雙頭鉆床液壓系統(tǒng)設計說明書

青島理工大學琴島學院課程設計說明書課題名稱：液壓與氣壓傳動課程設計學院：機電工程系專業(yè)班級：學號：學生：指導老帥：學院教務處2011年12月22日《液壓與氣壓傳動課程設計》評閱書題目液壓與氣壓傳動課程設計學生姓名學號指導教師評語及成績指導教師簽名:年月曰答辯評語及成績答辯教師簽名:年月曰教研室意見總成績：室主任簽名：年月日摘要本文是關于雙頭鉆床液壓系統(tǒng)設計過程的闡述。主要包括系統(tǒng)方案的確定、液壓與控制系統(tǒng)的設計和總體布局的設計幾個方面的內(nèi)容。液壓傳動是利用液體壓力勢能的液體傳動，它以液體作為工作介質(zhì)進行能量轉(zhuǎn)換、傳遞和控制。相對于機械傳動來說，它是一門新技術，但如從17世紀末巴斯卡提出靜壓傳遞原理，18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，液壓及流體技術已經(jīng)有二三白年的歷史了，而近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用，則是在上世紀中以后的事。近幾十年來，隨著微電子技術的迅速發(fā)展，且滲透到液壓技術中并與之密切結(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。液壓傳動的組成；液壓泵：把機械能轉(zhuǎn)換為液體壓力能的元件。執(zhí)行元件：把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機械能的元件。如液壓缸、液壓馬達等?？刂圃和ㄟ^對液壓的壓力、流量和方向的控制來實現(xiàn)對執(zhí)行元件的運動速度、方向、作用力等控制，也用于實現(xiàn)過載保護程序控制等，其中包括壓力控制閥、流量閥、方向控制閥等。輔助元件：以上組成部分以外的其他元件，如接頭油箱、管道、濾油器、冷卻器、加熱器等。隨著工業(yè)的發(fā)展，機械化、自動化程度的日益提高，對液壓元件及液壓裝置的標準化、集成化、微型化提出了更高的要求。于是出現(xiàn)了由液壓系統(tǒng)組成的液壓站。液壓站不僅滿足了日益發(fā)展數(shù)控機床、組合機床自動線及一般專用組合機床對液壓系統(tǒng)的要求，而且適用于小批單件生產(chǎn)的非標準設備。關鍵詞：雙頭鉆床液壓系統(tǒng)摘要II1設計任務12液壓回路的工況分析2設計要求及工況分析2確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)33.擬定液壓系統(tǒng)原理圖53.1初選液壓件及基本回路5103.2組成液壓系統(tǒng)74計算和選擇液壓件及驗算液壓系統(tǒng)性能總結(jié)14參考文獻16101設計任務設計一臺立式雙頭鉆床的液壓系統(tǒng)，鉆孔行程相同，要求同步完成加工，要求該系統(tǒng)完成：快進T工進T死擋鐵停留T快退T原位停止的半自動循環(huán)。采用雙泵供油的快進回路和帶補正措施的申聯(lián)同步回路，數(shù)據(jù)如下：切削阻力Fl=31500N運動部件所受重力G=8900N快進、快退速度1=3=0.08m/s,工進速度2=1.5x10-3m/s;快進行程Li=100mm工進行程L2=28mm往復運動的加速時11Ati=0.25s;制動時間△t2=0.25s動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)從s=0.2,動摩擦系數(shù)d=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。液壓系統(tǒng)工況分析1在開始設計液壓系統(tǒng)時，首先要對機器的工作情況進行詳細分析，一般要考慮下面幾個問題。1）確定該機器中哪些運動需要液壓傳動來完成。2）確定各運動的工作順序和各執(zhí)行元件的工作循環(huán)。3）確定液壓系統(tǒng)的主要工作性能。例如：執(zhí)行元件的運動速度、調(diào)速范圍、最大行程以及對運動平穩(wěn)性要求等。4）確定各執(zhí)行元件所承受的負載及其變化范圍。擬定液壓系統(tǒng)原理圖擬定液壓系統(tǒng)原理圖一般要考慮以下幾個問題。1）米用何種形式的執(zhí)行機構。2）確定調(diào)速方案和速度換接方法。3）如何完成執(zhí)行機構的自動循環(huán)和順序動作。4）系統(tǒng)的調(diào)壓、卸荷及執(zhí)行機構的換向和安全互鎖等要求。5）壓力測量點的合理選擇。根據(jù)上述要求選擇基本回路，然后將各基本回路組合成液壓系統(tǒng)。當液壓系統(tǒng)中有多個執(zhí)行部件時，要注意到它們相互問的聯(lián)系和影響，有時要采用防十擾回路。在液壓系統(tǒng)原理圖中，應該附有運動部件的動作循環(huán)圖和電磁鐵動作順序表。液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件液壓系統(tǒng)計算的目的是確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)，以便按照這些參數(shù)合理選擇液壓元件和設計非標準元件。具體計算步驟如下：1）計算液壓缸的主要尺寸以及所需的壓力和流量。）計算液壓泵的工作壓力、流量和傳動功率。）選擇液壓泵的電動機的類型和規(guī)格。）選擇閥類元件和輔助元件的規(guī)格。對液壓系統(tǒng)進行驗算必要時，對液壓系統(tǒng)的壓力損失和發(fā)熱溫升要進行驗算，但是有經(jīng)過生產(chǎn)實踐考驗過的同類型設備可供類比參考，或有可靠的試驗結(jié)果，那么也可以不再進行驗算。繪制正式工作圖和編制技術文件設計的最后一步就是要整理出全部圖紙和技術文件。正式工作圖一般包括如下內(nèi)容：液壓系統(tǒng)原理圖；自行設計的全套工作圖（指液壓缸和液壓油箱等非標準液壓元件）；液壓泵、液壓閥及管路的安裝總圖。工作負載摩擦負載靜摩擦阻力FfssG0.28900N1780N動摩擦阻力Ffd工作負載摩擦負載靜摩擦阻力FfssG0.28900N1780N動摩擦阻力FfddG0.18900N890N液壓系統(tǒng)設計計算是液壓傳動課程設計的主要內(nèi)容，包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能等。現(xiàn)以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例，介紹液壓系統(tǒng)的設計計算方法。2.1設計要求及工況分析設計要求要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進T工進T快退T停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：切削阻力Fl=31500N運動部件所受重力G=8900N快進、快退速度1=3=0.08m/s,工進速度2=1.5x10-3m/s;快進行程Li=100mm工進行程L2=28mrp往復運動的加速時11At1=0.25s,制動時間△t2=0.25s;動力滑臺采用平■導軌，靜摩擦系數(shù)號=0.2，動摩擦系數(shù)rd=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缶工。負載與運動分析工作負載即為切削阻力Fl=31500N摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：慣性負載Fi89009.8*|nFi89009.8*|n302N運動時間快進t1LV1100103s0.081.2s工進t22810快進t1LV1100103s0.081.2s工進t2281033s1031.519s快退t3L2V310028103,s1.5s0.08設液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸各階段的負載和推力負載組成液壓缸負載F/N~~~液壓缸推力Fo=F/多m/N

啟動FFfs17801977加速FFfdFi11921324快進FFfd890988工進FFfdFl3239035988反向啟動FFfs17801977加速FFfdFi11921324快退FFfd890988根據(jù)液壓缶工在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t和速度循環(huán)圖-t,如圖1所示。確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3,初選液壓缸的工作壓力Pi=4MPa計算液壓缸主要尺寸鑒丁動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用雙桿式液壓缸，由丁帶補正（Ai=A）。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓p2=0.5MPa表2按負載選擇工作壓力負載/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作壓力/Mpa<0.8~11.5~22.5~33~44~5>5表3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農(nóng)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/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32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(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回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.5~1.5用補油泵的閉式回路0.8~1.5回油路較復雜的工程機械1.2~3回油路較短且直接回油可忽略不計工作壓力/MPa<5.05.0~7.0>7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表5按工作壓力選取d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71表6按速比要求確定d/D注：1一無桿腔進油時活塞運動速度;2一有桿腔進油時活塞運動速度。兩液壓缸面積相等，由式P1A1F2A2-土得cmcmaP2m2106104m20.940.5106則活塞直徑:4Ad2,D4A10.5241061042m0.134m134mm10.52參考表5及表6,得d0.5D=67mm圓整后取標準數(shù)值得D=140mmd=70mm由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為：AA22,2Dd4一…2_—20.140.07242m11510mm4根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量qx10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動1977一0.18一一表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值加速13240.50.69一一F0p2A2P1AqA11pP1q恒速9880.50.690.5860.404工進359880.53,990.7X10-20.028cF°P2住p1AA1qA2PPiq快退啟動1977一0.18一一F0p2A2P1A1qA23pPiq加速132400.12一一恒速98800.090.5860.0533.擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1初選液壓件及基本回路

圖2液壓缸工況圖1.圖2液壓缸工況圖選擇調(diào)速回路由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由丁系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。選擇油源形式從工況圖可以活楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qma/qmin=0.586/(0.7X10-2)=83;其相應的時間之比(ti+t3)/t2=(1.2+1.5)/19=0.14。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處丁高壓小流量工作。根據(jù)要求采用雙泵供油，最后確定選用定量葉片泵方案，如圖3a所示。選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)采用雙泵供油快速運動回路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用電磁式換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。實現(xiàn)快進有背壓，快退無背壓；所以選用三位五通電液換向閥，如圖3b所示。選擇速度換接回路由丁本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大(1/2=0.08/(1.5X10-3)=53),為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖3c所示。選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。

圖3選擇的基本回路2.組成液壓系統(tǒng)圖4最終液壓回路將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥14。考慮到這臺機床用于鉆孔(通孔與不通孔)加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器圖3選擇的基本回路2.組成液壓系統(tǒng)圖4最終液壓回路3.2組成液壓系統(tǒng)1.確定液壓泵規(guī)格和電動機功率計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=2.99MPa如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失￡?p=0.6MPa考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Pe=0.5MPa,則小流量泵的最高工作壓力估算為Pp1apPe3.590.60.5Mpa4.69Mpa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快進時液壓缸的工作壓力為p1=0.73MPa比快退時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失￡?p=0.3MPa,則大流量泵的最高工作壓力估算為ppp1p1.430.3Mpa1.73Mpa計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.915X10-3n3/s，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1,則兩個泵的總流量為qpKq11.10.586103m3s0.64103m3s38Lmin考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min,工進時的流量為0.7x10-5m3/s=0.42L/min則小流量泵的流量最少應為3.42L/min。

確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取YBi4和YBi40型葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為4mL/r和40mL/r,當小流量液壓泵的轉(zhuǎn)速np=1450r/min時，當大流量液壓泵的轉(zhuǎn)速np=960r/min時其理論流量分別為5.8L/min和38.4L/min小若取小液壓泵容積效率可v=0.82,大液壓泵容積效率r[v=0.92則液壓泵的總的實際輸出流量為qpqp1qp25.80.838.40.92Lmin40Lmin由丁液壓缶工在快退時輸入功率最大，若取小液壓泵總效率p1=0.62，大液壓泵總效率T]p2=0.8這時大液壓泵的驅(qū)動電動機功率為pp2qp2ppp2qp2pp21.7310635.32103600.8103kw1.27kw這時小液壓泵的驅(qū)動電動機功率為pp^pip14.69pp^pip14.691064.64103600.62103kw0.58kw2.確定其它元件及輔件確定閥類元件及輔件根據(jù)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(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用QH6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小丁本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號2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小流量葉片泵一YB144.86.3一2大流量葉片泵一YBi40366.3一3液控順序閥58XY120C1206.30.34單向閥58I100B1006.30.25先導式溢流閥4.8Y10B106.30.26三位五通電磁換向閥62.835YF316E16B180180160.3

7兩位三通電磁換向閥8兩位三通電磁換向閥9單向閥一I100B1006.30.210壓力繼電器一PF-B88L一14一11單向閥62.8I100B1006.30.212調(diào)速閥<1Q-6B66.30.313行程閥62.822C100BH1006.30.314濾油器62.8XU-80X200806.30.02*注：此為小流量泵電動機額定轉(zhuǎn)速為1450r/min時的流量，大流量泵電動機額定轉(zhuǎn)速為960r/min時的流量。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(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退q1qp1qp24.836Lmin40.8L,minq10.42L/minqiqp1qp24.836Lmin40.8L'minq2q1但q140.8LminA1Aq2q1—A1q10.42Lminq2q140.8Lmin戔V1a240.8103/4m，‘s601151040.059m/s2A30.4210i4m?60115100.6103m's3A2s40.8103601151040.059ms3,10010.“t1s1.69s0.0593,2810“t23s46s0.610312810t3s0.0592.16s表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.5?1.5,一般取1以下壓油管道3?6,壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5?3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(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4m/s,由式d.悝計算得■.v與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為d1d24q440.810310d1d2v\603.144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勺10號冷拔鋼管。確定油箱油箱的容量按式Vqpn估算，其中a為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=2?4;中壓系統(tǒng)，a=5油箱的容量按式V統(tǒng)，a=5?7;高壓系統(tǒng),a=6?12?，F(xiàn)取a=6,得Vqpn65.860.48L400L4計算和選擇液壓件及驗算液壓系統(tǒng)性能1.驗算系統(tǒng)壓力損失由丁系統(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、回油管道長為l=2m油液的運動粘度取=1'10-4m/s，油液的密度取=0.9174'103kg/m3。(1)判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=62.8L/min為最大,此時，油液流動的雷諾數(shù)462.8462.8103346662010311042000),故可推出：各工況下的進、回也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小丁臨界雷諾數(shù)(2000),故可推出：各工況下的進、回(2)計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)7575dRe4q和油液在管道內(nèi)流速

4q2同時代入沿程壓力損失計算公式Dd!_,并將已知數(shù)據(jù)代入后，得P1d2475l475P1-/475l475P1-/q2d3423.1420103423.1420103在管道結(jié)構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失？P，常按下式作經(jīng)驗計算Pw0.1Pi各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算PvPPvPn_q_qn其中的Pn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：1.快進滑臺快進時，在進油路上，油液通過單向閥4、電磁換向閥6,通過行程閥13進入I缸上桿腔。在進油路上，壓力損失分別為Pii0.5478108q3

862.81060.54781010MPa600.0573364MPaPPii0.5478108q3

862.81060.54781010MPa600.0573364MPaPiPi0.1Pii0.10.114823MPa0.00573364MPa580.21000.3262.8180262.80.3100MPa0.2221122MPaPiPiiPiPi0.05733640.005733640.2221122MPa0.28518224MPa在回油路上，壓力損失分別為一一_388628106Pio0.547810q0.547810—10MPa0.0573364MPa60Po0.3Po0.1Pio0.10.0573364MPa0.00573364MPaPo0.3Po0.1Pio0.10.0573364MPa0.00573364MPaPoPio262.8180MPa0.036517MPaPoPo0.05733640.00573340.036517MPa0.099587MPa將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出快速運動時的總的壓力損失p0.285182240.0995871Mpa0.38477Mpa此值與估算值基本相符，故不必重算。2.工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電磁換向閥6、調(diào)速閥12進入液壓缸I上桿腔，在調(diào)速閥10處的壓力損失為0.5MP&在回油路上，油液通過電磁換向閥6、背壓閥6返回油箱，在背壓閥6處的壓力損失為0.5MPa若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為0.5492pipino0.5Mpa0.5Mpa0.3100此值略小丁估計值。在回油路上總的壓力損失為2p。p。cc0.570.3——0.5Mpa0.5000097Mpa100該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.5MPa可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為Fop2A2_2236%660.5000097Mpa2.944Mpa，略高丁表7數(shù)值。A91.51010考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa則小流量泵的工作壓力為pp1ppipe2.9440.50.53.944Mpa此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥5的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。3.快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥4、電磁換向閥6進入液壓缸II缸的下桿腔。在回油路上，油液通過單向閥11、電磁換向閥6返回油箱。在進油路上總的壓力損失為pipi0.2581000.362.81802pipi0.2581000.362.81802Mpa0.1038Mpapo0.2262.80.31002Mpa0.1154Mpa180此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為pp2p1pi0.2310.10380.33348Mpa比快進時值小，p0.285182240.0995871Mpa0.38477Mpa是調(diào)整溢流閥7的調(diào)

整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。2.驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由丁工進在整個工作循環(huán)中占96%所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)順序閥3卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失TOC\o"1-5"\h\z22Q…58..p”ppn—0.3——Mpa0.07Mpaqn120液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率3._3PT^2^3.9441064.8100.071065810w593.5wpip2600.62600.8液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缶工輸出的有效功率3PCF22012911020.129w由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為HRPC593.520.129w573.371w按式T旦計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即KAH0.065K32H0.065K3210.8°C0.06515..400其中傳熱系數(shù)K=15W/(m-0C)。設環(huán)境溫T2=25°C,則熱平■衡溫度為T1T2T2510.835.8T155°C油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器總結(jié)液壓系統(tǒng)以液壓液作為工作介質(zhì)，而液體不可以壓縮的特性使液壓系統(tǒng)運動的平穩(wěn)性得到保證。在工業(yè)的許多領域，液壓系統(tǒng)的應用越來越廣泛。其優(yōu)點和缺點有以下幾個方面：1）在相同的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產(chǎn)生出更多的動力。在相等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，功率密度大，結(jié)構緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的白分之十二左右。2）液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕，慣性小，反應快，液壓裝置易于實現(xiàn)快速啟動，制動和頻繁的換向。3）液壓裝置能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速（調(diào)速范圍可達2000）,它還可以在運行的過程中進行調(diào)速。4）液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，它對液體壓力、流量或流動方向易于進行調(diào)速或控制。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結(jié)合起來使用時，整個傳動裝置能夠?qū)崿F(xiàn)很復雜的順序動作，也能方便的實現(xiàn)遠程控制。5）液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在堵轉(zhuǎn)狀態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。6）由于液壓元件已經(jīng)實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。7）用液壓傳動實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單，這一點在本設計中體現(xiàn)的比較出但液壓傳動也存在著一些缺點：）液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失，泄漏損失等），長距離傳動時更是如此。）液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影響，因此它不能在很高或很低的溫度條件下工作。）為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上要求較高，因此它的造價較貴，而且對工作