钻镗专用机床液压系统设计

1摘 要主要阐述了钻镗液压系统，液压技术是机械设备中发展最快的技术之一。随着科技步伐的加快，液压技术在各个领域中得到广泛应用。液压技术已成为主机设备中最关键的部分之一。在设计液压系统时，根据钻镗组合机床液压系统的工作环境和要求，选用合适的液压泵，并确定与液压泵匹配的电动机；根据设计要求和油液流量确定油箱尺寸；根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸，同时通过液压系统的流量和压力选择各个液压辅助元件及控制元件，按照结构紧凑的设计原则合理的安排各个元件的安装位置。最后进行液压系统验算,从而完成对组合机床液压系统的设计过程。关键词：钻镗机床；液压；系统设计；液压泵换向阀2AbstractThe mainly expounds drilling and boring machine hydraulic pressure system, hydraulic technology is mechanical equipment the fastest developing technical one. Along with the science and technology, speed up the pace of hydraulic technology in each field of widely used. Hydraulic technology has become the most key host devices one of the part. Based on the design of the hydraulic system, in accordance with Hydraulic system of modular machine tool for drilling and boring system working environment and requirements of the appropriate choice of the hydraulic pump, and to identify and match the hydraulic pump motors, according to design requirements and oil flow determined the fuel tank size; selected in accordance with the hydraulic valve connecting the mouth size of the oil pipeline set size, through the hydraulic system and the flow of hydraulic pressure on the choice of various auxiliary components and control devices, in accordance with the compact design of the principle of reasonable, arrangements for the various components of the installation location. Finally, checking the hydraulic system, thus completing the composition of the hydraulic system of machine design process.Keywords：Drilling and boring machine; hydraulic pressure; system design; cylinder valve3摘 要 1Abstract 2前 言 11.液压传动概述 11.1 液压传动的发展概况 11.2 液压传动的特点 21.3 液压传动在机械行业中的应用 22.液压传动的工作原理和组成 32.1 液压传动的工作原理 32.2 液压系统的基本组成 33.设计要求与工况分析 43.1 设计要求 43.2 进行工况分析 44.拟订液压系统原理图 54.1 确定供油方式 54.2 调速回路的选择 64.3 快速回路的选择 64.4 速度换接回路的选择 64.5 换向回路的选择 64.6 定位夹紧回路的选择 64.7 动作转换的控制方式选择 65.确定执行元件主要参数 745.1 工作压力的确定 75.2 确定液压缸的内径 D 和活塞杆直径 d 75.3 计算在各工作各运动阶段液压缸所需的流量 85.4 液压缸壁厚和外径的计算 85.5 液压缸工作行程的确定 95.6 缸盖厚度的确定 95.7 最小导向长度的确定 96.确定液压泵的规格和电动机功率及型号 96.1 计算液压泵的压力 96.2 计算液压泵的流量 106.3 选用液压泵规格和型号 106.4 确定电动机功率及型号 106.5 液压阀的选择 106.6 液压元件及辅助元件的选择 116.7 油箱容量的确定 117.验算液压系统性能 127.1 压力损失的验算 127.1.1 工作进给时进油路压力损失。 127.1.2 工作进给时回油路的压力损失。 127.1.3 变量泵出口处的压力 137.1.4 快进时的压力损失。 137.2 系统温升的验算 14结论 15参考文献 17致谢 18聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）1钻镗专用机床液压系统前 言钻镗专用机床液压系统是基于液压传动基础之上的特别研究的一种系统，它能够解决镗钻床上比较特别的问题，涉及到液压传动，液压控制系统，液压元件及其他们的设计组合问题。液压系统应能满足工作部件对力、速度和方向的要求。在一个工作循环的每个工步对力、速度和方向这三个参数不仅有量的要求而且有质的要求。要使每个液压系统实现所需要的循环，保证所有的工作性能，方法是多种多样的。所以，要根据具体情况确定液压系统的设计方案。1.液压传动概述1.1 液压传动的发展概况液压传动是据十七世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。当今，液体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。液压传动相对于机械传动是一门新兴学科，但对于计算机等新技术，它又是一门比较老的技术。如果从 17 世纪帕斯卡提出静压传递原理、18 世纪英国制成世界上第一台水压机算起，液压传动已有二百多年历史。只是由于在早期没有成熟的液压传动技术和液压元件，而使它没有得到普遍应用。随着科技的不断发展，各行各业对传动技术有了不断的需求。特别是在第二次世界大战期间，由于军事上迫切需要反应快、重量轻、功率大的各种武器装备，而液压传动技术适应了这一要求，促使液压技术获得了发展，在战后的 50 年中，液压传动技术迅速地转向其他各个部门，并得到了广泛应用。二十世纪五十年代我国的液压工业才开始，液压元件初用于锻压和机床设备上。六十年代有了进一步发展，渗透到了各个工业部门，在工业机械、冶金、机场、汽车等工业中得到广泛应用。当前，我国的液压件也已从低压到高压形成系列。在科技大爆发的今天，计算机技术、网络技术、通信技术等现代信息技术对聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）2人类的生产生活产生了前所未有的影响。液压技术在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪音、长寿命、高度集成化、小型化等发面取得了很大进展。同时，由于与微电子技术密切配合，能在尽可能小的空间内传递尽可能大的功率并加以准确的控制，从而使得他们在各行各业中发挥出了巨大作用。1.2 液压传动的特点（1）液压传动的优点单位功率密度大，即能以较轻的设备重量获得很大的输出力和转矩。可实现较大范围的无级调速，对速度的调节还可以在工作中进行。工作平稳、换向冲击小、能实现快速启动、制动和频繁换向。易于操纵并实现过载保护，工作安全可靠，能实现自润滑，使用寿命长。易于实现自动化和机电一体化。液压元件易于实现标准化、系列化和通用化，便于设计、制造和使用。（2）液压系统的缺点液压系统中存在着泄露、油液的可压缩性使这种传动无法保证严格的传动比。液压油对温度变化敏感，它的性能会随温度的变化而变化。因此，不宜用于温度变化范围大的场合。工作过程中有较多的能量损失，传动的效率不高，不宜用于远距离传送。液压元件的制造精度要求较高，制造成本高，系统出现故障不易诊断。1.3 液压传动在机械行业中的应用机床工业磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等工程机械挖掘机、装载机、推土机等汽车工业自卸式汽车、平板车、高空作业车等农业机械联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等轻工机械打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等冶金机械电炉控制系统、轧钢机控制系统等起重运输机械起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等矿山机械开采机、提升机、液压支架等建筑机械打桩机、平地机等聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）3船舶港口机械起货机、锚机、舵机等铸造机械砂型压实机、加料机、压铸机等2.液压传动的工作原理和组成液压传动主要是利用液体的压力能来传递能量。液压系统是利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，经各种控制阀、管路和液压执行元件将液体的压力能转换为机械能，来驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。油箱、液压泵、溢流阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成了驱动机床工作台的液压系统。2.1 液压传动的工作原理油液在液压泵的作用下经滤油器从从油箱中被吸出，然后油液由泵的进油口输入油路。再经开停节流阀和换向阀进入油压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经过换向阀和回油管排回油箱。节流阀用来调节工作台的移动速度，调大节流阀，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度就增大；调小节流阀，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度就减小。故速度是由油量决定的。液压系统的原理图见图 2-1 。2.2 液压系统的基本组成（1）动力装置 对于液压系统来说是液压泵，其作用是为液压传动系统提供压力油。（2）控制及调节装置 它包括各种阀类元件，其作用是用来控制工作介质的流动方向、压力和流量，以保证执行元件和工作机构按要求工作。（3）执行元件 液压缸，提供直线运动，输出力和位移；液压马达，提供回转运动，输出转矩。（4）辅助装置 如油箱、过滤器、冷却器、管件和各种信号转换器等等，它们是一些对完成主要工作气辅助作用的元件，对保证系统正常工作有着重要的作用。（5）工作介质 液压油液，是能量传递的介质。聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）43.设计要求与工况分析3.1 设计要求某厂设计一台钻镗专用机床，要求该机床液压系统完成的工作循环是：工件定位、夹紧动力头快进工进终点停留动力头快退工件松开、拔销。该机床运动部件的重量为 30000N，快进、快退速度为 6m/min，工进的速度为 20- 120mm/min 可无极调速，工作台的最大行程为 400mm，其中工进的总行程为150mm，工进时的最大轴向切削力为 20000N，工作台的导轨采用平导轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸的行程都为 25mm，夹紧力在 12000-8000N 之间可调，夹紧时间不大于 1 秒钟。其主要性能参数参见表 3.1表 3.1 液压系统主要性能参数行程(mm) 速度(m/min)液压缸负载力(N)运动部件重量(N)快进工进快进工进快退启动时间(s)启动时间(s)静摩擦系数 fs动摩擦系数 ft工进缸20000 30000 250 150 6 0.020.126 0.3 0.8 0.2 0.12夹紧缸80001200040 25定位缸200 20 253.2 进行工况分析液压缸负载主要包括：切削阻力，惯性阻力，重力，密封阻力和背压阀阻力等 （1）切削阻力 F 切 F 切 =20000N（2）摩擦阻力 F 静 ，F 动F 静 =F 法 f 静 =300000.2=6000N (3.1) 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）5F 动 =F 法 f 动 =300000.12=3600N 式中:F 法 运动部件作用在导轨上的法向力f 静 静摩擦系数f 动 动摩擦系数（3）惯性阻力F 惯 =Gv/（gt）=300006/（9.80.360）=1020.41N (3.2)式中:g重力加速度G运动部件重力v在 t 时间内变化值t启动加速度或减速制动时间（4）重力 F：因运动部件是水平位置，故重力在水平方向的分力为零。（5）密封阻力 F 密 ：一般按经验取 F 密 =0.1F 总 (3.3)（6）背压阻力这是液压缸回油路上的阻力，初算时，其数值待系统确定以后才可以定下来。根据以上分析，可以计算出液压缸各动作中的负载如表 3.1 表 3.1 液压缸各动作的负载工作循环 计算公式 外负载 F(N)启动 F 启 =F 静 F 密 F 启 =6000/0.9=6666.67加速 F 加 =F 动 F 惯 F 密 F=(3600+1020.41)/0.9=5133.79快进 F 快 =F 动 F 密 F 快 =3600/0.9=4000工进 F 工 =F 切 F 动 F 密 F 工 =(20000+3600)/0.9=26222.22快退 F 快 =F 动 F 密 F 快 =3600/0.9=40004.拟订液压系统原理图4.1 确定供油方式聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）6考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减小发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。4.2 调速回路的选择根据液压系统要求是进给速度平稳，孔钻透时不前冲，可选用调速阀的进口节流调速回路，出口加背压阀。4.3 快速回路的选择根据设计要求 v 快进 =6m/min,v 快退 =6m/min,而尽量采用较小规格的液压泵，可以选择差动连接回路。4.4 速度换接回路的选择本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。4.5 换向回路的选择由速度图可知，快进时流量不大，运动部件的重量也较小，在换向方面又无特殊要求，所以可选择电磁阀控制的换向回路。为方便连接，选择三位四通电磁换向阀。4.6 定位夹紧回路的选择按先定位后夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。通常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作，并由同一液压泵供油，所以在夹紧回路中应设减压阀减压，同时还需满足：夹紧时间可调，在进给回路压力下降时能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。换向阀可连接成断电夹紧方式，也可以采用带定位的电磁换向阀，以免工作时突然断电而松开。4.7 动作转换的控制方式选择为了确保夹紧后才进行切削，夹紧与进给的顺序动作应采用压力继电器控制。当工作进给结束转为快退时， ，由于加工零件是通孔，位置精度不高，转换控制方式可采用行程开关控制。动作顺序如表 4.1，液压系统原理图如图 4.1。表 4.1 动作顺序动作 1YA 2YA 3YA 4YA定位夹紧 快进 + + 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）7工进 + 快退 + 松开拔销 +图 4.1 液压系统原理图5.确定执行元件主要参数5.1 工作压力的确定工作压力可根据负载大小及设备类型来初步确定，现参阅液压系统设计简明手册表，液压缸工作压力 4MPa。5.2 确定液压缸的内径 D 和活塞杆直径 d由负载图知最大负载 F 为 26222.22N，按表 22 可取 P2 为 0.5MPa，油缸的机械效率 为 0.95，考虑到快进、快退速度相等，取 d/D 为 0.7。可得D=（4F 工 /P 工 ） 1/2 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）8(5.1)=426222.22/3.14401050.951-5/41-(0.7)21/2=0.117m根据表 24，将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=125mm；活塞杆直径 d，按 d/D=0.7 及表 25 活塞杆直径活塞杆直径系列取 d=90mm。考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作的压力，现取夹紧缸的工作压力为 2.5Mpa，回油背压力为零， 为 0.95，则由公式 5-1 可得D=（412000/3.142510 50.95） 1/2=0.08m按液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的 D 和 d 分别为 80mm 和 56mm。按最低工作速度验算液压缸的最小稳定速度。若验算后不能获得最小的稳定速度是，还需要响应加大液压缸的直径，直至满足稳定速度为止。Aq/v=0.05103/2=25cm2 （5.2）式中 q 是由产品样本查得 GE 系列调速阀 AQF3-E10BD 的最小稳定流量为0.05L/min。本题中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即A= /4（D 2-d2）=/4（12.5 2-92）cm 2=59.1cm2 （5.3）可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。5.3 计算在各工作各运动阶段液压缸所需的流量q 快进 =d 2v 快进 /4=（910 -2） 26/4=38.210-3m3/ min 38.2L/min （5.4）q 工进 =D 2v 工进 /4=0.125 20.12/4=1.4710-3m3/ min 1.47L/min q 快退 =（D 2-d2）v 快进 /4 （5.5）=（0.125 2-0.092）6/4=35.510-3m3/min=35.5L/minq 夹 =D 2v 夹 /4=0.125 22510-360/4聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）9=18.410-3m3/ min=18.4L/min5.4 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。由公式: PyD/ （5.6）得： 4.5 1.25 125/(2 60)=5.86mm，为了保证有足够的强度将其选一个较大值为 6mm故即可求出缸体的外径 D D+2 =110+2 5=137mm （5.7）5.5 液压缸工作行程的确定根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表 2-6 中的系列尺寸可选得进给液压缸工作行程 H=400mm 。5.6 缸盖厚度的确定选取无孔的平底缸盖，其有效厚度 t 按强度要求用下面公式进行近似计算t 0.433D 2yp（5.8）得 t 0.433 110 =0.0166m 故取 t=125mm6025.145.7 最小导向长度的确定对一般的液压缸，最小导向长度 H 应满足以下要求H 20DL（5.9）故可得夹紧缸最小导向长度 H mm 。82.51204活塞的宽度 B 一般由公式 B=（0.61.0）D （5.10）得进给缸活塞宽度 B=0.6 125=75mm；当液压缸内径 D80mm 时，活塞杆滑动支承面的长度=（0.61.0）d 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）10（5.11）故 =0.7 90=63mm。6.确定液压泵的规格和电动机功率及型号6.1 计算液压泵的压力液压泵的工作压力应当考虑液压缸最高有效工作压力和管路系统的压力损失。所以泵的工作压力为：P 泵 =P1+P （6.1）式中：P 泵 -液压泵最大工作压力P1-液压缸最大有效工作压力P -管路系统的压力损失，复杂系统取 0.51.5 MPa，取P=1MPa。P 泵 =P1+P=F1/ A1+1MPa=26222.22/(0.125 2/4)+1MPa=2.1MPa上述计算所得的 P 泵是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定的压力储蓄量，提高泵的寿命，所以选泵的额定压力应满足 P 额 =1.251.6P 泵 。本系统为中低压系统应取小值，故取 P 额 =1.25，P 泵 =2.63MPa。6.2 计算液压泵的流量液压泵的最大流量 q 泵 应为q 泵 K(q)max （6.2）式中：(q)max-同时动作各液压缸所需流量之和的最大值K-系统的泄露系数，一般取 K=1.11.3，现取 K=1.2聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）11q 泵 =K(q)max=1.238.2=7.6310 -4m3/s6.3 选用液压泵规格和型号根据 P 额 、P 泵 值查阅有关手册，选用 YBX-25 限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量 q = 25ml/r,泵的额定压力 P =6.3MPa，电动机的转速 n = o n H1450r/min,容积效率为 =0.88，总效率 =0.7。v6.4 确定电动机功率及型号由工况图可知，液压缸最大输入功率在快退阶段，可按此阶段估算电动机功率，由于工况图中压力值不包括由泵到液压缸这段管路的压力损失，在快退时这段管路的压力损失若取P=0.2MPa,液压泵总效率 =0.75，则电机功率 P 电 为：P 电 = P 泵 q 泵 /=2.6310 67.6310-4/0.75=2.7KW （6.3）查阅电动机样本，选用 Y132S-40 电动机，其额定功率为 3.0KW，额定转速为 960r/min。6.5 液压阀的选择本液压系统夹紧部分选用叠加阀。选定的液压元件如表 6.1 所示。表 6.1 液压元件明细序 号 元 件 名 称 方 案 通过流量（L/min）1 滤油器 XUJ63 80632 液压泵 YBX-25 28.83 三位四通换向阀 34EF30-E10B 604 二位二通换向阀 23EF3B-E10B 305 压力表开关 KF3-EA10B6 压力继电器 DP1-63B 9.47 顺序阀 XF3-C10B 638 调速阀 QF3-E6bB 109 二位四通换向阀 24EF30-E10B 2410 单向阀 AF3-EA10B 4011 减压阀 JF3-E10B 246.6 液压元件及辅助元件的选择聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）12（1）液压元件的选择根据所拟订的液压原理图，进行计算和分析通过各液压元件的最大流量和最高工作压力选择液压元件规格。（2）油管的计算和选择油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可以按管路允许流速进行计算，流量 q=45.8l/min，压油管的允许流速取 v=4m/s则压油管内径 d 为：d=(4q/v) 1/2 （6.4）=(47.6310-4/3.144) 1/2 =1.6cm可选内径为 d=15mm 的油管。流量 q=38.2 l/min，吸油管的允许流速取 v=1.5m/s则吸油管内径 d 为：d=(4q/v) 1/2=(46.3710-4/3.141.5) 1/2 =2.3cm可选内径为 d=24mm 的油管。6.7 油箱容量的确定该方案为中压系统，液压油箱的有效容量按泵的流量 57 倍来确定，油箱的容量 V 为:V=(57)q 泵 =(57)45.78=(229320)L按油箱公称容量系列 JB/T79381995，且考虑散热因素，取靠近的标准值V=400L。7.验算液压系统性能已知该液压系统中进、回油管的内劲均为 15mm，现设各段管道的长度分别为：AB=1.7m,AC=0.3m,AD=1.7m,DE=2m。选用 L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为 15 C 时该液压油的运动粘度 =150cst=1.5cm /s，油的密度 2=920kg/m 。3聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）137.1 压力损失的验算7.1.1 工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为 0.12m/min，进给时的最大流量为1.47L/min，则液压油在管内流速 v1为= = cm/min=13.87cm/s 124dq235.107（7.1）管道流动雷诺系数 Re 为1Re = = =13.87 1d5.387（7.2）Re12300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数1= = =5.41 1Re753.8（7.3）进油管道 BC 的沿程压力损失 p 为1PaPadlp 622211 105.095.37.4 （7.4）查得换向阀 34EF30-E10B 的压力损失 p =0.05 10 Pa216忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，刚进油路总压力损失为 P = 1P1Paap 66621 10.105.0. （7.5）7.1.2 工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 scm/93.6216.935.1Red聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）1416.9375Re2回油管道的沿程压力损失 为：12pPaPadlp 62212 103.906.05. （7.6）查产品样本知换向阀 23EF3B-E10B 的压力损失 =0.025 10 Pa，换向阀2p622D-H10B 的压力损失 ，调速阀 QF3-E6aB 的压力损失PaP632105.=0.5 。42Pa610回油路总压力损失为 为2= + + +2 21p23P4（7.7）=（0.003+0.025+0.025+1.0） Pa610=0.08 a6107.1.3 变量泵出口处的压力 = pP112/PAFcm（7.8）= Pa 664 10.0.123108.695/62.=2.34106 pa7.1.4 快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之间的管路 AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍既为 46L/min，AC 段管路的沿程压力损失 为1pscmsdq/721/605.14372321 Re = = = 7211.聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）15=75/721=0.11 Re75 Paadlp 5222 10.67.19015.0同样可求得管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失 和 为2p3scmscdq/360/5.1438232 Re = = = 3602.60=2 Re7513=1p PaPa622 105.6.390.0=31 6224.15.7查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B 的压力损失 ，23EF3B-E10B 的压力损失 PaP61205.。aP62105.据分析在差动连接中，泵的出口压力 为Pp=2 + + + + + Pp12p31122cmAF（7.9）= 6400.750.4.5013.2.95Pa 61.4Pa快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。 7.2 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）16当 =2cm/min 时q = D = 0.125422 min/0.25in/102.45min/0. 33 L此时泵的效率为 0.4，泵的出口压力为 4MPa,则有P KW42.065输 入P KW870.106.F32输 出此时的功率损失为.87-.4输 出输 入（7.10）当 = 12cm/min 时，q=1.47Lmin,总效率 ，则 .0P KW14.0KW7.6014输 入P KW520.62F3输 出850.14输 出输 入可见在工进速度高时，功率损失为 0.055KW，发热量最大。假设系统的散热状况一般，取 K=10 ，油箱的散热面积 ACcmK23/为A= 22332.14065.0. mV（7.11）系统的温升为 30.52.591pt CK