臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計解讀

1、液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計院系： 專業(yè)： 班級： 姓名： 學(xué)號： 指導(dǎo)教師：日期：2013年7月18日目 錄一、設(shè)計要求及工況分析 . 3 二、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù).5 三、擬定液壓系統(tǒng)原理圖. 7 四、計算和選擇液壓件.8 五 、液壓缸設(shè)計基礎(chǔ).115.1液壓缸的軸向尺寸. 115.2主要零件強度校核. 11六、驗算液壓系統(tǒng)性能.14 七、設(shè)計小結(jié).17一、設(shè)計要求及工況分析1. 設(shè)計要求要求設(shè)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)。要求實現(xiàn)的動作順序為：快進(jìn)工進(jìn)快退停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力總和F e =30

2、500N，移動部件總重量G 19800N ；快進(jìn)行程為100mm ，快進(jìn)與快退速度0.1m/s，工進(jìn)行程為50mm ，工進(jìn)速度為0.88mm/s，加速、減速時間均為0.2s ，利用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)0.2；動摩擦系數(shù)為0.1。液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件使用液壓缸。2. 負(fù)載與運動分析（1）工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力F e =30500N（2）摩擦負(fù)載F f 摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力 靜摩擦阻力 F fs =0. 219800=3960N動摩擦阻力 F fd =0. 119800=1980N（3）慣性負(fù)載F i = 19800 0. G 1=N = 1010N g t 9. 8 0. 2（4） 運

3、動時間快進(jìn) t 1=工進(jìn) t 2=L 10. 1=1s v 10. 1L 20. 05=56. 8s v 20. 88÷1000L 1+L 2(100+50 10-3=快退 t 1=s =1. 5s v 30. 1設(shè)液壓缸的機械效率 cm =0.9，得出液壓缸在各階段的負(fù)載和推力，如表1所列。表1 液壓缸在各運動階段的負(fù)載和推力（cm =0.9）根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運動時間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F -t 和速度循環(huán)圖 -t ，如圖1所示。圖1 F -t 與-t 圖圖1 速度負(fù)載循環(huán)圖a 工作循環(huán)圖 b）負(fù)載速度圖 c負(fù)載速度圖二、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1. 初選液壓缸工作壓

4、力所設(shè)計的動力滑臺在工進(jìn)時負(fù)載最大，在其他工況負(fù)載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p 1=4MPa。2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A 1=2A 2），快進(jìn)時液壓缸差動連接。工進(jìn)時為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p 2=0.6MPa。 表4 執(zhí)行元件背壓力表5 按工作壓力選取d/D 表6 按速比要求確定d/D注：1無桿腔進(jìn)油時活塞運動速度； 有桿腔進(jìn)油時活塞運動速度。2由于工作進(jìn)給速度與快速運動速度差別較大，且快進(jìn)、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙

5、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A 1是有桿腔工作面積A 2兩倍的形式，即活塞桿直徑d 與缸筒直徑D 呈d = 0.707D 的關(guān)系。工進(jìn)過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負(fù)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(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p 2=0.6MPa?？爝M(jìn)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p ，且有桿腔的壓力必須大于無桿

6、腔，估算時取p 0.5MPa ?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.7MPa 。工進(jìn)時液壓缸的推力計算公式為F/c m =A 1p 1-A 2p 2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 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FA 1=c mp 1-22=32480-32=97. 510m 60. 9(4-0. 6/2 10液壓缸缸筒直徑為D =4A 1=111 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707D ，因此活塞桿直徑為d=0.707×111=78mm，根據(jù)GB/T23481993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸

7、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。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：A 1=D 2=9510-4m 2 A 2=D 2-d 24=44. 710-4m 2根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 ( 注：1. p 為液壓缸差動連接時，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取p =0.5MPa。2 快退時，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為p 1，無桿腔回油，壓力為p 2。三、擬定液壓系統(tǒng)原理圖1選擇基本回路(1 選擇調(diào)速回路 由圖

8、2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比q max /q min =0.5/(0.84×10-2=59.5；其相應(yīng)的時間之比(t 1+t 3/t 2=(1+1.5/56.8=0.04。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率

9、、節(jié)省圖2 液壓缸工況圖能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。(3 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。(4 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大（1/2=0.1/(0.84×10-3=113）

10、，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。(5 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進(jìn)時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。 2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥。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(jìn)入系統(tǒng)，影響

11、滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥。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。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。四、計算和選擇液壓件1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率(1 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時工作壓力最大，最大工作壓力為p 1=4.08MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失p =0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差p e =0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為p p 1p 1+p +p e =(3

12、.96+0.6+0.5 Mpa =5.01Mpa大流量泵只在快進(jìn)和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p 1=2.23MPa，比快進(jìn)時大?？紤]到快退時進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失p =0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 p p 2p 1+p =(1.43+0.3 Mpa =1.73Mpa(2 計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K =1.1，則兩個泵的總流量為- - 3 m 3 3 m 3 Kq = 1 q . 1 0 . 5 ×10/s

13、 = 0 . 55 10 /s = 33 L/minp 1考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時的流量為0.84×10-5 m 3/s =0.47L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.47L/min。(3 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速n p =940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率v =0.9，則液壓泵的實際輸出流量為q p =q p 1+q

14、 p 2=(69400. 9/1000+339400. 9/1000L/min=(5. 1+27. 9L/min=33L/min為6 33 3 p q 10 - 1 . 70 10 = P KW = 1 . 17 KW3 60 0 . 8 10p由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率p =0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L 6型電動機，其額定功率為1.5KW ，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。2. 確定其他元件及輔件 (1 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，可選出這些元件的型號及規(guī)格, 表6

15、所列為選擇元件的一個方案。 *注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。(2 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運動階段的運動速度、時間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表7所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量 根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為 d =4q 計算得與液壓缸無d =4q4q =462. 310-310-3mm =18. 2mm 603. 144 47010-310-3mm =19. 3mm 603. 144 d =為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20

16、mm 、外徑28mm 的10號冷拔鋼管。(3 確定油箱油箱的容量按式V =q pn 估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612?，F(xiàn)取=6，得V =q p =634. 5L =207L五 、液壓缸設(shè)計基礎(chǔ)5.1液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長度取決于負(fù)載運行的有效長度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動的極限距離）、導(dǎo)向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系?；钊麑挾菳 ?；钊行谐蘈 1取=(0. 61. 0 D決于主機運動機構(gòu)的最大行程，L 1=0.15+0.03=0.18m。導(dǎo)向長度L =L 1D 140110+=

17、+=62mm ， 202202缸筒長度L 0=(2030 D =25110=2750mm 。5.2主要零件強度校核5.2.1缸筒壁厚=5mm因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式式中： -缸筒壁厚（m ）, 其中p 1是液壓缸的額定工作壓力 P e -實驗壓力 P (1. 251. 5 P e =1D-缸筒內(nèi)徑 D=0.11mP e D 0. 1D , < 2-缸筒材料的許用應(yīng)力。=b /n ，b 為材料抗拉強度（MPa ）,n 為安全系數(shù)，取n=5。對于P 1<16MPa.材料選45號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng)P e D 1. 541060. 11=3. 3mm 22100106因此滿足要求。5

18、.2.2缸底厚度1=11mm1. 缸底有孔時：10. 433D 2P e 1. 54=0. 433103. 4=23. 069mm d 0. 226100其中d =D 2-d 0103. 4-80=0. 226mm D 2103. 42. 缸底無孔時，用于液壓缸快進(jìn)和快退；10. 433D 2P e 1. 54106=0. 433103. 4=10. 97mm 100106其中D 2=D -2=110-23. 3=103. 4mm5.2.3桿徑d d 4F , 式中F 是桿承受的負(fù)載（N ）F=36089N 是桿材料的許用應(yīng)力，=100MP ad 4F 436089=0. 0214m 3. 1

19、41001065.2.4缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d 1d 15. 2KF 5. 21. 536089=0. 0122m 6z 3. 14610010式中 K-擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5；F-缸筒承受的最大負(fù)載（N ）；z-螺栓個數(shù)；-螺栓材料的許用應(yīng)力，=s /n ，s 為螺栓材料的屈服點（MPa ），安全系數(shù)n=1.22.55.2.5液壓缸穩(wěn)定性計算液壓缸承受的負(fù)載F 超過某臨界值F c 時將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核：F F C 203. 37=67. 79N n c 3式中 n c- 穩(wěn)定性安全系數(shù) ，n c =2-4，取n c =3;由于缸筒固定活塞動，2=J =A 1，

20、由桿材料知硬鋼，因此 4d 464r c =d 24=d 2d 0. 08=0. 02m 1644F C =fA =a l 21+( 2r c 4. 91+0. 082108=2. 13106N 40. 282( 50000. 02F C 2. 13106F =27850N =0. 71106N n c 3因此滿足穩(wěn)定性要求。5.2.6液壓缸緩沖壓力液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力p c ，當(dāng)p c 值超過缸筒、缸底強度計算的p max 時，則以p c 取代p max 。在緩沖時，緩沖腔的機械能力為E e ，活塞運動的機械能為E p ?；钊跈C械能守恒中運行至終點。E l c =p c

21、 A c c12E =p A l mv F p 11c c +f l c 2 E c =E pp c =E pA c l c 式中：A c -緩沖腔中活塞有效面積（m 2）;l c -緩沖行程長度（m ）;m -運動部件的總質(zhì)量（kg ）;v c -s ）；F f -所有緩沖過程中的摩擦力（N ）。通過驗算，液壓缸強度和穩(wěn)定性足以滿足要求。六、驗算液壓系統(tǒng)性能1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進(jìn)、回油管道長為l =2m，油液的運動粘度取=110-4m 2/s，油液的密度取=0.9174

22、103kg/m3。(1 判斷流動狀態(tài)在快進(jìn)、工進(jìn)和快退三種工況下，進(jìn)、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q 2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)d 4q 47010-3R e =743d 602010-3110-4也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進(jìn)、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。(2 計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)=和油液在管道內(nèi)流速 7575d =R e 4q=4qd 2 l 2p l =d 2，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 同時代入沿程壓力損失計算公式475l 4750. 9174103110-42p 1=q =q =0.

23、 5478108q 4-342d 23. 14(2010可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p 常按下式作經(jīng)驗計算p =0. 1p l各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算2q p v =p n q n 其中的p n 由產(chǎn)品樣本查出，q n 和q 數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計算如下：1快進(jìn)滑臺快進(jìn)時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，壓力損失分別為62. 310-3p li =

24、0. 547810q =0. 5478106010-6MPa =0. 05688MPa 88p i=0. 1p li =0. 10. 05688MPa =0. 005688MPa22227. 93362. 3+0. 3 +0. 3 MPa =0. 1647MPa p vi =0. 2 100100100p =p +p +p i li ivi =(0. 05688+0. 005688+0. 1647MPa =0. 2273MPa在回油路上，壓力損失分別為29. 310-3p lo =0. 547810q =0. 5478106010-6MPa =0. 02675MPa 88p o=0. 1p l

25、o =0. 10. 02675MPa =0. 002675MPa22229. 329. 362. 3+0. 2 +0. 3 MPa =0. 1594MPa p vo =0. 3 100100100p =p o lo +p o+p vo =(0. 02675+0. 002675+0. 1594MPa =0. 1888MPa 將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失44. 7p =0. 2273+0. 1888MPa =0. 316MPa 952工進(jìn)滑臺工進(jìn)時，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa 。在回油

26、路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa 。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為2 é ù æ 0.5 ö å Dpi = å Dpvi = ê0.3 ´ ç 100 ÷ + 0.5ú MPa = 0.5 MPa è ø ê ú ë û 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 2 2 é æ

27、0.24 ö æ 0.24 + 27.9 ö ù å Dpo = å Dpvo = ê0.3 ´ ç 100 ÷ + 0.6 + 0.3 ´ ç 63 ÷ ú MPa = 0.66 MPa è ø è ø ú ê ë û 該值即為液壓缸的回油腔壓力 p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表 4 選取的背壓值基本相符。 按表 7 的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 p1 = F

28、0 + p2 A2 34942 + 0.66 ´ 10 6 ´ 44.7 ´ 10 -4 = MPa = 3.99 MPa A1 95 ´ 10 - 4 ´ 10 6 此略高于表 7 數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為 pp1 = p1 + å D pi + Dpe = 3.99 + 0.5 + 0.5 = 4.99 MPa 此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥 10 的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3快退 滑臺快退時， 在進(jìn)油路上， 油液通過單向閥 10、 電液換向閥 2 進(jìn)入液壓缸有

29、桿腔。 在回油路上， 油液通過單向閥 5、電液換向閥 2 和單向閥 13 返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為 2 2 é æ 27.9 ö æ 33 ö ù Dpi = å Dpvi = ê0.2 ´ ç + 0.3 ´ ç ÷ ÷ ú MPa = 0.048 MPa å è 100 ø è 100 ø ú ê ë û 此值遠(yuǎn)小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動

30、機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 2 2 2 é æ 70 ö æ 70 ö æ 70 ö ù å Dpo = å Dpvo = ê0.2 ´ ç 100 ÷ + 0.3 ´ ç 100 ÷ + 0.2 ´ ç 100 ÷ ú MPa = 0.343 MPa è ø è ø è ø ú ê 

31、35; û 此值與表 7 的數(shù)值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 pp 2 = p1 + å D pi = 1.43 + 0.048 = 1.48 MPa 此值是調(diào)整液控順序閥 7 的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進(jìn)在整個工作循環(huán)中占 96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進(jìn)工況來計算。在工進(jìn)時， 大流量泵經(jīng)液控順序閥 8 卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 æ q p p 2 = Dp = D p n ç çq è n ö æ 27 .9 ö ÷ = 0 .3 ´ ç ÷ MPa = 0.0588 MPa ÷ è 63 ø ø 2 2 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 Pr = pp1qp1 + pp 2 qp 2 h p = 4.99 ´