雙面鏜孔組合機床液壓系統(tǒng)-油路塊與泵站總成設計含3張CAD圖
雙面鏜孔組合機床液壓系統(tǒng)-油路塊與泵站總成設計含3張CAD圖,雙面,鏜孔,組合,機床,液壓,系統(tǒng),油路,泵站,總成,設計,cad
基于實驗方法的水壓部件完整性評估
摘要
水壓系統(tǒng)歷史悠久, 2500年前就困擾著很多工程師。最近在關注環(huán)境和健康條件的地區(qū)，由強大的油壓系統(tǒng)所代替。轉折點出現(xiàn)在90年代早期，隨著材料和設計的進步，使用水作為液壓流體成為可能。軸向柱塞馬達普遍適用于提供高扭矩的液壓系統(tǒng)。本文主要介紹了在水壓動力系統(tǒng)中水壓馬達工作時活塞質量的檢測和評估。在水壓系統(tǒng)中不同的壓力下，可以檢測不同的活塞工作狀態(tài)。在水壓馬達內模擬出可能的活塞裂痕。水壓馬達被控制可捕捉振動信號，并能將故障狀態(tài)與健康狀態(tài)做對比。水壓馬達活塞的不同裂縫尺寸在加載后可獲得不同的特征值。結果顯示在水壓系統(tǒng)中不同的壓力下振動信號頻譜中主頻峰的振幅可以有效的檢測出不同的活塞裂紋狀態(tài)。
關鍵字
水液壓系統(tǒng) 軸向柱塞馬達 水質液壓元件 振動分析 完整性評估
簡介
隨著經營石油為基礎的液壓系統(tǒng)對環(huán)境越來越多的影響和環(huán)保組織越來越多的關注，在過去幾年，最激動人心的流體動力工業(yè)發(fā)展已進入水力學，這涉及到使用自來水替代石油作流體動力進行傳輸。水液壓涉及清潔能源使用中的發(fā)射功率，其使用與全球服務熱線一樣是維護我們的環(huán)境。水液壓系統(tǒng)已用于農業(yè)，林業(yè)，食品，制藥，造紙等行業(yè)[1-3]。軸向柱塞馬達是常用的水液壓系統(tǒng)，以提供高扭矩和高性能。影響活塞型機的主要元件是活塞，而活塞保持正常基本表現(xiàn)常取決于活塞在汽缸中運動的順利和有效性?；钊械倪@些裂縫會影響滲漏和氣缸滑動表面的摩擦。這個裂縫將擴大，并逐步引起電動機的性能惡化，最終也可能產生一個危險的狀況，如在運行條件下[4]突然關閉。
軸向柱塞斜板型液壓馬達是由一個離散的活塞組成，它使扭矩輸出為正弦符號以實現(xiàn)離散數(shù)。這就阻止了源源不斷的生產以及一個軸向活塞泵的流量輸入的順暢。一些活塞動作的流體位移正弦的一些特點得以保持。保留的這些正弦特性通常為軸向柱塞馬達產生流量脈動和液體傳播的振動（噪聲）和結構傳播的振動。在過去30年來，出現(xiàn)了大量的研究軸向活塞馬達/泵的文獻。這些文獻主要集中在對變量泵斜板的控制【5-7】。在發(fā)表的文獻中已經解決浮冰放電的波動問題。
曼林[8]用一個封閉形式的表達式來描述流量脈動的特點以及流量脈動的紋波高度和脈沖頻率。為了減少壓力脈動和系統(tǒng)噪聲，哈里森和Edge[10]創(chuàng)造了新的計時機制來減少液壓系統(tǒng)的流量脈動源。榮一小島和Massac Shined調查得出流體傳播的噪音是由泵的流體特性所產生的[10]。他們還研究了模型和流體噪聲特性檢測方法。一些研究人員提出了泵的流體傳播的噪聲特性，泵的壓力脈動，流量脈動特性的測量試驗方法[11-13]。Edge夫婦提出了軸向柱塞泵流量脈動的理論模型[14]的軸向活塞馬達的動態(tài)特性是非線性的，影響軸向活塞發(fā)動機性能的因素是復雜的。由于在模型的復雜性，軸向柱塞液壓馬達的振動源和水的傳輸路徑的理論分析沒有引起像實驗調查那樣的注意。然而，最近已經有一些在這方面工作報告，研究了軸向活塞泵內的由氣缸到旋轉斜板的振動能量傳輸特性[15]。Viand LU研究了振動和軸向活塞泵液壓油狀態(tài)監(jiān)測問題[16]。調查表明，振動的主要來源是活塞/拖鞋進入預壓縮過程時拖鞋和斜板的之間的碰撞，這種碰撞力可能激發(fā)了泵殼共振。巴哈爾等開發(fā)了一個數(shù)學模型來研究軸向錐形缸體的油壓恒功率柱塞泵的振動特性的機制[17]。他們采用了傅立葉變換在軸向活塞泵的振動分析。陳等人研究了一個現(xiàn)代化的水液壓系統(tǒng)的一個斜板水液壓馬達的動態(tài)分析[18]。一個由三個模塊和14自由度系統(tǒng)組成的斜板建模機制。在其他方向的模擬信號表明，在所有方向振動信號主要由液壓泵和液壓馬達轉動頻率組成。
大量的故障的石油和其他機械液壓系統(tǒng)故障診斷工作為狀態(tài)監(jiān)測和故障診斷的水液壓系統(tǒng)提供了有用的參考[19-21]。水液壓馬達故障診斷是提高水液壓系統(tǒng)可靠性和性能的重要方面，本工作用實驗方法探討了診斷故障水液壓馬達的活塞裂縫尺寸和位置。
水液壓馬達振動機理
這里所說的執(zhí)行機構是在水液壓系統(tǒng)中使用的五軸向柱塞液壓馬達。安裝在12.5毫安時水液壓馬達上的加速度計是為了從馬達上獲取振動信號。丹佛斯提供了完整的水液壓系統(tǒng)。圖1顯示了水液壓馬達[1]的總體結構。軸向活塞馬達主要由一個有入口和出口的閥口板，一個斜板，一個外殼，一個缸體，一些由鞋，偏置彈簧，法蘭端口和軸組成的活塞等?；钊b在氣缸桶內壁上的孔上并和輸出軸在同一軸線。隔板以一個角度定位，作為活塞表面并限定滑塊行程。滑塊在與斜由護環(huán)和偏置彈簧鋼板接觸。該端口板從排放液體中分離液體。輸出軸連接到缸桶。
1 定位環(huán) 2 球形外表面和襯套 3 缸體
4 彈簧 5推力盤 6 港口法蘭
7 靜壓軸承 8 密封裝置 9 電機軸
10 閥口板 11外殼 12 活塞
13 落水斜口 14 斜板 15軸承
FIG.1__Swash plate water hydraulic motor with five pistons
活塞帶動缸體利用供應口壓力以一恒定角速度w繞Z軸旋轉四周。每個活塞定期通過閥板上的供應和回程線路端口。滑塊靠在防波板的傾斜面上?；钊涍^了一次進出缸體振動位移。當活塞經過供應缸口時，由于壓力過大導致活塞缸體退出，活塞越過返回線路端口時流體被推出活塞腔外?；钊透左w這些動作的重復就完成輸出扭矩的基本任務。隨著水進入進出液壓馬達，在汽缸室壓力完成從高壓到低壓的轉變，這將產生壓力脈動。汽缸區(qū)域內的總供給端口的變量是作為一個活塞供應缸口通過循環(huán)變化的結果。這些變量產生軸向輸出力矩的變化。它從活塞傳到斜板和閥蓋。但支撐斜板的力與支撐閥蓋的力的方向相反。這就是液壓馬達本身作為振動源的結果。
第n個活塞腔壓力升高率的公式寫為[5]
（1）
其中：
Cd為攝入孔口系數(shù)變，
A0為開口面積，
為電機角速度，
r為活塞節(jié)距半徑，
A為斜板角度，
P為液體的質量密度，
K為泄漏系數(shù)，
θn為水液壓馬達的旋轉角度，
Ap為活塞面積，
V0為活塞室的標稱容量。
無論活塞孔對準閥板的進水口或者出水口， A0區(qū)域總保持最大恒變量?；钊谧畲髩毫χ担ㄅ艢鈮毫Γ┖妥钚〉膲毫χ担ㄟM氣壓力）之間轉移。
如式1所示，考慮泄漏流量，活塞的壓力（PN）下降，當泄漏流量增加，內活塞（PN）的壓力下降也增加?；钊牧鸭y導致泄漏時，在馬達流量排放率也略有下降，結果導致降低電機的轉速。由于馬達和泵體產生的兩壓力脈動之間的相互作用，液壓系統(tǒng)產生更復雜的脈動振動（噪聲）。流體附帶振動引起結構的附帶振動，對電機和水泵的壽命產生負面影響。Kojima and Shined [10] and Edge等研究了產生流體傳播的振動的組合線路，此線路主要由泵，馬達，和連接管組成[11,12]。壓力脈動是基本元件在一般的液壓系統(tǒng)中獲得的活塞頻率特性?；钊煤婉R達中的壓力波動主要是由于間歇脈沖回流入氣缸在底部和頂部死點附近的腔體時產生的。液壓系統(tǒng)的流體傳振動的固有頻率有兩個流量和壓力脈動源分別由泵和馬達產生。水液壓馬達和泵的基本頻率是由如下公式決定：
f=zN （2）
其中：
f 為液壓泵和馬達的基本頻率，
z 為活塞個數(shù)，
N 為液壓泵和馬達的轉速。
軸向活塞馬達的振動響應是由加速度計產生的。圖2顯示了振動響應的典型波形圖。人們通過這個波形圖可以很容易辨別不同的活塞激發(fā)的脈動高峰。壓力增加產生峰值振幅 [16]，這時，加速反應的能量超過15千赫，這些能量分為低中高三個頻段，低頻段為：0-2,000赫茲，中間頻段:2,000 - 6，000赫茲，而高頻段：6,000赫茲以上。并且這三個頻段各頻率的反應各自有不同的激勵機制。低頻由基本頻率與諧波成分組成而成。中頻是由壓力脈動和流量脈動所產生的結構振動所產生的。高頻是結構共振所產生的。
圖2 – 典型振動響應波形的水液壓馬達
圖3.水液壓馬達測試裝置和信號采集系統(tǒng)
實驗裝置和程序
在圖3所示的水液壓馬達試驗裝置，由一個12.5毫安時尼斯湖水水液壓馬達，無刷伺服電機，數(shù)字扭矩儀，以及水液壓系統(tǒng)組成。圖4所示為水液壓系統(tǒng)原理圖，水液壓系統(tǒng)允許軸向活塞馬達在轉速在300-3,000轉/分和扭矩在0-6Nm范圍。數(shù)字扭矩儀是由一個檢測器和一個操作顯示屏組成。該檢測器將與電機軸扭矩成比例的軸旋轉角度轉換成相位差信號，并提供了一個旋轉探測器和一個扭桿變速箱用來測量探測器的軸轉速。操作顯示屏是一個與信號同步的扭矩變換器，同步顯示扭矩和轉速的數(shù)字值。無刷伺服電機在提供0-10.2 nm范圍內的電機轉矩的精確度和穩(wěn)定性上具有明顯優(yōu)勢。數(shù)字伺服控制模塊控制無刷伺服電機并使其產生恒定的輸出轉矩。任意函數(shù)發(fā)生器可以輸出直流電壓給數(shù)字伺服控制模塊以調整伺服控制電機的輸出力矩。安裝在個人計算機上軟件控制界面也可以控制和顯示數(shù)字伺服控制系統(tǒng)。
圖4.水液壓系統(tǒng)的示意圖
圖5.液壓馬達活塞裂痕的不同程度和位置
壓電加速度計（Bruel及Kjcer型4393）安裝在水液壓馬達電機進口附近的外殼上。加速度計的輸出信號同時輸入到放大器和5B41過濾器，用來降低噪音及過濾混淆頻段。LabVIEW的數(shù)據采集卡（在-的MIO - 16L型- 9國家儀器公司）是用來將模擬信號轉換為數(shù)字信號。在這項工作中充分考慮信號類型，采樣率服從奈奎斯特公式并選為采樣率2,000赫茲。各實驗運行時電機的轉速為630轉/分可拍攝2,048個數(shù)據點的時間記錄。首先，輸出軸力矩為2 Nm的Nessie電機可以獲得五個活塞條件下的振動信號，然后輸出力矩軸為5 Nm的Nessie電機獲得五個活塞條件下的振動信號。此振動信號的數(shù)據點包含轉矩和速度檢測器檢測的電機自轉周期。信號特征同時可以充分說明電機在自轉周期。
使用電火花機驅動的尼斯湖水怪電機的軸向柱塞模擬一個活塞裂紋，裂縫為0.1毫米寬。這項研究工作中有五個運行的條件，他們是正常條件（NC）和四個不同類型的活塞裂縫的四個故障條件。如圖5所示，以便使用尼斯湖水怪電機發(fā)現(xiàn)活塞裂縫位置和活塞裂紋長度的不同，四種活塞裂縫介紹如下：
（1） B5mm：裂紋為5毫米長，在活塞的后部位置;；
（2） B2mm：裂紋為2mm長，在活塞的后部位置；
（3） F5mm：裂紋為5毫米長，在活塞的前部位置；
（4） F2mm：裂紋為2mm長，在活塞的前部位置。
在NC條件下和四活塞裂紋各項條件下得到的是第五振動信號。該原始振動信號的總數(shù)為250。
結果與討論
在水液壓系統(tǒng)中，振動信號的主要來源是由電機和水泵產生的兩脈動之間的相互作用，低頻是由0-2,000赫茲之間基本頻率的諧波成分組成2,000-6,000赫茲之間中頻由壓力脈動和流量脈動結構振動激發(fā)確定。振動信號與活塞室漏氣具有密切的關系。該振動信號的能量包括振動信號源的許多信息。振動信號的能量是用均方根（RMS）的值來測量的。就如振動信號{× [0]中，x [1]，... × [N - 1]， RMS值的定義式為
（3）
這種能源計量的優(yōu)點是振動信號的能量特性與振動源的能量釋放相關的重要物理參數(shù)直接相關。
上述參數(shù)是用來分析時域振動信號。在頻域范圍內，如主頻元件能量級，在特定的頻段能量的大小是很重要的參數(shù)，并與振動信號源的密切關系。振動信號的功率譜密度（PSD）是使用傳統(tǒng)信號的處理方法，它的定義如下：
0≦k≦N-1 （4）
其中：
P[k]為PSD
X[x]為振動信號x[n]的離散傅立葉變換
T為采樣周期。PSD代表信號能量的分布頻率。
正如在前面已經討論過，活塞條件與活塞腔的壓力脈動和流量脈動有密切的關系?；钊粔毫ψ兓顾簤厚R達振動信號產生不同的特點。為了研究在0赫茲和6000赫茲范圍內的振動信號的頻率特性，功率譜密度應用于分析水液壓馬達的振動信號。圖6顯示了活塞扭矩為2牛米時，五個活塞條件下的振動信號的功率譜密度。圖6（a）給出了活塞裂紋在活塞后部5毫米長時，振動信號的功率譜密度。這三個主頻分別為800赫茲，3000赫茲，5100赫茲?；l是800赫茲的頻率的諧波，它由水液壓馬達和泵產生并在方程1中定義?；钊业膲毫γ}動和流量脈動產生的頻率為3000赫茲和5000赫茲，這個頻率用來評估水液壓馬達活塞的完整性。圖6（b）給出了當活塞裂紋在活塞后部長為2mm時，振動信號的功率譜密度.。圖6（c）和6（d）給出了活塞裂縫在前部時振動信號的功率譜密度。圖6（e）顯示了活塞正常條件下的振動信號的功率譜密度。圖6（b）-6（e）中的三個主導頻率分別為800赫茲，1600赫茲和3500赫茲。水液壓馬達和泵的基本信號的諧波頻率為800和1600赫茲。活塞腔壓力振動產生的頻率為3500赫茲。在的。圖6（b）-6（e）中的主頻與圖6（a）中的主頻一樣是800赫茲。圖6（b）-6（e）中的其他主導頻率為1600和3500赫茲，與圖 6（a）中的其他兩個主頻為3000和5100赫茲是不同。
圖6.活塞扭矩為2Nm時，五種不同條件下的振動信號的功率譜密度
在本次調查中，我們試圖找到振動信號和活塞條件之間的能源關系。均方根應用于振動信號的頻率分析。正如實驗裝置顯示，一個活塞條件下的50個振動信號。得到振動信號的功率譜密度的平均均方根需要兩個步驟：第一，分析振動信號的功率譜密度；第二，用均方根來計算振動信號的功率譜密度。我們分別計算五個條件下的所有活塞均方根平均值。圖7顯示了與在圖6所示的振動信號功率譜密度的有效值。五個條件下的活塞的有效振幅分別為0.00047，0.00011，0.00016，0.00012和0.00014。在五個活塞條件中B5mm活塞的RMS放大率是最高的。與在其他四個活塞條件下的均方根振幅不同。正如在水液壓馬達振動機理解釋的，當裂紋在后部且長度較長時，活塞室漏泄較大，產生的振動也較大。如圖7所示為B5mm條件下相應振動信號的幅值大小。
圖7.活塞扭矩為2Nm時，不同條件下的功率譜密度的有效值
圖8. 活塞扭矩為2Nm時，三個主頻的峰值的幅值
我們研究在不同條件下的活塞在特定頻率的能量。圖8顯示了當活塞扭矩為2牛米時，五個活塞條件下的三下，主頻為 F1的振幅0.0052，0.0018，0.0018，0.0013和0.0014。B5mm下的F1的振幅與其他四個條件的F1的幅度不同。B2mm和F5mm下的 F1的幅個主頻峰振幅。F1表示五活塞條件下的頻率800赫茲。在B5mm，B2mm，F(xiàn)5mm,F2mm和NC條件度是相同的，并且F2mm及正常條件NC 下的F1的幅度幾乎相同。f2表示B5mm條件下活塞的頻率3000赫茲，它與其他四條件下的活塞頻率為1600赫茲不同。在B5mm,B2mm，F(xiàn)5mm，F(xiàn)2mm和NC下主頻是 F2的振幅分別為0.0036，0.0004，0.0007，0.0001和0.0006。雖然在B2mm和F5mm下的F1的幅度相同，但B2mm和F5mm下的F2的幅度是不同。當在B2mm和F5mm的F1幅度相同時， F2mm和NC下的F2幅度是不同的。這樣可以用F1和F2振幅來區(qū)分不同的活塞條件。F3表示B5mm條件下活塞頻率5100赫茲和其他四條件下活塞頻率3500赫茲。在B2mm，F(xiàn)5mm，F(xiàn)2mm和NC下的 主頻為F3的幅度分別是0.0004，0.0008，0.0003和0.0003。B2mm，F(xiàn)5mm下的第三個主頻的幅度與其他兩個條件下第三個主頻的振幅是不同。
在這里，我們研究了水液壓馬達轉速一直改變的過程中，不同壓力下功率譜密度和三個主頻的的特點。
圖9. 活塞扭矩為5Nm時，五種不同條件下的振動信號的功率譜密度
圖10. 活塞扭矩為5Nm時，不同條件下的功率譜密度的有效值
圖9顯示當活塞扭矩為5nm時，五活塞條件下振動信號的功率譜密度。圖9（a）顯示活塞裂紋在后部且5mm長時，振動信號的功率譜密度。其中的三個主頻為800，3000，5100赫茲，與圖6（a）所示的情況一樣。在活塞腔中由于脈動壓力和流量脈動產生的頻率為基頻諧振頻率800赫茲和頻率3000和5100赫茲。圖9（b）顯示了活塞裂紋在后部并且2毫米長時的振動信號的功率譜密度。圖9（c）和圖9（d）顯示了活塞裂縫的前部時振動信號的功率譜密度。圖9（e）所示的是活塞健康時振動信號的功率譜密度。在圖9（b）-9（e）中的三個主導頻率分別是800赫茲，1600赫茲和3500赫茲。圖9（a）的主頻與圖9（b）-9（e）的主頻一樣是800赫茲。圖9（b）-9（e）的其他主導頻率為1600和3500赫茲，與圖9（a）的其他兩個主頻為3000和5100赫茲不同。圖9與圖6相比，三大主導頻率相同，不同的是振幅，圖9中的振幅比圖6中的要高些。這是由于活塞扭矩從2牛米到5牛米增大時，活塞腔內的壓力脈動和流量脈動增強，產生強烈了振動信號。
圖10如圖9所示顯示了振動信號功率譜密度的有效值。五個活塞條件下的振幅有效值為0.0012，0.00018，0.00025，0.00024和0.00023。在B5mm活塞條件幅度有效值是在五個活塞條件中最高的， B5mm下振幅有效值比B2mm下的高，B5mm下裂紋比B2mm下的長，B5mm下泄漏比B2mm下的大， B5mm下振動信號的幅值比B2mm下的高， F5mm下振幅是F5mm，F(xiàn)2mm和NC條件之間最大的，NC下幅度最小。 這樣活塞的五個條件下的振幅不同，由此來檢測活塞條件。
圖11. 活塞扭矩為5Nm時，三個主頻的峰值的幅值
我們還分析了在不同活塞條件下活塞在特定頻率時的能量。圖11顯示了當活塞扭矩增加為5牛米時，五活塞條件下三主頻峰的振幅。F1表示五個活塞條件下頻率800赫茲。B5mm，B2mm，F(xiàn)5mm，F(xiàn)2mm和NC下主頻為F1振幅分別為0.007，0.0017，0.0042，0.0045和0.0037，由于它們各不相同，就用此來分類活塞的幾種不同的情況。B5mm下的F2和F3的頻率為3000 5100赫茲，其他四活塞條件下的F2和F3的頻率是1600和3500赫茲。B2mm, F5mm, F2mm, and NC下的主頻為F2的幅值分別為0.001, 0.0021, 0.0011, and 0.0026。B2mm, F5mm, F2mm, and NC下的主頻為F3的幅值分別為0.0009, 0.0013, 0.0008, and 0.0007。五個活塞條件下的三個主頻幅值是不同的。與圖8相比，三個主頻頻率一樣，但主頻的幅值要高。
結論：
本文的重點是以自來水液壓動力系統(tǒng)為工作原理的水液壓馬達活塞質量的檢測和評估。模擬活塞裂縫不同大小和地點的水液壓馬達。功率譜密度應用于分析在不同活塞條件和不同壓力水液壓系統(tǒng)的水液壓馬達的振動信號。該參數(shù)均方根用于計算振動信號的功率譜密度。不同條件下活塞的均方根是不同的。該振動信號頻譜顯示五個活塞條件下的三個主導頻率的振動信號。結果顯示在不同的活塞裂紋條件下的振動信號頻譜主頻峰的振幅有變化。水液壓系統(tǒng)的不同壓力下，三個主導頻率相同。這一趨勢和三個主頻振幅特征是相同的?；钊ぞ貜?增大至5納米時這三個主導頻率的也幅度增加。
。
雙面鏜孔組合機床液壓系統(tǒng)
油路塊與泵站總成設計
摘要
本次畢業(yè)設計的題目是雙面鏜孔組合機床液壓系統(tǒng)、油路塊與泵站總成設計，設計過程包括：設計方案分析，負載與速度分析，確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，計算和選擇液壓元件。
本設計首先介紹了液壓系統(tǒng)的組成及工作原理，分析了液壓技術的發(fā)展趨勢及其優(yōu)缺點，然后根據本設計的特點及要求，提出了設計方案，對設計要求及工況進行了分析，確定了液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)，選取了液壓缸的工作壓力，最后計算了液壓缸的尺寸。
在設計方案擬定的基礎上，確定了液壓系統(tǒng)原理圖，其中包括幾種基本回路，如：調速回路，夾緊回路和調壓回路等。計算和選擇了液壓元件，如：流量閥和溢流閥的選擇，油管的選擇，確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率，確定了油箱容積。
最后進行了液壓系統(tǒng)性能的驗算，其中包括幾種工況情況下壓力損失的驗算及泵壓力的調整，整體液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算。
關鍵詞: 液壓傳動 液壓泵 液壓缸
Abstract
The subject of the graduation project is double-sided boring machine tool hydraulic system and oil blocks and pump station assembly design, including: design scheme analysis, load and velocity analysis, confirming the main parameters of the hydraulic system, draw up hydraulic system diagram, calculation and selection of hydraulic components.
Firstly, this design introduced the hydraulic system structure and working principle, analyzes the development trend of the technology of hydraulic and their advantages and disadvantages, then according to the characteristics and requirements of the project, this paper puts forward the design plan. In the scheme, the requirements and working conditions were analyzed to determine the main parameters of the hydraulic system, select the working pressure of the hydraulic cylinder, and finally calculate the size of the hydraulic cylinder.
Programming in the design, based on the diagram to determine the hydraulic system, including several basic circuit, such as: speed loop, clamping circuit and the voltage regulator circuit and so on. Calculation and selection of hydraulic components, such as: the choice of flow valve and pressure relief valve, tubing choice, to determine the specifications of hydraulic pump and motor power to determine the tank volume.
Finally, the performances of the hydraulic system are checked, which includes several conditions to testing the pressure loss and adjusting the pump pressure , and checking the heating and temperature rise of the overall hydraulic system
· Keywords: hydraulic hydraulic cylinder hydraulic pump
目錄
摘要 I
Abstract II
目錄 III
第一章 緒論 1
1.1 液壓系統(tǒng)的組成及工作原理： 1
1.2液壓傳動的工作原理及特征 1
1．2．1力的傳遞 2
1．2．2運動的傳遞 3
1.3液壓傳動的優(yōu)缺點 3
1.4 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史及發(fā)展趨勢 4
1.4.1 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史 4
1.4.2液壓技術的發(fā)展趨勢 5
第二章 設計方案 6
2.1設計方案分析 6
2．2設計要求 6
2．3 工況分析 6
2.4確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 9
2.4.1初選液壓缸的工作壓力 9
2.4.2液壓缸的主要尺寸的計算 10
第三章 液壓系統(tǒng)原理圖 13
3.1 基本回路的選擇 13
3.1.1 調速回路 13
3．1.2快速和速度換接回路 13
3.1.3卸荷回路 17
3.1.4 夾緊回路 17
3.1.5 調壓回路 18
3.2 液壓系統(tǒng)回路 19
第四章 液壓元件的計算和選擇 23
4.1確定液壓泵的規(guī)格以及電動機功率 23
4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力 23
4.1.2確定液壓泵的流量 23
4.1.3電動機的選擇 24
4.2 閥類元件 25
4.2.1 流量閥的選擇 25
4.2.2 .溢流閥的選擇 25
4.2.3 .單向閥及液控單向閥的選擇 25
4.2.4 換向閥的選擇 26
4.2.5 液壓閥的配置形式 26
4.3油管的選擇 29
4.4 聯(lián)軸器的選擇 29
4.4.1 選擇聯(lián)軸器的原則 29
4.4.2 計算聯(lián)軸器的計算轉矩 30
4.4.3確定聯(lián)軸器的型號 30
4.5油箱容積的確定 30
第五章 液壓系統(tǒng)性能的驗算及泵站總成 33
5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調整 33
5.1.1.工進時壓力損失驗算和小流量泵壓力調整 33
5.1.2.快退時壓力損失驗算和大流量泵卸載壓力調整。 33
5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱驗算 35
5.3泵站總成設計 35
結論 37
致謝 38
參考文獻 39
第一章 緒論
1.1 液壓系統(tǒng)的組成及工作原理：
液壓傳動系統(tǒng)主要由以下五部分組成：（1）能源裝置 （2）執(zhí)行元件 （3）控制元件 （4）輔助元件 （5）工作介質
能源裝置主要是壓站又稱液壓泵站，是系統(tǒng)的液壓裝置，它按驅動裝置（主機）要求供油，并控制油流的方向、壓力和流量，它適用于主機與液壓裝置可分離的各種液壓機械下。將液壓站與主機上的執(zhí)行機構（油缸和油馬達）用油管相連，液壓機械即可實現(xiàn)各種規(guī)定的動作、工作循環(huán)。液壓站是由泵裝置、集成塊或閥組合、油箱、電氣盒組合而成。
1.2液壓傳動的工作原理及特征
液壓傳動的基本原理是在密閉的容器內，利用有壓力的油液作為工作介質來實現(xiàn)能量轉換和傳遞動力的。液壓傳動是利用帕斯卡原理！帕斯卡原理大概就是：在密閉環(huán)境中，向液體施加一個力，這個液體會向各個方向傳遞這個力！力的大小不變！ 液壓傳動就是利用這個物理性質，向一個物體施加一個力，利用帕斯卡原理使這個力變大！從而起到舉起重物的效果！現(xiàn)以圖1-1所示液壓千斤頂來簡述液壓傳動的工作原理。
圖1-1 液壓千斤頂工作原理圖
1-小液壓缸 2-排油單向閥 3-吸油單向閥 4-油箱
5-截止閥 6-大液壓缸
由液壓千斤頂?shù)脑砜芍?，小液壓?與單向閥2、3一起完成吸油與排油，將杠桿的機械能轉換為油液的壓力能輸出，稱為（手動）液壓泵。大液壓缸6將油液的壓力能轉換為機械能輸出，抬起重物，稱為（舉升）液壓缸。在這里大、小液壓缸組成最簡單的液壓系統(tǒng)，實現(xiàn)了力和運動的傳遞。
1．2．1力的傳遞
設液壓缸活塞面積為A2，作用在活塞上的負載力為F2。該力在液壓缸中所產生的液體壓力為P2=F2/A2。根據帕斯卡原理，“在密閉容器內，施加于靜止液體上的壓力將以等值同時傳遞到液體各點”，液壓泵的排油壓力P1應等于液壓缸中的液體壓力，即P1=P2=P,液壓泵的排油壓力又稱為系統(tǒng)壓力。為了克服負載力使液壓缸活塞運動，作用在液壓泵活塞上的作用力F1應為
F1=P1A1=P2A1=PA1 (1-1)
式中 A1-液壓泵活塞面積。
在A1,A2一定時，負載力F2越大，系統(tǒng)中的壓力P也越高，所需的作用力F1也越大，即系統(tǒng)壓力與外負載密切相關。這是液壓傳動工作原理的第一個特征：液壓傳動中工作壓力取決于負載。
1．2．2運動的傳遞
如果不考慮液體的可壓縮性、漏損和缸體、管路的變形，液壓泵排出的液體體積必然等于進入液壓缸的液體體積。設液壓泵活塞位移為S1,液壓缸活塞位移為S2，則有
S1A1=S2A2 (1-2)
上式兩邊同時除以運動時間t，得
q1=v1A1=v2A2=q2 (1-3)
式中 v1、v2-液壓泵活塞和液壓缸活塞的平均運動速度；
q1、q2-液壓泵輸出的平均流量和液壓缸輸出的平均流量。
由上述可見，液壓傳動是靠密閉工作容積變化相等的原則實現(xiàn)運動（速度和位移）傳遞的。調節(jié)進入液壓缸的流量q，即可調節(jié)活塞的運動速度v，這是液壓傳動工作原理的第二個特征：活塞的運動速度只取決于輸入流量的大小，而與外負載無關。
從上面的討論還可以看出，與外負載力相對應的流體參數(shù)是流體壓力，與運動速度相對應的流體參數(shù)是流體流量。因此，壓力和流量是液壓傳動中兩個最基本的參數(shù)。
1.3液壓傳動的優(yōu)缺點
與機械傳動和電力拖動系統(tǒng)相比，液壓傳動與控制技術具有以下優(yōu)點：
1）單位功率的重量輕，有利于機械設備及其控制系統(tǒng)的微型化、小型化，并進行大功率作業(yè)。
2）布局靈活方便。液壓元件的布置不受嚴格的空間位置限制，容易按照機器的需要通過管道實現(xiàn)系統(tǒng)中的各部分的鏈接，布局安裝具有很大的柔性，能夠成用其他方法難以組成的系統(tǒng)。
3）調速范圍大。通過控制閥，液壓傳動可以在運行過程中實現(xiàn)液壓執(zhí)行期大范圍的無級調速，調速范圍可達2000.
4）工作平穩(wěn)、快速性好。油液具有彈性，可吸收沖擊，故液壓傳動傳遞運動均勻平穩(wěn)；易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁換向。
5）易于操縱控制并實現(xiàn)過載保護。液壓系統(tǒng)操縱控制方便，易于實現(xiàn)自動控制、遠距離遙控和過載保護；運轉時可自行潤滑，有利于散熱和延長使用壽命。
6）易于實現(xiàn)自動化和機電液一體化。液壓技術容易與電氣、電子控制技術相結合，組成機電液一體化的復雜系統(tǒng)，實現(xiàn)自動工作循環(huán)。
7）易于實現(xiàn)直線運動。
8) 液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用維護方便。液壓元件屬于機械工業(yè)基礎件，已實現(xiàn)標準化、系列化和通用化。
液壓傳動的缺點：
1） 傳動過程中，能量需經兩次轉換，傳動效率偏低。
2）由于傳動介質的可壓縮性和泄漏等因素的影響，不能嚴格保證定比傳動。
3） 液壓傳動性能對溫度比較敏感，不能在高溫下工作，采用石油基液壓油作傳動介質時還需要注意防火問題。
4）液壓元件制造精度高，系統(tǒng)工作過程中發(fā)生故障不易診斷。總的來說液壓傳動的優(yōu)點是主要的，其缺點將隨科學技術的發(fā)展會不斷得到克服。例如，將液壓傳動與氣壓傳動、電力傳動機械傳動合理地聯(lián)合使用，構成氣液、電液（氣）、機液（氣）等聯(lián)合傳動，以進一步發(fā)揮各自的優(yōu)點，相互補充，彌補某些不足之處。
1.4 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史及發(fā)展趨勢
1.4.1 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史
液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術，1795年英國約瑟夫?布拉曼，在倫敦用水作為工作介質，以水壓機的形式將其應用于工業(yè)上，誕生了世界上第一臺水壓機。1905年將工作介質水改為油，又進一步得到改善。
第一次世界大戰(zhàn)后液壓傳動廣泛應用，特別是1920年以后，發(fā)展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀末 20 世紀初的20年間，才開始進入正規(guī)的工業(yè)生產階段。1925 年維克斯發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動的逐步建立奠定了基礎。20 世紀初康斯坦丁?尼斯克對能量波動傳遞所進行的理論及實際研究;1910年對液力傳動(液力聯(lián)軸節(jié)、液力變矩器等)方面的貢獻，使這兩方面領域得到了發(fā)展。
第二次世界大戰(zhàn)期間,在美國機床中有30%應用了液壓傳動。應該指出,日本液壓傳動的發(fā)展較歐美等國家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速發(fā)展液壓傳動,1956 年成立了“液壓工業(yè)會”。近20~30 年間，日本液壓傳動發(fā)展之快，居世界領先地位。
1.4.2液壓技術的發(fā)展趨勢
由于液壓技術廣泛應用了高技術成果，如自動控制技術、計算機技術、微電子技術、磨擦磨損技術、可靠性技術及新工藝和新材料，使傳統(tǒng)技術有了新的發(fā)展，也使液壓系統(tǒng)和元件的質量、水平有一定的提高。盡管如此，走向二十一世紀的液壓技術不可能有驚人的技術突破，應當主要靠現(xiàn)有技術的改進和擴展，不斷擴大其應用領域以滿足未來的要求。
綜合國內外專家的意見，其主要的發(fā)展趨勢將集中在以下幾個方面：
1．減少能耗,充分利用能量
液壓技術在將機械能轉換成壓力能及反轉換方面，已取得很大進展，但一直存在能量損耗，主要反映在系統(tǒng)的容積損失和機械損失上。如果全部壓力能都能得到充分利用，則將使能量轉換過程的效率得到顯著提高。
2．主動維護
液壓系統(tǒng)維護已從過去簡單的故障拆修，發(fā)展到故障預測，即發(fā)現(xiàn)故障苗頭時，預先進行維修，清除故障隱患，避免設備惡性事故的發(fā)展。
要實現(xiàn)主動維護技術必須要加強液壓系統(tǒng)故障診斷方法的研究。另外，還應開發(fā)液壓系統(tǒng)自補償系統(tǒng)，包括自調整、自潤滑、自校正，在故障發(fā)生之前，進市補償，這是液壓行業(yè)努力的方向。
3．機電一體化
電子技術和液壓傳動技術相結合，使傳統(tǒng)的液壓傳協(xié)與控制技術增加了活力，擴大了應用領域。
液壓行業(yè)的發(fā)展趨勢：
液壓元件將向高性能、高質量、高可靠性、系統(tǒng)成套方向發(fā)展；向低能耗、低噪聲、振動、無泄漏以及污染控制、應用水基介質等適應環(huán)保要求方向發(fā)展；開發(fā)高集成化高功率密度、智能化、機電一體化以及輕小型微型液壓元件；積極采用新工藝、新材料和電子、傳感等高新技術。
第二章 設計方案
2.1設計方案分析
雙面鏜孔組合機床的液壓系統(tǒng)要求液壓系統(tǒng)完成的工作循環(huán)是手工安裝→夾緊油缸夾緊→滑臺快進→滑臺1工進→滑臺2工進→滑臺快退→回轉工作臺升起→回轉工作臺轉位→回轉工作臺下降鎖緊→滑臺快進→滑臺1工進→滑臺2工進→滑臺快退→夾緊油缸松開→退料油缸升起退料→退料油缸退回→手工取下工件。在設計過程中要注意液壓設計的注意事項：在滑臺的速度變化較大，當滑臺由工進轉為快退時，為減少液壓沖擊，須使用背壓閥等。
方案：選用單桿活塞缸來實現(xiàn)工作循環(huán)所要求的快進以及1工進2工進運動，利用液壓缸差動連接來實現(xiàn)快進、快退，而對于有大沖擊，工作阻力不定對加工過程的影響，使用在回油路上接背壓閥和在進油路上用調速閥和行程閥的組合來實現(xiàn)。為減少熱變形對加工精度的影響，減少熱源，選用遠離機床床身的開式油箱。對于多缸運動工況分段情況很大，借鑒同類機床多數(shù)采用雙泵供油來節(jié)約能源。
2．2設計要求
要求設計實現(xiàn)的工作循環(huán)是：手工安裝→夾緊油缸夾緊→滑臺快進→滑臺1工進→滑臺2工進→滑臺快退→回轉工作臺升起→回轉工作臺轉位→回轉工作臺下降鎖緊→滑臺快進→滑臺1工進→滑臺2工進→滑臺快退→夾緊油缸松開→退料油缸升起退料→退料油缸退回→手工取下工件。動力滑臺的滑臺油缸實現(xiàn)的循環(huán)是：快進→1工進→2工進→快退。夾緊油缸的循環(huán)為：快進→工進夾緊→保壓→快退。退料油缸快進→快退。主要性能參數(shù)與性能要求如下：切削阻力FL=24000N；運動部件所受重力G=10000N；快進、快退速度1=3m/min =4m/min，1工進速度2=0.2m/min；2工進速度=0.1m/min 快進行程L1=105mm，1工進行程L2=9mm；2工進行程=4mm;往復運動的加速時間Δt=0.2s；動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)μs=0.2，動摩擦系數(shù)μd=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。
2．3 工況分析
工況分析主要指對執(zhí)行元件進行工況分析，分析每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的速度和負載的變化規(guī)律。
1） 運動分析
運動分析就是研究設備按工藝要求，以怎樣的運動規(guī)律完成一個工作循環(huán)，并繪出速度循環(huán)圖。 圖2-1所示為液壓缸驅動組合機床動力滑臺的動作循環(huán)圖，工作臺完成快進1工進2工進快退的工作循環(huán)。圖 2-2所示 為速度循環(huán)圖，由圖可以看出，液壓缸在工作過程中經歷了加速、恒速（穩(wěn)態(tài)）和減速制動等工況。另外速度循環(huán)圖也是計算液壓元件的慣性負載及繪制其負載循環(huán)圖的依據。
圖2-1動作循環(huán)圖
圖2-2 速度循環(huán)圖
圖2-3 負載循環(huán)圖
2） 負載分析
負載分析是通過計算確定各液壓執(zhí)行元件的負載大小和方向，并分析各執(zhí)行元件運動過程中的振動、沖擊及過載能力等情況。根據工藝要求，把執(zhí)行元件在各階段的負載用曲線表示出來，即形成負載循環(huán)圖，如圖 2-3 所示。由圖可直觀的看出執(zhí)行元件在運動過程中何時受力最大、何時受力最小等各種情況，以此為設計依據。
本例負載分析中，暫不考慮回油箱的背壓負載，液壓缸的密封圈產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮；因工作部件水平放置，重力的水平分力為零。因此，需要考慮的負載有：工作負載阻力、慣性負載阻力和摩擦負載阻力
（1）工作負載 工作負載即切削阻力，=Ft=24000N
（2）慣性負載Fm 慣性負載是運動部件在啟動加速或減速制動過程中產生的慣性力，其值可按牛頓第二定律計算
（2-1）
式中， m-----運動部件質量；
a------運動部件的加速度；
Δν---Δt 時間內速度的變化量；
Δt -----啟動或制動時間。一般機械系統(tǒng)取0.1~0.5s；行走機械系統(tǒng)取0.5~1.5s；機床運動系統(tǒng)取0.25~0.5s；機床進給系統(tǒng)取0.05~0.2s。工作部件較輕或運動速度較慢時取小值。
（3）摩擦阻力Ff 摩擦阻力是指液壓缸驅動工作機構工作時所需克服的機械摩擦阻力。摩擦負載即為導軌的摩擦阻力.對于機床來說，即導軌的摩擦阻力，其值與導軌形狀、安放位置、潤滑條件及運動狀態(tài)有關。
靜摩擦阻力
（2-2）
動摩擦阻力
(2-3)
各運動階段運動時間
快進 （2-4）
1工進 （2-5）
2工進 （2-6）
快退 （2-7）
設液壓缸的機械效率ηcm=0.95，得出滑臺液壓缸在各工作階段的負載和推力
表2-1 滑臺液壓缸各階段的負載和推力
工況
負載組成
負載值F/N
推力（F/）/N
啟動
2000
2105
加速
1460
1537
快進
1000
1052
工進
25000
26316
快退
1000
1052
2.4確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)
2.4.1初選液壓缸的工作壓力
由表2-2和表2-3可知，組合機床在最大負載為30000N時液壓系統(tǒng)易取壓力=4MPa。表 2-2 按負載選擇壓力
負載/kN
<5
5 ～10
10～20
20～30
30～50
>50
工作壓力/MPa
≦1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
>5
表2-3 按設備類型選擇系統(tǒng)工作壓力
設備類型
機床
農業(yè)機械
小型工程機械
建筑機械
液壓鑿巖機
液壓機
大中型挖掘機
重型機械
起重運輸機
磨床
組合機床
龍門刨床
拉床
工作壓力/MPa
0.8～2
3～5
2～8
8～10
10～18
20～32
2.4.2液壓缸的主要尺寸的計算
選用單活塞桿式液壓缸并在快進時作差動連接。工進時為防止負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參照表2-4，選背壓為=1.0MPa。
表2-4 執(zhí)行元件背壓力
系統(tǒng)類型
背壓力/Mpa
簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)
0.2~0.5
回油路帶調速閥的系統(tǒng)
0.4~0.6
回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)
0.5~1.5
用補油泵的閉式回路
0.8~1.5
回油路較復雜的工程機械
1.2~3
回油路較短且直接回油
可忽略不計
根據所給數(shù)據：液壓缸直徑D=80mm，活塞桿直徑d=55mm，按標準直徑算出
按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查液壓產品樣本手冊，調速閥最小穩(wěn)定流量，因2工進速度v=0.1m/min為最小速度，則由式得，
本例=50.2滿足最低速度的要求。
根據液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結果列入表2-5中。
表2-5 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率
工作循環(huán)
計算公式
負載F
進油壓力Pj
回油壓力Pb
所需流量
輸入功率p
N
Pa
Pa
L/min
KW
差動快進
1153
1.35
0.075
工進
22105
0.25
0.016
快退
1253
6.25
0.135
注：1.Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5Mpa,而pb=pj+Δp。
2．快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為pj，無桿腔回油，壓力為pb。
第三章 液壓系統(tǒng)原理圖
3.1 基本回路的選擇
3.1.1 調速回路
節(jié)流調速是液壓傳動控制系統(tǒng)的重要組成部分,由于其回路結構簡單、成本低、使用維護方便,在工程機械中得到了廣泛的應用。
對調速回路的基本要求如下：
1） 在規(guī)定的調速范圍內能靈敏、平穩(wěn)地實現(xiàn)無極調速，具有良好的調節(jié)特性。
2） 負載變化時，工作部件速度變化?。ㄔ谠试S范圍內），即具有良好的速度剛性。
3） 效率高，發(fā)熱少，具有良好的功率特性。
在液壓系統(tǒng)采用定量泵供油時，因泵輸出的流量q一定，因此要改變輸入執(zhí)行元件的流量q1，必須在泵的出口旁接一條支路，將泵多余的流量溢回油箱,這種調速回路稱為定量泵節(jié)流調速回路，它由定量泵、執(zhí)行元件、流量控制閥（節(jié)流閥、調速閥等）和溢流閥等組成，其中流量控制閥起流量調節(jié)作用，溢流閥起壓力補償或安全作用。定量泵節(jié)流調速回路根據流量控制閥在回路中安放位置的不同分為進油節(jié)流調速、回油節(jié)流調速、旁路節(jié)流調速三種基本形式：（1）將節(jié)流閥串聯(lián)在液壓泵和液壓缸之間，用它來控制進入液壓缸的流量達到調速的目的，為進油節(jié)流調速回路。（2）將節(jié)流閥串聯(lián)在液壓缸的回油路上，借助節(jié)流閥控制液壓缸的排油流量來實現(xiàn)速度調節(jié)，為回油節(jié)流調速回路。（3）將節(jié)流閥裝在液壓缸并聯(lián)的支路上，為旁路節(jié)流調速回路。
換向閥在液壓系統(tǒng)中其主要功用為:接通、切斷或改變油液在液壓系統(tǒng)中的流動方向。除此之外，在工程機械中還利用了它的一個特殊的功用:就是能夠起到節(jié)流的作用。
在工程機械中，節(jié)流調速回路的換向閥采用的是零封閉或負封閉的換向閥，它的結構主要是由閥芯和閥體兩部分組成。在其閥芯臺肩上切槽或磨出錐面，當閥芯相對閥體移動時，其節(jié)流口大小將發(fā)生變化，從而改變流量達到節(jié)流調速的目的。
3．1.2快速和速度換接回路
快速運動回路的功用是使執(zhí)行元件獲得盡可能大的工作速度，以提高生產率或充分利用功率。一般采用差動缸，雙泵供油，充液增速和儲能器來實現(xiàn)。
1.液壓缸差動連接快速運動回路
如圖3-1所示，換向閥處于原位時，液壓缸有桿腔的回油和液壓泵的供油合在一起進入液壓缸無桿腔，使活塞快速向右運動。這種回路結構簡單，應用較多，但液壓缸的速度加快有限，差動連接與非差動連接的速度比為,有時仍不能滿足快速運動的要求，常常需要和其他方法聯(lián)合使用。在差動回路中，泵的流量和液壓缸有桿腔排除的流量合在一起流過的閥和管路應按合成流量來選則其規(guī)格，否則會導致壓力過大，泵空載時供油壓力過高。
2．采用儲能器輔助供油快速運動回路
這種回路適用于短時間內需要大流量的場合，并可用小流量的液壓泵使液壓缸獲得較大的快速運動速度。但系統(tǒng)在整個工作循環(huán)內需有足夠的停歇時間，以使液壓泵完成對儲能器的充液工作。
3．雙泵供油快速運動回路
如圖3-2所示，低壓大流量泵1和高壓小流量泵2組成的雙聯(lián)泵做動力源。外控順序閥3（卸載閥）和溢流閥5分別設定雙泵供油和小流量泵2供油時系統(tǒng)的最高工作壓力。換向閥6處于圖示位置，系統(tǒng)壓力低于卸載閥3調定壓力時，兩個泵同時向系統(tǒng)供油，活塞快速向右運動；換向閥6處于右位，系統(tǒng)壓力達到或超過卸載閥3的調定壓力，大流量泵1通過閥3卸載，單向閥4自動關閉，只有小流量泵向系統(tǒng)供油，活塞慢速向右運動。卸載閥3的調定壓力至少應比溢流閥5的調定壓力低10%-20%,大流量泵1卸載減少了動力消耗，回路效率較高。常用在執(zhí)行元件和工進速度相差較大的場合。
根據本系統(tǒng)的運動方式和要求選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。
圖3-1液壓缸差動連接快速運動回路
圖3-2雙泵供油快速運動回路
考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位四通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用行程閥控制換向回路。
速度換接回路用于執(zhí)行元件實現(xiàn)速度的切換，因切換前后的速度不同，有快速——慢速，慢速——慢速的換接。本機床要求工作行程有兩種進給速度，第一進給速度大于第二進給速度，為實現(xiàn)兩次工進速度，采用兩個調速閥串聯(lián)在油路中，用行程閥進行切換。
如圖3-3，通過行程閥來調節(jié)速度，行程閥的擋塊放在機床固定位置，液壓油首先通過行程閥下方的通道，不經過調速閥，實現(xiàn)快進，接近工件換速時，行程閥接通中間通道，液壓油只經過右邊的調速閥，實現(xiàn)1工進，到達預定地點，行程閥接通上方的通道，液壓油經過兩個調速閥，實現(xiàn)二級調速，從而得到2工進速度。行程閥在安裝時需要經過嚴格的計算和定位，以確保加工的精確。
圖3-3 行程閥控制的換接回路
3.1.3卸荷回路
在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，不再另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。
3.1.4 夾緊回路
保壓回路使系統(tǒng)在液壓缸不動或因工件變形而產生微小位移的工況下保持穩(wěn)定不變的壓力從而實現(xiàn)夾緊功能。保壓回路主要有3種形式：1.采用單向閥和液控單向閥的保壓回路。2.自動補油保壓回路。3.采用蓄能器的保壓回路。儲能器是液壓系統(tǒng)中一種儲存和釋放油液壓力能的裝置。其主要功用有以下五種：（1）作輔助動力源 （2）補償泄露和保持恒壓 （3）作緊急動力源 （4） 吸收脈動，降低噪音 （5） 吸收液壓沖擊
本機床選用采用儲能器的保壓回路。如圖3-4 所示，SP1,SP2為壓力繼電器，壓力繼電器利用液體壓力來啟閉電器開關。當與壓力繼電器相連壓力達到繼電器調定壓力時，發(fā)出信號，使電器元件動作即開啟或閉合儲能器，從而實現(xiàn)系統(tǒng)保壓。
圖 3-4 利用儲能器的保壓回路
3.1.5 調壓回路
調壓回路的功能在于調定或限制液壓系統(tǒng)的最高工作壓力，或使執(zhí)行機構在工作過程不同階段實現(xiàn)多級壓力變換。一般由溢流閥來實現(xiàn)這一功能。
調壓回路一般有遠程調壓回路，多級調壓回路和無級調壓回路，根據本機床的要求采用遠程調壓回路，如圖3-5所示，當改變節(jié)流閥2的開口來調節(jié)液壓缸速度時，溢流閥1始終開啟溢流，使系統(tǒng)工作壓力穩(wěn)定在溢流閥1調定壓力附近，溢流閥1作定壓閥用。若系統(tǒng)中無節(jié)流閥，溢流閥1則作安全閥用，當系統(tǒng)工作壓力達到或超出溢流閥調定壓力時，溢流閥開啟，對系統(tǒng)起安全保護作用。如果在先導型溢流閥1的遙控口上接一遠程調壓閥3，則系統(tǒng)壓力可由閥3遠程調節(jié)控制。主溢流閥的調定壓力必須大于遠程調壓閥的調定壓力。
圖3-5 調壓回路圖
3.2 液壓系統(tǒng)回路
經過對各個基本回路和機床要求的分析，將選擇的各回路組合在一起，根據工況作適當調整。得到的液壓系統(tǒng)原理圖如圖 3-6 所示。圖中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，以及為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，增加了單向閥。考慮到這臺機床用于鏜孔加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，發(fā)出快退信號，操縱閥換向。
3-6 液壓系統(tǒng)圖
該系統(tǒng)用雙泵供油，三位四通電磁換向閥換向，用液壓缸差動連接實現(xiàn)快進，用行程閥控制快慢速度的換接及保證進給位置精度。表3-1為該系統(tǒng)的電磁鐵動作順序表（表中“+”代表電磁鐵得電）。
表3-1 電磁鐵動作順序表
1.按下啟動按鈕，電磁鐵YV 1得電，僅用小泵供油，YV 7得電，電磁換向閥13
處于右位。主油路的進油路：泵2→單向閥11→減壓閥12→雙單向節(jié)流閥14→液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪弧p單向節(jié)流閥14→電磁換向閥13→油箱。壓力繼電器SP1開啟儲能器，使夾緊缸加速。加工過程中，工件一直處于夾緊狀態(tài)，為保證此狀態(tài)的穩(wěn)定性，用減壓閥控制高壓，用壓力繼電器和儲能器控制低壓，使夾緊油缸的壓力控制在一個很小的范圍內。
2. 電磁鐵YV 2得電，電磁換向閥4位于左位，YV 4得電，電磁換向閥8位于左位。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥4→行程閥→液壓缸右腔；泵2→電磁換向閥8→行程閥→液壓缸右腔。回油路：液壓缸左腔→單向閥3→油箱；液壓缸左腔→單向閥7→油箱。該過程實現(xiàn)左右滑臺快進。變背壓閥6控制進油路壓力，保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性。①中所有元件不變，互不影響。
3.YV 1失電，雙泵供油，YV 2得電，電磁換向閥4位于左位，YV 4得電，電磁換向閥8位于左位。行程閥到達指定位置，轉換到中位。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥4→調速閥→行程閥→液壓缸右腔；泵2→電磁換向閥8→調速閥→行程閥→液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄弧鷨蜗蜷y3→油箱；液壓缸左腔→單向閥7→油箱。該過程實現(xiàn)左右滑臺1工進。變背壓閥6控制進油路壓力，保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性。①中所有元件不變，互不影響。
4.行程閥到達指定位置轉位。進油路經過兩個調速閥，實現(xiàn)左右滑臺2工進，其他不變。
5. YV 1得電，小泵供油，YV 3得電，電磁換向閥4位于右位，YV 5得電，電磁換向閥8位于右位，YV 11得電，電磁換向閥20位于右位。主油路的進油路：泵2→單向閥5→液壓缸左腔；泵2→單向閥9→液壓缸左腔；泵2→單雙向節(jié)流閥21→液控單向閥22→液壓缸下腔。回油路：液壓缸右腔→單向閥→電磁換向閥4→油箱；液壓缸右腔→單向閥→電磁換向閥8→油箱；液壓缸上腔→單雙向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱。該過程實現(xiàn)的是左右滑臺快退，抬起油缸抬起。液控單向閥22對液壓缸起鎖緊作用，以防液壓缸由于重力作用出現(xiàn)下滑現(xiàn)象。夾緊油缸仍處于夾緊狀態(tài)。
6. YV 1得電，小泵供油， YV 11在YV 12得電的延遲時間后得電，以防刀具劃傷工件。夾緊油缸處于夾緊狀態(tài)。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥20→雙單向節(jié)流閥21→液壓缸上腔，延遲時間后，泵2→電磁換向閥20→雙單向節(jié)流閥21→液控單向閥22→液壓缸下腔?；赜吐罚阂簤焊紫虑弧嚎貑蜗蜷y22→雙單向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱；延遲時間后，液壓缸上腔→雙單向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱。液控單向閥對液壓缸起鎖緊作用，以防液壓缸由于重力作用出現(xiàn)下滑現(xiàn)象。
7.奇數(shù)循環(huán) YV 11得電，電磁換向閥20位于左位，YV 13得電，電磁換向閥23位于右位。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥20→單雙向節(jié)流閥21→液控單向閥22→液壓缸下腔；泵2→電磁換向閥23→單雙向節(jié)流閥24→液壓缸左腔。回油路：液壓缸上腔→單雙向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱；液壓缸右腔→單雙向節(jié)流閥24→電磁換向閥23→油箱。該過程實現(xiàn)的是抬起油缸抬起，轉位油缸轉位。
偶數(shù)循環(huán) YV 10得電，電磁換向閥20位于左位。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥20→單雙向節(jié)流閥21→液壓缸上腔?；赜吐罚阂簤焊紫虑弧嚎貑蜗蜷y22→單雙向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱。該過程抬起油缸下降。奇數(shù)循環(huán)雙泵供油，偶數(shù)循環(huán)小泵供油，夾緊油缸一直處于夾緊狀態(tài)。由于工件在加工過程中是對稱加工，所以每個工件加工時需轉位一次。
8.重復2，實現(xiàn)左右滑臺快進。
9.重復3，實現(xiàn)左右滑臺1工進。
10.重復4，實現(xiàn)左右滑臺2工進。
⒒重復5，實現(xiàn)左右滑臺快退。
12. YV 6得電，電磁換向閥13位于左位，YV 10得電，抬起油缸處于下方。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥13→單雙向節(jié)流閥14→液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄弧鷨坞p向節(jié)流閥14→電磁換向閥13→油箱。該過程實現(xiàn)的是夾緊缸松開。
13. YV 6得電，電磁換向閥13位于左位，YV 9得電，電磁換向閥18位于右位。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥18→單雙向節(jié)流閥19→液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪弧鷨坞p向節(jié)流閥19→電磁換向閥18→油箱。該過程實現(xiàn)的是退料油缸開啟退料。
14 YV 8得電，電磁換向閥18位于左位。主油路的進油路：泵2→電磁換向閥18→單雙向節(jié)流閥19→液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄弧鷨坞p向節(jié)流閥19→電磁換向閥18→油箱。該過程實現(xiàn)的是退料缸退回。
15.所有電磁鐵失電，工件加工完成，機床處于原位
第四章 液壓元件的計算和選擇
4.1確定液壓泵的規(guī)格以及電動機功率
4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力
小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表2-5可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=7.71MPa，如在調速閥進油節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.5MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為
（4-1）
因此泵的額定壓力可取。
大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表2-5可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.06MPa，比快進時小。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為
（4-2）
4.1.2確定液壓泵的流量
由表2-5可知工進時所需最小流量是0.25L/min,設溢流閥最小溢流量為2.5L/min，則小流量泵的流量公式應為
（4-3）
快進快退時液壓缸所需的最大流量是6.2L/min，則泵的總流量。即大流量泵的流量
（4-4）
根據上面計算的壓力和流量，查液壓產品樣本，選用的雙聯(lián)葉片泵，該泵的額定壓力6.3,額定轉速1450r/min。
4.1.3電動機的選擇
系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵的流量
（4-5）
大泵流量
（4-6）
1. 差動快進
差動快進時，大泵2的出口壓力油經單向閥后與小泵匯合，后經單向閥，三位五通閥，二位三通閥進入液壓缸大腔，大腔壓力,查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是計算可得小泵的出口壓力（總效率），大泵出口壓力（總效率）
電動機功率
（4-7）
2. 工進
考慮到調速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵總效率，大泵總效率）。
電動機功率
（4-8）
3. 快退
類似差動快進分析知：小泵的出口壓力（總效率）；大泵出口壓力（總效率）。電動機功率
（4-9）
綜合比較，快退時所需功率最大。據此查液壓產品樣本選用Y132M-4異步電動機，電動機功率7.5KW。額定轉速1440r/min。
4.2 閥類元件
閥類元件的規(guī)格按液壓系統(tǒng)的最大壓力和通過該閥的實際流量從產品樣本上選定。各類液壓閥都必須選得使其實際通過流量最多不超過其公稱流量的120%，否則會引起發(fā)熱、噪聲和過大的壓力損失，使閥的性能下降。選用液壓閥時還應考慮下列問題：閥的結構形式、特性、壓力等級、連接方式、集成方式及操縱方式等。對流量閥應考慮其最小穩(wěn)定流量；對壓力閥應考慮其調壓范圍；對換向閥應考慮其滑閥機能等。
4.2.1 流量閥的選擇
選擇節(jié)流閥和調速閥時還要考慮其最小穩(wěn)定流量是否符合設計要求，一般中、低壓流量閥的最小穩(wěn)定流量為50ml/min~100ml/min；高壓流量閥的最小穩(wěn)定流量為2.5ml/min~20ml/min。
流量閥對流量進行控制，需要一定的壓差，高精度流量閥進、出口約需1MPa的壓差。普通調速閥存在起始流量超調的問題，對要求高的系統(tǒng)可選用帶手調補償器初始開度的調速閥或帶外控關閉功能的調速閥。
對于要求油溫變化對外負載的運動速度影響小的系統(tǒng)，可選用溫度補償型調速閥。
4.2.2 .溢流閥的選擇
直動式溢流閥響應快，適合作制動閥及流量較小的安全閥，先導式溢流閥的啟閉特性好，宜作調壓閥，背壓閥及流量較大的安全閥用。
先導式溢流閥有二級同心和三級同心之分，二級同心型的泄漏量小，常用于需保壓的回路中。
先導式溢流閥的最低調定壓力一般只能在0.5~1Mpa范圍內。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選取，并應注意其許用的最小穩(wěn)定流量，一般來說，其最小穩(wěn)定流量應是公稱流量的15%以上。
4.2.3 .單向閥及液控單向閥的選擇
選擇單向閥時，應注意其開啟壓力大小，開啟壓力小作單向閥，開啟壓力大作背壓閥。
液控單向閥有內泄式和外泄式之分，外泄式的控制壓力較低，工作可靠，但要多一根泄油油管。液控單向閥還有帶卸荷小閥芯和不帶卸荷小閥芯之分，前者控制壓力較低，常用于高壓系統(tǒng)，有時還可作為液壓機的卸壓閥用。
4.2.4 換向閥的選擇
按通流量選擇結構型式，一般通流量在190L/min以上時，宜選用二通插裝閥，70L/min以下可選用電磁換向閥，否則需用電液換向閥。
按換向性能等選擇電磁鐵類型，由于直流電磁鐵尤其是直流濕式電磁鐵的壽命長，可靠性高，故應盡量選用直流濕式電磁換向閥。
根據液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力6.3Mpa，額定流量根據各閥通過的流量，確定為10L/min,25 L/min,63 L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號都列在液壓系統(tǒng)原理圖即傳動總圖中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。
4.2.5 液壓閥的配置形式
液壓閥的配置形式有管式配置、板式配置和集成式配置。目前液壓系統(tǒng)多采用集成式配置。下面簡要說明集成塊的設計。
（1） ????? 塊體設計
集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長方體。
對于較簡單的液壓系統(tǒng)，其液壓閥較少，可安裝在同一個集成塊上。如果液壓系統(tǒng)復雜，閥件較多，就要采取多個集成塊疊積的形式。相互疊積的集成塊上下面一般為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P，公共回油孔T，泄油孔L和四個用于疊積的螺栓孔。
P孔：液壓泵輸出的壓力油經調壓后進入公共的壓力油孔P，作為供給各單元回路壓力油的公共油源。
T孔：各單元回路的回油均通到公共回油孔T，流回到油箱。
L孔：，各液壓閥的泄漏油，統(tǒng)一通過公共泄漏油孔流回油箱。
集成塊的其余四個表面，一般后面接通液壓執(zhí)行元件的油管，另三個面用以安裝液壓閥。塊體內部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。
（2） 集成塊結構尺寸的確定
外形尺寸要滿足閥件的安裝，孔道布置及其它工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長度，閥的安裝位置要仔細考慮，使相通油孔盡量在同一水平面或同一豎直面上。對于復雜的液壓系統(tǒng)，需要多個集成塊疊積時，一定要保證三個公用油孔的坐標相同，使之疊積起來后形成三個主通道。
各油孔的內徑要滿足允許流速的要求，一般來說，與液壓閥直接相通的孔徑應等于所裝液壓閥的油孔通徑。油孔之間的壁厚不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時，因油孔的偏斜而誤通。對于中、低壓系統(tǒng)壁厚不得小于5mm，高壓系統(tǒng)應更大些。
綜上，設計的集成調壓塊及選出的閥類元件如下圖所示
調壓塊主視圖
左視圖
后視圖
右視圖
俯視圖
仰視圖
4.3油管的選擇
根據選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大。其實際流量為泵的額定流量的兩倍達20L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按液壓產品樣本，選用內經為14mm，外徑16mm的10號鋼管。
4.4 聯(lián)軸器的選擇
4.4.1 選擇聯(lián)軸器的原則
1）所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減振功能的要求。例如：對大功率的重載傳動，可選用齒式聯(lián)軸器；對嚴重沖擊載荷或要求消除軸系扭轉振動的傳動，可選用胎式聯(lián)軸器等具有高彈性的聯(lián)軸器。
2）聯(lián)軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應選用平衡精度高的聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器等，而不宜選用存在偏心的滑塊聯(lián)軸器等。
3）兩軸相對位移的大小和方向。在安裝調整過程中，難以保持兩軸嚴格精確對中，或工作過程中兩軸將產生較大的附加相對位移時，應選用撓性聯(lián)軸器。例如當徑向位移較大時，可選用滑塊聯(lián)軸器，角位移較大或相交兩軸的連接可選用萬向聯(lián)軸器等。
4）聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。通常由金屬元件制成的不需潤滑的聯(lián)軸器比較可靠；需要潤滑的聯(lián)軸器，其性能易受潤滑完善程度的影響，且可能污染環(huán)境。含有橡膠等非金屬元件的聯(lián)軸器對溫度、腐蝕性介質及強光等比較敏感，而且容易老化。
5）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。在滿足使用性能的前提下，應選用裝拆方便、維護簡單、成本低的聯(lián)軸器。例如剛性聯(lián)軸器不但結構簡單，而且裝拆方便，可用于低速、剛性大的傳動軸。一般的非金屬彈性元件聯(lián)軸器，由于具有良好的綜合性能，廣泛用于一般的中小功率傳動。
4.4.2 計算聯(lián)軸器的計算轉矩
由于機器啟動時的動載荷和運轉中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應當按軸上的最大轉矩作為計算轉矩。計算轉矩按下式計算 （4-11）式中，T為公稱轉矩，N·m;為工作情況系數(shù)，見表4-2.
4.4.3確定聯(lián)軸器的型號
根據計算轉矩 及所選的聯(lián)軸器類型，按照 的條件由聯(lián)軸器標準中選定該聯(lián)軸器型號。上式中的[T]為該型號聯(lián)軸器的許用轉矩。本例中，由所選的電動機計算公稱轉矩
查表4-2得=1.3，則
綜合以上計算及查機械設計手冊，選用水泵用聯(lián)軸器，型號為B1104-66-30-40。
4.5油箱容積的確定
液壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5-7倍，取6倍，故油箱容積為
V=（610）L=60L （4-10）
表4-2 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
分類
工作情況及舉例
電動機
汽輪機
四缸和四缸
以上內燃機
雙缸內燃機
單缸內燃機
Ⅰ
轉矩變化很小，如發(fā)動機、小型通風機、小型離心泵
1.3
1.5
1.8
2.2
Ⅱ
轉矩變化小，如透平壓縮機、木工機床、運輸機
1.5
1.7
2.0
2.4
Ⅲ
轉矩變化中等，如攪拌機、增壓泵、有飛輪的壓縮機、沖床
1.7
1.9
2.2
2.6
Ⅳ
轉矩變化和沖擊載荷中等，如織布機、水泥攪拌機、拖拉機
1.9
2.1
2.4
2.8
Ⅴ
轉矩變化和沖擊載荷大，如造紙機、挖掘機、起重機、碎石機
2.3
2.5
2.8
3.2
Ⅵ
轉矩變化大并有極強烈沖擊載荷，如壓延機、無飛輪的活塞泵、重型初軋機
3.1
3.3
3.6
4.0
第五章 液壓系統(tǒng)性能的驗算及泵站總成
5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調整
5.1.1.工進時壓力損失驗算和小流量泵壓力調整
工進時管路中的流量僅為0.25L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都很非常小，可忽略不計。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則
（5-1）
即小流量泵的溢流閥12應
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