立式组合机床的液压系统设计6

攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目 组合机床液压系统设计1、课程设计的目的在完成液压传动课程学习的基础上，运用所学的液压基本知识，理论联系实际，把知识运用到实际生产时实践中来，设计一台专用铳床液压系统。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）设计立式组合机床的液压系统，工作台要求完成：快进一一工进一一，快退一

—原位停止、工件松开——液压泵卸荷。动力滑台采用平面导轨，其静摩擦系数为f=0.2，动摩擦系数为sf=0.1，往复运动的加（减速）的时间t=0.05,d系统的参数如下：滑台的重量为135000N快进快退的速度6m/min滑台工进速度50mm/s快进行程100mm工进行程50mm切削负载为33000N3、主要参考文献1王积伟•液压传动•北京：机械工业出版社，2010•2席伟光•机械设计课程设计•北京：高等教育出版社，2003•3李壮云•中国机械设计大典•南昌：江西科学技术出版社，2002•4王文斌•机械设计手册•北京：机械工业出版社，2004•4、课程设计工作进度计划1.用三天的时间进行查阅资料，初步计算，请教老师等设计准备。2•用两天的时间进行计算、设计、画图。3.两天的时间自己查找问题、老师审核、交图等工作。指导教师（签字） 日期 年月日教研室意见:学生（签字）：接受任务时间： 年月日注：任务书由指导教师填写。

课程设计（论文）指导教师成绩评定表分值得分工作表现20%度态习□02n试程宀洱取过获通道03量□任的定规成完满圆期按能35%□匕匕厶冃，技据。和数论识验结知、买的学理值所处价用确有运正出能能得狐妙息能较信案方九匕匕厶冃Ld□久主冃、丫駅路、1田思宀女研酗氧确等完3□运计能设•，助力辅能和FTT二FTT二理理处处*怖技附如0K匕匕厶冃结析力△卫}匕匕/7厶冃实合析或综分算{济计力经对能术O1±O力匕匕厶冃的合宀示成果质量45%篇化>>擁质>图<或计/|\几又图、度插幅程5本合符化范规要定规或范规。关求相要业条专五本第合件符文量□整理完合练谨简严述论综结新创□指导教师评语日月年导指摘要目前，液压系统被广泛应用在机械、建筑、航空等领域中，成为一种新型的动力源。由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系统在换向方面可以达到较高的频率。不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。液压系统本身有较多的优点，比如：在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。但是液压传动对温度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。对铣削类组合机床，运用液压来控制运动循环，结构简单，所占空间小，而且能满足较大的切削负载要求。关键词液压系统，组合机床，运用AbstractHydraulicsystemitselfhasmanyadvantages,suchas:underthesamevolume,thehydraulicequipmenthavemorepower;Duetoit'squalityandinertiasmall,reflectfast,makethehydraulicequipmentworksmoothly;Canrealizesteplessspeedregulation,especiallyinmotioncontrolofmotorspeed;Hydraulicdeviceitselfcanachieveoverloadprotection;Toachievelinearmotionthansimplemechanicaltransmission.Hydraulictransmissionismoresensitivetochangesintemperature,however,shouldnotworkatveryhighorverylowtemperatures.Applicationonthemachinetoolhydraulicsystem,toimplementtheworkbenchandclampingworkpiececyclecontrolplaysanimportantrole.Tousemillingcombinationmachinetools,hydrauliclooptocontrolthemovement,simplestructure,takeuplittlespace,andcansatisfytherequirementoflargercuttingload.Keywordshydraulicsystem,acombinationoftools,useof目录摘要 IABSTRACT II1方案的确定………………………41.1整体性分析……………………4拟定方案………………………41.3比较方案并确定方案…………42工况分析…………5运动参数分析…………………5动力参数分析…………………52.3负载图和速度图的绘制………73液压缸尺寸和所需流量…………8液压缸尺寸计算……………… 8确定液压缸所需流量…………83.3夹紧缸的有效面积、工作压力和流量的确定 94拟定液压系统图…………………10确定液压传动系统的类型…………10液压回路的选择……………104.2.1调压回路……………114.2.2调速回路……………114.2.3平衡回路……………124.2.4换向回路……………134.2.5卸荷回路……………13TOC\o"1-5"\h\z确定执行元件类型…………… 14换向方式确定………………… 14调速方式的选择……………… 144.6快进转工进、一工进转二工进控制方式的选择………………144.7终点转位控制方式……………144.8快速运动的实现和供油部分的设计…………145选择液压元件的确定辅助装置…………………17选择液压泵…………17电机的选择…………175.3选择阀类元件…………………174确定油管尺寸…………………18油箱设计………………………19TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"6.1油箱容量的确定 19\o"CurrentDocument"6.2估算油箱的长、宽、高 193确定油箱壁厚…………………196.4 确定液位计的安装尺寸………… 196.5隔板尺寸的计算………………196.6 油箱其他附件的选择…………… 19液压系统的性能验算…………… 20回路中压力损失………………… 20确定泵的工作压力………………… 23液压系统的效率………………… 237.4液压系统的发热温升验算 24结论………………25参考文献……………26题目五：组合机床液压系统设计试设计立式组合机床的液压系统，已知切削负载为33000N,滑台工作速度为50mm/min,快进和快退速度为6m/min,滑台（包括动力头）的重量为135000N,往复运动的加速（减速）的时间为七=0.05S,滑台用平面导轨，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1,快进行程为100mm,工进行程为50mm。方案的确定整体性分析要求此液压系统实现的工作循环是：工作快进一工作台工进一►工作台快退*■工作台原位停止。滑台的重量为135000N,快进快退的速度6m/min,滑台工进速度50mm/s，快进行程100mm，工进行程50mm，切削负载为33000N。对于立式组合机床的液压系统而言，加工的零件需要精度高，定位准确。所以整个系统的设计要求定位精度高，换向速度快。在设计阀的时候，考虑这些方面变的尤其重要，要考虑到工作在最低速度时调速阀的最小调节流量能否满足要求。在行程方面，应该比要求的工作行程大点，包括工作行程、最大行程和夹紧缸行程，主要是考虑到在安全方面和实际运用中。在压力方面也要考虑到满足最大负载要求。而且在液压系统能满足要求的前提下，使液压系统的成本较低。拟定方案方案一液压系统中工作台的执行元件为伸缩缸，工件的夹紧用单杆活塞缸；工作台采用节流阀实现出油口节流调速，用行程阀实现工作台从快进到工进的转换，在工进回路上串接个背压阀；为了防止工件在加工过程中松动，在夹紧进油路上串接个单向阀；工作台的进、退采用电磁换向阀；夹紧缸的夹紧与放松用电磁阀控制。方案二液压系统中工作台的执行元件为单杆活塞缸，工件的夹紧也采用单杆活塞缸；工作台采用调速阀实现进油口节流调速，也采用行程阀实现工作台从快进到工进的转换，工进时，为了避免前冲现象，在回路上串接个背压阀；夹紧缸上串接个蓄能器和单向阀，避免工件在加工过程中松动；工作台的进、退换向采用电液换向阀，工作台快进时，采用差动连接；夹紧缸的夹紧与放松用电磁阀控制。比较方案并确定方案单杆活塞缸比伸缩缸结构简单，价格便宜，易维护，而且也能满足要求；调速阀的性能比节流阀稳定，调速较好，用于负载变化大而运动要求稳定的系统中；采用出油口调速回路中油液通过节流阀产生的热量直接排回油箱散热；夹紧缸进油口处串接蓄能器，更好的保证工件的夹紧力，使工件在加工过程中始终在夹紧状态。电液换向阀的信号传递快，配合液压动力的输出力大、惯性小、反映快的优点使控制灵活、精度高、快速性好。综上比较选择方案二较好。工况分析运动参数分析首先根据主机要求画出动作循环图（图一）。快进快退图一动力参数分析计算各阶段的负载工作负载：由已知条件可知切削力Ft=33000N。G土135000x6

惯性负载：Fm=gAt=9.8 0.05x60=27551.02N（参考机床的工作台加速时间，取A=0.05s）

阻力负载：静摩擦阻力Ffs二0.2x135000二27000N

动摩擦阻力f二0.1x135000二13500N（滑动导轨：铸铁对铸铁一启动低速时u=°」〜°.2°,vv0.16m/s）

表1液压缸在各个工作阶段的负载值其中”m=0・9工况负载组成负载值（N）推力F阿（N）m起动F=Ffs2700030000加速F=F+Ffd m4105145612快进F二Ffd1350015000工进F二F+Ffd t4350048334快退F二Ffd1350015000负载图和速度图的绘制负载图按上面的数值绘制，如图2所示。速度图按已知数值V1二V3二6m/min，工进的速度V2=50mm/min。130IUIJ□Qnm'-irin垃移阳H145612300001500048334Sni.jnin位縮mm130IUIJ□Qnm'-irin垃移阳H145612300001500048334Sni.jnin位縮mm0000Gm/ninii15Q0Q液压缸尺寸和所需流量液压缸尺寸计算工作压力的确定工作压力可根据负载和主机类型确定，由（书）表11—3得出p=4MPa计算液压缸尺寸：由于立式组合机床工作台快进和快退速度相同，因此选用单杆活塞式液压

缸，并使A1=2A2,快进时采用差动连接，因管路中有压力损失，快进时回油路

压力损失取Ap=5xl°5Pa，快退时回油路压力损失亦取切=5xl°5Pa。工进时,为使运动平稳，在液压缸回路油路上须加背压阀，背压力值一般为（5〜10）x105Pa，选取背压p2=6x105Pa。根据P1A1=P2A+F0，可求出液压缸大腔面积A1为A=F= 135000 =0.036（m2）1P-0.5P 4x106-0.5x6x105120.216(m)込=：4x0.216(m)弋兀 3.14根据GB2348-80圆整成就近的标准值，得D=220mm，液压缸活塞杆直径d=-D= 155.56mmv'2 ，根据GB2348-80就近圆整成标准值d=160mm。缸径、杆径取标准值后的有效工作面积：TOC\o"1-5"\h\z冗 冗无杆腔有效面积A=D2=x220x220沁38013mm21 4 4兀 兀A=—d2=_x160x160沁20106mm2活塞杆面积 3 4 4有杆腔有效面积A2=A1-A3=38013-20106=17907mm2确定液压缸所需流量Q=AV=38013x10-6x6=228078x10-6m3/min=228.08L/min快进 1快Q=AV=17907x10-6x6=107442x10-6山3/min=107.44L/min快退 2快Q=AV=38013x10-6x0.05=1900.65x10-6m3/min=1.90L/min工进 1工进液压缸的工作压力、流量、功率确定液压缸回油路上有背压P2，保证速度平稳。根据《现代机械设备设计手册》中推荐值，取P2=0.8MPa,快进时液压缸虽做差动连接，但油管中有压降P,取P=0.5MPa。快退市油腔中有被压，这时可取P2=0.6MPa根据上述计算数据，可估算液压缸在各个工作段中的压力、流量和功率，如下表所示：工况推力F/N回油腔压力p/MPa2进油腔压力p/MPa1输入流量q/Lmin-1输入功率P/KW计算式快进起动3000001.926•——p二(F+AAP)/(A—A121q=(A-A)V1 2 1P=pq1加速45736p=p+Ap21Ap二0.5MPa2.704————恒速150001.184120.6362.381工进483340.81.6481.9010.052p=(F+pA)/A1 22 1q=AV12P=pq1快退起动3000001.675————Pl=(F'+pA)/Al 21 2q=Av23P=pq 1 加速457360.63.828————恒速150000.62.111107.4423.780表22)拟定液压系统图液压传动系统的草图是从液压系统的工作原理和结构组成上来具体体现设计任务所提出的各项要求，它包括三项内容：确定液压传动系统的类型、选择液压回路和组成液压系统。确定液压传动系统的类型就是在根据课题提供的要求下，参照立式组合机床液压系统的具体特点，选择适合的系统类型。选择液压回路就是在根据课题提供的要求和液压传动系统具体运动特点，选择适合本课题的液压回路。组成液压系统就是在确定各个液压回路的基础上，将各个液压回路综合在一起，根据课题的实际要求，对液压系统草图进行适当的调整和改进，最终形成一个合理有效、符合课题设计要求的液压传动系统原理图。确定液压传动系统的类型液压传动系统的类型究竟采用开式还是采用闭式，主要取决于它的调速方式和散热要求。一般的设计，凡具备较大空间可以存放油箱且不另设置散热装置的系统，要求尽可能简单的系统，或采用节流调速或容积---节流调速的系统都宜采用开式。在开式回路中，液压泵从油箱吸油，把压力油输送给执行元件执行元件排出的油则直接流回油箱。开式回路结构简单，油液能得到较好的冷却，但油箱的尺寸大，空气和赃物易进入回路；凡容许采用辅助泵进行补油并通过换油来达到冷却目的的系统，对工作稳定和效率有较高要求的系统，或采用容积调速的系统都宜采用闭式。在闭式回路中，液压泵的排油管直接与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，两者形成封闭的环状回路。闭式回路的特点是双向液压泵直接控制液压缸的换向，不需要换向阀及其控制回路，液压元件显著减少，液压系统简单，用油不多而且动作迅速，但闭式回路也有其缺点，就是回路的散热条件较差，并且所用的双向液压泵比较复杂而且系统要增设补、排油装置，成本较高，故应用还不普遍。本课题设计的液压传动系统类型采用开式液压系统，系统的结构简单。液压回路的选择液压机械的液压系统虽然越来越复杂，但是一个复杂的液压系统往往是由一些基本回路组成的。液压基本回路就是由有关液压元件组成，能够完成某一特定功能的基本回路。在本设计中选择五种回路，分别为调压回路、调速回路平衡回路、换向回路和卸荷回路。调压回路调压回路的功用在于调定或限制液压源的最高工作压力，也就是说能够控制系统的工作压力，使它不超过某一预先调定好的数值，或使工作机构在运动过程中的各个阶段具有不同的工作压力。调压控制回路包括连续调压回路、多级调压回路、恒压控制回路等。液压源工作压力级的多少，压力在调节、控制或切换方式上的差异，是这种回路出现多种结构方案的原因，也是对它进行评比、选择时要考虑的因素。该设计选择溢流阀单级调压回路，溢流阀开启压力可通过调压弹簧调定，如果调定溢流阀调压弹簧的顶压缩量，便可设定供油压力的最高值。系统的实际工作压力有负载决定，当外负载压力小于溢流阀调定压力时，溢流阀处无溢流流量，此时溢流阀起安全阀作用。图示4-1油路可靠价格便宜。图4-1调压回路调速回路调速阀调速回路由调速阀、溢流阀、液压泵和执行元件等组成。它通过改变调速阀的通流面积来控制和调节进入或流出执行元件的流量，从而达到调速的目的。这种调速回路具有结构简单、工作可靠、成本低、使用维护方便、调速范围大等优点。用流量控制阀实现速度控制的回路有三种基本方式，节流调速回路分为进口节流调速回路、出口节流调速回路、旁通节流调速回路等。本设计选用单向进油节流调速回路。用溢流阀和串联在执行元件进油路上的调速阀调节流入执行元件的油液流量，从而控制执行元件的速度。基本回路如图4-2所示：:LU图4-2调速回路平衡回路平衡回路的功用在于防止垂直或倾斜放置的液压缸和与之相连的工作部件因自重而自行下落。下图是一种使用单向顺序阀的平衡回路。由图可见，当换向阀左位接入回路使活塞下行时，回油路上存在着一定的背压；只要将这个背压阀调得使液压缸内的背压能支承得住活塞与之相连的工作部件，活塞就可以平稳的下落。当换向阀处于中位时，活塞就停止运动，不在继续下移。这种回路在活塞向下快速运动时功率损失较大，锁住时活塞和与之相连的工作部件会因单向顺序阀和换向阀的泄漏而缓慢下落；因此它只使用于工作部件重量不大活塞锁住时定位要求不高的场合。图4-3平衡回路换向回路往复直线运动换向回路的功用是使液压缸和与之相连的主机运动部件在其行程终端处迅速、平稳、准确地变换运动方向。简单的换向回路只须采用标准的普通换向阀。卸荷回路卸荷回路的功用是在液压泵驱动电机不须频繁启闭的情况下，使液压泵在零压或很低压力下运转，以减少功率损失，降低系统发热，延长液压泵和电机的使用寿命。如图4-4所示。图4-4卸荷回路4.3确定执行元件类型：根据组合机床特点和要求“快气，所以选用无杆腔面积等于两倍的有杆腔面积的差动液压缸。4.4换向方式确定为了便于工作台在任意位置停止，使调整方便，所以采用三位换向阀；为了便于组成差动连接，应采用三位五通电液换向阀。阀的中位机能的选择对保证系统工作性能有很大作用，为了满足本专机工作位置的调整方便性和采用液压夹紧的具体情况，决定采用“Y”型中位机能。调速方式的选择在组合机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据洗削类专机工作时对低速性能和速度负载特性都有一定的要求，因此决定采用调速阀进行调整。为了便于实现压力控制，采用进油节流调速，同时为了满足低速进给时平稳性，以及避免出现前冲现象，在回路上设有背压阀。快进转工进为了保证转换平稳、可靠、精度高，采用行程阀控制快进转工进的控制。终点转换控制方式的选择采用行程开关。快速运动的实现和供油部分的设计因为快进、快退和工进的速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用变量泵。根据上述分析，画出液压系统草图，如下图所示：

修改后的系统图:选择液压元件和确定辅助装置选择液压泵取液压系统的泄漏系数K=1.1则液压泵的最大流量Qp>KQQ.) 二1.1x120.636二132.70L/minimax即Qp二132.70L/min。根据拟定的液压系统是采用回油路节流调速，进油路压力损失选取工®=5x105Pa，故液压泵的最高工作压力为：p=P+EAP=(21.11+5)x105=26.11x10sPa=2.611MPap1 1考虑到系统动态压力因素的影响，液压泵的额定工作压力为：p=26.11(1+25(/)x10sPa=32.64x10sp=3.264MPap2 '0 a根据Qp、pp和已选定的单向定量泵型式，查《机械设计手册》选用YB-C148B型定量叶片泵。该泵额定排量为153.0mL/r,额定转速1000r/min,其额定流量为136.3L/min。电动机的选择最大功率在快退阶段，如果取液压泵的效率为为0.75，驱动液压泵最大输入功率PB为:PQ2.611PQ2.611x132.7060x0.75kw=7.70kw查《机械设计手册.单行本•电机与电器》选取11kw的电动机YCT225-4A。选择阀类元件各类阀可通过最大流量和实际工作压力选择，阀的规格如下表所示:表3序号元件名称估计通过流量L/min额定流量L/min额定压力MPa额定压降MPa型号、规格1过滤器1404002.5<0.062XU-B400X1002变量叶片泵——136.37——YB-C148B3单向阀6015025<0.2S25A11

4单向阀6015025<0.2S25A115三位五通电液换向阀12020025<0.535DYF3Y-E15B6单向阀3014025<0.2AF3-Ea10B7单向阀6014025<0.2AF3-Ea10B8调速阀350.07〜140250.5QCI-63B9行程阀4014025<0.3AXQF-E10B10压力继电器————————DP1-6311调速阀350.07〜140250.5QCI-63B12单向阀3014025<0.2AF3-Ea10B13液控顺序阀6014025——XF3-E10B14背压阀614025——YF3-E10B15溢流阀314025——YF3-Ea10B确定油管尺寸油管内径的确定可按下式计算：系统最大流量为228.08L/min,故按228.08L/min计算：V取5m/min31.11mm二2一228.08水1°31.11mm兀X5x103x60取标准值d=32mm，外径为*42mm、内径为*32mm的无缝钢管。

油箱的设计油箱容量的确定中压系统中，油箱有效容积可按泵每分钟内公称流量的5〜7倍来确定，取7=5,即油箱的容积V=©Qp=5x132-70=663-5L,查《机械设计手册》得油箱的标准值为800L。估算油箱的长、宽、高设油箱的长、宽、高比值范围为1：1：1〜3：2：1，则根据油箱的容量可算出油箱的长、宽、高分别为a=b=c=930mm,由于在选择油箱的容量时系数选的较大，在此就不再考虑油箱的壁厚，即油箱的壁厚包括在上面计算的长、宽、高中。确定油箱壁厚800以上容量的油箱箱壁厚取4mm。箱底厚度应大于箱壁，取箱底厚度为6mm,箱盖厚度应为箱壁的3〜4倍，取箱盖厚度为12mm。确定液位计的安装尺寸在设计液位计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和油箱的高度。油箱内的液面高度为油箱高度的80%，所以：H液面二800X叫二640mm选择液位计XYW—1000，最大刻度与最小刻度之间为700mm。安装时，液位计的中心位置与上述的液面高度在同一水平面。隔板的尺寸计算隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定，主要计算隔板的高度。隔板的高度一般为油箱内液面高度的3/4。HH隔板640x二480mm4油箱其它附件的选择油箱的其它附件可根据《中国机械设计大典》上选择。

液压系统性能的验算回路中压力损失回路压力损失计算应在管道布置图完成后进行，必须知道管道的长度和直径。管道直径d=32mm，长度在管道布置图未完成前暂按进油管、回油管均为L=4m估算。油液运动粘度取v二1.5x10-4加/s。在此设计中主要验算工进和快退工况时的压力损失。工进时压力损失进油管路压力损失：首先判别进油管液流状态，由于雷诺数Qd2兀-Qd2兀-4120.6x10-3兀x2X10-3x60=2.50m/svdv2vdv2・50X32X10-3二533<23201.5x10-4故为层流。管路沿层压力损失751=0.141API九l751=0.141API九lpV22d0.⑷x4x900x2.502 = 49570.31pa= °.05MPa2x32x10-3AP取管道局部损失q=0.1XAPI=0.005MPa油液流经单向阀、=油液流经单向阀、=0.0603m3/s(Q丫…(60Y一—〔132.7Y 一-〔35Y1=0.2x+0.5x+0.5xQ丿VnL150J[200J1140J三位五通换向阀的压力损失按下面公式计算，=0.283MPaZAP=ZAPV Vn工进时进油路总压力损失：AP，=AP+AP+ZAP=0.338MPa此值小于0.5MPa，所以是安全的。尢 g V工进时回油路压力损失：因回油管路流量°2为Q 120.636x10-31=—22

Qd2冗-40.0603Qd2冗-40.0603,2X10一3丿兀X—4二1.25m/svd1.25x32x10-31.5x10-4x60二267<2320液流状态经判断为层流。0.28175_750.281百_267e于是沿程压力损失：_24697.27Pa_0.024MPa_九lpv2_0.281x4x900x1.252九 2d 2x32x_24697.27Pa_0.024MPa局部压力损失：AP_0.1xAPX_0.0024MPa回油路中油液流经调速阀和三位五通换向阀时的压力损失计算方法同上ZAPV_ZAPVnZAPV_ZAPVn2f35]20.2x〔140丿_0.157MPaQd2

兀-4vQd2

兀-4vd2.23x32x10-31.5x10-4_476<232075_75L_476e0.158AP“_AP+AP+ZAP沁0.183MPa工进时回油路总压力损失 尢gV将回油路中压力损失折算到进油路上，就可求出工进时回路中整个压力损失A 17907AP_AP'+AP”卡_0.338+0.183x _0.424MPaA 380131快退时压力损失快退时进油路和回油路中经检查都是层流，进油路压力损失为_2.23m/s107.44x叫-_2.23m/s、2x10-3丿__—兀x x60_九lpv2_0.158x4x900x2._九lpv2_0.158x4x900x2.232九_ 2d _ 2x32x10-3_44196.6Pa_0.044MPaAP_0.1xAPI_0.0044MPa进油路中油液流经单向阀、三位五通换向阀、单向调时压力损失计算方法同前ZAP_VZAPVnfQ丫.广JVn0.2x(60)21150丿+0.5x(120.6)2I200丿+0.2x1140丿_0.251MPa快退时进油路总压力损失AP，AP，_AP+AP+ZAP尢 g V〜0.299MPa快退时回油路中压力损失：由于Q1_2Q2,则有120.636x10-3_0.0603m3/s液流状态经判断为层流d2冗-40.0603,2x10-3丿兀x—_1.25m/sx60R_evd^25x32xd2冗-40.0603,2x10