页数：57页文件大小：578.5 KB来源： 液压与气动ppt课件
本课件讲解液压与气压传动系统的设计计算方法，从明确设计要求与工况分析入手，依次说明执行元件主要参数的确定、系统原理图的拟定、元件的计算和选择、系统性能验算，并给出完整的设计计算举例。
进行工况分析1.明确设计要求设计要求是做任何设计的依据，液压或气压传动系统设计时要明确液压或气压系统的动作和性能要求，这里一般需要考虑以下几方面：（1）该设备中，哪些运动需要液压或气压传动来完成，各执行机构的运动形式及动作幅度；
（2）对液压或气压装置的空间布置、安装形式、重量、外形尺寸的限制等。（3）执行机构载荷形式和大小；（4）执行机构的运动速度，速度变化范围以及对运动平稳性的要求；
在启动加速或制动减速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出，即：（9.3）式中：g——重力加速度；Δυ——时间内的速度变化值；Δt——启动、制动或速度转换时间。(4)重力负载Fg垂直或倾斜放置的运动部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。
倾斜放置时，只计算重力在运动方向上的分力。液压缸上行时重力取正值，反之取负值。执行元件的工况分析(3/6)
其值与密封装置的类型和尺寸、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关，Fs的计算公式详见有关手册。在未完成液压系统设计之前，不知道密封装置的参数，Fs无法计算，一般用液压缸的机械效率θcm加以考虑，常取θcm=0.90～0.97。执行元件的工况分析(4/6)
是指液压缸回油腔背压所造成的阻力。在系统方案及液压缸结构尚未确定之前，Fb也无法计算，在负载计算时可暂不考虑。液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按下列公式计算：启动阶段（9.4）加速阶段（9.5）快速阶段（9.6）执行元件的工况分析(5/6)
（9.7）制动减速阶段（9.8）式中为液压缸的动摩擦力。以液压马达为执行元件时，负载值的计算类同于液压缸。执行元件的工况分析(6/6)
1.初选执行元件的工作压力工作压力是确定执行元件结构参数的主要依据，它的大小影响执行元件的尺寸和成本，乃至整个系统的性能。工作压力选得高，执行元件和系统的结构紧凑，但对元件的强度、刚度及密封要求高，且要采用较高压力的液压泵；
反之，如果工作压力选得低，就会增大执行元件及整个系统的尺寸，使结构变得庞大。所以应根据实际情况选取适当的工作压力。执行元件工作压力可以根据总负载的大小或主机设备类型选取。气压传动控制系统的工作压力一般为0.5MPa。
2.确定执行元件的主要结构参数(1)液压缸主要结构尺寸的确定在这里，需要确定的主要结构尺寸是指液压缸的内径D和活塞杆的直径d。一般情况下，当活塞杆受拉状态工作时，取d/D＝0.3～0.5，工作压力高取大值；当活塞杆受压状态工作时，取d/D＝0.5～0.7。
采用差动连接并要求往返速度相等时，应取d＝0.707D。液压缸的机械效率一般取=0.9～0.97。对有低速运动要求的系统（如精镗机床的进给液压系统），尚需对液压缸的有效工作面积A进行验算，即应保证：（9.9）式中：qmin——控制执行元件速度的流量阀的最小稳定流量；
υmin——液压缸要求达到的最低工作速度。验算结果若不能满足式（9.9），则说明按所设计的结构尺寸和方案达不到所需的低速，必须修改设计。
所需排量V可按下式计算（9.10）式中：T——液压马达的负载转矩；Δp——马达的两腔工作压差；θmm——液压马达的机械效率，一般取=0.9～0.97。求得排量V值后，从产品样本中选择液压马达的型号。计算出的液压马达的排量V也须满足最低稳定速度的要求。
确定执行元件的主要结构参数(2/2)
3.复算执行元件的工作压力当液压缸的主要尺寸D、d和马达的排量V计算出来以后，要按各自的系列标准圆整，经过圆整的标准值与计算值之间一般都存在一定的差别，因此有必要根据圆整值对工作压力进行一次复算。
还需看到，在按上述方法确定工作压力的过程中，没有计算回油路的背压，因此所确定的工作压力只是执行元件为了克服机械总负载所需的那部分压力。在结构参数D、d及V确定之后，若选取适当的背压估算值（如表9.5），即可求出执行元件工作腔的压力，液压缸差动连接时另行考虑。。
对于单杆液压缸，其工作压力可按下列公式复算：差动快进阶段（9.11）无杆腔进油工进阶段（9.12）有杆腔进油快退阶段（9.13）式中：F——液压缸在各工作阶段的最大机械总负载；A1、A2——分别为液压缸无杆腔和有杆腔的有效作用面积；pb——液压缸回油路的背压。
根据执行元件的运动速度υ或转速n以及确定的液压缸有效作用面积A或液压马达的排量V，计算出液压执行元件实际所需流量。
4.执行元件的工况图各执行元件的主要参数确定之后，不但可以复算执行元件在工作循环各阶段内的工作压力，还可求出需要输入的流量和功率。
这时就可作出系统中各执行元件在其工作过程中的工况图，即执行元件在一个工作循环中的压力、流量、功率与时间（或位移）的变化曲线图（图9.2为某一机床进给液压缸工况图）。将系统中各执行元件的工况图加以合并，便得到整个系统的工况图。
系统的工况图可以显示整个工作循环中的系统压力、流量和功率的最大值及其分布情况，为后续设计步骤中选择元件、选择回路或修正设计提供合理的依据。
一是通过分析、对比选出合适的基本回路；二是把选出的基本回路进行有机组合，构成完整的系统原理图。（1）确定执行元件的形式液压或气压传动系统中的执行元件主要有液压缸（气压缸）和液压马达（气马达），根据主机动作机构的运动要求来具体选用哪种形式。
通常，直线运动机构一般采用液压缸（气压缸）驱动，旋转运动机构采用液压马达（气马达）驱动，但也不尽然。总之，要合理地选择执行元件，综合考虑液（气）―机―电各种传动方式的相互配合，使所设计的液压（气压）系统更加简单、高效。
确定回路类型一般具有较大空间可以存放油箱且不另设散热装置的系统，都采用开式回路；凡允许采用辅助泵进行补油并借此进行冷却油交换来达到冷却目的的系统，都采用闭式回路。通常节流调速系统采用开式回路，容积调速系统采用闭式回路。
（3）选择合适回路在拟定系统原理图时，应根据各类主机的工作特点和性能要求，首先确定对主机主要性能起决定性影响的主要回路。例如对于机床液压系统，调速和速度换接回路是主要回路；对于压力机液压系统，调压回路是主要回路。
然后再考虑其它辅助回路，有垂直运动部件的系统要考虑平衡回路，有多个执行元件的系统要考虑顺序动作、同步或互不干扰回路，有空载运行要求的系统要考虑卸荷回路等。
根据执行元件工况图上压力、流量和功率的大小以及系统对温升、工作平稳性等方面的要求选择调速回路。对于负载功率小、运动速度低的系统，采用节流调速回路。而工作平稳性要求不高的执行元件，宜采用节流阀调速回路；负载变化较大，速度稳定性要求较高的场合，宜采用调速阀调速回路。
对于负载功率大的执行元件，一般都采用容积调速回路，即由变量泵供油；避免过多的溢流损失，提高系统的效率；如果对速度稳定性要求较高，也可采用容积－节流调速回路。调速方式决定之后，回路的循环形式也随之而定了。节流调速，容积－节流调速一般采用开式回路，容积调速大多采用闭式回路。
系统原理图的拟定(3/7)
应仔细推敲各种回路在选用时所需注意的问题以及特点和适用场合。例如卸荷回路，选择时要考虑卸荷所造成的功率损失、温升、流量和压力的瞬时变化等。恒压系统如进口节流和出口节流调速回路等，一般采用溢流阀起稳压溢流作用，同时也限定了系统的最高压力。
定压容积节流调速回路本身能够定压不需压力控制阀。另外还可采用恒压变量泵加安全阀的方式。对非恒压系统，如旁路节流调速、容积调速和非定压容积节流调速，其系统的最高压力由安全阀限定。对系统中某一个支路要求比油源压力低的稳压输出，可采用减压阀实现。系统原理图的拟定(4/7)
根据设备类型的不同，有的按固定程序进行，有的则是随机的或人为的。对于工程机械，操纵机构多为手动，一般用手动多路换向阀控制；
对于加工机械，各液压执行元件的顺序动作多数采用行程控制，行程控制普遍采用行程开关控制，因其信号传输方便，而行程阀由于涉及到油路的连接，只适用于管路安装较紧凑的场合。另外还有时间控制、压力控制和可编程序控制等。系统原理图的拟定(5/7)
由以上所确定的各回路组合而成，将挑选出来的各个回路合并整理，增加必要的元件或辅助回路，加以综合，构成一个完整的系统。在满足工作机构运动要求及生产率的前提下，力求所设计的系统结构简单、工作安全可靠、动作平稳、效率高、调整和维护保养方便。系统原理图的拟定(6/7)
1.动力元件的选择执行元件的尺寸规格及其工作压力与流量确定后，再结合所拟定的液压系统原理图，就可以对系统中的其它元件进行选择或设计。首先根据设计要求和系统工况确定液压泵的类型，然后根据液压泵的最大供油量来选择液压泵的规格。
确定液压泵的最高供油压力pp对于执行元件在行程终了才需要最高压力的工况（此时执行元件本身只需要压力不需要流量，但液压泵仍需向系统提供一定的流量，以满足泄漏流量的需要），可取执行元件的最高压力作为泵的最大工作压力。
对于执行元件在工作过程中需要最大工作压力的情况，可按下式确定：（9.14）式中：p1——执行元件的最高工作压力；Δp1——从液压泵出口到执行元件入口之间总的压力损失。该值较为准确的计算需要管路和元件的布置图确定后才能进行，初计算时可按经验数据选取。
对简单系统流速较小时取Δp1=0.2～0.5MPa，对复杂系统流速较大时，取Δp1=0.5～1.5MPa。
泵的最大供油量为：（9.15）式中：k1——系统的泄漏修正系数，一般取k1=（1.1～1.3），大流量取小值，小流量取大值；qmax——同时动作各执行元件所需流量之和的最大值，对于工作中始终需要溢流的系统，尚需加上溢流阀的最小溢流量，溢流阀的最小溢流量可取其额定流量的10%。
系统中采用蓄能器供油时，由系统一个工作周期T中的平均流量确定：（9.16）式中：qi——系统在整个周期中第i个阶段内的耗油量。如果液压泵的供油量是按工进工况选取时（如双泵供油方案，其中小流量泵是供给工进工况流量的）其供油量应考虑溢流阀的最小溢流量。动力元件的选择(3/7)
根据以上计算所得的液压泵的最大工作压力和最大输出流量以及系统中拟定的液压泵的型式，查阅有关手册或产品样本即可确定液压泵的规格型号。但要注意，选择的液压泵的额定流量要大于或等于前面计算所得的液压泵的最大输出流量，并且尽可能接近计算值；
所选泵的额定压力应大于或等于计算所得的最大工作压力。有时尚需考虑一定的压力储备，使所选泵的额定压力高出计算所得的最大工作压力25～60%。泵的额定流量则宜与相当，不要超过太多，以免造成过大的功率损失。动力元件的选择(4/7)
根据驱动功率和泵的转速来选择。（a）在整个工作循环中，若液压泵的压力和流量比较恒定，即工况图p－t和q－t曲线或P－t曲线变化比较平稳时，则驱动泵的电动机功率P为：（9.17）式中：pp——液压泵的最高供油压力；qp——液压泵的实际输出流量；
θp——液压泵的总效率，数值可见产品样本，一般有上下限。规格大的取上限，变量泵取下限，定量泵取上限。（b）限压式变量叶片泵的驱动功率，可按泵的实际压力―流量特性曲线拐点处功率来计算。动力元件的选择(5/7)
泵的压力和流量变化较大时，即工况图p－t和q－t曲线或P－t曲线变化比较大时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其均方根值：（9.18）式中：p1，p2…，pn——一个工作循环中各阶段所需的驱动功率；t1，t2…，tn——一个工作循环中各阶段所需的时间。
在选择电动机时，应将求得的pcp值与各工作阶段的最大功率值比较，若最大功率符合电动机短时超载25%的范围，则按平均功率选择电动机；否则应按最大功率选择电动机。动力元件的选择(6/7)
确定液压泵的原动机时，一定要同时考虑功率和转速两个因素。对电动机来说，除电动机功率满足泵的需要外，电动机的同步转速不应高出泵的额定转速。
例如，泵的额定转速为1000r/min，则电动机的同步转速亦应为1000r/min，当然，若选择同步转速为750r/min的电动机，并且泵的流量能满足系统需要时是可以的。同理，对内燃机来说，也不要使泵的实际转速高于其额定转速。动力元件的选择(7/7)
2.阀类元件的选择各种阀类元件的规格型号，按液压系统原理图和系统工况图中提供的情况从产品样本中选取。各种阀的额定压力和额定流量，一般应与其工作压力和最大通过流量相接近，必要时，可允许其最大通过流量超过额定流量20%。具体选择时，应注意溢流阀应使其能通过液压泵的全部流量。
另外对所有压力阀来说，都有个合适的调压范围问题，不要使该阀的额定工作压力高出使用压力太多；流量阀要注意该阀的最小稳定流量能够满足液压系统执行机构最低稳定速度的需要。在选用分流集流阀（同步阀）等控制阀时，不要使实际流量低于阀的额定流量太多，以免分流（或集流）误差过大；
单杆缸系统若无杆腔有效作用面积为有杆腔有效作用面积的n倍，当有杆腔进油时，则回油流量为进油流量的n倍，因此应以n倍的流量来选择通过的阀类元件；换向阀，必要时可使实际流量最多高出其额定流量20%，主要是考虑使换向阀的压力损失不要过大。
储油，保证供给系统充分的油液；散热，液压系统中由于能量损失所转换的热量大部分由油箱表面散逸；沉淀油中的杂质；分离油中的气泡，净化油液。(4)冷却器的选择液压系统如果依靠自然冷却不能保证油温维持在限定的最高温度之下，就需装设冷却器进行强制冷却。冷却器有水冷和风冷两种。
对冷却器的选择主要是根据其热交换量来确定其散热面积及其所需的冷却介质量。辅助元件的选择(2/4)
使油温低于正常工作温度的下限，则须安装加热器。具体加热方法有蒸汽加热、电加热、管道加热器。通常采用电加热器。使用电加热器时，单个加热器的容量不能选得太大；如功率不够，可多装几个加热器。且加热管部分应全部浸入油中。
根据油的温升和加热时间及有关参数可计算出加热器的发热功率，然后求出所需电加热器的功率。辅助元件的选择(3/4)
管件选择是否得当，直接关系到系统能否正常工作和能量损失的大小，一般从强度和允许流速两个方面考虑。液压传动系统中所用的油管，主要有钢管、紫铜管、钢丝编织或缠绕橡胶软管，及尼龙管和塑料管等。油管的规格尺寸大多由所连接的液压元件接口处尺寸决定，只有对一些重要的管道才验算其内径和壁厚。
在选择管接头时，除考虑其有合适的通流能力和较小的压力损失外，还要考虑到装卸维修方便，连接牢固，密封可靠，支承元件的管道要有相应的强度。另外还要考虑使结构紧凑、体积小、重量轻。辅助元件的选择(4/4)
4.阀类元件配置形式的选择对于固定式的液压设备，常将液压系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上。这样能使安装与维修方便，并消除了动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响。而阀类元件在液压站上的配置也有多种形式可供选择。
配置形式不同，液压系统的压力损失和元件的连接安装结构也有所不同。阀类元件的配置形式目前广泛采用集成化配置，具体有下列三种：板式配置，集成块式集成配置和叠加阀式集成配置。
在竖立着的平板正面上，底板上的油路用油管接通。这种配置方式的优点在于可按需要连接成各种型式的系统，安装维修方便，缺点是当液压系统的管路较多，较复杂时，油管的连接工作很不方便。图9.3为板式配置示意图。阀类元件配置形式的选择(2/4)
根据典型液压系统的各种基本回路做成通用化的集成块，用它们来拼搭出各种液压系统。集成块的上下两面为块与块之间的连接面，块内由钻孔形成油路，四周除一面安装管接头通向执行元件外，其余都供固定标准元件之用。一般一块就是一个常用的典型基本回路。
一个系统所需集成块的数目视其复杂程度而定，一般常需数块组成。总进油口与回油口开在底板上，通过集成块的公共孔道直接通顶盖。这种配置形式的优点是结构紧凑、油管少、可标准化、便于设计与制造、更改设计方便、油路压力损失小，如图9.4所示。阀类元件配置形式的选择(3/4)
板式标准元件相比，其工作原理没有多大差别，但具体结构却不相同。它是采用标准化的液压元件或零件，通过螺钉将阀体叠加在一起，组成一个系统。每个叠加阀既起控制阀作用，又起通道体的作用。
这种配置形式的优点是结构紧凑、油管少、体积小、重量轻、不需设计专用的连接块，油路的压力损失很小，但叠加阀需自成系列，如图9.5所示。阀类元件配置形式的选择(4/4)
1.系统压力损失的验算绘出管路装配草图后，即可计算管路的沿程压力损失和局部压力损失，它们的计算公式详见第2章。管路总的压力损失为：（9.19）应按系统工作循环的不同阶段，对进油（气）路和回油（气）路分别计算压力损失。但是，在系统的具体管道布置情况没有明确之前，和仍无法计算。
为了尽早地评估系统的主要性能，避免后面的设计工作出现大的反复，在系统方案初步确定之后，通常用液流通过阀类元件的局部压力损失[见式2.36]来对管路的压力损失进行概略地估算，因为这部分损失在系统的整个压力损失中占很大的比重。
（气）路分别算出和后，将此验算值与前述设计过程中初步选取的进、回油（气）路压力损失经验值相比较，若验算值较大，一般应对原设计进行必要的修改，重新调整有关阀类元件的规格和管道尺寸等，以降低系统的压力损失。需要指出，实践证明，对于较简单的液压系统，压力损失验算可以省略。
系统压力损失的验算(2/2)
2.系统发热温升的验算系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能。特别是液压系统，系统发热使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形，影响正常工作。为此，必须控制温升在许可范围内，如一般机床ΔT=25～30℃；数控机床ΔT≤25℃；
粗加工机械、工程机械和机车车辆ΔT=35～40℃。假设功率损失全部变成热量使油温升高，单位时间的发热量ζ（kW）为：（9.20）式中：P1——系统的输入功率；P2——系统的输出功率。
则可根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量，即：（9.21）式中：T—工作循环周期；i——工作阶段的序号；ti——各工作阶段的持续时间。液压系统在工作中产生的热量，经过所有元件的表面散发到空气中去，现假设全部热量都是由油箱散发的。
油箱在单位时间内的散热量可按下式计算：（9.22）式中：h—油箱的散热系数。A——油箱的散热面积；ΔT——液压系统的温升。系统发热温升的验算(2/3)
系统达到了热平衡，这时系统的温升为：（9.23）如果油箱三个边长的比例在1:1:1到1:2:3范围内，且油面高度为油箱高度的80%，其散热面积A近似为：（9.24）式中：V——油箱有效容积。
按式（9.23）算出的温升值如果超过允许数值时，系统必须采取适当的冷却措施或修改液压系统图。系统发热温升的验算(3/3)
1.绘制正式工作图正式工作图包括按国家标准绘制正规的系统原理图；系统装配图、阀块等非标准元、辅件的装配图及零件图。系统原理图中应附有元件明细表，表中标明各元件的规格、型号和压力、流量调整值。一般还应绘出各执行元件的工作循环图和电磁铁动作顺序表。
系统装配图是系统布置全貌的总布置图和管路施工图（管路布置图），对液压系统应包括油箱装配图、液压泵站装配图、集成油路块装配图和管路安装图等。在管路安装图中应画出各管路的走向、固定装置结构、各种管接头的形式和规格等。
标准元件、辅件和联接件的清单，通常以表格形式给出，同时给出工作介质的品牌、数量及系统对其他配置（如厂房、电源、电线布置、基础施工条件等）的要求。
2.编制技术文件必须明确设计任务书，据此检查、考核液压系统是否达到设计要求。技术文件一般包括系统设计计算说明书；系统使用及维护技术说明书；零部件明细表及标准件、通用件及外购件明细表等；系统有关的其它注意事项。系统发热温升的验算(3/3)
1.明确系统设计要求根据加工需要，该系统的工作循环是：快速前进→工作进给→快速退回→原位停止。
调查研究及计算结果表明，快进、快退速度约为4.5m/min，工进速度应能在（20～120）mm/min范围内无级调速，最大行程为400mm（其中工进行程为180mm），在进给方向最大切削力18kN，运动部件自重为25kN，启动换向时间Δt=0.05s，采用水平放置的平导轨，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fk=0.1，油缸机械效率θcm取0.9。
下面以一台钻镗两用组合机床液压系统的设计计算为例，对液压和气压传动系统的设计计算进行说明，所要设计的是，要完成8个ζ14mm孔的加工进给传动。其设计过程如下。
2.分析系统工况液压缸在工作过程各阶段的负载为：启动加速阶段快进或快退阶段工进阶段
（a）计算工作压力本系统的背压估计值可在0.5~0.8MPa范围内选取，故暂定：工进时pb=0.8MPa，快速运动时，pb=0.5MPa。
液压缸在工作循环各阶段的工作压力p1即可按式（9.10）、式（9.11）和式（9.12）计算：差动快进阶段p1=1.24MPa工作进给阶段p1=3.31MPa快速退回阶段p1=1.67MPa确定执行元件的工作压力(2/3)
速度υ=0.075m/s，最大工进速度υ2=0.002m/s，则液压缸各阶段的输入流量为：快进阶段q1=17.4L/min工进阶段q1=0.96L/min快退阶段q1=18L/min（c）计算液压缸的输入功率快进阶段P=0.36kW工进阶段P=0.05kW快退阶段P=0.5kW确定执行元件的工作压力(3/3)
4.拟定系统原理图(1)速度控制回路的选择本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，故采用调速阀调速。这样有三种方案供选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的调速。本系统为小功率系统，效率和发热问题并不突出；
钻镗属于连续切削加工，切削力变化不大，而且是正负载，在其它条件相同的情况下，进口节流调速比出口节流调速能获得更低的稳定速度，故本机床液压系统采用调速阀式进口节流调速回路，为防止孔钻通时发生前冲，在回油路上应加背压阀。
液压系统的供油主要为低压大流量和高压小流量两个阶段，若采用单个定量泵，显然系统的功率损失大、效率低。为了提高系统效率和节约能源，所以采用双泵供油回路。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路。
对换向平稳性的要求不很高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路。为便于差动连接，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，故选用Y型中位机能。
由计算可知，当滑台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由17.3L/min降为0.94L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少液压冲击。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。拟定系统原理图(2/3)
故用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压基本回路组合成液压系统，并根据需要作必要的修改调整，最后画出液压系统原理图如图9.6所示。
拟定系统原理图(3/3)
5.选择元件(1)选择液压泵工进阶段液压缸工作压力为最大，如果取进油路总的压力损失是Δp1=0.5MPa，则液压泵最高工作压力可按式（9.13）计算出：pp=3.81MPa快进、快退时泵的流量为：qp=19.8L/min工进时泵的流量为：qp=1.06L/min考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点，尚需加上溢流阀稳定工作的最小溢流量，一般取为3L/min，所以小流量泵的流量为：qp=4.04L/min查产品样本，选用小泵排量为V1=6mL/r，大泵排量为V2=16mL/r的YB1型双联叶片泵，其额定转速为n=960r/min，容积效率θpv=0.95。
选用Y90L―6型异步电动机，P=1.1kW，n=960r/min。
计算分析通过各液压阀油液的最高压力和最大流量，选择各液压阀的型号规格。(3)选择辅助元件油管内径一般可参照所接元件尺寸确定，也可按管路允许流速进行计算，本系统油管选ζ18×1.6无缝钢管。
油箱容量按6.3.1节确定，即：V=100L～140L其它辅助元件型号规格按广州机床研究所系列选取。选择元件(2/2)
6.系统性能验算由于本液压系统比较简单，压力损失验算可以忽略。又由于系统采用双泵供油方式，在液压缸工进阶段，大流量泵卸荷，功率使用合理；同时油箱容量可以取较大值，系统发热温升不大，故不必进行系统温升的验算。
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