组合机床液压控制系统设计论文

第 1 页 共 21 页 【 摘要 】 液压控制系统在组合机床中有着重要作用，对液压控制系统的设计也是进行组合机床设计的重要组成部分。做好对液压控制系统的设计，有利于提升组合机床的总体性能，并使液压动力元件有效可靠的运行。 液压系统设计是整个机械设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求、利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，在经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。本文以组合机床液压控制系统 为研究对象，对 组合机床驱动动力滑台液压控制系统 的体系结构进行了研究， 并 以 组合钻床驱动动力滑台的液压控制 为切入点，对 如何使 组合钻床驱动动力滑台 实现 液压控制 进行了深入研究。 本文对该组合 钻 床的液压控制系统的设计 主要有以下几点内容 : 1. 根据毕业设计任务书中的要求和已知条件对 液压系统 进行 工况分析； 2. 由工况分析的结果经过必要的分析和更正， 拟定液压系统原理图； 3. 对 液压系统 各参数进行 计算 并 选择液压元件 ，再由液压系统原理图将所选择的液压元件组合成 驱动动力滑台的液压控制 系统 ； 4. 对液压系统进行 分析和 验算 ，确保 该系统能够准确可靠地完成毕业设计任务书中要求的工作循环 ； 5. 绘制 该组合机床液压控制系统的正式工作图并 编辑 相关 技术文件 。 【 关键词 】 ： 液压传动、液压泵、液压缸、压力、流向、流量、速度、方向控制阀、系统回路、有效工作压力、有效工作流量。 第 2 页 共 21 页 目 录 引言 3 1 组合机床 液压系统的 工况分析 4 载分析 4 动分析 6 2 液压系统主要参数的确定 7 3 确定液压系统方案和拟定液压系统原理图 9 定液压系统方案 9 定基本回 路 10 液压回路综合成液压系统 12 4 选择液压元件 13 压泵 13 类元件及辅助元件 14 管 15 箱 16 封件的选择 16 5 验算液压系统性能 17 算系统压力损失 17 算油液温升 19 6 绘制 液压 系统相关图纸 19 7 参考文献 20 8 设计总结 20 9 致谢 21 第 3 页 共 21 页 【 引言 】 组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效率专用机床。它能完成钻、扩、铰、铣和工件的转位、定位、夹紧、输送等工序，可以用来组成加工自动线。为了缩短加工的辅助 时间，满足各工序的进给速度要求，组合机床液压系统必须具有良好的换接性能与调速特性。因此它是一种以速度变换为主的液压系统，它的控制系统大多采用机、液、电气相结合的控制方式。 液压传动相对于机械传动来说，是一门新技术。自 1795 年制成第一台水压机起，液压技术就进入了工程领域， 1906 年开始应用于国防战备武器。第二次世界大战期间，由于军事工业迫切需要发应快和精度高的自动控制系统，因而出现了液压伺服系统。 20世纪 60 年代以后，由于原子能、空间技术、大型船舰及计算机技术的发展，不断地对液压技术提出新的要求，液压技术相 应也得到了很大发展，渗透到国民经济的各个领域中。在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术得到普遍应用。近年来液压技术已广泛应用于智能机器人、海洋开发、宇宙航行、地震预测及各种电液伺服系统，使液压技术的应用提高到一个崭新的高度。目前，液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声和高度集成 化 等方向发展；同时，减小元件的重量和体积，提高元件寿命，研制新的传动介质以及液压传动系统的计算机辅助设计、计算机 仿真 和优化设计、微机控制等工作，也日益取得显著成果。 解放前，我国经济 落后，液压工业完全是空白。解放后，我国经济获得迅速发展，液压工业也和其它工业一样，发展很快。 20 世纪 50 年代就开始生产各种通用液压元件。当前，我国已生产出许多新型和自行设计的系列产品，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电液脉冲马达以及其它新型液压元件等。但由于过去基础薄弱，所生产的液压元件，在品种与质量等方面和国外先进水平相比，还存在一定差距，我国液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业技术的发展，可以预见，液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业部门中的用应，也将会越来越广泛。现代机械一般多是机械、电 气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。 液压传动控制是工业中经常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过程。因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。液压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。液压传动利第 4 页 共 21 页 用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。从原理上来说，液压传动所基 于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达到一个变换的目的。我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。 液压传动中所需要的元件主要有动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件等。 液压动力元件是为液压系统产生动力的部件，主要包括各种液压泵。液压泵依靠容积变化原理来工作，所以一般也称为容积液压泵。齿 轮泵是最常见的一种液压泵，它通过两个啮合的齿轮的转动使得液体进行运动。其他的液压泵还有叶片泵、柱塞泵，在选择液压泵的时候主要需要注意的问题包括消耗的能量、效率、降低噪音。 液压执行元件是用来执行将液压泵提供的液压能转变成机械能的装置，主要包括液压缸和液压马达。液压马达是与液压泵做相反的工作的装置，也就是把液压的能量转换称为机械能，从而对外做功。 液压控制元件用来控制液体流动的方向、压力的高低以及对流量的大小进行预期的控制，以满足特定的工作要求。正是因为液压控制元器件的灵活性，使得液压控制系统能够完成不同的活动。液压控制元件按照用途可以分成压力控制阀、流量控制阀、方向控制阀。按照操作方式可以分成人力操纵阀、机械操纵法、电动操纵阀等。 除了上述的元件以外，液压控制系统还需要液压辅助元件。这些元件包括管路和管接头、油箱、过滤器、蓄能器和密封装置。通过以上的各个器件，我们就能够建设出一个液压回路。所谓液压回路就是通过各种液压器件构成的相应的控制回路。根据不同的控制目标，我们能够设计不同的回路，比如压力控制回路、速度控制回路、多缸工作控制回路等。 在工业生产中广泛应用的组合机床，其传动及控制系 统大部份采用的是液压装置。因此对组合机床液压控制系统的设计也将围绕着对液压 动力元件、 液压 执行元件、 液压控制元件、 液压 辅助元件 以及 液压回路 的选择而进行。 1 组合机床液压系统的工况分析 载分析 系统的负载包括切削负载、惯性负载及摩擦阻力负载。 第 5 页 共 21 页 1） 切削负载 由机械切削加工方面的知识可知，用高速钢钻头（单个）钻铸铁孔时轴向切削力位为 N)为： 式中： D 钻头直径，单位为 s 每转进给量，单位为 mm/r ； 铸件硬 度。 根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速 n 和每转进给量 s 按“组合机床设计手册”取： 对 孔：1n=360 r/1s=mm/r ； 对 孔：2n=550 r/2s=mm/r ； 所以，系统总的切削负载 ： 0 . 8 0 . 6 0 . 8 0 . 61 0 2 5 . 5 1 3 . 9 0 . 1 4 7 2 6 0 2 2 5 . 5 8 . 5 0 . 0 9 6 2 6 0 惯性负载 51 2 0 6 6 . 6 6 76 0 0 . 1 5m vF m 阻力负载 机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为： 1 2 0 9 . 8 1 1 7 6nF m g N 静摩擦阻力： 0 . 2 1 1 7 6 2 3 5 . 2t f s nF f F N 动摩擦阻力： 0 . 1 1 1 7 6 1 1 7 . 6f d d nF f F N 由此得出液压缸在各工作阶段的负载 ， 如表 1 所列 ： 第 6 页 共 21 页 表 1 液压缸在各工作阶段的负载 况 负载组成 负载值 F（ N） 启 动 L n f 速 /L n f m v t 进 L n f 进 L n d f F 退 L n f 表 1 数值绘制的动力滑台负载图 1(a)所示 : 图 1(a) 组合机床液压缸负载图 动分析 根据工作循环（总行程3 1 2 150l l l m m ，工进速度1 1 1 2 2 5 3 / m i nv n s n s m m ），绘制动力滑台速度图 ,如图 1(b)所示： 图 1(b) 组合机床液压缸 速度图 第 7 页 共 21 页 2 液压系统主要参数的确定 根据表 2、表 3 可知，当组合机床在最大负载约为 24000N 时，取液压系统工作压力1 4p 表 2 按负载选择系统工作压力 负载 /0 系统压力 / 7 表 3 按主机类型选择系统工作压力 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 龙门刨床 拉 床 工作压力 p/( 5 2 8 8 10 10 16 20 32 鉴于要求动力滑台快进、快退速度相等，液压缸可选用双作用单活塞杆式，并在快进时作差动连接。在此情况下，通常液压缸无杆腔的工作面积1速比12/2。 在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压2p，以防止孔钻通时滑台突然前冲。在液压缸结构参数尚未确定之前，一般按经验数据估计一个数值 。系统背压的一般经验数据为：回油路有调速阀或背压阀的系统取 现取液压缸回油背压推荐值取2p 快进时，液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按 虑。 快退时回油腔中也应具有背压，算。 用工进时的负载值计算液压缸面积（取液压缸的机械效率m 322 6122 3 4 8 5 . 1 2 1 3 . 3 0 6 1 0( ) 0 . 9 6 ( 4 2 0 . 6 ) 1 0 321 2 22 6 . 6 1 2 1 0A A A m 14 0 . 0 9 1 8 第 8 页 共 21 页 0 . 7 0 7 0 . 0 6 5d D m 将直径按 2348 1993(2001)圆整 得： ； 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 2 3 21 / 4 7 . 8 5 1 0A D m 2 2 3 22 ( ) / 4 2 . 8 2 6 1 0A D d m 根据上述液压缸两腔的实际有效面积值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表 4 所示，并据此绘出工况图 4(a)所示： 表 4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值 工 况 负载/油腔压力2 /p 1 /p 3310 /( / )q m s 输入功率 /P 计算式 快进（差动） 启动 1 ( / )2 1 2 / ( )A p A A； 1 2 1()q A A v； 1P 速 恒速 进 ( / )2 2 1/p A A； 12q 1P p q快退 启动 1 ( / )2 1 2/p A A； 23q A v； 1P p q加速 恒速 9 页 共 21 页 图 4(a)组合机床液压系统工况 图 3 确定液压系统方案和拟定液压系统原理图 定液压系统方案： 由于该机床是固定机械，且不存在外负载对系统做功的工况，并由图 4(a)知，液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，该液压系统以采用 节流调速方式和开式系统为宜。 从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。最大流量约为最小流量的 64 倍，而快进和快退所需的时间1 311136 0 1 0 0 6 0 1 5 0 35 1 0 0 0 5 1 0 0 0 2226 0 5 0 5 6 . 60 . 0 5 3 1 0 0 0 亦即21/ 19因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，故采用由大、小两个液压泵供油的油源方案，如图 5 所示： 第 10 页 共 21 页 图 5 动力源 定基本回路 ： 由于不存在负载对系统 做功 的工况，也不存 在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须有快速运动、换向、调速、速度换接、调压及卸荷等基本回路。 1）确定调速回路： 系统采用进油节流调速回路（设置调速阀），为解决孔钻通时滑台会突然前冲的问题，在回油路上设置 了 背压阀。 2)确定换向、快速运动及速度换接回路 : 由图 4(a)组合机床液压系统工况图 可知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由 至 台的速度变化较大，可选用行程阀来控制（缓冲制动）速度的换接，以减少液压冲击。当滑台由工进转为快退时，回油路中通过的流量很大 进油路中通过 油路中通过 L/了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀构成速度换接回路 。 如图 6 所示： 第 11 页 共 21 页 图 6 速度换接回路 如图 7 所示，在本系统中采用三位五通换向阀实现换向及快进、工进、快退速度换接。当换向阀处在左工位时，液压缸实现差动快进。 如图 7 换向 回路 3)选择调压和卸荷回路： 油源中设有溢流阀（见图 5） ,由溢流阀调定系统工作压力（由定量泵与溢流阀构成恒压油源）。由于系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定 值，所以又 起 安全作用。 在双泵供油油源中设有液控顺序阀作卸荷阀，当滑台工进或停止时，低压大流量液压泵可经此阀卸荷。由于高压小流量泵的功率较小，在系统中不再为其单独设置卸荷回路。 第 12 页 共 21 页 液压回路综合成液压系统： 把上述液压回路组合在一起，就可以得到如图 8 所示的 经过初步整合的液压系统原 理图 ： 图 8 液压系统初步整合原理图 1 双联叶片泵； 1A 小流量液压泵； 1B 大流量液压泵； 2 三位五通电液换向阀； 3 行程阀； 4 调速阀； 5 单向阀； 6 液压缸； 7 卸荷阀； 8 背压阀； 9 溢流阀； 10 单向阀； 11过滤器； 12 压力表接点； a 单向阀； b 顺序阀； c 单向阀； d 压力继电器 。 经过检查，可以发现，该图所示系统在工作中好存在一些问题。为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，所以对该系统进行如下整合： 1)为了解决滑台工 进（阀 2 在左位）时进、回油路相互接通，系统无法建立起工作压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀 a，将进、回油路隔断。 2)为了解决滑台快进时其回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回路上串接一个液控顺序阀 b。这样，当滑台快进时，因负载较小而系统压力较低，阀 b 关闭，从而阻止了油液返回油箱。 3)为了解决机床停止后，因回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，从而影响滑台运动平稳性的问题，在电液换向阀的回油口增设单向阀 c。 4)为了在滑台工进后完成后，系统能自动发出 快退信号，在调速阀输出端增设一第 13 页 共 21 页 个 压力继电器 d。 5)将顺序阀 b 和背压阀 8 的位置对调一下，可以将顺序 阀 b 与油源处的液控顺序阀 7 合并。 经过修改、整合后的液压系统原理图，如图 9 所示： 如图 9 整合后的液压系统原理图 1 双联叶片泵； 1A 小流量液压泵； 1B 大流量液压泵； 2 三位五通电液换向阀； 3 行程阀；4 调速阀； 5 单向阀； 6 单向阀； 7 顺序阀； 8 背压阀； 9 溢流阀； 10 单向阀； 11 过滤器； 12 压力表接点； 13 单向阀； 14 压力 继电器。 4 选择液压元件 压泵： 在整个工作循环中液压缸的最大工作压力为 设进油路上的压力损失为 使压力继电器能可靠地工作，小流量液压泵的最大工作压力应为： 1 3 . 6 8 7 0 . 8 0 . 5 4 . 9 8 7 P a 大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，假设油路上的压力损失为 此时进油不经调速阀，故压第 14 页 共 21 页 力损失减少），则大流量液压泵的最高工作压力 为： 2 0 . 4 3 4 0 . 5 0 . 9 3 4 P a 由图 4(a)工况图可知，两液压泵应向液压缸提供的最大流量为 该系统较简单，取泄漏系数 ，则两个液压泵的实际流量 应为： 1 . 0 5 2 5 . 1 4 2 6 . 3 9 7 / m i 若溢流阀的最小稳定溢流量为 3L/工进时输入液压缸的流量为 由小流量泵单独供油时，其流量规格最少应为 根 据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取 6 型双联叶片液压泵，其小泵和大泵的排量分别为 6mL/r 和 26mL/r。当液压泵的转速 9 4 0 / m 该液压泵的理论流量为 ，若取液压泵的容积效率 ，则液压泵的实际输出流量为： ( 6 2 6 ) 9 4 0 0 . 9 / 1 0 0 0 5 . 1 2 2 2 7 . 1 / m i n 2 6 . 3 9 7 / m i L 即所选液压泵的实际流量满足设计要求。 且 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 液压泵的总效率 ，则液压泵驱动电动机所需的功率为： 0 . 9 3 4 2 7 . 1 0 . 66 0 0 . 7 5k W 根据此数值查阅电动机产品样本选取 6 型电动机，其额定功率 额定转速 9 4 0 / m 类元件及辅助元件 ： 根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规 格，如表 10 所列 ： 第 15 页 共 21 页 表 10 液压元件和 液压辅助元件 的型号及规格 序号 元件名称 估计通过流量/(L/额定流量/(L/额定压力 /定压降 /号、规格 1 双联叶片泵 (2) 6 6+26)mL/r 2 三位五通电磁阀 60 80 16 5 行程阀 50 63 16 向行程调速阀 ) m a x 1 0 0 / m i 调速阀 50 16 5 单向阀 60 63 16 单向阀 25 63 16 m a x 8 0 / m 液控顺序阀 25 63 16 背压阀 3 16 溢流阀 5 63 16 0 单向阀 25 63 16 m a x 8 0 / m 1 滤油 器 30 63 16 2 压力表开关 16 测点 13 单向阀 60 63 16 m a x 8 0 / m 4 压力继电器 14 通径 此为电动机额定转速 9 4 0 / m 液压泵输出的实际流量 管： 各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计 算。 由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以第 16 页 共 21 页 要重新计算，如表 11 所列： 表 11 液压缸的进、出流量 及运动速度 快 进 工 进 快 退 输入流量/(L/1 1 1 2( ) / ( ) q A A( 7 8 . 5 2 7 . 1 ) / ( 7 8 . 5 2 8 . 2 6 ) 1 1 2 7 排出流量/(L/2 2 1 1( ) /( 2 8 . 2 6 4 2 . 3 4 ) / 7 8 . 51 5 . 2 4 2q A q A2 2 1 1( ) /( 2 8 . 2 6 0 . 3 9 2 ) / 7 8 . 50 . 1 4q A q A2 1 1 2( ) /( 7 8 . 5 2 7 . 1 ) / 2 8 . 2 67 5 . 2 8q A q A运动速度/(m/1 1 2/ ( )( 2 7 . 1 1 0 ) / ( 7 8 . 5 2 8 . 2 6 )5 . 3 9pv q A A 2 1 1/( 0 . 3 9 2 1 0 ) / 7 8 . 50 . 0 5 3v q A3 1 2/( 2 7 . 1 1 0 ) / 2 8 . 2 69 . 5 9v q A由表 11 可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。 根据表 11 中的数值，取推荐流速 3/v m s ，计算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为： 362 / ( ) 2 ( 4 2 . 3 4 1 0 6 0 ) / ( 3 1 0 ) 1 7 . 3 1wd q v m m 362 / ( ) 2 ( 2 7 . 1 1 0 6 0 ) / ( 3 1 0 ) 1 3 . 8 5yd q v m m 液压缸进、出两根油管都选用内径 15径 15 号冷拔无缝钢管 。 箱： 取经验数据 7 ，则油箱估算容积为： 7 2 7 . 1 1 8 9 . 7VV q L 按 8761981 规定，取最靠近的标准值 250。 封件的选择： 液压系统中密封件的作用是防止工作介质的内外泄漏，以及防止灰尘，金属屑等异物侵入液压系统。能实现上述作用的装置称为密封装置，其中起密封作用的关键元件密封元件，简称密封件。系统的内外泄漏均会使液压系统容积效率下降，或达不到要求的第 17 页 共 21 页 工作压力，甚至使液压系统不能正常工作。外泄漏还会造成工作介质的浪费，污染环境。异物的侵入会加剧液压元件的磨损，或使液压元件堵塞，卡死甚至损坏，造成系 统失灵。一般的液压系统对密封件的主要要求是： （ 1） 在一定的压力，温度范围内具有良好的密封性能； （ 2） 有相对运动时，因密封件引起的摩擦应尽量小，摩擦系数应尽量稳定； （ 3） 耐腐蚀、耐摩性能好，不易老化，工作寿命长，磨损后能在一定程度上自动补偿； （ 4） 结构简单，装拆方便，成本低廉。 5 验算液压系统性能 算系统压力损失 ： 由于系统的管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算， 故只能先估算阀类元件的压力损失， 对 压力损失的验算按一个工作循环中不同阶段分别进行。 1) 快进时： 滑台快进时，液压缸差动连接，由表 10 和表 11 可知，进油路上油液通过单向阀 10的流量是 22L/过电液换向阀 2 的流量是 ，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 。因此进油路上的总压降为： 2 2 22 2 2 7 . 1 4 2 . 3 40 . 2 0 . 5 0 . 3 0 . 2 26 3 8 0 6 3 P a 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 ，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2杆腔压力1 2 2 2211 5 . 2 4 2 1 5 . 2 4 2 4 2 . 3 40 . 5 0 . 2 0 . 3 0 . 1 6 58 0 6 3 6 3p p p M P a 此值 小于 设计估计值 符合要求 。 2) 工进时： 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 处的压力损失为 油液在回路上通过换向阀 2 的流量是 ，在背压阀 8处的压力损失为 通过顺序阀 7 的流量为 （ 2） L/ ，第 18 页 共 21 页 折算到进油路上因阀类元件造成的总压力损失为： 2 2 20 . 3 9 2 0 . 1 4 2 2 . 1 4 2 8 . 2 60 . 5 0 . 5 0 . 5 0 . 6 0 . 3 0 . 7 38 0 8 0 6 3 7 8 . 5 P a 液压缸回油腔的压力2 2220 . 1 4 2 2 . 1 40 . 5 0 . 6 0 . 3 0 . 6 3 78 0 6 3p M P a 此值略大于原估计值。 重新计算工进时液压缸进油腔压力1p，即： 64221 4612 3 4 8 5 . 1 2 1 0 . 6 3 7 1 0 2 8 . 2 6 1 00 . 6 9 3 . 9 27 8 . 5 1 0 1 0 P 考虑到压力继电器可靠动作需要压差 0 ，故工进时溢流阀 9 的调压 值 2110 . 3 9 23 . 9 2 0 . 5 0 . 5 0 . 5 4 . 9 280p p p M P a 3)快退时： 快退时，油液在进油路上通过单向阀 10 的流量为 22L/通过换向阀 2 的流量为 ；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 。 因此进油路上总压降为： 2212 2 2 7 . 10 . 2 0 . 5 0 . 0 8 26 3 8 0 P a 此值小于原估计值，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： 2 2 227 5 . 2 8 7 5 . 2 8 7 5 . 2 80 . 2 0 . 5 0 . 2 0 . 1 0 1 46 3 8 0 6 3 P a 所以，快退时液 压泵的工作压力 1 1 2 0 . 4 3 4 0 . 0 8 2 0 . 1 0 1 4 0 . 6 1 7 4p V Vp p p p M P a 第 19 页 共 21 页 因此大流量液压泵卸荷时顺序阀 7 的调定压力应大于 算油液温升： 工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达 95 ,所以系统发热和油液温升应按工进时的工况来计算。 工进时液压缸的有效功率为： 22 3 4 8 5 . 1 2 1 0 . 0 4 9 9 0 . 0 260 v k W 这时大流量 液压 泵经顺序阀 7 卸荷，小流量泵在高压下供油 。大流量 液压 泵通过顺序阀 7 的流量为2 2 2 / m 故此阀在工进时的压力损失为： 2 22 220 . 3 0 . 0 3 763n p M P 小液压泵工进时的工作压力1 4 P a，流量1 5 m 所以两个液压泵的总输入功率为： 6 3 6 31 1 25 . 1 2 24 . 9 2 1 0 1 0 0 . 0 3 7 1 0 1 06 0 6 0 0 . 5 7 5 70 . 7 5q p qP k W 液压系统的发热功率为： 0 . 5 7 5 7 0 . 0 2 0 . 5 5 5 7 P k W 为使温升不超过允许的 030T T C 值，可 按下式计算油箱的最小有效容积： 333 3 2m i n 5291 0 1 0 0 . 0 7 430 油箱总容积： 21 . 2 5 1 . 2 5 0 . 0 7 4 0 . 0 9 2 5 9 2 . 5 1 8 9 . 7 m L L 所以该系统不必设置冷却器。 6 绘制 液压 系统相关 图纸 绘制的液压系统的相关图纸，包括 组合机床液压缸负载图、组合机床液压缸速度图、组合机床液