目录
前言........................................................... 1
第一章 液压系统的设计要求………………………………………………… 2
第二章 负载与运动分析……………………………………………………… 2
2.1负载的计算.............................................. 2
2.1.1切削负载……………………………………………………… 2
2.1.2惯性负载……………………………………………………… 3
2.1.3阻力负载……………………………………………………… 3
2.2 负载循环图与速度循环图的绘制………………………………… 4
第三章 确定液压系统的主要参数…………………………………………… 5
3.1 确定液压缸的工作压力……………………………………………… 5
3．2计算液压缸主要结构参数…………………………………………… 5
第四章 液压系统方案设计…………………………………………………… 7
4.1 速度控制回路的选择………………………………………………… 8
4.2 选用执行元件………………………………………………………… 8
4.3选择快速运动和换向回路……………………………………………… 9
4.4速度换接回路的选择………………………………………………….. 9
4.5组成液压系统原理图…………………………………………………… 10
第五章 液压元件的选择………………………………………………………… 13
5.1确定液压泵的规格和电动机功率……………………………………… 13
5.2 阀类元件和辅助元件的选择…………………………………………… 14
5.2.1．阀类元件的选择……………………………………………… 14
5.2.2过滤器的选择…………………………………………………… 15
5.2.3空气滤清器的选择……………………………………………… 16
5.3油管的选择…………………………………………………………… 16
5.4 油箱的设计…………………………………………………………… 18
5.4.1油箱长宽高的确定……………………………………………… 18
5.4.2隔板尺寸的确定………………………………………………… 18
5.4.3各种油管的尺寸………………………………………………… 19
第六章 液压系统主要性能的验算……………………………………………… 20
6.1 判断流动状态……………………………………………………… 20
6.1.1计算系统压力损失……………………………………………… 20
6.1.2液压泵工作压力的估算………………………………………… 21
总结………………………………………………………………………………… 22
参考文献…………………………………………………………………………… 23
附图（各集成块三维图及二维图）……………………………………………
前言
液压产品的设计包括液压系统的功能分析、工作原理方案设计和液压传动方案设计等。这些设计内容可作为液压传动课程设计的内容。很明显，液压系统设计本身如果存在问题，常常属于根本性的问题，可能造成液压机床的灾难性的失误。因此我们必须重视对学生进行液压传动设计能力的培养。
作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以卧式单面多孔组合机床设计为例，介绍该组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算和液压集成块的设计与组装等。
组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。
第一章 液压系统的设计要求
某厂要自制一台卧式单面多孔组合机床，有主轴16根，其中钻Φ13.9mm孔14个，钻Φ8.5mm孔2个；要求的工作循环是：钻头快速接近工件→工进钻孔→快速退回原位→自动停止。工件材料为铸铁、硬度HB=240；假定运动部件重量G=9800N，快进、快退速度u1=0.1m/s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fu=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。试设计计算液压系统。
第二章 负载与运动分析
2.1 负载的计算
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。
在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。
2.1.1切削负载FW
工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载。
切削负载(确定切削负载应具备机械切削加工方面的知识)用高速钢钻头(单个)钻铸铁孔时的轴向切削力Ft(单位为N)为
2 (8—1)
式中：D——钻头直径，单位为mm；
s——每转进给量，单位为mm／r；
HBS——铸件硬度。
根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取：
对φ13.9mm的孔：n1=360r／min，sl=0.147mm／r；
对φ8.5mm的孔：n2=550r／min，s2=0.096mm／r；
所以，系统总的切削负载Ft为：
Ft=14x25.5x13.9x0.147^0.8x240^0.6+2x25.5x8.5x0.096^0.8x
240^0.6=30500N
令Ft=Fq=30500N
2.1.2惯性负载
往复运动的加速，减速时间不希望超过0.2s ，所以取
为0.2S
Fm=mV/t=(9800/9.8)x(0.1/0.2)=500N
2.1.3阻力负载
机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：
Fn=G=9800N
静摩擦阻力：
Ftf=fsFn=0.2x9800=1960N
动摩擦阻力：
Ffd=fdFn=0.1x9800=980N
加速负载： 
=1480N
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率
=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表1所列。
表1 液压缸在各工作阶段的负载
按表8-1数值绘制的动力滑台负载图如图1 a)所示。
图1 a）
2.2负载循环图和速度循环图的绘制
根据工作循环(总行程L1+L2=150mm工进速度V2=n1s1=n2s2=0.88x10^-3m/s,绘制动力滑台速度图(如图8-1(b)所示。
快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。
快进： t1=l1/v1=0.1/0.1=1s
工进： t2=l2/v2=0.05/(0.88x10^-3)=56.6s
快退： t3=(l1+l2)/v3=0.15/0.1=1.5s
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1(b),速度循环图如图1（c)所示。
b） c）
图1 速度负载循环图
b）负载图 c)速度循环图
第三章 确定液压系统主要参数
3.1 确定液压缸工作压力
由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为30000N时宜取4MP。
表2按负载选择工作压力
表3 各种机械常用的系统工作压力
3．2计算液压缸主要结构参数
由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积
是有杆腔工作面积
两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。
工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8MPa。
快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降
，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取
0.7MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值
=0.6MPa。
工进时液压缸的推力计算公式为
，
式中：F ——负载力
hm——液压缸机械效率
A1——液压缸无杆腔的有效作用面积
A2——液压缸有杆腔的有效作用面积
p1——液压缸无杆腔压力
p2——液压有无杆腔压力
因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为
A1=97.16cm2
液压缸缸筒直径为
D=(4xA1/3.14)^(1/2)=111.25mm
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×109.89=78.66mm，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：
A1=3.14D^2/4=95cm2
A2=3.14(D^2-d^2)/4=47cm2
工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为
q快进=（A1-A2）xv1=28.8L/min
工作台在快退过程中所需要的流量为:
q快退=A2v3=28.2L/min
工作台在工进过程中所需要的流量为:
根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。
表4 液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值
并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。
图2 组合机床液压缸工况图
第四章 液压系统方案设计
根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。
4.1选用执行元件
因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。
4.2速度控制回路的选择
工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。
钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。
由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。
从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间
和工进所需的时间
。
有
=20因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。
如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3所示。
图3 双泵供油油源
4.3选择快速运动和换向回路
根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。
本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。
4.4速度换接回路的选择
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。
由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由0.5485 L/S降0.0084 L/S，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图4所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。
a.换向回路 b.速度换接回路
图4 换向和速度切换回路的选择
参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。
4.5组成液压系统原理图
选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。
图5
1—双联叶片液压泵；2—三位五通电液阀 ；3—行程阀；4—调速阀；5—单向阀；6—单向阀；7—顺序阀；8—背压阀；9—溢流阀；10—单向阀；ll—过滤器；12—压力表接点；13—单向阀；l4—压力继电器；15—单向阀；16—液压缸。
系统图的原理：
1．快进
快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：
进油路：泵 → 单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸右腔。
由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。
2．工进
减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀4的开口相适应，故进给量大小由调速阀4调节，其主油路为：
进油路：泵 → 单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→调速阀4→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2→背压阀8→油箱。
3.快退
滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：
进油路：泵 → 单向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸左腔。
回油路：液压缸右腔→单向阀5→三位五通换向阀2（右位）→油箱。
4.原位停止
当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。
第五章 液压元件的选择
本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。
5.1确定液压泵的规格和电动机功率
（1）计算液压泵的最大工作压力
由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。
根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。
对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失
，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，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0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：
（2）计算总流量
表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为0.5485 L/S，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：
=36.2L/min
工作进给时，液压缸所需流量约为0.0084L/s，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量0.05 L/s，故小流量泵的供油量最少应为0.0584L/s。
据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R12-12/32型双联叶片泵，其中小泵的排量为12mL/r，大泵的排量为32mL/r，若取液压泵的容积效率
=0.9，则当泵的转速
=940r/min时，液压泵的实际输出流量为
由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为0.97MPa、流量为37.224r/min。取泵的总效率
，则液压泵驱动电动机所需的功率为：
根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率
，额定转速
。参数如表5
表5 液压泵参数
5.2 阀类元件和辅助元件的选择
图5液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。
5.2.1．阀类元件的选择
根据上述流量及压力计算结果，对图5初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图5中4个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。
图5中溢流阀9、背压阀8和顺序阀7的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀7用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀8的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表6所示，表中给出了各种液压阀的型号。
表6 阀类元件的选择
5.2.2过滤器的选择
按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有
q过滤器=q泵入x2.5=37x2.5=92.5L/min
因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表7所示。
表7 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数
5.2.3空气滤清器的选择
按照空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即有
q过滤器>2xqp=2x37L/min=74L/min
选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表8所示。
表8 液压空气滤清器
注：液压油过滤精度可以根据用户的要求进行调节。
5.3油管的选择
图5中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。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，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表8所示。
根据表9中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：
d=2
=2x
d=2 =2x
mm=16.23mm
因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351-2005选用公称通径为
和
的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。
表9各工况实际运动速度、时间和流量
由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。
5.4 油箱的设计
5.4.1油箱长宽高的确定
油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。
油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取
时，求得其容积为
按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L。
依据
如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：
=1107mm，宽
=738mm，高为
=369mm。
对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：
长为：
宽为：
高为：
为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为
。
5.4.2隔板尺寸的确定
为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的3/4，根据上述计算结果，隔板的高度应为：
隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。
5.4.3各种油管的尺寸
油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。
41.36L/min
取吸油管中油液的流速为1m/s。可得：
m=29.6mm
液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=28mm，外径为35mm。
第六章 液压系统主要性能的验算
计算系统压力，必须知道管道的直径和管道长度。管道直径确定为d=20mm,进、回管道长度都定为l=2m；油液的运动黏度取
，油液的密度取
。
6.1 判断流动状态
由雷诺数
可知，在油液粘度
，管道内径d一定条件下，
的大小与
成正比。在整个举升过程中最大流量=60L/min,由此可知，此时的
Re=（4x60x10^-3）/（60x3.14x20x10^-3x1x10^-4）
=636.9
也为最大。因为最大的就小于临界雷诺数（2000），故可推论出进、回油路中油液的流动状态全为层流。
6.1.1计算系统压力损失
层流流动状态的沿程阻力系数 
溶液在管道内的流速 
同时代入沿程压力损失计算并将已知公式，数据代入后，得
=0.5478x10^8q
=(0.5478x10^8x60x10^-3)/60
=0.5478x10^5Pa
在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失
按下式作经验计算，即
所以， =0.1x0.5478x10^5
=0.5478x10^4 Pa
根据公式 
计算各阀类原件的局部压力损失：其中的液压阀的额定压力损失
是由产品样本查出，
是液压阀的额定流量，
是液压阀的实际流量。从液压泵出来的油经压力补偿阀9（溢流阀）：额定流量为63L/min，额定压力损失为2x10^5Pa；单向阀10：额定流量为63L/min,额定压力损失为0.2x10^5Pa；三位五通电液换向阀2：额定流量为80L/min ，额定压力损失为<5x10^5Pa；单向阀5：额定流量为63L/min，额定压力损失为<2x10^5Pa。
所以通过各阀的局部压力损失之和为：
Pv=0.2x(60/63)^2+0.02x(60/63)^2+0.5x(60/80)^2+0.2x(60/63)^2
=6.62x10^5Pa
回路中的总压力损失为：
=0.5478x10^5+0.5478x10^4+6.62x10^5
=7.22x10^5Pa
6.1.2液压泵工作压力的估算
液压泵最大压力等于液压缸工作腔压力
加上进油路上的压力损失，即
大流量泵:
=0.97Mp+7.22x10^5Pa
=1.692Mp
小流量泵：Pp=6.18Mp+7.22x10^5Pa
=6.902Mp
由计算结果看，泵的实际出口压力距泵的额定压力还有一定的压力裕度，所选泵是合适的，此值也是负荷传感阀（调整溢流阀）9的调整压力的主要参考数据。
参考文献
[1]曾亿山主编.液压与气压传动.合肥：合肥工业大学出版社，2008.2.
[2]李松晶，王清岩主编.液压系统经典设计实例.北京：化学工业出版社，2012.7.
[3]杨培元，朱福元主编.液压系统设计简明手册.北京：机械工业出版社，1994.
[4]张利平编著.液压传动系统及设计.北京：化学工业出版社，2006，4.
液压系统原理图
电磁铁和行程阀动作顺序表