汽车起重机液压系统设计(共22页)

1、一：汽车起重机的工况分析根据起重机试验规范，以及很多操作者的实际经验，可确定表1.1的三种工况，作为轻型汽车起重机的典型工况。设计液压系统时要求各系统的动作能够满足这些工况要求。表1.1汽车起重机典型工况表序号工况一次循环内容特点1基本臂相应的工作幅度吊重起升-回转-下降-起升-回转-下降中间制动一次起重吨位大，动作单一。很少与回转等机构组合动作2全长臂相应的工作幅度卷扬起升-回转-下降-卷扬起升-回转-下降中间制动一次运用较多的情况，能满足小吨位的工作3最长臂；主臂加副臂相应的工作幅度起升+回转-变幅-下降-起升+回转-下降中间制动一次起重吨位小，一般在12吨之间二:汽车起重机对液压系统的要

2、求根据汽车起重机的典型工作状况对系统的要求主要反映在对以下几个液压回路的要求上。1. 起升回路（1）能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。（2）要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可靠制动，即二次下滑问题，以及二次下降时的重物或空钩下滑问题，即二次下降问题。2. 回转回路（1）具有独立工作能力。（2）回转制动应兼有常闭制动和常开制动（可以自由滑转对中），两种情况。3. 变幅回路（1）带平衡阀并设有二次液控单向阀锁住保护装置。（2）要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意允许幅值位置能可靠锁死。（3）要求在有载荷情况下能微动。（4）平衡阀应备有下腔压力传感器接口，作为

3、力矩限制器检测星号源。4. 伸缩回路本机伸缩机构采用三节臂（含有两个液压缸），由于本机为轻型起重机为了使本机运用广泛，实现各节臂顺序伸缩。各节臂能按顺序伸缩，但不能实现同步伸缩。5. 控制回路（1）为了使操纵方便总体要求操纵手柄限制为两个。（2）操纵元件必须具有45°方向操纵两个机构联动能力。6. 支腿回路（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿）。（2）要求前后组支腿可以进行单独调整。（3）要求支腿能够承载最大起重时的压力，并且有足够的防倾翻力矩。（4）起重机行走时不产生掉腿现象。三：汽车起重机液压系统的工作原理总成1支腿收放回路由于汽车轮胎支撑能力有限，且为弹性变形体

4、，作业时很不安全，故在起重作业前必须放下前、后支腿，用支腿承重使汽车轮胎架空。在行驶时又必须将支腿收起，轮胎着地。为此，在汽车的前、后两端各设置两条支腿，每条支腿均配置有液压缸。如图3.1前支腿两个液压缸同时用一个三位四通手动换向阀7控制其收、放动作，而后支腿两个液压缸则用另一个三位四通手动换向阀11控制其收、放动作。为确保支腿能停放在任意位置并能可靠地锁住，在支腿液压缸的控制回路中设置了双向液压锁。当三位四通手动换向阀7工作在右位时，前支腿放下，其油路为：进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5左位手动换向阀7右位前支腿液压缸上腔。回油路：前支腿液压缸下腔液控单向阀手动换向阀7右位支腿回路安全阀

5、油箱。当三位四通手动换向阀7工作在左位时，前支腿收回，其油路为：进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5左位手动换向阀7左位前支腿液压缸下腔。回油路：前支腿液压缸上腔液控单向阀手动换向阀7左位支腿回路安全阀油箱。后支腿液压缸用三位四通手动换向阀11控制，其油路流动情况与前支腿油路类似。2吊臂变幅回路吊臂变幅是通过改变吊臂的起落角度来改变作业高度。吊臂的变幅运动由变幅液压缸驱动，变幅要求能带载工作，动作要平稳可靠。本机为小吨位吊车采用单个变幅液压缸变幅方式。为防止吊臂在停止阶段因自重而减幅，如图3.1在油路中设置了平衡阀15，提高了变幅运动的稳定性和可靠性。吊臂变幅运动由三位四通手动换向阀14控制，

6、在其工作过程中，通过改变手动换向阀14开口的大小和工作位，即可调节变幅速度和变幅方向。吊臂增幅时，三位四通手动换向阀14右位工作，其油路为：进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5右位手动换向阀14右位平衡阀15中的单向阀变幅液压缸下腔。回油路：变幅液压缸上腔手动换向阀14右位手动换向阀19中位手动换向阀20中位电磁阀33左位油箱。吊臂减幅时，三位四通手动换向阀14左位工作，其油路为进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5右位手动换向阀14左位变幅液压缸上腔。回油路：变幅液压缸下腔平衡阀15手动换向阀14左位手动换向阀19中位手动换向阀20中位电磁阀33左位油箱。3吊臂伸缩回路吊臂由基本臂和伸缩臂组成

7、，伸缩臂套装在基本臂内，由吊臂伸缩液压缸驱动进行伸缩运动。本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即号伸缩油缸活塞面积大，号伸缩油缸活塞面积小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I号伸缩油缸先伸出，其次是号伸缩油缸伸出。平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1大，K2小。为使其伸缩运动平稳可靠，并防止在停止时因自重而下滑，如图3.1在油路中设置了平衡阀18。吊臂伸缩运动由三位四通手动换向阀19控制，当三位四通手动换向阀19工作在左位或

8、右位时，分别驱动伸缩液压缸伸出或缩回。吊臂伸出时的油路为：进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5右位手动换向阀14中位手动换向阀19右位平衡阀18中的单向阀伸缩液压缸下腔。回油路：伸缩液压缸上腔手动换向阀19右位手动换向阀20中位电磁阀33左位油箱。吊臂缩回时的油路为：进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5右位手动换向阀14中位手动换向阀19左位伸缩液压缸上腔。回油路：伸缩液压缸下腔平衡阀18手动换向阀19左位手动换向阀20中位电磁阀33左位油箱。4转台回转回路转台的回转由一个小转矩高速液压马达驱动。通过行星减速机构减速，转台的回转速度为05rmin。为了提高工作效率，并且确保安全，本系统加装由平

9、衡阀、二次溢流阀、制动器组成的回转缓冲装置。如图3.1回转液压马达的回转由三位四通手动换向阀20控制，当三位四通手动换向20工作在左位或右位时，分别驱动回转液压马达正向或反向回转。其油路为：进油路：过滤器2液压泵3手动换向阀5右位手动换向阀14中位手动换向阀19中位手动换向阀20左(右)位正反转平衡阀23回转液压马达。回油路：回转液压马达正反转平衡阀23手动换向阀20左(右)位电磁阀33左位油箱。5吊重起升回路 吊重起升是系统的主要工作回路。吊重的起吊和落下作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机来完成。起升液压马达的正反转有一个三位四通换向阀32（如图3.1）控制。马达转速的调节(即起吊速度) 主

10、要通过改变泵一二分合流方式来实现，还可以通过调节发动机转速及电磁换向阀33的开口来调节。回路中设有平衡阀30，用以防止重物因自重而下滑。由于液压马达的内泄漏比较大，当重物吊在空中时，尽管回路中设有平衡阀，重物仍会向下缓慢滑落，为此，在液压马达的驱动轴上设置了制动器28。当起升机构工作时，在系统油压的作用下，制动器液压缸使闸块松开，当液压马达停止转动时，在制动器弹簧的作用下，闸块将轴抱死进行制动。当重物在空中停留的过程中重新起升时，有可能出现在液压马达的进油路还未建立起足够的压力以支撑重物时，制动器便解除了制动，造成重物短时间失控而向下滑落。为避免这种现象的出现，在制动器油路中设置了单向节流阀2

11、7。通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器抱闸迅速，而松闸则能缓慢地进行。6汽车起重机液压系统总成根据各回路的分析得到汽车起重机液压系统的工作原理如图3.1所示。该系统为中压系统，动力源采用双联齿轮泵，由汽车发动机通过底盘上的分动箱驱动。液压泵从油箱中吸油，输出的液压油经手动阀组输送到各个执行元件。整个系统由支腿收放、吊臂变幅、吊臂伸缩、转台回转和吊重起升五个工作回路所组成，且各部分都具有一定的独立性。整个系统分为上下两部分，除液压泵、过滤器、溢流阀、手动阀组及支腿部分外，其余元件全部装在可回转的上车部分。油箱装在上车部分，兼作配重。上下两部分油路通过中心回转接头连通。支腿收放回路和其他动作回

12、路采用一个二位三通手动换向阀5进行切换。图3.1 汽车起重机液压系统图表3.2 汽车起重机液压系统的工作情况表7汽车起重机液压系统的特点汽车起重机的液压系统有如下几个特点：1)该系统为双泵双回路、分合流油路、开式、串联系统，采用了换向阀串联组合，不仅各机构的动作可以独立进行，而且在轻载作业时，可实现起升和回转复合动作，以提高工作效率。2)系统中采用了平衡回路、锁紧回路和制动回路，保证了起重机的工作可靠，操作安全。3)采用了三位四通手动换向阀换向，不仅可以灵活方便地控制换向动作，还可通过手柄操纵来控制流量，实现节流调速。在起升工作中，除了分合流油路可方便实现高低速切换外，将节流调速方法与控制发动

13、机转速的方法结合使用，可以实现各工作部件微速动作。4)各三位四通手动换向阀均采用了M型中位机能，使换向阀处于中位时能使系统卸荷，可减少系统的功率损失，适宜于起重机进行间歇性工作。注：平衡阀主要的功能不是锁定执行元件的位置，是用来防止执行器失速或惯性冲击的。四：液压系统计算1汽车起重机液压系统参数的初定最大起重量8吨；最高提升速度=18；吊钩滑轮组倍率为M=6，效率=0.95；钢丝绳导向滑轮效率=0.95；起升卷筒上钢丝绳最外层直径=400mm；起升传动比=20、效率=0.95；参看下表4.1根据液压马达负载，初选系统的工作压力为P=20MPa。表4.1各种机械常用的系统工作压力2机械类型机床

14、农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/0.823528810101820302 起升马达的计算和选择（1） 作用于钢丝绳上的最大静拉力1：(4-1)式中Smax作用于钢丝绳上的最大静拉力，N；Q起重量, Q=8000kg×9.8N/kg=78400NM吊钩滑轮组倍率；吊钩滑轮组效率；钢丝绳导向滑轮效率。N(2)起升马达所受最大扭矩1(4-2)式中:动力系数，= 1+0.35V，其中V是最高起升速度，由于V =18m/min =0.3m/s则 = 1+ 0.35×0.3 =1.105；Smax作用于钢丝绳

15、上的最大静拉力，N；起升卷筒上钢丝绳最外层直径，=400mm；起升传动比，=20；起升效率，=0.95。(3)液压马达的排量2(4-3) 式中：Mmax起升马达受到的最大扭矩，Mmax=168.41 ；P系统的工作压力，P=20Mpa；液压马达机械效率，通常取= 0.92；（4）液压马达转速1(4-4)式中：M吊钩滑轮组倍率；起升传动比，=20；最高提升速度，=18；起升卷筒上钢丝绳最外层直径，=400mm；(5) 液压马达的选择根据马达所受到的压力、最大扭矩以及需要的转速和排量查2表3.2-3决定采用型号为CM4型的齿轮马达，该马达的具体参数如下：额定压力为20MPa，转速1502000r/

16、min，排量4063ml/r，输出转矩115180。3液压泵的计算与选择（1）液压泵的工作压力1(4-5) 式中：液压马达的最大工作压力起升马达所受最大扭矩= 168.41Qm 起升马达排量(cm3/r)，Qm = 57.48cm3/r 起升马达机械效率， = 0.92查2得到液压泵的最大工作压力：(4-6)式中从液压泵出口到液压马达入口之间总的管路损失，由于管路复杂故取=0.51.5M，。则液压泵的最大工作压力18 + 1.5 = 19.5。(2) 查2得到确定液压泵的流量(4-7)式中： K系统漏油系数，一般取K=1.11.3，这里取K=1.3；包括液压马达的最大总流量，同时由于工作过程中

17、用到节流调速所以要加上溢流阀的最小溢流量一般取=0.0008/min。液压泵的流量：=1.3（98.87+0.0008）=128.54/min(3) 液压泵的选择液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵三种。对于汽车起重机，其液压系统负载大、功率大、精度要求不高。所以， 一般采用齿轮泵。根据系统的要求以及压力、流量的需要，查2表3.1-18选择了50.3/40.6型双联齿轮泵，型号为CBG2050/2040，最高工作压力为20MPa，额定转速为2000r/min，理论排量分别为50.3mL/r和40.6mL/r，合流最大流量为90.9mL/r。当发动机经分动箱输出速度为1500 r/min时，流量为

18、136.35L/min。满足以上的设计参数。所以选择的液压泵型号为：CBG2050/2040。经计算得出液压泵的最大工作压力为19.5；因此初选系统压力为P=20Mpa符合。五：变幅液压缸设计1变幅液压缸的受力分析图5.1变幅液压缸的工作示意图全液压汽车起重机的变幅机构使用液压缸来驱动动臂变幅。液压缸的布置形式有三种，分别是前倾式、后倾式和后拉式。前倾式如图4.1所示。因液压缸前倾，其对动臂作用力臂较长，变幅缸的推力可以较小些，故缸径较小。因臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。大多数全液压汽车起重机都采用此布置形式4。图5.2变幅液压缸的几何示意图变幅机构三铰点的几何关系简化成ABC （见图4.2

19、）。AB为油缸，A、B点为变幅油缸在转台和吊臂上的铰点为起重机的回转中心线。当在工作幅度R吊起载荷Q时，对吊臂后铰点C的平衡方程式为：(5-1)式中：变幅油缸推力；Q工作负载的重量；h变幅油缸推力对吊臂铰点C的力臂；吊臂的仰角；吊臂的长度；吊臂的重量；吊臂的重心距C点的距离；S起升绳的拉力；e随角变的起升绳到铰点C的距离。(5-2)因为Se <<Q(R+a)，式(5-1)可简化为：式（5-2）表明，当起重机的额定载荷Q确定后，油缸的推力是仰角和力臂h的函数。仰角和力臂h是由变幅机构三铰点的几何形装决定的，即ABC的形状决定油缸推力。2变幅机构三铰点合理几何形状的分析图4.3变幅机构

20、的铰点三角形前支式变幅机构的铰点ABC中，令液压缸全缩时长，全伸时长，即有，其中为变幅液压缸的伸缩比，液压缸全缩时，吊臂仰角为0°，液压缸全伸时，吊臂仰角为，=80°。设铰点C与A的距离为p，为油缸与铰接点AC间的夹角，则在变幅过程中，油缸推力对C点的力臂h有：(5-3) 当时，在ABC中h=p。取则有因为1，则K1。用作图法可得到随吊臂仰角变化的、曲线，它反应变幅过程中油缸的推力变化情况。设变幅油缸全缩时为单位长，即，则一般全伸时，吊臂仰角由0°变到80°，能满足此变幅油缸的铰点A布置可有轨迹ad（见图5.4），例如取三种状态：取p=0.7时铰点三角形

21、为取p=0.62时铰点三角形为取p=0.62时铰点三角形为图5.4铰接点A的运动轨迹图5.5、图5.6是按三个不同的三角形用作图法得到的、曲线。图5.5图图5.6图这三个三角形的比较如下表5.1。表5.1不同变幅铰点比较起臂时力臂较小，在仰角为58°时，力臂h=p，在吊臂仰角较大时，力臂h较大油缸工作条件好，压力参数变化小，油缸参数选择较易合理，结构紧凑变幅过程中力臂h变化平缓，在仰角为38°时，力臂h=p油缸工作条件较好，结构紧凑起臂时力臂h较大，在变幅过程中hp，在吊臂仰角较大时，力臂h小油缸工作条件恶劣，油缸参数选择不合理，结构紧凑有表5.1可以看出，油缸铰点A布置在

22、段上，可以使油缸工作压力变化平稳而且机构紧凑，所以A点应该布置在段上，在=40°50°时，力臂h=p。3变幅机构铰点三角形 吊臂与油缸的铰点B一般位于L到L吊臂上，故，L =10 .4m，取BC =5，选择合理的铰点三角形如图5.7，确定变幅铰点三角形几何尺寸5。图5.7变幅机构三铰点几何三角形4变幅液压缸的机械设计图5.8变幅液压缸额定工作幅度的各参数图变幅液压缸受到的推力：(4-4)式中：变幅轴线与水平线的夹角； 工作臂长； 吊臂的重量； 吊臂重心到铰点C的距离； 变幅液压缸与AC的夹角； R起重机工作幅度； a铰点C与回转中心的距离。铰点C与回转中心的距离a的取值范围

23、为1.53m6，此时=67°；额定工作幅度下起重量Q=78400N；吊臂质量的取值范围是起重机总质量（10t）的15%20%，由于采用的是组合式伸缩臂，所以取吊臂的重量=；工作绳拉力=14478.3N；吊臂基本臂长=10.4m；铰点A到C的距离AC=947mm；AC与AB的夹角=62°；变幅液压缸最大长度=2800mm；变幅液压缸最小长度=1800mm。将以上参数带入公式（5-4）得到变幅液压缸的受到的推力：5变幅液压缸主要几何参数的计算（1）变幅液压缸压力的选取系统的工作压力为P=20，因为系统中有一定的背压，所以选择液压缸的被压力为2，故取液压缸的工作压力=22。（2）

24、变幅液压缸内径Db的确定由于汽车起重机的变幅液压缸是以无杆腔作为工作腔的，所以有公式如下参考表5.2液压缸尺寸系列取液压缸内径Db=160mm。表5.2液压缸径尺寸系列（单位mm）（摘自GB2348-80）810121620253240506380100125160200250320400（3）变幅液压缸活塞杆直径d的计算由于活塞杆受到压力作用，且=227，故d=0.7D=0.7160mm=112mm。参看下表5.3取活塞杆的直径d=125mm。表5.3活塞杆直径尺寸系列/mm45681012141618202225283236404550566370809010011012514016018

25、0200220250280320360400（4）活塞杆理论推力F1和拉力F2的计算图5.9活塞杆受力分析图画活塞杆的受力分析图如图5.9。当活塞杆伸出时理论推力：当活塞杆回缩时理论拉力式中：和分别为无杆腔和有杆腔的受力面积； 为液压缸的工作压力，=22。（5）变幅液压缸活塞杆行程S的确定由于液压缸全伸时：=2800mm变幅液压缸全缩时：=1800mm得到变幅液压缸行程S：S=1000mm查3表37.7-3选取行程S=1000mm。（6）液压缸最小导向长度H的确定导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证缸有一定的最小导向长度，液压缸的最小

26、导向长度应满足2：(4-5)式中：S是变幅液压缸的最大行程，S=1000mm； D是变幅液压缸的内径，D=160mm； 故有：。（7）液压缸缸筒壁厚b的计算查3表37.7-64工程机械用缸外径系列取变幅液压缸外径为245mm，液压缸体材料为45号无缝钢管。因此，壁厚为b=（245200）/2=22.5mm。（8）液压缸的缸底厚度hb计算设计此缸为平行缸底，查3得(4-6)式中：hb缸底厚度，m；液压缸内径，m；试验压力，；缸底材料的许用应力，。缸底材料选用45钢，查7表6-5得到45钢的抗拉强度600MPa，屈服强度355MPa，伸长率16，断面收缩率为40，冲击功为39J。则=600。变幅液

27、压缸的工作压力=22，取=1.6=35.2综合以上计算，查3表37.7-10可知液压缸相关尺寸为：缸径=200mm，D=245mm，UE=270mm，耳环滑动轴承CD=80mm，Y=85mm，PM=105mm，MR×EW=90×90，进出油口尺寸2-EE为M42×2，耳环连接螺纹为M85×3*-95。六：汽车起重机液压系统的发热温升计算1计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。油温过高，不仅使油的性质发生变化，影响系统工作，而且会引起容积效率的下降，因此，油温必须控制在一定的范围内

28、。对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，通常用下式计算液压系统的发热功率2：(3-8)式中 液压系统的总输入功率； 液压系统输出的有效功率。(3-9)(3-10)式中 工作周期，S;Z、n、m分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；、第i台液压泵的实际输出压力、流量、效率； 第i台液压泵工作时间，s；、液压马达的外载转矩，N·m，转速，rad/s，工作时间，s；、液压缸外载荷及驱动此载荷的行程，N·m。起重机的一个工作循环包括起升、回转、变幅、伸缩臂、下降、空载、回转、装料等工序。在整个循环中，依据经验估算出所需时间为280 s。总发热功率：。2计算液压系统的散热功率液压系统

29、的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统的外接管路较长，在计算散热功率时，也应该考虑管路表面的散热2。(3-11)式中 油箱散热系数，见下表3.2，取=16； 管路散热系数，见下表3.3；、分别为油箱。管道的散热面积，； 油温与环境温度之差，。表5.2油箱散热系数/W/(·) 冷却条件通风条件很差89通风条件良好1517用风扇冷却23循环水强制冷却110170表5.3管道散热系数/W/(·)风速/m·管道外径/m0.010.050.1086512514105694023若系统达到热平衡，则，油温不再升高，此时，最大温差2(3-12)环境温度为，=25。查下表3.4可知

30、T90，则TT-=75。取T=75表5.4各种机械允许油温/液压设备类型正常工作温度最高允许温度数控机床30505570一般机床30555570机车车辆40607080船舶30608090冶金机械、液压机40706090工程机械、矿山机械50807090（1） 油箱散热面积的计算油箱容积一般为液压泵流量的38倍，由于汽车起重机的冷却效果较好，故取油箱容量为液压泵流量的6倍，即V=8=8×128.54=1028.32=1.03。如令油箱尺寸的高、宽、长之比为111至123，油面高度选油箱高度的0.8，油箱靠自然冷却使系统保持在允许温度以下时，则油箱的散热面积可近似用以下公式计算2：(3

31、-13)式中 V油箱的有效体积，； 油箱的散热面积，。则油箱的散热面积=6.66。（2） 管路散热面积的计算液压泵吸油管道内径d2:(3-14)式中 通过管道内的流量，=128.54/min=0.002； 管道允许流速，m/s，参照表3.5取0.8m/s。 5.5管道内允许流速推荐值管道推荐流速/（m/s）液压泵吸油管道0.51.5，一般常取1以下液压系统压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6液压泵吸油管道内径管道壁厚的计算2:(3-15)式中 管道内最高工作压力，=22M； 管道内径，m；管道材料的许用应力，；管道材料的抗拉强度，；安全系数，对钢管来说，p7时

32、，取；p17.5时，取；p17.5时，取。由于液压泵的吸油管道内径80mm，故管道材料采用10钢，查表3.6钢管的力学性质得到10钢消除应力退火后的抗拉强度。故:管道壁厚：。表5.6钢管的力学性质牌号交货状态冷加工/硬（Y）冷加工/软（R）消除应力退火(T)抗拉强度/（N/mm2）伸长率/%抗拉强度/（N/mm2）伸长率/%抗拉强度/（N/mm2）伸长率/%不小于10203040412510588647654437345154962810865333432520608121087管道散热面积=3.14×（56÷2+7.4）2=3935mm2=3.935×10-3m

33、2。查表3.3取=40油箱的散热功率：由于散热功率=8=25.1，所以需要装设冷却器。根据热交换量25.1-8=17.1KW。油的流量（50.3+40.6）ml/r ×1500r/min=136.35 L/min。查3表37.10-36选择冷却器型号为2LQFLA2.5F，它能保持油温50左右。七：主要液压辅助装置的选择1液压油的选择由于工作温度在60以下，载荷较轻，故选用机械油。查3表37.3-30液压泵用油粘度推荐值得到所选液压油的粘度为6388mm2/s，查3表37.3-15机械油质量指标及应用选70号机械油，代号为HJ-70。2滤油器的选择查3表37.10-2过滤精度与液压系统压力的关系得到颗粒大小25。查3表37.10-3滤油器