压力pp为

pFp2p11p12p13p21p22A2cm20.230.050.120.170.1710650025.641040.95

1.18106pa快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。 （2）系统温升的验算

在整个工作循环中，工进阶段所占时间最长，为了简化计算，主

21 28

要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。

当v=4cm/min时，

q4D2 v4(0.08)20.040.201L/min

此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2Mpa，则有

P3.20.201输入600.10.1072KW

P11500410-5输出Fv600.0077KW 此时的功率损失为

PP输入P输出0.10720.00770.0995KW

当v=100cm/min时，q=5.025L/min，总效率为0.7

则 P3.25.025输入600.70.383KW

P11500100105输出Fv600.192KW

PP输入P输出0.3830.1920.191KW 可见在工进速度低时，功率损失为0.191kw，发热量最大。 假设系统的散热状况一般，取K10103kW/cm2C,油箱的

21 29

散热面积A为

A0.0653V20.06531602m21.92m2

系统的温升为 tPKA0.191101031.929.94C 验算表明系统的温升在许可范围内。

5、 绘制工作图，编制技术文件

选定液压元件，经必要的验算后，按工况分析和工作性能的要求，反复修改初步拟订的液压系统图，便可绘制正式的液压系统图。图中：1) 标题栏中应表明液压元件、辅助元件的规格、型号和调整值。2) 在各执行元件的上方标出工作循环示意图。对复杂的系统，按各执行元件的动作程序绘制动作周期表，应以主机静止状态画出液压系统图。

3) 应绘出电气行程开/关布置图，并附电磁铁、压力断电器等动作程序状态表。然后，绘制液压系统的管路布置示意图，泵源装配图（包括油箱、油泵机架）、阀安装总体结构（包括通油板或集成块）和电气线路图。

最后，编写液压系统设计计算书和液压系统工作原理、操作、使用说明书，其中包括液压系统图。

21 30

三 设计体会

这次液压系统课程设计，是我们第一次较全面的液压知识的综合运用，通过这次练习，使得我们对液压基础知识有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，将原来看来比较抽象的内容实现了具体化，初步掊养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用相关课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展了有关液压系统设计方面的知识。

通过制订设计方案，合理选择各液压零件类型，正确计算零件的工作能力，以及针对课程设计中出现的问题查阅资料，大大扩展了我们的知识面，培养了我们在本学科方面的兴趣及实际动手能力，对将来我们在此方面的发展起了一个重要的作用。本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。

通过这次铣床的液压系统的设计，我学到了许多液压传动的实际中知识。也体会到了设计一个液压系统的艰难，以及在液压系统的设计过程中应注意的问题。这对我在以后的工作和学习中有很大的帮助。通过这段时间的设计，发现设计是一个系统性的工程，越做到后面，

21 31

越发现自己知识的局限性，认识到自己的很多不足，自己知识的很多盲点和漏洞，知识和实践的差距，所以说通过这次设计我深刻的认识到理论联系实际的能力还急需提高。

在这个过程中，遇到了一些困难，在课程设计中出现的问题主要现在两个方面：一方面是对以前所学的知识掌握的不牢固，似懂非懂，但到了该使用的时候却不能够轻松自由的使用，甚至有些就直接想不起来了。另一方面是对于课外的知识了解的太少，在这次课程设计中发现上面有很多东西是自己不熟悉的，还有一些是自己根本就没有听说过的。在计算过程中，对很多公式不是很理解，计算出数据后在圆整方面缺乏经验。主要问题是液压系统原理图的设计很困难，对液压系统的原理还不是很熟练。绘液压系统原理图时，有很多液压元件的画法存在小的问题。对于一些公式的运用不是非常熟练。。该次液压传动课程设计使我学会了综合运用《液压与气压传动》课程及其它先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压传动的设计实践，将理论知识和生产实际知识紧密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。通过设计实际训练，为后续专业课的学习、毕业设计及解决工程问题打下良好的基础。

本次设计涉及了液压传动的大部分知识还有就是CAD作图和word文档的处理。也使我们很好的将课本上的知识与实际结合起来，收获颇多，特别是收集资料和信息的能力，这也是我们大学期间一次难得机会，总之是获益匪浅。

21 32

参考文献：

[1] 《液压传动》 丁树模主编 机械工业出版社 [2] 《液压与气压传动》 左健友主编 机械工业出版社 [3] 《液压与气动技术》 张宏友主编 大连理工大学出版社 [4] 《液压与气动传动》（第二版）马振福主编 机械工业出版社[5] 《机械设计手册》 成大先主编 化学工业出版社 [6] 《液压与气压传动》 游有鹏主编 科学出版社

21 33