组合机床液压传动系统的设计.doc

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1、毕业论文（设计）组合机床液压传动系统的设计王 晨指导老师： 王 明 兰 班 级： 高 职 机 电04（1）系 （部）： 机 电 工 程 系 专 业： 机 电 一 体 化 答辩时间： 2009.6 摘要液压传动是以液体为工作介质，利用压力能来驱动执行机构的传动方式。驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、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。电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。工作台的移动速度是通过节流阀来

2、调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是由油量决定的。总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。关键词液压传动系统的原理；液压传动系统的设计AbstractLiquids for hydraulic transmission is based on the work of media, driven by pressure to drive the implementation of

3、 institutions. Hydraulic-driven machine tool table system is provided by the fuel tanks, filters, hydraulic pumps, relief valve, the stop valve, throttle, valve, hydraulic cylinder and the tubing connecting these components, connectors and other components. Motor-driven hydraulic pump by the oil fil

4、ter from the oil tank, oil was pressurized, the pump output from the input line. Oil by opening stop valve, throttle, valve into the hydraulic cylinder, piston push around by mobile workstations.缸里hydraulic valve and the oil by pipeline to row back to the tank. Speed table is to adjust the throttle.

5、 When the throttle opening when the oil into the hydraulic cylinder increased, increasing the speed table; when the throttle valve clearance-hour into the hydraulic cylinder of the oil starts to diminish, to reduce the speed table. This shows that the speed is determined by the fuel. In short, the a

6、dvantages of hydraulic prominent, with the scientific and technological progress, the shortcomings of hydraulic transmission will be overcome, it will become increasingly improve the hydraulic transmission, hydraulic technology and electronic technology and other means of transmission is a promising

7、 combination .Key words The principle of the hydraulic drive system; hydraulic drive system design目 录摘要2 前言61、分析系统工况72、确定液压缸的主要参数和尺寸82.1确定液压缸的工作压力82.2确定液压缸内径和活塞杆直径.82.3确定缸筒壁厚82.4确定液压缸其它部位尺寸82.5计算液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率93、拟定液压系统图113.1选择液压缸回路及供油形式113.2确定换向方式123.3确定工作进给油路123.4确定快进转工进方案123.5选择终点转换方式133.6分析并

8、写出油路路线143.7写出电磁铁动作表144、液压元件选择.164.1确定液压缸的参数164.2选择阀类零件174.3确定油管尺寸194.4确定油箱容量195、进行液压缸的结构设计.205.1缸体与端盖的选择205.2活塞与活塞杆的连接.205.3液压缸的密封装置.225.4液压缸的缓冲装置.225.5液压缸的排气装置.236、液压系统验算246.1油管的压力损失计算246.2阀类元件的压力损失计算246.3计算泵的实际工作压力256.4确定压力阀的参考调整压力256.5电动机功率校核266.6液压系统的效率276.7液压系统油液温升验算27附录:致谢.29附录: 参考文献30 前 言本设计主

9、要是为机床设计的液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床的自动进给，刀具的自动转换等。而且可以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的自动化。为了达到以上效果，我们做了这个设计。本设计的主要涉及的内容有机床负载的分析，运动特性的分析，液压系统图的设计，液压元件的选择，液压缸的设计等。1、分析系统工况1.1负载分析1）切削阻力工作负载：由切削原理课程可知，高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力F，与钻头直径D（以mm计）、每转进给量s（以mm/r计）和铸件硬度HB之间的经验算式为：Fq切削阻力为已知 Fq=28000N2）摩擦阻力 机床工作部件总重量为G14700N；取静摩擦

10、系数=0.2,动摩擦系数ud=0.1,则：静摩擦阻力 =0.214700N=2940N动摩擦阻力 =0.114700N=1470N3）惯性阻力 动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既u=0.1m/s，t=0.05s，故惯性阻力为：=Gu/gt=147000.19.80.05=3000N4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fm的影响，计入液压缸的机械效率中。2、确定液压缸的主要参数和尺寸2.1确定液压缸的工作压力液压缸各阶段工作负载计算：1）启动 F1=/cm=2940/0.9=3267N2）加速 F2=（+）/cm=（

11、1470+3000）/0.9=4470N3）快进 F3=/cm=1740/0.9N=1633N4）工进 F4=(+)/cm=(28000+1470)/0.9N=32744N5）快退 F5= /cm=1470/0.9N=1633N2.2确定液压缸内径和活塞杆直径确定缸筒内径D，活塞杆直径dD= 按GB/T23481993，取D=100mm d=0.71D=71mm 按GB/T23481993，取d=70mm2.3确定缸筒壁厚 油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚。选用14mm12mm冷拔无缝钢管。其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用4mm3mm紫

12、铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。2.4确定液压缸其它部位尺寸（1）、液压缸实际有效面积计算 无杆腔面积 A1=D2/4=3.141002/4 mm2=7850mm2 有杆腔面积 A2=（D2d2）/4=3.14（1002702）/4 mm2=4004 mm2 活塞杆面积 A3=D2/4=3.14702/4 mm2=3846 mm2 （2）、最低稳定速度验算。最低速度为工进时u=50mm/min，工进采用无杆腔进油，单向行程调速阀调速，查得最小稳定流量qmin=0.1L/min A1qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2 满足最低速度要求。

13、2.5计算液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率（1）、计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（1）表（1）液压缸压力、流量、功率计算工况差动快进工 进快退启动加速恒速启动加速恒速计算公式p= F/A3q=u3A3P=pqp=(F+ p2A2) / A1q=u1 A1P=pqp=(F+ p2A1) / A2q=u2 A2P=pq速度m/su2=0.1u1=310-4510-3u3=0.1有效面积m2A1=785010-6A2=400410-6A3=384610-6负载N32663000163332744326630001633压力MPa0.850.780.424.41.41.

14、10.99流量L/min230.3924.0功率KW0.161.7550.40取背压力p2=0.4MP取背压力p2=0.3MP3、拟定液压系统图3.1选择液压缸回路及供油形式该机床负载变化小，功率中等，且要求低速运动平稳性好速度负载特性好，因此采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路上加背油阀。本题已选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路。由于快进转工进时有平稳性要求，故采用行程阀或电磁阀皆可来实现（比较表如下表2），工进转快退则利用压力继电器来实现。表2 快进工进的控制方法比较项目采用行程阀采用电磁阀转换性能1液压冲击小2转换精度高3可靠性好4控制灵活性小1液压冲击较大2转换精度较低3可靠

15、性较差4控制灵活性大安装特点1行程阀装在滑座上2管路较复杂3须设置液压撞块机构（撞块长度大于工进行程）1电磁阀可装在液压站（或控制板）上，安装灵活性大2管路较简单3须设置电气撞块机构3.2确定换向方式1. 快速前进按下起动按钮，电磁经铁1YA通电，电磁换向阀A的左拉接入回路，液动换向阀B在制油液的作用下其左位接入系统工作，这时系统中油液的通路为：2 进油路：过滤器1变量泵1换向阀A单向阀C换向阀B左端3 回油路：换向阀右端节流阀F换向阀A油箱。于是，换向阀B的阀芯右移，使其左位接入系统。4主油路5 进油路：过滤器1变量泵1单向阀3换向阀B行程阀11液压缸左腔。6 回油路：液压缸右腔换向阀B单向

16、阀6行程阀11液压缸左腔，形成差动连接。此时由于负载较小，液压系统的工作压力较低，所以液控顺序阀5关闭，液压缸形成差动连接，又因变量泵2在低压下输出流量为最大，所以动力滑台完成快速前进。3.3确定工作进给油路1.工作进给当滑台运动到预定位置时，控制挡铁压下行程阀11。切断了快进油路，电液动换向阀7的工作状态不变(阀B和阀A的左位仍接入系统工作)，压力油须经调速阀8、二位二通电磁12才能进入液压缸的左腔，由于油液流经调速阀而使系统压力升高，于是液控顺序阀5打开，单向阀6关闭，使液压缸右腔的油液经阀5、背压阀4流回油箱，使滑台转换为工作进给运动。其主要油路：2.进油路：过滤器1 变量泵2单向阀3换

17、向阀B 调速阀8电磁阀12液压缸左腔。3.回油路：液压缸右腔换向阀B顺序阀5背压阀4油箱。因为工作进给时系统压力升高，所以变量泵2的输出流量便自动减小，以适应工作进给的城要，进给速率的大小由调速阀8来调节。3.4确定快进转工进方案1.死挡铁停留当滑台第二次工作进给完毕，碰上死挡铁后停止前进，停留在死挡铁处，这时液压缸左腔油液的压力升高，当升高到压力继电器13的调整值时，压力继电器动作，发出信号给时间继电器，其停留时间由时间继电器控制，经过时间继电器的延时，再发出信号使滑台返回。2.快速退回时间继电器延时发出信号，使电磁铁YA停电，2YA通电，这时换向阀A的右位接入回路，控制油液换向阀B的右位拉

18、入系统工作，此时，由于滑台返回的负载小，系统压力较低，变量泵2的流量自动增大至最大，所以动力滑台快速退回。这时系统油液的通路为：控制油路进油路：过滤器1变量泵2换向阀A单向阀D换向阀B右端。回油路：换向阀B左端节流阀E换向阀A油箱。主油路进油路：过滤器1变量泵2单向阀3换向阀B液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀10换向阀B油箱。动力滑台快速后退，当其快退到一定位置(即工进的起始位置)时，行程阀11复位，使回油路更为畅通，但不影响快速退回动作。3.5选择终点转换方式5.原位停止当滑台退回到原位时，挡铁压下行程开关而发出信号，使2YA断电，换向阀A、B都处于中位，液压缸失去动力源，滑台停止运动。

19、变量泵2输出的油液经单向阀3、换向阀B流回油箱，液压泵卸荷。单向阀3使泵卸荷时，控制油路中仍保持一定的压力。这样，当电磁换向阀A通电时，可保证液动换向阀B能正常工作。3.6分析并写出油路路线由液压缸工况图（图2）清楚的看出，其系统特点是快速时低压、大流量、时间短，工进时高压、小流量、时间长，故采用双联叶片泵或限压式变量泵。将两者进行比较（见表3）考虑本机床要求系统平稳、工作可靠。因而采用双联叶片泵。表3双联叶片泵限压式变量叶片泵1流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小1流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。2内部径向力不平衡，轴承较

20、大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差3须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂3系统较简单4有溢流损失，系统效率较低，温升较高4无溢流损失，系统效率较高，温升较低3.7写出电磁铁动作表系统工作循环表4 元件名称 动作循环电磁铁行程阀压力继电器1Y2Y快 进工 进压下（工进终了）快 退停止（或中途停止）4、液压元件选择4.1确定液压缸的参数（1）确定液压泵的工作压力由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高压力为 Pp1=（4.4+0

21、.6+0.5）MPa=5.5MPa 这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力Pr为 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=6.7MPa大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。（2）液压泵的流量 由流量可知，在快进时，最大流量值为23Lmin,取K=1.1，则可计算泵

22、的最大流量 K( )max =1.123Lmin=25.3Lmin 在工进时，最小流量值为0.39 Lmin.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1 Lmin（约0.01710-3m3s）故小流量泵应取1.39Lmin 根据以上计算数值，选用公称流量分别为18Lmin、12Lmin；公称压力为70MPa压力的双联叶片泵。（3）选择电机由功率可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算 Pp= Pp2（qv1+ qv2）p=1.35106（0.2+0.3）10-30.75=993W式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lmin（约0.310-3m3s） qv

23、2小泵流量，qv2=12Lmin（约0.210-3m3s） p液压泵总效率，取p =0.75。根据快退阶段所需功率993W及双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1KWJ526型的异步电机。4.2选择阀类零件根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。液压元件说明编号元件名称型 号技术数据P(MPa)( Lmin)调整压力P（MPa）1叶片泵YB1218双联p=7.0，=12P=5.382叶片泵YB1218双联p=7.0，=18P=1.353三位五通电磁换向阀35D25Bp=6.3，=254单向行程调速阀QCI25p=6.3，=25 P=23qvmin =0.035

24、溢流阀Y10p=6.3，4=10，卸荷压p1.56背压阀B10Bp=6.3，=10背压力p=0.50.6 实际通过流量 1.57液动顺序阀XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷压力p1.5实际通过流量qv =9（做卸荷阀用）P=1.358液动顺序阀XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷压力p1.5实际通过流量qv =1.5P=1.35+（0.50.8）9单向阀I25Bp=6.3，qv=25 P2最大实际通过流量qv =2210单向阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv =1011单向阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv 1512单向 阀I25Bp=6.

25、3，qv=25 P2实际通过 流量qv 3013压力继电器DP163BP=16.3，反向区间压力调整范围为0.50.814压力表开关K6Bp=6.3，测量6点压力值，实测4点压力值15滤油器WU25180J型公称直径1510-3m公称流25（0.4210-3m3s） 注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。4.3确定油管尺寸 由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量qv 24 Lmin(0.510-3m3s),取允许流速u=0.5ms,则主压力油管d用下式计算 d=圆整化，取d=12mm。 油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚。

26、选用14mm12mm冷拔无缝钢管。 其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用4mm3mm紫铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。4.4确定油箱容量 中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量的57倍 V=7=730L=210L5、进行液压缸的结构设计5.1缸体与端盖的选择液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。(1)缸筒内径D。液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB234880标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。根据负载和工作压力的大小确定D：以无杆腔作工作

27、腔时以有杆腔作工作腔时式中：pI为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；Fmax为最大作用负载。5.2活塞与活塞杆的连接(2)活塞杆外径d。活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性。若速度比为v，则该处应有一个带根号的式子： 也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.30.5D。受压力作用时：pI5MPa时，d=0.50.55D5MPapI7MPa时，d=0.60.7DpI7MPa时,d=0.7D(3)缸筒长度L。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：L=l+B+A+M+C式中：l为活塞的最大工作行程；B为

28、活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。(4)最小导向长度的确定。当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图4-19所示)。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。图4-19油缸的导向长度K隔套对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：HL/20+D/2 式中：L为液压缸最大工作行程(m);D为缸筒内径(m)。

29、一般导向套滑动面的长度A，在D80mm时取A=(0.6-1.0)D,在D80mm时取A=(0.6-1.0)d；活塞的宽度B则取B=(0.6-1.0)D。为保证最小导向长度，过分增大A和B都是不适宜的，最好在导向套与活塞之间装一隔套K，隔套宽度C由所需的最小导向长度决定，即：C=H-采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。3.强度校核对液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径d和缸盖固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。(1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况，当D/10时为薄壁，壁厚按下式进行校核：=ptD/2式中：D为缸筒内径；pt为缸筒试验压力，当缸的额定

30、压力pn16MPa时，取pt=1.5pn，pn为缸生产时的试验压力;当pn16MPa时，取pv=1.25 pn;为缸筒材料的许用应力，=b/n,b为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5。当D/10时为厚壁，壁厚按下式进行校核：在使用式进行校核时，若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接，应取缸筒壁厚最小处的值。(2)活塞杆直径校核。活塞杆的直径d按下式进行校核：d式中：F为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=b/1.4。(3)液压缸盖固定螺栓直径校核。液压缸盖固定螺栓直径按下式计算：d 式中：F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数；k为螺纹拧紧系数，k=1.121.5,=s/(1.2-2.5),

31、s为材料的屈服极限。4.液压缸稳定性校核活塞杆受轴向压缩负载时，其直径d一般不小于长度L的1/15。当L/d15时，须进行稳定性校核，应使活塞杆承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk,以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及缸的安装方式等因素有关，验算可按材料力学有关公式进行。5.3液压缸的密封装置5.1活塞杆密封密封件1在一个公共唇上有3个密封棱边，随着压力升高和线接触向前移动，一个新的剪切棱边形成，摩擦随压力的升高被保持成最小，且该单一密封件的密封质量在整个压力范围内恒定。密封件2实际上是一个刮圈，它去除粘附牢固的最后油层。

32、该密封件在活塞杆外伸时是刚性的，在返回时是挠性的，在行程末端把油液突然挤回。该结构自动补偿压力、温度和磨损状态。该结构具有以下优点：(1)减少划伤、低摩擦。非金属减磨环消除活塞与缸体间隙上金属对金属的接触，减磨环的高可嵌入性因数和擦拭作用的结合，防止污染进入活塞导向环与密封表面之间，因而大大减少划伤，有助于延长青铜填充特氟隆环的寿命。5.4液压缸的缓冲装置液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力，以便用来校核缸筒强度、制动距离是否符合要求。缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的动能不能全部被缓冲腔所吸收时，制动中就可能产生活塞和缸盖相碰现象。液压缸在缓冲时，缓冲腔内产生的液

33、压能E1和工作部件产生的机械能E2分别为：E1=pcAclcE2=ppAplc+mV2-Fflc 式中：pc为缓冲腔中的平均缓冲压力；pp为高压腔中的油液压力；Ac、Ap为缓冲腔、高压腔的有效工作面积；Lc为缓冲行程长度；m为工作部件质量；v0为工作部件运动速度；Ff为摩擦力。式(4-42)中等号右边第一项为高压腔中的液压能，第二项为工作部件的动能，第三项为摩擦能。当E1=E2时，工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收，由上两式得：Pc=E2/Aclc如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置，在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低，假定缓冲压力线性地降低，则最大缓冲压力即冲击压力为：Pcmax=Pc+m02/

34、2Aclc 如缓冲装置为节流口变化式缓冲装置，则由于缓冲压力Pc始终不变，最大缓冲压力的值。5.5液压缸的排气装置有排气装置的系统应进行排气，无排气装置的系统应往复运转多次，使之自然排出气体。6、液压系统验算6.1油管的压力损失计算由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下： 已知：进油管、回油管长约为l=1.5m，油管内径d=1.210-3m，通过流量=0.39 Lmin（0.006510-3m3s），选用LHM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15，v=1.52s。1）判断油流类型 利用下式计算出雷诺数 Re=1.273104

35、=1.2730.006510-31041.210-3/1.5662000为层流。6.2阀类元件的压力损失计算 （1）沿程压力损失P1 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 进油路上P1=4.41012v.l.qvd4=4.310121.51.50.006510-3124Pa=0.0313105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s）（差动液压缸A12A2）,压力损失为P1=4.31012v.l.qvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa=0.01532105Pa由于是差动液压缸，且A12A2，故回油路的损失

36、只有一半折合到进油腔，所以工进时总的沿程损失为 P1=（0.03103+0.50.01532）105Pa=0.039105Pa（2）局部压力损失P2 由于采用液压装置为集成块式，故考虑阀类元件和集成块内的压力损失。为方便起见，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列于下6.3计算泵的实际工作压力（1）确定液压泵的工作压力由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高压力为 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 这

37、是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力Pr为 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=6.7MPa大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。6.4确定压力阀的参考调整压力阀的流量和压力损失编号名 称实际通过流量(Lmin)公称流量Lmin)公称压力损失Pr105(Pa)1单向阀0.392522三位五通电磁换向阀0.392523单向行程调速阀0.392554液动顺序阀0.195251.5（卸荷时压力损失）5液动顺序阀0.195106 计算各阀局部压力损失之和Pv如下 Pv=2105（0.3925）2+2105（0.3925）+5105+0.51.5（0.3925）2+0.56105Pa =8.1105Pa 取油流通过集成块时的压力损失为 PJ=0.3105Pa故工进时总的局部压力损失为