组合机床动力滑台液压系统的设计

目录
前言.........................................................................................................错误！未定义书签。

目录 (1)
一、液压传动的发展概况 (2)
二、液压传动的工作原理和组成 (3)
三、液压传动的优缺点 (4)
1、优点 (4)
2、液压传动的缺点： (4)
四、液压系统的应用领域 (5)
1、液压传动在机械行业中的应用： (5)
2、静液压传动装置的应用 (5)
五、液压系统工况分析 (7)
1、运动分析 (7)
七、拟定液压系统图 (11)
1、调速方式的选择 (11)
2、快速回路和速度换接方式的选择 (11)
液压工作原理： (12)
八、液压元件选择 (15)
1、选择液压泵和电机 (15)
2、元、辅件的选择 (19)
九、液压系统验算 (22)
1．管路系统压力损失验算 (22)
2、液压系统的发热与温升验算 (25)
十、液压系统最新发展状况 (27)
1、国外液压系统的发展 (27)
2、远程液压传动系统的发展 (28)
十一、注意事项 (30)
十二、总结.............................................................................................错误！未定义书签。

致谢. (32)
参考文献 (33)
一、液压传动的发展概况
液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。

如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。

第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫·布拉曼(Joseph
Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。

1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。

第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,
发展更为迅速。

液压元件大约在19 世纪末20 世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。

1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。

20 世纪初康斯坦丁·尼斯克(G·Constantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910
年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。

我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。

60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。

当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。

同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。

目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。

我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。

由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。

二、液压传动的工作原理和组成
液压传动是以液体为工作介质，利用压力能来驱动执行机构的传动方式。

驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。

1、工作原理：
1)电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。

油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。

液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。

2)工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。

当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。

由此可见，速度是由油量决定的。

2、液压系统的基本组成：
1）能源装置——液压泵。

它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。

2）执行装置——液压机（液压缸、液压马达）。

通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。

3）控制装置——液压阀（流量阀、压力阀、方向阀等）。

通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向。

4）辅助装置——油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。

5）工作介质——液压油。

绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。

三、液压传动的优缺点
1、优点
1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。

在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。

液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。

2）液压执行装置的工作比较平稳。

由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。

液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。

3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。

4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。

当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。

5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。

6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。

2、液压传动的缺点：
1)液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。

2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。

3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。

因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。

4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。

5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。

6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。

总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。

四、液压系统的应用领域
1、液压传动在机械行业中的应用：
机床工业——磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等
工程机械——挖掘机、装载机、推土机等
汽车工业——自卸式汽车、平板车、高空作业车等
农业机械——联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等
轻工机械——打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等
冶金机械——电炉控制系统、轧钢机控制系统等
起重运输机械——起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等
矿山机械——开采机、提升机、液压支架等
建筑机械——打桩机、平地机等
船舶港口机械——起货机、锚机、舵机等
铸造机械——砂型压实机、加料机、压铸机等
2、静液压传动装置的应用
静液压传动由于具有无级变速，调速范围宽，可以实现恒扭或恒功率调速，容易实现电控等优点，在工程机械中具有良好的应用前景。

但是在铲土运输机械和起重机械中作为主要传动就用却很少，其主要问题是在于国内液压元件质量差，而国外的液压元件价格又太高，会造成主同成本过高。

90
年代以来，国内已引进了德国林德公司静液压叉车，以及利勃海尔公司静液压推土机的装载机，但在国内市场所占份额很小。

从国内工程机械市场的实际出发，本文对静液压传动在国内的推广应用提出探讨性的意见如下：
（1）静液压传动叉车在发达国家已经被广泛采用，由于国内部分仓库、码头和工厂等使用部门对叉车的机动性能（尤其是低速性能）、噪声已经有较高的要求，因此这些部门正在成为国内静液压叉车用户。

国内叉车和液压元件生产企业应该看到静液压叉车的良好前景，联合研究开发适合我国国情的叉车静液压系统，提供能先进，工作可靠，价格适中的产品。

也可以采用与国际静液压元件制造公司联合开发的方式，加快开发的速度。

（2）中小型多功能工程机械由于具有挖掘，装载，叉车和起重等多功能，在发达国家已经得到了广泛的应用。

随着我国经济建设尤其是城市建设的发展，中小型多功能工程机械也将在我国推广应用，而它们无疑将首先采用静液压传动作为其主要传动装置。

国内工程机械企业应该看到中小型多功能工程机械的发前景，联合国内外静液压元件生产企业共同开展对它们的研究开发，以促进中小型多功能工程机械在我国的发展。

（3）在国内大型铲土运输和起重机械中，由于配套的静液压与电子控制元件的技术难度大，价格太高，在国内用户中难以接受。

因此，在我国暂时不宜将静液压传动研究开发的重点放在与大型铲土运输和起重机械配套上，而应将重点放在上述两类工程机械上。

五、液压系统工况分析
1、运动分析
绘制动力滑台的工作循环图
2、负载分析
（1）阻力计算
1）切削阻力
切削阻力为已知F q=28000`N
2）摩擦阻力取静摩擦系数j u=0.2,动摩擦系数u d=0.1,则：
静摩擦阻力uj F=0.2×14700N=2940N
动摩擦阻力ud
F=0.1×14700N=1470N
3）惯性阻力动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既△u=0.1m/s，△t=0.05s，故惯性阻力为：
F=G△u/g△t=14700×0.1÷9.8×0.05=3000N
a
4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。

5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fm的影响，计入液压缸的机械效率中。

6）背压力初算时暂不考虑。

（2）液压缸各阶段工作负载计算：
F/ηcm=2940/0.9=3267N
1）启动 F1=uj
2）加速 F2=（ud
F+a F）/ηcm=（1470+3000）/0.9=4470N
3）快进 F3=ud
F/ηcm=1740/0.9N=1633N
4）工进 F4=(q F+ud
F)/ηcm=(28000+1470)/0.9N=32744N
5）快退F5=ud
F/ηcm=1470/0.9N=1633N
（3）绘制动力滑台负载——位移曲线图，速度——位移曲线图（见图1）
图1
（3）、确定缸筒内径D，活塞杆直径d
D=
6 44727610
96
3.14
A
mm mm π
-
⨯⨯
==
按GB/T2348——1993，取D=100mm d=0.71D=71mm
按GB/T2348——1993，取d=70mm （4）、液压缸实际有效面积计算
无杆腔面积A1=πD2/4=3.14×1002/4 mm2=7850mm2
有杆腔面积A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1002－702）/4 mm2=4004 mm2
活塞杆面积A3=πD2/4=3.14×702/4 mm2=3846 mm2
（5）、最低稳定速度验算。

最低速度为工进时u=50mm/min，工进采用无杆腔进油，单向行程调速阀调速，查得最小稳定流量q min=0.1L/min A1≥q min/u min=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2
满足最低速度要求。

（6）、计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（1）表（1）液压缸压力、流量、功率计算
工况
差动快进
工进
快退
启
动
加
速
恒
速
启动
加
速
恒
速
计算公式
p=
F/A3
q=
u3A3
P=pq
p=(F+
p2A2)
/ A1
q=
u1 A1
P=pq
p=(F+
p2A1)
/ A2
q=
u2 A2
P=pq
速度
m/s
u2=0.1 u1=3×10-4~5×10-3u3=0.1
有效
面积
m2
A1=7850×10-6A2=4004×10-6A3=3846×10-6
负载
N
3266 3000 1633 32744 3266 3000 1633
工况
差动快进
工进
快退
启
动
加
速
恒
速
启动
加
速
恒
速
压力
MPa
0.85 0.78 0.42 4.4 1.4 1.1 0.99
流量
L/min
23 0.39 24.0
功率
KW
0.16 1.755 0.40
取背压力p2=0.4MP 取背压力p2=0.3MP
七、拟定液压系统图
拟定的液压系统原理图
1、调速方式的选择
该机床负载变化小，功率中等，且要求低速运动平稳性好速度负载特性好，因此采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路上加背油阀。

2、快速回路和速度换接方式的选择
本题已选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路。

由于快进转工进时有平稳性要求，故采用行程阀或电磁阀皆可来实现（比较表如下表2），工进转快退则利用压力继电器来实现。

表2 快进工进的控制方法比较
项目采用行程阀采用电磁阀
转换性能1．液压冲击小
2．转换精度高
3．可靠性好
4．控制灵活性小
1．液压冲击较大
2．转换精度较低
3．可靠性较差
4．控制灵活性大
安装特点1．行程阀装在滑座上
2．管路较复杂
3．须设置液压撞块机
构（撞块长度大于
工进行程）
1．电磁阀可装在液压
站（或控制板）上，
安装灵活性大
2．管路较简单
3．须设置电气撞块机
构
综上所述，本系统为进油节流调速回路与差动回路的组合，为此可以列出不同的方案进行综合比较后，画出回路图，见图0号图纵纸。

液压工作原理：
1.快速前进
按下起动按钮，电磁经铁1YA通电，电磁换向阀A的左拉接入回路，液动换向阀B在制油液的作用下其左位接入系统工作，这时系统中油液的通路为：
进油路：过滤器1→变量泵1→换向阀A→单向阀C→换向阀B左端
回油路：换向阀右端→节流阀F→换向阀A→油箱。

于是，换向阀B的阀芯右移，使其左位接入系统。

主油路
进油路：过滤器1→变量泵1→单向阀3→换向阀B→行程阀11→液压缸左腔。

回油路：液压缸右腔→换向阀B→单向阀6→行程阀11→液压缸左腔，形成差动连接。

此时由于负载较小，液压系统的工作压力较低，所以液控顺序阀5关闭，液压缸形成差动连接，又因变量泵2在低压下输出流量为最大，所以动力滑台完成快速前进。

2.工作进给
当滑台运动到预定位置时，控制挡铁压下行程阀11。

切断了快进油路，电液动换向阀7的工作状态不变(阀B和阀A的左位仍接入系统工作)，压力油须经调速阀8、二位二通电磁12才能进入液压缸的左腔，由于油液流经调速阀而使系统压力升高，于是液控顺序阀5打开，单向阀6关闭，使液压缸右腔的油液经阀5、背压阀4流回油箱，使滑台转换为工作进给运动。

其主要油路：
进油路：
过滤器1 →变量泵2→单向阀3→换向阀B →调速阀8→电磁阀12→液压缸左腔。

回油路：
液压缸右腔→换向阀B→顺序阀5→背压阀4→油箱。

因为工作进给时系统压力升高，所以变量泵2的输出流量便自动减小，以适应工作进给的城要，进给速率的大小由调速阀8来调节。

3.死挡铁停留
当滑台第二次工作进给完毕，碰上死挡铁后停止前进，停留在死挡铁处，这时液压缸左腔油液的压力升高，当升高到压力继电器13的调整值时，压力继电器动作，发出信号给时间继电器，其停留时间由时间继电器控制，经过时间继电器的延时，再发出信号使滑台返回。

4.快速退回
时间继电器延时发出信号，使电磁铁YA停电，2YA通电，这时换向阀A的右位接入回路，控制油液换向阀B的右位拉入系统工作，此时，由于滑台返回的负载小，系统压力较低，变量泵2的流量自动增大至最大，所以动力滑台快速退回。

这时系统油液的通路为：
控制油路
进油路：
过滤器1→变量泵2→换向阀A→单向阀D→换向阀B右端。

回油路：
换向阀B左端→节流阀E→换向阀A→油箱。

主油路
进油路：
过滤器1→变量泵2→单向阀3→换向阀B→液压缸右腔。

回油路：
液压缸左腔→单向阀10→换向阀B→油箱。

动力滑台快速后退，当其快退到一定位置(即工进的起始位置)时，行程阀11复位，使回油路更为畅通，但不影响快速退回动作。

5.原位停止
当滑台退回到原位时，挡铁压下行程开关而发出信号，使2YA断电，换向阀A、B都处于中位，液压缸失去动力源，滑台停止运动。

变量泵2输出的油液经单向阀3、换向阀B流回油箱，液压泵卸荷。

单向阀3使泵卸荷时，控制油路中仍保持一定的压力。

这样，当电磁换向阀A通电时，可保证液动换向阀B能正常工作。

3、油源的选择由液压缸工况图（图2）清楚的看出，其系统特点是快速
时低压、大流量、时间短，工进时高压、小流量、时间长，故采用双联叶片泵或限压式变量泵。

将两者进行比较（见表3）考虑本机床要求系统平稳、工作可靠。

因而采用双联叶片泵。

表3
双联叶片泵限压式变量叶片泵
1．流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小1．流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大
2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。

2．内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差
3．须配有溢流阀、卸载阀组，系统3．系统较简单
双联叶片泵限压式变量叶片泵较复杂
4．有溢流损失，系统效率较低，温升较高4．无溢流损失，系统效率较高，温升较低
系统工作循环表4
元件名称动作循环电磁铁
行程阀压力继电器1Y 2Y
快进＋－／－
工进＋－压下＋（工进终
了）
快退－＋／－
停止（或中途停
止）
－－／－
八、液压元件选择
1、选择液压泵和电机
（1）确定液压泵的工作压力由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作
压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。

由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的
最高压力为
Pp 1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa
这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。

液压泵的公称工作压力Pr 为
Pr=1.25 Pp 1 =1.25×5.5MPa=6.7MPa
大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流
量较大。

取进油路压力损失为0.5MPa ，故快退时泵的工作压力为 Pp 2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa
这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。

（2）液压泵的流量 由流量图2（b ）可知，在快进时，最大流量值为23L ／min,
取K=1.1，则可计算泵的最大流量 vp q ≥K(∑v q )max
vp q =1.1×23L ／min=25.3L ／min
在工进时，最小流量值为0.39 L ／min.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1 L ／min （约0.017×10-3m 3／s ）故
小流量泵应取1.39L ／min
根据以上计算数值，选用公称流量分别为18L ／min 、12L ／min ；公称压力为70MPa 压力的双联叶片泵。

（3）选择电机 由功率图2（c ）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算
Pp= Pp2（q v1+ q v2）／ηp=1.35×106（0.2+0.3）×10-3／0.75=993W
式中q v
1——大泵流量，q v
1
=18 L／min（约0.3×10-3m3／s）
q v
2——小泵流量，q v
2
=12L／min（约0.2×10-3m3／s）
ηp——液压泵总效率，取ηp =0.75。

图2
a
b
c
根据快退阶段所需功率993W及双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1KWJ52－6型的异步电机。

2、元、辅件的选择
根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。

液压元件说明
编号元件
名称
型号
技术数据P(MPa)
v
q( L／min)
调整压力
P（MPa）
1 叶
片
泵
Y B－12／18双联p=7.0，v q=12 P=5.38
编号元件
名称
型号
技术数据P(MPa)
v
q( L／min)
调整压力
P（MPa）
2 叶
片
泵
Y B－12／18双联p=7.0，v q=18 P=1.35
3 三位
五通
电磁
换向
阀
35D－25B p=6.3，v q=25
4 单向
行程
调速
QCI－25
p=6.3，
v
q=25 △P=2～3
q vmin =0.03
5 溢流
阀
Y－10
p=6.3，
min
p≤4
v
q=10，卸荷压
p＜1.5
6 背
压
阀
B－10B
p=6.3，
v
q=10背压力p=0.5～0.6
实际通过流量
v
q≈1.5
7 液动
顺序
阀
XY－B10B
p=6.3，q v =10卸荷压力p＜1.5
实际通过流量q v =9（做卸荷阀
用）
P=1.35
8 液动
顺序
阀
XY－B10B
p=6.3，q v =10卸荷压力p＜1.5
实际通过流量q v =1.5
P=1.35+
（0.5～
0.8）
9 单
向
阀
I－25B
p=6.3，q v=25 △P≤2最大
实际通过流量q v =22
编号元件
名称
型号
技术数据P(MPa)
v
q( L／min)
调整压力
P（MPa）
10 单
向
阀
I－25B
p=6.3，q v=25 △P≤2实际
通过流量q v =10
11 单
向
阀
I－25B
p=6.3，q v=25 △P≤2实际
通过流量q v≈15
12 单
向
阀
I－25B
p=6.3，q v=25 △P≤2实际
通过流量q v≈30
13 压力
继电
器
DP1－63B
P=1～6.3，反向区间压力调整范
围为0.5～0.8
14 压力
表开
关
K－6B
p=6.3，测量6点压力值，实测4
点压力值
15 滤
油
器
W U－25×180J
型
公称直径15×10-3m公称流25
（≈0.42×10-3m3／s）注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。

3、确定管道尺寸
由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量
q v≈24 L／min(0.5×10-3m3／s),取允许流速u=0.5m／s,则主压力油管d 用下式计算
d=3
340.5101.13 1.1311.3105
v v q q m m v v π--⨯===⨯ 圆整化，取d=12mm 。

油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格
得管的壁厚δ。

选用14m m ×12mm 冷拔无缝钢管。

其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用4mm ×3mm 紫铜管或铝管。

管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。

4、确定油箱容量 中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量v q 的5～7倍
V=7v q =7×30L=210L
九、液压系统验算
1．管路系统压力损失验算
由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。

下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：
已知：进油管、回油管长约为l=1.5m ，油管内径d=1.2×10-3m ，通过流量
v q =0.39 L ／min （0.0065×10-3m 3／s ），选用L －HM32全损耗系统用油，考虑最低温度
为15℃，v=1.5㎝2／s 。

1）判断油流类型 利用下式计算出雷诺数
Re=1.273v q ×104／dv =1.273×0.0065×10-3×104／1.2×10-3/1.5
≈66<2000
为层流。

（2）沿程压力损失∑△P1利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即
得到总的沿程损失。

进油路上
△P1=4.4×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0065×10-3／124Pa =0.0313×105Pa
回油路上，其流量qv=0.75L／min（0.0125×10-3m3／s）（差动液压缸
A 1≈2A
2
）,
压力损失为
△P1=4.3×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa =0.01532×105Pa
由于是差动液压缸，且A1≈2A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以
工进时总的沿程损失为
∑△P1=（0.03103+0.5×0.01532）×105Pa=0.039×105Pa
（3）局部压力损失∑△P2由于采用液压装置为集成块式，故考虑阀类元件和集成块内的压力损失。

为方便起见，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列于下
阀的流量和压力损失
编号名称实际通过流
量
v
q(L／min)
公称流量
vr
q L／min)
公称压力损
失
△P r×
105(Pa)
1 单向阀0.39 25 2
2 三位五通电磁换向
阀
0.39 25 2
3 单向行程调速阀0.39 25 5
4 液动顺序阀0.19
5 25 1.5（卸荷时压力损失）
5 液动顺序阀0.195 10 6
计算各阀局部压力损失之和∑△P v如下
∑△P v=[2×105×（0.39／25）2+2×105×（0.39／25）+5×105+0.5×1.5×（0.39／25）2+0.5×6×105]Pa
=8.1×105Pa
取油流通过集成块时的压力损失为
∑△P J=0.3×105Pa
故工进时总的局部压力损失为
∑△P2=（8.1+0.3）×105Pa=8.4×105Pa
所以∑△P=（0.5+8.4）×105Pa=9×105Pa
这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为5×105Pa），可作为溢流阀调整压力的参考数据。

其压力调整值p为
P= ∑△P＋P1＋5×105
式中P1——液压缸工进时克服外负载所需压力。

而
P1= F0／A1=32744／7850×10-6Pa=41.7×105Pa
所以
P=（41.7+9+5）×105Pa=55.7×105Pa
这个值比估算的溢流阀调整压力值67×105Pa小。

因此，主油路上的元件和油管直径均可不变。

2、液压系统的发热与温升验算
本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热，故按工进工况验算系统温升。

（1）液压泵的输入功率工进时小流量泵的压力P p1=54×105Pa，流量
q vp1=12L／min (0.2×10-3m3／s)小流量泵的功率为
P1= P p1q vp1／ηp=54×0.2×102／0.75W=1440W
——液压泵的总效率。

式中η
p
工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失△P=1.5×105Pa，即大流量泵的工作压力P p2=1.5×105Pa，流量q vp2=18L／min (0.3×10-3m3／s)大流量泵的功率P2为
P2= P p2q vp2／ηp=1.5×0.3×102／0.75W=60W
故双联泵的合计输出功率P i 为
P i = P 1+ P 2=1440+60W=2040W
（2）有效功率 工进时，液压缸的负载F=32744N ，取工进速度
v=0.00083×10-3m ／s
输出功率P 0为
P 0=Fv=32744×0.00083W=27W
（3）系统发热功率P h 系统总的发热功率P h 为
P h = P i －P 0=2013W
（4）散热面积 油箱容积V=210L ，油箱近似散热面积A 为
A=0.0653322220.065105 2.296V m m =⨯=
（5）油液温升△t 假定采用风冷，取油箱的传热系数K t =23W ／(㎡.℃),可得
油液温升为
△ t= P h ／∑K t A=1198／（23×2.296）℃=22.7℃
设夏天的室温为30℃，则油温为（30+22.7）℃=52.7℃，没有超过最高允许油温（50～65℃）。

十、液压系统最新发展状况
1、国外液压系统的发展
工程机械主要配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电气元件等。

目前工程机械动力元件基本上都用内燃式柴油发动机(简称柴油机)；传动分机械传动、液力机械传动、静液压传动、电传动等。

但目前工程机械用得最多、最普遍的为液力机械传动及静液压传动。

整个传动系统还包括传动轴、驱动桥等。

静液压传动有多种结构形式，有的有传动轴、驱动桥，有的没有，视情况而定；液压元件主要有缸、泵、阀、密封件及液压附件等。

静液压元件的泵(主要是变量泵)、马达(变量与定量)，以及相应的减速机等；电气元件以前对工程机械的影响还并不大，最早的工程机械电气系统，主要是起动电路及照明电路，系统及元件都非常简单，起动可以用拖起动，白天干活不用照明，因此，这两个电路系统出了故障也能勉强维持工作。

但工程机械发展到今天，电气系统及电气元件已经成了工程机械一个非常关键的部分，可以说今天的绝大多数工程机械，电气系统出了故障根本就不能工作，有的甚至寸步难行，等于一堆废钢铁。

因此电气系统、电器元件目前也是工程机械最关键最主要的配套件之一。

主要电器元件除传统的元件外，还有各种传感器，各种控制元件及微处理机等等。

下面就国际上这些工程机械主要配套件的基本情况及发展趋势谈谈看法。

目前国外工程机械主要配套件大多数都生产历史悠久，技术成熟、供应充足，生产集中度高，品牌效应突出。

配套件的发展随主机的发展而发展，同时配套件自身的发展反过来又促进主机的发展。

目前国外工程机械配套件的发展形势好过主机的发展形势。

目前国外工程机械配套件的发展形势比较好。

近些年来国外工程机械有一种发展趋势，主机制造企业逐步向组装企业方向发展，配套件逐步由供应商来提供。

比如世界上实力最强的主机制造企业美国的卡特彼勒(Caterpillar)、凯斯(Case)、日本的小松(Komatsu)、瑞典的沃尔沃(V olvo)等世界上这些大型的工程机械主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，它们的配套件外配的数量也是在逐年大幅度地增长，一些中小工程机械企业就更是如此，配套件逐步主要由零部件制造企业来提供。

这样做有几大好处，主机企业可集中精力把自己的主机产品作好，减少配套件完全由主机企业自己来承担的风险，而配套件企业作得更强更大，有能力迅速提高配套件的质量、技术水平，同时能为主机企业提供更多的新产品，这样更容易促进主机产品的发展。

国外工程机械主机企业从1988年达850亿美元的销售额以来，基本上没有多大变化，而相反这些年来配套件从150亿美元，增长到1000亿美元，增幅是相当大的。

因此，国外工程机械配。