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课程设计课程名称机电液综合设计项目题目名称卧式半自动组合机床液压系统及其有关装置设计学生学院机电工程学院专业班级08级机电（6）班学号学生姓名指导教师2011年12 月18 日广东工业大学课程设计任务书卧式半自动组合机床液压系统及其有关装置题目名称设计学生学院机电工程学院专业班级08机电6班姓名柳展雄学号3108000566一、课程设计的内容综合应用已学的课程,完成卧式半自动组合机床的液压系统的原理设计、液压系统的设计计算、液压系统元部件的选择、液压基本回路的实验验证、液压集成油路的设计、液压集成块的设计等。
二、课程设计的要求与数据1．机床系统应实现的自动工作循环（手工上料）→(手动启动) →工件定位（插销)→夹紧工件→动力头(工作台)快进→慢速工进→快退→停止→工件拔销→松开工件→（手工卸料）.要求工进完了动力头无速度前冲现象.工件的定位、夹紧应保证安全可靠,加工过程中及遇意外断电时工件不应松脱,工件夹紧压力、速度应可调,工件加工过程中夹紧压力稳定。
2．工件最大夹紧力为F j；工件插销定位只要求到位，负载力小可不予计算. 3．动力头快进、快退速度v1；工进速度为v2可调，加工过程中速度稳定；快进行程为L1，工进行程为L2；工件定位、夹紧行程为L3，夹紧时间t=1s。
4．运动部件总重力为G，最大切削进给力（轴向)为F t；5．动力头能在任意位置停止，其加速或减速时间为△t；；工作台采用水平放置的平导轨，静摩擦系数为f s，动摩擦系数为f d。
设计参数表三、课程设计应完成的工作(一）液压系统设计根据设备的用途、特点和要求，利用液压传动的基本原理进行工况分析，拟定合理、完善的液压系统原理图,需要写出详细的系统工作原理,给出电磁铁动作顺序表。
再经过必要的计算确定液压有关参数,然后按照所得参数选择液压元件、介质、相关设备的规格型号（或进行结构设计）、对系统有关参数进行验算等。
（二）系统基本回路的实验验证以小组为单位设计实验验证回路，经老师确认后，由该组成员共同去液压实验室在实验台上进行实验验证。
液压系统验收标准液压系统是一种利用液体传递能量的动力系统，广泛应用于工程机械、航天航空、军事装备等领域。
在液压系统的设计和制造过程中，为了确保其性能稳定和安全可靠，必须进行严格的验收。
是对液压系统性能和质量的客观评定，也是保证液压系统正常运行的重要依据。
液压系统的验收标准包括针对液压元件、系统总成、液压系统性能等多个方面的要求。
首先，在液压系统元件的验收中，需要对液压泵、阀门、油缸等进行严格的检测，确保其符合相关的技术标准和规范要求。
其次，在液压系统总成的验收过程中，需要进行液压管路的密封性测试、液压系统的泄漏测试、液压系统的耐压性测试等，以确保各个部件协同工作，避免液压系统在工作过程中出现故障。
最后，在液压系统性能的验收中，需要进行液压系统的负载工况试验、液压系统的调试试验等，以验证其工作性能和稳定性。
除了以上的具体验收标准外，液压系统在验收过程中还需要考虑一些其他因素。
例如，液压系统的安全性、可靠性、环境适应性等，这些因素对液压系统的工作稳定性和寿命有着重要的影响。
因此，在进行液压系统的验收时，需要综合考虑多种因素，全面评估液压系统的性能和质量。
在实际的液压系统验收中，不仅需要严格按照液压系统验收标准进行操作，还需要注重验收过程中的细节和问题处理。
例如，在验收过程中发现液压系统出现泄漏、噪音、温升等异常情况时，需要及时进行排查和处理，以确保液压系统的正常运行。
此外，在进行液压系统的调试和试验时，需要遵循相关的操作规程和安全措施，确保操作人员的安全和液压系统的安全。
梳理一下本文的重点，我们可以发现，液压系统验收标准是对液压系统性能和质量的重要评价依据，是确保液压系统正常运行的关键环节。
只有严格按照液压系统验收标准进行操作，才能有效地评估液压系统的性能和质量，保证液压系统的稳定性和安全可靠性。
同时，在进行液压系统验收时，还需要注重验收过程中的细节和问题处理，以确保液压系统的正常运行。
液压系统验收标准的不断完善和提高，将有助于推动液压技术的发展和应用，为各个领域的液压系统提供更好的保障和支持。
液压传动系统的设计与计算[原创2006-04-09 12:49:44 ] 发表者: yzc741229液压传动系统设计与计算液压系统设计的步骤大致如下：1.明确设计要求，进行工况分析。
2.初定液压系统的主要参数。
3.拟定液压系统原理图。
4.计算和选择液压元件。
5.估算液压系统性能。
6.绘制工作图和编写技术文件。
根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。
第一节明确设计要求进行工况分析在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。
1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。
2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。
3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。
图9-1位移循环图在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。
一、运动分析主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。
1.位移循环图L—t图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。
该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。
2.速度循环图v—t(或v—L)工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。
图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，图9-2 速度循环图最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。
液压与气压传动课程设计说明书专业：机械设计制造及其自动化班级： 13机二学号：姓名：指导教师：常州工学院机械与车辆工程学院2016年1月8日前言液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。
而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。
所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
液压传动与机械传动，电气传动为当代三大传动形式，是现代发展起来的一门新技术。
《液压与气压传动》课是工科机械类专业的重点课程之一。
既有理论知识学习，又有实际技能训练。
为此，在教学中安排一至二周的课程设计。
该课程设计的目的是：1、综合运用液压传动及其它先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压传动设计实践，从而使这些知识得到进一步的巩固，加深和发展。
2、熟悉和掌握拟定液压传动系统图，液压缸结构设计，液压元件选择以及液压系统的计算的方法。
3、通过课程设计，提高设计、计算、绘图的基本技能，熟悉设计资料和技术手册，培养独立分析问题和解决问题的能力，为今后毕业设计及设计工作打下必要的基础。
目录一任务书 (5)二液压系统设计步骤 (6)1 液压系统的工况分析 (6)2 拟定液压系统原理图 (8)3 液压系统的计算和选择液压元件 (14)3.1 液压缸主要参数的计算 (14)3.2 液压泵的流量、压力的计算和选择泵的规 (17)3.3 液压阀的选择 (19)3.4 确定管道尺寸 (20)3.5 液压油箱容积的确定 (21)4 液压系统验算及技术文件的编制 (22)4.1 压力损失验算和压力阀的调整压力 (22)4.2 系统温升的验算 (25)5 绘制工作图，编制技术文件 (27)三设计体会 (28)四参考文献30任务书设计课题：设计一台专用铣床液压系统。
一、液压课题设计要求根据题目要求，该系统的工作循环是：快速前进——工作进给——快速退回——原位停止。
根据题目要求表明，快进快退速度为6m/min （0.1m/s ），滑台工作速度为50mm/min （0.00083m/s ），快进行程为100mm,工进行程为50mm ，削负载为30000N ，滑台（包括动力头）的自重为32000N ，往复运动的加速（减速）的时间为t ∆=0.05 s,滑台用平面导轨，静摩擦系数 0.2s f =，动摩擦系数0.1fd =。
二、分细液压系统工况液压缸在工作过程各阶段的负载为：启动加速阶段F =（F f +Fa ）η1 =（F s G +g G t u ∆∆）m1η =（0.2x32000 +9.832000x 0.050.1）9.01N =14367.34N快退或快进阶段F =mfF η =mηGf d =9.0320001.0x N=3555.56N工进阶段F =mfW F F η+ =md W GF F η+ =9.0320001.030000x +=36888.89N将液压缸在各阶段的速度和负载值列于表1-1中表1-1 液压缸在各阶段的速度和负载值工作阶段 速度u/（m·s-1）负载F/N 工作阶段 速度u/（m·s-1）负载F/N 启动加速 14367.34 工进 0.0008336888.89快进、快退0.13555.56三、确定液压缸的主要参数（1）初选液压缸的工作压力由负载值大小查表，参考同类型组合机床，取液压缸工作压力为4MPa （2）确定液压缸的主要参数由表1-1看出最大负载为F = 36888.89，则D = P 4F = m 3.14x4x104x36888.896=10.83x10-2m查设计手册，俺液压缸内径系列表将以上计算值圆整为标准直径，取D=110mm 。
为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则d=0.7D ，所以d=0.7x110mm=77mm同样，圆整成标准系列活塞杆直径，取d=70mm 。
液压传动课程设计任务书一、设计题目（每班分六组）题一：设计一台卧式钻镗专用组合机床动力滑台及夹具液压系统。
其动作循环为：定位→夹紧→快进→工进Ⅰ→工进Ⅱ→死挡快停留→快退→原位停止→松开→拔销。
动力滑台快进、快退速度为1.5m/min工进Ⅰ速度为0.05m/min，工进Ⅱ速度为0.025m/min，为适应工艺变化，要求工进时能在15~150mm/min范围内无级调速，为保证加工精度，要求速度转换平稳，滑台全行程400mm（快进为342mm，工进Ⅰ为50mm，工进Ⅱ为8mm）。
工进Ⅰ最大切削力为17000N，工进Ⅱ最大切削力为5000N，动力滑台质量2000kg，采用平导轨，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，启动、制动时间为0.05s，夹紧时间为0.5s，夹紧行程为40mm，夹紧力为2000N并要求可调，工作环境温度为25℃。
题二：设计一台卧式钻孔组合机床液压系统。
加工对象为变速箱体孔。
加工动作循环为：动力滑台快速趋近工件→工进Ⅰ→工进Ⅱ→加工结束快退→原位停止。
工作负载：工进Ⅰ时轴向阻力FⅠ=14000N，工进Ⅱ时轴向阻力FⅡ=8000N，滑台运动部件质量510kg，快进、快退为3.5m/min，工进Ⅰ速度为（80~100）mm/min，工进Ⅱ速度为（30~50）mm/min，加减速时间为0.2s。
滑台全行程305mm（快进为200mm，工进Ⅰ为100mm，工进Ⅱ为5mm）。
滑台导轨采用平导轨，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，工作性能要求：运动平稳，液压缸效率取0.9。
题三：设计一台双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹具装置。
机床的工作循环为：工件夹紧→左、右动力部件快进→左右动力部件工进→左动力部件快退、右动力部件继续工进→左动力部件停止、右动力部件快退→右动力部件停止→工件松开。
工件夹紧力为8000N，左右切削负载皆为15000N，左右动力部件重力皆为9800N，快进、快退速度为5m/min，快进行程为100mm，工进速度为30~200mm/min，左动力部件工进行程为50mm，右动力部件工进行程为80mm。
液压系统的设计步骤是：一、工况分析和负荷确定。
二、系统主要技术参数的确定。
三、液压系统方案的拟定。
四、拟定液压系统工作原理图五、系统的初步计算和液压元件的选择。
六、液压系统验算。
七、编写技术文件。
一、工况分析和负荷确定一般只能分析工作循环过程中的最大负荷点或最大功率点，以这些点上的峰值作为系统设计的依据。
二、系统主要技术参数的确定（一）、系统工作压力在液压系统设计中，系统工作压力往往是预先确定的（依据设计机型参考相关资料选取），然后根据各执行元件对运动速度的要求，经过详细的计算，可以确定液压系统流量。
在外负荷已定情况下，系统压力选得越高，各液压元件的几何尺寸就越小，可以获得比较轻巧紧凑的结构，特别是对于大型挖掘机来说，选取较高的工作压力更为重要。
初选系统工作压力不等于系统的实际工作压力，要在系统设计完毕，根据执行元件的负载循环图，按已选定的液压缸两腔有效面积和液压马达排量，换算并画出其压力循环图，再计入管路系统的各项压力损失，按系统组成的型式，最后得到系统负载压力及其变化规律。
确定工作压力，应该选用国家系列标准值，我国的“公称压力及流量系列”（JB824-66）,其中适用于液压挖掘机的公称压力系列值有：8、10、12.5、16、20、25、32、40MPa。
（二）、系统流量确定系统流量，应首先计算每个执行元件所需流量，然后根据液压系统采用的型式来确定系统流量。
（三）、系统液压功率三、液压系统方案的拟定（一）开式系统与闭式系统的选择液压挖掘机的作业，除行走和回转外，主要靠双作用液压缸来完成的。
双作用液压缸由于两腔面积不等，而且两腔交替频繁。
因而只能使用开式系统，即各元件回油直接回油箱。
对挖掘机的开式系统，由于布置空间的限制，油箱容积不能做得太大，一般仅是主泵流量的1~2倍，自然冷却能力不足，要附加油冷却器。
（二）泵数的选择整个系统使用两个泵，各自组成一个独立的回路。
这种系统也称为双泵双回路系统。
在双泵系统中，可将若干个要求复合动作的执行元件分配在不同的回路中。
液压系统性能验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。
对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。
根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。
5.1 液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失△p1，管路的局部压力损失△p2和阀类元件的局部损失△p3，总的压力损失为△p=△p1+△p2+△p3（32）（33）（34）式中 l——管道的长度（m）；d——管道内径（m）；υ——液流平均速度（m/s）；ρ——液压油密度（kg/m3）；λ——沿程阻力系数；ζ——局部阻力系数。
λ、ζ的具体值可参考第2章有关内容。
式中 Q n——阀的额定流量（m3/s）；Q——通过阀的实际流量（m3/s）；△p n——阀的额定压力损失（Pa）（可从产品样本中查到）。
对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的△p比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。
系统的调整压力p T≥p1+△p（36）式中 p T——液压泵的工作压力或支路的调整压力。
5.2 液压系统的发热温升计算5.2.1 计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。
液压系统的功率损失主要有以下几种形式：（1）液压泵的功率损失式中 T t——工作循环周期（s）；z——投入工作液压泵的台数；P ri——液压泵的输入功率（W）；ηPi——各台液压泵的总效率；t i——第i台泵工作时间（s）。
（2）液压执行元件的功率损失式中 M——液压执行元件的数量；P rj——液压执行元件的输入功率（W）；ηj——液压执行元件的效率；t j——第j个执行元件工作时间（s）。
（3）溢流阀的功率损失（39）式中 p y——溢流阀的调整压力（Pa）；Q y——经溢流阀流回油箱的流量（m3/s）。
一.工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。
液压缸所受外负载F包括三种类型，即F=Fw+F f+F a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的切削力，本题中Fw=15000N;Fa-------- 运动部件速度变化时的惯性负载；Ff--------导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨Ff可由下式求得F f=f(G+Frn);G---------运动部件重力；Frn-------垂直于导轨的工作负载，本题为零；f-----------导轨摩擦系数，本题中取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1.则求得F fs =0.2X18000N=3600NF fa=0.1X18000N=1800NFa=G△v／g△t式中 g----重力加速度；△t----加速或减速时间，一般△t=0.01～0.5s△v------△t时间内的速度变化量。
本题中Fa=18000X0.02／9.8X0.5 =367N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1-1），并画出如图1-2所示的各负载循环图。
2.拟定液压系统原理图（1）确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。
而在快进、快退时负载较小，速度较高。
从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。
现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
⑵调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。
根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压变量泵和调速阀组成的容积节流调速。
⑶速度换接方式的选择本系统中采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。
⑷夹紧回路的选择用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。
考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。
在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。
最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图1-3所示的液压系统原理图。
原理图分析：由三位四通电磁换向阀，单向调速阀、二位三通电磁换向阀、液压缸及液压泵组成的行程控制差动回路：电磁铁1YA 和3YA 都通电，液压缸实现差动快进，快进结束时3YA 断电，液压缸转为工进，速度调速阀决定；1YA 和3YA 断电，2YA 通电时液压缸实现快退。
由溢流阀和液压阀组成的调压回路：泵出口压力油溢流阀的调速压力决定只要溢流阀开启，系统压力基本恒定，即“溢流定压”。
液压系统中各电磁铁的动作顺序如下表所示：3.液压系统的计算和选择液压元件 （1）液压缸主要尺寸的确定1）工作压力P 的确定。
工作压力P 可根据负载大小及机器的类型来初步确定，现参阅表2-1取液压缸工作压力为3Mpa.2）计算液压缸内径D 和活塞杆直径d.由负载F 为16800N 按表2-2可取P2为0.5MP,ηcm 为0.95.考虑到快进快退速度相等，取d/D 为0.7.将上述数据代入式(2-3)可得()[]m D d P P P FD cm ⎭⎬⎫⎩⎨⎧--⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎭⎪⎬⎫⎪⎩⎪⎨⎧⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫⎝⎛--=2521217.01305195.0103014.3168004114ηπ=根据表2-4将液压缸内径圆整为标准系列直径D=90mm 活塞杆直径d,按d/D=0.7及表2-5活塞杆直径系列d=63按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式2-4可得： A ≥q min /v min =(0.05X1000)/10=式中：q min 是由产品样本查得GE 系列调速阀 A=3.14X （D 2-d 2）/4=可见上述不等式成立，满足液压缸所需低速。
3）计算各阶段液压缸所需流量Q 快进=3.14d 2v 快进/4= Q 工进=3.14D 2v 工进/4=Q 快退=3.14（D 2-d 2）v 快退/4=（2）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1）泵的工作压力的确定。
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为p p = P 1+Σ∆p式中 p p ——液压泵最大工作压力； P 1——执行元件最大工作压力； Σ∆p ——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2~0.5MPa ，复杂系统取0.5~1.5MPa,本例取0.5 MPa 。
p p = P 1+Σ∆p=（3+0.5）MPa=3.5 MPa上述计算所得的p p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。
另外考虑到一定压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力p n 应满足p n ≥（1.25~1.6）p p 。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
在本例中p n =1.25 p p =4.4 MPa 。
2）泵的流量确定。
液压泵的最大流量为 q p ≥K L （Σq ）max式中 q p ——液压泵的最大流量为；（Σq ）max ——同时动作的个执行元件所需流量之和的最大值。
如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2~3L/min ；K L ——系统泄露系数，一般取K L =1.1~1.3，现取K L =1.2。
q p= K L （Σq ）max =1.2×20L/min=24L/min 3)选择液压泵的规格。
根据以上算得的p p 和q p 再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量q 0=16Ml/r ，泵的额定压力p n =6.3MPa ，电动机转速n H =1450r/min ，容积效率ηv =0.85，总效率η=0.7。
4）与液压泵匹配的电动机的选定。
首先分别算出快进以工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。
由于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2~1L/min 范围内时，可取η=0.03~0.14。
同时还应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率时不致停转，需进行验算，即n pB P q p 2≤η式中 n P ——所选电动机额定功率；P B ——限压式变量泵的限定压力； q p ——压力为P B 时，泵的输出流量。
首先计算快进时的功率，快进时的外负载为2500N ，进油路的压力损失定为0.3MPa ，由式（1-4）可得MPa MPa p p 95.0)3.01007.042500(62=+⨯⨯=-π快进时所需电动机功率为 kw kw q P P PP 45.07.0602095.0=⨯⨯==η工进时所需电动机功率P 为kw kw P 79.07.06042.95.3=⨯⨯=查阅电动机产品样本，选用Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1kw ，额定转速为1400r/min 。
根据产品样本可查得YBX-16的流量压力特性曲线。
再由已知的快进式流量为24L/min ，工进时流量为11L/min ，压力为3.5MPa 。
做出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如图1-4所示，查得该曲线拐点处的流量为24L/min ，压力为2.6MPa ，该工作点对应的功率为kw kw P 48.17.060246.2=⨯⨯=所选电动机功率满足式（1-6），拐点处能正常工作。
（3）液压阀的选择本液压系统可采用力士乐系统或GE 系列的阀。
方案一：控制液压缸部分用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。
方案二：均选用GE 系列阀。
根据所拟定的液压系统图，按通过各个元件的最大流量来选择液压元件的规格。
选定的液压元件如表1-2所示。
（4）确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。
本系统主油路流量为差动时流量q=40L/min ，压油管的允许流速取v=4m/s ，内径d 为mm mm v q d 5.144/406.4/6.4===若系统主油路流量按快退是取q=20L/min ，则可算得油管内径d=10.3mm 。
综合诸因素，现取油管的内径d 为12mm 。
吸油管同样可按上式计算（q=24L/min 、v=1.5m/s ），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d 为25mm 。
（5）液压油箱容积的确定本例为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定（参照表4-1），现选用容量为160L 的油箱。
4.液压系统的验算已知该液压系统中进、回油管的内径均为12mm ，各段管道的长度分别为：AB=0.3m ，AC=1.7m,AD=1.7m,DE=2m 。
选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃时该液压油的运动粘v =150cst=1.5㎝2/s ，油的密度ρ=920㎏/m 3。
（1） 压力损失的验算1）工作进给时进油路压力损失。
运动部件工作近给时的是、最大速度为1.2m/min ，进给时的最大流量为9.42L/min ，则液压油在管内流速v 1为 s cm cm cm d qv /139min /8330min /2.114.31042.9442321==⨯⨯⨯==π管道流动雷洛数Re 1为1115.12.1139Re 11=⨯==νdvRe 1＜2300，可见有野在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λ1=75/ Re 1=75/111=0.68。
进油管BC 的沿程压力损失∆p 1-1为Pa Pa v d l p 62211101.0239.1920102.13.07.168.022⨯=⨯⨯⨯+⨯==∆--）（ρλ查得换向阀4WE6E508AG24的压力损失∆p 1-2=0.05×106Pa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失∆p 1为Pa Pa p p p 666211111015.01005..0101.0(⨯=⨯+⨯=∆+∆=∆--）2）工作进给时间回油路的压力损失。
由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有感腔的工作面积为无感强的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则v 2=v 1/2=69.5cm/sRe 2=v 2d/ v =69.5×1.2/1.5=55.5 λ2=75/ Re 2=75/55.5=1.39 回油管道的沿程压力损失∆p 2-1为：Pa Pa v d l p 622121005.02695.0920102.1239.122⨯=⨯⨯⨯⨯==∆--ρλ 查产品样本知换向阀3WE6A50/AG24的压力损失∆p 2-2=0.025×106Pa ，换向阀4WE6E50/AG24的压力损失∆p 2-3=0.025×106Pa ，调速阀2FRM5-20/6的压力损失∆p 2-4=0.5×106Pa 。
