液压系统的设计.doc

目录
摘 要 1
前 言 2
第1章 液压传动概述 3
1.1 液压传动工作原理及组成 3
1.2 液压传动特点 3
1.3 液压工作介质 4
第2章 总评方案 6
2.1 工况分析 6
2.2 确定液压系统方案 7
第3章 确定关键参数 11
3.1 计算液压缸尺寸流量 11
3.2 计算液压泵电机功率 14
3.3 液压泵气穴、噪声 17
第4章 选择液压元件 19
4.1 选择阀类型 19
4.2 选择液压元件确定辅助装置 20
总 结 25
致 谢 26
参考文件 27
摘 要
面对中国经济多年来快速发展，机械制造工业壮大，在国民经济中占关键地位制造业领域得以健康快速发展。制造装备改善，使得作为制造工业关键设备各类机加工艺装备也有了很多新改变，尤其是孔加工，其在今天液压系统地位越来越关键。
镗床液压系统设计，除了满足主机在动作和性能方面要求要求外，还必需符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等部分公认普遍设计标准。液压系统设计关键是依据已知条件，来确定液压工作方案、液压流量、压力和液压泵及其它元件设计。
总而言之，完成整个设计过程需要进行一系列艰巨工作。设计者首先应树立正确设计思想，努力掌握优异科学技术知识和科学辩证思想方法。同时，还要坚持理论联络实际，并在实践中不停总结和积累设计经验，向相关领域科技工作者和从事生产实践工作者学习，不停发展和创新，才能很好地完成机械设计任务。

关键词：液压缸 液压泵 换向阀
前 言
液压气动技术最早是19世纪末在西方发展起来。中国从50年代后期开始起步。现在各国全部很重视液压气动技术开发和应用。总来看，美国在这一领域技术、产值在世界上处于领先地位，但面临西欧和日本猛烈竞争。从行业上看，一段时间里，主机制造商倾向于用外购元件自行设计液压气动系统。但因为技术日益复杂，使得用从各制造商购得元件建立含有稳定市场效益液压气动系统越来越困难。设计任务正向元件制造商转移，由专业液压气动厂商供给成套系统，但只有大企业才能负担这项任务。基于此，全球性跨国企业展开了竞争、合并。大量资金用于研究开发和技术革新，较小企业负担不了这么开支，其中很大一部分被挤出市场。中国经过40多年发展，液压气动行业已含有一定独立开发能力，能生产出一批技术优异、质量很好元件、系统和整机 ，伴随中国加入WTO，向国际优异技术学习、和世界著名大企业合作机会越来越多，这将是这一行业发展趋势。
多年来，液压传动因为应用了计算机技术、信息技术、自动控制技术、新材料等后取得了新发展，使液压系统和元件正向高压、高速、高精度、高效率方向发展，在完善百分比控制、伺服控制、数字控制等技术上取得新成就。液压系统发展方向是：创制新型节能、微型元件﹑高度组合化、集成化和模块化和微电子结合，走向智能化。
总而言之，液压工业在国民经济中作用是很大，它常常见来衡量一个国家工业水平关键标志之一。和世界上关键工业国家相比，中国液压工业还有相当差距，标准化、优质化工作有待于继续做好，智能化工作刚刚起步，为此必需急起直追，才能迎头赶上。
第1章 液压传动概述
液压气动技术是机械设备中发展最快技术之一。尤其是多年来和微电子、计算机技术相结合，使液压气动技术进入了一个新发展阶段。现在，已广泛应用在工业各领域。因为多年来微电子、计算机技术发展，液压、气动元器件制造技术深入提升，使液压气动技术不仅作为一个基础传动形式上占相关键地位，而且以优良静态、动态性能成为一个关键控制手段。
1.1 液压传动工作原理及组成
工业各部门使用液压传动出发点是不尽相同：如工程机械、压力机械是利用它们在传输动力上优点；航空工业是利用其结构简单、体积小、重量轻、输出功率大特点；机床是利用它们在操纵控制上优点，利用其能在工作过程中实现无级变速，易于实现频繁换向，易于实现自动化等。
液压传动工作原理：液压传动是利用液体压力能来传输动力一个传动式，
液压传动过程是将机械能转换和传输过程。
1.1.1液压系统组成
动力装置——液压泵；
实施装置——液压缸和液压马达；
控制调整装置——控制阀；
辅助装置——除上面以外其它装置。
1.2 液压传动特点
1.2.1液压传动优点
1.液压传动装置运动平稳，反应快，惯性小，能高速开启，制动和换向。
2.在相同功率情况下，液压传动装置体积小，重量轻，结构紧凑。比如同功率液压马达重量只有电动机10%-20%。
3.液压传动装置能在运行中方便实现无及调速，且调速范围最大可达1：（通常为1：1000）。
5.操作简单方便，易于实现自动化。当它电气联合控制时。能实现复杂自动工作循环和远距离控制。
6.易于实现过载保护。液压元件能自行润滑，使用寿命较长。
7.液压元件实现了标准化、系列化、通用化，便于设计、制造和使用。
1.2.2 液压传动缺点
1.液压传动不能确保严格传动比，这是因为液压油可压缩性和泄露造成。
2.液压传动对油温改变较敏感，这会影响它工作稳定性。所以液压传动不宜在很高或很低温度下工作，通常工作温度在-15℃～60℃范围内较适宜。
3.为了降低泄露，液压元件在制造精度上要求较高，所以它造价高，且对油液污染比较敏感。
4.液压传动装置出现故障时不易查找原因。
5.液压传动在能量转换（机械能—压力能—机械能）过程中，尤其是在节流调速系统中，其压力、流量损失大，故系统效率低。
6.液压传动在能量转换过程中，其压力、流量损失大，故系统效率低。
1.3 液压工作介质
1.3.1物理性质
1.密度单位体积液体质量称密度。矿物油型液压油在15℃时密度为900㎏/m3左右，在实际使用中能够认为不受温度和压力影响。
2.可压缩性和膨胀性
液体受压力作用而使体积发生改变性质称为液体可压缩性。液体受温度影响而使体积发生改变性质成为液体膨胀性。
体积为V液体，当压力改变量为△p时，体积绝对改变量为△V，液体在单位压力改变下体积相对改变量为
ｋ=- 式中，k称为液体体积压缩系数。因为压力增大时液体体积降低所以上式右边加一负号，以使ｋ为正值。
液体体积压缩系数倒数称为液体体积弹性模量，用K表示。即

体积弹性模量K表示液体产生单位体积相对改变量时所需要压力增量。在使用中，可用K值来说明液体抵御压缩能力大小。液压油可压缩性对液压传动系统动态性能影响较大，但当液压传动系统在静态下工作时，通常能够不予考虑。
1.3.2对液压工作介质要求
⑴.有合适黏度和良好黏温特征
⑵.氧化安定性和剪切安定性好
⑶.抗乳化性、抗泡沫性好
正确合理地选择工作介质，对于确保液压系统正常工作、延长使用寿命、提升工作可靠性、预防事故发生等全部有很关键影响。液压油液选择，首先依据液压传动系统工作环境和工作条件来选择适宜液压油类型，然后再选择液压油黏度。
第2章 总评方案
2.1 工况分析
分析系统工况。
首先，依据已知条件，绘制运动部件速度循环图。以下图所表示，然后计算各阶段外负载并绘制负载图。

负载循环图
液压缸所受外负载F包含三种类型：
即：F=Fw +Ff +Fa
式中：Fw----------工作负载对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向切削力。本系统中Fw为15000N。
Fa--------运动部件速度改变时惯性负载。
Ff--------导轨摩擦阻力负载。开启时为静摩擦力，开启后为动摸擦力。对于平导轨Ff可由下式求：Ff =f(G+FRn )
G-------运动部件重力
FRn -----垂值和导轨工作负载
f-------导轨摩擦系数。本系统中静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则求：
Ffs =0.2×0=4000N。
Ffa =0.1×0=N。
上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。
Fa=
式中g----重力加速度
t-------加速度或减速度时间﹑本系统中t取0.2s
v------t时间内速度改变量
依据上述计算结果，列出各工作阶段所受外负载以下表，并画出上图所表示负载循环图。
工作循环各阶段外负载
工作循环
负载组成
负载值F/N
推力F*n/N
开启
F= Ffs
4000
4450
快速
F= Ffs
4000
4450
工进
F=Ft+ Ffa
17000
18900
快退
F= Ffa

2220
2.2 确定液压系统方案
2.2.1确定供油方法
考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快速，快进是负载较小，速度较高。从节省能量，降低发烧考虑。液压泵源系统宜选择双泵供油方法或变量泵供油。现采取带压力反馈限压式变量叶片泵。
2.2.2调速方法选择
在中小型专用机床液压系统中,进给速度控制通常采取截流阀或调速阀。依据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特征全部有一定要求特点，决定采取限压式变量泵和调速阀组成容积截流调速。这种调速回路含有效率高，发烧小和速度刚性好特点，而且调速阀装在回油路上，含有承受负切削力能力。
2.2.3速度换接方法选择
本系统采取电磁阀快慢速换接回路，它特点是结构简单，调整行程比较方便，阀安装也比较轻易，但速度换接平稳性较差。若要提升系统换接平稳性，则可改用行程阀切换速度换接回路。
最终把所选择液压回路组合起来，即可组合成以下图所表示.

液压系统原理图

电磁阀动作次序以下表：
元件动作
1YA
2YA
3YA
开启
+
_
+
快进
+
_
+
工进
_
+
-
快退
+
_
+

实施元件工况图：

（a） 压力循环图

（b）流量循环图

(C)功率循环图

机床进给液压缸工况图
t1---快进时间 t2----工进时间 t3----快退时间
A：开启：按下开启键，电磁铁1YA通电，先导电磁铁阀4左端接入系统。由泵输出油经先导电磁阀5流入液压缸，再经过先导电磁阀7左端，进入液流阀回油路。
油路工作情况为：
进油路：过滤器2→变量泵3→先导电磁阀5→单向节流阀6→先导电磁阀7→液压缸8
回油路：液压缸8→先导电磁阀5→油箱。
B：快进：按下开启键后，由电磁铁1YA ，3YA 通电。先导电磁阀4左端接入系统，同时先导电磁阀5右端接入系统。
油路工作情况为：过滤器2→单向液压泵3→先导电磁阀5→液压缸8。
回油路：液压缸8→先导电磁阀5→油箱。
C：工进:按下按钮后，2YA 通电，先导电磁阀5右端和先导电磁阀7右端接入系统。
进油路：过滤器2→单向液压泵3→先导电磁阀5右端→液压缸8。
回油路：液压缸8→先导电磁阀7右端→油箱。
D：快退
按下按钮后，1YA ，3YA，通电。先导电磁阀5左端和先导电磁阀7右端接入系统。
进油路：过滤器2→单向液压泵3→先导电磁阀5→先导电磁阀7→液压缸8。
回油路：液压缸8→先导电磁阀5→油箱。
第3章 确定关键参数
3.1 计算液压缸尺寸流量
液压缸结构简单，和杠杆、连杆、齿轮齿条、凸轮等机构配合使用能实现多个机械运动以满足多种要求。按结构特点不一样，缸能够分为活塞式、柱塞式和摆动式三大类；按作用方法分为单作用和双作用两种。依据系统要求，选择活塞式单作用液压缸。
通常活塞缸由后端盖、缸筒、活塞、活塞杆和前端盖等关键部分组成。为了预防工作介质向缸外或由高压腔向低压腔泄露，在缸筒和端盖、活塞和活塞杆、活塞和缸筒、活塞杆和前端盖之间均设有密封装置。在前端盖外侧还装有防尘装置。为预防活塞快速运动到行程终端时撞击缸盖，有些缸端部设置缓冲装置。
3.1.1液压缸工作压力确定
液压缸工作压力关键依据液压设备类型来确定，对于不一样用途液压设备，因为工作条件不一样，通常采取压力范围也不一样。
液压设备常见工作压力
设备类型
机床
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
农业机械或中型工程机械
液压或起重机械
工作压力P/MPa
0.8～2.0
3～5
2～8
8～10
10～16
20～30
现参阅上表取液压缸工作压力为Pa=3.5Mpa
3.1.2计算液压缸内直径D和活塞杆直径d
由负载图知最大负载F为18900N。按下表取P2为0.5Mpa，=0.9.
实施元件背压估量直

系统类型
背压P2（Mpa）

中低压系统
0～8MPa

简单系统
通常轻载截流调速系统
0.2～0.5
回油路带调速阀系统
0.5～0.8
回油路带背压阀系统
0.5～1.5
采取带补液压泵闭和回路
0.8～1.5
中高压系统
>8～16
同上
比中低压系统高
50%～100%
高压系统
如锻压机械等
初算时背压可忽略不记

液压缸内直径D和活塞杆d关系
按机床类型选择d/D
按液压缸工作压力选择d/D
机床类别
d/D
工作压力P/（Mpa）
d/D
磨床，研磨床
0.2～0.3
<=2
0.2～0.3
插床，拉床，刨床
0.5
>2～5
0.5～0.58
钻床，镗床，铣床
0.7
>5～7
0.62～0.70
——
---------
>7
0.7

考虑到快进，快退速度相等。取d/D为0.7，代入公式：

F--------工作循环中最大外负载
P1--------液压缸工作压力。初算时可取系统工作压力P0
P2--------液压缸回油腔背压力
d/D-------活塞杆直径和液压缸内直径之比
-------液压缸机械效率。通常ncm=0.9----0.97.在本系统中
F=18900N，P1=3.5Mpa，P2=0.5Mpa，ncm=0.9,d/D=0.7.
则代入公式中可得：D=82mm
液压缸内直径尺寸系列（GB2348-80）（mm）
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630

注：括号内数值为非优先选择值

活塞杆直径系列（GB-80）（mm）

4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
依据上表可知，将液压缸内直径调整为标准系列直径D=90mm。活塞杆直径d，按d/D=0.7及查表可得d=63mm。
由此求得液压缸腔实际有效面积为：

依据上述D和d直，可估算液压缸在各个工作阶段压力，流量和功率。
按最低工进速度验算液压缸最小稳定速度，由公式：

式中：Qmin----------流量阀最小稳定流量。
Vmin----------液压缸最低速度。由设计要求给定。

公式中Qmin是由产品样本查GE系列调速阀，AQF3---E10B最小稳定流量为0.05L/min.本系统中调速阀是安装在回油路上，故液压缸有杆腔实际面积：
可见上述不等式能满足液压缸要求，能够达成所需低速。
3.1.3计算在工作阶段液压缸所需流量

3.2 计算液压泵电机功率
液压泵是靠密封工作容积改变来工作，也称为容积泵。容积泵含有两个特征：
1.有周期性密封工作容积改变，密封工作容积由小变大吸油，由大变小压油。
2.有配流装置，它确保密封工作容积由小变大时只和吸油管接通；密封工作容积由大变小时只和压油管相通。
3.2.1泵工作压力确实定
液压泵压力参数关键是工作压力和额定压力
工作压力是指液压泵在实际工作时输出油液压力直，即泵出油口处压力直，也称系统压力。此压力取决于系统中阻止液体流动阻力。阻力增大，工作压力升高；反之则工作压力降低。假如将泵压油口直接和油箱相通，则泵工作压力靠近为零；假如将泵出口堵死，泵输出油液无法排出，压力快速增高，直至电机憋住或泵及其它元件被损坏。
额定压力是指泵在正常工作条件下，按试验标准要求，在额定转速下连续运转最高压力。
因为液压传动用途不一样，液压系统所需要压力也不一样，为了便于液压元件设计、生产和使用，将压力分为多个等级，以下表：
压力分级
低压
中压
中高压
高压
超高压
压力/Mpa
≤2.5
＞(2.5～8)
＞(8～16)
＞(16～32)
＞32

考虑正常工作中进油路有一定压力损失，所以泵工作压力为：

公式中：Pp-液压泵最大工作压力。
P1-实施元件最大工作压力。
-进油路中压力损失。初算时简单系统取0.2～0.5Mpa,复杂系统取0.5～1.5Mpa.本系统取0.5Mpa.

上述计算所得Pp是系统静态压力，考虑到系统在多种工况过分阶段出现动态压力往往超出静态压力。另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵寿命。所以，选泵额定压力Pa应满足Pn≧（1.25～1.6）Pp.中低压系统取小直，高压系统取大直。在本系统中Pn=1.25Mpa.
3.2.2泵流量和排量
排量V 它是由泵密封容腔几何尺寸改变计算而得到泵每转排出油液体积。也能够说在无泄露情况下，用泵每转所排出油液体积来表示，常见单位为mL/r.
液压泵最大流量应为：

式中 Qp-液压泵最大流量。
-同时动作各实施元件所需流量之和最大直。
Kl-系统泄漏系数。通常取Kl=1.1～1.3,现取Kl=1.2.
=1.2×19.46=23.352l/min
3.2.3选择液压泵规格
依据以上计算Pp和Qp再查阅相关手册，现采取YBX—16线压叶片泵，该泵基础参数为：每转排量=16mm/r，泵额定压力=6.3Mpa，电动机转速=1450r/min，容积效率=0.85,总效率=0.8.
3.2.4和液压泵匹配电动机选定
首先分别计算出快进和快退和工进等不一样共况时功率。取它们中最大直作为选择电动机规格依据。因为在工进时泵出流量较小，泵效率急剧降低，通常当流量在0.2～1L/min范围内时，可取n=0.3～0.14.同时还应该注意为了失所选择电动机在经过泵流量特征曲线，最大功率点时不致停转，需进行验算。
即：

公式中：
Pn------所选择电动机额定功率。
PB------先压式变量泵限定压力。
qp--------压力为PB时，泵输出流量。
首先计算快进时功率。快进时外负载为4000N，进油路压力损失为0.5Mpa。
由公式：

快进时所需电动机功率为：

工进时：
查阅电动机产品样本选择Y90S—4型电动机，其额定功率为1.1Kw，额定转速为1400r/min。
依据产品样本查得YBX---16流量压力特征曲线，再由已知快进时流量为18.9L/min,工进时流量为6.68L/min,压力为4Mpa ，作出泵实际工作时流量压力特征曲线。

YBX-16液压泵特征曲线
1-额定流量压力下特征曲线。
2-实际工作时特征曲线。
由上表查得曲线拐点流量为24L/min，压力为2.6Mpa，该点工作时对应功率为：
所选电动机能够满足工作需要，拐点处能正常工作。
3.3 液压泵气穴、噪声
3.3.1气穴
液压泵在吸油过程中，吸油腔中绝对压力会低于大气压。假如液压泵离油面很高，吸油口处过滤器和管道阻力过大，油液黏度过大，则液压泵吸油腔中压力很轻易低于油液空气分离压，这时，溶解在油液中气体会从油液中分离出来，产生大量气泡，伴随泵运转，这些气泡被带入高压区，因受压缩，体积忽然变小，气泡被击破，产生幅直很大高频冲击压力，其直高达150Mpa，同时还产生局部高温。这种高频液压冲击作用，不仅会产生高频噪声，还会造成金属表面气蚀现象，使泵零件腐蚀损坏。这就是液压泵气穴现象。
为了避免在泵内产生气穴现象，应尽可能降低吸入高度，采取通径较大吸油管并尽可能少用弯头，吸油管端采取容量较大过滤器以减小吸油阻力。
3.3.2液压泵噪声
在液压系统噪声中占很大百分比，减小液压泵噪声是液压系统降噪处理中关键组成部分。
产生噪声原因：
1.泵流量脉动引发压力脉冲，这是造成泵振动动力源。
2.液压泵在其工作过程中，当吸油容积忽然和压油腔接通，或压油容积忽然和吸油腔接通时，均会产生流量和压力突变而产生噪声。
3.气穴现象
4.泵内流道含有忽然扩大和收缩，急拐变、通道面积过小等而造成油液旋涡而产生振动。
降低振动方法：
1.吸油泵压力和流量脉动，在泵出口处安装蓄能器或消声器。
2.消除泵内液压急剧改变，如在配油盘吸、压油窗口开三角型阻尼槽。
3.压油管某一段采取橡胶软管，对泵和管路进行隔振。
4.预防气穴现象和油中参混空气。
第4章 选择液压元件
4.1 选择阀类型
按作用分为：
1.方向控制阀（如单向阀、换向阀）
2.压力控制阀（如溢流阀、减压阀、次序阀等）
3.流量控制阀（如节流阀、调速阀）
按控制方法分为：
1.开关控制阀 借助于手轮、手柄、凸轮、电磁铁、液压、气压等定直地控制流体流动方向、压力和流量，多用于一般液压传动系统。
2.百分比控制阀 和输入电信号使输出按一定规律成百分比地控制流体流动方向、压力和流量，多用于开环程序控制控制系统。
3.伺服控制阀 将微小电气信号转换成大功率输出，用以控制系统中液体流动方向、压力和流量，它用于闭环控制系统。
4.电液数字式控制阀 用数字信息直接控制，用以控制液体流动方向、压力和流量。
阀口规格大小用公称通径Dg（单位mm）表示，它小于阀连接口径。阀流通能力常见阀有效截面积即通流截面来表示。
由液流动量定律可知，作用在阀芯上液动力有稳态液动力和瞬态液动力两种。
1.稳态液动力对滑阀性能影响是加大了操纵滑阀所需力。稳态液动力要使阀口关闭，相对于一个复位力，故它可使滑阀工作趋于稳定。
2.顺态液动力是阀芯在移动过程中（即开口大小发生改变时）阀腔中液流因加速或减速作用在阀芯上力。这个力只于阀芯移动速度相关（即和阀口开度改变率相关），和阀口开度本身无关。
本液压系统可采取力式系列或GE系列阀。
方案一：控制液压缸部分采取力式系列阀。
方案二：均选择GE系列阀。
依据一定液压系统图，按经过各元件最大流量来选择液压元件规格。选择液压元件以下：
液压元件明细表
序号
元件名称
方案一
方案二
经过流量
（L/min）
1
滤油器
XU—B32 100
XU—B32 100
24
2
液压泵
YBX---16
YBX---16
24
3
压力表开关
K—H6
KF3---EA10B
---
4
三位四通换向阀
4WE6E50/OAG24
34EF30---E108
20
5
二位三通换向阀
3WE6A50/0AG24
23EF3B---E10B
20
6
单向调速阀
2FRM5—20/6
AQF3-----E10B
20
4.2 选择液压元件确定辅助装置
4.2.1确定管道尺寸
油管内直径尺寸通常可参考选择液压元件，接口尺寸确定也可按管路许可流速进行计算。本系统油路流量为差动时流量q=40L/min，压油管许可流速取V=4m/s。
则内直径d为：

若系统油路流量按快退时取q=19.46L/min，可算得油管内直径d=10.15mm.
综合很多因数，现取油管内直径d为12mm,吸油管一样可按上式计算（q=24L/min，V=1.5m/s）现参考YBX～16变量泵吸油口连接尺寸。取吸油管内直径d为25mm。
液压油箱容积确实定：
本系统为中压液压系统。液压油箱容积按泵流量5～7倍来确定，现选择容量为160L油箱。
液压系统验算：
已知该系统液压系统中，选择油管内直径均为12mm。各段管道长度分别为：AB=0.3m.AC=1.7m,AD=1.7m,DE=2m.选择L—HL32液压油，考虑到油最低温度为15。查得15液压油运动粘度v为150cst=1.5cm2/s。油密度=920Kg/m3。
4.2.2压力损失验算
1.工作进给时，进油路压力损失，运动部件工作进给时最大速度为18
进给时最大流量为6.687L/min。
则液压油在管内流速V1为：

管道流动雷偌数Re1为：
Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流。
其沿程阻力系数为：
进油管道BC沿程压力损失P1-1为

查得换向阀4WE6E50/AG24压力损失。
忽略油液经过管接头，油路板等处局部压力损失，则进油路总压力损失 P1为：=71384+50000=121384Pa
2.工作进给时回油路压力损失。因为选择单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔工作面积为无干腔工作面积1/2，则回油管道流量为进油管道1/2，则：

回油路沿程压力损失

查产品样本知换向阀3WE6A50/AG24压力损失P2-2=0.025×106 Pa，换4WE6E50/AG24压力损失P2-3=0.025×106 Pa，调速阀2FRM5---20/6压力损失 P2-4 =0.5×106 Pa
则回油路总压力损失:

3.变量泵出口处压力Pp。

4.快进时压力损失。快进时，液压缸为差动连接，自汇入点A只液压缸进油口C之间管路AC中，流量为液压泵出口处流量2倍。即38L/min。AC段管路沿程压力损失：

一样可求管道AB段和AD段沿程压力损失和为：

查产品样本可知，流经各阀局部压力损失为：
4FW6E50/AG24压力损失 3WE6A50/AG24压力损失
依据分析在差动连接中泵出口压力损失Pp为：

快退时压力损失验算忽略。上述验算表明无需修改原计划。
4.2.3系统温升验算
在整个系统工作循环中，工进阶段时间最长，为了简化计算。关键考虑工进时发烧量。通常情况下，工进速度大时发烧量教大。因为线压是变量泵在流量不一样，效率相差极大。所以分别计算最大最小时发烧量，然后加以比较取最大直进行分析。
当V=54mm/min=0.054m/min时

此时泵效率为n=0.1.泵出口压力为3Mpa。
P输入=
P输出=
此时，功率损失为：△p= P输入-P输出=0.17-0.02855=0.14165kw
当V=108mm/min=0.108m/min时，q=6.678L/min, 总效率n=0.9。
则P输入=
P输出=FV=18900×10.8×10-5=0.03400
则功率损失为：P输入- P输出=0.47764-0.03400=0.44362
由此可见在工进速度较大时，功率损失为 0.4436发烧量最大。
假定系统散热情况通常K=
油箱散热面积A为：
系统温升为：
验算表明系统温升在许可范围内。满足系统要求。
总 结
经过一月多努力，我最终将这次毕业设计任务完成了。在这次作业过程中，碰到很多困难，充足暴露出了前期我在这方面知识欠缺和经验不足。在指导老师点拨下，我逐步找到了线头，在给指导老师讲解我设计思绪时我着实很兴奋很自豪，因为这毕竟全部是我自己独立思索结果。老师面对我亢奋只是对我笑了笑，激励了一番。当初我愈加骄傲，立誓要把毕业设计做很成功。不过，这种盲目标自大，很快就被打击得粉碎。当我准备把设计付诸实施时候我才发觉，其实我还差得很远。那时我才明白了什么叫做知其然而不知其所以然。我小聪慧是经不起推敲。在进行毕业设计时候，我也逐步地发觉了它意义所在，也认为毕业设计这个步骤绝对是一个必不可少关键毕业步骤。记得在毕业设计开始时候那种对大学学习一无所获郁闷，现在伴随毕业设计逐步淡忘了。我想，我现在之所以能够顺利地完成毕业设计，绝对是平日知识积累和经验累积结果。
尽管这次设计时间是漫长，过程是曲折。但我收获还是很大，学到很多书本上学不到东西。在整个过程中我发觉我们这些学生最缺乏是经验，没有感性认识，空有理论知识，有些东西很不可和实际脱节，总体来说这次毕业设计论文对我帮助 还是很大。
致 谢
三年大学生涯立即结束，此时此刻心情难以描述。在这一个多月中，使我们能力得到了提升，耐力也得到了锻炼。在设计过程中，我们接触到不少了以前从未使用过东西；不过更多却是精神上收获，为我们以后从事工作打下了坚实基础。
在这次毕业设计中，老师给我们很多帮助，同时也为我们指明了方向。经过这次毕业设计，我们把以前所学全部综合起来，感觉提升很多。我们经过这次毕业设计，了解到了做一个系统基础常识，为以后从事技术工作打下良好基础。我们在设计过程中碰到很多困难，在老师帮助下，我们经过查资料，把困难全部一一克服。
这次毕业设计圆满完成，首先感谢我指导老师耐心帮助，还有其它同学热心帮助。同时也感谢学校提供我们一次提升机会，我在此深表感谢。
参考文件
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[2] 俞启荣.机床液压传动，机械工业出版社，1975
[3] 孙夏明.液压元件，浙江省象山县液压气动件企业，
[4] 盛敬超.液压流体力学，机械工业出版社，1980
[5] 徐文生.液压和气动，北京：高等教育出版社，1998
[6] 官忠范.液压传动系统，北京：机械工业出版社，1996
[7] 雷天觉.液压工程手册，北京：机械工业出版社，1993
[8] 陈书杰.气动传动和控制，北京：冶金工业出版社，1991