液压回路课程设计

1、目录目录1技术要求2一. 工况分析3二主要参数的确定7三拟订液压系统原理图10四计算和选择液压元件14五液压缸的设计18六液压系统主要性能的验算20七设计小结26八参考文献27专用卧式钻床的液压系统技术要求设计一台专用卧式钻床的液压系统，要求液压系统完成“快进工进快退停止”的工作循环。已知：最大轴向钻削力为25000N，动力滑台自重为23000N，工作台快进行程为100mm，工进行程为50mm，快进、快退速度为6m/min，工进速度为50990mm/min，加、减速时间为0.1s，动力滑台为平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。一工况分析 工况分析就是要分析执行元件在整个工作过程中速

2、度和负载的变化规律，求出工作循环中各动作阶段的速度和负载的大小，画出速度图和负载图（简单系统可不画）。从这两张图中可以方便地看出系统对液压执行元件作用的负载和速度的要求及它们的变化范围，还可方便地确定最大负载值、最大速度值，以及它们所在的工作阶段，这是确定液压系统方案、确定液压系统性能参数和执行元件结构参数的主要依据。1. 负载分析与负载图负载分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求克服的负载大小及其性质进行分析，负载图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。负载图一般用负载时间（Ft）或负载位移（Fl）曲线表示。1） 阻力负载Ff 阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动

3、摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，则 静摩擦阻力 Ffs=0.2*23000=4600N 动摩擦阻力 Ffd=0.1*23000=2300N2） 工作负载FL工作负载是在工作工程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，则 FL= 25000N3） 惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为0.1s: Fm=m*v/t=(23000/10)*6/(60*0.1)=2300N4） 液压缸的负载分析液压缸在做直线往复运动时，要克服以下

4、负载：工作负载、摩擦负载阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和背压力。前四种属于外负载，后两种属于内负载。在不同的动作阶段，负载的类型和大小是不同的。下面分别予以讨论。（1）    启动阶段启动阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件处于要动而未动状态，则 F=Ffs=4600N (2) 加速阶段 加速阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件从速度为零到恒速（一般为非工作阶段的快速运动）阶段，则 F=Ffd+Fm=2300+2300=4600N （3）快进阶段 F=Ffd=2300N （4）工进阶段 F=Ffd+FL=2300+25000=27300N (5

5、)反向启动阶段 F=Ffs=4600N （6）反向加速阶段 F=Ffd+Fm=2300+2300=4600N （7）反向快退阶段 F=Ffd=2300N重力阻力 因工作部件是卧式放置，故重力阻力为零。密封阻力 作为内负载阻力，考虑计入液压缸的机械效率，取液压缸的机械效率m=0.9 。液压缸各动作阶段负载动作阶段液压缸外负载计算公式液压缸外负载F外 （N）液压缸总负载F=F外/m （N）启动F=Ffs46005111加速F=Ffd+Fm46005111快速F=Ffd23002555工进F=FL+Ffd2730030333快退F=Ffd23002555根据上述各阶段得到负载及其所经历的移动行程（或

6、时间），便可归纳绘出液压缸的负载图 2.速度分析速度图已知快进和快退速度v1=v3=6m/min，快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm，快退行程L3=150mm，工进速度v2=50-990mm/min快进、工进和快退的时间可由下式分析求出快进 t1= L1/ v1=0.1/6*60=1工进 t2= L2/ v2=0.05/(50990)*60=0.0030.06s快退 t3= L3/ v1=0.15/6*60=1.5s速度分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。二.主要参数的确定 这里，液压系统的主要性能参数是指液

7、压执行元件的工作压力p和最大流量，它们均与执行元件的结构参数（即液压缸的有效工作面积或液压马达的排量）有关。液压执行元件的工作压力和最大流量是计算与选择液压元件、原动机（电机），进行液压系统设计的主要依据1. 液压执行元件工作压力的确定 液压执行元件的工作压力是指液压执行元件的输入压力。根据最大负载参考表1选取，根据设备的类型参考表2选取。表1 不同负载条件下的工作压力负载 F/ N<5000500010000100002000020000300003000050000>50000液压缸工作压力 / MPa<0.811.522.53344557表2 常用液压设备工作压力设备类

8、型机床农业机械小型工程机械液压机挖掘机重型机械启重机械磨床车、铣、刨床组合机床 拉床龙门刨床工作压力 / MPa0822435<1010152032因为最大负载F=273000N，设备为车床，所以选择好工作压力为5MPa的液压缸 2. 液压执行元件主要结构参数的确定 要确定液压执行元件的最大流量，必须先确定执行元件的结构参数。这里主要指液压缸的有效工作面积A1、A2及活塞直径D、活塞杆直径d。液压执行元件的结构参数首先应满足所要克服的最大负载和速度的要求 由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需要考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常

9、利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应该把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。 工进过程中，当加工完时，由于负载突然消失，液压缸体有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应该设置一定的背压，选取此背压值为p2=0.8MPa。 快进时液压缸虽然作差动连接，但连接管路中不可避免地存在着压降p，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算取p=0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取背压值p2=0.6MPa。 工进时液压缸

10、的推力计算公式为 F/m= A1p1-A2p2=A1p1-(A1/2)p2根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 A1=( F/m) /( p1- p2/2) =（27300/0.9）x0.000001/（5-0.8/2）=0.006594m 液压缸缸筒直径为 D=91.65mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直接之间关系，d=0.707D，因此活塞杆直接d=0.707x91.65=64.15mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm,d=70mm 此时液压缸两腔的实际有效面积分别为 A1=D/4=0.0

11、07854m A2=(D-d)/4=0.004006m工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为 q快进=( A1- A2)*v1=（0.007854-0.004006）x6=0.023L/min工作台在快退过程中所需要的流量为 q快退= A2* v1=0.0024L/min工作台在工进过程中所需要的流量为 q工进=A1*v2=0.007854x(50990)x0.001=0.0039270.00777546L/min根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表工况推力F/m/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入

12、流量q/（L/s）输入功率P/w公式快进启动511101.32p1=(F+ A2p)/( A1 -A2)q=( A1 -A2) v1P= p1qp2= p1+p加速51112.351.85快进25551.681.180.000384454.1V=50工进V=990303330.824.276.54*10-6129.59*10-627.92553.34p1=(F+ p2 A2)/ A1q= A1 v2P= p1q快退启动511101.27p1=(F+ p2 A1)/ A2q= A2 v1P= p1q加速51110.52.25快退25550.51.610.00046643.绘制液压缸工况图三拟订液

13、压系统原理图拟订液压系统原理图是液压系统设计工作中关键的一步。它将影响到系统的性能与设计方案的经济性、合理性。一般方法是先根据主机工作部件的运动要求，确定液压执行元件的类型，然后是根据动作和性能要求，选择并拟订液压基本回路，最后将各个基本回路组合成一个完整的液压系统1泵的选择因为 快进 t1= L1/ v1=0.1/6*60=1工进 t2= L2/ v2=0.05/(50990)*60=0.0030.06s快退 t3= L3/ v1=0.15/6*60=1.5st2/（ t1+ t3）=10，因此从提高系统效率、节省能量角度来看，确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图2.选

14、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2倍3.速度换接回路的选择 所设计车床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位技能。 由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进行液压缸的流量由6.839L/min降到0. 2512L/min，可选二位二通电磁换向阀进行快速换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图4所示。由工进转为快退时，

15、在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。4选择快速运动和换向回路 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。另外采用液压顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为电磁与压力联合控制形式。 5.组成液压系统原理图整理后的液压系统1 双联叶片泵 2过滤器 3先导性溢流阀 4单向阀 5溢流阀6先导性溢流阀 7二位二通电磁阀 8单向阀 9油箱10三位五通电液换向阀 1

16、1单向阀 12调速阀 13二位二通电磁阀14液控单向阀 15液压缸 16压力继电器 17压力表 1快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁Y1通电，且达到一定压力时，由泵输出的压力油经三位五通电液换向阀的左侧，这时的主油路为： 进油路：泵单向阀4三位五通电液换向阀10（左侧）二位二通电磁阀13液压缸无杆腔。 回油路：液压缸有杆腔三位五通电液换向阀10（左侧）单向阀8三位五通电液换向阀10（左侧）二位二通电磁阀13液压缸无杆腔。由此形成液压缸两腔联通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。2工进当滑台快到预定位置时，感应器反应，使二位二通电磁阀7和二位二通电磁阀13电磁铁得

17、电，换位，三位五通换向阀继续通电。这时，压力油只能经过调速阀12，进入液压缸的无杆腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便主动减小，且与调速阀12相适应，此时液控顺序阀5打开，同时单向阀8的上部压力大于下部压力，所以也关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸有杆腔的回油经二位二通电磁阀7、背压阀6、顺序阀5流回油箱，同时大变量泵直接通顺序阀5回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，实现了工作进给。其主油路为：进油路：泵三位五通电液换向阀10（左侧）调速阀12液压缸无杆腔。回油路：液压缸有杆腔三位五通电液换向阀10（左侧）二位二通电磁阀7（得电）背压阀6顺序阀5（打开）油箱。3.死

18、挡铁停留 当滑台完成工进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸无杆腔的压力升高，使压力继电器16发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。4.快退 滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁Y2通电，这是三位五通换向阀10接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动回复到最大，滑块速退回，其主油路为：进油路：泵单向阀4三位五通电液换向阀10（右侧）液压缸有杆腔回油路：液压缸无杆腔单向阀11三位五通电液换向阀10（右侧）单向阀9油箱 5原位停止 当滑台退回原位时，感应器反应，发出信号，把Y2断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液

19、压缸输出的油液经溢流阀3回油箱，使油路保持一定的压力卸载，能随时进行下一步加工。四计算和选择液压元件 1.确定液压泵的规格和电动机功率 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，只需要确定各液压元件的主要参数和规则，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1） 计算液压缸的最大工作压力 由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需要在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。 根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可

20、表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间的压力损失之和。 工进时液压缸的最大工作压力为4.27MPa，如进油路上的压力损失取0.8 MPa，为了使压力继电器能可靠、有效地工作，取其调整压力比系统最大工作压力再高0.5 MPa，则系统在工进时的最高工作压力应为 ppl=（4.27+0.8+0.5）MPa=5.57MPa(2）快速运动时液压泵最大工作压力的计算 双联泵中的大流量泵只有在快进和快退运动时才向系统供油。由工况图可知，快退时的工作压力比快进时大，为2.25MPa，如取快退时进油路上的压力损失为0.5MP a，则系统在快退时的最高工作压力应为 pp2=（2.25+0.5）MPa=2.3

21、MPa (3)计算总流量 在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退阶段，为10.745L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： qP=K qPmax=1.1x10.745=11.82L/min由工况图可知，工进时最大流量为0. 2512L/min，考虑溢流阀的最小稳定流量需3L/min，故小泵qPa为 qPa=0.2512+3=3.2512L/min (4)液压泵规格的确定 按液压泵的额定压力ppn应高于最大工作压力的（2560）%，即 ppn= ppmax1+(0.250.6)=3.5x(1.251.6)=(4.3

22、755.6)MPa液压泵额定流量qm应满足所需的最大流量11.82L/min即可。查产品样本或设计手册，选择YB1-4/4型双联叶片泵，额定压力为6.3MPa, A泵排量4L/r， B泵排量4L/r，若取液压泵的容积效率为0.9，则当泵的转速n=960r/min时，液压泵的实际输出流量为 小泵qpA=(4x960x0.9/1000)L/min=3.456L/min 大泵qpB=(4x960x0.9/1000)L/min=3.456L/min 双泵qp=3.456+3.456=6.912L/min （5）电机功率的确定 整个工作循环中功率均不大，攻进的时间占整个循环时间比例大，因此首先按工进时泵

23、的输出功率来计算所需的电动机功率。由以上计算可知，工进时A泵的工作压力3.5MPa，流量qpA=3.456L/min，B泵的流量qpB=3.456L/min，全部通过液控顺序阀卸载回油箱，设卸荷时总管路损失是pg=0.3MPa。泵的总效率为p=0.75，则工进时所需的电机功率为 P=（qpA ppl+pgqpB）/p =（3.5x1000000x3.456x0.001+0.3x1000000x3.456x0.001）/(1000x60x0.75) =0.3kW由工况图可知，快退时功率最大。设快退时仅有路上的压力损失为p=0.5MPa。计算泵在快退时所需要的电机功率为P=（qpA + qpB）(

24、p1 +p)/ p=(3.456+3.456)x0.001x(1.27+0.5)x1000000/(1000x60x0.75)=0.27kW根据电机产品样本选择Y100L-6型电动机，其额定功率为1.5kW，额定转速为960r/min。3确定油箱容积按推荐公式V=(57)qp，取V=7 qp =7x6.912=48.39L4. 液压阀的选择（1） 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min)q1=A1qp/( A1 -A2)=(0.005024x6.91

25、2) /(0.005024-0.00307)=17.8q1=0.2512q1= qp =6.912排除流量/(L/min)q2=A2q1/ A1=0.00307x17.8/0.005024=10.94q2=A2q1/ A1=0.1535q2=A1q1/ A2=11.32移动速度/(m/min)v1= qp/( A1 -A2)=6.912/(0.005024-0.00307)=3.54V2= q1/ A1=0.05V3= q1/ A2=3.69由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度复合设计要求。 根据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连接的油管内径分别

26、为: d=2=2x=5.55mm取标准值6mm。 d=2=2x=4.4mm取标准值8mm因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准公称通经为8的无缝钢管（2） 过滤器的选择 按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵的2.5倍。由于所设计车床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，固有 q=2.5x6.912=17.28L/min因此系统选取中压线隙式管联过滤器，参数如表所示型号公称流量L/min过滤精度um尺寸LHDd1XU-32x200322001258566_ (3)确定阀类元件及辅件 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样

27、本，选出的阀类元件和辅件规格如列表。序号元件名称通过的最大流量q/(L/min)型号规格接口尺寸数量1双联叶片泵YB1-4/8(4/8)L/min6.3Mpa12滤油器12XU-32x20040L/min100um13单向阀16.97I-25B25 L/min6.3MPa1234溢流阀10Y-25B25 L/min6.3MPa1215液控顺序阀8.16XY-B1010 L/min6.3MPa1216背压阀0.1535X2F-B10D20 L/min（051）MPa1017三位五通电磁阀26.735D-63BY63 L/min6.3MPa1818二位二通电磁阀26.722D-6363 L/min

28、6.3MP1829调速阀10Q-25B(0.0525) L/min6.3MPa12110压力继电器/DP1-63B调压范围16.3MPa11111压力表开关/K-6B63MPa4112压力表/Y-60测量范围M14×1.5113液控单向阀16.4SV100.531.5MPa101五.液压缸的设计 1.液压缸壁厚 液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规则因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。其壁厚按薄壁圆筒公式PyD/2采用无缝杠杆=100MPa PyD/2=

29、2.2x80/(2x100)=0.88mm取=2mm其外径D1=D+2=80+2x2=84mm 2.液压缸工作行程的确定 本设计要求其行程为200mm，为了确保能达到要求，选择250mm 3.缸盖壁厚的确定 一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算 无孔时 t0.433D2Py /=0.433x84x2.2/100=0.8mm 有孔时 t0.433D2Py D2/( D2-d0)=0.433x84x2.2x84/100x(84-52)=2.1mm 4.最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最少导向长度。如果导向长度过

30、小，将使液压缸的初始绕度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最少导向长度。 对一般的液压缸，最少导向长度H应满足以上要求HL/20+D/2式中 L为液压缸最大行程，L=250mm D液压缸的内径,D=80mmHL/20+D/2=250/20+80/2=52.5mm 活塞的宽度B一般取B=0.61.0D=4880mm，取B=64mm 缸盖滑动支撑面的长度l1，根据液压缸内径D而定； l1=0.61.0d=3050mm，取l1=30mm5.液压缸长度的确定液压缸缸体内部长度等于活塞行程与活塞的宽度之和，为250+64=314mm。 6.缸盖与缸体的连接 7.活塞与活塞杆的连接结构

31、8.活塞杆导向部分的结构六液压系统主要性能的验算下面主要对液压系统的速度、效率和温升进行验算：a) 液压缸速度的验算流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min)q1=A1qp/( A1 -A2)=(0.005024x6.912) /(0.005024-0.00307)=17.8q1=0.2512q1= qp =6.912排除流量/(L/min)q2=A2q1/ A1=0.00307x17.8/0.005024=10.94q2=A2q1/ A1=0.1535q2=A1q1/ A2=11.32移动速度/(m/min)v1= qp/( A1 -A2)=6.912/(0.005024-0.00307

32、)=3.54V2= q1/ A1=0.05V3= q1/ A2=3.69由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度复合设计要求2.系统中的压力损失验算系统中的压力损失与回路结构有关。查阅产品样品，系统中用到的液压元件的额定压力损失见表 液压元件在额定流量下的额定压力损失元件35D-63BYI-25BXY-B1022D-63Q-25B压力损失pvn(x10Pa)42325液压缸进、出油口至阀组装置中的管道按选定的管道尺寸，6mm，进、回油管长度暂且均按2m估算。油液的运动粘度取v=46x10m/s。压力损失验算应按整个工作循环中不同阶段分别进行。1）快进（1）进油路损失 快进时，进油管路中液流的

33、雷偌数 Re=vd/v=4q1/vd=(4x26.7x0.001 x10)/(x46 x6x0.001x60)=2053<2320管道中的流动状态为层流。应按下式计算进油管路的沿程压力损失，即 p1=8x10v q1lx10/d=8x10x46 x10x26.7x2x10/8=0.48MPa 进油管的局部压力损失可按下式估算为 p1=0.1 p1=0.1x0.48=0.048MPa 由系统原理图可以看出，动力头快进时，液压缸差动连接，通过单向阀4的流量是3.456L/min，通过三位五通电液阀10的流量是6.912L/min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合，经过二位二通电池阀13进入液压缸

34、的无杆腔。由此可算出进油路上总阀压降为 pv1=2x（3.456/25）+4x(6.912/63) +2x(26.7/63) x10=0.045MPa 快进时进油路上总的压力损失 p1=p1+p1+pv1=0.48+0.048+0.062=0.573MPa (2)回油路损失同理可判断快进时回油路中液流的流动状态是层流。回油管路的流量由表可知q2=16.4L/min，其沿程压力损失 p2=8x10v q2lx10/d=8x10x46 x10x16.4x2x10/8=0.295MPa 快进时回油路上总的局部损失 p2=0.1 p2=0.1x0.295=0.0295MPa 快进时液压缸的有杆腔中的油

35、液经单向阀8的流量为16.4L/min，然后与液压泵来的油液合并，经过三位五通电液换向阀10和二位二通电磁阀13流入液压缸无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力至无杆腔的总压降 pv2=2x（16.4/25）x10=0.0861MPa 由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力 p1之差 p2=p2+p2+pv2=0.295+0.0295+0.0861=0.4106MPa 2)工进 由表可知，工进时进油路的最大流量为q1=0.2512L/min，回油路的最大流量为q2=0.1535L/min。同理可判断工进时进油路与回油路中液流的流动状态是层流。（1） 进油路 进油管路的沿程压力损失 p1=8x1

36、0v q1lx10/d=8x10x0.2512 x10x46x2x10/8=0.00452MPa 进油管的局部压力损失估取为 p1=0.1 p1=0.1x0.00452=0.000452MPa 由系统原理图可以看出，动力头工进时，通过三位五通电液换向阀10的最大流量是0.2512L/min，通过调速阀12上的最小压力损失为0.5MPa，由此可算出进油路上总阀压降为 pv1=4x(0.2512/63) +5 x10=0.500007MPa 工进时进油路上总的压力损失 p1=p1+p1+pv1=0.00452+0.000452+0.500007=0.504979MPa (2)回油路损失 工进时回油

37、管路的沿程压力损失 p2=8x10v q2lx10/d=8x10x46 x10x0.1535x2x10/8=0.0075MPa 工进回油路上总的局部损失p2=0.1 p2=0.1x0.0075=0.00075MPa由系统原理图可以看出，动力头工进时，通过三位五通电液换向阀10、二位二通电磁阀7、背压阀6、液控顺序阀9的流量均为0.1535L/min。由此可算出回油路上总阀压降为 pv2=3x（0.1535/10）+4x(0.1535/63) +2x(0.1535/63) +8 x10=0.800743MPa 工进时回油路总的压力损失 p2=p2+p2+pv2=0.0075+0.00075+0.

38、000743=0.009MPa 3）快退由表可知，快退时进油路的最大流量为q1=6.912L/min，回油路的最大流量为q2=16.97L/min。同理可判断快退时进油路与回油路中液流的流动状态是层流。（1） 进油路 进油管路的沿程压力损失 p1=8x10v q1lx10/d=8x10x46 x10x6.912x2x10/8=0.124MPa进油管的局部压力损失可估取为p1=0.1 p1=0.1x0.124=0.0124MPa 由系统原理图可以看出，动力头快退时，通过三位五通电液换向阀10的流量是6.912L/min，由此可算出进油路上总阀压降为 pv1=4x(6.912/63) x10=0.

39、0074MPa 快退时进油路上总的压力损失 p1=p1+p1+pv1=0.124+0.0124+0.0074=0.1438MPa (2)回油路损失 快退时回油管路的沿程压力损失 p2=8x10v q2lx10/d=8x10x46 x10x16.97x2x10/8=0.305MPa 快退时回油路上总的局部损失 p2=0.1 p2=0.1x0.305=0.0305MPa 快退时液压缸的无杆腔中的油液经单向阀11和三位五通电液换向阀10的流量均为16.97L/min，由此可算出快退时回油管路阀的总压降 pv2=4x(16.97/63) +2x(16.97/63) x10=0.0436MPa 由此可算

40、出快退时回油路上的总压力损失 p2=p2+p2+pv2=0.305+0.0305+0.0436=0.3791MPa 3.系统中压力阀的调整 1）溢流阀的调整压力 由于经验算后系统在工进时的压力损失与原估算有出入，液压缸的进油腔压力p1需重新计算。由此可得工进时p1=Fmax/A1+A2P2/A1= Fmax/A1+A2p2/A1=9556/0.005024+0.00307x8.54x10/0.005024 =7.14MPa考虑压力继电器的可靠动作需要压差pc=0.5MPa,故溢流阀3的调整压力pPA为 pPA= p1+p1+pc =7.14+0.504979+0.5=8.145MPA 2)液控

41、顺序阀的调整压力 液控顺序阀在快进、快退时关闭，工进时启动。其调整压力必须保证高于快进和快退时的泵的最高工作压力，低于工进时溢流阀的工作压力。快退时液压缸的回油路上的压力损失不同了须重新液压缸的进油腔压力。快退时液压缸的进油腔压力p1为 p1=F/A2+A1P2/A2= F/A2+A1p2/A2=667/0.00307+0.005024x0.3791x10/0.00307 =0.84MPa为保证系统可靠工作，应使液控顺序阀的调整压力比快进、快退的工作压力高（0.81）MPa，因此顺序阀的调整压力应为1.74MPa。此压力低于溢流阀的调整压力，合适。 4.液压系统的效率 因工进时间占整个工作循环的比例较大，因此可用计算得到回路工进时的效率作