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液压与气压传动课程设计 说明书 课程设计说明书课程设计说明书 课题名称：液压与气压传动课程设计课题名称：液压与气压传动课程设计 学学院：机电工程系院：机电工程系 专业班级：机械设计制造及其自动化专业班级：机械设计制造及其自动化 学学号：号： 液压与气压传动课程设计 说明书 液压与气压传动课程设计评阅书液压与气压传动课程设计评阅书 题目液压与气压传动课程设计液压与气压传动课程设计 学生姓名学号 指导教师评语及成绩 指导教师签名： 年月日 答辩评语及成绩 答辩教师签名： 年月日 教研室意见 总成绩： 室主任签名： 年月日 液压与气压传动课程设计 说明书 摘摘要要 本文是关于双头钻床液压系统设计过程的阐述。主要包括系统方案的确定、液压 与控制系统的设计和总体布局的设计几个方面的内容。 液压传动是利用液体压力势能的液体传动， 它以液体作为工作介质进行能量转换、 传递和控制。相对于机械传动来说，它是一门新技术，但如从 17 世纪末巴斯卡提出静 压传递原理，18 世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，液压及流体技术已经有二 三百年的历史了， 而近代液压传动在工业上的真正推广使用， 则是在上世纪中以后的事。 近几十年来，随着微电子技术的迅速发展，且渗透到液压技术中并与之密切结合，使其 应用领域遍及到各个工业部门，已成为实现生产过程自动化、提高劳动生产率等必不可 少的重要手段之一。 液压传动的组成; （1）液压泵：把机械能转换为液体压力能的元件。 （2）执行元件：把液体压力能转换为机械能的元件。如液压缸、液压马达等。 （3）控制元件：通过对液压的压力、流量和方向的控制来实现对执行元件的运动速度、 方向、 作用力等控制， 也用于实现过载保护程序控制等， 其中包括压力控制阀、 流量阀、 方向控制阀等。 （4）辅助元件：以上组成部分以外的其他元件，如接头油箱、管道、滤油器、冷却器、 加热器等。 随着工业的发展，机械化、自动化程度的日益提高，对液压元件及液压装置的标 准化、集成化、微型化提出了更高的要求。于是出现了由液压系统组成的液压站。液压 站不仅满足了日益发展数控机床、 组合机床自动线及一般专用组合机床对液压系统的要 求，而且适用于小批单件生产的非标准设备。 关键词： 双头钻床液压系统 i 液压与气压传动课程设计 说明书 目目录录 摘摘要要. . i i 1 1 设计任务设计任务 1 1 2 2 液压回路的工况分析液压回路的工况分析. .2 2 2.1 设计要求及工况分析2 2.2 确定液压系统基本参数3 3 3 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 6 6 3.1 初选液压件及基本回路6 3.2 组成液压系统8 4 4 计算和选择液压件及验算液压系统性能计算和选择液压件及验算液压系统性能. .1 11 1 总总结结. . 1 14 4 参考文献参考文献. . 1 16 6 液压与气压传动课程设计 说明书 1 1 1 设计任务设计任务 设计一台立式双头钻床的液压系统，钻孔行程相同，要求同步完成加工，要求该系 统完成：快进工进死挡铁停留快退原位停止的半自动循环。 采用双泵供油的快进回路和带补正措施的串联同步回路，数据如下： 切削阻力fl=30500n；运动部件所受重力g=9800n；快进、快退速度1=0.083m/s 3=0.083m/s，工进速度2=1.3310 -3m/s；快进行程 l1=100mm，工进行程l2=28mm；往 复动的加速时间t=0.25s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数s=0.2，动摩擦系数 d=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。 1.液压系统工况分析 1 在开始设计液压系统时，首先要对机器的工作情况进行详细分析，一般要考虑下面 几个问题。 1） 确定该机器中哪些运动需要液压传动来完成。 2） 确定各运动的工作顺序和各执行元件的工作循环。 3） 确定液压系统的主要工作性能。例如：执行元件的运动速度、调速范围、最大 行程以及对运动平稳性要求等。 4） 确定各执行元件所承受的负载及其变化范围。 2.拟定液压系统原理图 拟定液压系统原理图一般要考虑以下几个问题。 1） 采用何种形式的执行机构。 2） 确定调速方案和速度换接方法。 3） 如何完成执行机构的自动循环和顺序动作。 4） 系统的调压、卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求。 5） 压力测量点的合理选择。 根据上述要求选择基本回路，然后将各基本回路组合成液压系统。当液压系统中有 多个执行部件时，要注意到它们相互间的联系和影响，有时要采用防干扰回路。 在液压系统原理图中，应该附有运动部件的动作循环图和电磁铁动作顺序表。 3.液压系统的计算和选择液压元件 液压系统计算的目的是确定液压系统的主要参数， 以便按照这些参数合理选择液压 元件和设计非标准元件。具体计算步骤如下： 1） 计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量。 2） 计算液压泵的工作压力、流量和传动功率。 3） 选择液压泵的电动机的类型和规格。 4） 选择阀类元件和辅助元件的规格。 4.对液压系统进行验算 必要时，对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算，但是有经过生产实践考验 过的同类型设备可供类比参考，或有可靠的试验结果，那么也可以不再进行验算。 5.绘制正式工作图和编制技术文件 设计的最后一步就是要整理出全部图纸和技术文件。正式工作图一般包括如下内 容： 液压系统原理图； 自行设计的全套工作图 （指液压缸和液压油箱等非标准液压元件）； 液压泵、液压阀及管路的安装总图。 液压与气压传动课程设计 说明书 2 2 2 液压回路的工况分析液压回路的工况分析 液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容， 包括明确设计要求进行工况分 析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系 统性能等。现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例，介绍液压系统 的设计计算方法。 2.1设计要求及工况分析 1设计要求 要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退停止。主要性能参数 与性能要求如下：切削阻力fl=30500n；运动部件所受重力g=9800n；快进、快退速度 1=0.083m/s 3=0.083m/s，工进速度2=1.3310 -3m/s；快进行程 l1=100mm，工进行 程l2=28mm； 往复运动的加速时间t=0.25s； 动力滑台采用平导轨， 静摩擦系数s=0.2， 动摩擦系数d=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。 2负载与运动分析 (1) 工作负载 工作负载即为切削阻力fl=30500n。 (2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力nngf sfs 196098002 . 0= 动摩擦阻力nngf dfd 98098001 . 0= (3) 惯性负载 nn t v g g fi332 25 . 0 083 . 0 8 . 9 6926 = = (4) 运动时间 快进ss v l t2 . 1 083 . 0 10100 3 1 1 1 = = 工进ss v l t05.21 1033 . 1 1028 3 3 2 2 2 = = 快退 () ss v ll t54 . 1 083 . 0 1010028 3 3 21 3 = + = + = 设液压缸的机械效率cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表 1 所 列。 液压与气压传动课程设计 说明书 3 表 1 液压缸各阶段的负载和推力 工况负载组成液压缸负载f/n液压缸推力f0=f/cm/n 启动 加速 快进 工进 反向启动 加速 快退 fs ff= ifd fff+= fd ff= lfd fff+= fs ff= ifd fff+= fd ff= 1960 1312 980 31480 1960 1312 980 2180 1458 1090 34978 2180 1458 1090 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间， 即可 绘制出负载循环图f-t和速度循环图-t，如图 1 所示。 2.2确定液压系统主要参数 1初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大， 在其它工况负 载都不太高，参考表 2 和表 3，初选液压缸的工作压力 p1=4mpa。 2计算液压缸主要尺寸 鉴于动力滑台快进和快退速度相等， 这里的液压缸可 选用双杆式液压缸，由于带补正（a1=a2） 。工进时为防止 孔钻通时负载突然消失发生前冲现象， 液压缸的回油腔应 有背压，参考表 4 选此背压为p2=0.6mpa。 图 1f-t与-t图 表 2 按负载选择工作压力 负载/ kn50 工作压力/mpa0.811.522.5334455 液压与气压传动课程设计 说明书 4 表 3 各种机械常用的系统工作压力 机械类型 机 床农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 液压机 大中型挖掘机 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/mpa0.82352881010182032 表 4 执行元件背压力 系统类型背压力/mpa 简单系统或轻载节流调速系统0.20.5 回油路带调速阀的系统0.40.6 回油路设置有背压阀的系统0.51.5 用补油泵的闭式回路0.81.5 回油路较复杂的工程机械1.23 回油路较短且直接回油可忽略不计 表 5 按工作压力选取d/d 工作压力/mpa5.05.07.07.0 d/d0.50.550.620.700.7 表 6 按速比要求确定d/d 2/1 1.151.251.331.461.612 d/d0.30.40.50.550.620.71 注：1无杆腔进油时活塞运动速度； 2有杆腔进油时活塞运动速度。 由式 cm f apap = 2211 得 ()() 242 6 21 1 1088.102 106 . 049 . 0 31480 mm pp f a cm = = = 则活塞直径： ()() mmmm a dd a d132132 . 0 5 . 01 1088.1024 5 . 01 4 , 4 2 4 2 1 2 1 = = =+= 参考表 5 及表 6，得d0.5d =66mm，圆整后取标准数值得d=132mm，d=66mm。 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 液压与气压传动课程设计 说明书 5 () 24 22 21 10 6 . 102 4 m dd aa = = 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和 功率，如表 7 所列，由此绘制的液压缸工况图如图 2 所示。 表 7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值 工况推力 f0/n 回油腔 压力 p2/mpa 进油腔压 力 p1/mpa 输入流量 q10-3/m3/s 输入功 率 p/kw 计算公式 快 进 启 动 21800.16 1 220 1 a apf p + = 11 aq= qpp 1 = 加 速 1458p10.71 恒 速 1090p10.680.840.57 工进349780.63.161.3610-20.043 1 220 1 a apf p + = 21 aq= qpp 1 = 快 退 启 动 21800.49 1 220 1 a apf p + = 32 aq= qpp 1 = 加 速 145800.71 恒 速 699.600.680.840.57 液压与气压传动课程设计 说明书 6 3 3拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 3.1 初选液压件及基本回路 1.选择基本回路 (1) 选择调速回路 由图 2 可知，这台机床 液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载 为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流 调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运 动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环 系统。 (2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供 快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之 比qmax/qmin=0.84/(1.3610 -2) 62； 其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1.2+1.54)/21=0.13。 这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。根据要求采用双泵供 油，最后确定选用定量叶片泵方案，如图 2a 所示。 (3) 选择快速运动和换向回路 本系统采用双泵供油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，故选用电磁式换向阀式换向回路，以减小液压 冲击。实现快进有背压，快退无背压；所以选用三位五通电液换向阀，如图 2b 所示。 (4) 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 （1/2=0.083/(1.3310 -3) 63） ，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 2c 所示。 (5) 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。 (6) 实现同步补偿 当三位四通换向阀右位工作时，两液压缸活塞同时下行，若缸 i 的活塞先运动到底，他就触动行程开关 a 使阀 8 得电，压力油便经阀 8 和液控单向阀 16 向缸 ii 的上杆腔补油，推动活塞继续运动到底，误差即被消除，若缸 ii 先到底， 则触动行程开关 b 使阀 9 得电，控制压力油使液控单向阀反向通道打开，使缸 i 的下杆 腔通过液控单向阀回油，其活塞即可继续运动到底。 图 2液压缸工况图 液压与气压传动课程设计 说明书 7 2. 组成液压系统 将上面选出的液压基本回 路组合在一起，并经修改和完 善，就可得到完整的液压系统工 作原理图，如图 3 所示。在图 3 中，为了避免机床停止工作时回 路中的油液流回油箱，导致空气 进入系统，影响滑台运动的平稳 性，图中添置了一个单向阀 14。 考虑到这台机床用于钻孔（通孔 与不通孔）加工，对位置定位精 度要求较高，图中增设了一个压 力继电器 12。 当滑台碰上死挡块 后，系统压力升高，它发出快退 信号，操纵电磁换向阀换向。 图 2选择的基本回路 图 3 最终液压回路 液压与气压传动课程设计 说明书 8 3.2 组成液压系统 1确定液压泵规格和电动机功率 (1) 计算液压泵的最大工作压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表 7 可知，液压缸在工进时工作压力 最大，最大工作压力为p1=3.16mpa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的 总压力损失p=0.6mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5mpa，则小流 量泵的最高工作压力估算为 ()mpampapppp ep 27 . 4 5 . 06 . 016 . 3 1 1 =+=+ 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表 7 可见，快进时液压缸的工作压力 为p1=0.75mpa，比快退时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比 前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.3mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为 ()mpampapppp01 . 1 3 . 071 . 0 1 2 =+=+ (2) 计算液压泵的流量 由表 7 可知，油源向液压缸输入的最大流量为 0.8410 -3 m 3/s ，若取回路泄漏系 数k=1.1，则两个泵的总流量为 min3310243. 11084. 01 . 1 3333 1 lsmsmkqqp= 考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3l/min，工进时的流量为 1.3610 -5 m 3/s =0.81l/min， 则小流量泵的流量最少应为 3.81l/min。 (3) 确定液压泵的规格和电动机功率 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选 取634 11 ybyb和型叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为 4ml/r 和 63ml/r， 当小流量液压泵的转速np=1450r/min 时， 当大流量液压泵的转速np=960r/min 时其理论 流量分别为 5.8 l/min 和 60.5l/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则液压泵的实际输 出流量为 () ()min60min 5 . 35422 . 5 min 1000 9 . 096060 1000 9 . 014504 21 ll l qqq ppp =+= + = += 由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱 动电动机功率为 kwkw qp p p pp 25 . 1 108 . 060 10601001 . 1 3 36 = = 2确定其它元件及辅件 (1) 确定阀类元件及辅件 根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 8 所列。其中，溢流阀 9 按小流量泵的额定流量选取， 调 液压与气压传动课程设计 说明书 9 速阀 4 选用 q6b 型，其最小稳定流量为 0.03 l/min，小于本系统工进时的流量 0.5l/min。 表 8 液压元件规格及型号 2 序号元件名称 通过的最大流 量q/l/min 规格 型号额定流量 qn/l/min 额定压力 pn/mpa 额定压降 pn/mpa 1小流量叶片泵4 1 yb*22 . 5 6.3 2小流量叶片泵63 1 yb58.0*6.3 3顺序阀62.322c100bh1006.30.3 4单向阀1q6b66.3 5先导式溢流阀70i100b1006.30.2 6两位两通电磁 换向阀 1006.30.2 7三位五通电磁 换向阀 28.1xy 63b636.30.3 8背压阀1b10b106.3 9溢流阀1y10b106.3 10调速阀1q6b66.3 11滤油器36.6xu80 200 806.30.02 12压力表开关k6b 13单向阀70i100b1006.30.2 14压力继电器pfb8l14 *注：此为小流量泵电动机额定转速为 1450r/min 时的流量,大流量泵电动机额定转速为 960r/min 时的流量。 (2) 确定油管 在选定了液压泵后，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，重新计算的结果如表 9 所列。 表 9 各工况实际运动速度、时间和流量 快进工进快退 () min 3 . 60 min 5 . 5422 . 5 21 1 l l qqq pp = += += min81 . 0 1 lq= () min 3 . 60 min 5 . 5022 . 5 21 1 l l qqq pp = += += min 3 . 60 1 1 2 12 lq a a qq= min81 . 0 1 1 2 12 lq a a qq = = min3 .60 12 lqq= 液压与气压传动课程设计 说明书 10 sm sm a q v 098 . 0 1010260 10 3 . 60 4 3 2 1 2 = = = sm sm a q 3 4 3 1 1 2 103 . 1 1010260 1081 . 0 = = = sm sm a q 098 . 0 1010260 10 3 . 60 4 3 2 3 1 = = = sst1 098 . 0 10100 3 1 = = sst22 103 . 1 1028 3 3 2 = = () s st 3 . 1 098 . 0 1028100 3 3 = + = 表 10 允许流速推荐值 管道推荐流速/(m/s) 吸油管道0. 51.5，一般取 1 以下 压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值 回油管道1. 53 由表 9 可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。 根据表 9 数值，按表 10 推荐的管道内允许速度取=4 m/s，由式 v q d 4 =计算得 与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 mmmm v q dd 8 . 1710 414 . 3 60 10 3 . 6044 3 3 21 = = 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径 15mm、外径 22mm 的 10 号冷拔 钢管。 (3) 确定油箱 油箱的容量按式 pn qv=估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系 统，=57；高压系统，=612。现取=6，得 ()llqv pn 398 5 . 608 . 56=+= 液压与气压传动课程设计 说明书 11 4 4 计算和选择液压件及验算液压系统性能计算和选择液压件及验算液压系统性能 1验算系统压力损失 由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道 内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m， 油液的运动粘度取=110 -4m2/s，油液的密度取=0.9174103kg/m3。 (1) 判断流动状态 在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量 q2=60l/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数 850 101101560 10 3 . 6044 43 3 = = d qd re 也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000） ，故可推出：各工况下的进、回 油路中的油液的流动状态全为层流。 (2) 计算系统压力损失 将层流流动状态沿程阻力系数 q d re4 7575 = 和油液在管道内流速 2 4 d q = 同时代入沿程压力损失计算公式 2 2 1 d l p= ，并将已知数据代入后，得 () qqq d l p 8 4 3 43 4 1 10731 . 1 101514 . 3 2 2101109174 . 0 754 2 754 = = = 可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。 在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算 l 1 . 0pp= 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2 n nv = q q pp 其中的pn由产品样本查出，qn和q数值由表 8 和表 9 列出。滑台在快进、工进和快退 工况下的压力损失计算如下： 1快进 滑台快进时，在进油路上，油液通过单向阀 4、电磁换向阀 7，通过行程阀 11 进入 i 缸上杆腔。在进油路上，压力损失分别为 mpampaqpli1722345 . 0 10 60 10 3 . 60 10731 . 1 10731 . 1 6 3 88 = = 液压与气压传动课程设计 说明书 12 mpampapp lii 01722345 . 0 1722345 . 0 1 . 01 . 0= mpampap i 2755 . 0 100 3 . 60 3 . 0 100 3 . 60 3 . 0 100 5 . 54 2 . 0 222 = + + = ()mpampapppp iilii 464 . 0 2755 . 0 01722345 . 0 1722345 . 0 =+=+= 在回油路上，压力损失分别为 mpampaqplo1722345 . 0 10 60 10 3 . 60 10731. 110731. 1 6 3 88 = = mpampapp loo 01722345 . 0 1722345 . 0 1 . 01 . 0= mpampap o 288 . 0 100 3 . 60 3 . 0 100 3 . 60 2 . 0 100 3 . 60 3 . 0 222 = + + = ()mpampapppp ooloo 4775 . 0 288 . 0 01722345 . 0 1722345 . 0 =+=+= 将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出快速运动时的总的压力损失 mpampap753 . 0 1288 . 0 4649. 0=+= 2工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过电磁换向阀 7、调速阀 10 进入液压缸 i 上杆 腔，在调速阀 10 处的压力损失为 0.5mpa。在回油路上，油液通过电磁换向阀 7、背压 阀 6 返回油箱，在背压阀 6 处的压力损失为 0.6mpa。若忽略管路的沿程压力损失和局 部压力损失，则在进油路上总的压力损失为 mpampapp ii 5 . 05 . 0 100 81 . 0 3 . 0 2 = + = 此值略小于估计值。 在回油路上总的压力损失为 mpampapp oo 84 . 0 63 5 . 5481 . 0 3 . 06 . 0 100 81 . 0 3 . 0 22 = + + = 该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.84mpa， 可见此值与初算时参考表 4 选取的背压值基 本相符。 按表 7 的公式重新计算液压缸的工作压力为 mpa a apf p27 . 4 1 220 1 = + =，略高于表 7 数值。 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5mpa，则小流量泵的工作压力为 mpapppp eip 27 . 5 5 . 05 . 027 . 4 1 1 =+=+= 此值与估算值基本相符，是调整溢流阀 5 的调整压力的主要参考数据。 液压与气压传动课程设计 说明书 13 3快退 滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 4、电磁换向阀 7 进入液压缸 ii 缸的 下杆腔。在回油路上，油液通过单向阀 13、电磁换向阀 7 返回油箱。在进油路上总的 压力损失为 mpampapp ii 168 . 0 100 3 . 60 3 . 0 100 5 . 54 2 . 0 22 = + = 此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。 在回油路上总的压力损失为 mpampap o 18 . 0 100 60 3 . 0 100 60 2 . 0 22 = + = 此值与表 7 的数值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作压力为 mpappp ip 878 . 0 71 . 0 168 . 0 1 2 =+=+= 此值是调整溢流阀 7 的调整压力的主要参考数据。 2验算系统发热与温升 由于工进在整个工作循环中占 96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。 在工进时，大流量泵经顺序阀 3 卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失 mpampa q q ppp n np 225 . 0 63 5 . 54 3 . 0 2 2 2 = = = 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 ww qpqp p p pppp r 6 . 828 8 . 0 60 10 5 . 54 10225 . 0 60 1022 . 5 1027 . 5 3 6 3 6 2211 = + = + = 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 wfpc 8 . 411033 . 1 31480 3 2 = 由此可计算出系统的发热功率为 ()wwpph cr 8 . 786 8 . 41 6 . 828= 按式 ka h t=计算工进时系统中的油液温升，即 9 . 14 39815065 . 0 8 . 786 065 . 0 3232 = = k h tc 其中传热系数 k=15 w/（m 2c） 。 设环境温 t2=25c，则热平衡温度为 559 .1425 121 =+=+=ttttc 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。 液压与气压传动课程设计 说明书 14 总总结结 液压系统以液压液作为工作介质， 而液体不可以压缩的特性使液压系统运动的平稳 性得到保证。在工业的许多领域，液压系统的应用越来越广泛。其优点和缺点有以下几 个方面： 1)在相同的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力。在相等的功率下， 液压装置的体积小，重量轻，功率密度大，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等 功率电动机的百分之十二左右。 2)液压装置工作比较平稳。由于重量轻，惯性小，反应快，液压装置易于实现快速 启动，制动和频繁的换向。 3)液压装置能在大范围内实现无级调速（调速范围可达 2000） ，它还可以在运行的 过程中进行调速。 4)液压传动易于实现自动化， 它对液体压力、 流量或流动方向易于进行调速或控制。 当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能够实 现很复杂的顺序动作，也能方便的实现远程控制。 5)液压装置易于实现过载保护。 液压缸和液压马达都能长期在堵转状态下工作而不 会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。 6)由于液压元件已经实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使 用都比较方便。 7)用液压传动实现直线运动远比用机械传动简单， 这一点在本设计中体现的比较出 色。 但液压传动也存在着一些