卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统

湖南农业大学工学院
课程设计说明书
课程名称：液压传动课程设计
题目名称：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统
班级：20 13级农机专业一班
姓名：李亚军
学号：20134065110
指导教师：陈文凯
评定成绩：
教师评语：
指导老师签名：
20 年月日
引言 (1)
一、液压系统的设计要求 (2)
二、负载与运动分析 (2)
2.1、负载分析 (2)
2.2、运动分析 (3)
三、确定执行元件主要参数 (4)
3.1、确定液压缸工作压力 (4)
3.2、计算液压缸的结构尺寸 (4)
3.3、绘制液压缸工况图 (6)
四、设计液压系统方案和拟定系统原理图 (6)
4.1、液压系统方案 (6)
4.1.1、调速回路及油源形式 (6)
4.1.2、选择基本回路 (7)
4.1.3、速度换接回路的选择 (8)
4.2、系统图的原理 (10)
五、液压元件的选择 (12)
5.1、确定液压泵的规格和电动机功率 (12)
5.1.1、液压泵的规格 (12)
5.1.2、电动机功率 (13)
5.2、确定其他元件及辅件 (13)
5.2.1、阀类元件及辅件 (13)
5.2.2、油管 (14)
5.2.3、油箱 (15)
六、液压系统性能验算 (15)
6.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 (15)
6.2油液温升验算 (16)
七、设计小结 (18)
八、参考文献 (18)
引言
液压系统的作用为通过改变压强增大作用力。

以传递动力和运动为主要功能。

液压控制系统则要使液压系统输出满足特定的性能要求（特别是动态性能），通常所说的液压系统主要指液压传动系统。

一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。

系统结构由信号控制和液压动力两部分组成，信号控制部分用于驱动液压动力部分中的控制阀动作。

而且液压系统易于获得较大的力或力矩，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，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化等优点，使得在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。

一、液压系统的设计要求
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。

要求实现的动作顺序为：启动→加速→快进→减速→工进→快退→停止。

液压系统的主要参数与性能要求如下：
1、轴向切削力总和F g =12700N ，移动部件总重量G ＝20000N ；
2、行程长度400mm （其中工进行程100mm ）快进、快退的速度为7m/min ， 工进速度（20~1000）mm/min ，其中20mm/min 为粗加工，1000mm/min 为
精加工；
3、启动换向时间△t ≤0.15s ；
4、该动力滑台采用水平放置的平导轨；
5、静摩擦系数f s ＝0.2，动摩擦系数f d ＝0.1。

二、 负载与运动分析
2.1、负载分析
（1）外负载
外负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为外负载，即
N
F 12700t =
（2）惯性负载
最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。

已知启动换向时间为0.15s ，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为7m/min ，因此惯性负载可表示为
N N t v F 68.158515
.0607
81.920000m m =⨯⨯=∆∆⨯=
（3）阻力负载f F
阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。

导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为f F ，则
静摩擦阻力 N F fs 4000200002.0=⨯=
动摩擦阻力 N F fd 2000200001.0=⨯=
（4）重力阻力
因工作部件是卧式安置，故重力阻力为零
（5）密封阻力
将密封阻力考虑在液压泵的机械效率中去，取液压泵机械效率w η=0.9 根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。

表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N ）
2.2、运动分析
快进速度1v 与快退速度3v 相等，
m/m in
731==v v 。

行程分别为m m 3001=l 、
mm
4003=l ；工进速度1000m m /m in ~202=v ，其中20m m /m in min 2=v 为粗加工，
1000m m /m in
max 2=v 为精加工，工进行程m m 1002=l 。

根据上述已知数据和表1中的数值绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负
载图（F-l ）如图1(a),速度图（v-l ）如图1（b)所示。

如图8.4 P246
工况 负载组成
负载值F/N 推力F/
w η/N
启动 fs F F =
4000 4444.44 加速 m fd F F F +=
3585.68 3984.09 快进 fd F F =
2000 2222.22 工进 t
fd F F F +=
14700 16333.33 快退
fd F F =
2000
2222.22
三、 确定执行元件主要参数
3.1、确定液压缸工作压力
由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17000N 时宜取p1=3MPa 。

表2按负载选择工作压力
负载/ KN <5 5~10
10~20 20~30
30~50 >50 工作压力/MPa
< 0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
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/MPa 0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
3.2、计算液压缸的结构尺寸
鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时作差动连接。

这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即φ=A1/A2=2，而活塞杆直径d 与缸筒直径D 成d=0.707D 的关系。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防止孔钻通时滑台突然前冲。

选取此背压值为p2=0.8MPa 。

快进时液压缸作差动连接，但连接管路中不可避免地存在着压降p ∆，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，估算时取p ∆≈0.5MPa 考虑。

快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按0.6MPa 估算。

因此，根据已知参数，液压缸无杆腔A1的有效作用面积可计算为
2
6
211m 006282.010
28.0333
.163332=⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
⎪⎭
⎫ ⎝
⎛-
=
p p F A m η
液压缸缸筒直径为
mm A D 43.8941==π
活塞杆直径d 与缸筒直径D 成d=0.707D 的关系，因此活塞杆直径为
d=0.707×89.43=63.23mm
根据GB/T2348—2001对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后成就近标准值得
液压缸缸筒直径为D=10cm ，活塞杆直径为d=7cm
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
无杆腔面积：A1=πD2/4=78.50cm2, 有杆腔面积：A2=π(D2-d2)/4=40.04cm2。

A=A1-A2=78.50-40.04=38.46cm2
查得调速阀Q-10～Q-100(或Q-10B ～Q-100B)的最小稳定流量为
min
/50min /005.03min cm L q v ==。

检验液压缸的的有效工作面积，即
2
2
min min 212525078.50cm =A cm cm v q v ==>
所以流量控制阀无论放在进油路上，还是回油路上，有效面积A1，A2都能
满足工作部件的最低速度要求。

根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。

表4 各工况下的主要参数值
工况
推力F ’
/N 回油腔
压力P 2/MPa 进油腔压力P 1/MPa 输入流量
q/L.min
-1
输入功率P /Kw 计算公式
快
进
启动 4444 0 1.15 —— —— ()()
2
1
2'1A A p
A F p -∆+=()121v A A q -= q p P 1= p p p ∆+=12
加速 3984 2.06 1.56 —— —— 恒速
2222
1.60
1.10
26.92
0.494
工进 16333 0.8 2.49
0.157 ~7.85 0.007~ 0.326
()1221'A A p F p +=
21v A q = q p P 1=
快
退 起动 4444 0 1.10 —— —— ()2121'A A p F P +=
32v A q =
q p P 1=
加速
3984 0.6 2.17 —— —— 恒速
2222
0.6
1.73
20.02
0.607
3.3、绘制液压缸工况图
并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示
如图8.5 P248
四、设计液压系统方案和拟定系统原理图
4.1、液压系统方案
由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，并所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。

此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。

4.1.1、调速回路及油源形式
由工况图可知，该机床液压系统功率（<1KW ），速度较低；钻镗加工为连续切削，切削力变化较小。

故采用节流调速回路（开式回路）。

为增加运动的平稳性，防止当工件钻通时滑台突然前冲的问题，采用调速阀的出口节流调速回路。

由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。

从工况图中也可以清楚地看到，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的油液。

其最大流量与最小流量之比：
()()4.3~5.1717.85~0.15792.26min max ==q q
而快进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为
()()()()()()[]s
s v l v l t 61000740060100073006033111=⨯⨯+⨯⨯=+=()()s
v l t 300~61000~2060100222=⨯==
亦即是t2/t1≈50~1。

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，而宜采用大、小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案（图3）
4.1.2、选择基本回路
由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。

但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。

（1）快速回路
系统中采用节流调速回路后，不论采用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。

在本系统中，因要求快进、快退的速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍，快进时采用液压缸差动连接。

（2）换向回路
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。

由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的，所以选用三位五通电磁换向阀。

为了
调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。

图4
（3）速度换接回路
快进和减速的速度换接采用二位二通行程阀实现，以减少速度换接过程中的
液压冲击；控制由减速转为工进采用二位二通电磁阀的速度换接回路，并在回路
上并联了一个单向阀以实现速度换接。

另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动
油路。

因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。

图5
为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。

（4）调压和卸荷回路
油源中有溢流阀（图3），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路。

而且，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。

在图3所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此阀卸荷。

由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。

4.1.3、组成液压系统图
把上面选出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张原始的液压系统原理图。

将此图仔细检查一遍，可以发现，该图所示系统在工作中还存在问题。

为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对图所示系统进行如下修整：
（1）为了解决滑台工进时图中进、回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀6，将进、回油路隔断。

（2）为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀7。

这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使阀8关闭，便阻止了油液返回油箱。

（3）为了解决机床停止工作后回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个单向阀13。

（4）为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器14。

（5）若将顺序阀7和背压阀8的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一个阀。

经过修改、整理后的液压系统原理图如图6所示。

要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动→加速→快进→减速→工进→快退→停止。

则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。

表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“—”号表示电磁铁断电或行程阀复位。

表5 电磁铁的动作顺序表
图 6 液压系统图
4.2、系统图的原理
1、快进
快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：
进油路：泵→单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸左腔。

回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀2（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸左腔。

由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。

2、减速
当滑台快到预定位置时，此时要减速。

挡块压下行程阀3，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀4，电磁换向阀16进入液压缸的左腔。

由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀4开口向适应，此时液控顺序7打开，单向阀6关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，从而实现减速，其主油路为：
进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→调速阀4→电磁换向阀16→液压缸左腔。

回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。

3、工进
减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：
进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→调速阀4→调速阀15→液压缸左腔。

回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。

4、死挡铁停留
当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。

5、快退
滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA 通电，这时三位五通换向阀2接通右位，，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸右腔。

回油路：液压缸左腔→单向阀5→三位五通换向阀2（右位）→油箱。

6、原位停止
当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。

这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。

系统图的动作顺序表如表5所示。

五、液压元件的选择
5.1、确定液压泵的规格和电动机功率 5.1.1、液压泵的规格
（1）液压泵工作压力的计算 a.确定小流量泵的的工作压力Pp1
小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.49MPa ，如取进油路上的压力损失为0.8MPa ，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa ，则小流量液压泵的最大工作压力应为 ：
pp1=(2.49+0.8+0.5)MPa=3.79MPa b.确定大流量泵的的工作压力Pp2
大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低，快退时液压缸的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa （因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为：
pp2=(1.73+0.5)MPa=2.23MPa
（2）液压泵流量的计算
由表4可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为26.92L/min ，因系统较简单，取泄漏系数KL=1.2，则两个液压泵的实际流量应为：
qp=1.2×26.92L/min=32.30L/min
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min ，而工进时输入液压缸的最大流量为7.85L/min ，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为10.85L/min 。

（3）液压泵规格的确定
按式Ppmx=Pp1×[1+(25~60)%]=4.74~6.06MPa 及qp=32.30L/min 查产品样本或设计手册，选取YB —12/22型双联叶片液压泵，其小液压泵和大液压泵的排量分别为12mL/r 和22mL/r ，额定压力为6.3MPa ，当液压泵的转速np=960r/min 时该液压泵的理论流量为32.64L/min ，若取液压泵的容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为：
qp=[(12+22)×960×0.9/1000]L/min=29.38L/min
5.1.2、电动机功率
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2.23MPa 、流量为29.38L/min 。

取液压泵的总效率ηp=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为
kW 46.1kW 75.06038.2923.2p p p =⨯⨯==ηq p P
根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率
Pn=1.5kW ，额定转速nn=960r/min 。

5.2、确定其它元件及辅件 5.2.1、阀类元件及辅件
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6所列。

表6各工况实际运动速度和流量
流量、速度 快进
工进
快退
输入流量/(L/min ）
.6004.4050.7829.38
50.782
111=-⨯=
-=
A A q A q p
7.85~0.1571=q
38.291==p q q
排出流量/(L/min ）
6
.3050
.780
.6004.401
122=⨯=
=A q A q
()00
.4~08.050
.7804.407.85~0.1571
122=⨯=
=
A q A q
60
.5704.4038
.2950.782
112=⨯=
=A q A q
运动速度/(m/min ）
()64
.71004.4050.781038.294-3
-2
11=⨯-⨯=
-=
A A q v p
()1
~02.050
.781085.7~157.01
12=⨯=
=A q v
34
.704.4010
38.292
13=⨯=
=A q v
由表可以看出，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，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表7所列。

表7 液压元件规格及型号
序号 元件名称 通过流量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 双联叶片泵 — YB —12/22 (10.37+19.01) 6.3 — 2 三位五通电液换向阀 60 35DYF3Y —E10B 80 6.3 < 0.5 3 行程阀 60 AXQF —E10B 63 6.3 < 0.3 4
调速阀1
20
Q —25B
25
6.3
—
5 单向阀 57.
6 I —63B 63 6.3 0.2 6 单向阀 30.6 I —63B 63 6.3 0.2
7 液控顺序阀 19.01 XY —63B 63 6.3 0.3
8 背压阀 <1 B —10B 10 6.3 —
9 溢流阀 9.87 Y —10B 10 6.3 — 10 单向阀 19.01 I-63B 63 6.3 < 0.02 11 过滤器 29.38 XU —50×200 50 — < 0.02 12 压力表开关 — K —6B — 6.3 — 13 单向阀 57.6 I-63B 63 6.3 0.2 14 压力继电器 — DP1—63B — 6.3 — 15 调速阀2 <4 Q-6B 6 6.3 — 16
电磁换向阀
20
20D —25B
25
6.3
0.3
*注：此为电动机额定转速为960r/min 时的流量。

5.2.2、油管
根据表7中数值，当油液在压力管中流速取3m/s 时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：
()()()mm mm v q d 6.2060103100.60223
6
=⨯⨯⨯⨯⨯
==ππ
取标准值20mm ；
()()()
mm mm v q d 42.14601031038.292236=⨯⨯⨯⨯⨯==ππ
取标准值15mm 。

这两根油管都按GB/T2351——1993选用公称通径Φ20和Φ15的冷拔无缝钢管。

5.2.3、油箱
油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。

油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取7=ζ时，求得其容积为
L
L q V p 66.20538.297=⨯==ζ
按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L 。

六、液压系统性能验算
6.1、验算系统压力损失并确定压力阀的调整
由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先粗略的估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。

但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。

压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。

（1）快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由表6和表7可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是19.01L/min ，通过电液换向阀2的流量是29.38L/min ，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量60.0L/min 通过行程阀3并进入无杆腔。

因此进油路上的总压降为
()MPa MPa
p v 357.0272.0067.0018.063603.08038.295.06301.192.02
22=++=⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=∆∑
此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。

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30.6L/min ，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p2与无杆腔压力p1之差。

()MPa MPa
p p p 392.0272.0047.0073.063603.0636.302.0806.305.02
2212=++=⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=-=∆
此值小于原估计值0.5MPa （见表4），所以是偏安全的。

（2）工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为10.37L/min ，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa ；油液在回油路上通过换向阀2的流量是4L/min ，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa ，通过顺序阀7的流量为29.38L/min ，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为
MPa
MPa p 566.06338.293.05.08045.02
22=⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯++⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=
可见此值小于原估计值0.8MPa 。

故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即
MPa MPa A A p F p 37.2101050.781004.4010566.033.16333'6
44
61221=⨯⨯⨯⨯⨯+=+=--
此值与表4中数值2.49MPa 相近。

考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0.5MPa ，故溢流阀9的调压pp1A 应为
MPa
MPa p p p P e p 87.25.08045.037.22
111=⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡+⎪⎭⎫
⎝⎛⨯+=∆+∆∑+>
（3） 快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为19.01L/min ，通过换向阀2的流量为29.38L/min ；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57.60L/min 。

因此进油路上总压降为
MPa
MPa p v 086.08038.295.06301.192.02
21=⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=∆∑
此值较小，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
MPa
MPa p 593.06360.572.08060.575.06360.572.02
222=⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=∆∑
此值与表4的估计值相近，故不必重算。

所以，快退时液压泵的最大工作压力pp 应为
()MPa
MPa p p p v p 816.1086.073.111=+=∆∑+= 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.816MPa 。

6.2、验算油液温升
液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。

为此，必须控制温升ΔT 在允许的范围内，如一般机床 = 25 ~ 30 ℃；数控机床 ≤ 25 ℃；粗加工机械、工程机械和机车车辆 = 35 ～ 40 ℃。

已知快进和快退速度
m/min
731==v v 、快进行程L1=400-100=300mm 、工进
行程L2=100mm 、快退行程L3=400mm ，工进速度1000m m /m in ~202=v 。

快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。

快进 s
v L t 57.26071030031
11=⨯==-
工进 ()s v L t 300~66010
1000~20101003
3
222=⨯⨯==--
快退
s s v l t 43.310007400
60331=⨯⨯==
工进在整个工作循环过程中所占的时间比例最大，所以系统发热和油液温升
可按工进时的工况来计算。

工进时液压缸的有效功率为
kW kW Fv P 1225.060105
.0147003
2e =⨯⨯==
这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油。

大液压泵通过顺序阀7的流量为q2=19.01L/min ，由表7查得该阀在额定流量qn=63L/min 时的压力损失Δpn=0.3MPa ，故此阀在工进时的压力损失
0.027MPa MPa 6301.193.02
2
n 2n =⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=⎪
⎪⎭
⎫ ⎝⎛∆=∆q q p p 小液压泵工进时的工作压力pp1=3.37MPa ，流量q1=10.37L/min ，所以两个
液压泵的总输入功率为：
kW
kW pq q p P 673.010
75.0106001
.1910027.0106037.101087.23
3
636p
2
1p1p =⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=∆+=
--η
由此得液压系统的发热量为
()kW
kW P P P P 5503.01225.0788.0e =-=-=∆
可算出油箱的散热面积为:
2232332m 58.2m )10250(5.65.6=⨯==-V A
由表查得油箱的散热系数K=9W/（m2·℃)，则求出油液温升为:
C
23.7C 1058.295503.01033︒=︒⨯⨯=⨯∆=∆KA P T
温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。

七、设计小结
经过几周的努力，终于完成了此次课程设计，再一次系统性的学习了有关液压方面的知识，对此次课程设计，感触良多，收获颇丰。

通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。

在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。

在这些日子里，我们都夜以继日的演算相关数据，在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。

而且我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何综合去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。

在设计过程中，我复习了以前学过的知识，绘图水平有所提高，文字排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。

设计是一个系统性的工程，越做到后面，越发现自己知识的局限性，在今后的学习中，还得加紧学习。

八、参考文献
[1] 张元越.液压与气动传动.西南交通大学出版社，2014.1
[2]张利平.液压传动设计手册. 北京：化学工业出版社，2009.7。