1、COLLEGE QF SCIENCE AND TFCHNOLOGV HNUT課程設計說明書課程名稱：液壓傳動課程設計設計題目：臥式單面多軸鉆孔組合動力滑臺液壓系統設計專業：機械設計制造及其自動化 班級：0804學生姓名：覃瀟瀟 學 號：0812110427起迄日期：2010年12月15 日至2011年1月7日指導教師：劉忠偉湖南工業大學科技學院教務部制目錄前言 4一 負載與運動分析 51工作負載 52摩擦負載 53運動時間 5二負載圖與速度圖的繪制 7三液壓缸主要參數的確定 81確定工作壓力 82確定液壓缸內徑 D和活塞桿直徑 d 93繪制液壓執行元件的工況圖 12四擬定液壓系統原理圖 131

2、確定液壓泵類型及調速方式 132選用執行元件 143快速運動回路和速度換接回路 144換向回路的選擇 145保壓回路的選擇 146組成液壓系統原理圖 14五液壓元件的計算和選擇 161確定液壓泵的型號和電機功率 162閥類元件的選擇 183確定管路尺寸 194液壓油箱容積的確定 20六液壓系統的性能驗算 211驗證系統壓力損失并確定壓力閥的調整值 222油液溫升驗算 23七心得體會 24八參考文獻 26、八 、，刖言液壓傳動技術是機械設備中發展最快的技術之一，特別是近年來與微電子、 計算機技術結合，使液壓技術進入了一個新的發展階段，機、電、液、氣一體是 當今機械設備的發展方向。在數控加工的機械

3、設備中已經廣泛引用液壓技術。 作 為數控技術應用專業的學生初步學會液壓系統的設計，熟悉分析液壓系統的工作 原理的方法，掌握液壓元件的作用與選型及液壓系統的維護與修理將是十分必要 的。液壓傳動在國民經濟的各個部門都得到了廣泛的應用， 但是各部門采用液壓 傳動的處發點不盡相同：例如，工程機械、壓力機械采用液壓傳動的主要原因是 取其結構簡單、輸出力大；航空工業采用液壓傳動的主要原因是取其重量輕、 體 積??；機床上采用液壓傳動的主要原因則是取其在工作過程中能無級變速，易于實現自動化，能實現換向頻繁的往復運動等優點。液壓動力滑臺是利用液壓缸將泵站提供的液壓能轉變為滑臺運動所需的機 械能，來實現進給運動并

4、完成一定得動作循環， 是一種以速度變換為主的中、低 壓液壓系統，在高效、專用、自動化程度較高的機床中已得到廣泛的應用。 因此， 在液壓傳動與控制系統中具有綜合性和代表性，通過本畢業設計可以全面的應用 和鞏固所學的專業技術基礎理論知識， 提高機械設計能力和繪圖能力，培養學生 學習新技術、獲取信息和理論聯系實際的能力，特別是使學生在液壓傳動與控制 的基本理論和應用方面得到進一步的提高。負載與運動分析1工作負載工作負載即為切削阻力Fw=12700N。2摩擦負載摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力Fi =0.2G=0.2 20000=4000N動摩擦阻力F2 =0.1G=0.1 20000=2000

5、N慣性負載Fm20000101555N60 0.15取 m=0.93運動時間快進由快進速度1 7m/min,快進行程L1400mm,40010 30.057 min3.4s工進由工進速度2 20 1000mm/ min,工作行程L2 100mm,201知 t220 min (丄 1)min (1.260)s20100050快退快退速度3 7m/ min表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載液壓缸推力F/NFo F/ m /N啟動F=Fi40004444加速35553950快進F=200222工進F2Fm1470016333快退20002222F=F2F=F2FwF=F2負載圖與速度

6、圖的繪制根據負載計算結果和已知的個階段的速度，可繪制出負載圖（F-1）和速度圖（V-1），見圖1-1a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓 缸活塞退回時的曲線。v1 v3 7m/min，快進行程L- 400mm，工作行程L2 100mm。工進速度 v220 1000mm/ minF/N1633339504斗斗4EEE一左"444三 液壓缸主要參數的確定1確定工作壓力液壓缸工作壓力可根據負載大小及機器設備的類型來確定。一般來說，工作壓力選大些，可以減少液壓缸內徑及液壓系統其它元件的尺寸，使整個系統緊湊， 重量輕，但是要用價格較貴的高壓泵，并使密封復雜化，而且會導致換向沖

7、擊大 等缺點；若工作壓力選的過小，就會增大液壓缸的內徑和其它液壓元件的尺寸， 但密封簡單。所以應根據實際情況選取適當的工作壓力， 設計時可用類比法來確 定，參考下表。表2按負載選擇系統工作壓力負載/KNV 5510102020 3030 50> 50系統壓力/MPaV0. 811.6 22.5 33445> 57表3按主機類型選擇系統工作壓力設備類型機床農業 機械、 汽車工 業、小 型工程 機械及 輔助機 械工程機械 重型機械 鍛壓機械 液壓支架船用機械磨床組合機床 牛頭刨床 插床 齒輪加 工機床車床銑床鏜床機床拉床龍門刨床壓力V 2.5V 6.32.5 6.3V1010 1616

8、3214 25/MPa由此分析可知，初步確定系統壓力為 2MPa表4執行元件背壓力系統類型背壓力/MPa簡單系統或輕載節流調速系 統0.20.5回油路帶調速閥的系統0.40.6回油路設置有背壓閥的系統0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa< 5.05.07.0> 7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.5r 0.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度;2有桿腔進油時活

9、塞運動速度2確定液壓缸內徑D和活塞桿直徑d鑒于動力滑臺要完成的動作循環是快進一一工進一一，快退，且要求快進和快 退的速度相等，這里的液壓缸需選用單杠式的，并在快進時作差動連接。這種情 況下的液壓缸無桿腔工作面積 A1取為有桿腔工作面積A2的兩倍，即活塞桿直徑 d與液壓缸缸筒直徑D的關系是d=0.707D。在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須有背壓p2，取p2=0.8Mpa,以防止被鉆 孔時動力滑臺突然前沖。由工進時的推力，列出活塞的力平衡方程式，計算液壓缸面積：F/ n m=A1p1-A2p2=A1p1-(A1/2) p2Am (Pl 吳)n m液壓缸的機械效率，一般m=0.85 0.97 ;本題

10、取 m=0.9Ai16333m (PP22）30.9 (4 孑)27259mmD=4 72593.1496.16mm，所以取96mm式中pi 液壓缸的工作壓力，初算時可取系統工作壓力；取 P 4MPa p2 液壓缸回油腔背壓力，初算時無法準確計算，可先根據機械設計 手冊進行估計；F工作循環中的最大外負載；由題可知，F=16333NFc液壓缸密封處的摩擦力，它的精確值不易求出，常用液壓缸的機械效率m進行估算，F Fc F/ m；由此可知，Fc F，代入數據得，MFc=1814.8Nd 0.707D67.87mm，所以取 68mm由計算所得的液壓缸內徑 D和活塞桿直徑d值應按GB2348-1993

11、圓整到相近的 標準直徑，以便于采用標準的密封件。表7液壓缸內徑尺寸系列（GB2348-1993810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250320400500630表8活塞桿直徑系列（GB2348-1993456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為2AiD 7234.56mm242 2A2(Dd_) 3604.72 mm24根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作

12、循環中各階段的壓力、 流量和功率。表9液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油 腔壓 力p2/MP a進油 腔壓 力pl/MP a輸入流量 qx10-3/m3/s輸入功 率P/KW計算公式啟 動444400.5093P (F。A2 P)/(A A快 進加 速3950p1+A pp=0.50.7475q(A1A2 )V1恒 速222pl+A p0.73470.1476250.1082P P2工進163330.63.16660.0054 0.03950.00470.0283P( F0 p2 A2 V A1q A1V2p pg啟 動444400.5305快加 速39500.51.299

13、6P ( F0 P2 A2 )/ A2退恒 速2220.51.28610.1413750.1818qA2V3PPQ注：1. Ap為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取 p=0.5MPa2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為 pi,無桿腔回油，壓力為p2。3繪制液壓執行元件的工況圖液壓執行元件的工況圖指的是壓力圖，流量圖和功率圖。(1) 工況圖的繪制按照上面所確定的液壓執行元件的工作面積和工作循環中各階段的負載，即可繪制出壓力圖；根據執行元件的工作面積以及工作循環中各階段所要求的運動 速度，即可繪制流量圖；根據所繪制的壓力圖和流量圖，即可計算出各階段所需 的功率，繪制功率圖。(2)

14、工況圖的作用從工況圖上可以直觀的、方便的找出最大工作壓力、最大流量和最大功率， 根據這些參數即可選擇液壓泵及其驅動電動機， 同時是系統中所有液壓元件的選 擇的依據，對擬定液壓基本回路也具有指導意義。3US01Sojaa/X fl.73 47/0.0551+瓷直呂11V&14 14QL74750.50 930-33Q320四擬定液壓系統原理圖液壓系統原理圖是整個液壓系統設計中最重要的一環，它的好壞從根本上影 響整個液壓系統。擬定液壓系統原理圖一般應考慮以下幾個問題：（1）采用何種結構的執行元件；（2）確定供油方式；（3）調速方式的選擇；（4）快速回路和速度換接方式的選擇；（5）如何完成執

15、行機構的自動循環和順序動作；（6）系統的調壓、卸荷及執行機構的換向和安全互鎖等要求；（7）壓力測量點的合理選擇。根據上述要求選擇基本回路，然后將各基本回路歸并、整理，在增加一些必 要的元件或輔助油路，使之成為完整的液壓系統，進行這項工作時還必須注意一 下幾點：（1）盡可能省去不必要的元件，以簡化系統結構；（2）最終綜合出來的液壓系統應保證其工作循環中的每個動作都安全可 靠，互相無干擾；（3）盡可能采用標準件，減少自行設計的專用件；（4）盡可能使系統經濟合理，便于維修檢測。初步擬定液壓系統原理圖后，應檢查其動作循環，并制定系統工作循環表（電 磁鐵動作順序表）。1確定液壓泵類型及調速方式參考同類組

16、合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節流閥調速的 開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa2選用執行元件因系統運動循環要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等， 因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積 A1等于有桿腔面積A2 的兩倍。3快速運動回路和速度換接回路根據本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路 來實現快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。本設計采用二位二通電磁閥的速度換接回路， 控制由快進轉為工進。與采用 行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓

17、站上，由工作臺的行程開關控制，管路較 簡單，行程大小也容易調整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。 因 此速度換接回路為行程與壓力聯合控制形式。4換向回路的選擇本系統對換向平穩性有嚴格的要求， 所以選用電液換向閥的換向回路。為便 于實現差動連接，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵 和壓力繼電器的行程終點返程控制。5保壓回路的選擇本系統對夾緊液壓缸的保壓性能有嚴格的要求， 故采用液控單向閥和電接觸 式壓力表的自動補油保壓回路，這種回路保壓時間長，壓力穩定性高。6組成液壓系統原理圖將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據要求的修改補充，即組成如圖1-2所示的液壓系統圖。為

18、便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔 進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓 力液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表 1-2表10電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y快+工+保+快+停五液壓元件的計算和選擇所謂液壓元件的計算，是要計算該元件在工作中承受的壓力和通過的流量, 以便來選擇液壓泵的規格。1確定液壓泵的型號和電機功率先根據設計要求和系統工況確定液壓泵類型，然后根據液壓泵的最高供油量 來選擇液壓泵的規格。(1)確定液壓泵的最高工作壓力Pp液壓泵的最高工作壓力就是在系統正常工作時所能提供的最高壓力，對于定量泵系統來說，這個壓力是由溢流閥調定的；對于變量泵系

19、統來說，這個工作壓 力是與泵的特性曲線上的流量相對應的， 液壓泵的最高工作壓力是選擇液壓泵型 號的重要依據。考慮到正常工作時，進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為：Pp> »+" pi( 1-10 )式中：P p液壓泵最大工作壓力P1執行元件最大工作壓力p1進油管路中的壓力損失，初算時一般有節流調速和管路簡 單的系統一取=0.20.5MPa,有調速閥和管路較復雜的系統取 =0.51.5 MPa。由題可知，小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表9可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為 p仁4MPa如在調速閥進口節流調速回 路中，選取進油路上的總壓力

20、損失 p=0.6MPa考慮到壓力繼電器的可靠動作要 求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為Pp1 (40.6 0.5)MPa 5.1MPa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表9可見，快退時液壓缸的工作壓力為Pi=1.3MPa比快進時大?？紤]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Pp2 (1.3 0.3)MPa 1.6MPa(2)確定液壓泵的最大流量液壓泵的最大流量qp按執行元件工況圖上的最大工作流量及系統中的泄漏 量來確定。即qp> K.刀 q max(1-11)式中 q p液

21、壓泵的最大流量，L/mi n ；刀qmax同時動作的執行元件所需流量之和的最大值。如果這是溢流 閥正在進行工作，尚需加溢流閥的最小溢流量23L/min。Kl系統泄漏系數，一般取=1.11.3。計算液壓泵的流量33由表9可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.147625 X 10 m /s=8.86 L min，考慮到溢流閥的最小穩定流量為3L/min，工進時的流量為0.84 X 10-5 m3/s =0.5L/min ，則小流量泵的流量最少應為 3.5L/min。根據上面的計算的壓力和流量，查產品樣本，選用跟工作缸相同的泵為YB-4/10型的雙聯葉片泵，該額定壓力為 6.3MPa,額定轉速為9

22、60r/min。 系統為雙泵供油系統，其中小泵1的流量qp = (4X 10 3/60 ) m3/s=0.0667 X 10 3 m3/s=4 L min大泵流量q2= (10X 10 3/60 ) m3/s=0.1667 X 10 3 m3/s=10 L min差動快進，快退時兩泵同時向系統供油，工進時，小泵向系統供油，大泵卸載。(3) 確定液壓泵的驅動功率當系統中使用定量泵時，其驅動功率可按下式計算：P= pnqn /(1-13)式中 P電機功率，W泵的額定壓力,Mpaqn泵的額定流量,L/min ；qp由上數據可知，(4 10)960-09 L min 12.09 L min1000 &

23、#39;由于液壓缸在快退時輸入功率最大,這時液壓泵工作壓力為1.6Mpa,流量為12.09 L/min。取泵的總效率 p =0.75 ,則液壓泵驅動電機所需的功率為Ppqp 1.6 12.09,P 匕上kw 0.43kwp 60 0.75根據此數據按JB/T10391-2002,查閱電動機產品樣本選取 丫90S-6型電動機,其額定功率0.75kw，額定轉速nn=910r/min。2閥類元件的選擇閥類元件的選擇是根據閥的最大工作壓力和流經閥的最大流量來選擇閥的規格。即所選用的閥類元件的額定壓力和額定流量要大于系統的最高工作壓力及 實際通過閥的最大流量。在條件不允許時，可適當增大通過閥的流量，但不

24、得超 過閥的額定流量的20%否則會引起壓力損失過大。具體地講選擇壓力閥時應考 慮調壓范圍，選擇流量閥時應注意其最小穩定流量，選擇換向閥時除應考慮壓力、 流量外，還應考慮其中位機能及操作方式。液壓閥的型號規格見液壓手冊。表11液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量（L/min）型號1過濾器32XU-B32x1002雙聯葉片泵16YB-4/103壓力表開關K-684溢流閥4Y-10B5單向閥10I-25B6液控順序閥12XY-25B7單向閥16I-25B8節流閥50MK10G.29背壓閥0.16B-10B10液控順序閥0.16XY-25B11單向閥16I-25B12三位五通電液換向閥3235D1-

25、63BY13液控單向閥40CPT-03-5014單向閥32I-25B15調速閥0.32Q-10B16二位二通電磁閥3222D1-63BH17壓力繼電器DP1-63B3確定管路尺寸液壓缸進、出油管的管徑應按輸入、輸出的最大流量計算，由于液壓泵具體 選定之后，液壓缸在各個階段的進、出流量以與原定數值不同，所以要重新計算。 管路內徑的選擇是以降低流動造成的壓力損失為前提的， 液壓管路中流體的流動 多為層流，壓力損失正比于油液在管路中的平均流速， 因此根據流速確定管徑是 常用的簡便方法。管路內徑d按下式計算:(mr)i(1-14)式中：q通過油管的流速；v油管中允許的流速，一般對吸油管取0.51.5m

26、/s，壓油管取2.55m/s，（壓力高時取大值，壓力低時取小值），回油管取1.52m/s。由上式計算出的管徑應按JB827-66，將其圓整到標準管徑，參見液壓手冊 油管管壁一般不需計算，根據選用的管材和管內徑查液壓傳動手冊確定。各元件間連接管路的規格按元件接口尺寸確定1當輸入流量/ Lgmin快進時，Aqp 7234.56 12.09q124L/minA1 A27234.56 3604.72工進時，q1 =0.5 Lgmin11快退時，q qp 12.09Lgmin1當排除流量/ LgminA2q 136.05 24快進時，q1 111.96L/minA 72.35A?qi 36.05 0.5

27、工進時， q22 -0.249L/minA172.35快退時，q27235 佗09 24.26L/mln其運動速度/mgmlnA236.05快進時，q1p12.090.33m/minA1A272.35 36.05工進時，q1211.960.16m/ minA72.35快退時，q1324106.66m / minA236.051當油液在壓力管中的流速取 3m/mln時，按照上面兩式算得與液壓缸無感強 和有桿腔相連的油管內徑分別為d 2 ,q ( v) 2 .,(23.7 106)/(mm 12.95mmd 2 ,q ( v) 2 ,(12.09 106)/(3 103 60)mm 9.25mm這

28、兩根油管都按GB/T2351-2005選用外徑 12mm內徑10mm的無縫鋼管4液壓油箱容積的確定油箱的有效容積(油面高度為油箱高度的80%勺容積)應根據液壓系統發熱、 散熱平衡的原則來計算，但這只是在系統負載較大、長期連續工作時采用必要進 行，一般只需按液壓泵的額定流量 qn估算即可。低壓系統中(p< 2.5MPa)： V= (24) qn中壓系統中(p< 6.3MPa): V= (57) qn(1-15)高壓系統中(p>6.3MPa): V= (612) qn液壓油箱的有效容積確定后，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸比(長、 寬、高)為1: 1: 11: 2: 3。為提

29、高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將油箱的容量予以增大 此液壓系統的油箱容積- 箱容積為V =( 7X 12.09)般取液壓泵額定流量的5-7倍，本設計取7倍，故油L=84.63L 85L六液壓系統的性能驗算1驗證系統壓力損失并確定壓力閥的調整值在前面確定液壓泵的最高工作壓力時， 關于壓力損失是進行估算的?，F在系 統的元件、管道直徑、管接頭等都確定下來了，所以需要驗算一下管路系統的壓 力損失，看其是否在假設范圍內，借此可以較準確地確定液壓泵的工作壓力，并可確定各種壓力閥的調定壓力值，保證系統的工作性能。液壓泵應用一定的壓力儲備量，如果計算出的系統調整壓力大于液壓泵的額 定壓力的75%則應該重

30、新選擇元件規格和管道尺寸，以減小壓力損失，或者另 選額定壓力較高的液壓泵。由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統的壓力損失無法全面估算，故 只能先按式估算閥類元件的壓力損失， 待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程 損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統，管路的壓力損失甚微，可以不予 考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。1快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由上數據可知，進油路上油液通過單向閥 10的流量是16Lmin，通向電液換向閥2的流量是32L min，然后與液壓缸有 桿腔的回油匯合，以流量23.7 Lmin通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路 上的總壓降為16 232

31、 223.7 2Pv 0.2 ()0.5 ()0.3 () MPa6380630.013 0.08 0.042 0.135Mpa此值不大，不會致使壓力閥開啟，故能保證兩個泵的流量全部進入液壓缸。回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥 2和單向閥6的流量 都是11.53 L min，然后與液壓泵的供油合并，經行程閥 3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力P2與無腔桿壓力P1之差。s11.5311.5323.7“”P P2P10.50.20.3Mpa8063630.0120.006 0.0420.06Mpa此值小于原估計值0.5Mpa,所以是偏安全的2.工進工進時，油液在進油路上通過電液換

32、向閥 2的流量為0.5L/min ,在調速閥4 處的壓力損失為0.5MPa；油液在回油上通過換向閥2的流量是0.24L/min ,在背 向閥8處的壓力損失為0.5MPa,通過順序閥7的流量為(0.24+16) L/min=16.24 L/min，因此這是液壓缸回油腔的壓力為 p2為：p20.5 (竺)2 0.5 0.3 ()2MPa 0.52MPa8063可見此值小于原估計值0.8MP&故可按表11-6中公式重新計算工進時液壓缸進 油腔壓力p1,即：F' P2A，求得p1與4MPa相近。考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差pe=0.5MPa故溢流閥9的調壓Ppla應為Ppla Pi

33、PiPe 4.84 Mpa3.快退快退時候，油液在進油路上通過單向閥 10的流量為16 L/min，通過換向閥 2的流量為12.09 L/min ;油液在回油路上通過單向閥 5、換向閥2和單向閥13 的流量都是 24.84L/min 。 因此進油路航總壓降為：16 212.09 20.2 ( )2 0.5 ()2MPa 0.024MPa6380此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。回油路上總壓降為0.108MPa0.2 (24)2 0.5 (44)2 0.2(2)2MPa638063此值與表11-6中的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的最大 工作壓力Pp應為：PpP1Pv1

34、=1.2996+0.108=1.4076MPa因此大流量液壓泵卸荷的順序閥 7的調壓應大于1.4076MPa2油液溫升驗算工進在整個工作循環中所占的時間比例達 95%(見前)，所以系統發熱和油液溫升可用工進時的情況來計算。 工進時液壓缸的有效功率（即系統輸出功率）為11055.56 0.16,P0 Fv3kw 0.0295kw103 60這是大流量泵通過順序閥7卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩個泵的總 輸入功率（即系統輸入功率）為P Ppiqp1 Pp2qp2P0.3 106 （蘭）2 16 10 3 4.84 1 06 10 3 6360360 kw0.75 1030.4392kw由此得液壓系統的發熱量為比 R F00.43920.0295 kw 0.4097 kw按式（11-2 ）求出油液溫升近似值T （0.4097 103）/3 ,（250）2 C 10.32°C溫升沒有超