毕业设计（论文）-钻镗两用组合机床液压系统控制设计.doc

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1、目录1绪论31.1组合机床的设计任务31.2分析液压传动的优缺点31.3 液压传动系统的机械部分设计42设计的技术要求和设计参数62.1设计参数的确定63工况分析83.1 确定执行元件83.2 分析系统工况83.2.1工作负载83.2.2惯性负载83.2.3阻力负载83.3 确定系统主要参数93.3.1 初选液压缸工作压力93.3.2 确定液压缸主要尺寸93.3.3 计算最大流量需求113.4 拟定液压系统原理图123.4.1 速度控制回路的选择123.4.2 换向和速度换接回路的选择133.4.3 油源的选择和能耗控制143.4.4 压力控制回路的选择163.5 液压元件的选择173.5.1

2、 确定液压泵和电机规格173.5.2 阀类元件和辅助元件的选择193.5.3 油管的选择213.5.4 油箱的设计223.6 液压系统性能的验算243.6.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值243.6.2油液温升验算26总结28致谢29参考文献30摘 要钻镗两用组合机床液压系统控制设计，其实是对两刀具的进给系统进行设计。当专用夹具对特殊工件装夹定位好后，工件的旋转运动、刀具纵向进给运动，完成对工件钻孔、扩孔的加工。进给运动由液压系统控制，纵向液压缸控制两刀具快进-工进-快退的工况，横向液压缸控制两刀具的选择。根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，拟定液压系统原理图，计算和选择液压元件。

3、所设计进给系统对调速范围、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。关键词：进给系统；液压系统原理图；计算和选择液压元件1绪论1.1组合机床的设计任务组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。此次设计的机床用于对工件从钻孔、扩孔高精度孔加工液压系统设计。工件装夹采用专用夹具，刀具的调整采用大小拖板，拖板由两个液压缸控制：横向液压缸控制两刀具的调整；纵向液压缸控制两

4、刀具进给运动。工作循环是，麻花钻快进-工进-快退-横向液压缸调整扩孔钻后快进-工进-快退-横向液压缸再调整好麻花钻，等待下一个工作循环。液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动，具体结构如图1 （a） （b）图1 组合机床根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1.2分析液压传动的优缺点 液压与气压传动相对于机械传动来一门新兴技术。现今，采用液压传动的程

5、度已成为衡量一个国家工业化发展水平重要标志之一。如今发达国家生产的95%的工程机械、90%的数控加工中心、95%以上的自动生产线都采用了液压传动。皆因液压传动拥有无与伦比的优点：（1） 体积小，重量轻，结构紧凑。（2） 运动比较平稳，能在低速下稳定运动，易于实现快速启动、制动和频繁换向。 （3） 可在大范围内实现无级调速。（4） 容易实现自动化，操纵方便。（5） 易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命较长。（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、使用都比较方便。 但液压传动仍具有很多缺点：（7） 液压传动不能保证严格的传动比。（8） 液压传动在工

6、作过程中常有较多的能量损失。（9） 液压传动对油温的变化比较敏感，它的工作稳定性容易受到温度变化的影响，因此不宜在温度变化很大的环境中工作。（10） 为了减少泄漏，液压元件在制造精度上的要求比较高，因此其造价较高，且对油液的污染比较敏感。（11） 液压传动出现故障的原因较复杂，而且查找困难。1.3 液压传动系统的机械部分设计液压传动系统的机械部分设计是液压机械设计的一部分，它是根据主机对液压系统提出的要求，综合运用液压元件和液压回路基本知识的基础上进行的。应从实际出发，吸取国内外先进的液压技术，力求设计出结构简单、效率高、质量好的液压传动装置。液压系统设计的步骤大体如下： （1）明确设计要求；

7、（2）进行工况分析与初步确定系统的主要参数；（3）拟定液压系统原理图；（4）计算和选择液压元件；（5）估算液压系统性能；（6）绘制工作图和编写技术文件。在以上的设计步骤中，前5项属于性能设计，它们相互影响、相互渗透；最后一项属于结构设计，进行时须先查明液压元件的结构和配置形式，仔细查阅有关产品样本、设计手册和资料。2 设计的技术要求和设计参数2.1设计参数的确定 根据工件材料查阅机械加工工艺手册，得出钻孔的较合适的 表面切削速度为从而计算出主轴的转速为 （21）由加工直径查阅工艺手册， 得出加工每转进给量为从而计算出钻削缸的轴向进给速度为根据切削原理得出钻削力计算公式为扭矩：. （22）轴向力

8、： （23）查阅机械设计手册得故计算出在本工艺条件下的最大钻削扭矩及最大钻削轴向力为计算钻削缸受力。钻削缸所受轴向力等于钻削轴向力加动力头的重量，应等于3200N。系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。表1 设计参数参 数数 值切削阻力（N）2946滑台自重 (N)250快进、快退速度(m/min)4.5工进速度(mm/min)20120最大行程(mm)400工进行程(mm)180启动换向时间（s）0.05液压缸机械效率0.9293工况分析3.1 确定执行元件金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的

9、执行元件确定为液压缸。3.2 分析系统工况 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。3.2.1工作负载FW工作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工作负载，即FW=2946N3.2.2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0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.5m/min，因此惯性负载 (3-1)3.2.3阻力负载阻力负载主要是工作

10、台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力0.2250=50N动摩擦阻力0.1250=25N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2所示。表2 液压缸在各工作阶段的负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力=F/起动=50 N55.5N加速=+93N103.4N快进=50N55.5 N工进=+2996N3328.9N反向起动=50 N55.5 N加速=+93 N103.4N快退=50N55.5N注：此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。3.3 确定系统主要参数3.3.1 初选液压缸工作压力所设计的大拖板在工进时负载最大，其值

11、为3200N，其它工况时的负载都相对较低，参考表11-2按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选横向液压缸的工作压力为p1=0.63MPa。3.3.2 确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，

12、由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.3MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.3MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.4MPa。工进时液压缸的推力计算公式为 式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 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液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为

13、 （32由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.70797.07=68.62mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm，活塞杆直径为d=70mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： m2工作进给采用调速阀调速，查产品样本，调速阀最小稳定流量= ，工进速度，则：能满足低速稳定性要求。3.3.3 计算最大流量需求大拖板在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为q快进 =（A1-A2）v1=17.325L/min大拖板在快退过程中所需要的流量为q快退

14、=A2v2=18L/min大拖板在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1v1=0.1570.942L/min 其中最大流量为快进流量为18L/min。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3所示。表3 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动55.500.326q=(A1-A2)v1P=p1q、p2=p1+p加速103.401.82恒速27781.51.0022.590.5工进3328.90.22407240.1570.9420.0880.529

15、P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2、P=p1q快退起动55.501.24P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速103.40.61.55恒速27780.61.8920.160.635把表3中计算结果绘制成工况图，如图4所示。3.4 拟定液压系统原理图根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。3.4.1 速度控制回路的选择工况图4表明，所设计组合

16、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。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定

17、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。3.4.2 换向和速度换接回路的选择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。当横向液压缸调整好刀具时，纵向液压缸实现从快进、工进、快退的换向，快进时采用差动连接，选用二位三通电磁换向阀。快退时选用三位四通电磁换向阀。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由17.325 L/min降为0.1570.942 L/min，可选二位三通电磁换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图5所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通

18、滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用行程开关加电磁阀进行控制。 a.速度换接回路 b.换向回路 图5 换向和速度切换回路的选择3.4.3 油源的选择和能耗控制表3表明，本设计多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。在图4工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低

19、压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比，而快进和快退所需的时间与工进所需的时间分别为：上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。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。但系统需要两个液压缸，纵向液压缸控制进给；横向液压缸控制刀具的调整，当刀具在横向液压缸作用下调整好后，纵向液压缸从起始位置从快进、工进、快退，的工况，横向液压缸所需的液压力较少，横向液压缸固定在小拖板上，

20、拖板的重力为100N，启动时只需以一定的速度调整就行，但难控制。必须启动稳定，换向平稳。考虑到后面需要用电气进行控制方便，所以仍采用单个泵供油。在横向液压管路上安装减压阀对横向液压缸的压力控制，在泵的出口处安装溢流阀对系统流量控制加上选用限压式变量泵对输出液压压力进行控制，液压能达到系统要求。如图6所示 图6油原的输出3.4.4 压力控制回路的选择由于系统采用单泵对两个液压缸进行供油，用溢流阀调整泵出口处的液压压力，为了先让横向液压缸调整好刀具后纵向液压缸才进给，在纵向液压缸回路上设置顺序阀，由于横向液压缸所需压力较小，必须在横向液压回路上减压故需用减压阀。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出

21、口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图7所示。为了解决横向液压缸调整刀具时顺序阀控制液压缸顺序，但在纵向液压缸卸荷时必须用单向阀与顺序阀并联，保证纵向液压缸快退。为实现工进时速度调节，速度从差动连接转换为用调速阀调速的工进速度需用二位三通阀进行换向，但在快退时为了保证快退速度必须调速阀与单向阀并联。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.3MPa。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻

22、孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关与电磁阀配合控制即可。图7 液压系统原理图3.5 液压元件的选择 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。3.5.1 确定液压泵和电机规格（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用单泵供油方式，根据图4液压系统的工况图，横向液压缸只需很小的工作压力，而纵向液压缸在工进时工作压力最大，因此只需计算出纵向液压缸所需的最大压力即可。根据液压泵的最大工作压力计算方法，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。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上

23、的总压力损失，则小流量泵的最高工作压力可估算为 （2）计算总流量 3表明，在整个工作循环过程中，液压油源向纵向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为18L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：L/min工作进给时，液压缸所需流量约为0.1570.942 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量2L/min，故泵的供油量最少应为2.1572.942 L/min。横向液压缸由于只是控制转刀与镗刀的换向与定位需要的力更小，当然流量也更小。所以选用液压泵供油时，泵必须也能够变量适应系统的需求。根据上面的计算再上网或查阅有关样本，选用限压式

24、变量叶片泵，变量原理是改变偏心距的大小和方向来实现。输出流量随工作压力的变化而变化。主要参数是：泵的排量：每个密封工作腔一次排油量应是其最大容积与最小容积之差。式中 -最大容积； -最小容积。 若考虑叶片所占体积的影响时，则泵的近似排量为式中 D-定子内表面直径，D=2r； e-偏心距； b-叶片宽度。（3）电机的选择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2.05MPa，流量为27.072L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为： 根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。3.5.2 阀类元件和辅助元件的选择图7液压系统原理图中

25、包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。（1）阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图7中2个单向阀的额定流量是相同的，因此最好选用相同规格的单向阀。图7中溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用

26、是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表5 阀类元件的选择序号元件名称通过的最大流量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/MPa1限压式变量叶片泵19.8PV2R12-6/26-2三位四通电磁换向阀19.835DYE10B80160.53二位三通电磁换向阀60AXQF-E10B63160.34二位二通手动换向阀1AXQF-E10B0.0750165溢流阀60AXQF-E10B63160.26背压阀25AF3-Ea10B63160.27顺序阀22

27、YF3E10B63160.38三位四通电磁换向阀 0.3YF3E10B63169减压阀 5.1YF3E10B631610单向阀 26AF3-Ea10B63160.211滤油器 30XU6380-J36160.0212压力表KF3-E3B13调速阀60AF3-Ea10B63160.2（2）过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表6所示。表6 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）

28、HDWU100100-J32100100153（3）空气滤清器的选择 按照空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即有选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表7所示。表7 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE-32321410512010050475964M580.279125注：液压油过滤精度可以根据用户的要求进行调节。3.5.3 油管的选择图7中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进

29、行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表8所示。表8 液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表8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：，取标准值18mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用

30、高压软管连接在缸筒上。3.5.4 油箱的设计（1）油箱长宽高的确定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/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。 对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其

31、他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。（2）隔板尺寸的确定为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的，根据上述计算结果，隔板的高度应为：隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。（3）各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄

32、漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得： 液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=32mm，外径为42mm。3.6 液压系统性能的验算3.6.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 由于系统的管道布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的延程损失和布局损失即可。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

33、）快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表7和表8可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.072L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.23L/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为： 此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，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24.14L/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与无杆腔压力之差。此值小于原估计值0.5MPa(见表3)，所以是安全的。（2）工进滑台工进时，在进油路

34、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0.5MPa。通过顺序阀7的流量为（0.24+22）=22.24L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为：可见，此值略大于原估计值0.8MPa。故可按表3中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即此值与表3中数值 2.77 MPa相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，故溢流阀9的调压应为：（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。

35、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。在进油路上总的压降为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为此值与表7的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。3.6.2油液温升验算由于工进在整个工作循环中占95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。4液压传动系统的电气控制设计参考文献1 王积伟 液压传动 机械工业出版社，2006年12月第二版2 成大先 机械设计手册第五分册 机械工业出版社，2010年1月第五版3 张利平 液压站设计与使用 海洋出版社，2004年2月4 陈启松 液压传动雨控制手册【M】 上海：上海科技技术出版社，20065 马文星 液压传动理论与设计【M】北京：化学工业出版社，20046 周士昌 液压系统设计图集【M】 北京：机械工业出版社，2003