哈工大液压传动课程大作业-动力滑台-铣床液压系统设计课件

1、双面铣削液压专用铣床液压系统设计设计一台采用端面铣刀同时双面铣削柴油机连杆大小头平面液压专用铣床的液压系统。该机床采用四个动力头，同时铣削连杆大、小头四个侧面。工件材料为42CrMo，硬度HB200，毛坯类型为模锻件。选用CD型硬质合金可转位铣刀，大铣刀盘直径为360mm，刀齿数为20；小铣刀盘直径为200mm，刀齿数为10。加工余量均为5mm，一次进给，属于粗加工；夹具和工件安装在工作台上，工作台由单活塞杆液压缸驱动，完成进给运动。机床示意图见图1.1。图1.1 柴油机连杆加工铣床示意图1-工作台进给液压缸；2-夹紧液压缸；3-工件；4-小铣削动力头和小刀盘（两台）；5-大铣削动力头和大刀盘

2、（两台）；6-定位液压缸1 明确液压系统设计要求专用铣床的工作循环为：手工上料定位缸定位夹紧缸夹紧定位缸退回工作台快进工作台工进工作台快退夹具松开手工卸料。（1）技术参数（a）工作行程：快进行程S1 = 800mm，工作行程S2 = 750 mm。（b）工作台轴向切削力：工作行程I（0400 mm范围内），Ft1 = 8400N（大小铣刀盘同时铣削）；工作行程II（400750 mm范围内），Ft2 = 3600N（仅小铣刀盘铣削）。（c）垂直于工作台导轨的切削分力：工作行程I，Fn1 = 19000N，工作行程II，Fn2 = 8000N（d）工作台运动部件质量：m = 1361kg（e）工

3、作台快进、快退速度：v1 = v3 =400 mm/min（f）工作台工作速度：v2 = 4080 mm/min可调（g）工作台导轨型式及摩擦系数：平导轨：静摩擦系数fs = 0.2，动摩擦系数fd = 0.1（h）工作台加速减速时间：t 0.2s（i）夹紧缸负载力：Fc = 4000N（j）夹紧时间：tc =（12）s（k）夹紧缸行程：Sc = 20 mm（l）定位缸负载力：Fs = 500N（m）定位缸行程：Ss = 100 mm（时间<5s）（n）上、卸料时间：ts = 30s（2）设计要求（a）由于切削时切削力有脉动，要求进给速度随负载的变化小。（b）只有在夹紧工件后才允许进行铣

4、削，铣削加工时必须确保一定的夹紧力，防止工件松动。（c）工作台可在行程中途任意位置停止。（d）该机床为专用设备，性能可靠，结构简单，投产快。2 分析液压系统工况根据加工要求需要下列执行元件：工作台进给液压缸一个，夹紧液压缸两个及定位液压缸两个。 进给液压缸的负载力主要有：切削力、导轨摩擦力、惯性力、重力、密封圈摩擦力和背向压力等。（1）计算工作台进给液压缸负载力（a）切削力Ft：工作行程I：Ft1 = 8400N工作行程II：Ft1 = 3600N（b）导轨摩擦力静摩擦力：Ffs = mgfs = 1631×9.81×0.2 = 3200N快进行程动摩擦力：Ffd = mg

5、fd = 1631×9.81×0.1 = 1600N工作行程I动摩擦力：Ffd1 = （mg+Fn1）×fd = （1631×9.81+19000）×0.1 = 3500N工作行程II动摩擦力：Ffd2 = （mg+Fn2）×fd = （1631×9.81+8000）×0.1 = 2400N式中 m运动部件质量；g重力加速度；Fn1工作行程I内工作台垂直方向的切削分力；Fn2工作行程II内工作台垂直方向的切削分力；fs、fd导轨静摩擦系数和动摩擦系数。（c）惯性力FF = m = 1631 = 544N式中 v在t

6、时间内的速度变化值（m/min）；t起动或制动的时间（s）。（d）重力Fg：运动部件是水平安置，重力在运动方向上的分力为零。（e）密封圈摩擦力Fs：Fs与液压缸的密封结构有关，较难直接计算，可用液压缸的机械效率cm来计算F = 式中 F液压缸的总负载力；FL除密封圈摩擦力外的所有液压缸负载之和；cm液压缸的机械效率，一般取cm = 0.90.95 。（f）背压力FB：即液压缸回油腔产生的阻力。初算时可先不考虑，在计算液压缸尺寸时按经验取一个背压值，系统确定好后再行修正。（g）绘制工作台液压缸的负载图和速度图：将上面计算所得到上午数值列在表1.1中。根据这些数值可以绘制出液压缸的负载图（F-S）

7、图和速度图（v-S图），其横坐标为行程S，也可用时间t。此图直观性强，有利于分析，如图1.2所示。表1.1 工作台液压缸的负载力计算工 况计 算 公 式负载力（N）起 动F = Ffs/cm3556加 速F = （Ffd+F）/cm2382快 进F = Ffd/cm1778工作行程IF =（Ffs-Ft1）/cm13222工作行程IIF =（Ffs+Ft1）/cm6667反向起动F = Ffs/cm3556加 速F =（Ffd+F） /cm2382快 退F = Ffd /cm1778制 动F =（Ffd-F）/cm1173图1.2 工作台液压缸的负载图和速度图（2）计算定位液压缸负载力已知最大

8、负载力：Ft = 500N（摩擦力与惯性力可以忽略不计）（3）计算夹紧液压缸负载力已知最大负载力：Fc = 4000N（摩擦力与惯性力可以忽略不计）3 确定液压缸的主要参数 （1） 初选液压缸的工作压力确定液压系统的工作压力：在各种液压缸，以工作台进给缸的负载为最大，所以可按此缸来确定系统工作压力。该机床属铣床类组合机床，工作压力可选（3050）×105Pa；考虑到液压缸的行程较长，缸的结构刚性就较差，而且缸孔的长径比也较大，带来了深孔加工的困难，为了增大液压缸的刚性和改善孔加工的工艺性，可适当加大缸径，因此将工作压力选得较低，取p1 = 20×105Pa。 （2） 确定液

9、压缸的主要结构参数确定工作台进给液压缸的缸筒内径和活塞杆直径 如图1.1可知，工作台液压缸的结构为单活塞杆式，且要求快进与快退的速度相等，所以快进时应采用差动连接，且无杆腔有效工作面积应是有杆腔有效工作面积的两倍，即A1 = 2A2，见图1.3。为实现铣削进给运动的平稳性要求，采用出口节流调速回路，因考虑到调速阀的最小压差5×105Pa及其它阀的损失，取背压ps = 6 ×105Pa图1.3 工作台液压缸的受力示意图由图1.3可知p2 = pBp1A1-p2A2 = F由于A1 = 2A2，可得 A1 = F/（p1-pn/2）= 13222/（20-6/2）×1

10、05 = 77.8×10-4m2 = 77.8cm2= 7780mm2缸筒内径为D = = 99.5mm按标准的缸经尺寸系列，取D = 100mm。由A1 = 2At，活塞直径d0.7D0.7×10070mm。按标准的活塞杆尺寸系列，取d = 70mm根据计算所得的缸筒内径和活塞杆直径，复算液压缸实际工作面积。无杆腔面积A1，有杆腔面积A2和活塞杆面积A分别为：A1 = D2 = 102 = 78.54cm2= 7854mm2A2=（D2-d2） = （102-72）= 40.1cm2= 4010mm2A=A1-A2 = 38.44cm2= 3844mm2确定定位缸的内径和

11、活塞件的直径 根据Fs = 500N，选ps = 20×105Pa，定位缸内径D为：D = = 0.018m = 18mm考虑到液压缸制造的方便性，取D = 32mm。取活塞杆直径d = 0.5D = 16mm确定夹紧缸的内径和活塞杆的直径 根据Fc = 4000N，选pc = 20×105Pa，夹紧缸内径D为：D = = 0.0505m = 50.5mm按标准缸径尺寸系列，取D = 50mm。活塞杆受压。选d0.5D = 0.5×50 = 25mm，按标准活塞杆尺寸系列，取d25mm。 （3）计算液压缸的工作压力、流量和功率计算工作台液压缸各运动阶段的压力、流量

12、和功率，如果估计差动快进时的压力损失p = 5×105Pa，工进时的背压力p2 = 6×105Pa，快退时的背压力p2 = 5×105Pa，则各阶段的压力、流量和功率值如表1.2。表1.2 工作台进给液压缸的压力、流量和功率计算工 况计算公式总负载力F（N）回油腔压力p2(105Pa)进油腔压力p1(105Pa)输入流量q(L/min)输入功率P(kW)快进起动35569.25加速q=（A1-A2）v12382p2 = p1+p（p=5）11.4变化值变化值快进P=p1q1778p2 = p1+p（p=5）9.8415.40.25工进工进（）工进（）q=A1v2P

13、=p1q132226667p2 = pB=619.911.50.310.630.01 0.0210.006 0.012快退反向起动加速快退制动q=A2v3P=p1q3556238217781174p2=5p2=5p2=58.915.714.312.7变化值16变化值变化值0.38变化值计算夹紧液压缸的压力和流量进油腔压力p1为：p1 = = = 20×105Pa夹紧缸运动速度vc为：vc = = = 13.3mm/s = 0.8m/min= 800mm/minq = vcA1 = 80××52 = 1570cm3/min = 1.57 L/min定位缸的负载力小、

14、行程短，计算从略。绘制工作台进给液压缸工况图 根据表1.2中的压力、流量和功率值，可绘制出工况图如图1.4所示。此图可直观地表示出液压缸工况主要参数的变化情况。图1.4 工作台进给液压缸工况图4 拟订液压系统原理图 （1）液压回路的选择机床液压系统常以速度控制为核心所以应该首先考虑调速和速度换接回路，然后再考虑其他回路。（a）调速与速度换接回路 因工作台进给液压缸进给速度低，传动功率不大，属于小功率液压系统宜采用节流调速回路。因铣削力有一定脉动量，为了保证铣削时进给速度稳定，可采用调速阀出口节流调速回路，此回路平稳性优于进口节流调速回路。由液压缸的流量-行程工况图（q-S）知，工作台由快进转工

15、进时，速度有较大突变，故选用行程阀进行速度的换接可使换接平稳，减小冲击。绘出该部分液压回路图，如图1.5a所示。（b）快速回路 由机床技术参数和液压缸快进快退速度相等，此时液压缸负载很小，为了尽量采用小规格的泵实现快速运动故可选择单活塞杆液压缸差动连接的快速回路，如图1.5b所示（c）换向回路 由表1.2可知。液压缸的最大流量不太大，运动部件的惯性力也不算大，对换向性能又没有什么特殊要求。所以选择电磁阀的换向回路。选用五通电磁阀实现液压缸差动连接可以减少换向阀的压力损失，换向回路如图1.5b所示。图1.5 液压回路图（d）泵源和压力控制回路 由图1.4的工况图可知快进（退）和工进的流量相差很大

16、（qmax/qmin = 16/0.31 = 51.6），工进与快进的时间之比为：快进时间 t1s1/v1 = 0.8×60/4 = 12工进时间 t2s2/v2 = 0.75×60/0.04 = 1125t2/t1 = 1125/12 94显然，时间差值甚大，若选用单定量泵，在工进时必有大量压力油经溢流阀回油箱。其溢流能量损失很大，使油液发热所以应选择双联泵，其调压回路如图1.5c所示，这样在快速运动时，双泵同时向工作台液压缸供油；换接为工进速度后大流量泵经液控顺序阀卸荷由小流量泵单独供油，其供油压力由溢流阀调定。当然，为了减少能量损失，也可采用其它液压泵如限压式变量泵如

17、图1.5d所示。由于限压式变量泵无溢流损失，一般可不必装置溢流阀但有时为了防止变量机构失灵，保证液压系统的安全起见，仍可并联一个溢流阀起安全阀的作用，如图1.5d中双点划线所示。（e）定位夹紧回路 由机床工作循环可知，要先完成定位缸定位-夹紧缸夹紧-定位缸退回的顺序动作，然后进行加工，加工结束后，夹紧缸再退回。因此用单向顺序阀的顺序动作难以达到要求。为此采用两个电磁阀分别控制定位缸和夹紧缸并用行程控制和压力控制实现其顺序动作，如图1.5e所示。由图可知，定位缸定位结束后，由电气行程开关发出信号，使电磁阀6失电，夹紧缸进行夹紧，夹紧以后由电气行程开关和压力继电器同时发信号，使定位缸退回。定位缸1

18、、2接入节流阀的目的是为了避免定位元件撞击工件，又尽量使两定位缸同时进行定位。（因定位行程较长，可能产生不同步。）夹紧缸3、4接入节流阀的目的是可以调节夹紧时间单向阀7起隔离作用，当工作台液压缸进给时若压力瞬时下降，仍使夹紧回路保持规定的压力，实际上起保压作用。电磁阀6设计成失电夹紧方式，可不受电源突然停电影响，提高了该机床的工作可靠性（也可采用带定位装置的双电磁铁的二位电磁阀）。（f）动作的联锁装置和转换方式 为了保证唯有工件夹紧后才能进行工进铣削，夹紧与工进的顺序动作与联锁采用行程控制与压力控制的双重控制。只有当夹紧元件到达指定位置碰到行程开关发信号，且真正夹紧工件后压力升高使压力继电器发

19、信号，才允许进行工进，两者缺一不可，是一个“与”门控制。工进与快退的动作转换，因铣刀铣出工件后的位置精度要求不高。用电气行程开关进行一般的行程控制即可。 （2）液压回路的组合液压回路的组合是指将上述液压回路组合成符合设计要求的液压系统并绘制成液压系统原理图。在组合时要考虑用什么样的信号转换元件，如何防止各回路间的干扰，减少液压冲击以及如何提高工作可靠性等问题；还要尽可能减少液压元件和提高系统效率。组合后的液压系统原理图见图1.6，图中增加了液控顺序阀5和单向阀6，其作用如下：快进时换向阀7左位工作，由于这时空载系统压力低；液控顺序阀5关闭，工作台液压缸18的有杆腔回油，经单向行程调速阀8、换向

20、阀7、单向阀6与泵输出的流量合并，一起进入缸18的无杆腔而实现差动连接。工进肘，因缸18受到负载力而使系统压力升高，液控顺序阀5被打开，回油经此阀入油箱，此时单向阀6关闭，将高低压油路隔开，实现液压缸的工进运动。图1.6 连杆加工铣床液压系统原理图液压系统电磁铁动作见表1.3。表1.3 液压系统电磁铁动作循环表 元件动作1YA2YA3YA4YAYJ行程阀定 位-+-夹 紧-+-+-定位退回-+-快 进+-+-工 进+-+快 退-+-+-松 开-+-液压系统元件见表1.4。表1.4 液压系统元件表序 号名 称型 号1双联叶片泵YB1-16/42溢流阀Y-10B3单向阀I-25B4液控顺序阀XY-

21、B25B5液控顺序阀XY-B10B6单向阀I-10B7三位五通电磁换向阀35E-25BY8单向行程调速阀QCI1-25B9二位四通电磁换向阀24E-10B10单向节流阀LI-10B11单向节流阀LI-10B12单向阀I-10B13二位四通电磁换向阀24E-10B14单向节流阀LI-10B15压力继电器DP1-63B16滤油器XU-40×100J17压力表开关K-3B18工作台液压缸19定位液压缸20定位液压缸21夹紧液压缸22夹紧液压缸5 选择液压元件 （1） 液压泵的计算与选择（a）计算液压泵的工作压力 液压泵的工作压力应是液压缸的最大工作压力与进回油路的压力损失之和。由表1.2知

22、，液压缸的最大工作压力为p119.9×105Pa，本系统采用调速阀出口节流调速，调速阀最低工作压差不小于5×105Pa，现取7×105Pa，由图1.3知液压缸两腔的面积比为A2/A1 = 1/2.故折算到进油路的压力损失为1/2×7×105Pa = 3.5×105Pa，再计入电磁换向阀7的压力损失，估算时可取油路压力损失p = 5×105Pa。这样液压系统的工作压力pp为：pp = p1+p =（19.9+5）×105Pa 25×105Pa（b）计算液压泵的流量 液压泵的流量至少应等于同时工作的各液压缸的

23、最大流量之和另加回路的泄漏流量。由表1.2知，工作台液压缸的最大流量为16L/min，两夹紧液压缸虽同时动作，但流量较小，且与工作台缸为先后动作，故夹紧缸所需流量不作为选泵的依据。回路的泄漏流量可用其泄漏系数K（K 1.11.3）作近似计算，依回路的复杂程度取值，这里取K = 1.2，故液压泵的最大流量为。qp = K（q）max = 1.2×16 = 19.2L/min由表1.2可知。工进时流量值为（0.310.63）L/min，但溢流阀的最小溢流量为2.53L/min，故泵的最小流量不应小于3.63L/min工况分析表明，液压泵作大流量供油时为低压，而作小流量供油时为高压。这点对

24、于选择泵的规格是一个重要依据。（c）液压泵规格的选择 选用YB1-16/4型双联叶片泵，该泵每转排量V16/4（mL/r）公称转速n = 960r/min，公称压力p = 63×105Pa。如果不考虑泵的容积效率pv，可算出；大泵流量 q1 = V1N16×960×10-3 = 15.56L/min小泵流量 q2 = V2N4×960×10-3 = 3.84L/min泵作大流量供油时qp = q1q2 = 15.363.84 = 19.20L/min，泵作小流量供油时qp = q2 = 3.84L/min；根据以上计算，该双联泵的压力流量均符合

25、要求。（2）液压泵的输入功率计算和电动机规格选择（a）计算液压泵的输入功率（即驱动液压泵的电动机功率）泵的输入功率为；Pi = = 式中 Pi、Po泵的输入、输出功率；pp 泵的工作压力qp泵的实际输出流量；p泵的总效率。由表1.2知，液压缸快退时所需功率最大，设快退时管路压力损失p = 3×105Pa，则泵的工作压力pp = plp（14.33）×105Pa。而qp = qp1 + qp2 = 19.20L/min。取p = 0.75，代入上式计算得：Pi1 = = = = 738W = 0.738kW另外再计算工进I时的液压泵输入功率，此阶段小泵的工作压力应为pp2 =

26、 25×105Pa，小泵的流量一部分进入液压缸，另一部分经溢流阀进入油箱；大泵处于卸荷状态，油液经顺序阀回油箱取大泵卸荷压力为p0 = 5×105Pa。则双联叶片泵的输入功率为：Pi2 = = = 384W = 0.384 kWPi1与Pi2相比校，Pi1>Pi2，按Pi1选择双联叶片泵的驱动电机的功率。（b）电机规格的选择 选择液压泵驱动电机时，除确保足够的功率外还要考虑电机与液压泵的转速匹配和换接方式等方面；可选用Y90L-6型三相异步电动机，其额定功率为1.1kW，额定转速为940r/min。（3）液压阀和其它液压元件的选择各液压阀在系统中的最大工作压力可作为选

27、择各阀压力规格的依据本系统选定63×105Pa，通过各阀的实际流量为选择阀流量规格的依据。其它元件也可根据通过该元件的最大流量和最高工作压力来选泽。元件规格型号如表1.5所示。表1.5 液压元件规格明细表序号元件名称实际通过流量（L/min）选用规格型号1双联叶片泵YB1-16/42溢流阀4Y-10B3单向阀16I-25B4液控顺序阀16XY-B25B5液控顺序阀<0.4XY-B10B6单向阀8I-10B7三位五通电磁换向阀2035E1-25BY8单向行程调速阀16QCI-25B9二位四通电磁换向阀 124E-10B10单向节流阀 1LI-10B11单向节流阀 1LI-10B1

28、2单向阀2.5I-10B13二位四通电磁换向阀2.524E-10B14单向节流阀2.5LI-10B15压力继电器DP1-63B16滤油器20XU-40×100J对于单向行程调速阀QCI-25B的规格，还需验算其最小稳定流量是否能使液压缸获得最低稳定速度。验算方法如下：由液压元件样本或设计手册中查得QCI-25B的最小稳定流量为qmin0.070L/min，则缸的最低稳定速度为：vmin = = = 0.0175m/min式中A2工作台液压缸有杆腔工作面积。此值小于机床技术参数所规定的工进速度0.04m/min的值，所以满足设计要求。 （4）选择辅助元件（a）油管的计算和选择油管的内径

29、尺寸可以由管路允许流速计算确定，也可参考元件接口尺寸而定。例如工作台液压缸无杆腔端的进油管。在差动连接快进时流量q = 38.4L/min，允许流速按压油管路取v = 4m/s，则油管内经d为d = = = 1.43cm可选作内经为15mm的油管。又例如液压泵的吸油管，q19.24L/min。允许流速取v = 1m/s。仍按上式计算得d = = 2.02cm可选择内径为20mm的油管。定位夹紧油路的管径。可按元件接口尺寸选取。油管的壁厚可用管子材料的强度公式计算： 式中 p液压油的压力；油管材料的许用拉伸应力；d油管的内径；油管的壁厚。对压油管；d = 15mm，p = 25×105

30、Pa，选用紫铜管，250×105 Pa，= = 0.75mm可取通径为15mm，壁厚为1.5mm的紫铜管（即15×18），作为压油管使用。同样的方法可以算出其他油管的壁厚。（b）油箱容量的确定本系统为中压系统，按经验公式计算，油箱容量V为：V = （57）qp。计算得V = 6qp = 6×19.2 = 115.2L可选用YX-120型油箱（容量为120L）。（c）选择液压油正确选择液压油能保证液压系统的正常工作。本系统是一般金属切削机床液压系统，工作压力属中压泵列。运动部件的速度属中低速，环境温度在-535范围内，可选用中等粘度的油液。如果再要求工进时的低速稳定

31、性，可选粘温特性较好的液压油。因此本例可选用32号或46号抗磨液压油，冷天用32号液压油，热天用46号液压油。6 液压系统性能的验算验算的内容主要是计算管路的压力损失，校核压力阀的调整值和液压泵驱动电机的功率值计算液压回路的效率，系统的热平衡计算等。（1）计算管路的压力损失若计算结果与原估算值相差甚大，则必须进行修正。管路压力损失算出后，可确定液压泵的输出压力及压力阀的调整压力。具体计算时可将液压系统划分为若干条管路，如由液压泵出口经液压阀进液压缸进口，或由液压缸出口经液压阀回油箱。任一条管路的压力损失均可由下式计算ppLprpv式中 p某管路的总的压力损失；pL等经直管的沿程压力损失之总和；

32、pr除阀门之外的各种局部装置的压力损失之总和；pv各阀类元件的压力损失之总和。（a）计算沿程压力损失pL 计算方法是：先用雷诺数判别流态，然后运用相应的压力损失公式进行计算。当然，计算时需要事先知道管路的直径d和长度l，d的计算已经在前面章节中说明，而管长l要在液压的配管装置设计好后才能确定。因此，这里只能假设一个数值后进行粗略计算。（b）计算局部装置的压力损失pr 管路的局部装置是指弯管、变径接头、出入口等。局部装置的压力损失可按下式计算：pr = 式中 局部阻力系数（可由有关设计手册差得）；液体的密度；v液体的平均流速。此项计算也要在配管装置设计好后才能进行。（c）计算各液压阀的局部压力损

33、失pv 阀类元件的局部压力损失可按下式计算：pv = pn（）2式中 pn阀类产品样本上列出的公称流量时的压力损失q液压阀的实际流量；qn液压阀的额定流量。工作台液压缸作快进运动时，油液的流程为 进油路：泵阀7（15.4L/min）液压缸无杆腔；回油路：液压缸有杆腔 阀8的行程阀（15.4×L/min）阀7（15.4×L/min）阀6液压缸无杆腔。进油路：pv7 = pn（）2 = 2×105× （）2 = 2×105×0.785 = 1.57×105Pa（由产品样本pn = 2×105 Pa）用同样方法可以计算回

34、油路上各阀的压力损失。当分别求得进油路的总压力损失pi和回油路的总压力损失po后，快进时d的总压力损失为p快进pi +popo是回油路上的总压力损失折算成进油路的数值。在本题中po = po 式中 A1工作台液压缸无杆腔工作面积。A2工作台液压缸有杆腔工作面积。用相同的方法也可计算工进和快进阶段的管路总压力损失p。（2）确定压力阀的调整压力如图1.6中的的溢流阀2：其功能是在工进时恒定系统的工作压力，该阀的调整压力值py可由以下方法确定：py = p1+p式中 p1工进（I）时进给液压缸进油腔的压力；p工进（I）时的管路的总压力损失。液压泵的公称压力应该高于溢流阀的调整压力，使液压泵有一定的压

35、力储备，有利于延长的寿命。液压顺序阀5：此阀在快进时关闭，在工进时打开。因此其调整压力应该高于快进时的系统压力而低于工进时的系统压力。本例中顺序阀的调整压力可调在（1719）×105Pa之间，也可在现场机床调试时再精确确定压力继电器15：压力继电器的作用是在夹紧缸达到夹紧力设定值时发出信号，由其它发信号时的压力可以调整在系统工作压力的附近，但必须比工作压力小一些。在本例中压力继电器的发信号压力可调在（2022）×105Pa之间。（3）验算电机的驱动功率在估算中根据表3.2中所列的数值确定快退时的功率最大值并算出Pi1 = 0.78kW，在估算中管路的压力损失p和液压缸的背压

36、pB。均是取的估算值，现用估算时已用过的公式重新计算电机功率就可得出功率精确值，如数位变化不大，原来选择的电机容量足够，就不必在另行选择。（4）计算回路效率回路效率是液压系统在某一运动阶段液压缸的负载功率与液压泵发出的液压功率比值。本例的工作循环中工进所占的时间最长。按工进（I）计算回路效率：r = = = 0.0301 = 3.01%式中 pL1负载压力，pL1 = = = 16.8×105Pa；qL1负载流量，取工进（I）时的最小流量q1 = 0.31L/min。由计算可知，工进时的回路效率很低。如选用变量叶片泵组成容积-节流调速回路。此时由于无溢流损失和节流损失回路效率就能提高。（5）系统热平衡计算与油箱容积的验算系统的发热率；由于液压