第9章流體傳動系統的設計計算9.1概述9.2系統設計計算舉例 9.1概述

流體傳動系統的設計是機械裝置整體設計的一部分，經常使用的方法是現代設計方法與傳統經驗的積累相結合。在進行流體傳動系統的設計時應著重解決工作部件對力和運動兩方面如何滿足要求的問題。在保證滿足工作性能和工作可靠性的前提下，應力求系統簡單、經濟且維修方便。液壓系統設計的步驟大致如下:

（1）明確設計要求，進行工況分析。

（2）初定液壓系統的主要參數。

（3）擬定液壓系統原理圖。

（4）計算和選擇液壓元件。

（5）估算液壓系統性能。

（6）繪制工作圖和編寫技術文件。

由于不同系統的具體內容有所不同，因此以上設計步驟也會有所不同。下面對液壓系統設計各步驟的具體內容進行簡單介紹，氣壓傳動系統的設計計算參照進行。9.1.1明確設計要求和工況分析

在設計液壓系統時，首先應明確以下問題，并將其作為設計依據。

（1）主機的用途、工藝過程、總體布局以及對液壓傳動裝置的位置和空間尺寸的要求。

（2）主機對液壓系統的性能要求，如自動化程度、調速范圍、運動平穩性、換向定位精度以及對系統的效率、溫升等的要求。

（3）液壓系統的工作環境，如溫度、濕度、振動沖擊以及是否有腐蝕性和易燃物質存在等情況。

在上述工作的基礎上，應對主機進行工況分析，工況分析包括運動分析和動力分析，對復雜的系統還需編制負載和動作循環圖，由此了解液壓缸或液壓馬達的負載和速度隨時間變化的規律。對工況分析的內容如下:

1.運動分析

主機的執行元件按工藝要求的運動情況，可以用位移循環圖(L—t)、速度循環圖(v—t或v—L)或速度與位移循環圖表示，由此對運動規律進行分析。

1）位移循環圖（L—t）

圖9－1所示為液壓機的液壓缸位移循環圖，縱坐標L表示活塞位移，橫坐標t表示從活塞啟動到返回原位的時間，曲線斜率表示活塞移動速度。該圖清楚地表明液壓機的工作循環分別由快速下行、減速下行、壓制、保壓、泄壓慢回和快速回程六個階段組成。圖9－1位移循環圖

2）速度循環圖（v—t或v—L)

工程中液壓缸的運動特點可歸納為三種類型。圖9－2所示為三種類型液壓缸的v—t圖，第一種如圖9－2中實線所示，液壓缸開始作勻加速運動，然后勻速運動，最后勻減速運動到終點；第二種，液壓缸在總行程的前一半作勻加速運動，在另一半作勻減速運動，且加速度的數值相等；第三種，液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加速度作勻加速運動，然后勻減速至行程終點。v—t圖的三條速度曲線不僅清楚地表明了三種類型液壓缸的運動規律，也間接地表明了三種工況的動力特性。圖9－2速度循環圖

2.動力分析

動力分析是研究機器在工作過程中，其執行機構的受力情況，對液壓系統而言，就是研究液壓缸或液壓馬達的負載情況。

1)液壓缸的負載及負載循環圖

(1)液壓缸的負載力計算。工作機構作直線往復運動時，液壓缸必須克服的負載由六部分組成:F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb

(9－1)式中:Fc為切削阻力；Ff為摩擦阻力；Fi為慣性阻力；FG為重力；Fm為密封阻力；Fb為排油阻力。①切削阻力Fc:

液壓缸運動方向的工作阻力，對于機床來說就是沿工作部件運動方向的切削力，此作用力的方向如果與執行元件運動方向相反則為正值，兩者同向則為負值。該作用力可能是恒定的，也可能是變化的，其值要根據具體情況計算或由實驗測定。

②摩擦阻力Ff:

液壓缸帶動的運動部件所受的摩擦阻力，它與導軌的形狀、放置情況和運動狀態有關，其計算方法可查有關的設計手冊。圖9－3所示為最常見的兩種導軌形式，其摩擦阻力的值如下:(9－2)

V形導軌:(9－3)式中:f為摩擦因數，可參閱表9－1選取；∑Fn為作用在導軌上總的正壓力或沿V形導軌橫截面中心線方向的總作用力；α為V形角，一般為90°。圖9－3導軌形式表9－1摩擦因數f

③慣性阻力Fi運動部件在啟動和制動過程中的慣性力。可按下式計算:(9－4)式中:

M——運動部件的質量(kg)；

a——運動部件的加速度(m/s2)；

G——運動部件的重量(N)；

g——力加速度，g=9.81m/s2；

Δv——速度變化值(m/s)；

Δt——啟動或制動時間(s)，一般機床Δt＝0.1～0.5s，運動部件重量大的取大值。④重力FG:垂直放置和傾斜放置的移動部件，其本身的重量也成為一種負載，當上移時，負載為正值，下移時為負值。

⑤密封阻力Fm:密封阻力指裝有密封裝置的零件在相對移動時的摩擦力，其值與密封裝置的類型、液壓缸的制造質量和油液的工作壓力有關。在初算時，可按缸的機械效率(ηm=0.9)考慮；驗算時，按密封裝置摩擦力的計算公式計算。

⑥排油阻力Fb:液壓缸回油路上的阻力，該值與調速方案、系統所要求的穩定性、執行元件等因素有關，在系統方案未確定時無法計算，可放在液壓缸的設計計算中考慮。

(2)液壓缸運動循環各階段的總負載力。

液壓缸運動循環各階段的總負載力計算，一般包括啟動加速、快進、工進、快退、減速制動等幾個階段，每個階段的總負載力是有區別的。

①啟動加速階段:

這時液壓缸或活塞處于由靜止到啟動并加速到一定速度，其總負載力包括導軌的摩擦力、密封裝置的摩擦力(按缸的機械效率ηm=0.9計算)、重力和慣性力等項，即(9－5)②快速階段:F=Ff±FG+Fm+Fb

(9－6)③工進階段:F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb

(9－7)④減速:F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb

(9－8)對簡單液壓系統，上述計算過程可簡化。例如，采用單定量泵供油，只需計算工進階段的總負載力，若簡單系統采用限壓式變量泵或雙聯泵供油，則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。

(3)液壓缸的負載循環圖。

對較為復雜的液壓系統，為了更清楚地了解該系統內各液壓缸(或液壓馬達)的速度和負載的變化規律，應根據各階段的總負載力和它所經歷的工作時間t或位移L按相同的坐標繪制液壓缸的負載時間(F—t)或負載位移(F—L)圖，然后將各液壓缸在同一時間t(或位移)的負載力疊加。

圖9－4所示為一部機器的F—t圖，其中0～t1為啟動過程，t1～t2為加速過程，t2～t3為恒速過程，t3～t4為制動過程。它清楚地表明了液壓缸在動作循環內負載的規律。圖中最大負載是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結構尺寸的依據。圖9－4負載循環圖

2）液壓馬達的負載

工作機構作旋轉運動時，液壓馬達必須克服的外負載為M=Me+Mf+Mi

(1)工作負載力矩Me。工作負載力矩可能是定值，也可能隨時間變化，應根據機器工作條件進行具體分析。

(2)摩擦力矩Mf。它是旋轉部件軸頸處的摩擦力矩，其計算公式為Mf=GfR(N·m)式中:G——旋轉部件的重量(N)；f——摩擦因數，啟動時為靜摩擦因數，啟動后為動摩擦因數；R——軸頸半徑(m)。

(3)慣性力矩Mi。它是旋轉部件加速或減速時產生的慣性力矩，其計算公式為Mi=Jε=J(N?m)(9－11)式中:ε——角加速度(r/s2)；

Δω——角速度的變化(r/s)；

Δt——加速或減速時間(s)；

J——旋轉部件的轉動慣量(kg·m2)，J=1GD2/4g。GD2為回轉部件的飛輪效應(Nm2)。各種回轉體的GD2可查《機械設計手冊》。根據式(9－9)，分別算出液壓馬達在一個工作循環內各階段的負載大小，便可繪制液壓馬達的負載循環圖。9.1.2主要參數的確定

1.液壓缸的設計計算

1）初定液壓缸工作壓力

液壓缸工作壓力主要根據運動循環各階段中的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮以下因素:

(1)各類設備的不同特點和使用場合。

(2)考慮經濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重；壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的制造精度、密封性能要求高。

因此，液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式:一是根據機械類型選擇；二是根據切削負載選擇，如表9－2、表9－3所示。表9－2按負載選擇執行文件的工作壓力

2）液壓缸主要尺寸的計算

缸的有效面積和活塞桿直徑可根據缸受力的平衡關系具體計算，詳見第4章4.2節。

3）液壓缸的流量計算

液壓缸的最大流量為(9－12)式中:A——液壓缸的有效面積A1或A2(m2)；

vmax——液壓缸的最大速度(m/s)。液壓缸的最小流量:qmax=A·vmax(m3/s)(9－12)式中:A——液壓缸的有效面積A1或A2(m2)；

vmax——液壓缸的最大速度(m/s)。液壓缸的最小流量:qmin=A·vmin(m3/s)(9－13)式中，vmin為液壓缸的最小速度。液壓缸的最小流量qmin應等于或大于流量閥或變量泵的最小穩定流量。若不滿足此要求，則需重新選定液壓缸的工作壓力，使工作壓力低一些，缸的有效工作面積大一些，所需最小流量qmin也大一些，以滿足上述要求。

流量閥和變量泵的最小穩定流量可從產品樣本中查到。

2.液壓馬達的設計計算

1）計算液壓馬達排量

液壓馬達排量根據下式決定:(9－14)

T——液壓馬達的負載力矩(N·m)；

Δpm——液壓馬達進出口壓力差(N/m3)；

ηmin——液壓馬達的機械效率，一般齒輪和柱塞馬達取0.9～0.95，葉片馬達取0.8～0.9。

2)計算液壓馬達所需流量

液壓馬達的最大流量qmax=vm·nmax(m3/s)式中:

vm——液壓馬達排量(m3/r)；

nmax——液壓馬達的最高轉速(r/s)。9.1.3系統原理圖的擬定

擬定液壓傳動系統原理圖是液壓傳動系統設計中非常重要的一步，它將以簡圖的形式全面、具體地體現設計中提出的動作要求和性能。在這一設計步驟中需要綜合應用前面章節知識，擬定出一個比較完善的液壓傳動系統，并且必須對各種液壓基本回路、典型液壓傳動系統有全面而深刻的了解。在擬定液壓傳動系統圖的過程中應注意以下問題:

（1）選擇回路時既要考慮調速、調壓、換向、順序動作、動作互鎖等技術要求，也要考慮節省能源、減少發熱、減少沖擊、保證動作精度等。

（2）擬定出的液壓傳動系統應保證其工作循環中的每個動作都安全可靠，無互相干擾的現象。

（3）盡可能省去不必要的元件，以簡化系統結構。

（4）盡可能使系統經濟合理，便于維修檢測。9.1.4元件參數的計算和選擇

1.液壓泵的確定與所需功率的計算

1)確定液壓泵的最大工作壓力pB

液壓泵所需工作壓力pB，主要根據液壓缸在工作循環各階段所需最大壓力p1及油泵的出油口到缸進油口處總的壓力損失∑Δp確定，即pB=p1+ΣΔp

(9－15)∑Δp包括油液流經流量閥和其它元件的局部壓力損失、管路沿程損失等，在系統管路未設計之前，可根據同類系統經驗估計，一般管路簡單的節流閥調速系統∑Δp為(2～5)×105Pa，用調速閥及管路復雜的系統∑Δp為(5～15)×105Pa。∑Δp也可只考慮流經各控制閥的壓力損失，而將管路系統的沿程損失忽略不計，各閥的額定壓力損失可從液壓元件手冊或產品樣本中查找，亦可參照表9－4選取。表9－4常用中、低壓各類閥的壓力損失(Δpn)

2)確定液壓泵的流量qB

泵的流量qB根據執行元件動作循環所需最大流量qmax

和系統的泄漏確定。

（1）多液壓缸同時動作時，液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸(或馬達)所需的最大流量，并應考慮系統的泄漏和液壓泵磨損后容積效率的下降，即(9－16)式中:K——系統泄漏系數，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；

(∑q)max——同時動作的液壓缸(或馬達)的最大總流量(m3/s)。（2）采用差動液壓缸回路時，液壓泵所需流量為(9－17)式中:

A1，A2——液壓缸無桿腔與有桿腔的有效面積(m2)；

vmax——活塞的最大移動速度(m/s)。（3）當系統使用蓄能器時，液壓泵流量按系統在一個循環周期中的平均流量選取，即(9-18)式中：Vi—液壓缸在工作周期中的總耗油量(m3)；Ti—機器的工作周期(s)；Z—液壓缸的個數。

3)選擇液壓泵的規格

根據上面所計算的最大壓力pB和流量qB，查液壓元件產品樣本，選擇與pB和qB相當的液壓泵的規格型號。

上面所計算的最大壓力pB是系統靜態壓力，系統工作過程中存在著過渡過程的動態壓力，而動態壓力往往比靜態壓力高得多，所以泵的額定壓力pB應比系統最高壓力大25%～60%，使液壓泵有一定的壓力儲備。若系統屬于高壓范圍，則壓力儲備取小值；若系統屬于中低壓范圍，則壓力儲備取大值。

4)確定驅動液壓泵的功率

(1)當液壓泵的壓力和流量比較衡定時，所需功率為(9－19)式中:

pB——液壓泵的最大工作壓力(N/m2)；

qB——液壓泵的流量(m3/s)；

ηB——液壓泵的總效率，各種形式液壓泵的總效率可參考表9－5估取，液壓泵規格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，變量泵取小值。（2）在工作循環中，泵的壓力和流量有顯著變化時，可分別計算出工作循環中各個階段所需的驅動功率，然后求其平均值，即(9－20)式中:t1，t2，…，tn——一個工作循環中各階段所需的時間(s)；

p1，p2，…，pn——一個工作循環中各階段所需的功率(kW)。

2.閥類元件的選擇

1）選擇依據

閥類元件的選擇依據為額定壓力、最大流量、動作方式、安裝固定方式、壓力損失數值、工作性能參數和工作壽命等。

2）選擇閥類元件應注意的問題

(1)應盡量選用標準定型產品，除非不得已才自行設計專用件。

(2)閥類元件的規格主要根據流經該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選取；選擇節流閥和調速閥時，應考慮其最小穩定流量滿足機器低速性能的要求。

(3)一般選擇控制閥的額定流量應比系統管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。

3.蓄能器的選擇

（1）蓄能器用于補充液壓泵供油不足時，其有效容積為V=ΣAiLiK-qBt(m3)(9－21)式中:A——液壓缸有效面積(m2)；

L——液壓缸行程(m)；

K——液壓缸損失系數，估算時可取Ｋ＝1.2；

qB——液壓泵供油流量(m3/s)；

t——動作時間(s)。（2）蓄能器作應急能源時，其有效容積為V=ΣAiLiK(m3)(9-22)當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統中的一個環節與其關聯部分一起綜合考慮其有效容積。根據求出的有效容積并考慮其它要求，即可選擇蓄能器的形式。

4.管道的選擇

1）油管類型的選擇

液壓系統中使用的油管分為硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時應盡量縮短管路，避免急轉彎和截面突變。

(1)鋼管:中高壓系統選用無縫鋼管，低壓系統選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。

(2)銅管:紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易彎曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，可達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。

(3)軟管:用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以不宜裝在液壓缸和調速閥之間。

2）油管尺寸的確定

(1)油管內徑d按下式計算:(9－23)式中:

Q——通過油管的最大流量(m3/s)；

v——管道內允許的流速(m/s)，一般吸油管取0.5～5m/s,壓力油管取2.5～5m/s;回油管取1.5～2m/s。

(2)油管壁厚δ按下式計算:(9-24)式中:

P——管內最大工作壓力。［σ］——油管材料的許用壓力，［σ］=σb/n。

σb——材料的抗拉強度。

n——安全系數。鋼管p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。根據計算出的油管內徑和壁厚，查手冊選取標準規格油管。

5.油箱的設計

油箱的作用是儲油、散發油的熱量、沉淀油中雜質及逸出油中的氣體。其形式有開式和閉式兩種，開式油箱油液液面與大氣相通，閉式油箱油液液面與大氣隔絕，開式油箱應用較多。

1）油箱設計要點

(1)油箱應有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應保證系統中油液全部流回油箱時不滲出，油液液面不應超過油箱高度的80%。

(2)吸箱管和回油管的間距應盡量大。

(3)油箱底部應有適當斜度，泄油口置于最低處，以便排油。

(4)注油器上應裝濾網。

(5)油箱的箱壁應涂耐油防銹涂料。

2）油箱容量計算

油箱的有效容量V可近似用液壓泵單位時間內排出油液的體積確定。V=K∑q(9－25)式中:

K——系數，低壓系統取2～4，中、高壓系統取5～7；∑q——同一油箱供油的各液壓泵流量總和。

6.濾油器的選擇

選擇濾油器的依據有以下幾點:

(1)承載能力:按系統管路工作壓力確定。

(2)過濾精度:按被保護元件的精度要求確定，選擇時可參閱表9－6。

(3)通流能力:按通過最大流量確定。

(4)阻力壓降:應滿足過濾材料強度與系數要求。表9－6濾油器過濾精度的選擇

9.1.5估算系統性能計算

1.管路系統壓力損失的驗算

當液壓元件規格型號和管道尺寸確定之后，就可以較準確地計算系統的壓力損失。壓力損失包括油液流經管道的沿程壓力損失ΔpL、局部壓力損失Δpc和流經閥類元件的壓力損失ΔpV，即Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV

(9－26)計算沿程壓力損失時，如果管中為層流流動，可按以下經驗公式計算:(9-27)式中:

q——通過管道的流量(m3/s)；

L——管道長度(m)；

d——管道內徑(mm)；

υ——油液的運動黏度(m2)。

局部壓力損失可按下式估算:Δpc=(0.05～0.15)ΔpL

(9－28)閥類元件的ΔpV值可按下式近似計算:(9-29)式中:

qVn——閥的額定流量(m3/s)；

qV——通過閥的實際流量(m3/s)；

Δpn——閥的額定壓力損失(Pa)。

計算系統壓力損失的目的，是為了正確確定系統的調整壓力和分析系統設計的好壞。系統的調整壓力:p0≥p1+Δp

(9－30)式中：

p0—液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力；

p1—執行件的工作壓力。

2.系統發熱溫升的驗算

系統發熱來源于系統內部的能量損失，如液壓泵和執行元件的功率損失、溢流閥的溢流損失、液壓閥及管道的壓力損失等。這些能量損失轉換為熱能，使油液溫度升高。油液的溫升使黏度下降、泄漏增加，同時，使油分子裂化或聚合，產生樹脂狀物質，堵塞液壓元件小孔，影響系統正常工作，因此必須使系統中的油溫保持在允許范圍內。一般機床液壓系統正常工作油溫為30～50℃，礦山機械正常工作油溫為50～70℃，最高允許油溫為70～90℃。（1）系統發熱功率P可按下式計算:P＝PB(1-η)(W)(9－31)式中:

PB——液壓泵的輸入功率(W)；

η——液壓泵的總效率。若一個工作循環中有幾個工序，則可根據各個工序的發熱量，求出系統單位時間的平均發熱量:(9-32)式中:T——工作循環周期(s)；

ti——第i個工序的工作時間(s)；

Pi——循環中第i個工序的輸入功率(W)。（2）系統的散熱和溫升系統的散熱量可按下式計算:(9－33)式中:

Kj——散熱系數(W/m2°C)。當周圍通風很差時，Kj≈8～9；周圍通風良好時，Kj≈15；用風扇冷卻時，Kj≈23；用循環水強制冷卻時,冷卻器表面Kj≈110～175。

Aj——散熱面積(m2)。當油箱長、寬、高比例為1∶1∶1或1∶2∶3，油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似看成，式中v為油箱體積(L)。

Δt——液壓系統的溫升(℃)，即液壓系統比周圍環境溫度的升高值。

j——散熱面積的次序號。當液壓系統工作一段時間后，達到熱平衡狀態，則P＝P′所以液壓系統的溫升為(9－34)計算所得的溫升Δt加上環境溫度，不應超過油液的最高允許溫度。當系統允許的溫升確定后，也能利用上述公式來計算油箱的容量。

3.系統效率驗算

液壓系統的效率是由液壓泵、執行元件和液壓回路效率來確定的。

液壓回路效率ηn一般可用下式計算:(9－35)式中:p1，q1；p2，q2；…——每個執行元件的工作壓力和流量；

pb1，qb1；pb2，qb2——每個液壓泵的供油壓力和流量。液壓系統總效率:η＝ηBηCηm

(9-36)式中:

ηB——液壓泵總效率；

ηm——執行元件總效率；

ηC——回路效率。9.1.6繪制工作圖和編制技術文件

經過對液壓系統性能的驗算和必要的修改之后，便可繪制正式工作圖，它包括繪制液壓系統原理圖、系統管路裝配圖和各種非標準元件設計圖。

正式液壓系統原理圖上要標明各液壓元件的型號規格。對于自動化程度較高的機床，還應包括運動部件的運動循環圖和電磁鐵、壓力繼電器的工作狀態。

管道裝配圖是正式施工圖，各種液壓部件和元件在機器中的位置、固定方式、尺寸等應表示清楚。

自行設計的非標準件，應繪出裝配圖和零件圖。

編寫的技術文件包括設計計算書，使用維護說明書，專用件、通用件、標準件和外購件明細表，以及試驗大綱等。 9.2系統設計計算舉例

1.作F—t圖與v—t圖

1)計算軸向切削阻力

計算切削阻力鉆鑄鐵孔時，其軸向切削阻力可用以下公式計算:

式中:D——鉆頭直徑(mm)；S——每轉進給量(mm/r)。2）計算摩擦阻力

靜摩擦阻力:Fs=fsG=0.2×9800=1960N動摩擦阻力：

3)計算慣性阻力

慣性阻力可按下式計算:

4)計算工進速度工進速度可按加工￠13.9的切削用量計算，即v2=n1S1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s

5)計算各工況負載

根據以上分析計算各工況負載，如表9－7所示。其中，取液壓缸機械效率ηcm=0.9。

6）計算快進、工進時間和快退時間

快進時間:工進時間:

7）作F—t圖與v—t圖

根據上述數據作液壓缸F—t圖與v—t圖，如圖9－5所示。圖9－5

F—t圖與v—t圖

2.確定液壓系統參數

1)初選液壓缸工作壓力

由工況分析可知，工進階段的負載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負載力計算，根據液壓缸與負載的關系，選p1=40×105Pa。本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發生前沖現象，液壓缸回油腔應有背壓，設背壓p2=6×105Pa，為使快進快退速度相等，選用A1=2A2差動油缸，假定快進、快退的回油壓力損失Δp=7×105Pa。

2)計算液壓缸尺寸

由(p1A1-p2A2)ηcm=F

得液壓缸直徑:取標準直徑D＝110mm，因為A1=2A2，所以則液壓缸有效面積:3）計算液壓缸在工作循環各階段的壓力、流量和功率液壓缸工作循環各階段的壓力、流量和功率計算表見表9－8。表9－8液壓缸工作循環各階段的壓力、流量和功率計算表

4)繪制液壓缸工況圖圖9－6液壓缸工況圖

3.擬定液壓系統圖

1）選擇液壓回路

(1)調速方式。由液壓缸工況圖可知，該液壓系統功率小，工作負載變化小，可選用進油路節流調速；為防止鉆通孔時的前沖現象，可在回油路