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实例二液压专用铣床液压系统设计设计要求：设计一台成型加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。
工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。
机床的工作循环为：手工上料→工件自动夹紧→工作台快进→铣削进给(工进) →工作台快退→夹具松开→手动卸料。
参数要求：运动部件总重力G=25000N切削力F w=18000N快进行程l1=300mm工进行程l2=80mm快进、快退速度v1=v3=5m/min工进速度v2=100～600mm/min启动时间△t=0.5s夹紧力F j=30000N行程l j=15mm夹紧时间△t j=1s工作台采用平导轨，导轨间静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数f d=0.1，要求工作台能在任意位置上停留一.分析工况及主机工作要求，拟订液压系统方案1.确定执行元件类型夹紧工件，由液压缸完成。
因要求同时安装、加工两只工件，故设置两个并联的、缸筒固定的单活塞杆液压缸。
其动作为：工作台要完成单向进给运动，先采用固定的单活塞杆液压缸。
其动作为：2. 确定执行元件的负载、速度变化范围(1)夹紧缸 惯性力和摩擦力可以忽略不计，夹紧力F =300000N 。
(2)工作缸 工作负载F w =18000N 运动部件惯性负载)(2.4245.006058.925000N t v g G F a =-⨯=∆∆⨯=导轨静摩擦阻力F fs =f s G =0.2×25000N=5000N 导轨动摩擦阻力F fd =f d G =0.1×25000N=2500N根据已知条件计算出执行元件各工作阶段的负载及速度要求，列入下表：表2 工作循环各阶段的负载及速度要求二 1.初定系统压力根据机器类型和负载大小，参考，初定系统压力p 1=3MPa 。
2.计算液压缸的主要尺寸(1)夹紧缸按工作要求，夹紧力由两并联的液压缸提供，则m p F D 0798.010314.323000042461=⨯⨯⨯⨯==π根据国标，取夹紧缸内径D =80mm ，活塞杆直径d =0.6D =50mm 。
液压传动系统设计计算例题1. 引言液压传动系统是一种常用的能量传递和控制系统，广泛应用于工程机械、航空航天、冶金、石油化工等领域。
本文将通过一个设计计算例题，介绍液压传动系统的设计过程和计算方法。
2. 设计要求设计一个液压传动系统，满足以下要求：•最大输出功率为100kW•最大工作压力为10MPa•最大转速为1500rpm•传动比为5:13. 功率计算根据设计要求，最大输出功率为100kW，转速为1500rpm，可以通过以下公式计算液压机的排量：功率（kW）= 排量（cm^3/rev） × 转速（rpm） × 压力（MPa） × 10^-6由于传动比为5:1，液压泵的排量为液压马达的5倍，因此液压泵的排量为：排量（cm^3/rev） = 功率（kW） / (转速（rpm） × 压力（MPa） × 10^-6 × 5)= 100 / (1500 × 10 × 10^-6 × 5)= 0.133 cm^3/rev4. 泵和马达的选择根据计算结果，液压泵的排量为0.133 cm^3/rev。
在实际中，可以选择一个接近或等于该排量的标准泵来满足需求。
假设我们选择了一台0.15 cm^3/rev的液压泵。
由于传动比为5:1，液压马达的排量为液压泵的1/5，因此液压马达的排量为：排量（cm^3/rev） = 液压泵排量 / 5= 0.15 / 5= 0.03 cm^3/rev同样地，我们可以选择一个接近或等于该排量的标准马达。
5. 油液流量计算油液流量可以通过以下公式计算：流量（L/min） = 排量（cm^3/rev） × 转速（rpm） / 1000液压泵的流量为：流量（L/min） = 0.15 × 1500 / 1000= 0.225 L/min液压马达的流量为：流量（L/min） = 0.03 × 1500 / 1000= 0.045 L/min6. 液压系统元件选择在设计液压传动系统时，除了液压泵和液压马达，还需要选择其他的液压元件，如油箱、油管、阀门等。
液压系统设计计算举例某厂汽缸加工自动线上要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床，机床有主轴16根，钻14个φ13.9mm 的孔，2个φ8.5mm 的孔，要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工 作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止；工件材料：铸铁，硬度HB 为240；假设运动部件重G ＝9800N ；快进快退速度v1＝0.1m/s ；动力滑台采用平导轨，静、动摩擦因数μs =0.2，μd =0.1；往复运动的加速、减速时间为0.2s ；快进行程L1=100mm ；工进行程L2=50mm 。
试设计计算其液压系统。
一、作F —t 与v —t 图1.计算切削阻力钻铸铁孔时，其轴向切削阻力可用以下公式计算：F c =25.5DS 0.8硬度0.6(N)式中：D 为钻头直径(mm)；S 为每转进给量(mm/r)。
选择切削用量：钻φ13.9mm 孔时，主轴转速n1＝360r/min ，每转进给量S1=0.147mm/r ；钻8.5mm 孔时，主轴转速n2＝550r/min ，每转进给量S2=0.096mm/r 。
则F c =14×25.5D 1S 0.81硬度0.6+2×25.5D 2S 0.82硬度0.6=14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.8×2400.6=30500(N) 2.计算摩擦阻力静摩擦阻力：Fs=f s G=0.2×9800=1960N 动摩擦阻力：F d =f d G=0.1×9800=980N 3.计算惯性阻力4.计算工进速度工进速度可按加工φ13.9的切削用量计算，即：v 2=n 1S 1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s 5.根据以上分析计算各工况负载如表所示。
6. 液压元件的选择9.2.6 液压元件的选择9.2.6 液压元件的选择一、液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.054 MPa，如取进油路上的压力损失为0.8 MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5 MPa，则小流量泵的最大工作压力应为:p Pl＝（4.054＋0.8＋0.5） MPa＝5.354 MPa大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由图9.2.2可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5 MPa，则大流量泵的最高工作压力为: p P2＝（1.305＋0.5）MPa＝1.805 MPa两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为35.19L／min（见图9.2.2）。
若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10％估计，则两个泵的总流量应为q P＝1.1×35.19L/min＝38.71L ／min。
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入流压缸的流量为0.5L/mln，所以小流量泵的流量规格最少应为3.5L/mln。
根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取PV2R12型双联叶片泵。
由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力1.805 MPa、流量40L/min时的情况。
如取双联叶片泵的总效率为ηP＝0.75，则液压泵驱动电机所需的功率为:P＝p P V P/ηP＝1.805×（40/60×10-3）/（0.75×103）kW＝1.6kW根据此数值查阅电机产品目录，最后选定JO2－32－6型电动机，其额定功率为2.2kW。
二、阀类元件及辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格。
表9.2.3所示为选出的一种方案。
三、油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。
由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如表9．2．4所示。
液压系统设计计算举例液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。
现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例，介绍液压系统的设计计算方法。
1 设计要求及工况分析1.1设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进 → 工进 → 快退 → 停止。
主要性能参数与性能要求如下：切削阻力F L =30468N ；运动部件所受重力G =9800N ；快进、快退速度υ1= υ3=0.1m/s ，工进速度υ2=0.88×10-3m/s ；快进行程L 1=100mm ，工进行程L 2=50mm ；往复运动的加速时间Δt =0.2s ；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数μs =0.2，动摩擦系数μd =0.1。
液压系统执行元件选为液压缸。
1.2负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力F L =30468N 。
(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 N 196098002.0s fs =⨯==G F μ 动摩擦阻力 N 98098001.0d fd =⨯==G F μ (3) 惯性负载N 500N 2.01.08.99800i =⨯=∆∆=t g G F υ(4) 运动时间快进 s1s 1.0101003111=⨯==-υL t工进 s 8.56s 1088.0105033222=⨯⨯==--υL t快退s5.1s 1.010)50100(33213=⨯+=+=-υL L t设液压缸的机械效率ηcm =0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。
表1液压缸各阶段的负载和推力工况 负载组成液压缸负载F /N液压缸推力F 0=F /ηcm /N启 动 加 速 快 进 工 进 反向启动 加 速 快 退fs F F = i fd F F F += fd F F = L fd F F F += fs F F = i fd F F F += fd F F =1960 1480 980 31448 1960 1480 9802180 1650 1090 34942 2180 1650 1090根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F -t 和速度循环图υ-t ，如图1所示。
液压系统计算范文液压系统的计算是涉及液压原理和液压元件的一项重要内容。
液压系统的计算主要包括液压元件的选型和系统参数的计算。
下面将结合液压缸的选型和系统压力的计算，进行详细介绍。
一、液压缸的选型计算液压缸的选型计算主要包括计算液压缸的推力和运动速度，以确定液压缸的规格和型号。
1.计算液压缸的推力液压缸的推力计算公式为：F=p×A其中，F为液压缸的推力，p为工作压力，A为有效活塞面积。
2.计算液压缸的运动速度液压缸的运动速度计算公式为：v=Q/A_d其中，v为液压缸的运动速度，Q为液体流量，A_d为液压缸的有效面积。
二、系统压力的计算液压系统的压力计算主要包括系统工作压力和泵的排量的计算。
1.计算系统工作压力系统工作压力的计算主要涉及液压缸的负载和泄漏压力的影响。
一般来说，系统工作压力不会小于液压缸所需的工作压力。
如果液压缸的负载较大，需要考虑液压缸的工作压力以及泵的工作压力能否满足系统的工作需求。
2.计算泵的排量泵的排量计算主要考虑液压缸的运动速度和工作压力。
泵的排量可通过以下公式计算：Q_p=v×A_d/n其中，Q_p为泵的排量，v为液压缸的运动速度，A_d为液压缸的有效面积，n为液压缸的行程次数。
三、综合计算实例下面以工程机械液压系统为例进行综合计算。
工程机械的液压系统需要推动一个重量为10吨的装载机平移运动，液压缸的有效活塞面积为50平方厘米，工作压力为18MPa。
液压缸每分钟需要行程10次，液压缸的有效面积为30平方厘米。
根据上述数据，可进行以下计算：1.计算液压缸的推力：F=18×50=900N2.计算液压缸的运动速度：v=10/30=0.33m/s3.计算系统的工作压力：根据液压缸的负载和泄漏压力的影响，确定系统的工作压力为18MPa。
4.计算泵的排量：Q_p = 0.33 × 30 / 10 = 0.99L/min根据以上计算结果，可选用液压缸的规格为50/30，并选用工作压力为18MPa的液压系统。
1 设计题目1.1设计题目试设计一台板料折弯机液压系统，该机压头的上下运动用液压传动，其工作循环为快速下降、慢速下压、快速退回。
给定条件如下表：完成设计计算，拟定液压系统图，确定各液压元件的型号及尺寸，设计液压缸。
参数C7折弯力（吨）10滑块重量（吨） 1.5快速空载下降行程（mm）210速度(mm/s) 25慢速下压行程（mm）20速度(mm/s) 13快速空载上升行程（mm）230速度(mm/s) 602 工况分析2.1 运动分析首先根据主机要求画出动作循环图如图1-1所示：图2-1 动作循环图2.2负载分析(1)根据给定条件，先计算液压缸快速下降时启动加速中惯性力1m F 和反向启动加速中的惯性力m2F ，取加速（减速）时间为0.2 s惯性负载： N N t v mF m 5.1872.01025105.11331=⨯⨯⨯=∆∆=- (2-1)N N tv mF m 4502.01060105.12332=⨯⨯⨯=∆∆=- (2-2)(2)初压力：在慢降阶段,因为油液压力逐渐升高，约达到最大压紧力的5％左右1e F =%5⨯压F =N 500%510104=⨯⨯ (2-3)（3）各阶段运动时间：快速下降： s V L t 2.450210111=== (2-4)工作下压：初压阶段 s V L t 15.11315222=='=(2-5)快退工进快进终压阶段 s V L 385.0135t 223==''=(2-6)快速回程： s V L t 83.360230334===(2-7)液压缸的机械效率取9.0=m η。
工作台的液压缸在各工况阶段的负载值如表2-1,负载图如2-2所示。
表2-1 液压缸在各阶段负载值工况计算公式 负载值F/N推力mF η/注明快速下降启动加速 11m F F = 187.5 208.33(1)由于忽略滑块导轨摩擦力，故快速下降等速时外负载为0；（2）折弯时压头上低工作负载可分为两个阶段：初压阶段，负载力缓慢的线性增加，约达到最大折弯力的5%，其行程为15mm ；终压阶段，负载力急剧增加到最大折弯力，上升规律近似于线性，行程为5mm 。
液压系统设计计算实例——250克塑料注射主液压系统设计计算大型塑料注射机目前都是全液压控制。
其基本工作原理是：粒状塑料通过料斗进入螺旋推进器中，螺杆转动，将料向前推进，同时，因螺杆外装有电加热器，而将料熔化成粘液状态，在此之前，合模机构已将模具闭合，当物料在螺旋推进器前端形成一定压力时，注射机构开始将液状料高压快速注射到模具型腔之中，经一定时间的保压冷却后，开模将成型的塑科制品顶出，便完成了一个动作循环。
现以250克塑料注射机为例，进行液压系统设计计算。
塑料注射机的工作循环为：合模→注射→保压→冷却→开模→顶出│→螺杆预塑进料其中合模的动作又分为：快速合模、慢速合模、锁模。
锁模的时间较长，直到开模前这段时间都是锁模阶段。
1.250克塑料注射机液压系统设计要求及有关设计参数1.1对液压系统的要求⑴合模运动要平稳，两片模具闭合时不应有冲击；⑵当模具闭合后，合模机构应保持闭合压力，防止注射时将模具冲开。
注射后，注射机构应保持注射压力，使塑料充满型腔；⑶预塑进料时，螺杆转动，料被推到螺杆前端，这时，螺杆同注射机构一起向后退，为使螺杆前端的塑料有一定的密度，注射机构必需有一定的后退阻力；⑷为保证安全生产，系统应设有安全联锁装置。
1.2液压系统设计参数250克塑料注射机液压系统设计参数如下：螺杆直径40mm 螺杆行程200mm最大注射压力153MPa 螺杆驱动功率5kW螺杆转速60r/min 注射座行程230mm注射座最大推力27kN 最大合模力(锁模力) 900kN开模力49kN 动模板最大行程350mm快速闭模速度0.1m/s 慢速闭模速度0.02m/s快速开模速度0.13m/s 慢速开模速度0.03m/s注射速度0.07m/s 注射座前进速度0.06m/s注射座后移速度0.08m/s2.液压执行元件载荷力和载荷转矩计算2.1各液压缸的载荷力计算⑴合模缸的载荷力合模缸在模具闭合过程中是轻载，其外载荷主要是动模及其连动部件的起动惯性力和导轨的摩擦力。
锁模时，动模停止运动，其外载荷就是给定的锁模力。
开模时，液压缸除要克服给定的开模力外，还克服运动部件的摩擦阻力。
⑵注射座移动缸的载荷力座移缸在推进和退回注射座的过程中，同样要克服摩擦阻力和惯性力，只有当喷嘴接触模具时，才须满足注射座最大推力。
⑶注射缸载荷力注射缸的载荷力在整个注射过程中是变化的，计算时，只须求出最大载荷力。
p d F W 24π=式中，d ——螺杆直径，由给定参数知：d ＝0.04m ；p ——喷嘴处最大注射压力，已知p ＝153MPa 。
由此求得F w ＝192kN 。
各液压缸的外载荷力计算结果列于表l 。
取液压缸的机械效率为0.9，求得相应的作用于活塞上的载荷力，并列于表1中。
2.2进料液压马达载荷转矩计算m N n P T c W ⋅=⨯⨯⨯==79660/6014.3210523π 取液压马达的机械效率为0.95，则其载荷转矩 m N T T mW⋅===83895.0796η 3.液压系统主要参数计算 3.1初选系统工作压力250克塑料注射机属小型液压机，载荷最大时为锁模工况，此时，高压油用增压缸提供；其他工况时，载荷都不太高，参考设计手册，初步确定系统工作压力为6.5MPa 。
3.2计算液压缸的主要结构尺寸 ⑴确定合模缸的活塞及活塞杆直径合模缸最大载荷时，为锁模工况，其载荷力为1000kN ，工作在活塞杆受压状态。
活塞直径 [])1(4221ϕπ--=p p FD此时p 1是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则p 1＝5×6.5MPa ＝32.5MPa ，锁模工况时，回油流量极小，故p 2≈0，求得合模缸的活塞直径为 m m D h 198.0105.3214.310100464=⨯⨯⨯⨯=，取D h ＝0.2m 。
按表2—5取d /D ＝0.7，则活塞杆直径d h ＝0.7×0.2m ＝0.14m ，取d h ＝0.15m 。
为设计简单加工方便，将增压缸的缸体与合模缸体做成一体(见图1)，增压缸的活塞直径也为0.2m 。
其活塞杆直径按增压比为5，求得 m D d hz 089.052.0522===，取d z ＝0.09m 。
⑵)注射座移动缸的活塞和活塞杆直径 座移动缸最大载荷为其顶紧之时，此时缸的回油流量虽经节流阀，但流量极小，故背压视为零，则其活塞直径为m m p F D y 076.0105.610344641=⨯⨯⨯⨯==ππ，取D y ＝0.1m 由给定的设计参数知，注射座往复速比为0.08／0.06＝1.33，查表2—6得d /D＝0.5，则活塞杆直径为：d y ＝0.5×0.1m ＝0.05m⑶确定注射缸的活塞及活塞杆直径 当液态塑料充满模具型腔时，注射缸的载荷达到最大值213kN ，此时注射缸活塞移动速度也近似等于零，回油量极小；故背压力可以忽略不计，这样m m p FD s 204.0105.6103.2144641=⨯⨯⨯⨯==ππ，取D s ＝0.22m ；活塞杆的直径一般与螺杆外径相同，取d s ＝0.04m 。
3.3计算液压马达的排量液压马达是单向旋转的，其回油直接回油箱，视其出口压力为零，机械效率为0.95，这样r m r m p T V m W M /108.0/95.010*******.32233351-⨯=⨯⨯⨯⨯==ηπ3.4计算液压执行元件实际工作压力按最后确定的液压缸的结构尺寸和液压马达排量，计算出各工况时液压执行元件实际工作压力，见表2。
3.5计算液压执行元件实际所需流量根据最后确定的液压缸的结构尺寸或液压马达的排量及其运动速度或转速，计算出各液压执行元件实际所需流量，见表3。
4.制定系统方案和拟定液压系统图4.1制定系统方案 ⑴执行机构的确定本机动作机构除螺杆是单向旋转外，其他机构均为直线往复运动。
各直线运动机构均采用单活塞杆双作用液压缸直接驱动，螺杆则用液压马达驱动。
从给定的设计参数可知，锁模时所需的力最大，为900kN 。
为此设置增压液压缸，得到锁模时的局部高压来保证锁模力。
⑵合模缸动作回路合模缸要求其实现快速、慢速、锁模，开模动作。
其运动方向由电液换向阀直接控制。
快速运动时，需要有较大流量供给。
慢速合模只要有小流量供给即可。
锁模时，由增压缸供油。
⑶液压马达动作回路螺杆不要求反转，所以液压马达单向旋转即可，由于其转速要求较高，而对速度平稳性无过高要求，故采用旁路节流调速方式。
⑷注射缸动作回路注射缸运动速度也较快，平稳性要求不高，故也采用旁路节流调速方式。
由于预塑时有背压要求，在无杆腔出口处串联背压阀。
⑸注射座移动缸动作回路注射座移动缸，采用回油节流调速回路。
工艺要求其不工作时，处于浮动状态，故采用Y型中位机能的电磁换向阀。
⑹安全联锁措施本系统为保证安全生产，设置了安全门，在安全门下端装一个行程阀，用来控制合模缸的动作。
将行程阀串在控制合模缸换向的液动阀控制油路上，安全门没有关闭时，行程阀没被压下，液动换向阀不能进控制油，电液换向阀不能换向，合模缸也不能合模。
只有操作者离开，将安全门关闭，压下行程阀，合模缸才能合模，从而保障了人身安全。
⑺液压源的选择该液压系统在整个工作循环中需油量变化较大，另外，闭模和注射后又要求有较长时间的保压，所以选用双泵供油系统。
液压缸快速动作时，双泵同时供油，慢速动作或保压时由小泵单独供油，这样可减少功率损失，提高系统效率。
4.2拟定液压系统图液压执行元件以及各基本回路确定之后，把它们有机地组合在一起。
去掉重复多余的元件，把控制液压马达的换向阀与泵的卸荷阀合并，使之一阀两用。
考虑注射缸同合模缸之间有顺序动作的要求，两回路接合部串联单向顺序阀。
再加上其他一些辅助元件便构成了250克塑料注射机完整的液压系统图，见图2，其动作循环表，见表4。
5.液压元件的选择5.1液压泵的选择⑴液压泵工作压力的确定p P ≥p l ＋∑Δpp l 是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统，最高压力是增压缸锁模时的入口压力，p l ＝6.4MPa ；∑Δp 是泵到执行元件间总的管路损失。
由系统图可见，从泵到增压缸之间串接有一个单向阀和一个换向阀，取∑Δp ＝0.5MPa 。
液压泵工作压力为 p P ＝(6.4＋0.5)MPa ＝6.9MPa ⑵液压泵流量的确定 q P ≥K (∑q max )由工况图看出，系统最大流量发生在快速合模工况，∑q max ＝3L/s 。
取泄漏系数K 为1.2，求得液压泵流量 q P ＝3.6L/s (216L/min) 选用YYB-BCl71/48B 型双联叶片泵，当压力为7 MPa 时，大泵流量为157.3L/min ，小泵流量为44.1L/min 。
5.2电动机功率的确定 注射机在整个动作循环中，系统的压力和流量都是变化的，所需功率变化较大，为满足整个工作循环的需要，按较大功率段来确定电动机功率。
从工况图看出，快速注射工况系统的压力和流量均较大。
此时，大小泵同时参加工作，小泵排油除保证锁模压力外，还通过顺序阀将压力油供给注射缸，大小泵出油汇合推动注射缸前进。
前面的计算已知，小泵供油压力为p P1＝6.9MPa，考虑大泵到注射缸之间的管路损失，大泵供油压力应为p P2＝(5.9＋0.5)MPa＝6.4MPa，取泵的总效率ηP＝0.8，泵的总驱动功率为P PPqpqpPη2 21 1+=＝27.313 kW考虑到注射时间较短，不过3s，而电动机一般允许短时间超载25%，这样电动机功率还可降低一些。
P＝27.313×100/125＝21.85 kW验算其他工况时，液压泵的驱动功率均小于或近于此值。
查产品样本，选用22kW的电动机。
5.3液压阀的选择选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。
本系统工作压力在7MPa左右，所以液压阀都选用中、高压阀。
所选阀的规格型号见表5。
5.4液压马达的选择在3.3节已求得液压马达的排量为0.8L／r，正常工作时，输出转矩769N.m，系统工作压力为7MPa。
选SZM0.9双斜盘轴向柱塞式液压马达。
其理论排量为0.873L/r，额定压力为20 MPa，额定转速为8～l00r/min，最高转矩为3057N·m，机械效率大于0.90。
5.5油管内径计算本系统管路较为复杂，取其主要几条(其余略)，有关参数及计算结果列于表6。
5.6确定油箱的有效容积按下式来初步确定油箱的有效容积 V ＝aq V已知所选泵的总流量为201.4L/min ， 这样，液压泵每分钟排出压力油的体积 为0.2m3。
参照表4—3取a ＝5，算得 有效容积为V ＝5×0.2m 3＝1 m 36.液压系统性能验算6.1验算回路中的压力损失本系统较为复杂，有多个液压执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的要算注射缸动作回路，故主要验算由泵到注射缸这段管路的损失。
