组合机床动力滑台液压系统的设计.doc

1 组合机床动力滑台液压系统的设计组合机床动力滑台液压系统的设计 目录目录 1 液压传动的发展概况和应用液压传动的发展概况和应用.7 1.1 液压传动的发展概况.7 1.2 液压传动在机械行业中的应用.7 2 液压传动的工作原理和组成液压传动的工作原理和组成.9 2.1 工作原理.9 2.2 液压系统的基本组成.9 3 液压传动的优缺点液压传动的优缺点.10 3.1 液压传动的优点.10 3.2 液压传动的缺点.10 4 设计的技术要求和设计参数设计的技术要求和设计参数.6 5 液压系统工况分析液压系统工况分析.12 4.1 运动分析.12 4.2 负载分析.12 4.2.1 负载计算.12 4.2.2 液压缸各阶段工作负载计算：.12 4.2.3 绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图 1）.13 4.2.4 确定液压缸的工作压力.14 4.2.5 确定缸筒内径 D，活塞杆直径 d.14 4.2.6 液压缸实际有效面积计算.14 4.2.7 最低稳定速度验算。.14 4.2.7 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表 （1）.14 5 拟定液压系统图拟定液压系统图.16 5.1 液压泵型式的选择 .16 5.2 选择液压回路.16 5.3 组成液压系统 .17 6 液压元件选择液压元件选择.19 6.1 选择液压泵和电机.19 6.1.1 确定液压泵的工作压力.19 6.1.2 液压泵的流量.19 6.1.3 选择电机.19 6.2 辅件元件的选择 .22 6.3 确定管道尺寸.23 2 7 液压系统的性能验算液压系统的性能验算.24 7.1 管路系统压力损失验算 .24 7.1.1 判断油流类型.24 7.1.2 沿程压力损失P1.24 7.1.3 局部压力损失P2.24 7.2 液压系统的发热与温升验算.27 7.2.1 液压泵的输入功率.27 7.2.2 有效功率.27 7.2.3 系统发热功率 Ph.27 7.2.4 散热面积.27 7.2.5 油液温升t.27 8 注意事项注意事项.31 结束语 .32 谢辞 .33 文 献.34 3 1 液压传动的发展液压传动的发展概况概况和应用和应用 1.11.1 液压传动的发展液压传动的发展概况概况 液压传动和气压传动称为流体传动，是根据 1650 年帕斯卡提出的液体静 压力传动规律-帕斯卡原理，18 世纪建立的两个原理-连续方程和伯努力方程 奠定基础，而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。 如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。 第一个使用液压原理的是 1795 年英国约瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工 业上,诞生了世界上第一台水压机。1905 年他又将工作介质水改为油,进一步得 到改善。 我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代，液压元件最初应用于机床和锻压设 备。60 年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、 农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。 当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、 高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机 仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件， 如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。我国机械工业 在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压 件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合 理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步 淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发 展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。 1.21.2 液压传动在机械行业中的应用液压传动在机械行业中的应用 机床工业磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、 数控机床、加工中心等 工程机械挖掘机、装载机、推土机等 汽车工业自卸式汽车、平板车、高空作业车等 农业机械联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等 .2.2 液压传动的工作原理和组成液压传动的工作原理和组成 液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压 系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变 4 化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(缸或马达)把 液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。 驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节 流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。 2.12.1 工作原理工作原理 1)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)工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压 缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量 减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是由油量决定的。 2.22.2 液压系统的基本组成液压系统的基本组成 1）能源装置液压泵。它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的 机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。 2）执行装置液压机（液压缸、液压马达） 。通过它将液压能转换成机 械能，推动负载做功。 3）控制装置液压阀。通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和 方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩） 、速度和方向，根据控制功能 的不同，液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又 分为益流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流 阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换 向阀等。根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例 控制阀。 4）辅助装置油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等. 通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。 5）工作介质液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能 量或信息。 5 3 3 液压传动的优缺点液压传动的优缺点 3.13.1 液压传动的优点液压传动的优点 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。 6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设 计、制造和使用都比较方便。 3.23.2 液压传动的缺点液压传动的缺点 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，又要有一定的实践经验。 6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增 大，这也是要解决的问题。 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 6 的结合更是前途无量。 4 设计要求和设计参数设计要求和设计参数 工作循环：快进工进快退停止； 系统设计参数如表所示，动力滑台采用水平放置的平导轨，其静摩擦系数 fs0.2；动摩擦系数 fd0.1。 表 1 设计参数 参数数值 切削阻力（N） 30000 滑台自重(N) 3000 快进，快退速度（M/MIN） 4 工进速度（MM/MIN） 50-1000 最大行程（MM） 400 工进行程（MM） 200 启动换向时间（S） 0.5 5 5 液压系统工况分析液压系统工况分析 5 5. .1 1 运动分析运动分析 绘制动力滑台的工作循环图 5.25.2 负载分析负载分析 5.2.15.2.1 负载计算负载计算 （1）工作负载 切削阻力为已知 FL=30000N （2）摩擦阻力负载 已知采用平导轨，且静摩擦因数 fs=0.2,动摩擦因数 fd=0.1,则： 7 静摩擦阻力 Fs=0.13000N=300N 动摩擦阻力 Fd=0.23000N=600N （3）惯性负载 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=0.067m/s，t=0.5s，故惯性阻力为 =ma=Gu/gt=3000/9.80.5/0.067=41NaF （4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。 （5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力 Fm 的影响，计入液压缸的机械效率 中。 （6）背压负载 初算时暂不考虑 5.2.25.2.2 液压缸各阶段工作负载计算：液压缸各阶段工作负载计算： （1）启动时 F1=/cm=300/0.9=333NujF （2）加速时 F2=（+）/cm=（600+41）/0.9=712NudFaF （3）快进时 F3=/cm=600/0.9N=666NudF （4）工进时 F4=(+)/cm=(30000+600)/0.9N=34000NqFudF （5）快退时 F5=/cm=600/0.9N=666NudF 5.2.35.2.3 绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图 1 1） 图 1 8 5.2.4、计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（、计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（1） 表（表（1）液压缸压力、流量、功率计算）液压缸压力、流量、功率计算 9 Pa 5.2.55.2.5 确确 定定 缸缸 筒筒 内内 径径 D D， 活活 塞塞 杆杆 直直 径径 d d A=Fmaxp=7276 D= 6 44 7276 10 96 3.14 A mmmm 差 动 快 进快 退 工 况 启 动 加 速 恒 速 工 进 启 动 加 速 恒 速 计 算 公 式p= F/A3 q= u3A3 P=pq p=(F + p2A2) / A1 q= u1 A1 P=pq p=(F + p2A1) / A2 q= u2 A2 P=pq 速 度 m/s u2=0.1 u1=310-4510-3 u3=0.1 有 效 面 积 m2 A1=785010-6A2=400410-6A3=384610-6 负 载 N 32663000163332744326630001633 压 力 MPa 0.850.780.424.41.41.10.99 流 量 L/min 230.3924.0 功 率 KW 0.161.7550.40 取 背 压 力 p2=0.4MP 取 背 压 力 p2=0.3MP 10 按 GB/T23481993，取 D=100mm d=0.71D=71mm 按 GB/T23481993，取 d=70mm 5.2.65.2.6 液压缸实际有效面积计算液压缸实际有效面积计算 无杆腔面积 A1=D2/4=3.141002/4 mm2=7850mm2 有杆腔面积 A2=（D2d2）/4=3.14（1002702）/4 mm2=4004 mm2 活塞杆面积 A3=D2/4=3.14702/4 mm2=3846 mm2 5.2.75.2.7 最低稳定速度验算最低稳定速度验算 最低稳定速度为工进时 u=50mm/min，工进采用无杆腔进油，单向行程 调速阀调速，查得最小稳定流量 qmin=0.1L/min A1qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2 满足最低稳定速度要求。 6 6 拟定液压系统图拟定液压系统图 6.16.1 液压泵型式的选择液压泵型式的选择 由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成， 而且是顺序进行的。从提高系统效率考虑，选用限压式变量叶片或双联叶片泵 教适宜。将两者进行比较（见表 2）故采用双联叶片泵较好。 表 2 双联叶片泵限压式变量叶片泵 1流量突变时，液压冲击取决于 溢流阀的性能，一般冲击较小 1流量突变时，定子反应滞后，液 压冲击大 2 内部径向力平衡，压力平衡，噪 声小，工作性能较好。 2内部径向力不平衡，轴承较大， 压力波动及噪声较大，工作平衡性 差 3须配有溢流阀、卸载阀组，系 统较复杂 3系统较简单 4有溢流损失，系统效率较低， 温升较高 4无溢流损失，系统效率较高，温 升较低 11 6.26.2 选择液压回路选择液压回路 (1) 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=0.5/(0.8410-2)60；其相应的时间之比(t1+t3) /t2=(1+1.5)/56.8=0.044。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。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是 不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量 突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快 速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图 2a 所示。 (2) 选择快速运动和换向回路 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 2b 所示。 (3) 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=0.1/(0.8810-3)114） ，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。 (4) 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。 图 2 选择的基本回路 12 6.36.3组成液压系统组成液压系统 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，为了解决滑台工进时进、回 油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀 6。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 13。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 14。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。 13 图 3 整理后的液压系统原理图 14 7 7 液压元件选择液压元件选择 7.17.1 选择液压泵和电机选择液压泵和电机 7.1.17.1.1 确定液压泵的工作压力确定液压泵的工作压力 由前面可知，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，故泵的最高压力为 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，此值是液控顺序阀 7 和 8 调整的参考数据。 15 7.1.27.1.2 液压泵的流量液压泵的流量 由流量图 4（b）可知，在快进时，最大流量值为 23Lmin, 取 K=1.1，则可计算泵的最大流量 K()max vp q v q =1.123Lmin=25.3Lmin vp q 在工进时，最小流量值为 0.39 Lmin.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 1 Lmin（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。 7.1.37.1.3 选择电机选择电机 由功率图 4（c）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）p=1.35106（0.2+0.3）10-30.75=993W 式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lmin（约 0.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（约 0.210-3m3s） p液压泵总效率，取 p =0.75。 图 4 16 (a) （b） 17 (c) 根据快退阶段所需功率 993W 及双联叶片泵要求的转速，选用功率为 1.1KWJ526 型的异步电机。 7.27.2 辅件元件的选择辅件元件的选择 根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元 件的规格。 表 2 液压元件及型号 规格 序号元件名称 通过的最 大流量 q/L/min 型号额定流量 qn/L/min 额定压力 Pn/MPa 额定压降 Pn/MPa 1双联叶片 泵 PV2R12- 6/33 5.1/27.9*16 2三位五通 电液换向 阀 70 35DY 100BY 1006.30.3 3行程阀62.3 22C 100BH 1006.30.3 4调速阀1 Q6B 66.3 5单向阀70 I100B 1006.30.2 18 6单向阀29.3 I100B 1006.30.2 7液控顺序 阀 28.1XY 63B 636.30.3 8背压阀1 B10B 106.3 9溢流阀5.1 Y10B 106.3 10单向阀27.9 I100B 1006.30.2 11滤油器36.6 XU 80200 806.30.02 12压力表开 关 K6B 13单向阀70 I100B 1006.30.2 14压力继电 器 PFB8L 14 注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。 7.37.3 确定管道尺寸确定管道尺寸 由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量 qv 24 Lmin(0.510-3m3s),取允许流速 u=0.5ms,则主压力油管 d 用下式计算 d= 3 3 40.5 10 1.131.1311.3 10 5 vv qq mm vv 圆整化，取 d=12mm。 油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关 表格得管的壁厚 。 选用 14mm12mm 冷拔无缝钢管。 其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用 4mm3mm 紫铜管或铝 管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。 4、确定油箱容量 中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量的vq 57 倍 V=7 =730L=210Lvq 19 8 8 液压系统的性能验算液压系统的性能验算 8.18.1 管路系统压力损失验算管路系统压力损失验算 由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失 值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下： 已知：进油管、回油管长约为 l=1.5m，油管内径 d=1.210-3m，通过流量 =0.39 Lmin（0.006510-3m3s） ，选用 LHM32 全损耗系统用油，考虑最vq 低温度为 15，v=1.52s。 8.1.18.1.1 判断油流类型判断油流类型 利用下式计算出雷诺数 Re=1.273104=1.2730.006510-31041.210-3/1.5662000vqdv 为层流。 8.1.28.1.2 沿程压力损失沿程压力损失PP1 1 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 20 进油路上 P1=4.41012v.l.qvd4=4.310121.51.50.006510-3124Pa =0.0313105Pa 回油路上，其流量 qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s） （差动液压缸 A12A2）, 压力损失为 P1=4.31012v.l.qvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa =0.01532105Pa 由于是差动液压缸，且 A12A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔， 所以 工进时总的沿程损失为 P1=（0.03103+0.50.01532）105Pa=0.039105Pa 8.1.38.1.3 局部压力损失局部压力损失PP2 2 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数值查表可列出。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，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单 向阀 10、电液换向阀 2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀 3 进入无 杆腔。在进油路上，压力损失分别为 MPa05688 . 0 MPa10 60 103 .62 105478 . 0 105478 . 0 6 3 88 li qp MPa005688 . 0 MPa05688 . 0 1 . 01 . 0 lii pp MPa1647 . 0 MPa 100 3 . 62 3 . 0 100 33 3 . 0 100 9 . 27 2 . 0 222 vi p MPa2273. 0MPa1647. 0005688 . 0 05688. 0 viili i pppp 21 在回油路上，压力损失分别为 MPa02675 . 0 MPa10 60 10 3 . 29 105478 . 0 105478 . 0 6 3 88 lo qp MPa002675 . 0 MPa02675 . 0 1 . 01 . 0 loo pp MPa1594. 0MPa 100 3 . 62 3 . 0 100 3 . 29 2 . 0 100 3 . 29 3 . 0 222 vo p MPa1888 . 0 MPa1594 . 0 002675 . 0 02675 . 0 voolo o pppp 将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的 压力损失 MPa316 . 0 MPa 95 7 . 44 1888 . 0 2273 . 0 p 2工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀 2、调速阀 4 进入液压缸 无杆腔，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向 阀 2、背压阀 8 和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀 7 返回油箱，在背压 阀 8 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 MPa5 . 0MPa5 . 0 100 5 . 0 3 . 0 2 vi i pp 此值略小于估计值。 在回油路上总的压力损失为 MPa66 . 0 MPa 63 9 . 2724 . 0 3 . 06 . 0 100 24 . 0 3 . 0 22 vo o pp 该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，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 MPa99 . 3 MPa 101095 10 7 . 441066. 034942 64 46 1 220 1 A ApF p 此略高于表 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 MPa99 . 4 5 . 05 . 099 . 3 ei11p pppp 22 此值与估算值基本相符，是调整溢流阀 10 的调整压力的主要参考数据。 3快退 滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 10、电液换向阀 2 进入液压缸 有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀 5、电液换向阀 2 和单向阀 13 返回油箱。 在进油路上总的压力损失为 MPa048 . 0 MPa 100 33 3 . 0 100 9 . 27 2 . 0 22 vi i pp 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 MPa343. 0MPa 100 70 2 . 0 100 70 3 . 0 100 70 2 . 0 222 vo o pp 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 MPa48 . 1 048 . 0 43 . 1 12p i ppp 此值是调整液控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。 8.28.2 液压系统的发热与温升验算液压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热， 故按工进工况验算系统温升。 8.2.18.2.1 液压泵的输入功率液压泵的输入功率 工进时小流量泵的压力 Pp1=54105Pa，流量 qvp1=12Lmin (0.210-3m3s)小流量泵的功率为 P1= Pp1qvp1p=540.21020.75W=1440W 式中 p液压泵的总效率。 工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失P=1.5105Pa，即大流量泵的 工作压力 Pp2=1.5105Pa，流量 qvp2=18Lmin (0.310-3m3s)大流量泵的功率 P2为 P2= Pp2qvp2p=1.50.31020.75W=60W 故双联泵的合计输出功率 Pi为 Pi= P1+ P2=1440+60W=2040W 8.2.28.2.2 有效功率有效功率 工进时，液压缸的负载 F=32744N，取工进速度 v=0.0008310-3ms 23 输出功率 P0为 P0=Fv=327440.00083W=27W 8.2.38.2.3 系统发热功率系统发热功率 P Ph h 系统总的发热功率 Ph 为 Ph= P iP0=2013W 8.2.48.2.4 散热面积散热面积 油箱容积 V=210L，油箱近似散热面积 A 为 A=0.065 332222 0.0651052.296Vmm 8.2.58.2.5 油液温升油液温升tt 假定采用风冷，取油箱的传热系数 K t =23W(.),可得 油液温升为 t= PhK t A=1198（232.296）=22.7 设夏天的室温为 30，则油温为（30+22.7）=52.7，没有超过最高 允许油温（5065） 。 9 9 注意事项注意事项 1）使用者应明白液压系统的工作原理，熟悉各种操作和调整手柄的位置及 旋向等。 2）开车前应检查系统上各调整手柄、手轮是否被无关人员动过，电气开关 和行程开关的位置是否正常，主机上工具的安装是否正确和牢固等，再对导轨 和活塞杆的外露部分进行擦拭，而后才可开车。 3）开车时，首先启动控制油路的液压泵，无专用的控制油路液压泵时，可 直接启动主液压泵。 4）液压油要定期检查更换，对于新投入使用的液压设备，使用 3 个月左 右即应清洗油箱，更换新油。以后每隔半年至 1 年