液壓與氣壓傳動課程設(shè)計--臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、<p><b>　　《液壓與氣壓傳動》</b></p><p><b>　　課程設(shè)計說明書</b></p><p>　　學(xué) 院、 系： 機械工程學(xué)院 </p><p>　　專 業(yè)： </p><p>

2、;　　學(xué) 生 姓 名 ： </p><p>　　班 級： </p><p>　　指導(dǎo)教師姓名： 職稱： 副教授</p><p>　　最終評定成績： </p><p&g

3、t;<b>　　1.設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　課 程 設(shè) 計 任 務(wù) 書（14）</p><p>　　2017 — 2018學(xué)年第一學(xué)期</p><p>　　機械工程學(xué)院 學(xué)院（系、部） 專業(yè) 班級</p><p>　　課程名稱： 液

4、 壓 與 氣 壓 傳 動 </p><p>　　設(shè)計題目： 臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)設(shè)計 </p><p>　　完成期限： 2017 年 12月 11 日 至 2017 年 12月 15 日 </p><p>　　指導(dǎo)教師（簽章）：

5、 年 月 日</p><p>　　系（教研室）主任（簽章）： 年 月 日 </p><p><b>　　2.工況分析</b></p><p><b>　　2.1確定執(zhí)行元件</b&g

6、t;</p><p>　　金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。</p><p><b>　　2.2分析系統(tǒng)工況</b></p><p>　　在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設(shè)計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。</p>&l

7、t;p><b>　　1、工作負載FW</b></p><p>　　工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即</p><p><b>　　FW=25000N</b></p><p><b>　　2、慣性負載</b&g

8、t;</p><p>　　最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知加速減速時間為0.1s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為6m/min，因此慣性負載可表示為</p><p><b>　　3、摩擦負載</b></p><p>　　阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩

9、擦阻力和動摩擦阻力兩部分。</p><p>　　靜摩擦阻力 Ffj = fj×N=</p><p>　　動摩擦阻力 Ffd= fd×N =</p><p>　　根據(jù)上述負載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表1所示。</p><p>　　表2-1 液壓缸在各工作階段的負載（單位：N）

10、</p><p>　　注：ηm液壓缸的機械效率，取ηm=0.95</p><p><b>　　2.2速度分析</b></p><p>　　根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖1（a）所示，所設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程L1=200mm、工進行程L2=5

11、0mm、快退行程L3=250mm，工進速度</p><p>　　快進、工進和快退的時間可由下式分析求出。</p><p>　　快進 </p><p>　　工進 </p><p>　　快退 </p><p>　　根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動

12、力滑臺液壓系統(tǒng)繪制負載圖（F-t）如圖1(b),動力滑臺速度循環(huán)圖如圖1（c)所示。</p><p>　　圖1 動力滑臺速度負載循環(huán)圖 </p><p>　　工作循環(huán)圖 b）負載速度圖 c)負載速度圖</p><p>　　2.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖</p><p>　　2.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù)</p><p

13、>　　1表2按負載選擇工作壓力</p><p>　　1、選液壓缸工作壓力</p><p>　　所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為27895N，其它工況時的負載都相對較低，初選液壓缸的工作壓力p1=4.5MPa。</p><p>　　2、確定液壓缸主要尺寸</p><p>　　由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度

14、要求相等，從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關(guān)系。</p><p>　　工進過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖

15、的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa。</p><p>　　快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.6MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。</p><p>　　工進時液壓缸的推力計算公式為<

16、;/p><p><b>　　，</b></p><p>　　式中：F ——負載力</p><p>　　m——液壓缸機械效率</p><p>　　A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積</p><p>　　A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積</p><p>　　p1——液壓缸無桿腔壓

17、力</p><p>　　p2——液壓有無桿腔壓力</p><p>　　因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為</p><p><b>　　液壓缸缸筒直徑為</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直

18、徑之間的關(guān)系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×86.58=61.21mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=90mm，活塞桿直徑為d=63mm。</p><p>　　此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：</p><p>　　=πD²/4=6.36×10-3 m2&l

19、t;/p><p>　　=π（D2—d2）/4=3.24×10-3m2</p><p>　　3、計算液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率值</p><p>　　工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為</p><p>　　q快進 =（A1-A2）×v1=18.72L/min</p><

20、;p>　　工作臺在快退過程中所需要的流量為</p><p>　　q快退 =A2×v2=19.44L/min</p><p>　　工作臺在工進過程中所需要的流量為</p><p>　　q工進 =A1×v1’=0.636L/min</p><p>　　根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓

21、力、流量和功率值，如表2所示。</p><p>　　表2-2 各工況下的主要參數(shù)值</p><p>　　把表2中計算結(jié)果繪制成工況圖，如圖4所示。</p><p>　　3.擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)和工況分析，所設(shè)計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的

22、換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設(shè)計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。</p><p>　　3.1 速度控制回路的選擇</p><p>　　工況圖4表明，所設(shè)計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合

23、，而且結(jié)構(gòu)簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設(shè)置背壓閥。

24、由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。</p><p>　　3.2 換向和速度換接回路的選擇</p><p>　　所設(shè)計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調(diào)整方便和便于增設(shè)液壓夾緊支路，應(yīng)考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，

25、當(dāng)工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由25.1 L/min降為0.95 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖5所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉(zhuǎn)換控制。</p><p>　　a.換向回路

26、 b.速度換接回路</p><p>　　圖5 換向和速度切換回路的選擇</p><p>　　3.3 壓力控制回路的選擇</p><p>　　由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設(shè)測壓點。</p><p

27、>　　將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。</p><p>　　為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥10，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥9起背壓閥的作用。</p><p>　　為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)

28、性，圖中添置了一個單向閥11。</p><p>　　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(shè)了一個壓力繼電器6。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。</p><p>　　在進油路上設(shè)有壓力表開關(guān)和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關(guān)控制即可。</p><p>　　圖7 液壓系

29、統(tǒng)原理圖</p><p><b>　　4.液壓元件的選擇</b></p><p>　　本設(shè)計所使用液壓元件均為標(biāo)準(zhǔn)液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。</p><p>　　4.1 確定液壓泵和電機規(guī)格</p><p>　　1、計算液壓泵的最大工作壓力</p>

30、;<p>　　由于本設(shè)計采用雙泵供油方式，根據(jù)液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。</p><p>　　根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和

31、。</p><p>　　對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為</p><p>　　大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：</p>

32、<p><b>　　2、計算總流量</b></p><p>　　表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應(yīng)向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為19.44L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：</p><p><b>　　L/min</b></p><p

33、>　　工作進給時，液壓缸所需流量約為0.636 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應(yīng)為3.636 L/min。</p><p>　　據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，上網(wǎng)或查閱有關(guān)樣本，例如YUKEN日本油研液壓泵樣本，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設(shè)計要求，因此選取PV2R126/33型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量

34、為33mL/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速=940r/min時，小泵的輸出流量為</p><p>　　qp小=69400.95/1000=5.358 L/min</p><p>　　該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。</p><p><b>　　大泵的輸出流量為</b></p><p>　　qp大=33

35、*940*0.95/1000=29.469 L/min</p><p>　　雙泵供油的實際輸出流量為</p><p>　　該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。</p><p><b>　　4.2電機的選擇</b></p><p>　　由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為1.98MPa，流量為34.827L

36、/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為：</p><p>　　根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y112M-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速</p><p>　　4.3閥類元件和輔助元件的選擇</p><p>　　圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。</p><p>　　根據(jù)

37、上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖7初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調(diào)速閥的選擇應(yīng)考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應(yīng)小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中5個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。</p><p>　　溢流閥2、背壓閥9和順序閥10的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調(diào)定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應(yīng)

38、選擇先導(dǎo)式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應(yīng)選擇外控式。背壓閥9的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設(shè)計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術(shù)參數(shù)。</p><p>　　表4-1 閥類元件的選擇</p><p><b>　　4.4 油管的選擇</b><

39、/p><p>　　圖7中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應(yīng)對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表5所示。</p><p>　　表5-1 液壓缸的進、出油流量和運動速度</p><p>　　根據(jù)表8中數(shù)值，當(dāng)油液在

40、壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：</p><p>　　，取標(biāo)準(zhǔn)值20mm；</p><p>　　，取標(biāo)準(zhǔn)值15mm。</p><p>　　因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標(biāo)準(zhǔn)選用公稱通徑為和的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓

41、缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。</p><p><b>　　4.5 油箱的設(shè)計</b></p><p>　　油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關(guān)文獻及設(shè)計資料，油箱的設(shè)計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。</p><p

42、>　　油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938—1999標(biāo)準(zhǔn)估算，取時，求得其容積為</p><p>　　按JB/T7938—1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250L。</p><p><b>　　依據(jù)</b></p><p>　　如果取油箱內(nèi)長l1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。

43、</p><p>　　對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為：</p><p><b>　　長為：</b></p><p><b

44、>　　寬為：</b></p><p><b>　　高為：</b></p><p>　　為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。</p><p>　　5.液壓系統(tǒng)性能的驗算</p><p>　　本例所設(shè)計系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無迅速起動、制動需求，而且設(shè)計中已考慮了防沖擊可調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)及相關(guān)防沖擊措施

45、，因此不必進行沖擊驗算。這里僅驗算系統(tǒng)的壓力損失，并對系統(tǒng)油液的溫升進行驗算。</p><p>　　5.1 管路系統(tǒng)壓力損失演算</p><p>　　由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下：</p><p>　　已知：進油管、回油管長約為l=1.5m，油管內(nèi)徑d=1.5×10-3m，通過流

46、量 =0.95 L／min（0.0158×10-3m3／s），選用L－HM32全損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15℃，</p><p>　　v=1.5㎝2／s。</p><p>　　1、判斷油流類型 </p><p>　　利用下式計算出雷諾數(shù)</p><p>　　Re=1.273×104／=1.273×0.015

47、8×10-3×104／1.5×10-3/1.5≈160<2000</p><p><b>　　為層流。</b></p><p>　　2、沿程壓力損失∑△P1 </p><p>　　利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。</p><p><b>　　進

48、油路上</b></p><p>　　△P1=4.3×1012vqv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0158×10-3／124Pa</p><p>　　=0.076×105Pa</p><p>　　回油路上，其流量qv=0.75 L／min（0.0125×10-3

49、m3／s）（差動液壓缸A1≈2A2）,</p><p><b>　　壓力損失為</b></p><p>　　△P1=4.3×1012vqv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa</p><p>　　=0.01532×105Pa</

50、p><p>　　由于是差動液壓缸，且A1≈2A2，故回油路的損失只有一半折合到進油腔，所以</p><p>　　工進時總的沿程損失為</p><p>　　∑△P1=（0.076+0.5×0.01532）×105Pa=0.0837×105Pa</p><p>　　5.2 油液溫升驗算</p><p&

51、gt;　　液壓傳動系統(tǒng)在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量多數(shù)轉(zhuǎn)化為熱能，使油溫升高，導(dǎo)致油的粘度下降、油液變質(zhì)、機器零件變形等，影響正常工作。為此，必須控制溫升ΔT在允許的范圍內(nèi)，如一般機床 = 25 ~ 30 ℃；數(shù)控機床 ≤ 25 ℃；粗加工機械、工程機械和機車車輛= 35 ～ 40 ℃。</p><p>　　液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，單位時間的發(fā)熱量（kW）可表示為</

52、p><p>　　式中 —— 系統(tǒng)的輸入功率（即泵的輸入功率）（kW）；</p><p>　　—— 系統(tǒng)的輸出功率（即液壓缸的輸出功率）（kW）。</p><p>　　若在一個工作循環(huán)中有幾個工作階段，則可根據(jù)各階段的發(fā)熱量求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱量</p><p>　　對于本次設(shè)計的組合機床液壓系統(tǒng)，其工進過程在整個工作循環(huán)中所占時間比例為</

53、p><p>　　因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的發(fā)熱情況來計算。</p><p>　　工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為</p><p>　　這時大流量泵通過順序閥10卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩泵的總輸出功率（即系統(tǒng)輸入功率）為：</p><p>　　Pi=pp1qp1+pp2qp2=(5.22×106×3.

54、636×10-3)/60+0.3×(32/63)2×32×103/60</p><p><b>　　=0.4768Kw</b></p><p>　　由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為</p><p>　　即可得油液溫升近似值：</p><p>　　⊿T=Hi/KA=439.8/(0.065&

55、#215;15×)=11.37℃</p><p>　　溫升小于普通機床允許的溫升范圍，因此液壓系統(tǒng)中不需設(shè)置冷卻器。</p><p><b>　　設(shè)計小結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過我們的努力，完成了此次課程設(shè)計，再一次系統(tǒng)性的學(xué)習(xí)了有關(guān)液壓方面的知識，此次課程設(shè)計，感觸良多，收獲頗豐。</p><p>

56、　　通過這次課程設(shè)計，讓我們每個人都再一次切身體驗了課程設(shè)計的基本模式和相關(guān)流程。在這次課程設(shè)計中，我學(xué)會了怎樣根據(jù)老師所給的題目去構(gòu)思，收集和整理設(shè)計中所需要的資料。在這些日子里，我們都夜以繼日的演算相關(guān)數(shù)據(jù)，在參考書上尋找參考資料，使我們真正地嘗試到了作為一名設(shè)計者的辛酸與喜悅。我們將理論知識與實際設(shè)計相結(jié)合，真正做到了理論聯(lián)系實際，并且學(xué)會了如何綜合去運用所學(xué)的知識，使我們對所學(xué)的知識有了更加深刻的認識和了解，讓我們受益匪淺。&l

57、t;/p><p>　　從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。設(shè)計是一個系統(tǒng)性的工程，越做到后面，越發(fā)現(xiàn)自己知識的局限性，在今后的學(xué)習(xí)中，還得加緊學(xué)習(xí)。此次設(shè)計提高了我們分析和解決實際液壓問題的能力，為課程的學(xué)習(xí)及今后從事科學(xué)研究和工程技術(shù)工作打下較堅實的基礎(chǔ)。</p><p><b>　　6

58、.參考文獻</b></p><p>　　[1] 雷天覺.《液壓工程手冊》[M].北京:機械工業(yè)出版社</p><p>　　[2]張利平.《液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計要點》[M]北京:化學(xué)工業(yè)出版社</p><p>　　[3]聞邦椿.《機械設(shè)計手冊》[M].北京:機械工業(yè)出版社</p><p>　　[4]王守城，段俊勇.《液壓元件及選用》[M