卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统课程设计

一明确液压系统的设计要求 2.二负载与运动分析2.三 负载图和速度图的绘制4.四确定液压系统主要参数5.1.1 确定液压缸工作压力 5.1.2 计算液压缸主要结构参数5.1.3 绘制液压缸工况图 7.5 液压系统方案设计8.5.1 选用执行元件8.5.2 速度控制回路的选择85.3 选择快速运动和换向回路 9.5.4 速度换接回路的选择9.5.5 组成液压系统原理图105.6 系统图的原理 1.16 液压元件的选择1.36.1 确定液压泵的规格和电动机功率 1.36.2 确定其它元件及辅件146.3 主要零件强度校核167 液压系统性能验算1.77.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 1 77.2 油液温升验算 1.822明确液压系统的设计要求要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现 的动作顺序为：启动一加速一快进一减速一工进一快退一停止。液压系统的主要 参数与性能要求如下：轴向切削力总和Fg=12700N,移动部件总重量G =20000N;行程长度400mm (其中工进行程100mm)快进、快退的速度为7m/min, 工进速度(201000) mm/min,其中20mm/min为粗加工，1000mm/min为精加 工；启动换向时间 t0.15s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数 fs= 0.2;动摩擦系数fd=0.1。液压系统的执行元件使用液压缸。负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力 在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需 要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。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。(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Ft =12700 N(2)阻力负载Ff阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部 分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ff,则静摩擦阻力 Ffs =0.2 20000 -4000N动摩擦阻力 Ffd =0/20000 -2000N(3)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,2000079.8160 0.15即快进、快退速度为4.5m/min ,因此惯性负载可表示为N =1585.68N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率“W =0.9,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 1所示表1液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/ w /N启动F =Ffs40004444.44加速F =Ffd +Fm3585.683984.08快进F =Ffd20002222.22工进F =Ffd +Ft1470016333.33反向启动F =Ffs40004444.44加速F =Ffd +Fm3585.683984.08快退F =Ffd20002222.22制动F =Ffd - Fm414.32460.36三负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段的速度， 可绘制出工作循环图如图1 (a) 所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进 行绘制，已知快进和快退速度 M=v3=7m/min、快进行程L1=400-100=300mm、 工进行程L2=100mm、快退行程L3=400mm,工进速度v2 =50mm/min。快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进tiLi300 10与7=2.57s工进t2L2V260一一 一 3100 100.05二 120s60快退tk工迎咨.臾* sV1 V3 |l_7 1000 7 1000根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图( F-t )如图 1(b),速度循环图如图1 (c)所示。快进工进快进停止ba)工作循环图b速度负载循环图)负载速度图c)负载速度图四确定液压系统主要参数4.1 确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17000 N时宜取3MP 表2按负载选择工作压力/KN50工作压力/MPa5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820324.2 计算液压缸主要结构参数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 人是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径 d与缸筒直径D呈d = 0.707 D的关系。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=0.8MPa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 Ap,且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估 算时取 p 0.5MPa快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p2 =0.6MPa工进时液压缸的推力计算公式为F / m = APl A2 P2 = Ai Pl - （Ai / 2） P2 , 式中：F 负载力nm 液压缸机械效率Ai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Pi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Ai =16333.33 106Pi -P23-0.82= 0.006282 m液压缸缸筒直径为D = . 4Ai* -89.46mm mm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=0.707)89.46=63.32mm,根据GB/T2348 1993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=110mm,活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：A1 = D2.4 =63.585 104m2A23.D2-d2 4 =32.43 10“m2工作台在快进过程中，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 = 23.07 L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退=A2 乂 v 3 = 22.7 L/ min工作台在工进过程中所需要的流量为q 工进=A1XV1=0.318 L/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 4所示。表4各工况下的主要参数值工况F /N回油腔压力PVMPa进油腔压力P1/ MPa输入流里“-1 q/L.min输入功率 F/Kw计算公式快进启动555601.54P1 =(F +A2Ap“A1-A2q =(A1 -A2 v1p = p1qP2 = P1 +Ap加速69492.311.81快速27781.490.9922.730.375工进277880.83.290.950.052P1 =(F+p2A2 yA q = A1v2 p = p1q快退起动218000.49P1 =(F+p2A )A2 q = A2v3P = P1 + q加速69490.62.84快退27780.61.8220.020.607制动414.30.61.3汪：F = F /nm o4.3 绘制液压缸工况图并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。23. 073, 0781, 81L 670. 4480, 016T /rimC. 7037QPPL86.37L4122.7图2组合机床液压缸工况图五液压系统方案设计5.1 选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因 此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积Ai等于有杆腔面积 A2的两倍。5.2 速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合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。钻链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。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源 交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。 而快进快退所需的时间ti和工进所 需的时间t2分别为ti = li,vi I3. V3 =60 300 7 1000 C60 400 7 1000 S-6st2 =l2 v2 =!60 100 0.05 1000 S-120S亦即是殳=20因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量 t1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。如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式， 由双 联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的， 此时液压系统在整 个工作循环过程中所需要消耗的功率估大， 除采用双联泵作为油源外，也可选用 限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲 击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案， 有利于降低能耗和 生产成本，如图3所示。图3双泵供油油源5.3 选择快速运动和换向回路根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路 来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采 用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路 较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。 因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。5.4 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。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。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 23.07 L/min降0.318 L/min ,可选二位二通行程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4所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀 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，采用死挡块加压力继电器的行程终 点转换控制。a.换向回路b.速度换接回路图4换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路 上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。5.5 组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性 油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将 液压回路合成为液压系统，即组成如图 5所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压 点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动一加速一快进一减速一 工进一快退一停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“一”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表5电磁铁的动作顺序表1YA2YA3YA行程阀快进+减速+，=+X 进+十+死档铁停留+快退+原位停止图5液压系统图5.5系统图的原理1 .快进快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁 1YA通电，由泵输出地压力油经 2 三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：进油路：泵一向阀10一三位五通换向阀2 （1YA得电）一行程阀3一液压缸左腔回油路：液压缸右腔-三位五通换向阀 2 （1YA得电）f单向阀6f行程阀 3f液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力 低，变量泵输出最大流量。2 .减速当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压下行程阀3,切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀 4,电磁换向阀16进入液压缸 的左腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀 4开口向适应，此时液控顺序7打开，单向阀6关闭，切断了液压缸的差动连接 油路，液压缸右腔的回油经背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油 的速度下降，从而实现减速，其主油路为：进油路：泵 -向阀10-三位五通换向阀2 （1YA得电）-调速阀4-电磁 换向阀16液压缸左腔。回油路：液压缸右腔-三位五通换向阀2f背压阀8-液控顺序阀7f油箱。3 .工进减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路 切断，这时油必须经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完 全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵 向阀10-三位五通换向阀2 （1YA得电）-调速阀4f调速 阀15液压缸左腔。回油路：液压缸右腔-三位五通换向阀2f背压阀8-液控顺序阀7f油箱。4 .死挡铁停留当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左 腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间 继电器调定。5 .快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA 3YA断电,2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下 降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 -向阀10-三位五通换向阀2 （2YA得电）-液压缸右腔。回油路：液压缸左腔-单向阀5-三位五通换向阀2 （右位）-油箱。6 .原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使 2YA断电，换 向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换 向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。系统图的动作顺序表如表5所示。六液压元件的选择6.1 确定液压泵的规格和电动机功率(1)计算液压泵的最大工作压力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，选取进油路上的总压力损失 p = 0.8MPa,同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力 与最大工作压力的压差为0.5MPa,则小流量泵的最高工作压力可估算为Pp1 = 2.97 0.8 0.5 MPa =4.27MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油， 图4表明，快退时液压缸中的工 作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 0.5MPa,则大流量泵的最高工 作压力为：Pp2 = 1.86 0.5 MPa =2.36MPa(2)计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出 现在快进工作阶段，为23.07 L/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：q =1.1 23.07 L min =30.97 L/min p工作进给时，液压缸所需流量约为 0.318 L/min ,但由于要考虑溢流阀的最 小稳定溢流量3 L/min ,故小流量泵的供油量最少应为 3.318L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取 PV2R126/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为 6mL/r,大泵的排量为26mL/r, 若取液压泵的容积效率 1=0.9,则当泵的转速np=940r/min时，液压泵的实际 输出流量为qp =16+ 26产960 M0.9/1000 】L/min =(5.1+22) =27.072L/min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2.36MPa流量为27.072r/min。取泵的总效率=0.75,则液压泵驱动电动机所需的功率为：pP制W5 p根据上述功率计算数据，此系统选取 Y100L-6型电动机，具额定功率Pn =1.5kW ,额定转速 nn =960r/min。6.2 确定其它元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如 表6所列。表6液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流里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双联叶片泵一PV2R12-6/26(5.1+22)16/14一2三位五通电液换向阀5035DYF3 E10B8016 0.53行程阀60AXQF- E10B6316 0.34调速阀1AXQF- E10B616一5单向阀60AXQF- E10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀22XF3 E10B63160.38背压阀0.3YF3 E10B6316一9溢流阀5.1YF3 E10B6316一10单向阀22AF3-Ea10B6316 0.0211滤油器30XUH 63 X 80-J63一 0.0212压力表开关一KF3-E3B 3 测点一16一13单向阀60AF3-Fa10B1006.30.214压力继电器一PF B8L一0一*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2)确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列。表7各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流里Aqpq1 _A1 A2/(L/min )_ 63.59x27.163.59-32.43= 55.3q1 =0.318q1 = qp = 27.1排出流量AzqA2CI1A。q2 q2 q2 A1AA2/(L/min )32.43X55.3 ccc0.38K32.4327.1m 63.59=28.263.5963.59= 0.19432.43= 53.13运动速度qp_q1_ q1v1 .V2 -V3 A1 -A2A1A2/(L/min )27.1 黑10_0.381父1027.1x1063.59-32.4363.5932.43= 8.22= 0.05= 8.35由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求根据表中数值，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：d =2 q 二v =263.59 106 二 3 103 60mm=19.78mm取标准值20mm；d =2 q -V =227.1 106 二 3 103 60 mm = 13.85mm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420和巾15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高压软管连接在缸筒上。(3)油箱的设计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/T7938 1999标准估算，取，=7时，求得 其容积为V = qp =7 27.1 L =189.7L p按JB/T79381999规定，取标准值 V=250L6.3 主要零件强度校核缸筒壁厚& =4 nlm因为方案是低压系统，校核公式、一毕，0.1D2 -. 1式中：6-缸筒壁厚（m）Pe-实验压力 Pe =（1.251.5）P,其中pi是液压缸的额定工作压力D-缸筒内径D=0.11M,n为5】-缸筒材料的许用应力。Q=Ob/n,j为材料抗拉强度（A 安全系数，取n=5。对于R0.433D2jPe =0.433 103.4mJ 1.5父4= 23.069mm1。二0.226 100其中dD2一 d0D2103.4 -80103.4=0.226 mmb.缸底无孔时，用于液压缸快进和快退;P1 -0.433D2=0.433 103.41.5 4 10610.97mm , 100 106其中 D2 = D -2、. =110 -2 3.3 = 103.4mm杆径d 由公式：式中：F是杆承受的负载（N） , F=12700N 61是杆材料的许用应力，= =100MPa4 12700 6 =0.01272mm 3.14 100 106d1. 5.2KF ,二 z二缸盖和缸筒联接螺栓的底径di5.2 1.5 12700 6 : 0.00725mm3.14 6 100 106式中K-拧紧系数，一般取K=1.251.5;F缸筒承受的最大负载（N）;z 螺栓个数；卜- 螺栓材料的许用应力，kLs/n，仃s为螺栓材料的屈服点（MPa, 安全系数n=1.22.5七液压系统性能验算7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表3和表4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27.1L/min ,然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量55.3L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路 上的总压降为 .，2122 J 巨1+0.3 1MPaL 回， I 80 J I 63 人=0.024 0.057 0.231 =0.2796MPa此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。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28.2L/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 出与无杆腔压力P1之差- P10.5M28.2 ；2 80二MPa 63 J=0.0621 0.04 0.231 =0.3331MPa此值小于原估计值0.5MPa （见表2）,所以是偏安全的工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.318L/min ,在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.0162L/min ,在背压阀8处的压力损失为 0.5MPa,通过顺序阀 7的流量为(0162+22) L/min=22.162L/min ,因此这时液压缸回油腔的压力为.为0 162 9/22 162 121p2= 0.5父 土* i1 +0.5+0.3X MPa =0.53712MPaI 80 ) Pi +&Pi +Ape = 1.84 +0.5M 0 - +0.5+0.5 M P a3.84M PaL180 JJ快退快退时，油液在进油路上通过单向阀 10的流量为22L/min,通过换向阀2 的流量为27.1L/min ;油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流 量都是53.13L/min。因此进油路上总压降为k &22 y27 1 弋 Apv2= 0.2父 I +0.5父 I MPa=0.082MPa2 -63 J180 J J此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为一 CC 53.1353.132 上cc 53.132 Lc 八八一c乙 &P2 = 0.2 父 +0.5父 +0.2父 MPa =0.616MPaL 63 J 8 80 ) 63 J J此值与表3的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力 Pp应为Pp = P1 Q = 2.41 0.082 M P a=2.492M P a因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7的调压应大于2.492MPa7.2油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消 耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零 件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升 AT在允许的范围内，如一般机 床= 25 30 C ；数控机床25 C ；粗加工机械、工程机械和机车车辆A= 35 40 C。液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量 小（kW可表示为二 Pl 一 P2式中 P 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW;P2 系统的输出功率（即液压缸的输出功率） （kW若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统的 平均发热量对于本次设计的组合机床液压系统, 比例达95%其工进过程在整个工作循环中所占时间t2120二=95.23%t1 t2120 6因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为14700 0.05P0 -Fv3kW-0.01225kW103 60这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为:Pp1qp1 - Pp2qp20.3 1062Jj）嚼“10F8406福10,30.75 10kW= 0.432kW由此得液压系统的发热量为Hi = P -P0 =：。432 -0.01225 kW =0.42kW即可得油液温升近似值：T =（0.42黑103 /3A25070c =11.45%温开小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器