機械設(shè)計074班許圓 液壓設(shè)計

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1、 《液壓與氣壓傳動》 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 074 班 學(xué) 號： 07405100343 設(shè) 計 人：許 圓 指導(dǎo)老師：高 老 師 完成日期 ：2010年1月15日 課程設(shè)計任務(wù)書 2009—2010 學(xué)年第 1 學(xué)期 機械工程 學(xué)院（系、部） 機械設(shè)計 專業(yè)074 班級 課程名稱： 液壓與氣壓傳動 設(shè)

2、計題目： 設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 完成期限：自 2010年 1月 11 日至 2010 年 1 月 16日共 1 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) （一）已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求機床的工作參數(shù)如下： 機床有主軸16根，鉆14個φ13.9mm的孔，2個φ8.5mm的孔。 機床要求的工作循環(huán)是：快速接近工件，然后以工作速度鉆孔，加工完畢后快速退回原始位置，最后自動停止。動力滑臺采用平導(dǎo)軌，往復(fù)運動的加速、減速時間為0.2s。 假設(shè)運動部件重G

3、＝9800N，切削力Fw=30500N；快進(jìn)快退速度v1＝0.1m/s；動力滑臺采用平導(dǎo)軌，靜、動摩擦因數(shù)μs=0.2，μd=0.1；往復(fù)運動的加速、減速時間為0.2s；快進(jìn)行程L1=100mm；工進(jìn)行程L2=50mm。試設(shè)計計算其液壓系統(tǒng)。 （二）機床自動化要求： 要求系統(tǒng)采用電液結(jié)合，實現(xiàn)自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負(fù)荷。 （三）要求完成的工作內(nèi)容完成如下工作： ①按機床要求設(shè)計液壓系統(tǒng)，繪出液壓系統(tǒng)圖。 ②確定滑臺液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)。 ③計算系統(tǒng)各參數(shù)，列出電磁鐵動作順序表。 ④選擇液壓元件型號，列出元件明細(xì)表。 ⑤驗算液壓系統(tǒng)性能。 進(jìn)

4、 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2010．1．11 老師講授設(shè)計的一般步驟和方法和要求、布置設(shè)計題目 2010．1．12~14 按任務(wù)要求進(jìn)行設(shè)計 2010．1．15~16 教師檢查驗收，學(xué)生撰寫、打印設(shè)計報告 主 要 參 考 資 料 [1]徐灝 主編 《機械設(shè)計手冊》 第5卷 機械工業(yè)出版社 1992 [2]金清肅 主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 華中科技大學(xué)出版社2007 [3]許福玲 陳堯明 主編 《液壓與氣壓傳動》 第三版 機械工業(yè)出版社2007 [3]張利平 主編 《液壓氣動技術(shù)速查手冊》 化學(xué)工業(yè)出版社2007 指導(dǎo)教師（

5、簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 目 錄 一.組合機床的工況分析 4 1.1 負(fù)載的分析 4 1.2 繪制負(fù)載圖（F-l）和速度圖（v-l） 4 1.2.1.計算工進(jìn)速度 4 1.2.2.計算快進(jìn)、工進(jìn)時間和快退時間 4 二．液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 5 2.1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式 5 2.2選用執(zhí)行元件 5 2.3快速運動回路和速度換接回路 5 2.3.1選擇快速運動和換向回路 6 2.3.2選

6、擇速度換接回路 6 2.3.3 組成液壓系統(tǒng)繪制原理圖 6 三、確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 7 3.1液壓缸參數(shù)設(shè)計 7 3.1.1 初選液壓缸工作壓力 7 3.1.2 計算液壓缸尺寸 8 3.1.3 計算液壓缸各階段的工作壓力，流量和功率 8 3.2液壓泵的參數(shù)設(shè)計 9 3.2.1確定液壓泵的工作壓力 9 3.2.2液壓泵的流量。 9 3.3選擇電動機： 9 四.液壓元件的選擇 9 4.1 閥類元件及輔助元件 9 4.2油管的選擇 10 4.2.1油管類型的選擇 10 4.2.2 油管尺寸的確定 11 4.3 油箱容積的確定 11 五.驗算液壓系統(tǒng)性能 11 5.

7、1壓力損失的驗算及泵的壓力調(diào)整 11 5.1.1工進(jìn)時的壓力的驗算及泵壓力的調(diào)整 11 5.1.2快退時的壓力損失驗算及大流量的泵卸載壓力的調(diào)整 11 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 12 參考文獻(xiàn) 13 一.組合機床的工況分析 1.1 負(fù)載的分析 由切削原理可知，高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft，已知為30500N.因工作作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有切削力，導(dǎo)軌摩擦力，和慣性力。慣性力為： 摩擦阻力為： 靜摩擦阻力：Fs=G=0.2×9800=1960N 動摩擦阻力：Fd=G=0.1×9800=98

8、0N 液壓缸的機械效率取0.9由此得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載如下表。 表1 液壓缸工作階段負(fù)載值 工 況 計算公式 液壓缸負(fù)載F/N 啟 動 F= 1960 加 速 F= 1480 快 進(jìn) F= 980 工 進(jìn) F=Ft+ 31480 反向啟動 F= 1960 加 速 F= 1480 快 退 F= 980 1.2 繪制負(fù)載圖（F-l）和速度圖（v-l） 1.2.1.計算工進(jìn)速度 工進(jìn)速度可按加工φ13.9的切削用量計算 主軸轉(zhuǎn)速n1＝360r/min，每轉(zhuǎn)進(jìn)給量S1=

9、0.147mm/r， v2=n1S1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s 1.2.2.計算快進(jìn)、工進(jìn)時間和快退時間 已知v1=0.1m/s,L1 =100mm,L2=50 mm,快速行程L3=L1+L2=150mm 快進(jìn)： t1=L1/v1=100×10-3/0.1=1s 工進(jìn)： t2=L2/v2=50×10-3/0.88×10-3=56.6s 快退： t3=(L1+L2)/v1= (100+50)×10-3/0.1=1.5s 根據(jù)負(fù)載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，繪制負(fù)載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖一.橫坐標(biāo)以上為液壓缸

10、活塞前進(jìn)時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。 二．液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 2.1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式 這臺機床液壓系統(tǒng)的概率小，滑臺運動的速度低，工作負(fù)載的變化小，可采用進(jìn)口節(jié)流的調(diào)速形式。為了解決進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路在鉆孔通時滑臺突然前沖的現(xiàn)象，回油路上要設(shè)置背壓閥。由于液壓系統(tǒng)選用了節(jié)流調(diào)速的方式，系統(tǒng)中的油液循環(huán)必然是開式的。 從工況圖可以清楚的看出，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸交替的要求油源提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/0.83×10-2≈60，而快進(jìn)快退所需的時間t1和工作進(jìn)給所需的時間t2分別為： t1=2.

11、5s t2==56.8s t1/t2=56.8/2.5≈27 因此從提高系統(tǒng)效率，節(jié)約能量的角度上來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，根據(jù)該情況，宜選用國內(nèi)比較成熟的產(chǎn)品—雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源 2.2選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進(jìn)和工作，反向快退，且快進(jìn)，快退速度相等，因此選用單桿活塞液壓缸，快進(jìn)時差動連接，無桿腔面積A1為有桿腔面積A2的兩倍。 2.3快速運動回路和速度換接回路 2.3.1選擇快速運動和換向回路 系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路，不管采用什么油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸的兩腔，已實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中，單桿液壓缸要做差動連接與雙作用葉

12、片泵雙泵供油，調(diào)速閥進(jìn)油節(jié)流閥調(diào)速的方式。溢流閥作定壓閥。 2.3.2選擇速度換接回路 當(dāng)滑臺從快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，輸入液壓缸的流量急劇的減少，滑臺的速度變化較大，宜采用行程閥來控制速度的換接，以減少液壓的沖擊。當(dāng)滑臺由工進(jìn)轉(zhuǎn)為快退時，回路中通過的流量很大，為了保證換向的平穩(wěn)，可采用電液換向閥式換接回路， 由于這一回路要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通的。 最后再考慮壓力控制回路，系統(tǒng)的調(diào)壓問題已在油源中解決，卸荷問題如采用中位機能為H型的三位換向閥來實現(xiàn)，就不須再設(shè)置專用的元件活油路 2.3.3 組成液壓系統(tǒng)繪制原理圖 組成系統(tǒng)在所選定基本回路的基礎(chǔ)上,就可以大概的畫出液壓

13、系統(tǒng)圖，在以上的回路中，還要考慮其他一些有關(guān)因素： 1. 為了保證雙泵供油實現(xiàn)快進(jìn)與工進(jìn)替換，須采用串聯(lián)單向閥12。 2. 在滑臺快進(jìn)時，為阻止回油路接通油箱，此時無法實現(xiàn)差動連接，必須在回油路上串接一個背壓閥，在工進(jìn)時，為了實現(xiàn)單向小流量泵供油。須在回油路上串聯(lián)一個液控順序閥。 3. 機床停止工作時，系統(tǒng)中的油液會流回油箱，此時空氣會進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺下次工作的平穩(wěn)性，另外考慮到電磁換向閥的啟動問題，必須在電磁換向閥的出口出加一個單向閥。 4. 便于系統(tǒng)自動的發(fā)出快速退回信號，在調(diào)速閥輸出端加一個壓力繼電器。 5. 如果將順序閥和背壓閥的位置對調(diào)一下，就可將順序閥與油源處的卸荷閥合

14、并。 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表2 表2 電磁鐵動作順序表 1Y 2Y 行程閥 快進(jìn) + - 通 工進(jìn) + - 斷 快退 - + 通 停止 - - 通 以下是上述各個步驟畫出來的完整液壓系統(tǒng)圖，見附圖一 三、確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 3.1液壓缸參數(shù)設(shè)計 3.1.1 初選液壓缸工作壓力 在液壓缸負(fù)載表可以看出工進(jìn)階段的負(fù)載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負(fù)載力計算，根據(jù)液壓缸與負(fù)載的關(guān)系，按表1選p1=4MPa。本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸回油腔應(yīng)有背壓，參考

15、表2選擇背壓p2=0.6MPa，鑒于動力滑臺要求快進(jìn)，快退速度相等，這里的液壓缸可選用單桿式，并在快進(jìn)時做差動連接，選用A1=2A2差動油缸，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關(guān)系。 表1 按負(fù)載選擇工作壓力 負(fù)載/KN ＜5 5-10 10-20 20-30 30-50 ＞50 工作壓力/MPa ＜0.8-1 1.5-2 2.5-3 3-4 4-5 ≥5 表2.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(diào)速系統(tǒng) 0.2-0.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4-0.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5-1.

16、5 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 用補油泵的閉式回來 0.8-1.5 回油路較復(fù)雜的工程機械 1.2-3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 3.1.2 計算液壓缸尺寸 由式(p1A1-p2A2)ηcm=F得： 液壓缸直徑：D= ? 取標(biāo)準(zhǔn)直徑：D＝110 mm d=0.707D=110×0.707mm≈80mm 則液壓缸有效面積： A1=πD2/4=π×112/4=95cm2 A2=π/4 (D2-d2)=π/4 (112-82)=47cm2 經(jīng)檢驗，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。 3.1.3 計算液壓缸各階段的工作壓力，流量和功率 根據(jù)上述

17、的D與d值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力，流量和功率。 在計算工進(jìn)時背壓按pb=0.6Mpa代入計算，快退時背壓按pb=0.4Mpa計算。計算的結(jié)果如表3 表3 液壓缸工作循環(huán)各階段壓力、流量和功率計算表 工況 計算公式 負(fù)載F0/N 回油腔壓力P2/pa 進(jìn)油腔壓力P1/pa 輸入流量Q/(l/min) 輸入功率P/kw 快進(jìn) （差動） P1=（F+A2△p） Q=(A1-A2) v1 P=p1q1 980 14 9×105 28.8 0.5 工進(jìn) p1=(F+p2A2)/A1 q=A1V2 p=p1q 31480

18、 P2=6×105 40×105 0.5 0.033 快退 P1=（F+p2A1）/A2 Q=A2V2 P=p1q 980 P2=7×105 16.4×105 28.2 0.8 3.2液壓泵的參數(shù)設(shè)計 3.2.1確定液壓泵的工作壓力 前面已確定液壓缸的最大工作壓力為40×105Pa，選取進(jìn)油管路壓力損失Δp=8×105Pa，其調(diào)整壓力一般比系統(tǒng)最大工作壓力大5×105Pa，所以泵的工作壓力pB＝(40＋8＋5)×105＝53×105Pa 因此泵的額定壓力可取pr≥1.25×53×105Pa=66.25Pa 液壓缸快退時的工作壓力比快進(jìn)時大，取其壓力

19、損失Δp′＝4×105Pa，則快退時泵的工作壓力為： pB=(16.4＋4)×105＝20.4×105Pa 3.2.2液壓泵的流量。 由表2可知，快進(jìn)時的流量最大，其值為28.8L/min，最小流量在工進(jìn)時，其值為0.5L/min，根據(jù)式，取K＝1.2， 則按式Qp≥K∑qmax Qp＝1.2×28.8L/min =36L/min 由于溢流閥穩(wěn)定工作時的最小溢流量為3L/min 按式qp1≥(1.2×0.5+3)，故小泵流量取3.6L/min。 根據(jù)以上壓力及流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品目錄，選用YYB-AA36/6B型雙聯(lián)葉片泵。 3.

20、3選擇電動機： 由P-t圖可知，最大功率出現(xiàn)在快退工況，其數(shù)值如下式計算： P==1923W 式中：ηB為泵的總效率，取0.7；q1＝36L/min＝0.6×10-3m3/s，為大泵流量；q2＝3.6L/min＝0.06×10-3m3/s，為小泵流量。 根據(jù)以上計算結(jié)果，查電動機產(chǎn)品目錄，選取與上述功率和泵的轉(zhuǎn)速相適應(yīng)的電動機J02-32-6型電動機。其額定功率為2.2kw。 四.液壓元件的選擇 4.1 閥類元件及輔助元件 1）.選擇依據(jù) 選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等。 2）.選擇閥類元件應(yīng)注意的問題

21、 (1)應(yīng)盡量選用標(biāo)準(zhǔn)定型產(chǎn)品，除非不得已時才自行設(shè)計專用件。 (2)閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應(yīng)按液壓泵的最大流量選??；選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，應(yīng)考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求。 (3)一般選擇控制閥的額定流量應(yīng)比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過閥的實際流量選擇元、輔件，其型號和參數(shù)如下表所示。 所選液壓元件的型號、規(guī)格 序號 元件名稱 通過最大流量q/l/min 型號 額定流量 額定壓力 額定壓降 1 雙聯(lián)葉片泵 —— YYB

22、-AA36/6 36/6 6.3 -- 2 三位五通電液換向閥 84 35DY-100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 84 22C-100BH 100 6.3 0.3 4 調(diào)速閥 -- Q-6B 6 6.3 -- 5 單向閥 84 I-100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 32.1 I-100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 30 XY-63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 1 B-10B 10 6.3 -- 9 溢流閥 6 Y-10B 10 6.

23、3 -- 10 濾油器 32 XU-80200 80 6.3 0.2 11 外控順序閥 30 XY-63B 63 6.3 0.3 12 單向閥 84 I-100B 100 6.3 0.2 13 單向閥 84 I-100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 PF-B8L -- 14 -- 4.2油管的選擇 4.2.1油管類型的選擇 液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應(yīng)有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應(yīng)盡量縮短管路，避免急轉(zhuǎn)彎和截面突變。 (1)鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊

24、接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。 (2)銅管：紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達(dá)25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應(yīng)盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。 (3)軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調(diào)速閥之間。 4.2.2 油管尺寸的確定 (1)油管內(nèi)徑d按下式計算： d=

25、 式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；一般為泵額定流量的兩倍計算，v為管道內(nèi)允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；壓力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。 本列中d==19mm 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm，外徑28mm的10冷拔鋼管。 4.3 油箱容積的確定 確定油箱容量油箱容量可按經(jīng)驗公式估算，取V＝aq=(5～7)q。其中α為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12。 本例中：V＝6q＝6(6＋36)＝252L 具體結(jié)構(gòu)的設(shè)計略 五.驗算液

26、壓系統(tǒng)性能 5.1壓力損失的驗算及泵的壓力調(diào)整 5.1.1工進(jìn)時的壓力的驗算及泵壓力的調(diào)整 當(dāng)液壓元件規(guī)格型號和管道尺寸確定之后，就可以較準(zhǔn)確的計算系統(tǒng)的壓力損失，壓力損失包括：油液流經(jīng)管道的沿程壓力損失ΔpL、局部壓力損失Δpc和流經(jīng)閥類元件的壓力損失ΔpV，Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV工進(jìn)時管道中的流量僅為0.5/min,因此流速很小，所以局部壓力損失和沿程壓力損失都很小，可以忽略不計，這時進(jìn)油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失△p=0.8Mpa，回油路上有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進(jìn)時液壓缸的工作壓力p1加上進(jìn)油壓差，并考慮壓力動作需要，則： Pp=p1+△p+5×10

27、5Pa=(40+8+5)×105Pa=53×105Pa 即小流量的泵的溢流閥12按此壓力調(diào)整 5.1.2快退時的壓力損失驗算及大流量的泵卸載壓力的調(diào)整 因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進(jìn)油量的兩倍，其壓力損失比快進(jìn)時還要大，因此必須計算快退時的進(jìn)油路與會油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。 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(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進(jìn)、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9′103kg/m3。通過的流量為進(jìn)油路 1） 確定油流的流動狀態(tài)

28、 按照回油管路中所通過的流量以快退時最回大油流量q2=84L/min計算 =891.7 式中v-為平均流速（m/s） d為油管內(nèi)徑(m) υ油的運動粘度(cm2/s) q通過的流量（m3/s） 也為最大。進(jìn)油路上的雷諾數(shù)為=445.85因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進(jìn)、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 2） 計算系統(tǒng)壓力損失 1. 沿程壓力損失 由式可以算出進(jìn)油路和回油路的壓力損失。 在進(jìn)油路上，流速2.23m/s則壓力損失為 =0.16105Pa 在回油路上，流速為進(jìn)油路流速的兩倍即v=4.46m/s 則壓力損失為 =0

29、.32105 2. 局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失可以按式計算 式中 q為通過閥的實際流量，qs為理論上可以通過量，為理論上通過該閥壓力差 計算步驟略 計算系統(tǒng)壓力損失的目的，是為了正確確定系統(tǒng)的調(diào)整壓力和分析系統(tǒng)設(shè)計的好壞。 系統(tǒng)的調(diào)整壓力：p0≥p1+Δp 式中：p0為液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力；p1為執(zhí)行件的工作壓力。 如果計算出來的Δp比在初選系統(tǒng)工作壓力時粗略選定的壓力損失大得多，應(yīng)該重新調(diào) 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)

30、熱主要是工進(jìn)階段造成的，故按工進(jìn)工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進(jìn)時液壓泵的輸入功率 考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差△p1 =5×105Pa，壓力繼電器可靠動作所需壓力差△p2=5×105Pa因此工進(jìn)時小泵的出口壓力Pp1 =50×105 Pa. q1＝36L/min＝0.6×10-3m3/s，為大泵流量；q2＝6L/min＝0.1×10-3m3/s，為小泵流量。大泵的卸荷壓力取Pp2=2×105Pa(小泵的總效率取0.7，大泵的總效率取0.3) P1== 1114W 工進(jìn)時液壓泵的輸出功率為P2=Fv=（35000×0.88×10-3*）W=30.8W 系統(tǒng)總的發(fā)

31、熱功率為=P1-P2=(1114-30.8)=1083.2W 已知油箱的容積V=252L=252×10-3m3，則油箱多的近似散熱面積A為 A=0.065=0.065=2.59m2 假定通風(fēng)良好，取油箱散熱系數(shù)CT=16×10-3kW/（m2.°C）則由式△T=得到油液溫升為△T=°C=26.1°C 設(shè)環(huán)境溫度T2=25°C，則熱平衡溫度為 T1=T2+△T=25°C+26.1°C=51.1°C[T1] 所以油箱的散熱基本可以達(dá)到。 參考文獻(xiàn) [1].許福玲 陳堯明.液壓與氣壓傳動.（第三版）機械工業(yè)出版社2007. P195-202. [2].周世昌 液壓系統(tǒng)設(shè)計圖集.機械工業(yè)出版社.2004. P45-47. [3].張利平 液壓控制系統(tǒng)及設(shè)計.化學(xué)工業(yè)出版社.2006.P120-129. [4].機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊.機械工業(yè)出版社.2007.P1002-1083. 13