第九章液压传动系统设计与计算 液压系统设计的步骤大致如下: 1.明确设计要求,进行工况分析 2.初定液压系统的主要参数。 3.拟定液压系统原理图 4.计算和选择液压元件 5.估算液压系统性能 6.绘制工作图和编写技术文件 根据液压系统的具体内容,上述设计步骤可能会有所不同,下面对各步骤的具体内容进 行介绍 第一节明确设计要求进行工况分析 在设计液压系统时,首先应明确以下问题,并将其作为设计依据。 1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求 2.主机对液压系统的性能要求,如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度 以及对系统的效率、温升等的要求。 3.液压系统的工作环境,如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等 情况 I: I, I, I. I 图9-1位移循环图 在上述工作的基础上,应对主机进行工况分析,工况分析包括运动分析和动力分析,对 复杂的系统还需编制负载和动作循环图,由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变 化的规律,以下对工况分析的内容作具体介绍。 、运动分析 主机的执行元件按工艺要求的运动情况,可以用位移循环图(L-t),速度循环图(v-t 或速度与位移循环图表示,由此对运动规律进行分析 1.位移循环图L一t 图9-1为液压机的液压缸位移循环图,纵坐标L表示活塞位移,横坐标t表示从活塞启动到 返回原位的时间,曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快 速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成 2.速度循环图vt(或vL) 工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v-t图,第 一种如图9-2中实线所示,液压缸开始作匀加速运动,然后匀速运动
第九章 液压传动系统设计与计算 液压系统设计的步骤大致如下： 1.明确设计要求，进行工况分析。 2.初定液压系统的主要参数。 3.拟定液压系统原理图。 4.计算和选择液压元件。 5.估算液压系统性能。 6.绘制工作图和编写技术文件。 根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进 行介绍。 第一节 明确设计要求进行工况分析 在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。 1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。 2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度 以及对系统的效率、温升等的要求。 3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等 情况。 图 9-1 位移循环图 在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对 复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变 化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。 一、运动分析 主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)， 或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。 1.位移循环图 L—t 图 9-1 为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标 L 表示活塞位移，横坐标 t 表示从活塞启动到 返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快 速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。 2.速度循环图 v—t(或 v—L) 工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图 9-2 为三种类型液压缸的 v—t 图，第 一种如图 9-2 中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动
图9-2速度循环图 最后匀减速运动到终点:第二种,液压缸在总行程的前一半作匀加速运动,在另一半作匀减 速运动,且加速度的数值相等;第三种,液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀 加速运动,然后匀减速至行程终点。v-t图的三条速度曲线,不仅清楚地表明了三种类型 液压缸的运动规律,也间接地表明了三种工况的动力特性。 、动力分析 动力分析,是研究机器在工作过程中,其执行机构的受力情况,对液压系统而言,就是 研究液压缸或液压马达的负载情况 1.液压缸的负载及负载循环图 (1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时,液压缸必须克服的负载由六部 分组成: F=F tFetF+Fo+F +Fb (9-1) 式中:F为切削阻力:F为摩擦阻力:F1为惯性阻力:F为重力;F为密封阻力:F为排油 阻力 图9-3导轨形式 ①切削阻力F:为液压缸运动方向的工作阻力,对于机床来说就是沿工作部件运动方向 的切削力,此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值,两者同向为负值。该作用 力可能是恒定的,也可能是变化的,其值要根据具体情况计算或由实验测定。 ②摩擦阻力Fr 为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力,它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关,其 计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨形式,其摩擦阻力的值为: 平导轨: F=f∑Fn (9-2) V形导轨 F=f∑Fn/[sin(a/2)] (9-3) 式中:f为摩擦因数,参阅表9-1选取;∑Fn为作用在导轨上总的正压力或沿V形导轨横截 面中心线方向的总作用力;a为V形角,一般为90°。 ③惯性阻力F;。惯性阻力F为运动部件在启动和制动过程中的惯性力,可按下式计算: G△ F=ma=
图 9-2 速度循环图 最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减 速运动，且加速度的数值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀 加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t 图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型 液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。 二、动力分析 动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是 研究液压缸或液压马达的负载情况。 1.液压缸的负载及负载循环图 (1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部 分组成： F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1) 式中：Fc 为切削阻力；Ff 为摩擦阻力；Fi 为惯性阻力；FG 为重力；Fm 为密封阻力；Fb 为排油 阻力。 图 9-3 导轨形式 ①切削阻力 Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向 的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用 力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。 ②摩擦阻力 Ff： 为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其 计算方法可查有关的设计手册。图 9-3 为最常见的两种导轨形式，其摩擦阻力的值为： 平导轨： Ff=f∑Fn (9-2) V 形导轨： Ff=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3) 式中：f 为摩擦因数，参阅表 9-1 选取；∑Fn 为作用在导轨上总的正压力或沿 V 形导轨横截 面中心线方向的总作用力；α 为 V 形角，一般为 90°。 ③惯性阻力 Fi。惯性阻力 Fi 为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算： i ( ) G v F ma N g t = = (9-4)
表9-1 摩擦因数f 导轨类型 导轨材料 运动状态 摩擦因数(f) 启动时 滑动导轨 铸铁对铸铁 低速(v<0.16m/s)/0.15~0.200.1 0.120.05~0.08 高速(v>0.16m/s) 涛铁对滚柱(珠) 滚动导轨 淬火钢导轨对滚柱 0.020.003~0.006 (珠) 静压导轨 铸铁 0.005 式中:m为运动部件的质量(kg):a为运动部件的加速度(m/s2);G为运动部件的重量(N):g 为重力加速度,g=9.81(m/s2);△v为速度变化值(m/s); △t为启动或制动时间(s),一般机床△t=0.1~0.5s,运动部件重量大的取大值。 ④重力F:垂直放置和倾斜放置的移动部件,其本身的重量也成为一种负载,当上移时 负载为正值,下移时为负值。 ⑤密封阻力Fm:密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力,其值与密封 装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初算时,可按缸的机械效率 (η。=0.9)考虑;验算时,按密封装置摩擦力的计算公式计算。 ⑥排油阻力F:排油阻力为液压缸回油路上的阻力,该值与调速方案、系统所要求的稳 定性、执行元件等因素有关,在系统方案未确定时无法计算,可放在液压缸的设计计算中考 (2)液压缸运动循环各阶段的总负載力。液压缸运动循环各阶段的总负载力计算,一般 包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段,每个阶段的总负载力是有区别的。 ①启动加速阶段:这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度,其总负载力包括 导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率η=0.9计算)、重力和惯性力等项,即: F=F+F1土F+F+F ②快速阶段: F=F2±F+F+BP (9-6) ③工进阶段:F=F+F士F+FR+R (9-7) ④减速: F=Ft士FF+F+F (9-8) 对简单液压系统,上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油,只需计算工进阶段的 总负载力,若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油,则只需计算快速阶段和工进阶段的 总负载力。 (3)液压缸的负载循环图。对较为复杂的液压系统,为了更清楚的了解该系统内各液压 缸(或液压马达)的速度和负载的变化规律,应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间 t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F-t)或负载位移(F—L)图,然后将各液压 缸在同一时间t(或位移)的负载力叠加 t: 42 图9-4负载循环图 图9-4为一部机器的Ft图,其中:0~t1为启动过程;tl~t2为加速过程;t2~t3 为恒速过程;t3~t4为制动过程。它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。图中 最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据
表 9-1 摩擦因数 f 导轨类型 导轨材料 运动状态 摩擦因数(f) 滑动导轨 铸铁对铸铁 启动时 低速(v＜0.16m/s) 高速(v＞0.16m/s) 0.15～0.20 0.1～ 0.12 0.05～0.08 滚动导轨 铸铁对滚柱(珠) 淬火钢导轨对滚柱 (珠) 0.005～ 0.02 0.003～0.006 静压导轨 铸铁 0.005 式中：m 为运动部件的质量(kg)；a 为运动部件的加速度(m/s2 )；G 为运动部件的重量(N)；g 为重力加速度，g=9.81 (m/s2 )；Δv 为速度变化值(m/s)； Δt 为启动或制动时间(s)，一般机床 Δt＝0.1～0.5s，运动部件重量大的取大值。 ④重力 FG：垂直放置和倾斜放置的移动部件，其本身的重量也成为一种负载，当上移时， 负载为正值，下移时为负值。 ⑤密封阻力 Fm：密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封 装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初 算 时，可按缸的机械效率 (ηm=0.9)考虑；验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。 ⑥排油阻力 Fb：排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳 定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考 虑。 (2)液压缸运动循环各阶段的总负载力。液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般 包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。 ①启动加速阶段：这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括 导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率 ηm=0.9 计算)、重力和惯性力等项，即： F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5) ②快速阶段： F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6) ③工进阶段： F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7) ④减速： F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (9-8) 对简单液压系统，上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的 总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的 总负载力。 (3)液压缸的负载循环图。对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压 缸(或液压马达)的速度和负载的变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间 t 或位移 L 按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F—t)或负载位移(F—L)图，然后将各液压 缸在同一时间 t(或位移)的负载力叠加。 图 9-4 负载循环图 图 9-4 为一部机器的 F—t 图，其中：0～t1 为启动过程；t1～t2 为加速过程；t2～t3 为恒速过程； t3～t4 为制动过程。它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。图中 最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据
2液压马达的负载 工作机构作旋转运动时,液压马达必须克服的外负载为:M=M+M+M (1)工作负载力矩M。工作负载力矩可能是定值,也可能随时间变化,应根据机器工作条件 进行具体分析 (2)擦力矩M。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩,其计算公式为: M=GfR(N·m) (9-10) 式中:G为旋转部件的重量(N):f为摩擦因数,启动时为静摩擦因数,启动后为动摩擦因数 R为轴颈半径(m) (3)惯性力矩M。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩,其计算公式为: M=Jε=J△t(N·m) (9-11) 式中:e为角加速度(r/s2):△ω为角速度的变化(r/s);△t为加速或减速时间(s):J为旋转部件的转动 惯量(kg·m),J=lGD/4g。 式中:GD为回转部件的飞轮效应(Nm2) 各种回转体的G可查《机械设计手册 根据式(9-9),分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小,便可绘制液压 马达的负载循环图。 第二节确定液压系统主要参数 、液压缸的设计计算 1.初定液压魟工作压力液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力 来确定,此外,还需要考虑以下因素: (1)各类设备的不同特点和使用场合 (2)考虑经济和重量因素,压力选得低,则元件尺寸大,重量重:压力选得高一些,则 元件尺寸小,重量轻,但对元件的制造精度,密封性能要求高 所以,液压缸的工作压力的选择有两种方式:一是根据机械类型选:二是根据切削负载 选 如表9-2、表9-3所示。 表9-2 按负载选执行文件的工作压力 负载/N 10000~ 20000~ 0000~ <5000 500~10000 20000 30000 50000 工作压力≤0.8 1.5~2 2.5~3 4~5 表9-3 按机械类型选执行文件的工作压力 机械类型 「磨床组合机床龙门刨床拉床 农业机械工程机械 工作压力 a≤2 3~5 ≤8 8~10 10~16 20~32 2液压缸主要尺寸的计算 缸的有效面积和活塞杆直径,可根据缸受力的平衡关系具体计算,详见第四章第二节。 3.液压缸的流量计算 液压缸的最大流量: qan=A·va(m/s) 式中:A为液压缸的有效面积A1或A2(m2):;vmx为液压缸的最大速度(m/s) 液压缸的最小流量: A·van(m/s) (9-13) 式中:vmn为液压缸的最小速度。 液压缸的最小流量q,应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。若不满足此要求时, 则需重新选定液压缸的工作压力,使工作压力低一些,缸的有效工作面积大一些,所需最小
2.液压马达的负载 工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：M=Me+Mf+Mi (9-9) (1)工作负载力矩 Me。工作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件 进行具体分析。 (2)摩擦力矩 Mf。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为： Mf=GfR(N·m) (9-10) 式中：G 为旋转部件的重量(N)；f 为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数； R 为轴颈半径(m)。 (3)惯性力矩 Mi。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为： Mi=Jε=J t (N·m) (9-11) 式中：ε为角加速度(r/s2 )；Δω 为角速度的变化(r/s)；Δt 为加速或减速时间(s)；J 为旋转部件的转动 惯量(kg·m2 )，J=1GD2 /4g。 式中：GD2 为回转部件的飞轮效应(Nm2 )。 各种回转体的 GD2 可查《机械设计手册》。 根据式(9-9)，分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小，便可绘制液压 马达的负载循环图。 第二节 确定液压系统主要参数 一、液压缸的设计计算 1.初定液压缸工作压力 液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力 来确定，此外，还需要考虑以下因素： (1)各类设备的不同特点和使用场合。 (2)考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则 元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。 所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：一是根据机械类型选；二是根据切削负载 选。 如表 9-2、表 9-3 所示。 表 9-2 按负载选执行文件的工作压力 负载/N ＜5000 500～10000 10000～ 20000 20000～ 30000 30000～ 50000 ＞50000 工作压力 /MPa ≤0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 ＞5 表 9-3 按机械类型选执行文件的工作压力 机械类型 机 床 农业机械 工程机械 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 工作压力 /MPa a≤2 3～5 ≤8 8～10 10～16 20～32 2.液压缸主要尺寸的计算 缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算，详见第四章第二节。 3.液压缸的流量计算 液压缸的最大流量： qmax=A·vmax (m3 /s) (9-12) 式中：A 为液压缸的有效面积 A1 或 A2(m2 )；vmax 为液压缸的最大速度(m/s)。 液压缸的最小流量： qmin=A·vmin(m3 /s) (9-13) 式中：vmin 为液压缸的最小速度。 液压缸的最小流量 qmin，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。若不满足此要求时， 则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，缸的有效工作面积大一些，所需最小
流量qin也大一些,以满足上述要求 流量阀和变量泵的最小稳定流量,可从产品样本中查到 、液压马达的设计计算 1计算液压马达排量液压马达排量根据下式决定: V=6.28T/△ p n(m/r) (9-14) 式中:T为液压马达的负载力矩(N·m):△p为液压马达进出口压力差(N/m3):nan为液压 马达的机械效率,一般齿轮和柱塞马达取0.9~0.95,叶片马达取0.8~0.9。 2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量 式中:v为液压马达排量(m/r):nmx为液压马达的最高转速(r/s) 第三节液压元件的选择 、液压泵的确定与所需功率的计算 1.液压泵的确定 (1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定,主要根据液压缸在工作 循环各阶段所需最大压力p,再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失∑△p,即 pBp1+∑△p (9-15) ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等,在系统管路未 设计之前,可根据同类系统经验估计,一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2~ 5)×105Pa,用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5~15)×10°Pa,ΣΔp也可只考虑流经各 控制阀的压力损失,而将管路系统的沿程损失忽略不计,各阀的额定压力损失可从液压元件 手册或产品样本中查找,也可参照表9-4选取 表9-4 常用中、低压各类阀的压力损失(△p 阀名4mx1a阀名△n(×eo阀名|4(x10a阀名|△p(×0a 单向阀0.3~0.5背压阀 行程阀1.5~2转阀 1.5~2 换向阀1.5~3节流阀2~3顺序阀1.5~3调速阀3 (2)确定液压泵的流量φ。泵的流量φ根据执行元件动作循环所需最大流量q和系统 的泄漏确定 ①多液压缸同时动作时,液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最 大流量,并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降,即 ≥K(∑q)mx(m3/s) (9-16) 式中:K为系统泄漏系数,一般取1.1~1.3,大流量取小值,小流量取大值:(Σq)为同 时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m3/s) ②采用差动液压缸回路时,液压泵所需流量为: qB≥K(A-A2)vm(m/s) (9-17) 式中:A1,A2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m2):vm为活塞的最大移动速 度(m/s)。 ③当系统使用蓄能器时,液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取,即 gB=i=l ViK/t (9-18) 式中:V为液压缸在工作周期中的总耗油量(m);T为机器的工作周期(s):Z为液压缸的个 (3)选择液压泵的规格:根据上面所计算的最大压力p和流量q,查液压元件产品样本 选择与P和q相当的液压泵的规格型号 上面所计算的最大压力p是系统静态压力,系统工作过程中存在着过渡过程的动态压
流量 qmin 也大一些，以满足上述要求。 流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。 二、液压马达的设计计算 1.计算液压马达排量 液压马达排量根据下式决定： vm=6.28T/Δpmηmin(m3 /r) (9-14) 式中：T 为液压马达的负载力矩(N·m)；Δpm 为液压马达进出口压力差(N/m3 )；ηmin 为液压 马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取 0.9～0.95，叶片马达取 0.8～0.9。 2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量： qmax=vm·nmax(m3 /s) 式中：vm 为液压马达排量(m3 /r)；nmax 为液压马达的最高转速(r/s)。 第三节 液压元件的选择 一、液压泵的确定与所需功率的计算 1.液压泵的确定 (1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作 循环各阶段所需最大压力 p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失 ΣΔp，即 pB =p1+ΣΔp (9-15) ΣΔp 包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未 设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统 ΣΔp 为(2～ 5)×105 Pa，用调速阀及管路复杂的系统 ΣΔp 为(5～15)×105 Pa，ΣΔp 也可只考虑流经各 控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件 手册或产品样本中查找，也可参照表 9-4 选取。 表 9-4 常用中、低压各类阀的压力损失(Δpn) 阀名 Δpn(×105 Pa) 阀名 Δpn(×105 Pa) 阀名 Δpn(×105 Pa) 阀名 Δpn(×105 Pa) 单向阀 0.3～0.5 背压阀 3～8 行程阀 1.5～2 转阀 1.5～2 换向阀 1.5～3 节流阀 2～3 顺序阀 1.5～3 调速阀 3～5 (2)确定液压泵的流量 qB。泵的流量 qB 根据执行元件动作循环所需最大流量 qmax 和系统 的泄漏确定。 ①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最 大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即 qB≥K(Σq)max(m3 /s) (9-16) 式中：K 为系统泄漏系数，一般取 1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max 为同 时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m3 /s)。 ②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为： qB≥K(A1-A2)vmax(m3 /s) (9-17) 式中：A 1，A 2 为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m2 )；vmax 为活塞的最大移动速 度(m/s)。 ③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即 qB= = Z i 1 ViK/Ti (9-18) 式中：Vi 为液压缸在工作周期中的总耗油量(m3 )；Ti 为机器的工作周期(s)；Z 为液压缸的个 数。 (3)选择液压泵的规格：根据上面所计算的最大压力 pB 和流量 qB，查液压元件产品样本， 选择与 PB 和 qB 相当的液压泵的规格型号。 上面所计算的最大压力 pB 是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压