液壓課程設計說明書模板 終結版

1、 液壓傳動課程設計液壓傳動課程設計 題目名稱 臥式雙面多軸鉆孔組合機床 專業(yè)班級 班機械制造（升本）2 學生姓名 飛 張 號 學51111301013 指導教師 培 李 機械與電子工程系 日 二十三 月 五 二一四年 目目 錄錄 一、任務書 4 二、設計內容 5 6、工況分析及液壓系統(tǒng)圖的擬定 1 7 工況分析 1.17 1.1.1 工作負載的計算8運動分析1.1.2 9 液壓系統(tǒng)圖1.210 1.3 液壓系統(tǒng)工作原理分析10 、液壓缸的分析計算 2 11 液壓缸工作壓力的選定 2.1 11 液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算 2.1.1 11 液壓缸工作缸內徑的計算 2.1.2 11確定活塞桿直徑

2、 2.1.3 11 活塞桿穩(wěn)定性校核 2.1.412計算液壓缸工作階段的最大流量 2.2 12 各階段功率計算 2.2.1 12 2.2.2 各階段壓力計算12 液壓缸主要尺寸的設計計算 2.3 12 液壓缸主要尺寸的確定 2.3.113液壓缸壁厚和外徑的計算 2.3.2 13 液壓缸工作行程的確定 2.4 14 缸蓋厚度的確定2.4.114 最小導向長度的確定 2.4.215 2.4.3 缸體長度的確定15 2.4.4 液壓缸的結構設計15 缸筒與缸蓋的連接形式 2.5 15 活塞2.5.116缸筒 2.5.2 16排氣裝置 2.5.3 - 2 - 17 緩沖裝置 2.5.417 定位缸的計

3、算 2.618夾緊缸的計算 2.7 18、確、確定液壓泵規(guī)格和電動機功率及型號定液壓泵規(guī)格和電動機功率及型號 3 18 確定液壓泵的規(guī)格3.119確定液壓泵及電動機型號 3.2 19 確定液壓泵型號3.2.119 選用電動機型號 3.2.220選用閥類元件及輔助元件 3.3 20、液、液壓系統(tǒng)的性能計算壓系統(tǒng)的性能計算 4 21壓力損失及調定壓力的確定 4.1 21系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 4.2 22 系統(tǒng)的效率 4.3三、總 結 23 四、參考資料 24 25五、指五、指導教師評閱表導教師評閱表 - 3 - 蚌埠學院機械與電子工程系蚌埠學院機械與電子工程系 液壓傳動課程設計任務書液壓傳動課程設計任

4、務書 班級 11 機械制造（升本）2 班 姓名 張飛 學號 51111301013 指導教師 李培 : 設計題目 1.1 某臥式雙面多軸鉆孔組合機床，采用液壓傳動完成的半自動工作循環(huán)為：加緊工作作、右動力部件快進左、右動力部件工進左動力部件快退、右動力部件繼續(xù)工進左動力部件停止、右動力部件快退左、右動力部件均停止、松開工進。已知參數如下表所示，試設計此組合機床的液壓系統(tǒng)。 臥式雙面多軸鉆孔組合機床的已知參數 動力部 件名稱移動部件總重/N 作用力 /mm 行程速度/(mm/min) 往復運動的加速、減速時間/s 導軌及摩擦因數 夾緊力 鉆削 力快進 工進 快退 快進、 快退 工進左動力 部件9

5、8000 8000 18000 100 50 150 5500 20-120 0.2 平導軌、靜動摩擦因數和0.20.1 有動力 部件98000 8000 18000 100 80 180 5500 1.2 設計要求： 液壓系統(tǒng)圖擬定時需要提供 2 種以上的設計方案的選擇比較。從中選擇你認為更好的一種進行系統(tǒng)元件選擇計算。 1.3 工作量要求 1液壓系統(tǒng)圖 1 張（A1） 2液壓缸裝配圖 1 張 3設計計算說明書 1 份 1.4 設計時間： 2014 年 5 月 19 日-2014 年 5 月 23 日 - 4 - 工況分析及液壓原理圖的擬定一 1.1 工況分析 1.1.1 工作負載的計算 液

6、壓缸所受外負載 F 包括三種類型，即： FFFF afWF 為工作負載，F1800WWF 為運動部件速度變化時的慣性負載 aF 導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦阻力。f靜摩擦阻力負載對于平導軌可由式得 Ff(GF)RnfG-運動部件重力 F-垂直導軌的工作負載Rnf-導軌摩擦系數，靜摩擦系數為 0.2，動摩擦系數為 0.1 則196000.298000 靜：Ffs9800.198000 動：F0faF 慣性負載aGVFma agtm-運動部件的質量（kg）2）s-運動部件的加速度（m/aG運動部件的重力（N） 2）m/sg-重力加速度（min/0.55mV-速度變化量（m/s

7、）V20.55s,取t.t-速度變化所需時間，一般 t00105.VG9800054583則 Fma a6020.tg98. - 5 - 1.1 根據以上計算結果列出各工作階段所受的外負載見表工況 計算公式 外負載 F/N 缸推力 F/N 啟動F fs19600 21778 加速GVF fdtg14383 15981 快進F fd9800 10889 工進FF fdW27800 30889 反向啟動F fs19600 21778 加速GVF + fdtg14383 15981 快退F fd9800 10889 1.1.2 運動分析 按設備要求，把執(zhí)行原件在完成一個循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來，

8、即速度圖 - 6 - ）速度圖 （a 負載圖 (b)- 7 - 1.2 液壓系統(tǒng)原理圖 1.3 液壓系統(tǒng)工作原理分析 （1）定位、夾緊 按下啟動按鈕，壓力油經過濾器和雙聯(lián)葉片泵流出，此時只有電磁換向閥 6 1YA 得電，當換向閥左位接入回路而且順序閥 7 的調定壓力大于液壓缸 10 的最大前進壓力時，壓力油先進入液壓缸 10 的左腔，實現動作；當液壓缸行駛至終點后，壓力上升，壓力油打開順序閥 7，實現動作。 （2）左右動力部件快進 當工件被定位、夾緊后，定位、夾緊回路中液壓油達到某一固定壓力值，壓力繼電器 8 發(fā)出信號，使電磁換向閥 3YA、5YA 得電，由于液壓缸差動連接，實現快進。 （3）

9、左右動力部件工進 - 8 - 當左右動力滑臺快進至工件時，壓下行程開關 SQ1，促使電磁換向閥 13 得電，差動連接消除，實現同時工進。 （4）左動力部件快退，右動力部件繼續(xù)工進 由于左動力部件工進 50mm 先壓下行程開關 SQ2，促使電磁換向閥 4YA 得電，實現快退，而右動力部件工進行程為 80mm，所以繼續(xù)工進。 （5）左動力部件停止，右動力部件快退 當右動力部件繼續(xù)工進，壓下行程開關 SQ3 促使電磁換向閥 4YA 失電，6YA 得電，實現左動力部件停止，右動力部件快退。 （6）右動力部件停止 當右動力部件快退壓下行程開關 SQ4 促使電磁換向閥 11 的 6YA 失電回到中位，同時

10、電磁換向閥 6 的 2YA 得電，右動力部件停止運動。 （7）工件松開，拔銷，停機卸載 由于電磁換向閥 6 的 2YA 得電，換向閥右位接入回路且左順序閥的調定壓力大于液壓缸9 的最大返回壓力，兩液壓缸則按和的順序返回，實現松開，拔銷。當回路中液壓油達到某一固定壓力值，壓力繼電器 17 發(fā)出信號，使電磁換向閥 2YA 失電，實現停機卸載。 第二章 液壓缸的分析計算 2.1 液壓缸工作壓力的選定 按工作負載選定工作壓力見表 2.1 液壓缸工作負載 ）（N50000 液壓缸工作壓力 MPa） （0.81 1.52 2.53 34 45 57 表 2.2 按設備類型確定工作壓力 設備類型 機床 農用

11、機械或中型工程機 械液壓機，重型機械，起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨創(chuàng) 拉床系統(tǒng)壓力 ）MPa（0.82 24 35 10 1015 2032 由以上兩個表格可選擇液壓缸的工作壓力為 4MPa - 9 - 液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算 2.1.1 液壓缸工作缸內徑的計算 2.1.24MPa ，液壓缸的工作壓力為為 27800N 由負載圖知，最大負載力 F1F242mm1069.A527800 510P4041054A469.2m10m9.4D 則143.取標準值得查課程設計手冊指導書 mmD100 2.1.3 確定活塞桿直徑 活塞桿材料選擇 45 鋼 d=50mm d=0.5D=50mm

12、,取標準值取活塞桿直徑 則液壓缸的有效作用面積為：有無活塞桿 計算公式2cm 面積 有活塞桿122)d(DA 1458.88 無活塞桿12DA 2478.5 2.1.4 活塞桿穩(wěn)定性校核 ?桿總行程為 180mm，而活塞桿直徑為 50mm, 因為右活塞 L/D=180/40=3.610 4F53088914.(mm)4dmm3.14236.7F活塞桿推力（F30889N/1.5236 活塞桿材料的須用應力.7MPa- s-材料屈服極限（MPa）sn-安全系數,n1.4d63mm 由上式計算的結果可知， ，滿住穩(wěn)定性條件。 2.2 計算液壓缸工作階段的最大流量 -478.5L/min VA5.5

13、=43.18q10=1=快進快進- 10 - -40.0710=0.55L/min Vq=A=78.51快進工進-45.5=32.3810L/min q=AV=58.882快退快退2.2.1 各階段功率計算 6-3/601000.24317.5101.39 快進：PPq10W快 6-3/6010363.9310W0.55工進：PPq工工 36-W.432.3810/60998P 快退：Pq1.8510快快2.2.2 各階段的壓力計算 1088961.39P10Pa 快進478.5103088963.P9310Pa 工進478.510 108896P101.85P 快退458.88102.3 液

14、壓缸的主要尺寸的設計計算 2.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 由之前元件參數計算與設計中工作液壓缸的內徑 D=100mm，活塞桿直徑 d=50mm已確定。 2.3.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般指缸體結構中最薄處的厚度。承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 當缸體壁厚與內徑之比小于 0.1 時，稱為薄壁缸體，薄壁缸體的壁厚按材料力學中計算公式： PD(m) 2 - 11 - 缸體壁厚（式中：m）Pa 液壓缸的最大工作壓力（P） mD）缸體內徑（Pa ）缸體材料的許用應力（ 查參考文獻得常見

15、缸體材料的許用應力：5Pa =（鑄鋼：1000-1100）10 5Pa =（無縫鋼管：1000-1100)10 5Pa =鍛鋼：（1000-1200) 105Pa =鑄鐵：（600-700) 10 選用鑄鋼作為缸體材料：6100.1PD3.933-mm7911.7910.m 510221100 在中低壓機床液壓系統(tǒng)中，缸體壁厚的強度是次要的，缸體壁厚一般由結構，工藝上的 需要而定，只有在壓力較高和直徑較大時，才由必要校核缸體最薄處的壁厚強度。中第二強度7時，稱為厚壁缸體，通常按參考文獻當缸體壁厚與內徑 D 之比值大于 0.1 理論計算厚壁缸體的壁厚：0.4DP1 1.32P 650.08110

16、0100.43.931011.5mm 5621100101.33.9310 因此缸體壁厚應不小于 1.3mm，又因為該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，所以不必對缸體最薄處壁厚強度進行校核。 10021.79103.58mmDD2 缸體的外徑為：12.4 液壓缸工作行程的確定 液壓缸的工作行程長度，可根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定。由查參考文獻表液壓缸活塞行程參數（GB2349-80）(mm) / 單位 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 40 63 90 110 14

17、0 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 - 12 - 。 ）mm，選擇左邊液壓缸工作行程為 160mm 根據左缸快進和工進行程（50+100 。mm，選擇右邊液壓缸工作行程為 200mm）根據右缸快進和工進行程（80+100 缸蓋厚度的確定 2.4.1缸筒底部（即缸蓋）有平面和拱形兩種形式，由于該

18、系統(tǒng)中液壓缸工作場合的特點，缸 按強度要求可用下面兩式進行近似計算：蓋宜選用平底形式，查參考文獻可得其有效厚度 t P 缸蓋有孔時：)(mt0.433D2 PD 缸蓋無孔時：2)t0.433D(m2)d(D02 缸蓋有效厚度（m 式中：t）Pa 液壓缸的最大工作壓力（ P）Pa ）缸體材料的許用壓力（ m ）缸底內徑（D2 m ）缸底孔的直徑（d0 5缸蓋的材料選用鑄鐵，所以：查參考文獻 P 缸蓋有孔時：)(Dmt0.43326103.93.084330t0.510650m10670.t mm7106.取 t PD 缸蓋無孔時：2)0.433D(mt2(Dd)0260.1013.93t0.43

19、30.15(0.10.6501007)0.0195m 取 t19.5mm 2.4.2 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離 H 稱為最小導向長度(圖 3.1)，如果最小導向長度過小將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，- 13 - 因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸最小導向長度 H 應滿足以下要求： LD H 20216010058Hmm 202 液壓缸的最大行程式中：L-D-液壓缸的內徑 2.4.3 缸體長度的確定 液壓缸的缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸

20、缸體長度不大于內徑的 20?30 倍,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于 2000?3000mm,現取左缸體長度為 250mm，右缸體長度為300mm。 2.4.4 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸筒與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結構等。 2.5 缸筒與缸蓋的連接形式 缸筒與缸蓋的連接形式有多種，如法蘭連接、外半環(huán)連接、內半環(huán)連接、外螺紋連接、拉桿連接、焊接、鋼絲連接等。該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，缸體材料為鑄鋼，液壓缸與缸蓋可采用外半環(huán)連接，該連接方式具有結構簡單加工裝配方便等特

21、點。 2.5.1 活塞 活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式，其次還有活塞與活塞桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。 (1)活塞的結構形式 活塞的結構形式分為整體活塞和組合活塞，根據密封裝置形式來選用活塞結構形式，查參考文獻活塞及活塞桿的密封圈使用參數，該系統(tǒng)液壓缸中可采用 O形圈密封。所以，活塞- 14 - 的結構形式可選用整體活塞，整體活塞在活塞四周上開溝槽，結構簡單 (2)活塞與活塞桿的連接 查參考文獻活塞桿與活塞的連接結構分整體式結構和組合式結構，組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和

22、錐銷連接。該系統(tǒng)中采用螺紋連接，該連接方式結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，多在組合機床上與工程機械的液壓缸上使用。 （3 活塞的密封 查參考文獻活塞與活塞桿的密封采用 O 形圈密封，因該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)(P),所以活塞桿上的密封溝槽不設擋圈,其溝槽尺寸與公差由 GB/T3452.3-98 確定, Mp32a35.52.65 G GB/T3452.1-92，具體說明從略。O 形圈代號為： （4 活塞材料 因為該系統(tǒng)中活塞采用整體活塞，無導向環(huán)結構，參考文獻所以活塞材料可選用 HT200?HT300 或球墨鑄鐵，結合實際情況及毛坯材料的來源，活塞材料選用HT200。 （5

23、 活塞尺寸及加工公差 查參考文獻5活塞的寬度一般取 B=(0.6?1.0)D,缸筒內徑為 100mm,現取B=0.6100=60mm,活塞的外徑采用 f9,外徑對內孔的同軸度公差不大于 0.02mm,活塞的內孔直徑 D 設計為 40mm，精度為 H8，查參考文獻4可知端面 T 對內孔D 軸線的垂直度公差值按117 級精度選取，活塞外徑的圓柱度公差值按 9 級、10級或 11 級精度選取。外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半，表面粗糙度視結構形式不同而各異。 2.5.2 缸筒 缸筒材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸體還要求有良好的焊接性能，結合該系統(tǒng)中液壓缸的參數、用途和毛坯的

24、來源等，缸筒的材料可選用鑄鋼。在液壓缸主要尺寸設計與計算中已設計出液壓缸體壁厚最小厚度應不小于 1.79mm，缸體的材料選用鑄鋼，查參考文獻，缸體內徑可選用 H8、H9 或H10 配合，現選用 H9 配合，內徑的表面粗糙度因為，且需珩磨，缸筒內徑的圓度和圓柱度可選取 8 級或 9 活塞選用 O 形圈密封取為 0.3Rma級精度，缸筒端面的垂直度可選取 7 級精度。 缸筒與缸蓋之間的密封采用 O 形圈密封，O 形圈的代號為 1153.55 G GB/T3452.1-1992。 2.5.3 排氣裝置 排氣裝置用于排除液壓缸內的空氣，使其工作穩(wěn)定，一般把排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高位置與壓力腔相通，

25、以便安裝后、調試前排除液壓缸內的空氣，對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，如排氣閥等。排氣閥的結構有多種形式。該排氣閥為整體型排氣閥，其閥體與閥芯合為一體，材料為不銹鋼 3cr13，錐面熱處理硬度- 15 - HRC38?44。 2.5.4 緩沖裝置 液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞，在到達行程終端減速到零，目的是消除因活塞的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋的機械撞擊，同時也為了降低活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲。因為該液壓系統(tǒng)速度換接平穩(wěn)，運動速度為進，5.5m/min37.68L/min DBD-13 1 4,19 背壓閥14.4 EJX63-1

26、01 1 6 三位四通電磁換向閥0.4825 E34DH-101 1 7 單向順序閥19.2 AF3-Ea10B 1 8,17 壓力繼電器 EYX63-6 1 11,23 三位四通電磁換向閥18.84 E34DH-25 2 12,22 調速閥114.4 DBD-6 1 - 18 - （1） 油管 油管內徑一般參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路中允許流速計算，在本例中，出油口采用內徑為 18mm，外徑為 20mm 的紫銅管。 （2） 油箱 油箱容積根據液壓泵的流量計算，取其體積 V=(57)q 即 V=280L. p第四章 液壓系統(tǒng)的性能驗算 4.1 壓力損失及調定壓力的確定 根據計算工進時的

27、管道內的油液流動速度約為 0.2m/s，通過的流量為1.002L/min。數值較小，主要壓力損失為調速閥兩端的壓降，此時功率損失最大。此時油液在進油管中的速度為 26360m/s2.62q/A4010m/18s10V p4 時，液壓油。室溫為 首先要判斷管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用 N32(1) 沿程壓力損失 C2042 sm1.010/V-3-4，管中為層流，則阻力損失系數所以有：232010471.6/1.010Revd/r2.62183m/890kg， ，油液的密度為，若取進、回油管長度均為 2m 16.0/471.6e75、R75 則其進油路上的沿程壓力損失為 2l8902 MP.054p2

28、.620p0v.162 a1a3d218102 （2）局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的10%，而后者則與通過的流q 和p,量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失為則當通過的額定流量為 q 時的閥壓nn力損失為 pnq2 )p(p nvqn因為 GE 系列 10mm 通經的閥的額定流量為 63L/min,疊加閥 10mm 通經系列的額定流量為40L/min，而在本例中通過整個閥的壓力損失很小，且可忽略不計，快進時回油路上的流量為 qA4037.682130qL/min 2A50.241快進時回油

29、路油管中的流速為 - 19 - 236 s/18mV3010/6010 4 由此可計算439.01010.96618353/1ReVd/.1212.075/Re 為回油路上沿程壓力損失9002l22Mpa.041966p00.p2121.v a3-2d21018 總的壓力損失(2) A68.372p093p.0054)(0.0410.0040.P.00540 1224.A501 壓力閥的調定值(3) 雙聯(lián)泵系統(tǒng)中卸荷閥的調定值應該滿足工進的要求，保證雙聯(lián)泵同時向系統(tǒng)供油，因而卸荷 閥的調定值應略大于快進時泵的供油壓力FMpa6233.0.093)pMpa53P(3. pA1為宜，溢流閥的調定壓

30、力應大于卸荷閥調定壓力為3.7Mpa卸荷閥的調定壓力應取 0.30.5Mpa 背壓閥的調定壓力以夾緊缸的夾緊力為根據，即取取溢流閥的調定壓力為 5Mpa,8000pp a 背 4- 1038.48pa2.1Mp背 背壓閥的調定壓力以定位缸的負載為根據即200Mpap0.25pa 背 4-108.04 pa3M 取 p0.背 4.2 系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 ）根據以上的計算可知，在工進時電動機的輸入功率為（136W.6258W002.10730/60.qpp/353101 pppp 快退時電動機的輸入功率為W.375860113/qpp90.70. p1p1pp 快進時電動機輸入功率為W.113p5/

31、qp p2ppp2 夾緊時電動機輸入功率為- 20 - W798.875pp ）計算各階段有效功率：（2pppp136 快進： W.47/60Wp0.216710401014436 工進： W2353/603.5310W4010p36 快退： WW101924010.7/60p0.28936 夾緊：W1460/10604010Wp2.19 ）校核熱平衡，確定溫升 3（范圍內，1:1:11:2:3 現以較大的值來校核其熱平衡，求出發(fā)熱溫升，設油箱的三個邊長在22233 則散熱面積為： 2m.785280A0.0625V0.06H23?)m10ckm/(h15 假設通風良好，取，油液的溫升為t h

32、A為液壓,為液壓系統(tǒng)輸入功率（kw 在單位時間內液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量）,p)(Hp1系統(tǒng)總效率。 KW457970.0.1097)H0.154(1液壓的溫升為： H0.45797? c.97t10 3hA15102.782?ccc65，沒有超出允許范圍，熱平衡溫度為 20 室溫為 30.97。 4.3 系統(tǒng)的效率 （1）工進階段的回路效率 pq11 cpqpqpppp2211p加上進油路上的壓力損失為小流量泵在工進時的工作壓力等于液壓缸工作腔壓力1pp 及壓力繼電器比缸工作腔最高壓力所答的壓力值216664.084510MPa10P3.93100.054.0 p1大流量泵的工作壓力就是此泵通過溫流

33、閥所產生的損失 4.832p()0.30.070MPa p102- 21 - （取溢流閥型號為 Y-10B,額定壓力 6.3MPa,額定壓降 0.3MPa） 63/60)100.059.q9310(1.0023p110.144 335.441034.56100pq.p41q66100.08410074pppp2121 60600.95 （本例中液壓缸的效率）機械效率為，?。?）行元件的效率cmccm 額定效率，活塞密封為彈性體材質。1cvcv 壓缸總效率 950.cvcmc 可計算出該液壓系統(tǒng)的效率：1090.095.080144ccp可見工進時液壓系統(tǒng)效率極低，這主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。 - 22 - 總 結 通過這次課程設計又再次體驗了畫圖的不易，從早上吃過飯就開始畫圖，有的時候畫的入神就會忘了吃中午飯、甚至下午飯，還會有同學說不畫完就不吃飯，經常見到這