液压与气压传动课程设计设计一台专用铣床液压系统

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日刖言液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下长处：易于取得较大的力或力矩，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，与机械传动相较易于布局和操纵，易于避免过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的大体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。而所有的大体回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压大体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。所以大体回路能够依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，电气传动为今世三大传动形式，是现代进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，又有实际技术训练。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，从而使这些知识取得进一步的巩固，加深和进展。2、 熟悉和掌握拟定液压传动系统图，液压缸结构设计，液压元件选择和液压系统的计算的方式。3、 通过课程设计，提高设计、计算、画图的大体技术，熟悉设计资料和技术手册，培育独立分析问题和解决问题的能力，为此后毕业设计及设计工作打下必要的基础。目录TOC\o"1-5"\h\z一 任务书 5二液压系统设计步骤 6液压系统的工况分析 6拟定液压系统原理图 8液压系统的计算和选择液压元件 14液压缸主要参数的计算 14液压泵的流量、压力的计算和选择泵的规

17TOC\o"1-5"\h\z液压阀的选择 19肯定管道尺寸 20液压油箱容积的肯定 21液压系统验算及技术文件的编制 22压力损失验算和压力阀的调整压力 22系统温升的验算 255绘制工作图，编制技术文件 27三设计体会 28四 参考文献30四 参考文献30Notableofcontentsentriesfound.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 快进一 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，时刻为1s，进回油管长各为1m。1、工况分析第一按照已知条件，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一工作负载，对于金属切削机床来讲，即为活塞运动方向的切削力，在本例中Fw为11000NFa—运动部件速度转变时的惯性负载Ff一导轨摩擦阻力负载，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+%）G—运动部件重力，G=3000+1000=4000N；FRn一垂直于导轨的工作负载，FRn=1000N;f一导轨摩擦系数，在这里取静摩擦系数为，动摩擦系数为.则求得:F fs=X5000=1000Nfa=X5000=500N上式中Ffs为静摩擦阻力，'fa为动摩擦阻力。F=ma=G.¥

a gAt式中 g—重力加速度;△t—启动加速或减速制动的时刻。机床中进给运动时一般取△《二〜秒;△¥—△1时刻内的速度转变量;4000 4 °.题中 x =544题中9.8 0.05x60按照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计算公式外负载F/（N）启动、加速F=Ff+Fa1544快进F=Ffa500工进F=Ffa+Fw11500快退F=Ffa5002拟定液压系统原理图肯定液压系统方案、拟定液压系统图，是设计液压系统关键性的一步。系统方案，第一应知足工况提出的工作要求（运动和动力）和性能要求。第二，拟定系统图时，还应力求效率高、发烧少、简单、靠得住、寿合长、造价低。肯定系统方案1.肯定系统方案通过度析负载循环图，可初步肯定最大负载点，并按照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%，使泵具有压力储蓄。压力低的系统，储蓄量宜取大些，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，肯定液压泵的实际工作压力。肯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，减小发烧考虑，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。调速方式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。按照铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有必然要求的特点，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，发烧小和速度刚性好的特点，而且调速回路装在回油路上，具有经受负切削力的能力。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。夹紧回路的选择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，考虑到夹紧时刻可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能维持夹紧力，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维持夹紧力的稳固。（5）肯定液流流向控制方式按照系统中工作循环、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当选择结构形式、换向位数、通路数、中间滑阀性能和操作方式。（6）肯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。若是操纵力较大，可用手动伺服控制。行程和速度常常转变时，采用伺服系统。对一般功率不大，换向平稳性要求较低，动作顺序较严格而转变不多的工况下，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转变。B压力控制。利用油路本身压力的转变控制阀门启闭，实现各工作部件依次顺序动作。如利用压力转变的顺序实现多缸顺序动作、快进给工进、低压转增压，或抵达必然力后实现系统卸荷、互锁、安全防护等动作。为了避免压力波引发压力控制元件误动作，调整压力应比所需动作的压力高〜MPa。C时刻控制。在动作转换中需要距离一按时刻时，常采用电气时刻继电器或延时阀的转换，控制时刻的距离。如液压机、压铸机、塑料注射机中保压或冷却一按时刻后，实现动作的转换。有时，为了主机的某一动作更为靠得住（如机床，为了定位和夹紧靠得住，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。另外，还可采用其它物理量的转变实现动作的转换。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。拟定液压系统原理图肯定液压系统方案后，可选择和设计液压大体回路，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） 避免回路之间彼此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前后动作，或保压油路上，由于其它执行元件的负载转变，使油路压力下降。上述引发速度或压力干扰的现象必需加以解决。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。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。若是时刻短，可选用泄漏量较小的换向阀，并用单向阀隔间。对于某一执行元件必需维持必然压力，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，为了避免快进对工进的干扰，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别离供油。避免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，故必需采取预防办法，其办法见表1-3。表1-3

工作过程q冲击原因〉防止冲击的措施『¥例『泵起动/带负载起动时压力超调•泵应任仝载下起动〃组合机床系统v系统中大量高压油宓释放（在换向时）“速度换接过程"油的压缩性星惯性-采用节流阀，使高压油换向时逐渐降压，用行程节流阀（单向行程调速阀或双联案系统）使大泵瞒卸部液压机炫口滩压机、组合机床的双窟遂工进中有速度-波动"限压式〈或差其式）变量泵变量反应灵敏度不够曰加安全阀审组合机床〃快进或快退到制动府换向渴关闭朝由惯性引起回油路压力剧宣y选择换向滑渴机能 W、『沪’等,或回油路加安全阀口龙门刨床或组合机床-渭渴换向过程中中换向阀关闭时，管路流量尖焚，用带阻尼的电'液阀代替电磁阀,或用节流搁调节换向速度中组合机床口负栽突受『工作员载突然消失,引起前冲现象或冲击性食载口加酸压阀或加安全阀4冲床、剪■床、钻床1挖掘机等『（3）力求控制油路靠得住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。现在，引出的控制油应知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，当高压下开启时刻较长时，由于弹簧疲劳、滑阀“卡紧”而不能复位，易产生误动作。一样，电液换向阀由于控制压力较高，在停留时刻较长时，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，取得较稳固的低压控制油源。但在高压下工作的靠得住性比单独低压泵供油要差些。力求系统简单在组合大体回路时，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。应尽可能选用标准元件，品种规格要少。只在不得己时，才自行设计元件。在连接油管时，尽可能要短，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液压缸主要尺寸的肯定工作压力p的肯定通过负载循环图，初步肯定了执行元件的最大外负载和系统的工作压力后，按照选择的执行元件的类型、密封件的型式和回路的组合情形，计算执行元件的主要尺寸。参考主机液压执行器常常利用的设计压力表(表2-一、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拉床工作压力p/MPa〜3〜52〜88〜1010〜1620〜32表2-2按负载选择执行元件工作压力负载F/KN <5负载F/KN <5工作压力p/MPa 〈〜15〜1010〜2020〜3030〜50>50〜2〜33〜44〜5>5〜7表2-3执行兀件背压的估量值系 统 类 型背压P，、*、2(Mpa)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同上比中低压系统高50%〜100%高压系统＞16〜32Mpa如锻压机械等初算时背压可忽略不计表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按液压缸工作压力选取d/D机床类别d/D工作压力p/(Mpa)d/D磨床、珩床及研磨机床〜2〜插床、拉床、刨床>2〜5〜钻、镗、车、铣床>5〜7〜>7计算液压缸内径D和活塞杆直径d兀D2p=F+兀(D2—d2)p+F~4 1 ~4 2fcD2=4(F+Ffc)+(D2一d2)&兀p p式中P1——液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力P;pP2——液压缸回油腔背压力，初算时无法准确计算，可先按照表2-3估量；d/D——活塞杆直径与液压缸内径比，可按表2-4选取;工作循环中最大的外负载;Ffc——液压缸密封处摩擦力，它的精准值不以求得，常常利用液压缸的机械效率门凯进行估算。F+F =-fc门

cm由负载图知最大负载F为11500N，按表2-3可取P2为，并取液压缸机械效率ncm二，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为。将上述数据代入式(2-3)可得: 4x11500D=3.14x30x105x0.95x$-1/6（1-0.49）}=0-075m=7-5cm

按照表2-5,将液压缸内径圆整为D=80mm；活塞杆直径d,按d/D=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 1012 1620 2540 50125 (140)63 80320 400160 (180)500 630(90) 100200 (220)32(110)250表2-6活塞杆直径系列(GB2348-80)42056160522631804205616052263180625702008288022010 12 14 16 1832 36 40 45 5090 100250 280110 125 140320 360 400按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳固，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，回油脊压力为零，ncm=，则按式(2-3)可得=0.0306md=：'4T1Z50=0.0306m)3.14x25x105x0.95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别离为32mm和22mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳固速度，由式(2-4)可得A>qmin=5。=12.5cmy4式中^min是由产品样品查的GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳固流量为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n(D2-d2)kx(82-5.62)A== ' )=25.64cmTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"4 4可见上述不等式能知足，液压缸能达到所需低速。③计算在各工作阶段液压缸所需的流量：兀 K _q =_d2V =_x0.0562x4=9.85L/min快进4快进4\o"CurrentDocument"兀 兀q =—D2V =—x(0.082)x1=5.025L/min工进4工进4q =L(D2-d2)V=2x(0.082-0.0562)x4=10.25L/min快退4 快退4兀 兀 一，.q、=3D、2V=—x(0.0322)x4=3.2L/min肯定液压泵的流量、压力的计算和选择泵的规格①泵的工作压力的肯定考虑到正常工作中进油管路必然的压力损失，所以泵的工作压力为：p=p+EAp式中pp——液压泵最大工作压力pi——执行元件最大工作压力；ZAp——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取〜，复杂系统取〜，本题中取。p=p+ZAp=(3+0.5)Mpa-3.5Mpa上述计算所得的pp是系统的静态压力，考虑到系统在各类工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到必然的压力贮备量，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p=1.3p=3.25Mpa泵的流量肯定液压泵的最大流量应为尸Kl&qLx式中qp——液压泵的最大流量；Z) ……………max——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值，若是这时溢流阀正在工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2〜3L/min；K-系统泄漏系数，一般取K二〜，现取K二。L L Lq>%(£q)=1.2x1025=123L/min选择液压泵的规格按照以上算得的和〃〃和qp再查阅有关手册，现选YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的大体参数为：每转排量q=25mL/r，泵的额定压0力Pn二，电动机转速nH=600〜1500r/min，容积效率"v一°'5，总效率门=0.7④与液压泵匹配的电动机的选定第一别离算出快进和工进两种不同工况时的功率，取二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〜1L/min范围内时，可取n二〜。同时还应注意到，为了使所选择的电动机在通过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即：匕。-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。第一计算快进时的功率，快进时的外负载为500N，进油路的压力损失定为，所以Pp= —x10-6+0.3=O.5°Mpa~4X您62快进时所需电动机功率为P=瑚=：5：9«5=°・82KW门 60x0.73.5x5.025工进时所需电动机功率为P=“有=0.42KW60x0.7查阅电动机产品样本，选用Y90S-6型电动机，其额定功率为，额定转速为910r/min。（3）液压阀的选择液压阀的规格主如果按照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当选取的。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。若是通过阀的流量超过所选阀的额定流量的20%，将会引发过大的压力损失、发烧、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、流量转变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、最小稳固流量、阀的最高工作压力、阀的最小压差、阀对压差和温度转变的补偿作用、工作介质的清洁度要求等；在选择方向控制阀时，除考虑压力、流量外，还应考虑其中位性能、换向频率、阀口的压力损失和内泄漏大小等。另外，在选择阀时还应注意结构形式、压力品级、连接方式、集成方式及操纵方式等。按照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液压元件明细表表1-9液压元件明细表序号元件名称最大通过流量序号元件名称最大通过流量型号101112单向节流阀ALF-E10B三位四通电磁换向阀34EF30-E10B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压力继电器滤油器AQF3-E10BYBX-16AF3-EA10BXF3-E10BDP-63BJF3-10BAF3-Ea10B24EF3-E10BDP1-63BXU-B32X1000型号101112单向节流阀ALF-E10B三位四通电磁换向阀34EF30-E10B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压力继电器滤油器AQF3-E10BYBX-16AF3-EA10BXF3-E10BDP-63BJF3-10BAF3-Ea10B24EF3-E10BDP1-63BXU-B32X1000/L-min-1肯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，然后按工作压力来肯定油管的壁厚或外径。油管内径d，由下式求得d=4.6：qmmv式中q一通过油管的最大流量(L/min)；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〜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mmd=4.6：q=4.6竺=10.3v4mm若系统主油路流量按快退流量时取q=min,q10.25=7.36mm,则可算得油管内径d=4.6：兰=4.6: =7.36mm,则可算得油管内径v\4d=7.36mm。综合诸因素，现取油管的内径d为9mm。吸油管一样可按上式计算（q=24L/min、v=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）液压油箱容积的肯定油箱的主要作用是储油和散热，因此必需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，故对油温有必然允许范围。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，减少系统的发烧。第二要保证油箱有必然的散热面积，也就是保证油箱有必然的容量。油箱的有效容量可按下列经验公式概略肯定：在低压系统中V=（2〜4）qp在中压系统中V二（5〜7）qp在中高压、高压大功率系统中（p>,可取V=（6〜12）qp式中V——液压油箱有效容积q——液压泵额定流量（L/min）。所以现选用容器为V=160L的油箱按上式概略肯定的油箱容积，一般情形下能保证正常工作。但在功率较大而持续工作的工况下，需按发烧量验算后肯定。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；3） 吸油管离箱底距离HN2D，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hN2d（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、发烧后的温升。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能够看得出来，供调定压力值时参考。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，因此必需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英，由手册查出现在油的运动粘度"=L5st=L5cm2,@，油的密度p=900Kgm3。已知：该液压系统中进、回油管的内径均为9mm，各管道的长度别离为：AB=,AC=,AD=,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V速度1为:q 5.025x4xi°3v= = =7903cm/min=i32cm/si兀d2 3.i4x0.924管道流动雷诺数Re1为:Re二堕=竺竺二79.2iv1.5Re1<2300，可见油液在管道内流动状态为层流，其沿程阻力系数人—=75=0.95，进油管道BC的沿程压力损失Ap为iRei 79.2 i-iAp =XL尝=0.95x i x900xi.322=0.83xi06i-1 d2 0.9xi0-2查得换向阀34EF30-E10B的压力损失A^19=0-05xi06pa，i—2忽略油液通过管接头、油路板等处局部压力损失，则进油管总压力损失31为Ap1=AP]1+Ap12=0.83x106+0.05x106=0.88x106pa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：v=§=66cm/sRe2Re2=牛官=39.675 75人= = 275 75人= = 2Re239.6=1.89回油管道的沿程压力损失为:ApLdApLd岑=1.89x0.9x10-2900x0.662x=0.04x106pa查产品样本得换向阀23EF3B-E10B的压力损失询=0.025x106pa，2-2换向阀34EF30-E10B的压力损失颂2_3=0.025x106pa，调速阀AQF3-E10B的压力损失Ap2-4=°.5x106pa，回路总压力损失：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"Ap=Ap+Ap+Ap+^p=(0.04+0.025+0.025+0.5)x106=1.04x106pa2 2-1 2-2 2-3 2-4变量泵出口处压力pp兀 八A=一D2=50.26x10-4m21 4

兀， - 一一F门cm+A2AP2+APA 11A=一（D2F门cm+A2AP2+APA 11pp11500 0.95+25.64x10-4x1.04x10650.26x10-4=50.26x10-4=3.82x106pa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Ap^1为:q 20x4x103v=—-—= =31454cm/min=524cm/s1土d23』4x0.924Re1W=314.475RT175314.4=0.24lPv2Ap=A—2… 0.7 900x5.242=0.24xx=0.23x106pa0.9x10-2 210x4x1033.14x0.92一样可求管道AB段及管道AD段的沿程损耗Ap-10x4x1033.14x0.92=15727cm/min=262cm/s

Re=技=262x0.9=157.22v1.5TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"75 75人===0.481A7lpv2Ap =人—2cm0.3 900x2.622=0.48x x =0.05x106pa\o"CurrentDocument"0.9x10-2 ' 丫A7lPv2Ap =A—2八e0.7 900x2.622=0.48x x =0.12x106pa0.9x10-2 - 《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Ap2】=0.17x106pa23EF3B-E10B的压力损失Ap22=0.17x106pa据分析在差动连接中，泵的出口压力pp为 Fp=2Ap+Ap+Ap+Ap +Ap + 5002cm500=(2x0.23+0.05+0.12+0.17+0.17)x106+—25.64x10-4x0.95=1.18x106pa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，工进阶段所占时刻最长，为了简化计算，主

要考虑工进时的发烧量。一般情形下，工进速度大时发烧量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以别离计算最大、最小时的发烧量，然后加以比较，取数值大者进行分析。当v=4cm/min时，q=-D2v=lx(0.08)2x0.04=0.201L/min4 4现在泵的效率为，泵的出口压力为，则有P =3.2x0.201=0.1072KW输入 60x0.111500x4x10-560P输出=Fv==0.0077KW60现在的功率损失为△P=p输入一p输出=0.1072—0.0077=0.0995KW当v=100cm/min时，q=min，总效率为P =32x5.025=0.383KW输入 60x0.711500x100x10-560P=Fv= =0.192KW60输出 一△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，发烧量最大。假设系统的散热状况一般，取K=l0xl03kW/（血-°C）油箱的

散热面积散热面积A为A=0.0653，'V2=0.065*1602m2=1.92m2系统的温升为-9.94°CA A-9.94°CAt= = KA10x10-3x1.92验算表明系统的温升在许可范围内。五、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，即可绘制正式的液压系统图。图中：1） 题目栏中应表明液压元