液压与气压传动课程设计-设计一台专用铣床液压系统

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。221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 143.1 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 3214.1 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 30421任 务 书设计课题：设计一台专用铣床液压系统。要求实现“夹紧快进工进快退原位停止松开”的自动工作循环。夹紧力为 3500N，工作缸的最大有效行程为 400mm 、工作行程为 200mm、工作台自重 3000N，工件及液压夹具最大重量为1000N，采用平导轨和 V 形导轨，水平切削力 11000N，垂直切削力2000N，快速 4m/min，进给速度为 401000mm/min。备注：夹紧行程20mm，时间为 1s，进回油管长各为 1m。5211、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： afwF式中， 工作负载，对于金属切削机床来说，即为活塞运动wF方 向的切削力，在本例中 为 11000Nw运动部件速度变化时的惯性负载a导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动fF摩擦阻力，对于平导轨 可由下式求得：fF)(RnfG运动部件重力， =3000+1000=4000N；垂直于导轨的工作负载， =1000N;RnFRnF导轨摩擦系数，在这里取静摩擦系数为 0.2，动摩擦f系数为 0.1.则求得： =0.25000=1000N fsF=0.15000=500Nfa上式中 为静摩擦阻力， 为动摩擦阻力。fs faaGVFmgt式中 g重力加速度；621t启动加速或减速制动的时间。机床中进给运动时一般取t=0.010.5 秒；Vt 时间内的速度变化量；题中 = aF5460.8.940根据上述各式计算出各工作阶段的负载，列出各工作阶段所受的外负载（见图 1-1）,并画出（如图 1-2）所示的负载循环图。图 1-1 速度循环图 721图 1-2 负载循环图表 1-1 工作循环各阶段的外负载工作循环 计算公式 外负载 F/（N）启动、加速 afsF1544快进 f 500工进 wfa11500快退 fF5002 拟定液压系统原理图确定液压系统方案、拟定液压系统图，是设计液压系统关键性的一步。系统方案，首先应满足工况提出的工作要求（运动和动力）和性能要求。其次，拟定系统图时，还应力求效率高、发热少、简单、可靠、寿合长、造价低。2.1 确定系统方案8211确定系统方案通过分析负载循环图，可初步确定最大负载点，并根据工况特点和性能要求，用类比法选用执行元件工作压力。有时主机的工况难以类比时，可按负载的大小选取。在选用液压泵时，应注意所选用液压泵的类型和额定压力。由于管路有压力损失，因此液压泵的工作压力应比执行元件的工作压力高。液压泵的额定压力应比其工作压力高2560%，使泵具有压力储备。压力低的系统，储备量宜取大些，反之则取小些。初选的执行元件工作压力作为计算执行元件尺寸时的参考压力。然后，在验算系统压力时，确定液压泵的实际工作压力。（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，减小发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。（2）调速方法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，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高，发热小和速度刚性好的特点，并且调速回路装在回油路上，具有承受负切削力的能力。（3）速度换接方式的选择本系统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。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换速回路。(4)夹紧回路的选择921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。（5）确定液流流向控制方式根据系统中工作循环、动作变换性能和自动化程度的要求，按书本方向控制回路一节中选择结构形式、换向位数、通路数、中间滑阀机能和操作方式。（6）确定顺序动作控制的方式对操作不频繁，动作顺序随机的，如工程、建筑、起重运输等作业，常采用手动多路换向阀控制。如果操纵力较大，可用手动伺服控制。行程和速度经常变化时，采用伺服系统。对一般功率不大，换向平稳性要求较低，动作顺序较严格而变化不多的工况下，常采用以下三种控制方式：A 行程控制。靠运动部件移动到预定位置（行程）时，发出控制信号，使液压元件动作，实现执行元件速度方向的变化。B 压力控制。利用油路本身压力的变化控制阀门启闭，实现各工作部件依次顺序动作。如利用压力变化的顺序实现多缸顺序动作、快进给工进、低压转增压，或到达一定力后实现系统卸荷、互锁、安全防护等动作。为了防止压力波引起压力控制元件误动作，调整压力应比所需动作的压力高 0.50.7 MPa。1021C 时间控制。在动作转换中需要间隔一定时间时，常采用电气时间继电器或延时阀的转换，控制时间的间隔。如液压机、压铸机、塑料注射机中保压或冷却一定时间后，实现动作的转换。有时，为了主机的某一动作更为可靠（如机床，为了定位和夹紧可靠，要求定位行程开关发信，而且夹紧后压力继电器也发信，才允许转换动作） ，可采用行程和压力联合控制的方式。此外，还可采用其它物理量的变化实现动作的转换。如压铸机中、加热到规定温度后，通过温度传感器发信，转换下一个顺序动作。有的通过电磁感应、光电感应等发信，转换下一个顺序动作。2.2 拟定液压系统原理图确定液压系统方案后，可选择和设计液压基本回路，并配置辅助性回路或元件（如滤油器及其回路、压力表及其测压点布置、控制油路或润滑油路等） ，即可组成液压系统图。在拟定液压系统图时，应考虑如下几点：(1) 避免回路之间相互干扰同一泵源驱动多个执行元件要求同时动作时，由于负载不同会使执行元件先后动作，或者保压油路上，由于其它执行元件的负载变化，使油路压力下降。上述引起速度或压力干扰的现象必须加以解决。对速度的同步精度要求不高的场合，可在各进油路上串接节流阀；速度同步稍有要求时用调速阀。对同步精度有较高要求时，用流量比例阀或分流-集流阀。1121出现压力干扰，可采用蓄能器与单向阀，使与其它动作的油路隔开。如果时间短，可选用泄漏量较小的换向阀，并用单向阀隔断。对于某一执行元件必须保持一定压力，然后允许其它执行元件动作的回路，可采用顺序阀，使工作台回转时不会落下。对于两个以上需快进与工进的执行元件，为了防止快进对工进的干扰，可采用在高压小流量泵与各换向阀之间都串接一个调速阀，在低压大流量泵与各换向阀之间都串接一个单向阀，因此当一个或几个执行元件快进时，其余执行元件可继续工进。也可采用快进与工进由低压大流量泵与高压小流量泵分别供油。(2) 防止液压冲击液压系统中由于工作部件运动速度变换、工作负载突变，常会产生液压冲击，影响系统的正常工作，故必须采取预防措施，其办法见表 1-3。表 1-31221(3) 力求控制油路可靠除高压大流量系统采用单独低压油泵供控制油路外，一般在主油路上直接引出控制油路。此时，引出的控制油应满足液动阀的最低控制压力。当油泵卸荷时，为保证液动阀能换向，在回油路上安装背压阀，或在进油路上安装顺序阀。但应注意，高压系统中，采用高压顺序阀，当高压下开启时间较长时，由于弹簧疲劳、滑阀“卡紧”而不能复位，易产生误动作。同样，电液换向阀由于控制压力较高，在停留时间较长时，也存在不能复位的问题。因此采用面序阀维持开启压力，引出的控制油，经减压阀和安全阀限压后，获得较稳定的低压控制油源。但在高压下工作的可靠性比单独低压泵供油要差些。1321(4) 力求系统简单在组合基本回路时，力求元件少。如当二个油缸不同时工作而工作速度相同时，可采用公用阀的回路，即在回油路上并联节流阀下二位二通阀。应尽量选用标准元件，品种规格要少。只在不得已时，才自行设计元件。在连接油管时，尽量要短，接头数量要少。经修改、整理后的液压系统图如图 1-4 所示：3、液压系统的计算和选择液压元件1421（1）液压缸主要尺寸的确定工作压力 p 的确定通过负载循环图，初步确定了执行元件的最大外负载和系统的工作压力后，根据选择的执行元件的类型、密封件的型式和回路的组合情况，计算执行元件的主要尺寸。参考主机液压执行器常用的设计压力表（表 2-1、表 2-2）可知，专用铣床液压系统在最大负载约为11500N 时宜选液压缸的设计压力 P=3Mpa。表 2-1 按主机类型选择执行元件工作压力表 2-2 按负载选择执行元件工作压力负载 F/KN 50工作压力 p/MPa 57机床液压机、重型械、起重运输机械主机类型磨床 组合机床龙门刨床拉床农业机械小型工程机械工程机械辅助机构工作压力 p/MPa 0.82.5 35 28 810 1016 20321521表 2-3 执行元件背压的估计值系 统 类 型 背 压(Mpa)2P简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的调速系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5中、低压系统08Mpa采用带补液压泵的闭式回路0.81.5中、高压系统816Mpa同上 比中低压系统高 50%100%高压系统1632Mpa如锻压机械等 初算时背压可忽略不计表 2-4 液压缸内径 D 与活塞杆直径 d 的关系按机床的类型选取 d/D 按液压缸工作压力选取 d/D机床类别d/D工作压力p/(Mpa)d/D磨床、珩床及研磨机床0.20.3 20.20.31621插床、拉床、刨床0.5 25 0.50.58钻、镗、车、铣床0.7 57 0.620.70- - 7 0.7计算液压缸内径 D 和活塞杆直径 d fcFpFp 2212 )(44 122212 )()( pdDpDfc式中 液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力 ；1P pP液压缸回油腔背压力，初算时无法准确计算，可2先根据表 2-3 估计；活塞杆直径与液压缸内径比，可按表 2-4 选取；Dd工作循环中最大的外负载；F液压缸密封处摩擦力，它的精确值不以求得，常cf用液压缸的机械效率 进行估算。cmcmfcFF由负载图知最大负载 F 为 11500N，按表 2-3 可取 为 0.5MPa，2P并取液压缸机械效率 =0.95，考虑到快进、快退速度相等，取cmd/D 为 0.7。将上述数据代入式（2-3）可得1721D= =0.075m=7.5cm0.49-1/695.0134.4根据表 2-5，将液压缸内径圆整为 D=80mm；活塞杆直径 d，按d/D=0.7 及表 2-6 活塞杆直径系列取 d=56mm表 2-5 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80） 8 10 12 16 20 25 3240 50 63 80 (90) 100 (110)125 (140) 160 (180) 200 (220) 250320 400 500 630表 2-6 活塞杆直径系列（GB2348-80）4 5 6 8 10 12 14 16 1820 22 25 28 32 36 40 45 5056 63 70 80 90 100 110 125 140160 180 200 220 250 280 320 360 400按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为 2.5Mpa，回油脊压力为零，cm=0.95，则按式（2-3）可得1821D= =0.0306m95.0124.37按表 2-5，2-6 液压缸和活塞缸的尺系列，取夹紧液压缸的 D 和d 分别为 32mm 和 22mm。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cm5.1240minivqA式中 是由产品样品查的 GE 系列调速阀 AQF3-E10B 的最小稳minq定流量为 0.05L/min。本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效面积应取液压缸有杆腔的实际面积，即cm64.254).8(4)(22dDA可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。计算在各工作阶段液压缸所需的流量：min/85.94056.4Vd422 Lq 快 进快 进i/.1)8.(D22工 进工 进 in/25.104)056(4Vd-4 2-22 Lq 快 退快 退 ）（ min/.3)0.(D22 L夹夹夹（2）确定液压泵的流量、压力的计算和选择泵的规格1921泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路一定的压力损失，所以泵的工作压力为： ppp1式中 液压泵最大工作压力p执行元件最大工作压力；1进油管路中的压力损失，初算时简单p系统可取 0.20.5Mpa，复杂系统取 0.51.5Mpa，本题中取0.5Mpa。 Mpapapp 5.3)5.03(1上述计算所得的 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工p况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力。中低压系统取小值，高压系统取大值。本题pnp)6.125.(中取 。Ma25.3泵的流量确定液压泵的最大流量应为 maxqKqLp2021式中 液压泵的最大流量；pq同时动作的各执行元件所需流量之和的max）（ 最大值，如果这时溢流阀正在工作，尚须加溢流阀的最小溢流量23L/min； K L-系统泄漏系数，一般取 KL=1.11.3，现取 KL=1.2。min/3.125.02.1q)(maxqLp 选择液压泵的规格根据以上算得的和 和 再查阅有关手册，现选 YBX-25 限压pq式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量 0=25mL/r，泵的额定压力 = 6.3Mpa，电动机转速 =6001500r/min ，容积效率npHn，总效率 。85.0v7.0与液压泵匹配的电动机的选定首先分别算出快进和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小，泵的效率急剧降低，一般当流量在 0.21L/min 范围内时，可取=0.030.14。同时还应注意到，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点时不致停转，需进行验算，即 ： np2qpB式中 所选电动机额定功率；n限压是变量叶片泵的限定压力；Bp压力为 时，泵的输出流量。pqBp21首先计算快进时的功率，快进时的外负载为 500N，进油路的压力损失定为 0.3Mpa，所以 Mpa50.31056.4p6-2快进时所需电动机功率为 KW82.07.693qpP工进时所需电动机功率为 4025查阅电动机产品样本，选用 Y90S-6 型电动机，其额定功率为0.75KW，额定转速为 910r/min。（3）液压阀的选择液压阀的规格主要是根据系统的最高工作压力和通过该阀的最大实际流量从产品样本中选取的。一般要求所选阀的额定压力要大于系统的最高工作压力，选阀的额定流量要大于通过该阀的最大实际流量。如果通过阀的流量超过所选阀的额定流量的 20%，将会引起过大的压力损失、发热、噪声及阀的性能下降。具体的讲，选择压力阀时应考虑调压范围、流量变化范围及此范围内的压力平稳性等；选择流量阀时主要应考虑流量调节范围、最小稳定流量、阀的最高工作压力、阀的最小压差、阀对压差和温度变化的补偿作用、工作介质的清洁度要求等；在选择方向控制阀时，除了考虑压力、流量外，还应考虑其中位机能、换向频率、阀口的压力损失和内泄漏大小等。此外，在选择阀时还应注意结构形式、压力等级、连接方式、集成方式及操纵方式等。根据液压阀在液压系统中的最高工作压力与通过该阀的最高流量，可选出这些元件的型号及规格，选定的液压元件如表 1-9 所示。2221表 1-9 液压元件明细表表 1-9 液压元件明细表序号 元 件 名 称 最大通过流量/ 1minL型号1 单向节流阀 0.965 ALF-E10B2 三位四通电磁换向阀 5.03 34EF30-E10B3 单向调速阀 5.03 AQF3-E10B4 液压泵 15.38 YBX-165 单向阀 0.965 AF3-EA10B6 液控顺序阀 12.3 XF3-E10B7 压力继电器 0.965 DP-63B8 减压阀 0.965 JF3-10B9 压力表开关 AF3-Ea10B10 二位四通电磁换向阀 0.965 24EF3-E10B11 压力继电器 12.3 DP1-63B12 滤油器 15.38 XU-B321000（4）确定管道尺寸一般先按通过油管的最大流量和管内允许的流速来选择油管的内径。也可按流量、流速、管道尺尺寸计算图直接查出油管尺寸，然后按工作压力来确定油管的壁厚或外径。2321油管内径 d，由下式求得 mm vq6.4d式中 q通过油管的最大流量（L/min） ；v油管内允许流速（m/s） 。对吸油管道取 12m/s，对压油管道取 2.55m/s。 本题中系统主油路流量按差动流量时取 q=20L/min，压油管的允许流速取 v=4m/s,则内径 d 为mm3.104264dvq若系统主油路流量按快退流量时取 q=10.25L/min,，则可算得油管内径m36.7425.1064dvqd=7.36mm。综合诸因素，现取油管的内径 d 为 9mm。吸油管同样可按上式计算（q=24L/min、v=1.5m/s） ，参照 YBX-16 变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径 d 为 35mm。（5）液压油箱容积的确定油箱的主要作用是储油和散热，因此必须有足够的散热面积和储油量。整个液压系统的能量损失，包括压力损失、流量损失和机械损失，均转化为热能，使油温升高，使油氧化变质，影响系统正常工作，故对油温有一定允许范围。要保证这一点，最主要的是合理拟定液压系统，提高系统的效率，减少系统的发热。其次要保证油箱有一定的散热面积，也就是保证油箱有一定的容量。油箱的有效容量可按下列经验公式概略确定：2421在低压系统中 V=(24) pq在中压系统中 V=(57) p在中高压、高压大功率系统中（p6.3Mpa),可取 V=(612) pq式中 V液压油箱有效容积 液压泵额定流量（L/min） 。pq所以现选用容器为 V=160L 的油箱按上式概略确定的油箱容积，一般情况下能保证正常工作。但在功率较大而连续工作的工况下，需按发热量验算后确定。油箱结构设计时，应注意以下几点：1) 结构上应考虑清洗、换油方便。油箱顶部要有加油孔，底面应有倾斜度，放油孔开在最低处 .2) 吸油管及回油管应隔开，中间加隔板，以使回油中夹杂的气泡和脏物行到沉淀，不至直接进入吸油管。隔板高度不低于油面到箱底高度的 3/4，而油面高度是油箱高度的 0.8；3) 吸油管离箱底距离 H2D，距箱壁大于 3D（D 为吸油管外径） ；回油管需插入油面以下，距箱底 h2d（d 为回油管外径） ，油管切口角为 45。 ，切口面向箱壁。4、液压系统的验算为了判断液压系统工作性能的好坏，和正确调整系统的工作压力，常需验算管路的压力损失、发热后的温升。对动态特性有要求的系统，还需验算液压冲击或换向性能。2521（1） 压力损失验算和压力阀的调整压力由于系统的具体管路布置尚未清楚，整个回路的压力损失无法估算，仅只有阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定压力值时参考。因快退时，液压缸无缸腔的回油量是进油量的 2 倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失。假定液压系统选用 N32 号液压油，考虑最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动粘度 ，21.5.stcms油的密度 。390Kgm已知：该液压系统中进、回油管的内径均为 9mm,各管道的长度分别为：AB=0.3m,AC=0.7m,AD=0.7m,DE=1m.工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为 1m/min,进给时的最大流量为 5.025L/min，则液压油在管内的流动速度 为：1v scmcdq /132in/7903.14.302542321 管道流动雷诺数 为：1Re2.795.032e1vd2300，可见油液在管道内流动状态为层流，其沿程阻力系数1R，进油管道 BC 的沿程压力损失 为95.027e51 1p6221 083901 vdlp2621查得换向阀 34EF30-E10B 的压力损失 ，pap621105.忽略油液通过管接头、油路板等处局部压力损失，则进油管总压力损失 为1p pap 6662111 108.105.1083. 工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔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： scmv/6216.395.10Re2vd8.6397e52回油管道的沿程压力损失为： pavdlp 622212 104.6.09109.8.1 查产品样本得换向阀 23EF3B-E10B 的压力损失 ，pap615.换向阀 34EF30-E10B 的压力损失 ，调速阀ap63-25.AQF3-E10B 的压力损失 ，回路总压力损失：64210. papp 66423212 104.10)5.02.( 变量泵出口处压力 p27212421106.54mDA2422.)d（ paPAFcmp6 64-6112082.3 108.0.50.9. 快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之间的管路 AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍即20L/min，AC 管路的沿程损耗为 为：1pscmcdqv /524in/3459.014.3221 4.315.1Re1v24.0.37e51 pavdlp 62221 103.4.590.0724. 同样可求管道 AB 段及管道 AD 段的沿程损耗 和 为21312821scmcdqv /26in/15729.04.312322 2.157.16Re2v48.02.57e12 pavdlp62221 105.6.90.0348. pavdlp 62231 10.6.90.0748. 查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B 的压力损失 pap61207.23EF3B-E10B 的压力损失 62.据分析在差动连接中，泵的出口压力 为ppaAFpp cm6 462123121108. 95.01.5070.5.32 快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。2921（2）系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。当 v=4cm/min 时，min/201.4.)08.(4 vD22 Lq此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 3.2Mpa，则有KW1072602.3P输 入.455-Fv输 出此时的功率损失为 KWPP 095.07.172.0输 出输 入当 v=100cm/min 时，q=5.025L/min，总效率为 0.7则 K38.07.625.3P输 入W192.0601v5F输 出KP38.输 出输 入可见在工进速度低时，功率损失为 0.191kw，发热量最大。