设计卧式双面铣削组合机床的液压系统实训

沈阳城市学院

《液压与气压传动技术》

课 程 设 计

说明书

学 院： 机电工程学院 班 级： 机自二班 姓 名： 学 号： 指导教师：

2014年1月 10日

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课程设计任务书

学院 机电学院 班级 姓名 设计起止日期 2013年12月30日-2014年1月10日 设计题目：设计卧式双面铣削组合机床的液压系统 设计任务（主要技术参数）： 已知：机床的加工对象为铸铁变速箱箱体，动作顺序为夹紧缸夹紧→工作台快速趋近工件→工作台进给→工作台快退→夹紧缸松开→原位停止。工作台移动部件的总重力为3000N，加、减速时间为0.1s，采用平导轨，静、动摩擦因数μs=0.2，μd=0.1。夹紧缸行程为40mm，夹紧力为900N，工作台快进行程为100mm，快进速度为3.5m/min，工进行程为200mm，工进速度为60～250m/min，轴向工作负载为13000N，快退速度为5m/min。 要求完成以下工作： 1． 进行液压系统工况分析，绘制工况图； 2． 设计液压缸； 3． 制订液压系统原理图，绘制控制元件动作顺序表； 4． 计算液压系统，选择标准液压元件； 5． 绘制液压系统原理图； 6． 验算液压系统的性能； 7． 编写、整理设计说明书。 --

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指导教师评分： 项目 出勤情况 分值 10 一次缺席扣2分，两次缺席扣4分，三次缺席扣10分，出勤情况连带影响学习态度和质疑答辩成绩。 学习态度认真，遵守纪律 负载图正确（3分）；速度图正确 学习态度 10 10 第一次 （2分）；液压缸设计步骤准确（2分）；工况图填写正确（2分）；工况图画法正确（1分） 液压系统图设计正确（3分）；液质 压泵规格选择正确（2分）；电动疑 答 辩 计（1分）。 液压系统速度验算（3分）；效率第三次 10 验算（4分）；温升验算（3分） 答辩 20 抽题答辩 内容完整（5分），结构设计合理（5分），计算准确（5分） ，说明书质量 30 结论准确（5分），撰写规范工整（5分），排版准确（5分） 10 第二次 选择准确（3分）；辅助元件的设机功率计算准确（1分）；液压阀 总 分 教师签字： 年 月 日

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目 录

1 课程设计的目的 ...................................................................................................................... - 0 - 2 负载分析.................................................................................................................................. - 0 -

2.1负载计算 负载图 ....................................................................................................... - 1 - 2.2速度分析 速度图 ....................................................................................................... - 1 - 3 初步确定液压缸的结构尺寸 .................................................................................................. - 2 -

3.1初选液压缸的工作压力 ............................................................................................... - 2 - 3.2计算确定液压缸的主要结构尺寸 ............................................................................... - 2 - 4 液压缸的工况分析与工况图 .................................................................................................. - 4 - 5 拟订液压系统原理图 .............................................................................................................. - 5 -

5.1选择液压基本回路 ....................................................................................................... - 5 - 5.2将液压回路综合成液压系统 ....................................................................................... - 7 - 5.3 控制元件动作顺序表 .................................................................................................. - 8 - 6 计算和选择液压元件 .............................................................................................................. - 9 -

6.1确定液压泵的规格与电动机功率 ............................................................................... - 9 -

6.1.1 液压泵规格 .................................................................................................... - 9 - 6.1.2 电动机功率 .................................................................................................... - 10 - 6.2 液压阀的选择 ............................................................................................................ - 11 - 6.3 油管设计 .................................................................................................................... - 12 - 6.4 确定油箱容积 ............................................................................................................ - 12 - 7 液压系统主要性能的验算 .................................................................................................... - 12 -

7.1 液压缸速度的验算 .................................................................................................... - 12 - 7.2 系统中的压力损失验算 ............................................................................................ - 13 - 7.3 系统中压力阀的调整 ................................................................................................ - 17 - 7.4 液压系统的效率和温升的验算 ................................................................................ - 18 -

7.4.1液压系统的效率 ............................................................................................. - 18 - 7.4.2液压系统的发热与温升的验算 ..................................................................... - 18 -

参考文献.................................................................................................................................... - 19 -

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1 课程设计的目的

液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的：

1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；

2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；

3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。

2 负载分析

负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ffs，动摩擦力为Ffd,则

工作负载 FL=13000 FG=3000N 静摩擦阻力 Ffs=Fs×FG=0.2×3000=600N 动摩擦阻力 Ffd=Fd×FG=0.1×3000=300N

v30003.5N178N t9.8600.1v30005 快退FmmN255N

t9.8600.1惯性力、快进Fmm重力阻力 因工作部件是卧式放置，故重力阻力为0

密封阻力 作为内负载阻力，考虑计入液压缸的机械效率，取液压缸的机械效率 ηm=0.9 。

背压阻力 由回油管路上的液压阻力决定的，在系统方案与结构尚未确定前，暂不定，待后定。

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2.1负载计算 负载图

如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率

m0.9，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出如表1：

液压缸各运动阶段负载表

工作循环 起动 加速 快进 工进 快退 负载组成 负载值F/N 600 475 300 13300 300 推力F/m FFfs F(FfdFm) 667N 528N 333N 14778N 333N FFfd FFlFfd FFfd 表1 根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-s）如图一

图一 图二

2.2速度分析 速度图

速度分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。速度图一般用速度—时间（v—t）或速度—位移（v—l）曲线表示，速度图（v-s）如图二：

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3 初步确定液压缸的结构尺寸

3.1初选液压缸的工作压力

表2 不同负载条件下的工作压力

负载 F/ N 液压缸工作压力 / MPa <5000 <0.8~1 5000~ 10000 1.5~2 10000~ 20000 2.5~3 20000~ 30000 3~4 30000~ 50000 4~5 >50000 ≥5~7

表3 常用液压设备工作压力 机床 设备类型 磨床 工作压力 / MPa 车、铣、刨床 组合机床 拉床 龙门刨床 液压机 挖掘机 重型机械 启重机械 20~32 农业机械 小型工程 机械 0．8~2 2~4 3~5 <10 10~15 由表2、表3可知，组合机床的最大负载为14778N时宜初选液压缸的工作压力p1=3MPa。

3.2计算确定液压缸的主要结构尺寸

为了减小液压泵的流量，这里的液压缸可选用单杆式的，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积由式子

V1A2v，计算得出A1与A2应满足V2A10.7A1=A2（即液压缸内径D和活塞杆直径d应满足：d=0.547D）。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，根据表4暂取背压为0.5MPa，并取液压缸机械效率m0.9。

表4 液压系统中背压力的经验数据 系统类型 中、低压系统 （0~8MPa） 中、高压系统（8~16MPa） 高压系统（16~32MPa） 简单系统和一般轻载的节流调速系统 回油路带调速阀的节流调速系统 回油路带背压阀 采用带补油泵的闭式回路 同上 如锻压机械系统 背压/MPa 0.2 ~ 0.5 0.5 ~ 0.8 0.5 ~ 1.5 0.8 ~ 1.5 比中低压系统高（50~100）% 初算时背压可忽略不计 --

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液压缸上的平衡方程

P1A1P2A2F0.7A1P2F

F ——负载力

A1——液压缸无杆腔的有效作用面积 A2——液压缸有杆腔的有效作用面积 p1——液压缸无杆腔压力 p2——液压有无杆腔压力

故液压缸无杆腔的有效面积：

A1F14778257.28cm

p10.7P231060.70.5106D4A18.54cm

液压缸内径：

按GB/T2348-1980，取标准值D=80mm；因A2=0.7A1，故活塞杆直径d=0.547D=46.490mm（标准直径）取标准直径50mm 则液压缸有效面积为：

222D80cm51.24cm244

2A2(Dd2)(802502）cm230.63cm244A1

-33

查得调速阀（Q-10B~Q100B）的最小稳定流量为Qvmin=0.05L/min=0.05×10m/min，由式

A1或A2验算液压缸的有效作用面积。即

Qvmin vminQvmin0.51038.3103m2 A151.2410mvmin0.0642 A230.6310m42Qvmin8.3104m2

vmin由此可见，这类调速阀无论是放在进油路还是放在回油路上，液压缸的有效作用面积

A1、A2均可满足工作部件最低稳定速度的要求。

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4 液压缸的工况分析与工况图

工作阶段 计算公式 负载速度F（N） v(m/min) 回油腔进油腔 输入流量 压力 压力 q（L/min） P2（MPa） P1（MPa） 输入功率 P（KW） 快 FPA2进p1 667 A1A2启动 qv(A1A2)快Pp1q进加速 快进恒速 528 / 0 0.34 0 / / 1.55 1.05 / / 333 3.5 1.34 0.94 6.86 0.107 Fp2A2p1 A1工qA1v14777 0.06~0.25 进 0.8 3.4 0.3~1.26 0.012~0.048 Pp1q 快 退Fp2A1p启1A1动 2快退Pp1q 加速 667 528 / 0 0.21 0 0 qAv/ 0.3 0.66 / / 快退恒 333 5 0.3 0.6 15.32 0.153 --

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速 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取P2－P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时△P=0；另外取快退时的回油压力损失为0.5MPa。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，详见表5，并可绘出其工况图如图三。

表5液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值

注：

5p510pa,而pbpjp 1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失

2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为Pj，无杆腔回油，压力为Pb。

液压缸的工况图见图三：

图三

5 拟订液压系统原理图

据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，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。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。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。

5.1选择液压基本回路

1）调速回路与油源形式的选择

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工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。

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。最终决定选用回油节流调速回路。

2） 油源控制形式及其压力控制回路

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。

从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为

t1l1v1l3v3601003.510006030051000s5.3s

t2l2v2602000.251000s48s即是

t2l2v2602000.061000s200s

t2=37.7因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个

t1系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。

如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图四所示。

图四 双泵供油油源

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3）快速运动与换向回路

由于系统要求快进与快退速度V1/V3=0.7因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路；快退时采用液压缸有杆腔进油、无杆腔回油的快速运动回路；并且将液压缸两腔作用面积比设计为A1=1.428A2。

由工况图可以看出，系统在快退时的进油量为15.32L/min，回油流量为15.32×51.24/30.63=25.6L/min，系统流量不大，工作压力也不高,故采用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，采用二位三通电磁阀。由于节流阀的调定压力比快进与快退时泵的工作压力高，但比工进时泵的工作压力低，确保快进时，形成差动连接回路，工进时断开此差动连接。

4）速度换接回路

由工况图中可以看出，当动力头部件从快进转为工进时，输入液压缸得流量由11.35L/min降至0.3L/min，速度变化较大，可选用二位三通电磁阀来控制快进转工进的速度换接，同时外接时间继电器，用其设置快进的时间，即时间一到，二位三通电磁阀动作，使快进转为工进，实现速度换接。

图五 换向与速度换接回路

5.2将液压回路综合成液压系统

将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图六所示的 液压系统图。

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图六

其详细名称见表6 1 2 3 4 5 6 滤油器 双联叶片泵 单向阀 溢流阀 三位四通电磁阀 调速阀 表 6

7 8 9 10 11 12 顺序阀 单向阀 二位三通电磁阀 时间继电器 液压缸 二位四通手动换向阀 5.3 控制元件动作顺序表

控制元件动作顺序如表7

动作名称 工作台快进 工作台工进 工作台快退 液压泵卸载 1YA - - + - 表7 注：表中“+”表示电磁铁通电，“-”表示电磁铁断电；

2YA + + - - --

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6 计算和选择液压元件

6.1确定液压泵的规格与电动机功率

6.1.1 液压泵规格

在参照产品样本选取液压液压泵的规格时，泵的额定压力应选得比上述最大工作压力高20%~60%，以便留有一定的压力储备；额定流量则只须满足上述最大流量即可。 1）计算液压泵的最大工作压力

液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。

由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，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。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。

根据液压泵的最大工作压力计算方法，PPPlmaxP

1式中 p1max——执行元件进油腔的最大工作压力，可从工况图中找到；

∑△p1——与执行元件最大工作压力同一工况下进油路上的总压力损失，它包括沿程压力损失和局部压力损失。在此只能先按经验资料估计：一般节流调速和管路较简单的系统取∑△p1=0.2~0.5MPa,进油路上有调速阀或管路复杂的系统取∑△p1=0.5~1.5MPa。

液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。

对于调速阀出口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失p0.8MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，表5看出，快进时液压缸中的工作压力比快退时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：

Ppa3.40.8MPa4.2MPaPpb1.050.5MPa1.55MPa

2）计算总流量

液压泵供油流量Qp必须大于或等于同时工作的执行元件流量之和的最大值即

QPKQimax

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式中 Qi——工作循环中某一执行元件在第i个动作阶段所需的流量； K——回路的泄漏折算系数，K=1.1~1.3。

对于节流调速系统，若最大流量点处于调速状态，则在泵的供油量中还要增加溢流阀稳压时的最小溢流量3L/min。

在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为15.32 L/min，则液压油源所需提供的总流量为：

Q1.215.32Lmin18.384Lmin

p工作进给时，液压缸所需流量约为1.26L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为4.26L/min。

按液压泵的额定压力Ppm应高于最大工作压力的的（25-60）%，即

Ppm=Ppmax[1+(0.25~0.6)]=4.2(1.25~1.6)=（5.25~6.72）Mpa

液压泵额定流量Qpm应满足所需的最大流量18.39L/min即可。查产品样本设计手册选取YB-5/15型双联叶片泵，其额定压力为6.3Mpa,Qpa=5L/min.Qpb=15L/min

6.1.2 电动机功率

PpiQpip按NPi式计算出整个工作循环中各阶段的电动机功率。

式中 Npi——整个工作循环中，第i阶段液压泵所需功率； ppi——第i阶段液压泵的工作压力； Qpi——第i阶段液压泵的输出流量。

整个工作循环中功率均不大，功进的时间占整个循环时间比例大，因此首先按攻进时泵的输出功率来计算所需的电动机功率，由以上计算可知，工进时A泵的工作压力Ppa=4.2MPa,流量Qpa=5L/min,B泵的工作流量Qpb=15L/min,全部直接回油箱，设卸荷时总管路损失△P=3Mpa,泵的总效率为ηp=0.75,则工进时所需电动机功率：

QPAPPAQPBP4.210651030.310615103Npi0.57KW 3P10600.75由工况图表可知，快退时功率最大，设快退时进油路上的压力为损失为△P=0.5Mpa,计算泵快退时所需的功率为

Npi退(QPAQPB)(p1p)(515)103(0.60.5)1060.49KW

p103600.75根据电机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率0.75KW，额定转速为960r/min.

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6.2 液压阀的选择

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，可以选出这些液压元件的型号及规格见表8

表8 液压元件型号与规格

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 11 12 液压元件名称 滤油器 双联叶片泵 单向阀 溢流阀 三位四通电磁阀 调速阀 顺序阀 单向阀 二位三通电磁阀 时间继电器 二位四通电磁阀 通过的最大实际流量（L/min） 20 20 20 19.7 40 0.3 7 35 20 / 18 型 号 规 格 接口尺寸 Φ20 Φ20 Φ20 φ12 Φ20 φ12 φ12 Φ20 Φ20 Φ20 数量 XU-40×100 YB-5/15 I-25B Y-25B 35D-63BY Q-25B XY-15B I-63B 35D-35BY DP1-63B 35D-25BY 40 L/min 100μm （5/15）L/min 6.3MPa 25 L/min 6.3MP 25 L/min 6.3MPa 63 L/min 6.3MPa (0.05~25) L/min 6.3MPa 15L/min 3.5Mpa 63L/min 6.3MP 35L/min 6.3MPa 调压范围 1~6.3MPa 25L/min 6.3MPa 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 --

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6.3 油管设计

各原件间连接管道的规格可按液压原件的接口尺寸决定，液压缸进，出油管接输入，输出的最大流量计数。由于液压泵选定后，液压缸在各个阶段的进出流量已不同，需要重新计算，液压缸在快进与快退时无杆腔流量最大，计算在快进时候液压缸的无杆腔进油量 Q1QP2050.24A151.24L/min

A1A250.2430.63液压缸在快退时无杆腔的排油量

Q2QpA1A22050.2432.8L/min

30.63所以液压缸进出油管的流量按快进时回油管计算，并按提到的压力的推荐流速V=3m/s来计算油管内径d

Q51.24103 d2219.05mm

πvπ360因此选取内径为20mm的无缝钢管。

6.4 确定油箱容积

按推荐公式V=(5-7)QP取V=7QP=720=140L

7 液压系统主要性能的验算

7.1 液压缸速度的验算

各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表9所示

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表9液压缸的进、出流量和运动速度

流量及速度 工序 输入流量（L/min） 排出流量（L/min） 移动速度（m/min） Q1QPQ2QP 快进 QPA2A1A2 Q2Q1QP51.2420 31.24VQPA1A2201032030.632050.2330.6351.24 (50.2430.63)10410.2工进 Q20.30~1.26AQ22QA1V2Q1A1 30.630.30~1.26 50.240.18~0.77QQ21A1A250.2420 30.6332.8(0.301.26)10350.241040.060.25 V3快退 Q1Qp20 Q1A220103 430.63106.53

验算结果表明，工进速度完全满足要求，快速进、退速度比较大，但系统允许。

7.2 系统中的压力损失验算

系统中的压力损失与回路结构有关，查阅产品样本，系统中用到的液压元件的额定压力损失表如表10

表10

元件 压力损失 35D-63BY 35D-35BY I-25B Y-15B I-63B XY-25B Q-25B 5 △pvn(×105Pa) 4 3 2 2 3 2 --

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液压缸进、出口油口至阀组装置中的管道按选定的管道尺寸，即d=20mm,进、出口回油管长度暂且均按2m估算，运动粘度取V=4610m/s,压力损失应按整个工作循环中不同的阶段分别进行。

1）快进 （1）进油路损失

快进时，进油管路中的液流的雷诺数

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vd4Q1451.24103Re11342320 回油管路中的液流

vvd461062010360的流动为层流。 管道中的，应按式

8106VQ1LPn

d4计算进油路的沿程压力损失，

其中 ν——油液的运动粘度（m2/s）； Q——管道中通过的流量（L/min）； l——管道长度（m） d——管道直径（mm）。 即沿程压力损失

8106VQ1L81064610651.225Pn0.2410Pa 44d20进油管的局部压力损失按

△pξ=（0.05~0.15）△Pn

可估取为

△Pζ1=0.1△Pn=0.10.2410Pa=0.02410Pa

由系统原理图可以看出，快进时，液压缸差动连接，通过换向阀的流量是20L/min，进油路上总阀压降按式

5

5

PV1QVPnQn计算，即 2PV1[4(20220202)3()23（）]1052.78105Pa 633525快进时进油路上总的压力损失

△P1=△Pn+△Pζ+△PV1=3.04105Pa

(2)回油路损失

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同理可计算快进时，回油管路中的液流的流动为层流，回油管路的流量由表9可知为Q2=31.24L/min，其沿程压力损失为

8106VQ2L81064610631.24255P2100.1410Pa 44d20快进时回油路上总的局部损失△Pζ2=0.1△P2=0.10.1410Pa 有杆腔压力至无杆腔阀的总压降

5

PV2[3(202)]1050.98105Pa 35由此可算出有杆腔压力P1和无杆腔压力P2之差

△P1=△P2+△Pζ2+△PV2=(0.98+0.14+0.014)105=1.13105Pa

系统执行元件为液压缸时，液压泵的最大工作压力pp应满足

PpFmaxA2P2P1 A1A1式中，△p1、△p2分别为液压缸进、回油管路的总压力损失。

由上述数据得4.2Mpa0.5Mpa即系统各部分的压力损失，在前述假设的范围内，符合设计要求。 2）工进

由表可知，工进时进油路的最大流量Q1=1.26L/min,回油路的最大流量Q2=0.77L/min，同理可计算工进时，进油路与回油管路中的液流的流动为层流。

（1）进油路损失 进油管路的沿程压力损失

8106VQ1L8106461061.262555P110100.005810Pa 44d20进油管的局部压力损失

△Pζ1=0.1△P1=0.000610Pa

由系统原理图可以看出、进油路上的总阀压降

5

PV1[4(

2027202)2()23（）]1052.78105Pa 631525工进时进油路总的进油压力损失

△P1=△P1+△Pζ+△PV1=2.78610Pa

5

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（2）回油路损失 工进时回油管路的压力损失

8106VQ2L8106461060.77255P2100.003510Pa 44d20工进时回油路上的局部损失

△Pζ2=0.1△P2=0.0004105Pa

回油路上总阀压降

PV2[3(2020.3)5（）]1051.08105Pa 3525工进时回油路总的压力损失

△P1=△P1+△Pζ+△PV1=1.084105Pa

当系统执行元件为液压缸时，液压泵的最大工作压力pp应满足

PpFmaxA2P2P1 A1A1式中，△p1、△p2分别为液压缸进、回油管路的总压力损失。

由上述数据得4.2Mpa3.3Mpa即系统各部分的压力损失，在前述假设的范围内，符合设计要求。 3）快退

快退时进油路的最大流量Q1=20L/min,回油路的最大流量Q2=32.8L/min，同理可计算工进时，进油路与回油管路中的液流的流动为层流。

（1）进油路损失 进油管路的沿程压力损失

8106VQ1L810646106202555P110100.04610Pa 44d20进油管的局部压力损失

△Pζ1=0.1△P1=0.00510Pa

5

由系统原理图可以看出、进油路上的总阀压降

PV1[4(202200.32)3()25（）]1051.348105Pa 6335255

快退进油路总的进油压力损失

△P1=△P1+△Pζ+△PV1=1.4410Pa

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(2)回油路损失 快退时回油管路的压力损失

8106VQ2L81064610632.8255P2100.15110Pa 44d20工进时回油路上局部损失

△Pζ2=0.1△P2=0.015110Pa 回油路上总阀压降

5

PV22035[4()22]1050.86105Pa

63632快退回油路总的压力损失

△P1=△P1+△Pζ+△PV1=1.0310Pa

5

当系统执行元件为液压缸时，液压泵的最大工作压力pp应满足

PpFmaxA2P2P1 A1A1式中，△p1、△p2分别为液压缸进、回油管路的总压力损失。

由上述数据得4.2Mpa0.44Mpa即系统各部分的压力损失，在前述假设的范围内，符合设计要求。

7.3 系统中压力阀的调整

1)溢流阀的调整压力

由于经验算后系统在工进时的压力损失与原估算有出入，液压缸的进油腔压力P1需重新估算，由此可得工进时：

P1FmaxA2FA1477830.6355P2max2P26.1041033.110Pa-4A1A1A1A151.2451.2410故溢流阀4的调整压力为：

PpA=P1+△P1=39×10Pa

5

7.4液压系统的效率和温升的验算

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7.4 液压系统的效率和温升的验算

7.4.1液压系统的效率

输出功率输入功率FWVFWVP

PQ/PQPQPPPPAAPBB式中 FW 、V分别为系统工进时的外负载与速度。

QA、QB分别为双联泵的A泵、B泵的额定流量，QA=5L/min QB=15L/min PPA 溢流阀的调整压力，PPA=3910Pa PPB B泵的卸荷压力， PPB =1.0810Pa

55

P 双联叶片泵的总效率，取P=0.75

147770.06~0.25/600.750.42~17.8%

[3910551031.0810515103]/60由此可见，定量泵系统在低速时的效率是很低的。

7.4.2液压系统的发热与温升的验算

快进、工进、快退所占的时间分别是

L1100103快进t11.8s

V13.560L2200103工进t2（48~200）s

V2（0.06~0.25）60L3300103快退t33.6s

V3560在整个工作循环中，快进战0.87%-3.4%，工进占90%-97.4%，快退占1.8%-6.7%，因此温升应按工进工况验算，系统产生的热功率H

H=NL-N0

NL为液压泵的输入功率NLPpaQAPPbQBP0.47kw

N0为液压缸输出的有用功率：N0FwV0.0148~0.0615

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因此H=(0.48~0.47)kw

油箱色散热面积A6.53V23(14103)21.75m2 设油箱通风良好，取油箱散热系数CT=15，系统温升为

TH0.4710318℃ CTA151.75由上可知、该系统油箱温升（30~33），油箱容量合适。

参考文献

[1]《液压与气压传动》第二版. 宋锦春、张志伟主编. 科学出版社, 2011.02 [2]《液压与气压传动技术》课程设计指导书.讲义

[3]《液压元件手册》.黎启柏主编.机械工业出版社，2000.8

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