鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)課程設計

.液壓傳動課程設計題目名稱鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設計專業(yè)班級15級機械設計制造及其自動化（升本）學生姓名劉備學 號xxxxxxxxxxx指導教師諸葛亮 機械與車輛工程系二一四年六月六日目 錄一、任務書3二、指導教師評閱表4三、設計內容5 （一）5 （二）5 （三）5 （四）6（五）6四、設計小結14五、參考資料14蚌埠學院機械與車輛工程系液壓傳動課程設計任務書 班級 2015機械設計制造及自動化升本 姓名 劉備 學號 指導教師：諸葛亮一、 設計題目：設計一臺臥式多軸鏜孔專用機床的液壓傳動系統(tǒng)，要完成的工作循環(huán)是“快進工進快退原位停止”，液壓系統(tǒng)的主要參數與性能要求如下：加工時軸向最大切削力為120000N，移動部件總重力G=22000N；導軌形式為矩形，靜摩擦系數fs0.2；動摩擦系數fd0.1，快進行程為100mm，快進與快退的速度均為6m/min，工進行程為60mm，工進速度為50mm/min，加速和減速時間要求不大于0.2s，機床加工時，要求快進轉工進平穩(wěn)可靠，請設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。二、設計要求：液壓系統(tǒng)圖擬定時需要提供2種以上的設計方案的選擇比較。從中選擇你認為更好的一種進行系統(tǒng)元件選擇計算。三、工作量要求1液壓系統(tǒng)圖1張（A1）2液壓缸裝配圖1張3設計計算說明書1份4、 設計時間2016年6月6日-2016年6月10日蚌埠學院本科課程設計評閱表 機械與車輛工程系 2015級 機械設計制造及自動化升本專業(yè)學生姓名劉備學 號XXXXXXX課題名稱鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設計指導教師評語：指導教師（簽名）： 2016年 6 月16 日 評定成績引 言液壓系統(tǒng)已經在各個部門得到越來越廣泛的應用，而且越先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部門就越多。液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的，液壓傳動有以下優(yōu)點：易于獲得較大的力或力矩，功率重量比大，易于實現往復運動，易于實現較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現標準化、系列化。液壓傳動的基本目的就是用液壓介質來傳遞能量，而液壓介質的能量是由其所具有的壓力及力流量來表現的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質的壓力和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方面：控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。第1章 明確液壓系統(tǒng)的設計要求設計一臺臥式多軸鏜孔專用機床的液壓傳動系統(tǒng)，要完成的工作循環(huán)是“快進工進快退原位停止”，液壓系統(tǒng)的主要參數與性能要求如下：加工時軸向最大切削力為120000N，移動部件總重力G=22000N；導軌形式為矩形，靜摩擦系數fs0.2；動摩擦系數fd0.1，快進行程為100mm，快進與快退的速度均為6m/min，工進行程為60mm，工進速度為50mm/min，加速和減速時間要求不大于0.2s，機床加工時，要求快進轉工進平穩(wěn)可靠，請設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。第二章 負載與運動分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。（1） 工作負載FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即Ft=120000N（2） 阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，則 靜摩擦阻力動摩擦阻力 （3） 慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.05s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為4.5m/min，因此慣性負載可表示為 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表1所表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N）工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力啟動44004889加速31343482快進22002444工進2420026889快退22002444反向啟動44004889加速31343482快退22002444制動1265.581406.2 第三章 負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面數值繪制，如下圖a所示。速度圖按已知數值和工進速度繪制，如下圖b所示圖a 負載圖圖b 速度圖第四章 確定液壓系統(tǒng)主要參數4.1確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為12000 N時宜取3MP。表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455 表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032 表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計 表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7 表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71 注：1無桿腔進油時活塞運動速度； 2有桿腔進油時活塞運動速度。4.2計算液壓缸主要結構參數由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa。快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取背壓值=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為，式中：F 負載力 hm液壓缸機械效率 A1液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1液壓缸無桿腔壓力 p2液壓有無桿腔壓力因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為液壓缸缸筒直徑為 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707112.63=79.63mm，根據GB/T23481993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=115mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為工作臺在快退過程中所需要的流量為工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進 =A1v2=0.59 L/min根據上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值如下計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率設快進、快退時，回油腔壓力p=0.5MPa,工進回油腔背壓p2=0.8MPa。1快進（差動）(1)進油腔壓力 p1=（F0+pA2）/（A1- A2）p1=（2444+0.510653.610-4）/(103.82- 53.6）10-4=1.02MPa (2)所需流量q=（A1- A2）V1q=（103.82- 53.6）10-46/min=3.01310-2 m3/min =30.13L/min(3)輸入功率 P= P1q P=1.021063.01310-2/60 （w） =0.512kw2. 工進(1)進油腔壓力p1=（F0+ p2A2）/A1 p1=（26889+ 0.810653.610-4）/103.8210-4 (Pa)=300.299104=3.003MPa;(2)所需流量 q=A1V2 q=103.8210-40.05 =5.19110-4 m3/ min =0.52 L/ min;(3) 輸入功率 P= p1q P=3.0031060.5210-3/60 (w) =0.026kw3快退(1)進油腔壓力 p1=（F0+pA1）/A2 取p=0.6MPa 作為快進時的油管中壓降p，快退時回油腔中有背壓p2也可按0.6MPa估算； 因此，p1=（2444+0.6106103.8210-4）/53.610-4 （Pa）=1.618MPa；（2）所需流量 q=A2V3 q=53.610-46（m3/ min）=32.16L/ min；（3）輸入功率 P= p1qP=1.61810632.1610-3/60 (w) =0.867kw如表4所示。工況推力F/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進啟動488901.02加速24821.7351.135快速24441.7271.12730.130.512工進268890.62.8990.520.026 快退起動488900.912 P= p1q加速34820.61.812快退24440.61.61832.160.867制動1406.20.61.425表4 各工況下的主要參數值表3 各工況下的主要參數值注：。第五章 液壓系統(tǒng)方案設計根據組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。5.1選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)運動循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。5.2速度控制回路的選擇工況圖表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償的進口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工進所需的時間分別為=2.6s亦即是=27.69因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯的供油方式，由雙聯泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖3所示。圖3 雙泵供油油源 5.3選擇快速運動和換向回路根據本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。本設計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯合控制形式。5.4速度換接回路的選擇所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由30.13L/min降為0.52 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節(jié)流閥調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩(wěn)性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa。 a.換向回路 b.速度換接回路圖4 換向和速度切換回路的選擇5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖選定調速方案和液壓基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些輔助性油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對回路進行歸并和整理，就可將液壓回路合成為液壓系統(tǒng)，即組成如圖5所示的液壓系統(tǒng)圖。圖 5 液壓系統(tǒng)圖為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓力。要實現系統(tǒng)的動作，即要求實現的動作順序為：啟動加速快進工進快退停止。則可得出液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表5所示。表中“+”號表示電磁鐵通電或行程閥壓下；“”號表示電磁鐵斷電或行程閥復位。表5 電磁鐵的動作順序表5.6 系統(tǒng)圖的原理1 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，由泵輸出地壓力油經2三位五通換向閥的左側，這時的主油路為： 進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）行程閥3液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2（1YA得電）單向閥6行程閥3液壓缸左腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現差動快進，由于快進負載壓力小，系統(tǒng)壓力低，變量泵輸出最大流量。2 工進 擋塊還是壓下，行程開關使3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經調速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調速閥15的開口相適應，故進給量大小由調速閥15調節(jié)，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）調速閥4調速閥15液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。3 死擋鐵停留 當滑臺完成工進進給碰到死鐵時，滑臺即停留在死擋鐵處，此時液壓缸左腔的壓力升高，使壓力繼電器14發(fā)出信號給時間繼電器，滑臺停留時間由時間繼電器調定。4 快退滑臺停留時間結束后，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁鐵1YA、3YA斷電，2YA通電，這時三位五通換向閥2接通右位，因滑臺返回時的負載小，系統(tǒng)壓力下降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（2YA得電）液壓缸右腔。回油路：液壓缸左腔單向閥5三位五通換向閥2（右位）油箱。5 原位停止 當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經換向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。第六章 液壓元件的選擇6.1 確定液壓泵本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數和規(guī)格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。（1）計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。 根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。 對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： （2）計算總流量 表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現在快進工作階段，為30.13 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的1.1計算，則液壓油源所需提供的總流量為： 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.52 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應為3.52L/min。據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值，因此選取PV2R12-6/20型雙聯葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為20mL/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉速=960r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.118MPa、流量為32.16r/min。取泵的總效率，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：根據上述功率計算數據，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。6.2 確定其它元件及輔件(1) 確定閥類元件及輔件根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表6所列。表6 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯葉片泵PV2R12-6/26(6+20)16/142三位五通電液換向閥3635DY636.3< 0.53行程閥3622C-63（B）636.3< 0.34調速閥<1Q-10（B）0.050.56.35單向閥36I-63（B）636.30.26單向閥36 636.30.27液控順序閥36XY-63（B）630.36.30.38背壓閥0.3B-10（B）106.39溢流閥36Y-63（B）636.310單向閥36I-63（B）636.3< 0.0211濾油器42wu-6310063< 0.0212壓力表開關KF3-E3B 3測點1613單向閥36I-63（B）636.30.214壓力繼電器DP1-63（B）0*注：此為電動機額定轉速為960r/min時的流量。(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量流量、速度快進工進快退輸入流量=46.43=22.46排出流量=23.97=0.27=43.50運動速度=4.47=0.5=4.19 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼6.3 確定油箱 油箱的容量按式估算，當取為7時，求得其容積為，按JB/T7983-1999規(guī)定，取標準值V=250L。第七章 液壓系統(tǒng)性能驗算 7.1 驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。 1快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 2工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.5MPa。因此這時液壓缸回油腔的壓力P2為可見此值小于原估計值0.8MPa。故可按表7中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力P1，即此值與表7中數值相近。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，故溢流閥9的調壓應為3快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。因此進油路上總壓降為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。回油路上總壓降為此值與表7的數值基本相符，故不必重算。所以快退時的最大工作壓力Pp應為 此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。7.2油液溫升驗算液壓傳動系統(tǒng)在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量多數轉化為熱能，使油溫升高，導致油的粘度下降、油液變質、機器零件變形等，影響正常工作。為此，必須控制溫升T在允許的范圍內，如一般機床D= 25 30 ；數控機床D 25 ；粗加工機械、工程機械和機車車輛D= 35 40 。 液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，單位時間的發(fā)熱量f（kW）可表示為式中 系統(tǒng)的輸入功率（即泵的輸入功率）（kW）； 系統(tǒng)的輸出功率（即液壓缸的輸出功率）（kW）。 若在一個工作循環(huán)中有幾個工作階段，則可根據各階段的發(fā)熱量求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱量對于本次設計的組合機床液壓系統(tǒng)，其工進過程在整個工作循環(huán)中所占時間比例達95%因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的發(fā)熱情況來計算。 工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為這時大流量泵通過順序閥10卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩泵的總輸出功率（即系統(tǒng)輸入功率）為：由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為即可得油液溫升近似值：溫升小于普通機床允許的溫升范圍，因此液壓系統(tǒng)中不需設置冷卻器。設計小結液壓傳動課程設計是液壓課程當中一個重要環(huán)節(jié)，通過這次課程設計我從中學到了很多東西，鞏固和深化了已學的理論知識，掌握了液壓系統(tǒng)設計計算的一般方法和步驟。此外還鍛煉了我的機械制圖和計算機繪圖能力，提高了我的結構設計和運算能力。 但是，由于在設計方面沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中也出現了很多的問題，如：由于忙于應對各種考試，就放松了對液壓課的學習，以致有的重要公式都想不起來了，設計時就感覺手忙腳亂。另外，在查表和計算時也出現了很多問題。但是在同組同學的共同努力下，我們最終還是按時完成了設計任務，雖然大家在設計時都感覺很累、很枯燥，但當看到我們的勞動成果時，大家心里都有一種小小的成就感！ 這次的課程設計幾個人人一組，數據不一樣，聽老師說可以有幾種不同的液壓系統(tǒng)圖，這讓我明白了液壓的多元性。通過設計，我又明白了相同的工作元件當不同的連接時可以產生不同的工作效果，不同的元件，采用不同的方法也可以達到相同的效果。例如，液壓缸可以用單桿活塞式液壓缸，也可以用柱塞式液壓缸。在此設計中，又再次深刻了解了各種基本回路。在設計的過程中還培養(yǎng)了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結！參考文獻【1】 成大先.機械設計手冊.單行本.液壓傳動.化學工業(yè)出版社,北京:2004.1【2】 液壓傳動課程設計指導書【3】 左健民.液壓與氣壓傳動 第四版 機械工業(yè)出版社,北京:2007.5【4】張利平.液壓傳動設計指南 化學工業(yè)出版社,北京:2009【5】 高等工程?？茖W校機制工藝及液壓教學研究會液壓組 液壓傳動設計指導書 華中工學院出版社,1987.12.