專用鉆床液壓系統(tǒng)設計

1、 課課 程程 設設 計計 說說 明明 書書專用鉆床液壓傳動系統(tǒng)設計 姓姓 名：名： 學學 號號: :班班 級：級： 專專 業(yè)：業(yè)：機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化學學 院：院： 蚌埠學院蚌埠學院 指導教師：指導教師：李培李培I蚌埠學院機械與電子工程系蚌埠學院機械與電子工程系液壓傳動課程設計說明書液壓傳動課程設計說明書班級 ：12 機械設計制造及其自動化 指導教師：李培 一、課程設計時間：2015 年 6 月 8 日至 2015 年 6 月 14 日二、課程設計任務要求（包括課程來源、類型、目的和意義、基本要求、完成時間、主要參考資料等）：1.目的：（1）鞏固和深化已學的理論知識，掌

2、握液壓系統(tǒng)設計計算的一般步驟和方法；（2）正確合理的 確定執(zhí)行機構(gòu)，運用液壓基本回路組合成滿足基本性能要求的高效的液壓系統(tǒng)；（3）熟悉并運用有關國家標準，設計手冊和產(chǎn)品樣本等技術(shù)資料。2 設計題目 ： 試設計一 個專用鉆床的液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng) 完成 的工作循環(huán)是： 快進-工進 -快退 -停止（卸荷）。系統(tǒng)設計參數(shù)如下表：II參數(shù)數(shù)值靜摩擦系數(shù) fs0.2動摩擦系數(shù) fd0.1往復運動的加減速 時間 S0.3切削阻力 N17000快進、快退速度 /(m/min)5.6工進速度 /(m/min)1快進行程 /mm400工進行程 /mm128工作部件重量 /N120003 設計要求： 液壓系統(tǒng)圖

3、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。4 工作量要求（1）液壓系統(tǒng)圖 1 張（2）液壓缸裝配圖1 張（3）設計計算說明書1 份 III目錄目錄一、一、 前言前言.4二、鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析.5三、液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設計液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設計.73.1 供油方式.73.2 速度換接方式的選擇.83.3 調(diào)速方式的選擇.83.4 繪制液壓系統(tǒng)原理圖.10四、液壓系統(tǒng)的計算和液液壓系統(tǒng)的計算和液壓壓元件的選擇元件的選擇.11 4.1 工作壓力 P 的確定.114.2 液壓缸的主要尺寸的確定.114.3 穩(wěn)定速度的驗

4、算.144.4 計算在各工作階段液壓缸的所需流量.154.5 液壓泵的選擇.164.6 電動機的選擇.17 4.7 液壓閥的擇 . 18 4.8 液壓油管的設計.18 4.9 油箱容量的選擇. 19五、液壓系統(tǒng)性能驗算液壓系統(tǒng)性能驗算.195.1 壓力損失的驗算.195.2 系統(tǒng)溫升的驗算.21六、液壓缸轉(zhuǎn)配圖液壓缸轉(zhuǎn)配圖.22七、總結(jié)及感想總結(jié)及感想.23八、參考文獻參考文獻.234一、一、 前言前言液壓傳動是以液壓液作為工作介質(zhì)對能量進行傳遞和控制的一種傳動形式，相對于機械傳動來說，它是一門新技術(shù)。但如從 1650 年帕斯卡提出靜壓傳遞原理，1850 年開始英國將帕斯卡原理先后應用于液壓起

5、重機、壓力機等算起，也有二三百年的歷史了。而液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用，則是在 20 世紀中葉以后的事。近十年來，隨著微電子和計算機技術(shù)的迅速發(fā)展，且滲透到液壓技術(shù)中并與之密切結(jié)合，使其應用領域遍及到各個工業(yè)部門，已成為實現(xiàn)生產(chǎn)過程自動化、提高勞動生產(chǎn)率等必不可少的重要手段之一。現(xiàn)今，采用液壓傳動的程度已成為衡量一個國家工業(yè)水平的重要標志之一。液壓技術(shù)在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲以及液壓元件和系統(tǒng)的經(jīng)久耐用，高度集成化等方面取得了重大進展。將液壓傳動技術(shù)應用到鉆床中，使它具有成本低、效率高、機構(gòu)簡單、工作可靠、使用和維修方便等特點。專用鉆床是應用液壓技術(shù)較廣泛的領域之一。采用液

6、壓傳動技術(shù)與控制的機床，可在較寬范圍內(nèi)進行無級調(diào)速，具有良好的換向及速度換接性能，易于實現(xiàn)自動工作循環(huán)，對提高生產(chǎn)效率，改進產(chǎn)品質(zhì)量和改善勞動條件，都起著十分重要的作用。我國的液壓技術(shù)最初應用于機床和鍛壓設備，后來又用于拖拉機和工程機械。從國外引進一些液壓元件、生產(chǎn)技術(shù)的同時，也進行自行研制和設計，液壓元件現(xiàn)已形成了系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的應用。本文是對專用鉆床液壓系統(tǒng)進行設計52 2鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析根據(jù)所給設計參數(shù)繪制運動部件的動作循環(huán)圖和速度循環(huán)圖，分別如圖 2-1（a） 、（b）所示，然后計算各階段的外負載并繪制圖。圖 2-1（a）動作循環(huán)圖6圖

7、2-1（b）速度循環(huán)圖 1、工作負載： 工作負載與設備的工作情況，在機床上，與運動件的方向同軸的切削力的分量是工作負載。即：=17000 NwF 2、摩擦負載： 摩擦阻力是指運動部件與支撐面間的摩擦力，它與支撐面的形狀，放置情況，潤滑條件以及運動狀態(tài)有關。靜摩擦阻力 = 0.2 12000=2400 N sF動摩擦阻力 = 0.1 12000=1200 NdF 3、慣性負載： 慣性負載是運動部件的速度變化，由其慣性產(chǎn)生的負載，可用牛頓第二定律計算。加速 =（12000/10） （0.093/0.3）= 372 Na1F減速 =（12000/10） （0.077/0.3）= 308 Na2F制動

8、 =（12000/10） （0.017/0.3）= 68 Na3F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，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負載，見表 2-1，并畫出如圖 2-2 所示的負載循環(huán)圖表表 2-1 工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)各階段的外負載工況工況計算公式計算公式總負載總負載 F/N缸推力缸推力 F/N啟動啟動fsF24002666.7加速加速a1+fdFF15721746.7快進快進fdF12001333.3減速減速fda2FF892991.1工進工進fd+wF F1820020222.2制

9、動制動fd+wF Fa3F1813220146.7反向加速反向加速fda1-F -F15721746.7快退快退fdF-12001333.37制動制動a1fdFF-828920圖 2-2 負載循環(huán)圖 三三液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設計液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設計3.1 供油方式供油方式 方案一 采用雙泵供油方案二 采用限壓式變量葉片泵依據(jù)該鉆床的實際工作情況：工進時負載較大，速度較低；而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)可選用雙泵供油或變8量泵供油。綜合經(jīng)濟因素考慮我決定采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。3.2 速度換接方式的選擇速度換接方式的選擇方案一 采用行程閥

10、切換的速度換接回路方案二 采用電磁閥控制的速度換接回路電磁閥控制的快慢速度換接回路的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。行程閥切換的速度換接回路的特點是速度換接平穩(wěn)性較好。該鉆床的速度換接有：快慢速度換接、慢快速度換接。綜合鉆床的功能要求和實際情況，本液壓系統(tǒng)采用電磁閥控制的速度換接回路。3.3 調(diào)速方式的選擇調(diào)速方式的選擇調(diào)速方案對液壓系統(tǒng)的性能起到?jīng)Q定性的作用。調(diào)速方案有三種：方案一 節(jié)流調(diào)速； 方案二 容積調(diào)速； 方案三 容積節(jié)流調(diào)速。節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油

11、箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾，為防止系統(tǒng)中雜質(zhì)流回油箱。選擇調(diào)速方案時，應根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負載特性、液壓缸活塞桿的運動情況和調(diào)速范圍以及經(jīng)濟性能因素，最后選出合適的調(diào)速方案。需考慮到系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負載特性，參照表 3-1，根據(jù)工作功能要求該鉆床系統(tǒng)選用容積節(jié)流調(diào)速，且使用變量葉片泵供油。9表表 3-1 三種調(diào)速回路主要性能比較三種調(diào)速回路主要性能比較節(jié)流調(diào)速容積調(diào)速回路容

12、積-節(jié)流調(diào)速回路簡式節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)帶壓力補償閥的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)主要性能進油節(jié)流及回油節(jié)流旁路節(jié)流調(diào)速閥在進油路調(diào)速閥在旁油路及溢流節(jié)流調(diào)速回路變量泵、 定量馬達流量適應功率適應速度剛度差很差好較好好負載特性承載能力好較差好較好好調(diào)速范圍大小大較大大效率低較低低較低最高較高高功率特性發(fā)熱大較大大較大最小較小小成本低較低高小最高103.4 繪制液壓系統(tǒng)原理圖繪制液壓系統(tǒng)原理圖 圖 3-4 液壓系統(tǒng)原理圖1雙作用液壓缸 2二位三通電磁換向閥 3單向調(diào)速閥 4三位四通電磁換向閥 5壓力表6溢流閥 7液壓泵 8電動機 9油箱表表 3-2 電磁鐵動作順序表電磁鐵動作順序表1YA2YA3YA快進工進快退11 注

13、：“+”表示得電， “”表示失電。四、液壓系統(tǒng)的計算和液壓元件四、液壓系統(tǒng)的計算和液壓元件的選擇的選擇4.1 工作壓力工作壓力的確定。的確定。p表表 4.1 負載條件下的工作壓力負載條件下的工作壓力負載負載 F/N50000液壓缸工液壓缸工作壓力作壓力P/MPa0.811.522.53344557表表 4.2 背壓壓力背壓壓力系統(tǒng)類型背壓壓力/MPa系統(tǒng)類型背壓壓力/MPa中低壓系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5采用輔助泵補油的閉式油路系統(tǒng)11.5回油路帶調(diào)速閥或背壓閥的系統(tǒng)0.51.5采用多路閥的復雜的中高壓系統(tǒng)（工程機械）1.23工作壓力可根據(jù)負載大小查表 4.1，本設計取液壓缸工作壓力為

14、 3。在鉆孔pMPa加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓 P2，以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。查表 4.2取 P2=0.5Mpa。 4.2 液壓缸的液壓缸的主要尺寸的確定主要尺寸的確定 （1）液壓缸內(nèi)徑）液壓缸內(nèi)徑 D根據(jù)負載和工作壓力的大小確定 D：D= (4-1)cmPF1max412式中 p 缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定；1F最大作用負載。max由負載圖知最大負載為 18200，查表 4.2 取為 0.5，為 0.9，考慮FN2pMPacm到快進、快退速度相等，取為 0.5。上述數(shù)據(jù)代入公式：Dd可得：254 182000.09953.1430 100.9 110.5

15、30Dm查表將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑 D=100mm。（2）活塞桿外徑）活塞桿外徑d d 活塞桿直徑 d,按 d=0.5D 及查表活塞桿直徑系列去 d=50mm。則液壓缸的有效作用面積為：有無活塞桿計算公式有效面積2cm有活塞桿221=Dd )4A58.9無活塞桿21D4A 78.5（3）液壓缸壁厚和外徑的計算）液壓缸壁厚和外徑的計算液壓的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。一般分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。本設計采用薄壁圓筒。其計算公式4211112FDpdpcmpD13 max2 PD式中 液壓缸壁厚（m） ； D液壓內(nèi)徑（m） ；試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5）倍（Mpa

16、）;maxP缸筒材料的許用應力。取無縫鋼管=100Mpa。按上式計算得 31025. 210021 . 05 . 13在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠。因此，上式一般不做計算，按經(jīng)驗選取，必要時按上式進行校核。取=6mm。則外徑 D1D+2=112mm。（4）液壓缸工作行程的確定）液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，并參照表 2-6 中的系列尺寸來選取標準值。表 2-6 液壓缸活塞行程參數(shù)第一系列2550801001251602002503204005006308001000125016002000250

17、032004000（5）缸蓋厚度的確定）缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度 t 按強度要求可用下列兩式進行近似計算。無孔時 ，取 t=10mm.max2t0.4339.1PD有孔時 ,取 t=18mm.220maxD2(D -d )t0.433PD式中 t 為缸蓋有效厚度，D2為缸蓋止口內(nèi)徑，d0為缸蓋孔的直徑。14（6）最小導向長度的確定）最小導向長度的確定對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足以下要求 mm802100206002D20LH（7）缸體長度的確定）缸體長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸

18、缸體長度不應大于內(nèi)徑的 2030 倍。缸筒長度 L 由最大工作行程長度加上各種結(jié)構(gòu)需要來確定，即：L=l+B+A+M+C (4-2) 式中 l活塞的最大工作行程；B活塞寬度，一般為(0.6-1)D；A活塞桿導向長度，取(0.6-1.5)D；M活塞桿密封長度，由密封方式定；C其他長度。一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的 20 倍。另外，液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸還有最小導向長度 H。取 L=650mm.4.3 穩(wěn)定速度的穩(wěn)定速度的驗算驗算要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積，必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效A面積，即。minAAminA (4-3)minminminvqA式中 的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的

19、產(chǎn)品樣本中查得；minq缸的最低速度，由設計要求給定。minv如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積不大于計算所得最小有效面積，則說明AminA15液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸的內(nèi)徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。液壓缸壁厚和外徑的計算，液壓缸壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。按最低工進速度計算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由公式（4-3）可得：A23minmin5 . 01001005. 0cmvq是由產(chǎn)品樣本查得 GE 系列調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量為 0.05

20、。minqminL本設計中調(diào)速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積，即22222()(105 )58.944ADdcm可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。4.4 計算在各工作階段液壓缸所需的流量：計算在各工作階段液壓缸所需的流量：塊進=3快進=19.63 10 4 5.6=11工進=2工進=78.5 10 4 1=7.85塊退=1快退=58.9 10 4 5.6=32.98表 4.3 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況負載F/N回油腔壓力/MPa2p進油腔壓力/MPa1p輸入流量/3q31ms輸入功率P/KW計算公式快進12000.31.

21、580.1830.289m212F/)+Ap/(A -A ) =121q (A -A )v161P=p q工進182000.52.580.1310.338m221F/)+P A /A 21q=A v1P=p q快退12000.50.8920.550.491m212F/)+P A /A 32q=A v1P=p q4.5 液壓泵的選擇液壓泵的選擇4.5.1 液壓泵的壓力液壓泵的壓力液壓泵的工作壓力應當考慮液壓缸最高有效工作壓力和管路系統(tǒng)的壓力損失，所以泵的工作壓力為： (4-4)pppp1式中 液壓泵為最大工作壓力；pp執(zhí)行元件最大工作壓力，現(xiàn)根據(jù)負載大小選取液壓缸工作壓力為1p3MPa；進油管路

22、中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取 0.20.5，復雜paMP系統(tǒng)取 0.51.5，本系統(tǒng)取 0.5。aMPaMPapMPppp5 . 35 . 031上述計算所得的 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)pp的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外，考慮到一定壓力儲備量，提高泵的壽命，所以選泵的額定壓力應滿足公式。中低壓系統(tǒng)取小值，故取=1.25nppnpp)6 . 125. 1 (np17=4.375Mpapp4.5.2 液壓泵的流量液壓泵的流量液壓泵的最大流量應為： (4-5)max)(qKqLp式中 泵的最大流量；pq動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值，如果這時溢流閥正進max)

23、(q行工作，尚需加溢流閥的最小溢流量 23；minL泄露系數(shù)，一般取=1.11.3，現(xiàn)取=1.2。LKLKminLLKmax()1.2 32.9839.576minpLqKqL4.5.3 液壓泵規(guī)格的選擇液壓泵規(guī)格的選擇根據(jù)以上所得，查液壓產(chǎn)品目錄選泵型號：YBX-32 限壓式變量葉片泵。qppp額定壓力為 6.3 MPa，排量為 32mL/r，轉(zhuǎn)速為 1450r/min 容積效率=0.88，總效c率=0.72。該泵的輸出流量為：332145046.4 / min10QL4.6 電動機的選擇電動機的選擇首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進

24、時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.21范圍內(nèi)時，可取。同時還應注意到，為了使所選則的電動minL0.1403. 0機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉(zhuǎn)，需進行驗算，即： （4-6）npBPqp2式中 所選電動機額定功率；nP18限壓式變量泵的限定壓力；Bp為時，泵的輸出流量。pqBp首先計算快進時的功率，快進時的外負載為 1200N，進油路的壓力損失定為 0.3，由式（3-6）可得：aMP621200100.30.910.054papMP快進時所需電動機功率為：0.91 110.2360 0.72ppp qPkW工進時所需電動機功率為：3.5 7.850.6460

25、0.72ppp qPkW查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用 Y90S-4 型電動機，其額定功率為 1.1，額定轉(zhuǎn)速kW為 1400。minr4.7 液壓閥的選擇液壓閥的選擇液壓控制閥是液壓系統(tǒng)中用來控制液流的壓力、流量和流動方向的控制元件、是影響液壓系統(tǒng)性能，可靠性和經(jīng)濟性的重要元件。 序號元件名稱最大通流量型號規(guī)格1限壓式變量葉片泵57.6YBX-322溢流閥40YF-L10H3三位四通電磁換向閥4034D-B10H-T4單向調(diào)速閥100QA-20H5二位三通電磁換向閥4023D-B10H-T6壓力表KF-287過濾器60WU160 4.8 液壓油管的設計液壓油管的設計19油管類型的選擇此次設計中我采

26、用的管道是無縫鋼管。油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定?，F(xiàn)取油管內(nèi)徑 d 為 12mm。4.9 油箱容量的選擇油箱容量的選擇 本例為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的 57 倍來確定，現(xiàn)取經(jīng)驗數(shù)據(jù)=7，則其容積為 pV= qL 按 JB/79381999 規(guī)定，取靠近的標準值 V=250L五液壓系統(tǒng)性能驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進，回油管的內(nèi)徑均為 12mm,，各段管道的長度分別為：AB=0.5m，AC=2m，AD=2m，DE=3m。選用 LHL32 液壓油，考慮到油的最低溫度為 15，查得 15時該液壓油的運動粘度 v=150cst=1.52cm/s，油的密度為=920kg

27、/m3.5.15.1 壓力損失的驗算：壓力損失的驗算：1）工作進給時進油路壓力損失運動部件進給時的速度為 1m/min，進給時的最大流量為 7.85L/min，則液壓油在管內(nèi)流速 v1 為s/cm116min/cm694414. 385. 744qv12 . 110d232回油管內(nèi)的流速為：2211A58.9V =V =1.160.87m/sA78.5管道流動雷諾數(shù) Re1=8 .925 . 12 . 1116vv1dRe12300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)為81. 08 .9275e1751R進油管道 BC 的沿程壓力2261-12920l(20.5)p0.810.1ad2

28、21.2v1.161010P20查得換向閥 34D-B10H-T 的壓力值是a05. 010621PP忽略油液通過管接頭：油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失a15. 0)05. 01 . 0(10101066621111PPPP2）工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的 1/2，則回油管道的流量為進油管道的 1/2，則Re2=2v d87 1.269.6v1.52757521.08e69.6R回油管道的沿程壓力損 2262-12920l3p1.080.11ad221.2v0.871010P查手冊知換向閥 23D-B10H-T

29、的壓力損失，換向閥 34D-B10H-Ta025. 010622PP的壓力損失，調(diào)速閥 QA-20H 的壓力損失。a025. 010632PPa5 . 010642PP回油路總壓力損失：6622 12 22 32 4(0.11 0.0250.0250.5)0.66a1010PPPPPP 3）變量泵出口處的壓力62211/3.07a10CMPFAPPPAP4）快進時的壓力損失。快進時液壓缸為差動連接，自匯流點 A 至液壓缸進油口 C 之間的管路 AC 中，流量為液壓泵出口流量的 2 倍，即 50L/min，AC 段管路的沿程壓力損失11P為3224 50qv1737cm/s3.14604101.

30、2dRe1=v1d737 1.2590v1.5757510.127e1590R212261-12920l2p0.1270.53ad221.2v7.371010P同樣可求管道 AB 段及 AD 段的沿程壓力損失21P和為31P3224 11qv2162cm/s3.14604101.2dRe2=v2d162 1.2130v1.5757520.58e2130R261 220.5920 1.620.580.029a21.21010PP261 322920 1.620.580.116a21.21010PP查換向閥手冊知，流經(jīng)換向閥的局部壓力損失為：34D-B10HH-T 的壓力損失a17. 010612

31、PP24D-B10H-T 的壓力損失a17. 010622PP據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力61 11 21 32 12 2221.72a10PCMFPPPPPPAP 據(jù)上述驗算結(jié)果知，各項數(shù)據(jù)均在許可范圍內(nèi)，故此設計合理，無需修改原設計。5.2 系統(tǒng)溫升的驗算系統(tǒng)溫升的驗算工進在整個工作循環(huán)過程中所占的時間比例達 95%，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可按工進時的工況來計算。工進速度 V=1m/min 時，q=7.85L/min，總效率2，則7 . 03.5 7.850.63660 0.72pKW入入31v182000.3036010pFKW入入功率損失為：-0.636-0.3030.333ppPKW入入入入22假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取 K=KW/（cm2*） ，油箱的散熱面積為10310332220.0630.063 2502.5mAV系統(tǒng)的溫升為30.333t13.3212.510 10P