旋转式管端成型机结构设计.doc

引言
随着现在国家经济发展，空调已经进入了人们家庭，而空调系统作为影响生活舒适性的主要总成之一,为生活提供制冷、取暖、除霜、除雾、空气过滤和湿度控制功能。现在国内是空调设备仍属于专用设备，其技术和方法也很单一，并却有些设备和技术仍需采用国外的。
管端成型作为空调设备不可缺少的重要环节之一，国内专门制造用于管端成型的通用机床比较少，大多数都是专用机床，生产效率比较高，但是灵活性小，对于不同管件的加工具有一定的局限性。目前国内胀管法主要分为机械成型,管端偏心回转成型,利用NC工作机的管端成型,无模成型四种方法。基于经济性和结构考虑，本课题研究的管端成型机采用机械胀管的方法，并且机械胀管法比较普遍，容易实现工作要求，原理简单易操作。本机是一种可以适应不同管件成型加工的通用机床，并且在不需要进行大批量生产的情况下，代替了小批量单件生产时的手工管端成型，而且可以节省时间和生产消耗，提高单件的生产效率，及时满足产品零部件的需要。管端成型机用于空调热交换器铝管的端部成型处理,即通过冲压或旋压的方式将铝管或铜管的端部扩口或缩口,加工成所需的管端形状，后用于空调器热交换器或汽车空调热交换器的管端连接。
该机用于将铝管或铜管管端加工成杯状、喇叭状，适用于批量生产，可以完成直径为F9.42X1.2、F9X1.2、F12.6X1.2、F15.8X1.2、F19.1X1.2mm铝管或铜管的胀形加工，而且也可满足其它材料管件的胀形加工。目前，国内专门制造用于管端成型的通用机床比较少，大多数都是专用机床，生产效率比较高，但是灵活性小，对于不同管件的加工具有一定的局限性。因此，有必要设计这样一种可以适应不同管件胀形加工的通用机床，并且在不需要进行大批量生产的情况下，代替了小批量单件生产时的手工胀管，而且可以节省时间和生产消耗，提高单件的生产效率，及时满足产品零部件的需要。由于本机的工作循环周期较短，运动方向变化频繁，使本机所承受的交变应力较明显，因此对于本机工作部分的强度要求较高。因此本课题设计的这一产品具有较高的使用价值和普遍性。
1、管端成型机总体结构方案拟定
1.1目前管端成型技术的几种方法
目前国内管端成型方法主要分为机械成型、管端偏心回转成型、利用NC工作机的管端成型、无模成形四种方法。管料加工成品如图所示的产品，该产品主要应用于空调机热交换器或汽车空调热交换器的管端连接。

图1-1 成型管端
Figure1-1 formation jet
1.1.1机械成型
机械成型主要是应用液压系统来控制机械部分的动作，来实现对管端进行冲压成型的一种方法。
1.1.2管端偏心回转成型
该成型方法中，模具的包络角与模具半角相同，模具的轴线与钢管的轴心偏离一定的距离，它适合于钢管的缩口。偏心量与管端缩口量、模具半角有关。管端不规整变形程度与模具接触钢管的面积率有关，面积率越小，越能控制回转成形过程。
偏心回转成形适合于管材缩口成形的成形前期；成形末期一般采用摇动回转成型。当侧壁具有约束导板时，可实现缩口率φ达68%的内法兰成型。
1.1.3利用NC工作机的管端成型
NC工作机进行管端成形，是利用往复运动的半球形工具逐步使管端成型，以获得所需的管端形状。圆管固定在水平的工作台上作平面运动，半球形工具沿垂直方向运动，与管材的转动相配合，形成了管端部成型曲面。这样，即可得到非对称形状的管端。例如。正多边形锥台体的端部，四角形异形管的扩口端部等。同时，也可以实现非管端部的局部缩径加工与切断加工。因而，它是一种柔性较大的管端成形过程，此法与旋压成形原理相同，但工具形状不同。
1.1.4无模成型
管端无模成型，使用两个既是坯料又是成形工具管坯。首先，用高频感应加热管坯，然后将其头部互相接触并旋转，即可实现管端缩口加工。这种成形过程实际上是利用两个管坯相对运动而产生的摩擦热而成形。此法已应用于高铬合金管端部成型。
此外，近年来国外还开发出利用高频感应局部加热使钢管壁厚增加的装置。当在该装置垂直方向施加力的作用时，该力可传递到水平管端上，使管材壁厚增加。
利用高频感应加热进行管端型锻成型过程是通过型砧上下、左右移动，以及钢管的旋转，可以实现钢管端部的变壁厚加工。目前，国外已经开发出能够控制芯棒的轴向力，金属沿轴向和径向流动，以及确保钢管轴向壁厚分布的变壁厚加工CNC型锻机，可以得到高质量、高尺寸精度的管端。
1.2管端成型方法选定
对以上几种管端成型的方法从性价比方面进行比较。基于经济性与结构性考虑，本课题研究的铜管管端成型机采用机械成型的方法比较经济，结构简单，并且机械成型方法比较普遍，容易实现工作要求，原理简单易操作。
1.3管端成型机构的组成

图1-2旋转式冲压管端成型机总体机构图
Figure1-2 Rotary system ramming jet shaper overall organization chart
该设计管端成型处理机构由旋转成型成形主机和液压站构成。
旋转成型主机由机架体、驱动旋转液压缸的驱动电机、带传动装置、旋转冲压装置、夹紧装置、定位装置，带传动装置由大小连个带轮和传动带构成，旋转冲压装置由旋转液压缸、三爪卡盘、缩口器和扩口气构成，夹紧装置由定位块、夹紧油缸、连接体、上模块和下模块构成，定位装置有定位油缸和定位体（F型定尺挡块）构成。三个液压缸均由液压系统控制，并分别固定在机架体上。机架体为焊接体；为了满足不同规格管件的要求，胀头、胀套和夹紧块可以配套更换。由于生产周期较短，胀头和胀套承受了较大的交变应力，非常易于损坏，所以需要及时更换。
液压站由液压控制装置、液压动力源、油箱构成，这两者直接安装在油箱顶表面。液压控制装置由液压控制阀均和集成块组构成，通过集成块内部的通油孔道来实现功能。集成块通过管接头与管道和执行器连接。液压动力源由电动机和液压泵构成，二者直接通过联轴器连接，其轴的中心高可由电动机下的调整垫块来实现。该机结构简单，体积较小，容易拆装和搬运。
1.4管端成型机构的工作原理
以手动方式进行送料。通过定位油缸（F型定尺挡块）进行定位（F型定尺挡块与尺寸定长油缸活塞杆端部连接，挡块伸出后，将工件放入夹紧模时，让其端面接触挡块定位面，工件夹紧后挡块复位，以此保证成形前的管端预留长度）。通过夹紧部分将工件进行夹紧（夹紧模分上、下两部分，下模安装在主机机架上，上模与夹紧油缸活塞杆连接，非工作状态时上、下模分开，工作时将工件置于夹紧模中，油缸夹紧，将上、下模合在一起，工件被夹紧。）
最后通过冲模部分将铜管管端以冲压成型的方法进行成型：一个完整的成形过程由不同的冲模（冲头）、夹紧模组合完成。不同的成形管端形状需不同的、数量不等的冲模和夹紧模且成形次数1-2次不等，并且其中还有需要更换冲模（冲头）和其对应的夹紧模。
管端成型机的工作过程,包括将工件定位、夹紧、冲压和整机冲头工作位置四项主要动作。管端成型机的一个作业循环的组成包括:
a．定位—工件以手动方式送入夹紧模具体，通过定位油缸推动定位体将工件进行定位。
b．夹紧—将定位好的工件通过夹紧油缸推动夹紧模具进行夹紧
c．旋转冲压—定位油缸退回，由冲压油缸推动滑块体、冲头进行冲压成型。工作结束后各油缸复位。
本机有独立的液压站，提供夹紧油缸、定位油缸、旋转冲压油缸所需动力 。在电控系统PC机的控制作用下来完成各工序动作，实现整个自动循环。从而实现了对铝管（或铜管）的管端加工出需要的形状，对于不同的形状只要更换相应的模具就可以完成整个管端成型的过程。
1.5设计技术要求及规格、性能
1、处理管径（铜管或铝管）：F8X1mm；F9.5X1.2mm；F12.7X1.2mm； F15.8X1.2mm；F19.1X1.5mm。
2、循环节拍：小于18秒（即一个二位自动循环）。
3、工作方式：旋转冲压方式。
4、操作方式：手工上料. 自动成形。
5、操作回路；220V AC
6、电源容量；380V 15A （三相四线制）。
7、工作压力：≤4.5Mpa。
8、外形尺寸；≤1300mmX1230mmX1500mm。
管端成型机一般工作在工厂内部,因此工作环境较好,这样对液压系统、执行元件的强度要求不高，对密封条件要求也不是很高。只要满足工作条件即可

2、旋转冲压主机设计
2.1旋转冲压主机整体结构的一般布置
旋转式管端成型机的整体其中包括液压站和旋转冲压主机两部分。旋转冲压主机的结构如图2-1所示，组成主机的零部件很多，主要由旋转冲压缸、驱动电机、带传动装置、机架、三爪卡盘、扩口器、缩口器、工件定位块、夹紧缸、夹紧模、定位体等组成。

图2-1旋转冲压主机
Figure 3-1Rotary system ramming jet shaper overall organization chart
2.4旋转冲压主机工作原理
先有手动送料进入模具再，动操作屏的夹紧按钮夹紧缸开始向下运动，带动连接块从而带动上模块固定管料，然后按动定位油缸按钮，启动定位油缸带动F型挡块运动到预定的定位位置并调整管料伸出长度，待调整好后退回F型挡块，再调整夹紧缸使其夹紧稳固，待夹紧后启动冲压油缸同时启动驱动电机，再由带传动带动旋转油缸旋转，并进行冲压动作使其管端成型，并重复上述动作。
2.2驱动电动机选择
由旋转液压缸的额定功率P=2.5kW,额定转速v=1000r/min,再考虑到安装方式及价格经济性等方面，即选用Y100L2-4型电动机，其额定功率为P=3kW,额定转速v=1420r/min,中心高H=100mm，外伸周段D×E=28mm×60mm。
2.3、带传动设计
2.2.1设计功率
(2-1)
=1.2×3
=3.6 kw
式中：KA—工况系数；
P—电机额定功率；
表2-1 工况系数KA
Table 2-1 operating mode coefficient KA
工况
KA
软启动
负载启动
每天工作小时数h
<10
10～16
>16
<10
10～16
>16
载荷变动小
带式运输机，发电机，金属切削机床，印刷机，锯木机和木工机械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
2.2.2带型确定
根据Pd=3.6kW和n1=1420r/min,查普通V带选型图选为B型。
2.2.3传动比
(2-2)

=1.42
式中：n1电机额定转速；
n2旋转液压缸额定转速；
2.2.4小带轮基准直径
参照表3.2选定dd1=125mm；
表2-2 V带最小基准直径ddmin mm
Table 2.2 V belt smallest datum diameter ddmin mm
带型
Y
Z
A
B
C
D
E
ddmin
20
5.
75
125
200
355
500
大轮基准直径dd2
(2-3)
=125×1.42
=177.5mm
查标准V带轮的基准直径系列表得dd2=180mm。
2.2.5旋转液压缸实际转速
(2-4)

=986 r/min
3.2.6带速
(2-5)

=9.29 m/s
此速度在5～20m/s之间，即带速符合要求。
2.2.7初定轴间距
按要求取a0=500mm
2.2.8所求带准长度
(2-6)

=1480.4mm
查标准V带长度系列表得Ld=1400mm
2.2.9实际轴间距
(2-7)

=540mm
安装时所需最小间距
(2-8)
=540-0.015×1400
=519mm
张紧或补偿伸长所需最大轴间距
(2-9)
=540+0.02×1400
=568mm
2.2.10小带轮包角
(2-10)

=176.2°
2.2.11确定单根V带的基本额定功率P1
根据dd1=125mm和n1=1420r/min由表2-3查得P1=2.18kw

表2-3单根普通V带的额定功率P0 kw
Table 2-3 simple root ordinary V belt's rated power P0 kw
带型
小带轮基准直径dd1(mm)
小带轮转速n1(r/min)
400
730
800
980
1200
1460
B
125
140
160
180
200
0.84
1.05
1.32
1.59
1.85
1.34
1.69
2.16
2.61
3.05
1.44
1.82
2.32
2.81
3.30
1.67
2.13
2.72
3.30
3.86
1.93
2.47
3.17
3.85
4.50
2.20
2.83
3.64
4.41
5.15
2.2.12额定功率增量
(2-11)

=0.28kw
式中：Kb—弯曲影响系数；
Ki—传动系数。
表2-4弯曲影响系数Kb 表2-5传动系数Ki
Table 2-4 curving influence coefficient Table 2-5 static gearing ratio Ki

类型
数值
Y
0.0204×10-3
Z
0.1734×10-3
A
1.0275×10-3
B
2.6494×10-3
C
7.5019×10-3
D
26.572×10-3
E
49.833×10-3

传动比
Ki
1.19～1.24
1.0719
1.25～1.34
1.0875
1.35～1.51
1.1036
1.52～1.99
1.1202
>2.00
1.1373

2.2.13确定V带根数
2-12)

=1.99
取2根。
式中：Ka—包角系数；
KL—长度系数；

表2-6包角系数Ka
Table 2-6 arc of contact coefficient Ka
小带轮包角（°）
180
175
170
Ka
1
0.99
0.96

表2-7长度系数KL
Table 2-7 coefficient of length KL
基准长度Ld(mm)
A
1000
1120
1250
1400
1600
0.89
0.91
0.93
0.96
0.99

2.2.14确定单根V带的预紧力
(2-13)

=154 N
式中：q—V带每米长度的质量；
表2-8 每米长度V带质量q kg/m
Table 2-8 each meter length V belt quality q kg/m
带型
Y
Z
A
B
C
D
E
q
0.02
0.06
0.10
0.17
0.30
0.62
0.90

2.3 零部件设计
2.3.1加紧部零件结构图
1、夹紧块外形如图2-2所示:
上、下夹紧块是相互配合抱紧工件实现对工件的轴向和径向定位,其尺寸和要求一样。上夹紧块较下夹紧块短，可以节省材料，减小夹紧缸活塞杆承受的惯性力。装夹工件时，铜管可以顺着下夹紧块滑到胀套的外径，方便省事，提高生产效率。
卡模块强度验算：已知夹紧力F=20000N,工作截面A，工件与夹紧模的接触面的正应力σ可按下式计算
(2-14)
其中管径选最大值即d=19mm, 则，将数值代入公式(3-14)得

=11.4MPa
材料的许用应力为
（2-15
式中—安全系数
接触面的正应力σ<，强度满足要求。

图2-2夹紧块
Figure 2-2 clamp block
2、支撑体如图2-3所示:

图2-3支撑体
Figure 2-3 supports the body
胀套穿过支撑体，同连接体相连，外端的凸缘靠在支撑体上实现轴向定位。支撑体通过内六角头螺钉与机座相连，底部有垫片，以调整胀套、芯轴与工作缸活塞杆的中心高。
3连接体外形如图2-4所示:

图2-4连接块
Figure 2-4 junction piece
连接体左端的螺纹部分与芯轴的内螺纹孔相连接，右端螺纹孔同工作缸活塞杆螺纹部分连接，并通过调整螺母实现轴向定位。
2.3.2主机机架的结构设计
根据主机的工作要求及结构形式的需要，并且从强度和制造工艺的角度分析，机架采用材料A3的七块加工好的钢板焊接而成，这样既保证了强度要求，又减少了一般采用铸造的工艺程序。机构如图3-5。

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

图2-5主机机架
Figure 2-5 main engine rack

3、液压站设计
3.1 胀形力的计算
1 旋转冲压油缸载荷计算
液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于液压执行元件的运动速度荷结构尺寸。
液压缸的载荷组成和计算。图3-1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注图上，其中Fw是作用在活塞杆上的外部载荷，Fm是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷Fg，导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fe。

图3-1液压系统计算简图
Figure 3-1 hydraulic system calculation diagram
胀形力由以下公式计算

P＝ (3-1)
式中 P—扩散管胀口力，N；
—扩散管坯料的屈服强度，MPa；
t—扩散管坯料厚度，mm；
d—胀口前扩散管坯料外径，mm；
d—胀口前扩散管坯料内径，mm。

—材料的许用应力。
3.6.3油缸稳定性验算
油缸在工作是承受的压应力最大，所以有必要校核活塞杆的压稳定性。
a. 活塞杆断面最小惯性矩
I= （3-13）
=
=
b. 活塞杆横断面回转半径
i (3-14)
=
=15 (mm)
c．活塞杆柔性系数
= (3-15)
=
=133
式中 —为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；
L—活塞为有效计算长度；

d. 钢材柔度极限值
= (3-16)
=
=60.8
式中 —45钢材比例极限[14]；
E—材料弹性模量[14]
e. 从以上计算得知，>,即为大柔度压杆时，稳定力为：
(3-17)

（N）
式中 —为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；
f. 油缸最大闭锁力
= (3-18)

（N）
式中 —油缸最大闭锁压力；
g. 稳定系数
(3-19)

=8.3
因为NK>1由此可见，稳定性可以满足要求。
3.7夹紧液压缸计算
3.7.1 计算作用在夹紧缸活塞上的总机械载荷F
由于该机工作时工件主要承受径向载荷，因此夹紧力应适当取值。根据经验此处可取夹紧力为20000N，即外载F=20000 N。
3.7.2夹紧液压缸内径尺寸D计算

式中：F ——工作油缸总载荷，N。
P1——工作压力，MPa。
P2——回油腔压力，即系统背压力，MPa。
——杆径比。
表3-1按载荷选择工作压力
Table 3-1 press the load choice working pressure
载荷104N
＜0.5
0.5～1
1～2
2～3
3～5
＞5
工作压力Mpa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
5～7

39

表3-2执行元件背压力
Table 3-2 functional element back pressure
系统类型
背压力Mpa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2～0.5
回油带调速阀的系统
0.4～0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5～1.5
用补油泵的闭式回路
0.8～1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2～3
回油路较短，且直接回油箱
可忽略不计

表3-3 按工作压力选取d/D
Table 3-3 press the working pressure to select d/D
工作压力Mpa
≤5.0
5.0～7.0
≥7.0
d/D
0.5～0.55
0.62～0.70
0.7

参照以上个表选取P1=3MPa，P2=0.3MPa，=0.5。

=96 mm
液压缸直径D参照表2-4圆整为100mm。
表3-4常用液压缸内径D mm
Table 3-4 commonly used hydraulic cylinder inside diameter D mm
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
3.7.3夹紧液压缸活塞杆直径d尺寸计算
由 得
d=0.5×96
=48 mm
工作液压缸活塞杆直径d参照表3-5圆整为50mm。
表3-5活塞杆直径d mm
Table 3-5 connecting rod diameter d mm
速比
缸径
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
1.46
2
22
28
35
45
45
50
50
60
55
70
63
80
70
90
80
100
90
110
100
125
110
140
125
140
3.7.4活塞杆最大允许计算长度

该液压缸采用一端固定一端自由的安装形式，即由表2-6取nk=1/4。

=6520 mm
表3-6末端系数
Table 3-6 terminal coefficients
液压缸安装形式
一端固定
一端自由
两端铰接
一端固定
一端铰接
两端固定
Nk
1/4
1
2
4
式中：d——活塞杆直径，mm；
nk——末端条件系数（查表）
P——工作压力，MPa；
n——安全系数。
根据国家标准GB/T—1980规定的液压缸行程系列圆整到S=6500mm
3.7.5 活塞有效计算长度
液压缸的安装尺寸，可查设计手册得

=6500－40
=6460 mm
式中：C—液压缸的前端安装间距(表2-7)
表3-7液压缸固定部分长度参照表 mm
The Table3-7 terminals are the mathematical mm
液压缸内径
A
B1
B2
C
E
F
G
40
100
115
115
30
115
900
85
50
115
135
130
40
130
100
100
63
127
144
155
40
155
110
110
3.7.6 最小导向长度
(mm)
取最小导向长度为360（mm）
式中：L—液压缸最大行程；
D—缸筒内径。
3.7.7 导向套长度
A=（0.6～1.0）d
=(30～50)mm
导向套长度为40mm
3.7.8 活塞宽度
B=（0.6～1.0）D
=（60～100）mm
活塞杆宽度B=80mm
式中： D—缸筒内。
3.7.9缸筒壁厚
由下表查得液压缸外径为121mm，所以缸筒壁厚为10.5mm。
表3-8工程机械用液压缸外径系列
Table 3-8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series
缸径
mm
液压缸外径mm
缸径
mm
液压缸外径mm
P≤16
MPa
20
25
31.5
P≤16
MPa
20
25
31.5
40
50
50
50
54
110
133
133
133
133
50
60
60
60
63.5
125
146
146
152
152
63
76
76
83
83
140
168
168
168
168
80
95
95
102
102
160
194
194
194
194
90
108
108
108
114
180
219
219
219
219
100
121
121
121
127
200
245
245
245
245
3.8 夹紧液压缸强度校核
3.8.1活塞杆应力校核

=
=12Mpa
式中：—油缸工作压力。
活塞杆材质为调质，经查表得强度极限为800Mpa[16],材料的许用应力为：

=
（n为安全系数）.
由此可见，，应力完全满足要求。
3.8.2缸筒强度验算
由于缸筒壁厚与缸径之比，属于厚壁缸筒，可按材料学第二强度理论验算。

=
=1.5（mm）
由此可见,<,强度满足要求。
式中：P—工作压力,P=3MPa；
[16]—材料的许用应力。
3.8.3油缸稳定性验算
油缸在工作是承受的压应力最大，所以有必要校核活塞杆的压稳定性。
a. 活塞杆断面最小惯性矩
I=
=
=
b. 活塞杆横断面回转半径
i
=
=12 (mm)
c．活塞杆柔性系数
=
=
=542
式中:—为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；
L—为活塞有效计算长度；
d. 钢材柔度极限值
=
=
=60.8
式中 :—45钢材比例极限[16]；
E—材料弹性模量[16]
e. 从以上计算得知，>,即为大柔度压杆时，稳定力为：

（N）
式中:—为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；
f. 油缸最大闭锁力
=

（N）

式中:—油缸最大闭锁压力；
g. 稳定系数

=14.6
因为NK>1由此可见，稳定性可以满足要求。
3.9 元件选型
3.9.1 执行器的确定
由前计算结果已经知道，工作缸缸径为110mm，活塞杆直径为63mm；夹紧缸缸径为100mm，活塞杆直径为50mm。本液压系统中，工作缸最大压力4.5MPa，最大流量4L/min；夹紧缸最大压力3MPa，最大流量4L/min。根据执行器的最大压力，工作缸采用日产旋转油缸，安装方式为轴向脚架与机座连接，采用日本SMC公司的YD4C-15型旋转液压缸；夹紧缸采用安装方式为杆侧长法兰与机架连接，采用江都市永坚有限公司的YJ01-FY100B-70R2000型液压缸；定位油缸采用的安装方式为杆侧长法兰与机体连接，由于定位油缸基本不受任何力，所以直接选用江都市永坚有限公司的YJ01-FY50B-70R2000型液压缸。
3.9.2 液压泵的确定
1 、管道系统压力损失的计算
1) 沿程压力损失的计算
沿程压力损失主要是注射缸快速注射时进油管路的压力损失。其管路长l=5m，管内径d=0.032m，快速通过流量, 选用20号机械系统油损耗，其密度为=918 m3/kg。
a.油在管路中的实际平均流速v为
(3-20)
=
=3.36m/s
式中：qv——流量；
d——管内径。
b.沿程损失系数
(3-21)
式中 Re—临界雷诺数。
对于圆管，查《液压传动系统及设计》得Re＝2300，因此

＝0.03
c.沿程压力损失用下式计算
(3-22)
=
=0.024MPa
式中：—沿程阻力系数；
　　　l—管道长度，m；
　　 —管内直径，m；
　　 —液体密度，m3/kg；
　　 v—平均流速，m/s。
2、液压泵的最大工作压力为
＋ （3-23）
式中：液压执行元件最大工作压力；
液压泵出口到执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取＝0.2MPa0.5MPa;管路复杂而且管中流速较大或者