臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)設計

1、目 錄目 錄- 0 -引 言- 3 -第一章 明確液壓系統(tǒng)的設計要求- 4 -第二章 負載與運動分析- 4 -第三章 負載圖和速度圖的繪制- 5 -第四章 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)- 6 -4.1確定液壓缸工作壓力- 6 -4.2計算液壓缸主要結構參數(shù)- 6 -第五章 液壓系統(tǒng)方案設計- 9 -5.1選用執(zhí)行元件- 9 -5.2速度控制回路的選擇- 9 -5.3選擇快速運動和換向回路- 10 -5.4速度換接回路的選擇- 10 -5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖- 11 -5.5系統(tǒng)圖的原理- 12 -第六章 液壓元件的選擇- 13 -6.1確定液壓泵- 13 -6.2確定其它元件及輔件- 14 -6.3

2、主要零件強度校核- 15 -第七章 液壓系統(tǒng)性能驗算- 17 -7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值- 17 -7.2油液溫升驗算- 18 -設計小結- 20 -參考文獻- 21 -引 言液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個部門得到越來越廣泛的應用，而且越先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部門就越多。液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的，液壓傳動有以下優(yōu)點：易于獲得較大的力或力矩，功率重量比大，易于實現(xiàn)往復運動，易于實現(xiàn)較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現(xiàn)快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現(xiàn)標準化、系列化。液壓傳動的基本目的就是用液壓介質來傳遞能量，而

3、液壓介質的能量是由其所具有的壓力及力流量來表現(xiàn)的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質的壓力和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方面：控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 第一章 明確液壓系統(tǒng)的設計要求第二章 負載與運動分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設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

4、阻力負載，其他負載可忽略。 （1）工作負載FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，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Ft=20000N（2）阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，則 靜摩擦阻力動摩擦阻力 （3）慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，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。已知啟動換向時間為0.05s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為4.5m/min，因此慣性負載可表示為 如果忽略切削力引起的

5、顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據(jù)上述負載力計算結果，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所表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N）工況負載組成負載值F/N推力F/N啟動2351.842613加速1341.841491快進10051116.67工進2100523338.89反向啟動2351.842613加速1341.841491快退10051116.67制動663.16736.84第三章 負載圖和速度圖的繪制工況負載組成負載值F/N推力F/N啟動2351.842613加速1341.841491快進10051116.67工進2100523

6、338.89反向啟動2351.842613加速1341.841491快退10051116.67制動663.16736.84根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)繪制負載圖（F-t）如圖第四章 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4.1確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為17000 N時宜取3MP。表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.53344554.2計算液壓缸主要結構參數(shù)由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用

7、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，應把液壓缸設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的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa?？爝M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0.5MPa。

8、快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為，式中：F 負載力 hm液壓缸機械效率 A1液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1液壓缸無桿腔壓力 p2液壓有無桿腔壓力因此，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 液壓缸缸筒直徑為 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×104.94=7419mm，根據(jù)GB/T23481993對液壓缸缸筒內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=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液

9、壓缸兩腔的實際有效面積分別為：工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為工作臺在快退過程中所需要的流量為工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進 =A1×v1=0.43 L/min根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值如下計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率設快進、快退時，回油腔壓力p=0.5MPa,工進回油腔背壓p2=0.8MPa。1快進（差動）(1)進油腔壓力 p1=（F0+pA2）/（A1- A2）p1=（1116.67+0.5×106×42.39×10-4）/（86.59-

10、42.39）×10-4=1.07MPa (2)所需流量q=（A1- A2）v1q=（86.59- 42.39）×10-4×4/min=1.768×10-2 m3/min =17.68L/min(3)輸入功率 P= p1q P=1.07×106×1.768×10-2/60 （w） =0.221kw2. 工進(1)進油腔壓力p1=（F0+ p2A2）/A1 p1=（23338.89+ 0.6×106×42.39×10-4）/96.59×10-4 (Pa)=298.9×104=2.

11、989MPa;(2)所需流量 q=A1v2 q=86.59×10-4×0.05 =4.33×10-4 m3/ min =0.43 L/ min;(3) 輸入功率 P= p1q P=2.989×106×0.43×10-3/60 (w) =0.0214kw3快退(1)進油腔壓力 p1=（F0+pA1）/A2 取p=0.6MPa 作為快進時的油管中壓降p，快退時回油腔中有背壓p2也可按0.6MPa估算； 因此，p1=（1116.67+0.6×106×86.59×10-4）/42.39×10-4 （Pa

12、）=1.489MPa；（2）所需流量 q=A2V3 q=42.39×10-4×4（m3/ min）=16.956L/ min；（3）輸入功率 P= p1qP=1.489×106×16.956×10-3/60 (w) =0.421kw如表4所示。表4 各工況下的主要參數(shù)值工況推力F/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進啟動261301.07加速14911.3170.817快速1116.671.2320.73217.680.221工進23338.890.62.9890.430.0214

13、 快退起動261300.616 P= p1q加速14910.61.577快退1116.670.61.48916.9560.421制動736.840.61.40表3 各工況下的主要參數(shù)值注：。第五章 液壓系統(tǒng)方案設計根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、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。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。5.1選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)運動循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快

14、進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。5.2速度控制回路的選擇 工況圖表明，所設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)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、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)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。 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

15、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口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調速方案，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。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工進所需的時間分別為=1.5s=60s亦即是=40因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源

16、在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖3所示。圖3 雙泵供油油源5.3選擇快速運動和換向回路 根據(jù)本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 本設計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管

17、路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。5.4速度換接回路的選擇所設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。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由17.68L/min降為0.43 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，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節(jié)流閥調速的開式回路，溢流閥做定壓

18、閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩(wěn)性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa。 a.換向回路 b.速度換接回路圖4 換向和速度切換回路的選擇5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖選定調速方案和液壓基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些輔助性油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對回路進行歸并和整理，就可將液壓回路合成為液壓系統(tǒng)，即組成如圖5所示的液壓系統(tǒng)圖。圖 5 液壓系統(tǒng)圖為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓力。要實現(xiàn)系統(tǒng)的動作，即液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表5所示。表中“+”號表示電磁鐵通電或

19、行程閥壓下；“”號表示電磁鐵斷電或行程閥復位。表5 電磁鐵的動作順序表5.5系統(tǒng)圖的原理1 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，由泵輸出地壓力油經(jīng)2三位五通換向閥的左側，這時的主油路為： 進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）行程閥3液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2（1YA得電）單向閥6行程閥3液壓缸左腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現(xiàn)差動快進，由于快進負載壓力小，系統(tǒng)壓力低，變量泵輸出最大流量。2 工進 擋塊還是壓下，行程開關使3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經(jīng)調速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全相同，此時變量泵輸出

20、地流量自動與工進調速閥15的開口相適應，故進給量大小由調速閥15調節(jié)，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）調速閥4調速閥15液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。3 死擋鐵停留 當滑臺完成工進進給碰到死鐵時，滑臺即停留在死擋鐵處，此時液壓缸左腔的壓力升高，使壓力繼電器14發(fā)出信號給時間繼電器，滑臺停留時間由時間繼電器調定。4 快退滑臺停留時間結束后，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁鐵1YA、3YA斷電，2YA通電，這時三位五通換向閥2接通右位，因滑臺返回時的負載小，系統(tǒng)壓力下降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路

21、：泵 向閥10三位五通換向閥2（2YA得電）液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄粏蜗蜷y5三位五通換向閥2（右位）油箱。5 原位停止 當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經(jīng)換向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。第六章 液壓元件的選擇6.1確定液壓泵本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，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)有的液壓元件產品進行選擇即可。（1）計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設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

22、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。 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。 對于調速閥進口節(jié)流調速回路，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： （2）計算總流量

23、表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工作階段，為17.68 L/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： 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.43 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為3.43L/min。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，因此選取PV2R12-6/20型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為20mL/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉速=960r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功

24、率最大，這時液壓泵工作壓力為2.36MPa、流量為16.956r/min。取泵的總效率，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。6.2確定其它元件及輔件(1) 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表6所列。表6 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/26(6+20)16/142三位五通電液換向閥3635DY636.3< 0

25、.53行程閥3622C-63（B）636.3< 0.34調速閥<1Q-10（B）0.050.56.35單向閥36I-63（B）636.30.26單向閥36 636.30.27液控順序閥36XY-63（B）630.36.30.38背壓閥0.3B-10（B）106.39溢流閥36Y-63（B）636.310單向閥36I-63（B）636.3< 0.0211濾油器42wu-63×10063< 0.0212壓力表開關KF3-E3B 3測點1613單向閥36I-63（B）636.30.214壓力繼電器DP1-63（B）0*注：此為電動機額定轉速為960r/min時的流量

26、。(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表7所列。根據(jù)表中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為：取標準值20mm；取標準值15mm。因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準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。6.3主要零件強度校核1 缸筒壁厚=4因為

27、方案是低壓系統(tǒng)，校核公式, 式中：-缸筒壁厚（） -實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力 D-缸筒內徑 D=0.11M -缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度（MPa）,n為安全系數(shù)，取n=5。對于P1<16MPa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統(tǒng)因此滿足要求。2 缸底厚度=11對于平缸底，厚度 有兩種情況：a. 缸底有孔時：其中b. 缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退；其中3 桿徑d由公式：式中：F是桿承受的負載（N），F(xiàn)=12700N 是桿材料的許用應力，=100 4 缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1式中 K-擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大負載（N）； z-螺栓

28、個數(shù)； -螺栓材料的許用應力， ，為螺栓材料的屈服點（MPa），安全系數(shù)n=1.22.5 第七章 液壓系統(tǒng)性能驗算 7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按課本式（3-46）估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表3和表4可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是17.68L/min，通過電液換向閥2的流量是L/min，然后與液壓缸有桿腔的

29、回油匯合，以流量43.7L/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸?；赜吐飞?，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是28.2L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力p2與無桿腔壓力p1之差。此值小于原估計值0.5MPa（見表2），所以是偏安全的。 工進工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.43L/min，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa；油液在回油路上通過換向閥2的流量是0.0162L/min，在背壓閥8處的壓力損失為0.5MPa，通過順序

30、閥7的流量為（0.0162+17.7）L/min=22.162L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力為p2為 可見此值小于原估計值0.8MPa。故可按表2中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力p1，即 此值與表3中數(shù)值2.976MPa相近?？紤]到壓力繼電器可靠動作需要壓差pe=0.5MPa，故溢流閥9的調壓pp1A應為 快退快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量為16.96L/min，通過換向閥2的流量為22.46L/min；油液在回油路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥13的流量都是43.7L/min。因此進油路上總壓降為 此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞峡倝航禐?此值與表3的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力pp應為 因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調壓應大于2.72MPa。7.2油液溫升驗算液壓傳動系統(tǒng)在工