液压传动课程设计说明书.doc

课程设计说明书 课程名称 课程名称 液压传动课程设计 设计题目设计题目 卧式单面多轴钻孔组合动力滑台卧式单面多轴钻孔组合动力滑台 液压系统设计液压系统设计 专专 业 业 机械设计制造及其自动化班级 班级 0804 学生姓名学生姓名 覃潇潇 学学 号号 0812110427 起迄日期起迄日期 2010 年 12 月 15 日 至 2011 年 1 月 7 日 指导教师指导教师 刘忠伟 湖南工业大学科技学院教务部 制 目录 前言前言 4 一一 负载与运动分析负载与运动分析 5 1 工作负载工作负载 5 2 摩擦负载摩擦负载 5 3 运动时间运动时间 5 二二 负载图与速度图的绘制负载图与速度图的绘制 7 三三 液压缸主要参数的确定液压缸主要参数的确定 8 1 确定工作压力确定工作压力 8 2 确定液压缸内径确定液压缸内径 D 和活塞杆直径和活塞杆直径 d 9 3 绘制液压执行元件的工况图绘制液压执行元件的工况图 12 四四 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 13 1 确定液压泵类型及调速方式确定液压泵类型及调速方式 13 2 选用执行元件选用执行元件 14 3 快速运动回路和速度换接回路快速运动回路和速度换接回路 14 4 换向回路的选择换向回路的选择 14 5 保压回路的选择保压回路的选择 14 6 组成液压系统原理图组成液压系统原理图 14 五五 液压元件的计算和选择液压元件的计算和选择 16 1 确定液压泵的型号和电机功率确定液压泵的型号和电机功率 16 2 阀类元件的选择阀类元件的选择 18 3 确定管路尺寸确定管路尺寸 19 4 液压油箱液压油箱容容积的确定积的确定 20 六六 液压系统的性能验算液压系统的性能验算 22 1 验证系统压力损失并确定压力阀的调整值验证系统压力损失并确定压力阀的调整值 22 2 油液温升验算油液温升验算 24 七七 心得体会心得体会 25 八八 参考文献参考文献 26 前言前言 液压传动技术是机械设备中发展最快的技术之一 特别是近年来与微电子 计算机技术结合 使液压技术进入了一个新的发展阶段 机 电 液 气一体 是当今机械设备的发展方向 在数控加工的机械设备中已经广泛引用液压技术 作为数控技术应用专业的学生初步学会液压系统的设计 熟悉分析液压系统的 工作原理的方法 掌握液压元件的作用与选型及液压系统的维护与修理将是十 分必要的 液压传动在国民经济的各个部门都得到了广泛的应用 但是各部门采用液 压传动的处发点不尽相同 例如 工程机械 压力机械采用液压传动的主要原 因是取其结构简单 输出力大 航空工业采用液压传动的主要原因是取其重量 轻 体积小 机床上采用液压传动的主要原因则是取其在工作过程中能无级变 速 易于实现自动化 能实现换向频繁的往复运动等优点 液压动力滑台是利用液压缸将泵站提供的液压能转变为滑台运动所需的机 械能 来实现进给运动并完成一定得动作循环 是一种以速度变换为主的中 低压液压系统 在高效 专用 自动化程度较高的机床中已得到广泛的应用 因此 在液压传动与控制系统中具有综合性和代表性 通过本毕业设计可以全 面的应用和巩固所学的专业技术基础理论知识 提高机械设计能力和绘图能力 培养学生学习新技术 获取信息和理论联系实际的能力 特别是使学生在液压 传动与控制的基本理论和应用方面得到进一步的提高 一 负载与运动分析 1 工作负载 工作负载即为切削阻力 12700N w F 2 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力 静摩擦阻力 0 2G 0 2 20000 4000N 1 F 动摩擦阻力 0 1G 0 1 20000 2000N 2 F 惯性负载 N t F1555 15 0 60 7 10 20000 m m 取 0 9 m 3 运动时间 快进 由快进速度快进行程min 7 1 m 400 1 mmL 知 st4 3min057 0 7 10400 3 1 工进 由工进速度工作行程min 1000 20 2 mm 100 2 mmL 知 st 60 2 1 min 1 50 1 min 1000 20 20 2 快退 快退速度min 7 3 m 表 1 液压缸各阶段的负载和推力 工况负载组成液压缸负载 F N 液压缸推力 N 0m FF 启 动 加 速 快 进 工 进 快 退 F 1 F F m FF 2 F 2 F F w FF 2 F 2 F 4000 3555 200 14700 2000 4444 3950 222 16333 2222 二 负载图与速度图的绘制 根据负载计算结果和已知的个阶段的速度 可绘制出负载图 F 1 和速度 图 V 1 见图 1 1a b 横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线 以下为液压 缸活塞退回时的曲线 快进行程 工作行程 工进速min 7 31 mvv mmL400 1 mmL100 2 度min 1000 20 2 mmv 三 液压缸主要参数的确定 1 确定工作压力 液压缸工作压力可根据负载大小及机器设备的类型来确定 一般来说 工 作压力选大些 可以减少液压缸内径及液压系统其它元件的尺寸 使整个系统 紧凑 重量轻 但是要用价格较贵的高压泵 并使密封复杂化 而且会导致换 向冲击大等缺点 若工作压力选的过小 就会增大液压缸的内径和其它液压元 件的尺寸 但密封简单 所以应根据实际情况选取适当的工作压力 设计时可 用类比法来确定 参考下表 表 2 按负载选择系统工作压力 负载 KN 55 1010 2020 3030 50 50 系统压力 MPa 0 8 1 1 6 22 5 33 44 5 5 7 表 3 按主机类型选择系统工作压力 机床 设备类 型磨床 组合机 床 牛头刨 床 插床 齿轮加 工机床 车床 铣床 镗床 机床 拉床 龙门刨 床 农业 机械 汽车工 业 小 型工程 机械及 辅助机 械 工程机 械 重型机 械 锻压机 械 液压支 架 船用机 械 压力 2 5 6 32 5 6 3 1010 1616 3214 25 MPa 由此分析可知 初步确定系统压力为 2MPa 表 4 执行元件背压力 系统类型背压力 MPa 简单系统或轻载节流调速系 统 0 2 0 5 回油路带调速阀的系统0 4 0 6 回油路设置有背压阀的系统0 5 1 5 用补油泵的闭式回路0 8 1 5 回油路较复杂的工程机械1 2 3 回油路较短且直接回油可忽略不计 表 5 按工作压力选取 d D 工作压力 MPa 5 0 5 0 7 0 7 0 d D0 5 0 550 62 0 700 7 表 6 按速比要求确定 d D 2 11 151 251 331 461 612 d D0 30 40 50 550 620 71 注 1 无杆腔进油时活塞运动速度 2 有杆腔进油时活塞运动速度 2 确定液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 鉴于动力滑台要完成的动作循环是快进 工进 快退 且要求快进和 快退的速度相等 这里的液压缸需选用单杠式的 并在快进时作差动连接 这 种情况下的液压缸无杆腔工作面积 A1 取为有杆腔工作面积 A2 的两倍 即活塞 杆直径 d 与液压缸缸筒直径 D 的关系是 d 0 707D 在钻孔加工时 液压缸回油路上必须有背压 p2 取 p2 0 8Mpa 以防止被 钻孔时动力滑台突然前冲 由工进时的推力 列出活塞的力平衡方程式 计算液压缸面积 F m A1p1 A2p2 A1p1 A1 2 p2 1 2 1 2 m F A P P D 1 4A 式中 p1 液压缸的工作压力 初算时可取系统工作压力 取 1 4PMPa p2 液压缸回油腔背压力 初算时无法准确计算 可先根据机械设 计手册进行估计 F 工作循环中的最大外负载 由题可知 F 16333N Fc 液压缸密封处的摩擦力 它的精确值不易求出 常用液压缸的 机械效率进行估算 由此可知 代入数据得 m mC FFF F F F M c 1814 8N c F m 液压缸的机械效率 一般 0 85 0 97 本题取 0 9 m m 2 2 1m 1 7259 2 3 4 9 0 16333 2 mm P P F A D 所以取 96mmmm A 16 96 14 3 725944 1 所以取 68mmmmDd87 67707 0 由计算所得的液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 值应按 GB2348 1993 圆整到相近 的标准直径 以便于采用标准的密封件 表 7 液压缸内径尺寸系列 GB2348 1993 8101216202532 40506380 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 320400500630 表 8 活塞杆直径系列 GB2348 1993 45681012141618 202225283236404550 5663708090100110125140 160180200220250280320360400 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 7234 56mm2 4 2 1 D A 3604 72 4 22 2 dD A 2 mm 根据计算出的液压缸的尺寸 可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力 流量和功率 表 9 液压缸在各阶段的压力 流量和功率值 工况 推力 F0 N 回油 腔压 力 p2 MP a 进油 腔压 力 p1 MP a 输入流 量 q 10 3 m3 s 输入功 率 P KW 计算公式 启 动 444400 5093 加 速 3950p1 p p 0 5 0 7475 快 进 恒 速 222p1 p0 73470 1476250 1082 10212 PFAPAA 121 qAA v 1 Pp q 工进 1633 3 0 63 1666 0 0054 0 0395 0 0047 0 028 3 10221 PFp AA 1 2 qAv 1 Pp q 启 动 444400 5305 加 速 39500 51 2996 快 退 恒 速 2220 51 28610 1413750 1818 10222 PFp AA 2 3 qA v 1 Pp q 注 1 p 为液压缸差动连接时 回油口到进油口之间的压力损失 取 p 0 5MPa 2 快退时 液压缸有杆腔进油 压力为 p1 无杆腔回油 压力为 p2 3 绘制液压执行元件的工况图 液压执行元件的工况图指的是压力图 流量图和功率图 1 工况图的绘制 按照上面所确定的液压执行元件的工作面积和工作循环中各阶段的负载 即可绘制出压力图 根据执行元件的工作面积以及工作循环中各阶段所要求的 运动速度 即可绘制流量图 根据所绘制的压力图和流量图 即可计算出各阶 段所需的功率 绘制功率图 2 工况图的作用 从工况图上可以直观的 方便的找出最大工作压力 最大流量和最大功率 根据这些参数即可选择液压泵及其驱动电动机 同时是系统中所有液压元件的 选择的依据 对拟定液压基本回路也具有指导意义 四 拟定液压系统原理图 液压系统原理图是整个液压系统设计中最重要的一环 它的好坏从根本上 影响整个液压系统 拟定液压系统原理图一般应考虑以下几个问题 1 采用何种结构的执行元件 2 确定供油方式 3 调速方式的选择 4 快速回路和速度换接方式的选择 5 如何完成执行机构的自动循环和顺序动作 6 系统的调压 卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求 7 压力测量点的合理选择 根据上述要求选择基本回路 然后将各基本回路归并 整理 在增加一些 必要的元件或辅助油路 使之成为完整的液压系统 进行这项工作时还必须注 意一下几点 1 尽可能省去不必要的元件 以简化系统结构 2 最终综合出来的液压系统应保证其工作循环中的每个动作都安全可 靠 互相无干扰 3 尽可能采用标准件 减少自行设计的专用件 4 尽可能使系统经济合理 便于维修检测 初步拟定液压系统原理图后 应检查其动作循环 并制定系统工作循环表 电磁铁动作顺序表 1 确定液压泵类型及调速方式 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 2 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 A1 等于有杆腔面积 A2 的两倍 3 快速运动回路和速度换接回路 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 4 换向回路的选择 本系统对换向平稳性有严格的要求 所以选用电液换向阀的换向回路 为 便于实现差动连接 选用了三位五通换向阀 为提高换向的位置精度 采用死 挡铁和压力继电器的行程终点返程控制 5 保压回路的选择 本系统对夹紧液压缸的保压性能有严格的要求 故采用液控单向阀和电接 触式压力表的自动补油保压回路 这种回路保压时间长 压力稳定性高 6 组成液压系统原理图 将上述所选定的液压回路进行组合 并根据要求的修改补充 即组成如图 1 2 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 液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 1 2 表 10 电磁铁动作顺序表 1Y2Y3Y 快 工 保 快 停 五 液压元件的计算和选择 所谓液压元件的计算 是要计算该元件在工作中承受的压力和通过的流量 以便来选择液压泵的规格 1 确定液压泵的型号和电机功率 先根据设计要求和系统工况确定液压泵类型 然后根据液压泵的最高供油 量来选择液压泵的规格 1 确定液压泵的最高工作压力 pp 液压泵的最高工作压力就是在系统正常工作时所能提供的最高压力 对于 定量泵系统来说 这个压力是由溢流阀调定的 对于变量泵系统来说 这个工 作压力是与泵的特性曲线上的流量相对应的 液压泵的最高工作压力是选择液 压泵型号的重要依据 考虑到正常工作时 进油管路有一定的压力损失 所以泵的工作压力为 pp p1 p1 1 10 式中 pp 液压泵最大工作压力 p1 执行元件最大工作压力 p1 进油管路中的压力损失 初算时一般有节流调速和管路 简单的系统一取 0 2 0 5MPa 有调速阀和管路较复杂的系统取 0 5 1 5 MPa 由题可知 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油 由表 9 可知 液压 缸在工进时工作压力最大 最大工作压力为 p1 4MPa 如在调速阀进口节流调 速回路中 选取进油路上的总压力损失 p 0 6MPa 考虑到压力继电器的可靠动 作要求压差 Dpe 0 5MPa 则小流量泵的最高工作压力估算为 1 40 60 5 5 1 p PMPaMPa 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油 由表 9 可见 快退时液压缸的 工作压力为 1 3MPa 比快进时大 考虑到快退时进油不通过调速阀 故其 1 p 进油路压力损失比前者小 现取进油路上的总压力损失 p 0 3MPa 则大流量泵 的最高工作压力估算 2 1 30 3 1 6 p PMPaMPa 2 确定液压泵的最大流量 液压泵的最大流量 qp按执行元件工况图上的最大工作流量及系统中的泄漏 量来确定 即 qp KL qmax 1 11 式中 qp 液压泵的最大流量 L min qmax 同时动作的执行元件所需流量之和的最大值 如果这是溢 流阀正在进行工作 尚需加溢流阀的最小溢流量 2 3L min KL 系统泄漏系数 一般取 1 1 1 3 计算液压泵的流量 由表 9 可知 油源向液压缸输入的最大流量为 0 147625 s 8 86 3 10 3 m 考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L min 工进时的流量为 0 84 10 5 minL m3 s 0 5L min 则小流量泵的流量最少应为 3 5L min 根据上面的计算的压力和流量 查产品样本 选用跟工作缸相同的泵为 YB 4 10 型的双联叶片泵 该额定压力为 6 3MPa 额定转速为 960r min 系统为双泵供油系统 其中小泵 1 的流量 qp 4 60 s 0 0667 s 4 3 10 3 m 3 10 3 m minL 大泵流量 10 60 s 0 1667 s 10 2 q 3 10 3 m 3 10 3 m minL 差动快进 快退时两泵同时向系统供油 工进时 小泵向系统供油 大泵卸 载 3 确定液压泵的驱动功率 当系统中使用定量泵时 其驱动功率可按下式计算 P pnqn p 1 13 式中 P 电机功率 W pn 泵的额定压力 Mpa qn 泵的额定流量 L min 由上数据可知 0 9 4 10 960 min12 09min 1000 p qLL 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 1 6Mpa 流量为 12 09 L min 取泵的总效率 0 75 p 则液压泵驱动电机所需的功率为 1 6 12 09 0 43 60 0 75 pp p p q Pkwkw 根据此数据按 JB T10391 2002 查阅电动机产品样本选取 Y90S 6 型电动机 其额定功率 0 75kw 额定转速 910r min n n 2 阀类元件的选择 阀类元件的选择是根据阀的最大工作压力和流经阀的最大流量来选择阀的 规格 即所选用的阀类元件的额定压力和额定流量要大于系统的最高工作压力 及实际通过阀的最大流量 在条件不允许时 可适当增大通过阀的流量 但不 得超过阀的额定流量的 20 否则会引起压力损失过大 具体地讲选择压力阀 时应考虑调压范围 选择流量阀时应注意其最小稳定流量 选择换向阀时除应 考虑压力 流量外 还应考虑其中位机能及操作方式 液压阀的型号规格见液压手册 表 11 液压元件明细表 序号元件名称最大通过流量 L min 型号 1过滤器32XU B32x100 2双联叶片泵16YB 4 10 3压力表开关K 68 4溢流阀4Y 10B 5单向阀10I 25B 6液控顺序阀12XY 25B 7单向阀16I 25B 8节流阀50MK10G 2 9背压阀0 16B 10B 10液控顺序阀0 16XY 25B 11单向阀16I 25B 12三位五通电液换向阀3235D1 63BY 13液控单向阀40CPT 03 50 14单向阀32I 25B 15调速阀0 32Q 10B 16二位二通电磁阀3222D1 63BH 17压力继电器DP1 63B 3 确定管路尺寸 液压缸进 出油管的管径应按输入 输出的最大流量计算 由于液压泵具 体选定之后 液压缸在各个阶段的进 出流量以与原定数值不同 所以要重新 计算 管路内径的选择是以降低流动造成的压力损失为前提的 液压管路中流 体的流动多为层流 压力损失正比于油液在管路中的平均流速 因此根据流速 确定管径是常用的简便方法 管路内径 d 按下式计算 d mm 1 14 4 4 6 qq vv 式中 q 通过油管的流速 v 油管中允许的流速 一般对吸油管取 0 5 1 5m s 压油管取 2 5 5m s 压力高时取大值 压力低时取小值 回油管取 1 5 2m s 由上式计算出的管径应按 JB827 66 将其圆整到标准管径 参见液压手册 油管管壁一般不需计算 根据选用的管材和管内径查液压传动手册确定 各元件间连接管路的规格按元件接口尺寸确定 当输入流量 1 minL A 快进时 min 24 72 360456 7234 09 1256 7234 21 1 1 L AA qA q p 工进时 0 5 1 q 1 minL A 快退时 1 1 12 09min p qqL A 当排除流量 1 minL A 快进时 min 96 11 35 72 2405 36 1 12 1 L A qA q 工进时 min 249 0 35 72 5 005 36 1 12 2 L A qA q 快退时 min 26 24 05 36 09 1235 72 2 11 2 L A qA q 其运动速度 1 minm A 快进时 min 33 0 05 3635 72 09 12 21 1 m AA qp 工进时 min 16 0 35 72 96 11 1 1 2 m A q 快退时 min 66 6 05 36 1024 2 1 3 m A q 当油液在压力管中的流速取 3m min 时 按照上面两式算得与液压缸无感 强和有杆腔相连的 油管内径分别为 63 2 2 23 7 10 3 1060 12 95dqvmmmm 63 2 2 12 09 10 3 1060 9 25dqvmmmm 这两根油管都按 GB T2351 2005 选用外径12mm 内径10mm 的无缝钢 管 4 液压油箱容积的确定 油箱的有效容积 油面高度为油箱高度的 80 的容积 应根据液压系统发 热 散热平衡的原则来计算 但这只是在系统负载较大 长期连续工作时采用 必要进行 一般只需按液压泵的额定流量 qn 估算即可 低压系统中 p 2 5MPa V 2 4 qn 中压系统中 p 6 3MPa V 5 7 qn 1 15 高压系统中 p 6 3MPa V 6 12 qn 液压油箱的有效容积确定后 需设计液压油箱的外形尺寸 一般尺寸比 长 宽 高 为 1 1 1 1 2 3 为提高冷却效率 在安装位置不受限制 时 可将油箱的容量予以增大 此液压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的 5 7 倍 本设计取 7 倍 故油 箱容积为 V 7 12 09 L 84 63L85L 六 液压系统的性能验算 1 验证系统压力损失并确定压力阀的调整值 在前面确定液压泵的最高工作压力时 关于压力损失是进行估算的 现在 系统的元件 管道直径 管接头等都确定下来了 所以需要验算一下管路系统 的压力损失 看其是否在假设范围内 借此可以较准确地确定液压泵的工作压 力 并可确定各种压力阀的调定压力值 保证系统的工作性能 液压泵应用一定的压力储备量 如果计算出的系统调整压力大于液压泵的 额定压力的 75 则应该重新选择元件规格和管道尺寸 以减小压力损失 或 者另选额定压力较高的液压泵 由于系统的管路布置尚未具体确定 整个系统的压力损失无法全面估算 故只能先按式估算阀类元件的压力损失 待设计好管路布局图后 加上管路的 沿程损失和局部损失即可 但对于中小型液压系统 管路的压力损失甚微 可 以不予考虑 压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行 1 快进 滑台快进时 液压缸差动连接 由上数据可知 进油路上油液通过单向阀 10 的流量是 16 通向电液换向阀 2 的流量是 32 然后与液压缸有 minLminL 杆腔的回油汇合 以流量 23 7通过行程阀 3 并进入无杆腔 因此进油路 minL 上的总压降为 222 163223 7 0 2 0 5 0 3 638063 v pMPa Mpa 0 0130 080 0420 135 此值不大 不会致使压力阀开启 故能保证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 11 53 然后与液压泵的供油合并 经行程阀 3 流入无杆腔 由 minL 此可算出快进时有杆腔压力与无腔杆压力之差 2 p 1 p 21 11 5311 5323 7 0 50 20 3 806363 pppMpa 0 0120 0060 0420 06Mpa 此值小于原估计值 0 5Mpa 所以是偏安全的 2 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 5L min 在调速阀 4 处的压力损失为 0 5MPa 油液在回油上通过换向阀 2 的流量是 0 24L min 在 背向阀 8 处的压力损失为 0 5MPa 通过顺序阀 7 的流量为 0 24 16 L min 16 24 L min 因此这是液压缸回油腔的压力为 p2 为 22 2 0 2416 24 0 5 0 50 3 0 52 8063 pMPaMPa 可见此值小于原估计值 0 8MPa 故可按表 11 6 中公式重新计算工进时液压缸 进油腔压力 p1 即 求得 p1 与 4MPa 相近 22 1 1 Fp A p A 考虑到压力继电器可靠动作需要压差 0 5MPa 故溢流阀 9 的调压 e p 应为 PLA p 4 84 Mpa 11PLAe pppp 3 快退 快退时候 油液在进油路上通过单向阀 10 的流量为 16 L min 通过换向 阀 2 的流量为 12 09 L 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 24 84L min 因此进油路航总压降为 1 22 1612 09 0 2 0 5 0 024 6380 v pMPaMPa 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 2 222 24 8424 8424 84 0 2 0 5 0 2 0 108 638063 v pMPaMPa 此值与表 11 6 中的估计值相近 故不必重算 所以 快退时液压泵的最大 工作压力 Pp 应为 1 2996 0 108 1 4076MPa 1 1pv ppp 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7 的调压应大于 1 4076MPa 2 油液温升验算 工进在整个工作循环中所占的时间比例达 95 见前 所以系统发热和油 液温升可用工进时的情况来计算 工进时液压缸的有效功率 即系统输出功率 为 0 3 11055 56 0 16 0 0295 1060 PFvkwkw 这是大流量泵通过顺序阀 7 卸荷 小流量泵在高压下供油 所以两个泵的 总输入功率 即系统输入功率 为 1122pppp i p p qp q P 62363 3 16164 0 3 10 104 84 1010 636060 0 75 10 kw 0 4392kw 由此得液压系统的发热量为 0 0 43920 02950 4097 ii