《機械畢業(yè)設計（論文）-臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計【全套圖紙】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械畢業(yè)設計（論文）-臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計【全套圖紙】（40頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。
1、 編號編號: 無錫太湖學院 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文） 題目：題目： 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 信機系系 機械 工程 及自動化 專專 業(yè)業(yè) 學 號： 學生姓名： 指導教師： 職稱：副教授） （職稱： ） 2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文） 誠誠 信信 承承 諾諾 書書 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 臥式鉆孔組 合機床液壓系統(tǒng)的設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究 所取得的成果，其內容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標 注引用，表示致謝的內
2、容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何 其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械 94 學 號： 0923156 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 無無錫錫太太湖湖學學院院 信信 機機 系系 機機械械工工程程及及自自動動化化 專專業(yè)業(yè) 畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計論論 文文 任任 務務 書書 一、題目及專題：一、題目及專題： 1、題目 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 2、專題 二、課題來源及選題依據二、課題來源及選題依據 (1)課題來源：導師提供的研究項目 (2)選題依據： 鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般方法和 步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和綜合分析問題、解決問
3、題能力； 正確合理地確定執(zhí)行機構，選用標準液壓元件；能熟練地運用 液壓基本回路，組合成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)； 熟悉并會運用有關的國家標準、部頒標準、設計手冊和產品樣 本等技術資料。對學生在計算、制圖、運用設計資料以及經驗估算、 考慮技術決策、CAD 技術等方面的基本技能進行一次訓練，以提高 這些技能。 三、本設計（論文或其他）應達到的要求：三、本設計（論文或其他）應達到的要求： 根據該機床對液壓系統(tǒng)的要求，設計該液壓系統(tǒng)，給出職能符號 表示的液壓系統(tǒng)圖； 正確選擇液壓元件，選定安裝方式，繪制液壓站總圖； II 設計一動力油缸，給出油缸總圖； 可任選設計 12 個零件，畫出零件圖； 完成設
4、計說明書一份，有必要的文字闡述、圖表及計算。 四、接受任務學生：四、接受任務學生： 機械 94 班班 姓名姓名 五、開始及完成日期：五、開始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、設計（論文）指導（或顧問）：六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師指導教師 簽名簽名 簽名簽名 簽名簽名 教教研研室室主主任任 學科組組長研究所學科組組長研究所 所長所長 簽名簽名 系主任系主任 簽名簽名 2012 年年 11 月月 12 日日 III 摘摘 要要 液壓系統(tǒng)具有廣泛的工藝適應性、優(yōu)良的控制性能、反應快、輸出力(或力矩)大等 優(yōu)點，
5、在組合機床中被廣泛采用。液壓系統(tǒng)是以電機提供動力基礎，使用液壓泵將機械 能轉化為壓力，推動液壓油。通過控制各種閥門改變液壓油的流向，從而推動液壓缸做 出不同方向的動作。 液壓傳動技術是機械設備中發(fā)展最快的技術之一，特別是近年來與微電子、計算機 技術結合，使液壓技術進入了一個新的發(fā)展階段，機、電、液、氣一體是當今機械設備 的發(fā)展方向。在組合機床設備中已經廣泛引用液壓技術。作為機電一體化專業(yè)的學生初 步學會液壓系統(tǒng)的設計，熟悉分析液壓系統(tǒng)的工作原理的方法，掌握液壓元件的作用與 選型及液壓系統(tǒng)的維護與修理將是十分必要的。 本論文主要介紹了液壓系統(tǒng)的設計(包括系統(tǒng)工況分析，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，液壓 元
6、件的計算和選擇以及液壓系統(tǒng)的性能驗算等)、液壓缸主要零部件的設計及其結構設計。 關鍵詞：關鍵詞：液壓系統(tǒng)；液壓傳動；組合機床 IV Abstract Hydraulic system with a wide range of adaptability, excellent process control performance, fast response, output force (or torque) and other advantages of combined machine tools that are widely used. hydraulic system is based
7、 on motor power,using hydraulic pump convert mechanical energy into pressure,promoting the hydraulic oil.Through various control valves to change the flow of hydraulic oil,by different directions by hydraulic cylinder. gas integration is the development of machinery and equi Hydraulic drive technolo
8、gy is one of the fastest growing pment today. Has been widely referenced in the modular machining equipment hydraulic technology. As technology students learn hydraulic numerical control system design, familiar with the working principle of the method of analysis of hydraulic systems, control and se
9、lection of hydraulic units and hydraulic systems maintenance and repair is necessary. This paper mainly on the design of the hydraulic system (including system condition analysis, development of hydraulic system schematics, calculation and selection of hydraulic components, and checking the performa
10、nce of the hydraulic system, and so on), design and structure of the main components of hydraulic cylinder design. Key words: hydraulic system;hydraulic transmission;combination machine tools V 目目 錄錄 摘 要 .III AbstractIV 目 錄.V 1 緒論 .1 1.1 本課題的研究內容和意義.1 1.2 國內外的發(fā)展概況.1 1.3 本課題應達到的要求.2 2 明確液壓系統(tǒng)的設計要求 .3
11、3 液壓系統(tǒng)性能與參數的初步確定 .4 3.1 工況分析和負載圖的編制.4 3.1.1 負載分析.4 3.1.2 液壓缸負載圖和速度圖的編制.5 3.2 液壓系統(tǒng)參數的初步確定.6 3.2.1 初選液壓缸的工作壓力.6 3.2.2 液壓缸主要結構尺寸的確定.7 3.2.3 液壓缸各參數確定及編制工況圖.8 4 液壓系統(tǒng)圖的擬訂 .10 4.1 選擇液壓回路.10 4.2 擬訂液壓系統(tǒng)方案.10 5 液壓元件的計算和選擇 .13 5.1 雙定量泵式液壓系統(tǒng).13 5.1.1 確定液壓泵規(guī)格和電動機功率.13 5.1.2 控制閥的選擇.15 5.1.3 管道尺寸.15 5.1.4 油箱容量及結構.
12、16 5.2 限量式變量葉片泵的液壓系統(tǒng).16 6 液壓系統(tǒng)性能的估算 .17 6.1 液壓系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)特性的檢驗.17 6.1.1 回路中的壓力損失.18 6.1.2 液壓泵的工作壓力.19 6.1.3 液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率.20 6.2 動態(tài)穩(wěn)定性的驗算.21 6.3 液壓系統(tǒng)發(fā)熱與溫升的驗算.22 6.4 液壓系統(tǒng)的工作可靠度估算.23 7 液壓裝置的結構設計 .25 7.1 液壓裝置結構形式的選擇.25 7.2 液壓元件的配置形式.25 VI 7.3 液壓裝置的布局.25 8 結論與展望 .27 8.1 結論.27 8.2 不足之處及未來展望.27 致 謝 .28 參考文獻 .29 附
13、錄 .30 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 1 1 緒論緒論 1.1 本課題的研究內容和意義本課題的研究內容和意義 液壓系統(tǒng)的設計是整個機器設計的一部分，它的任務是根據機器的用途、特點和要 求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經過必要的計算來確定液 壓系統(tǒng)的參數，然后按照這些參數來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結構設計。學會 液壓系統(tǒng)的設計，熟悉分析液壓系統(tǒng)的工作原理的方法，掌握液壓元件的作用與選型及 液壓系統(tǒng)的維護與修理。 通過本次畢業(yè)設計，培養(yǎng)學生綜合運用液壓傳動、機械設計、工程理學等課程中所 學理論知識的能力；強調設計的獨創(chuàng)性和實用性，培養(yǎng)和提高設計者獨立分析問題和解
14、決實際問題的能力，為今后適應工作崗位和創(chuàng)造性地開展工作打下堅實基礎。 1.2 國內外的發(fā)展概況國內外的發(fā)展概況 (1)組合機床 組合機床是以系列化、標準化的通用部件為基礎，配以少量的專用部件組成的專用 機床。它適宜于在大批、大量生產中對一種或幾種類似零件的一道或幾道工序進行加工。 這種機床既有專用機床的結構簡單、生產率和自動程度較高的特點，又具有一定的重新 調整能力，以適應工件變化的需要。 組合機床國內外發(fā)展：1908 年，美國福持汽車公司率先制造出第一臺組合機床，用 于汽車零件的加工。1928 年，前蘇聯開始生產組合機床。我國的組合機床制造技術是從 “一五”計劃期間， “汽”、 洛拖引進組合
15、機床開始的。1956 年 3 月，當時的第一機械工 業(yè)部第二機器管理局批準成立了第一專業(yè)設計處(即現大連組合機床研究所的前身)，全面 引進了前蘇聯的組合機床通用部件和設計指導資料，開始了我國組合機床的創(chuàng)業(yè)階段。 并于同年在大連機床廠制造出我國的第一臺組合機床、1961 年，又制造出我國第一條組 合機床自動線。組合機床設計制造從“一所一廠”起步已發(fā)展到如今個獨立的配套齊全的 行業(yè)。 組合機床的研制和推廣，是加速機械工業(yè)技術革命的有效途徑之一。它是機械工業(yè)， 特別是汽車、拖拉機、電機、儀表以及軍工等生產部門進行機床革新、推動生產發(fā)展的 重要設備。 (2)液壓技術 液壓技術作為實現現代傳動與控制的關
16、鍵基礎技術之一，已成為工業(yè)機械、工程建 設 機械及國際尖端產品不可缺少的重要技術基礎。是它們向自動化、高精度、高效率、高 速度、小型化、輕量化方向發(fā)展的關鍵技術。世界工業(yè)發(fā)達國家都將液壓工業(yè)列為競爭 發(fā)展的行業(yè)，其發(fā)展速度遠高于機械工業(yè)的發(fā)展速度。液壓元件及其控制已發(fā)展成為綜 合的液壓工程技術。 機械制造是為國民經濟各部門和自身技術改造提供先進技術裝備的工業(yè)部門。鑄造、 鍛壓、焊接、熱處理、及切削等是機械制造工業(yè)獲取毛坯、成形產品及提高零件機械性 能的重要生產方法，在眾多金屬冷、熱加工機器設備中普遍使用液壓技術，其中壓力機 無錫太湖學院學士學位論文 2 和金屬切削機床是應用液壓技術較早較廣的領
17、域。 在車、銑、刨、磨、鉆各類液壓機床中，主要利用液壓技術可在較寬范圍內進行無 級調速，具有良好的換向及換接性能，易于實現工作循環(huán)等優(yōu)點，完成工件及刀具的加 緊、控制進給速度和驅動主軸作業(yè)，盡管現代數控機床、加工中心等先進制造設備中采 用離電伺服系統(tǒng)，但采用液壓傳動與控制仍然是現代金屬切削機床自動化的重要途徑。 在鍛造機、液壓機、折彎機、剪切機等壓力加工設備中，主要利用液壓傳動傳遞力較大、 便于壓力調節(jié)控制和過載保護的特點，進行下料、成形加工等作業(yè)。鑄造、鍛壓、焊接、 熱處理等機器設備的生產作業(yè)環(huán)境極為惡劣，溫度高、粉塵多、濕度大、有腐蝕性氣體、 振動噪聲大。因此要求機器要有良好的適應性、可靠
18、性和維護性。在造型機及澆鑄機、 焊接機、淬火機等鑄造、焊接及熱處理機器設備中，主要利用液壓技術便于無級調速和 遠距離遙控作業(yè)等特點，進行造型及鑄型輸送與澆鑄、高溫零件抓取等作業(yè)，以減輕勞 動者勞動強度、避免和減少熱輻射和有害氣體對人身的侵襲并提高生產率。 現代液壓技術與微電子技術、計算機控制技術、傳感技術等為代表的新技術緊密結 合，形成并發(fā)展成為一種包括傳動、控制、檢測在內的自動化技術。 綜上所述，組合機床行業(yè)企業(yè)一要開展科技攻關，當前行業(yè)企業(yè)技術發(fā)展上的難題； 二要加強與國外的合資合作，利用和學習國外的先進技術，提高企業(yè)的現代化管理水平 和技術水平；三要通過對引進技術的消化吸收進行再創(chuàng)新，發(fā)
19、展自己的產品。通過我們 的努力，使我國真正由制造大國變成制造強國。 1.3 本課題本課題應達到的要求應達到的要求 對臥式鉆孔組合機床的液壓傳動系統(tǒng)具體設計：(1)明確工作循環(huán)并做工況分析。(2) 明確主機的具體性能要求，進行負載分析和運動分析。作出功率循環(huán)圖，協(xié)調各個元件 的動作時間和速度。(3)確定液壓系統(tǒng)的主要參數：壓力和流量，參照經驗選取。(4)擬定 液壓系統(tǒng)原理圖。確定系統(tǒng)的回路方式、液壓油類型、執(zhí)行元件及液壓泵類型、調速、 調壓及換向方式、 “開”或“閉”式確定。(5)液壓元件選擇。(6)液壓系統(tǒng)驗算。壓力計算、 系統(tǒng)容積效率計算和發(fā)熱估算。 通過本畢業(yè)設計，在以下幾方面得到鍛煉：(
20、1)能正確地理解和應用液壓知識解決實 際問題，進行簡單的系統(tǒng)計算。(2)學會使用手冊及圖標資料。掌握與本設計有關的各種 資料的名稱及用途，做到熟練運用。(3)學生獨立完成設計任務內容，利用計算機進行輔 助設計，設計資料符合國家有關標準。 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 3 2 明確液壓系統(tǒng)的設計要求明確液壓系統(tǒng)的設計要求 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，并分析其工作性能。要 求完成如下的動作循環(huán)：快進工進快退停止。 已知： (1)機床有 16 個主軸，加工 13.9mm 的孔 14 個，8.5mm 的孔 2 個； (2)工件材料為鑄鐵，硬度為 HB240。 (3)工作部件重
21、量估計為，快進、快退速度為 7m/min,快進行程長度為NFG9180 100mm，工進行程長度為 50mm。 (4)動力滑臺采用平導軌，其摩擦系數之值取，往復運動的加速、2 . 0 s f1 . 0 d f 減速時間要求不大于 0.2s，用高速鋼鉆頭進行加工。 無錫太湖學院學士學位論文 4 3 液壓系統(tǒng)性能與參數的初步確定液壓系統(tǒng)性能與參數的初步確定 明確了液壓系統(tǒng)的設計依據之后，對機床的工作過程進行分析，初步確定液壓執(zhí)行 元件的主要參數，計算液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，編制液壓執(zhí)行元件的工況圖。 液壓執(zhí)行元件的工況圖是選擇基本回路，擬訂液壓系統(tǒng)方案的主要依據。 3.1 工況分析和負載圖的編制工
22、況分析和負載圖的編制 工況分析即是分析機床工作過程的具體情況，其內容包括對負載、速度和功率變化 規(guī)律的分析或這些參數最大值的確定。工況分析的關鍵是分析負載性質和編制負載圖。 在液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，各個階段的負載是由各種性質的負載組成的，而速度則是機 床工作 部件在各該階段的速度；知道了負載和速度之后，功率的變化規(guī)律也就不難求出了。本 設計實例中執(zhí)行元件采用液壓缸式。 3.1.1 負載分析負載分析 (1)切削阻力 切削阻力是指機床上沿液壓缸的運動方向的切削分力。此阻力可正可負：凡作用方 向與液壓缸（或活塞）運動方向相反者為正，相同者為負。切削阻力有基本上恒定不變 的、有周期性變化的，須根據具體
23、情況分析決定，其數值的大小則須由實驗測出或按切 削力公式估算。切削阻力是液壓缸負載中最主要的部分，占的比重很大，因此必須對它 的性質、大小分析清楚。 由切削原理可知，高速鋼鉆頭鉆鑄件時的軸向切削力計算公式為： (3.1) 6 . 0 )( 5 . 25HBDFt 0.8 S 式中 Ft鉆削力N D孔徑mm S每轉進給量mm/r HB鑄件硬度 根據組合機床的加工特點，選用的切削用量為： 鉆 13.9mm 孔時，取=360r/min,=0.147mm/r 1 n 1 S 鉆 8.5mm 孔時，取=550r/min,=0.096mm/r 1 n 2 S 代入上式求得： 6 . 08 . 06 . 0
24、8 . 0 240096. 05 . 8 5 . 252240147 . 0 9 .135 .2514 t F N30468 (2)摩擦阻力 摩擦阻力是指機床工作臺導軌處的摩擦力，它與導軌形狀、放置情況以及運動狀態(tài) 有關，其估算公式可在機床設計的有關書籍、手冊中找到。 其摩擦阻力的估算公式為： 平導軌 (3.2)sincos hvGnf FFFffFF 由上式得： NFfF Gsfs 196291802 . 0 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 5 NFfF Gdfd 98191801 . 0 (3)慣性阻力 慣性阻力是指工作部件在啟動和制動過程中的慣性力，可按牛頓第二定律求出： (3.3) t
25、 v g F maF G m 式中 g重力加速度 起動或制動時間，一般機床的主運動取 0.250.5s、進給運動取t 0.10.5s、 磨床取 0.010.05s 慣性阻力可正可負。 由 (3.3)式得： NFm583 602 . 0 7 81 . 9 9180 (4)重力 因工作部件是臥式安置，所以0 G F 根據上述分析，可計算出液壓缸在各階段中的負載如下： 工 況 計 算 公 式 液壓缸負載 NF 液壓缸推力N m F 啟 動 加 速 快 進 工 進 快 退 fs FF mfd FFF fd FF fdf FFF fd FF 1962 1564 981 31449 981 2180 17
26、38 1090 34943 1090 注：這里取液壓缸的機械效率9 . 0 m 3.1.2 液壓缸液壓缸負載圖負載圖和速度圖的編制和速度圖的編制 (1)液壓缸在動作循環(huán)中各個工作階段的負載按以下諸式計算： 1)啟動階段 這時活塞或液壓缸處于剛未動狀態(tài)，它的負載由下式表示： (3.4) GnsGfs FFfFFF 2)加速階段 (3.5) Gmfd FFFF 根據工況負載繪制出來的負載圖 (F-l)如圖 3-1 (a)所示。 3)恒速階段 Gfdt FFFF (3.6) Gndt FFfF 4)制動階段 無錫太湖學院學士學位論文 6 Gmfdt FFFFF (3.7) Gmndt FFFfF 式
27、 (3.4)(3.7)中，如工作部件水平放置，則。0 G F 根據上述各個階段內的負載和它所經歷的工作時間(或移動的距離)可繪出液壓缸的負 載圖(F-t 圖或 F-l 圖)。該圖可以清楚地表明液壓缸在整個動作循環(huán)內的負載變化規(guī)律。圖 上的最大負載值是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結構尺寸的依據。 (2)已知快進、快退的速度，其行程分別為 100mm 與 150mm。 min/7 21 mvv 工進的速度按選定的鉆頭轉速與進給量求得為： min/53096 . 0 550 min/53147 . 0 360 2 1 mmv mmv 工進行程是 50mm。由此可繪出液壓缸的速度圖 (v-l )圖如
28、圖 3-1 (b)所示。 圖 3-1 液壓缸的負載圖和速度圖 (a)負載圖 (b)速度圖 3.2 液壓系統(tǒng)參數的初步確定液壓系統(tǒng)參數的初步確定 液壓系統(tǒng)的主要參數有兩個：壓力和流量。系統(tǒng)的壓力和流量都由兩部分組成：一 部分由液壓執(zhí)行元件的工作需要決定，另一部分由油液流過回路時的壓力損失和泄露損 失決定；前者是主要的，占有很大的比重，后者是附加的，并應設法盡可能使之減少。 因此，這里的所謂系統(tǒng)主要參數的確定，其實是確定液壓執(zhí)行元件的主要參數，因為這 時回路的結構尚未決定，其壓力損失和泄露損失都無法估計。確定液壓執(zhí)行元件主要參 數時應全盤考慮液壓裝置的性能要求、制造費用等多方面的因素，不能只從承載
29、能力單 方面著眼。 3.2.1 初選液壓缸的工作壓力初選液壓缸的工作壓力 各類機床液壓系統(tǒng)由于各自特點和使用場合的不同，其液壓缸的工作壓力也不盡 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 7 相同。例如，磨床類機床工作臺的液壓缸大都選用低壓，這是因為磨削負載比較小， 負載的變化也比較小，負載中占有主要比重的是工作部件的摩擦阻力和慣性阻力，而 且磨床運動平穩(wěn)性、換向精度、換向頻率以及系統(tǒng)溫升等都有較高的要求。相反地， 普通組合機床液壓滑臺的液壓缸一般都選用中壓，因為它的切削阻力比磨床大，又是 負載的主要成分，而這類機床對工作平穩(wěn)性、轉換精度及系統(tǒng)溫升的要求都比磨床低， 故可選用高一些的系統(tǒng)壓力；為了不使油
30、液壓縮性造成過大的影響和液壓元件在制造 質量、密封等方面的要求過高起見，以選用中壓系統(tǒng)為宜。總之，初選液壓缸的工作 壓力時，必須對機床工作性能的要求和液壓缸的負載情況進行仔細分析，根據各自的 特點進行合理的選擇。液壓缸工作壓力還可以參考同類型機床或按負載條件相當的情 況來選擇，見表 3-1、3-2 所示。 表 3-1 按負載選擇液壓缸的工作壓力 負載 FN50000 液壓缸工作壓力 Pap 5 10 81015202530304040505070 表 3-2 按機床類型選擇工作壓力 機床類型磨床車、鏜、銑珩磨機組合機床齒輪加工機床 拉床 龍門刨床 工作壓力 Pap 5 10 202040205
31、0305063100 由表 3-1 和表 3-2 可知，在組合機床上，對負載約為 35000N 的液缸來說應選取 Pap 5 1 1040 3.2.2 液壓缸主要結構尺寸的確定液壓缸主要結構尺寸的確定 液壓缸的有效工作面積或，與其類型、作用方式、往返行程的速比、背壓力 1 A 2 A v 等因素有關，當前面三項確定之后，只要知道了就可以根據有關公式求出面積 2 p 2 p 或、液壓缸直徑 D、活塞桿直徑 d 等的值。 1 A 2 A 但是，液壓缸回油腔中的背壓力在液壓系統(tǒng)尚未擬訂、回油路結構尚未明確之前是 無法估算的，因此這里只能先在表 3-3 的經驗數據中暫選一個，到以后再進行訂正。 表 3
32、-3 液壓缸中的背壓力 系 統(tǒng) 類 型 背壓力 Pap 5 2 10 回油路上有節(jié)流閥的調速系統(tǒng)25 回油路上有背壓閥或調速閥的進給系統(tǒng)515 采用輔助泵補油的閉式回路（拉床、龍門刨床等）1015 液壓缸的有效工作面積對推力和速度兩方面都發(fā)生影響，因此根據負載算出來的有 無錫太湖學院學士學位論文 8 效工作面積，還必須在速度方面進行驗算，檢查一下該面積能否在節(jié)流閥或調速閥的最 小穩(wěn)定流量下，滿足機床規(guī)定的最低工作進給速度的要求。驗算公式如下： (3.8) min min v Q A 式中 國產節(jié)流閥或調速閥的最小穩(wěn)定流量(由產品樣本查出) min Q 機床規(guī)定的最低工進速度 min v 液壓缸
33、的有效工作面積，調速閥或節(jié)流閥放在進油路上時，A 1 AA 放在回油路上時 2 AA 驗算結果如發(fā)現有效工作面積不滿足機床最低工進速度的要求時，則須重新修改A 液壓缸的直徑。此外，最后確定下來的液壓缸直徑和活塞桿直徑還必須就近圓化成 JB2188-77 中規(guī)定的標準數字，否則設計出來的液壓缸將無法采用標準的密封元件。 由于機床要求滑臺快進與快退的速度相同，這里選用單桿式的液壓缸，使, 21 2AA 于是。Dd707. 0 鉆孔加工中，液壓缸的回油路上必須加施背壓以防止鉆孔通過工作部件的突然前沖， 根據表 3-3 取背壓力?？爝M時液壓缸作差動連接，由于管路中有壓力損Pap 5 2 108 失，這
34、時液壓缸有桿腔中的壓力必須大于無桿腔；如這項損失按估計，則pPa 5 105 。快退時回油腔中是有背壓的，這時亦按估計。5 112 pppp 2 p Pa 5 105 液壓缸大腔面積為： 1 A (3.9) 225 5 21 1 06.9710 6 . 970 10) 2 8 40( 34943 2 1 cmm pp F A 故得液壓缸的內經為： (3.10)D cm A D12.11 06.9744 1 按 JB 2183-77 圓化成就近的標準值得 cmD11 液壓缸活塞桿的直徑為: (3.11)dcm D d8 . 711707 . 0 2 按 JB 2183-77 圓化成就近的標準值得
35、 cmd8 由此求得液壓缸實際有效工作面積為: 無桿腔面積 (3.12) 2 22 1 03.95 4 11 4 cm D W 有桿腔面積 (3.13) 22222 2 77.44)811( 4 )( 4 cmdDW 3.2.3 液壓缸各參數確定及編制工況圖液壓缸各參數確定及編制工況圖 液壓缸的最大流量，按其實際的有效工作面積和最大移動速度求出。 (3.14) maxmax AvQ 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 9 液壓缸工況圖的內容包括壓力圖、流量圖和功率圖三部分。 根據最后確定下來的液壓缸缸直徑、活塞桿直徑，算出液壓缸的實際有效工作面積， 然后倒求出液壓缸在其動作循環(huán)中各個階段內的工作壓
36、力(這是液壓缸的實際應用壓力)， 并把它們繪制成圖(或圖)即壓力圖。壓力圖在形狀上與負載圖很相似，它表示lp tp 了整個動作循環(huán)中最大壓力出現的位置和壓力變化的規(guī)律。 根據液壓缸的實際有效工作面積計算出它在整個動作循環(huán)中每一個階段內的實際流 量，并把它們繪制成圖(或圖)即流量圖。當系統(tǒng)中有多個液壓缸時，必須把lQ tQ 這些液壓缸的流量圖按系統(tǒng)總的動作循環(huán)組合成總流量圖。流量圖反映了流量在動作循 環(huán)內的變化規(guī)律，其中最大流量是選擇液壓泵的依據之一。 根據上述的壓力圖、流量圖，可以很方便地作出液壓缸的功率圖，圖(或lP 圖)，它表明了液壓缸在動作循環(huán)內的功率變化規(guī)律。tP 液壓缸工作循環(huán)中各階
37、段的壓力、流量和功率的實際使用值如下表所示。 液 壓 缸 工 況 負載 NF 回油腔壓力 Pap 5 2 10 輸入流量 min/ lQ 進油腔壓力 Pap 5 1 10 輸入功率 kwP 計算公式 啟動21804.34* 加速17387.91 快 進 （差動） 恒速1090 )5( 12 p ppp 35.196.620.39QpP vAAQ AA pAF p 1 121 21 2 1 )( 工 進3494380.540.540.034 QpP vAQ A ApF p 1 21 1 22 1 啟動21804.87* 加速173814.50 快 退 恒速1090 5 31.3413.050.6
38、81 32 2 12 1 pP vAQ A ApF p *啟動瞬間活塞尚未移動，0p 根據上表可繪制出液壓缸的工況圖 (見圖 3-2 )。 無錫太湖學院學士學位論文 10 圖 3-2 組合機床液壓缸的工況圖 4 液壓系統(tǒng)圖的擬訂液壓系統(tǒng)圖的擬訂 擬訂液壓系統(tǒng)圖是整個液壓系統(tǒng)設計中重要的一步。它是從油路結構上來具體體現 設計任務中提出的各項性能要求的。 擬訂液壓系統(tǒng)圖包含兩項內容：一是通過分析、對比選出合適的液壓回路，二是把 選出的回路組成液壓系統(tǒng)。后面這一步可以采用經驗法(憑設計人員的知識和經驗進行設 計)，也可以采用邏輯法(應用邏輯推理的方法尋找最佳方案)；目前在不很復雜的液壓系 統(tǒng)中經驗法
39、仍使用得比較普遍。 4 4.1.1 選擇液壓回路選擇液壓回路 (1)調速回路與油路循環(huán)形式的確定 由液壓工況圖 (圖 3-2 )中的 p-l 曲線得知，這 臺機床液壓系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度低，可以選用節(jié)流閥調速的形式。由于鉆孔工序 切削力變化小而且是正負載，故以采用進口節(jié)流閥調速為好。為了防止工件鉆通時工作 部件突然前沖起見，在回油路上須加設背壓閥。這臺機床液壓系統(tǒng)既選用了節(jié)流式的調 速回路，油路的循環(huán)就應該是開式的。 (2)油源形式的確定 從液壓缸的工況圖中的 p-l 和 Q-l 曲線得知，液壓系統(tǒng)的主要由 低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，在這種情況下，采用單個定量泵的油源顯然是 不合
40、理的，因為它會使系統(tǒng)的效率極低，為此須采用兩個定量泵或變量泵的油源。雙定 量泵在大、小流量的選擇上，往往不能匹配得很好，常造成較大的能量損失；限壓式變 量葉片泵輸出流量能與調速閥的通過流量很好地適應，但由于泵的供油壓力與輸出流量 有關，目前國內生產的限壓式變量泵性能尚不夠完善，高壓時內泄露很大，仍有一定的 能量損失；因此這里把兩種油源形式都選出來，作為兩種對比方案。 (3)快速運動回路和速度換接回路 液壓系統(tǒng)采用了節(jié)流調速回路后，不管使用什么 油源形式都必須有單獨的油路通向液壓缸以實現快速運動。這臺機床快進時采用液壓缸 差動連接的方式，以使往復快動的速度基本上相等。 由液壓缸工況圖中的 Q-l
41、 曲線得知，滑臺由快進轉工進時，液壓系統(tǒng)的流量從 35.19降至 0.5，速度變化較大，故宜選用行程閥以減小液壓沖擊。同時，從min/ lmin/ l 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 11 工進轉快退時回路中通過的流量很大(進油路為 31.34，回油路為 66.53)，min/ lmin/ l 為了保證換向平穩(wěn)起見，決定采用有電液換向閥的換接回路。由于液壓系統(tǒng)中選用了差 動式液壓缸，電液換向閥要三位五通式的。 (4)壓力控制回路 調壓(限壓)和卸荷的問題，無論在雙泵供油或限壓式變量葉片泵供 油的油路中都已解決，這里只須使三位五通換向閥的中位為 Y 型就可以了。 (5)行程終點的控制方式 這臺機
42、床由于加工通孔，工作部件終點位置的定位精度要 求不高，因此采用行程控制(由檔塊壓下電氣行程開關發(fā)出信號)就可以了，不須采用定位 精度較高的壓力控制(滑臺碰上死檔塊后，系統(tǒng)壓力升高，由壓力繼電器發(fā)出信號)，以免 結構復雜化。 4.2 擬訂液壓系統(tǒng)方案擬訂液壓系統(tǒng)方案 (1) 繪制回路圖 圖 4-1 示雙定量泵方案和限壓式變量葉片泵方案中所用的各個回路 的結構圖形。 圖 4-1 液壓回路圖 無錫太湖學院學士學位論文 12 (a)雙泵油源 (b)限壓式變量葉片泵油源 (c)速度換接回路 (d)換向回路 (2)組成系統(tǒng)圖 圖 4-2 示由上面一些回路組合成的雙定量泵方案的液壓系統(tǒng)和限壓 式變量泵方案的
43、液壓系統(tǒng)。把這兩個系統(tǒng)與上面的五點注意事項逐一對照進行檢查，檢 查的結果表明：循環(huán)中除了有二個動作無法實現必須給與解決之外，其余都是符合要求 的；這兩個有問題的動作及其解決辦法是： 1)圖 4-2 中的滑臺在工作進給時，進油路與回油路串通，系統(tǒng)壓力無法升高。為此必 須在系統(tǒng)中添入一個單向閥，將工進時的進油路和回油路隔開，如圖中虛線的單向閥 6 所示。 2)滑臺快速前進時，液壓缸須作差動連接，這時回油路應不接通油箱。為此系統(tǒng)中須 添入一個順序閥，在快進時把回油路和油箱隔斷，如圖中虛線的順序閥 7 所示(圖 4-2a 中 兩個順序閥合并了)。經過這樣的修正之后，機床的各個動作要求就都得到滿足了。
44、圖 4-2 液壓系統(tǒng)圖 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 13 (a)雙定量泵方案 (b)變量泵方案 5 液壓元件的計算和選擇液壓元件的計算和選擇 液壓元件的計算主要是計算元件工作壓力和通過流量，此外還有電動機的功率和油 箱的容量。選擇元件時應盡量選用標準元件，只有在特殊情況下，才設計專用元件。 5.1 雙定量泵式液壓系統(tǒng)雙定量泵式液壓系統(tǒng) 5.1.1 確定液壓泵規(guī)格和電動機功率確定液壓泵規(guī)格和電動機功率 (1)液壓泵工作壓力的計算 液壓泵的工作壓力是根據執(zhí)行元件的工作性質來確定的：若執(zhí)行元件在工作行程終 了、運行停止時才需要最大壓力，例如，夾緊液壓缸的情況，則液壓泵的工作壓力就等 于執(zhí)行元件的
45、最大壓力。若執(zhí)行元件是在工作行程過程中需要最大壓力，則液壓泵的工 作壓力應為： (5.1) 11 pppp 式中 執(zhí)行元件的最大工作壓力p 進油路上的壓力損失。 1 p 系統(tǒng)管路未曾畫出，按經驗資料選?。?一般節(jié)流調速和管路簡單的系統(tǒng)?。?5 1 102pPa 5 105 進油路有調速閥及管路復雜的系統(tǒng)?。?5 1 105pPa 5 1015 1)確定小流量液壓泵的工作壓力 1p p 小流量液壓泵在快進和工進時都向液壓缸輸油。由圖 3-2 可見，液壓缸在整個工作循 環(huán)中的最大工作壓力為，在調速閥進口節(jié)流式調速回路中，進油路上的Pa 5 1054.40 壓力損失如取，則小流量泵的最高工作壓力為：
46、Pa 5 1010 Papp 555 1 1054.5010101054.40 2)確定大流量液壓泵的工作壓力 2p p 大流量液壓泵只在快動時向液壓缸輸油，由圖 3-2 可見，液壓缸快退時的最大工作壓 無錫太湖學院學士學位論文 14 力為，這時壓力油不通過調速閥，如取進油路上的壓力損失為Pa 5 1005.13 ，則大流量泵的最高工作壓力為： Pa 5 105 Papp 555 2 1005.181051005.13 (2)液壓泵流量的計算 液壓泵的流量按執(zhí)行元件工況圖上的最大工作流量和回路的泄露量的確定 P Q 1)單液壓泵供給多個同時工作的執(zhí)行元件時 (5.2) max )( ip QK
47、Q 式中 K回路泄露折算系數，其值常數取 1.11.3 同時工作的執(zhí)行元件流量之和的最大值 max )( i Q 2)采用差動連接的液壓缸時 (5.3) max21 )(vAAKQp 式中 、液壓缸無桿腔、有桿腔的有效工作面積 1 A 2 A 液壓缸或活塞的最大移動速度 max v 3)采用蓄能器儲存壓力油時 按系統(tǒng)在一個工作周期中的平均工作流量來選擇： (5.4) T V KQ i n i p 1 式中 機組工作周期T 每個執(zhí)行元件在工作周期中的總耗油量 i V 執(zhí)行元件個數n 由圖 3-2 得知，油源向液壓缸輸入最大的流量為 35.19，若取回路泄露折算系min/ l 數為 K=1.1，則
48、兩個泵的總流量為： min/71.3819.351 . 1lQp 由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3，工進時的流量為 0.5，所以小流量泵min/ lmin/ l 的流量最少應為 3.5。min/ l (3)液壓泵規(guī)格的確定 前面計算的 pp僅僅是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力。系統(tǒng)在工作過程中常因過渡過程內的壓力超 調或周期性的壓力脈動而存在著動態(tài)壓力，其值遠超過靜態(tài)壓力。所以液壓泵的額定壓 力應定得比系統(tǒng)最高壓力大出 2560%。至于液壓泵的流量則應選得與系統(tǒng)所需的最大 流量相符。 根據以上計算數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的 YB1-2.5/30 型雙聯葉片泵。 (4)液壓泵電機功率的確定 1)若工況圖上的
49、 p-t 與 Q-t 曲線變化比較平緩，則電動機所需功率為： (5.5) p pp p Qp P 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 15 式中 液壓泵總效率 p 2)若工況圖上的 p-t 與 Q-t 曲線起伏較大，則需按上式分別計算出電動機在各個循環(huán) 階段內所需的功率（注意液壓泵在各階段內的效果是不同的） ，然后用 下式求出電動機的平均功率： (5.6) n i i n i ipi P t tP P 1 1 2 式中 ，整個循環(huán)中每一動作階段內所需的功率 ppi PP 3p P pn P. 整個循環(huán)中每一動作階段所占用的時間 ni ttttt., 321 求出了平均功率后還要返回去檢查每一階段內
50、電動機的超載量是否都在允許的范圍 之內（電動機允許的短期超載量一般為 25%） 。 由圖 3-2 得知，液壓缸的最大功率 0.68kw 出現在其壓力為，流量為Pa 5 1005.13 時，這時泵站的輸出壓力為，流量為。 min/34.31lPa 5 1005.17min/40l 如取雙泵的總功率為則電機所需功率為：75 . 0 p (5.7) kw Qp P p pp p 52 . 1 75 . 0 10 10 1 60 40 1005.17 3 3 5 由此計算功率值及 JB/T 9616-1999，選用規(guī)格相近的 Y112M-6 型電動機，其轉速為 940r/min，功率為 2.2kw。
51、5.1.2 控制閥的選擇控制閥的選擇 控制閥的規(guī)格是根據系統(tǒng)最高壓力和通過該閥的實際流量在標準元件的產品樣本中 選取出來的。進行這項工作時必須注意：液壓系統(tǒng)有串聯油路與并聯油路之分。油路串 聯時系統(tǒng)的流量即為油路中各處通過的流量；油路并聯且各油路同時工作時系統(tǒng)的流量 等于各條油路通過流量的總和，油路并聯且各油路順序工作時的情況與油路串聯時同。 元件選定的額定壓力和流量應盡可能與其計算所需之值相近，必要時，應允許通過元件 的最大實際流量超過其額定流量 20%。 根據液壓泵的工作壓力和通過各閥的實際流量，選出各閥的規(guī)格如表 5-1 所示。其 中調速閥的最小穩(wěn)定流量為。min/03 . 0 L 表
52、5-1 液壓元件表 規(guī) 格 序 號 元 件 名 稱型號 通過閥的實際 流量min/ l額定流量/(L/min)額定壓力/MP 1 雙聯葉片泵YB1-2.5/302.5/306.3 2 三位五通電磁閥S-DSG-03-3C 801006.3 3 單向行程調速閥UCFIG-03-10801006.3 4 單向閥RVP-1240636.3 無錫太湖學院學士學位論文 16 5 順序閥DZ10DP35636.3 6 背壓閥FBF3-10B35636.3 7 過濾器XU-8020040806.3 8 壓力表開關K-6B 6.3 9 溢流閥DB205106.3 10 單向閥RVP-1235636.3 5.1
53、.3 管道尺寸管道尺寸 管道尺寸取決于需要通過的最大流量和管內允許的流速。油管的管徑不宜選得過大， 以免使液壓裝置的結構龐大；但也不能選得過小，以免使管內液體流速加大，液壓系統(tǒng) 壓力損失增加或產生振動和噪聲，影響正常工作。 管道的壁厚取決于所承受的工作壓力。在保證強度的情況下，管壁可盡量選得薄些。 薄壁易于彎曲，規(guī)格較多，裝接較易，采用它可減少管接頭數目，有助于解決系統(tǒng)泄漏 問題。 在實際設計中，管道尺寸常常是由已選定的液壓元件連接口處的尺寸決定的。 5.1.4 油箱容量及結構油箱容量及結構 (1)油箱容量 液壓系統(tǒng)的散熱主要依靠油箱：油箱大，散熱快，但占地面積大；油箱小則油溫較 高。一般中、
54、低壓系統(tǒng)中油箱的容量可按下列經驗公式計算 低壓系統(tǒng) =(24) (4.8) VP Q 中壓系統(tǒng) =(57) (4.9) VP Q 式中 油箱容量 V l 液壓泵流量 P Qmin/ l 按經驗公式計算： =(57) =640=240 VP Ql (2)油箱的結構 分離式油箱一般用 2.54mm 鋼板焊成，箱壁越薄，散熱越快，有資料建議： 100L 容量的油箱箱壁厚度取 1.5mm，400L 以上的取 6mm,箱底厚度大于箱壁，箱蓋厚度 應為箱壁的 4 倍。大尺寸油箱要加焊角板、筋條，以增加剛度。當液壓泵及其驅動電機 和其他液壓元件都要裝在油箱上時，油箱頂蓋要相應加厚。 5.2 限量式變量葉片泵
55、的液壓系統(tǒng)限量式變量葉片泵的液壓系統(tǒng) 限壓式變量葉片泵的最大工作壓力與流量的計算方法，和雙聯葉片泵的方案相同， 根據計算結果查閱產品目錄，選出這種方案的油源采用 YBX-40 型變量葉片泵，同時查出 其所需的電機為 Y132S-6，其功率為 3.0kw，轉速為 960r/min。 變量泵方案中控制閥的選擇，管道尺寸的確定和油箱容量及結構的估算，都與定量 泵方案完全相同。 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 17 6 液壓系統(tǒng)性能的估算液壓系統(tǒng)性能的估算 液壓系統(tǒng)設計完成之后，需要對它的技術性能進行驗算，以便判斷其設計質量，或 從幾種方案中評選出最好的設計方案。然而液壓系統(tǒng)的性能驗算是一個復雜的問題
56、，目 前詳細驗算尚有困難，只能采用一些經過簡化的公式，選用近似的、粗略的數據進行估 算，并以此來定性地說明系統(tǒng)性能上的一些主要問題。設計過程中如有經過生產實踐考 驗的同類型系統(tǒng)可供參考、或有較可靠的實驗結果可供使用，則系統(tǒng)的性能估算就可以 省略。 液壓系統(tǒng)性能估算的內容包括：系統(tǒng)靜態(tài)特性的估算、系統(tǒng)動態(tài)特性的估算、系統(tǒng) 發(fā)熱計算、液壓沖擊計算、換向精度估算和系統(tǒng)工作可靠性計算等項。 6.1 液壓系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)特性的檢驗液壓系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)特性的檢驗 液壓系統(tǒng)的靜態(tài)特性主要是指它在穩(wěn)態(tài)下工作時負載和速度的關系，負載和效率的 關系，等等。這些特性與系統(tǒng)中各處的降壓、泄露有很大關系，后兩者在確定系統(tǒng)結構 形式和元
57、件具體規(guī)格時，曾參照以往經驗暫時作出過假定；當系統(tǒng)方案已經擬制出來、 元件規(guī)格已經選擇完畢時，就可以按照這些既定元件的性能倒過來估算系統(tǒng)的壓降和泄 露以考察系統(tǒng)的靜態(tài)特性了。 在實現自動工作循環(huán)的液壓系統(tǒng)中，如果不同的動作階段是由不同的油路實現的， 則它們就各自有不同的靜態(tài)特性；在機床上工作進給時的靜態(tài)特性最為緊要，因為它對 工件的加工質量有直接影響。 液壓系統(tǒng)的靜態(tài)特性可以用計算法進行估計，也可以用圖解法進行求解。計算法只 能作出極粗略的運算，因為液壓元件大多是非線性的，要進行細致的計算十分麻煩，計 算的結果也只能說明某一工作狀態(tài)下的情況，但是這種方法進行起來比較快。 在選定了液壓系統(tǒng)各個組
58、成元件的規(guī)格之后，液壓泵在實際快進、工進和快退時的 輸入、排出油量和移動速度，已與原來提要求時的數值不盡相同，它們現在如表 6-1 所示： 表 6-1 各工位流量、速度 無錫太湖學院學士學位論文 18 快 進工 進快 退 輸入流量 min/ l 77.4403.95 35503.95 21 211 1 AA QQA Q pp 64.75 5 . 0 1 Q40 211 pp QQQ 排出流量 min/ l 21 212 1 2 12 AA QQA A A QQ pp 64.35 77.4403.95 35577.44 1 2 12 A A QQ 03.95 77.44 5 . 0 24 . 0
59、 2 1 12 A A QQ 77.44 03.95 40 91.84 移動速度 min/m 77.4403.95 10355 21 21 1 AA QQ v pp 96. 7 03.95 105 . 0 1 1 2 A Q v 053 . 0 77.44 1040 2 1 3 A Q v 94 . 8 6.1.1 回路中的壓力損失回路中的壓力損失 液壓元件的規(guī)格和管道尺寸確定之后，就可以估算回路中的壓力損失?；芈分械膲?力損失包括：油液通過管道時的沿程損失、局部損失和閥類元件的局部損失 T p T p 。 V p 即： (6.1) VTT pppp 在實用中，管路簡單且短時這些損失的數值較小
60、，計算意義不大，常略去不計。一 般只對長管進行值的計算 T p (6.2) Pa d vQl pT 5 4 10 800 式中為通過的流量， 為長管長，為管徑，為油液運動粘度Q min/ ll mdmmvscm / 2 至于之值，則按下式估計 T p (6.3)05 . 0 ( T p T p)15 . 0 閥類元件的值與其額定流量、額定壓力損失和實際通過的流量有關， V p Vn Q Vn p V Q 其近似關系為 (6.4) 2 Vn V VnV Q Q pp 和的值可以從產品目錄或樣本上查到。 Vn Q Vn p 管道直徑按選定元件的接口尺寸確定，即 d=18mm，管道長度則在具體液壓裝
61、置未設 計好以前尚不知道，這里暫按進油管、回油管都是進行估算。油液的運動粘度取ml2 。scmv/5 . 1 2 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計 19 閥類元件的額定壓力損失由產品樣本上查得：電液換向閥和行程閥為， Vn pPa 5 103 單向閥為。Pa 5 102 (1)快進時的回路壓力損失 經檢驗，這時進油管中是層流，因為64.754/4/Re 1 dvQvvd 。進油管的沿程壓力損失按式(6.2)為：2000 5 . 594608 . 15 . 1 /1000 Pa d lvQ pT 55 4 5 4 1 1073 . 1 10 18 264.755 . 1800 10 800 在尚未
62、確定出管道的結構的情況下，進油管的局部損失按式(6.3)暫作如下估計： Papp TT 5 1017 . 0 1 . 0 同樣，可以檢驗得這時回油管中亦是層流，并計算得其壓力損失為：)2000280(Re 和PapT 5 1081 . 0 PapT 5 10081. 0 快進時，進油路中的油液通過電液換向閥 2 和單向行程調速閥 3，這方面的壓力損失 按式(6.4)計算得： ， VV pp Pa Q Q p Q Q Vn vn Vn 5 2 5 2 5 2 2 1 2 2 1 2 1096 . 0 100 40 103 100 40 103 同樣，快進時回油路中的油液由于通過電液換向閥 2 和單向行程調速閥 3，且其流量為 ，故壓力損失為min/64.35l PapV 5 2 5 2 5 2 5 1040 . 1 100 64.35 103 63 64.35 102 100 64.35 103 由此得進油路上的總壓力損失為： Papppp VTT 5555 1086 .
機械畢業(yè)設計（論文）-臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計【全套圖紙】
