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外圆及端面加工组合机床的液压系统设计,端面,加工,组合,机床,液压,系统,设计
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外圆及端面加工组合机床的液压系统设计摘 要本次毕业设计题目为“外圆及端面加工的组合机床的液压系统设计”，目的是设计一个对掘进机箱的TY170外圆和端面进行加工的组合机床的动力滑台液压系统，首先确定组合机床的总体方案，查找相关参数，再根据相关参数进行液压系统相关内容计算，明确具体的液压设计方案同时确定需要的液压元件，之后进行相关计算的验证用来求证所进行的的设计方案是否可行，再进行液压原理图，液压装配图等的绘制。本次设计采用了参数计算，图纸绘制的方法，得到了可以进行本次设计加工的组合机床，其中切削力和摩擦力等对方案设计的进行产生了巨大影响，可以得出一个结论：机床床身所受的力是决定并引导本次设计的主要因素。其中液压系统的计算要考虑到油管中有油之后的实际情况和理论计算值有一定偏差，所以一定要进行最后的系统相关参数的重新验算。关键词：组合机床；液压系统；动力滑台；切削力；IHydraulic system design of combined machine tool for excircle and end face machiningAbstract The graduation design topic for the design of hydraulic system of modular machine tool the outer circle and the end surface processing, the purpose is powerslider hydraulic system of modular machine tool for processing the design of a driving chassis of the TY170 circle and the first to determine the overall scheme of the combination machine, find the relevant parameters, and then the related contents of the hydraulic system according to the calculation of relevant parameters, clear the design scheme of hydraulic concrete hydraulic components need to be determined at the same time, after the relevant calculation is used to verify the confirmation of the design scheme is feasible, then the hydraulic principle diagram, assembly drawing, hydraulic drawing. This design adopts the method of parameter calculation, drawing, the combination machine can be the design process, which had a great influence on cutting force and friction force of the design, we can draw a conclusion: the machine body force is determined and guide the design of the main factors. The calculation of the hydraulic system should take into account the oil pipe in the actual situation and the theoretical calculation of the value of a certain deviation, so it is necessary to carry out the last of the relevant parameters of the system re check.Key words: modular machine tool; hydraulic system; power slide; cutting force;III目 录 摘要 III AbstractIV 序论 1 1. 组合机床总体设计及工况分析3 1.1组合机床的结构方案进行拟定3 1.2组合机床配置形式的选择4 1.3组合机床的总图绘制 5 1.4组合机床通用部件的选择52 .组合机床的液压系统设计及要求8 2.1负载与运动分析83.确定液压系统主要参数10 3.1初选液压缸工作压力10 3.2计算液压缸主要尺寸104.拟定液压系统方案和基本的图 13 4.1选择基本回路13 4.2组成液压基本原理图155.计算和选择液压元件16 5.1确定液压泵的规格和电动机功率16 5.2确定其他元件及辅件176、 液压缸设计基础20 6.1液压缸的轴向尺寸20 6.2主要零件强度校核207.验算液压系统性能237.1验算系统压力损失237.2验算系统发热与温升258.毕业设计总结26参考文献27致 谢37序论 本次设计的毕业论文题目是液压传动方面的，涉及到经典的液压系统的设计方面的知识，例如：对加工切削力的计算，对动力刀头的选择，对机床总体方案的选择，对相关液压元件的选择等等。本次设计的目的就是利用液压方面的知识并且结合机械力的方面的知识，设计一种能够切削本次所选用的工件掘进机箱TY170外圆及其断面的加工的组合机床。 组合机床行业企业主要针对汽车、摩托车、内燃机、农机、工程机械、化工机械、军工、能源、轻工及家电行业提供专用设备，随着我国加入WTO后与世界机床进一步接轨，组合机床行业企业产品开始向数控化、柔性化转变14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，第一章液压技术发展概述概述：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。15而液压传动系统也是现在机械方面的主要应用手段，把液压传动系统与组合机床进行结合得到的液压系统的组合机床，可以使得加工具有稳定更加精确等优点，如果与传统的单纯的机械传动相比，要更具有加工优势，所以包括组合机床在内的机械啊，采用液压传动一定会得到广泛的发展。正是基于发展的趋势，所以，本次的设计，我决定采用液压系统对组合机床的动力滑台提供动力。 311. 组合机床总体设计及工况分析 1.1组合机床的结构方案进行拟定 组合机床是使用的是通用部件，使用的夹具是专用夹具，机床的分类有两种，一种是自动化的机床，另外一种是半自动化的机床。通用部件的标准化是其基础，电气控制系统将其各个部件连接成一个统一的循环系统。组合机床有一下特点：（1） 组合机床可以加工箱体类零件，包括面或者孔都可以加工（2） 由于工序集中，因为使用的方便的通用部件，所以加工效率很高。另外由于自身的属性，加工的机密性也有提高。（3） 综合以上的优点，还有因为一部机床可以加工多到工序的原因，可以大大节省时间，（4） 并不需要工人师傅的长期照料，上料自动加工即可。（5） 由于组合机床是由许多的通用部件组合而成的，根据工艺的需要，可以对部件进行更换或者多次使用。 本次的我决定采用掘进机箱体的一道工序，车TY170外圆及其端面，对其进行加工的组合机床进行液压系统的设计。首先，我要对机床的总体进行分析和设计。 1.2组合机床配置形式的选择 本道工艺是要完成对输入轴端TY170外圆及其端面的加工。我拟定使用镗孔车动力头作为加工的刀具。通过查阅相关知识，我知道了此次加工的零件尺寸比较大，属于大型加工零件。所以我决定采用大型组合机床，有单工位和多工位两种配置形式，我查阅资料知道组合机床的布置形式有八种。由于加工零件和加工刀头的实际情况，本次设计选择卧式单面镗孔车端面组合机床。 1.3组合机床的总图绘制（1）.拟定机床的装料高度 组合机床一般要在高H=850到1080之间选择它的装料高度，那么怎样确定装料高度？首先要考虑工人操作的方便性还有机床内部的结构尺寸限制另外还有刚度的要求等等。本次机床的装料高度确定为1080mm。（2）.确定夹具的轮廓尺寸本次设计使用镗孔端面动力头直接接近工件进行切削加工，所以可以不用考虑镗模架厚度，当然，导套尺寸亦不考虑，本次要考虑的只有工件的轮廓尺寸以及铸件的铸造误差即可。夹具底座的高度的确定。底座高度由夹具大小决定，保证刚性的同时，还要保证工件的装料高度。一般夹具底座高度不少于200mm，本次组合机床的夹具高度取200mm。 1.4组合机床通用部件的选择（1） 动力滑台的选择组合机床动力滑台的作用是能够让机床的做进给运动。按照本次所选择的零件的加工的工艺需求，能够在滑台上装动力箱、钻削头、镗孔车端面动力头等部件，对应完成相关的钻、扩、铰等工序。动力滑台的安装位置具有灵活多样性，其可分为液压滑台和机械滑台两种类型。本次设计主要对象为机床的液压系统，所以选择液压滑台。查资料确定具体型号为HY500400JB1521-75。（2） 镗孔车端面头的选择 镗孔车端面头是可以与HY系列的液压滑台相配套的，共有一个液压站。车外圆的时候，刀杆跨装在刀盘上，进给有液压滑台实现，车端面的时候，液压滑台由固定挡铁固定，镗孔车端面头部的液压缸向前，实现径向切削运动。切削力Fc的计算 切削力的大小计算可以用理论公式或者实验公式，这里使用实验公式进行计算。实验公式分为两类：可以选择指数公式计算，或者选择按单位切削力进行计算。本次是金属切削，需要使用指数公式计算切削力 切削力： 公式 Fc=9.81 结果 =9.812705 1 85.4 =6360N式中 Fc切削力，N； ，修正系数及个影响指数。本次设计选择型号为：500（TC50A）JB1533-75的镗孔车端面头。（3） 中间底座的选择考虑动力部件与其相组合的部件的位置的关系，以及动力头的向前备量等，可以确定中间底座长度尺寸，本次设计取长度为1250mm。中间底座高度在选择时，要考虑铁屑的储存还有排除，冷却液的存储等，冷却泵容量取大一些，取1015min的流量，因此高度取630mm。 （4）测底座的确定 侧底座就是卧式床身，其长度由动力滑台的长度来确定，要适应其装料的高度，还有不同的加工零件，侧底座和滑台之间可以用增加调整垫的方式进行调节。由滑台选取侧底座型号为5601540 JB1525-75.2 、组合机床的液压系统设计及要求 本次设计的卧式单面组合机床的动力滑台的液压系统。要求实现的动作顺序为：快进工进快退停止。液压系统的主要参数还有性能要求为： 轴向切削力总和：Ft= 6360N 移动部件总重量：G19800N 快进行程为100mm 快进与快退速度0.1m/s 工进行程为50mm 工进速度为0.88mm/s 加速、减速时间均为0.2s 拟定，静摩擦系数0.2，动摩擦系数为0.1的平导轨 因为动力滑台是直线运动，而液压缸可以完成这种运动，所以使用液压缸。 2.1负载与运动分析（1）切削力Ft= 6360N（2）摩擦负载即导轨的摩擦阻力 静摩擦阻力 动摩擦阻力 （3）惯性负载 1010NN2.01.08.919800i=DD=tgGFu （4） 运动时间 快进 工进 快退 我拟定液压缸的机械效率 =0.9，计算液压缸在各阶段的负载和推力，工况计算公式负载值F/N液压缸推力F/N启动39604400加速29903322快进19802200工进83409267反向启动39604400加速29903322快退19802200表1 液压缸在各运动阶段的负载和推力（=0.9） 按照上表的数据，绘制出负载循环图F-t 和速度循环图-t，图1图1 速度负载循环图 3.确定液压系统主要参数3.1初选液压缸工作压力由速度负载循环图可知，本次设计的动力滑台在工进时负载最大，为8340N，在其 他工况负载都不算太高，由表一和表二，只能初步拟定液压缸的工作压力=2MPa。3.2计算液压缸主要尺寸 因为动力滑台快进和快退速度都是，本次设计的液压缸拟定单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时负载突然消失可能导致滑台发生前冲现象，为了避免这个危险，液压缸的回油腔要有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。按负载选择工作压力 表1负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455各种机械常用的系统工作压力 表2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执行元件背压力 表3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按工作压力选取d/D 表4工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7按速比要求确定d/D 表52/11.151.251.331.461.612d/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。 本次设计需要保证快进、快退速度要求相等，又因为进给的速度与快速运动时候的速度差许多，所以拟定应用单杆双作用液压缸以差动的方式进行连接。由于差动液压缸活塞杆通常比较粗、杆上有个通油孔不会影响它的机械性能，所以我拟定在活塞杆中设置一个通油孔，我拟定采用液压缸体固定，液压杆随着滑台运动的安装形式。在满足以上条件之后，我拟定液压缸无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍，活d是塞杆直径，D缸筒直径，数量关系是D=0.707d。 工进过程中，当车刀头对外圆面切削完毕时会有一瞬间负载突然消失，液压缸就可能会因为突然失去阻力继续向前运动，所以液压缸的回油腔必须要有一定的背压值。我拟定这个背压值p2=0.6MPa。查阅资料可以知道有杆腔和无杆腔都要连接液压泵的来油，而且在快进时液压缸是差动连接的运动方式。连接管路中就非常可能会有压降，取，一般要求有杆腔的压力要大于无杆腔的压力，本次拟定0.5MPa。快退时同样的道理，回油腔中还会存在背压，本次拟定背压值为0.7MPa。工进时，液压缸推力计算公式：有前边的数据，可以计算液压缸无杆腔的有效作用面积： 液压缸缸筒直径为 之前已经说明差动液压缸缸筒d,活塞杆直径D，存在d = 0.707D的关系，可以计算活塞杆直径d=0.70787.8=62.1mm，根据国标GB/T23481993对液压缸缸筒内径d和液压缸活塞杆外径D的规定，要为液压缸缸筒直径D取一个圆整之后的值D=90mm，活塞杆直径d圆整之后为d=63mm。液压缸活塞杆d实际有效面积： 缸筒直径D实际有效面积: 按照本次计算出来的液压缸的数据，估算出液压缸一个工作循环中每个阶段的流量、功率还有压力，按照表6的数据可以绘制液压缸工况图。 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值 表6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44001.93加速3322p1+p1.58恒速2200p1+p1.220.3120.38工进92670.61.780.5510-20.0097快退启动4400 1.35加速33220.71.73恒速22000.71.370.3270.44注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5MPa。2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。4、拟定液压系统原理图液压缸工况图4.1选择基本回路(1) 选择调速回路 由上图可知，本次设计的组合机的阻力负载就是工作负载，而且负载时比较稳定的。机床的液压系统的功率还有滑台的运动速度都比较小，所以本次我选择的调速回路是进口节流。因为加工完成时负载的突然消失会导致液压滑台运动部件继续向前运动，所以在回油路上要取一个背压阀。由于本次设计调速回路是节流调速，查阅资料确定系统为开式循环系统。(2) 选择油源形式 在工况图中可以知道，在一个工作循环中，油源要给液压缸提供快进行程与快退行程的低压大流量的油液，并且还要提供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=0.32/(0.5510-2)=58.2；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.04。由表6可以知道，在一个工作循环中，绝大部分比例的时间内，液压缸都是高压小流量的工作情形。我分析如果选用单定量泵油源，提高系统效率、节省能量这两个方面都将无法实现，如果选用限压式变量泵或者双联叶片泵的话。查阅资料可知，变量泵存在一定的缺点，例如：在流量突变的时刻液压冲击会有些大，并且它的工作平稳性也比较差，然而双联叶片泵的优点是可以双泵同时向液压缸供油帮助其完成快速运动，所以本次我决定选择双联叶片泵来供油。 双泵供油油源 (3) 选择快速运动和换向回路 因为本次设计选择了液压缸差动的连接方式还有双泵供油这两种快速运动回路。可以平稳的进行快速直线运动。本次选用换向阀，我则是考虑到工进变为快退这个阶段，回油路流量会很大，而电液换向阀是换向时间可调的，优点是可以以减小液压冲击，所以满足本次设计的条件选择它。我拟定选用三位五通电液换向阀，因为要用来实现液压缸的差动连接。 换向回路 (4) 选择速度换接回路 由于本次设计的滑台在快进变工进的阶段，速度的变化比较大（1/2=0.1/(0.8810-3)=113），这时候会有较大的液压冲击，要避免此现象，所以选用行程阀控制的换接回路。 速度换接回路(5) 选择调压和卸荷回路 本次设计已经确定用双泵供油，其中的两个问题油源调压还有卸荷可以忽略。滑台工进过程中，并不需要另设调压回路，因为溢流阀已经调定了高压小流量泵的出口压力，低压大流量泵在滑台工进还有停止的时候才通过液控顺序阀卸荷，虽然高压小流量泵在滑台停止后并没有进行卸荷，但是它的功率损失是比较小的，也就不再需要新的卸荷回路了。4.2组成液压系统原理图 把以上选择的液压基本回路整合，在做一些修改，可以做出系统工作原理图，如下图。因为滑台工进时进、回油路是连接在一块的，所以系统压力没办法成立。这时候要加一个单向阀来解决上述问题。另外回路中的油液在机床停止工作时要流回油箱，这时候一定会有空气进入，滑台的平稳性将受到很大影响，要再增加一个单向阀。查阅资料得知换向的时候，一般选择死挡铁还有压力继电器来控制行程可以增加它的位置精度，当滑台接触死挡铁的瞬间，系统压力变大，电液换向阀会受到一个后退信号进而实现换向。 液压系统原理图5、 计算和选择液压件5.1确定液压泵的规格和电动机功率(1) 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时向液压缸供油，由之前的计算结果可知，此时液压缸的工作压力最大，最大工作压力为p1=1.93MPa，因为本次选择使用调速阀的进口节流调速回路，进油路上的总压力损失p=0.6MPa，为了保证压力继电器的动作可靠，还需要压差Dpe=0.5MPa，小泵的最高工作压力： 快进和快退时由大流量泵向液压缸供油，由表7可知，滑台快退时，液压缸的工作压力要比快进时压力大，p1=2.23MPa。因为快退时调速阀不进油，造成的进油路压力损失要比快进时候小，拟定进油路总压力损失为p=0.3MPa，大流量泵的最高工作压力：(2) 计算液压泵的流量 由表7可知，油源向液压缸输进去的最大流量为是0.3210-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，两泵的总流量： 转化单位后 溢流阀的最小稳定流量：3L/min，工进流量：0.5510-5 m3/s =0.33L/min，则小流量泵的流量最少应为3.33L/min。(3) 确定液压泵的规格和电动机功率根据上边计算出来的数值，查阅相关资料，因为压泵是有容积损失的，所以综上选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。小流量泵排量为6mL/r大流量泵排量为33mL/r，液压泵额定转速np=910r/min，理论流量5.6 L/min小泵和31L/min大泵，拟定液压泵容积效率v=0.9，液压泵实际输出流量：由之前计算值可知，快退时液压缸的输入功率最大，取液压泵总效率p=0.8，液压泵的驱动电动机功率：根据以上计算，查阅相关资料，找到额定功率为1.1KW，额定转速为910r/min的Y90L6型电动机。5.2确定其他元件及辅件 (1) 确定阀类元件及辅件由系统的工作压力、各阀类元件及辅件的实际通过流量，查阅相关资料，得到每个元件的型号还有规格,如下表。液压元件规格及型号 表7序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量/L/min额定压力/MPa额定压降/MPa1双联叶片泵YB1-2.5/32(2.5/32)6.32三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C-100BH1006.30.34调速阀1Q-6B66.35单向阀701-100B1006.30.26单向阀29.31-63B506.30.37液控顺序阀36XY-63（B）630.36.30.38背压阀1B-10B106.39溢流阀36Y-63（B）636.310单向阀36I-63（B）636.3 0.0211滤油器42wu-6310063 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点16 13单向阀36I-63（B）636.30.2 14压力继电器DP1-63（B）015调速阀1Q-6B66.3*注：此为电动机额定转速为910r/min时的流量。(2) 确定油管在液压泵确定之后，液压缸在实际上这三个阶段的运动速度、时间还有进入和流出液压缸的流量等，都会与原定数值出现偏差的，所以要重新计算一下，求得实际的具体的参数。 各工况的时间、流量和实际运动速度表快进工进快退 由表可知，液压缸每个时间段的实际运动速度满足设计要求。由上边的数据，查阅相关资料，拟定管内速度=4 m/s，由式得出与液压缸无杆腔相连的油管内径：和有杆腔相连的油管内径：进行规格统一后，拟定全部的管子10号冷拔钢管。内径15mm、外径20mm。(3) 确定油箱 油箱容量：经验系数，低压系统，=24； 中压系统，=57； 高压系统，=612。本次拟定=6取标准值为V=250L(GB/T 7938-1999) v=V/0.8=31256、液压缸设计基础6.1液压缸的轴向尺寸液压缸的轴向长度是由负载行进的有效长度决定。（活塞在缸筒内能够行进的的最大距离就是有效长度）、活塞宽度。主机的运动可以决定活塞的有效行程，=320mm(GB/T 2349-1980)。导向长度 ，缸筒长度=l+B+A+M+Cl是活塞最大行程，b是活塞宽度一般取（0.6-1.0）D本次取0.6D, A是活塞杆的导向长度，C是其他长度M是活塞杆的密封长度=行程（320mm）+行程余量（本次拟定20mm）+法兰长度（35mm）还有导向长度（52mm）+初始位置（本次拟定30mm）=320mm+54mmm+52mm+457mm=883mm6.2主要零件强度校核（1）缸筒壁厚=5mm因为方案是低压系统，校核公式,式中： -缸筒壁厚（）-实验压力 ,（液压缸额定工作压力）D-缸筒内径 D=0.09m-缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。对于P116MPa.选择45号调质钢，低压时因此满足要求。（2）缸底厚度1=10mm1.缸底有孔时：其中2.缸底无孔时，用来作为液压缸的快进和快退的使用其中2.缸盖和缸筒联接螺栓的底径d1式中 K拧紧系数，一般取K=1.251.5； F缸筒承受的最大负载（N）； z螺栓个数； 螺栓材料的许用应力， ，叫做螺栓材料的屈服点单位（MPa），安全系数一般取n=1.22.5 （3）液压缸稳定性计算负载F为液压缸所受的力，一旦F大于临界值，液压缸会失去稳定性。稳定性可用下式校核： 式中 nc 稳定性安全系数 ，-4，取nc=3;，因此 因此满足稳定性要求。（4）液压缸缓冲压力 液压缸的缓冲压力装置，当计算缓冲压力时，如果值超过缸筒还有缸底强度计算的时，那么就用而不是。装置缓冲的时候，缓冲腔的机械能力，活塞机械能。活塞在运行至终点的阶段中始终是机械能守恒的。 式中： 经过计算，液压缸的强度和稳定性是符合本次设计要求的。7、验算液压系统性能7.1验算系统压力损失本次设计到目前为止，还没有确定系统的管路布置，所以必须对系统压力损失进行初步计算。先确定管道内的液体流动状态，再算出每个工况下的总压力损失。初步拟定进、回油管道长l=2m，v是油液运动粘度，取=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m3。（1) 判断流动状态在所有的工况下，两种管路中通过的流量，回油流量在快进时达到峰值q1=67.3L/min。油液流动雷诺数：为最大。并且小于临界雷诺数（2000），可由此得出结论三个况下的每个回路中的油液的流动状态都是层流。(2) 计算系统压力损失层流流动状态沿程阻力系数 油液在管道内流速都代入到沿程压力损失公式中，加上之前的计算数据，得：只有因为是层流流动，所以沿程压力损失的大小才会与流量成正比。目前还没有确定管道结构，所以管道的局部压力损失p 有一个经验公式：系统中，每个阀类元件的局部压力损失：查阅相关资料可知Dpn，qn和q可以由上边的表格确定。三种工况下的滑台的压力损失要分具体情况分析： 快进滑台快进的时候，液压缸进行差动连接，由前边表中数据可知，进油路上的单向阀10中通过的流量是27.9L/min，电液换向阀2中通过的流量是33L/min，液压缸有杆腔的回油要与这次的流量连接，那么进入行程阀3的流量就是67.3L/min。同时这股流量也要进入无杆腔中。因此进油路上的总压降为这个数值没有达到使压力阀开启的极限，所以流量会全部进入液压缸的。回油路中，有杆腔中的油液通过电液换向阀2是34.3L/min，通过单向阀6的流量和它相同，最后都回到液压泵，通过行程阀3流入无杆腔。此时计算，有杆腔压力p2，无杆腔压力p1之差。小于之前的取值0.5MPa（见表2），安全。 工进工进时，进油路上电液换向阀2上的通过流量为0.43L/min，在调速阀4处有一定压力损失0.5MPa；回油路上换向阀2中通过的流量是0.0162L/min，在背压阀8也有压力损失0.5MPa，顺序阀7中通过的流量为（0.0162+17.7）L/min=22.162L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为 和之前拟定的背压值差不多，保留之前的公式，重新计算工进时的液压缸进油腔压力p1，为： 此值小于1.78Mpa相近。压力继电器需要压差来确保动作可靠取pe=0.5MPa，溢流阀9的调压pp1A选择计算 快退快退时，进油路上单向阀10中通过的的流量为16.96L/min，换向阀2中通过的流量为22.46L/min；回油路上单向阀5、换向阀2和单向阀13的通过流量都是43.7L/min。因此进油路上总压降为 液压泵驱动电动机的功率能够满足条件。回油路上总压降为 与表3的取值相近，保留。液压泵在快退时的最大工作压力pp 此时大流量液压泵顺序阀7起卸荷的作用，调压必须大于2.72MPa。7.2验算系统发热与温升由于工进时间占系统的比例到达96%，所以系统的发热与温升值计算工进的时候的数据就行。工进，液控顺序阀8为大流量泵进行卸荷，所以压力损失就是出口压力，为油液通过液控顺序阀的压力液压泵的输入功率等于系统总功率：W4.564W8.060109.27100588.060101.51099.43636p2p2p1p1pr=+=+=-hqpqpP液压缸输出的有效功率就是系统的有效功率由此可计算出系统的发热功率为计算，工进时系统油液温升，即C 其中传热系数K=15 W/（m2C）。设环境温T2=25C，则热平衡温度为C 油温并没有超过临界值，不必使用冷却器，油箱自身散热就行。8. 结论 本次毕业设计，我对组合机床的液压系统进行了设计和探讨，我发现，其中各种机械力的大小，还有其他的力相关的主要因素决定了本次设计的最终结果，其中设计要结合实际，只有一次的计算过程是远远不够了，因为每次确定其中一个的环节的时候，都要伴随着其他方面的改变，所以多次计算验证必不可少，这也同时说明了一个道理：事物都是在不断变化着的。我的设计，通过确定机床的总体方案开始，之后确定液压原理，再之后确定相关的液压元件，最后进行装备，绘制图纸，总图也就是液压站。我的设计最终满足了开始我选定的加工元件的加工要求。 过程不算太繁琐，设计过程中需要查阅相关文献，其中机械设计手册是我最常用的书，因为好多
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