江苏1204拖拉机液压输出功率不足问题的解决

潘祖军

摘要江苏1204拖拉机液压输出功率，在试验时，出现输出功率不足的问题。对实验数据分析，影响液压功率的两个因素流量和压力，从元件品质来看，可能是齿轮泵的容积效率以及系统低压区漏气的问题，从设计角度分析，则可能是吸油管及其管路元件结构参数的选择问题。如何确定系统元件的参数即吸油管等元件的参数，按规范设计是基本的要求;之后，才是根据实际情况，再优化设计和超越规范设计。对试验中出现的问题，查找应遵守逻辑原则，涉及到实物分解时，则是先易后难，最终找到问题的原因予以解决。

关键词拖拉机液压输出功率齿轮泵容积效率吸油管

Jiangsu 1204 Tractor Hydraulic Output Power Shortage Problem

PanZujun

（Jiangsu Qingtuo Agricultural Equipment CO., Ltd. ,Huaian,Jiaingsu223005,China)

Abstract: This is about the power output of Jiangsu1204 tractors Hydraulic pressure. In the test, the problem is the lack of output power. Analyzing the experimental data, the two factors that affect the hydraulic power flow and pressure, from the point of component quality, may be the problem of volumetric efficiency of the gear pump and leakage of systematic low-pressure area, which, analyzing from the design angle, could be selection problem of suction tubing and structure parameter of its pipeline route. How to make sure of the parameters of the system components, which may be the parameters of suction pipe and some other components，is to design according to the standard which is the basic request. And the second request is optimized design and ultra-standard design according to the actual situation. To find the problems arising from the test, we shall comply with the principles of logic. When it comes to the decomposition of physical, we shall do first things first. And finally the cause will be found and the problem to be solved.

Keywords:tractor；hydraulic power output；gear pump；volumetric efficiency；oil inlet

0引言

现在的拖拉机大多配有液压输出装置，主要为拖拉机辅具或其它机具提供液压动力。液压动力源一般由发动机预留接口连接的齿轮泵提供，或变速箱内置齿轮泵提供。由分配器提供单点单路液压输出，也有通过多路阀提供的双点多路液压输出。液压输出功率是拖拉机基本的技术参数之一 。根据农业机械推广鉴定大纲DG/T001-201的要求，最大液压输出功率与发动机标定功率之比≥12%。江苏1204拖拉机液压输出，是由发动机上一台CBN-E325齿轮泵和拖拉机上的一台DLS-L15E多路阀提供。试验时，液压输出功率不足，最大液压输出功率与发动机标定功率之比只有8%，低于DG/T001-2011要求的12%。通过对实验数据和液压系统分析，找出原因予以解决。

1数据计算

与多路阀一联上的两个油口相连，通过一对液压接头对的最大有效液压功率试验：分别测量两个接头的输入压力和回油压力，测量流量，计算有效液压输出功率,见图1，测量数据如表1。拖拉机发动机功率88.2 kW，最大转速2400 r/min。多路阀安全阀开启压力15 MPa。

1.齿轮泵 2.安全阀 3.多路阀 4.输入液压接头 5.输出液压接头 6.输入压力表 7.输出压力表8.流量计9.节流阀

图1液压原理图

Fig.1The principle diagram of the hydraulic fluid齿轮泵理论流量为

Q=nq×103（1）

式中Q—齿轮泵，流量（L·min-1）；

n—齿轮泵转速（r/min）；

q—齿轮泵排量（mL/r）。

齿轮泵转速（与发动机转速相同）2400 r/min,排量25 mL/r。Q=60 L/min。

齿轮泵容积效率为

ηv=qm/q（2）

式中ηv—齿轮泵容积效率；

qm—齿轮泵实际排量。

ηv =0.76 。远低于齿轮泵出厂标准的92%。齿轮泵输出功率为

N=pq（3）

式中N—齿轮泵输出功率（kW）；

p—安全阀开启压力（MPa）。

功率15 kW，占发动机功率的17%。

表1改进前液压输出功率试验记录

Table 1Improve the former hydraulic power output test record

序号输入接头

pi/MPa回油接头

po/MPa输入流量

qi/L·min功率

/kW15.71.651.93.526.31.552.64.237.61.350.85.348.51.050.36.358.60.949.86.469.40.748.17.079.40.545.56.789.30.544.16.599.10.444.16.4108.90.437.75.3118.60.333.84.7128.30.032.84.5液压接头对液压输出功率为

Nm=(pi-p0)qi/60（4）

式中Nm—输出功率（kW）；

pi—输入接头压力（MPa）；

p0—回油接头压力（MPa）；

qi—液压接头输入流量（L·min）。

Nm=8.5 kW，占总功率的9.6%，明显低于泵的额定流量15 kW。

2原因分析

数据计算结果分析，液压输出功率有两个因素，压力和流量，主要表现流量不足。可能的原因:齿轮泵、多路阀及安全阀、吸油管路，应逐个检查分析排除。对于压力低和流量不足的问题，应从源头查起。顺序一般是先查吸油管路，包括油箱、滤油器、吸油管和接头；其次检查油泵；再其次是阀。如需采取撤除或替换的方法检查，应是先易后难，要结合实际考虑。综合考虑，采用撤除替换的方法，此处应先是齿轮泵，后多路阀，再是吸油管。

2.1齿轮泵

齿轮泵出现的问题最终表现在容积效率上。齿轮泵内泄漏大，或低压区进气，都会使如齿轮容积效率下降。如齿轮泵侧板磨损导致侧隙增大，低压区密封不良或轴套磨损等。这些是齿轮泵自身原因引起容积效率低的主要因素。冷机情况下,调节节流阀快速加载，流量如有明显下降，即可断定齿轮泵内漏大，已失效。换泵检查是简单直接有效的方法。换了一只齿轮泵，空载流量增加不到1 L/min，可判断齿轮泵不是主要的原因。

2.2安全阀

安全阀开启压力设定为15 MPa。实际开启压力有可能低于这个压力，却仍能达到安全阀的设定压力。这种情况下，压力在接近设定压力时，油温升高较快。有资料提出用温度检测仪检测安全阀附近温升的变化，以此判断安全阀的是否开启。但要区分安全阀工作与元件节流引起的发热，实际操作起来，并不那么准，不能肯定。因为存在热惯性和安全阀附近元件节流的热干扰，安全阀开启节流发热和系统其它元件引起的热升温较难区分。这需要精确、灵敏、多点实时监测，实施较困难。将安全阀关紧不作溢流，观察流量是否上升。可以作为初步的判断，但是不能作肯定判定。因为安全阀有可能关不紧，尤其是带先导的安全阀。简单有效的办法是将多路阀短接，油液不经过多路阀，观察流量有无变化。如流量增加，可判断多路阀有泄漏，可能是安全的问题，也可能是换向阀的问题。无变化，多路阀应无问题。短接实验，通过液压接头对的流量和压力无明显变化，因此多路阀应无问题。

2.3吸油管路

吸油管路中有油管、管接头、滤油器和油箱。用排除法，逐个排除，找出存在的问题。可能的原因只有两个：一是管路进气，可能的地方有管接头、油箱。二是管路有吸空现象。管路进气问题比较好查，一般是直接观察油箱中的油液。如有进气，齿轮泵工作时，油箱内会产生泡沫，严重时会溢出。经过观察，未发现大量的泡沫，确有些细小的泡沫。说明吸油管没有明显的进气，可能有少量的进气，对齿轮泵的容积效率有一点影响，但不至于有明显的影响。对吸油管重新校核计算，发现吸油管管径偏小管路偏长。管径20 mm，长2.4 m，计算油液流速3.2 m。根据液压设计规范，吸油管油液流速不超过2 m/s。显然流速大于设计规范要求，超过了30%。根据圆管沿程压力损失公式计算

△pf=λLdρv22（4）

式中△pf—压力损失（MPa）；

λ—沿程阻力系数；

L—圆管沿程长度（m）；

d—圆管内径（mm）；

ρ—流体密度（kg/m3）；

v—管内平均流速（m/s）。

局部压力损失为

△pr=ζρv22（5）

式中△pr—局部压力损失（MPa）；

ζ—局部阻力系数。

吸油管路总压力损失为

△p=∑△pf+∑△pr（6）

算得△p=0.023 MPa。实测0.037 MPa。该压力损失为油箱到齿轮泵吸油口的压力损失，即油箱呈负压状态，换算成吸程约3.7 m。规范要求不超过0.5 m。由此看来，油泵应该是出现了吸空现象。齿轮泵吸油口压力过低，易造成三种不好的结果：齿轮泵进气，吸油管进气，油泵内产生气穴。齿轮泵进气，主要发生于齿轮泵低压区。因齿轮泵主动齿轮轴颈处采用的是动密封，不可能完全隔绝外面的空气，密封好时，且吸油负压不大的情况下，无明显的进气。一旦密封不严时，或负压过大时，容易进气 。齿轮泵进气，上面已基本排除这种可能性，吸油管进气的可能性也基本排除。气穴问题较为复杂。当齿轮泵吸油口压力过低，真空度达到油液的饱和蒸汽压时，油液即汽化，理论上齿轮泵这时泵出的都是汽态油。由于油液的饱和蒸汽压很低，71 ℃时约在2.3 mmHg，实际上很难发生，一般不考虑这种情况。因为在这之前，齿轮泵早已完全失效。另一种情况是油液中存在溶解的空气，在标准大气压下约为11%。当压力低到油液与空气分离压力时，油液中溶解的空气即会大量地析出。在齿轮泵中出现这种情况，油液的刚度下降，齿轮泵的容积效率会明显降低。可以用溶解度对油液刚性进行评价。

δ%=va/vo (7)

式中va—溶解的空气体积（L）；

vo—油液的体积（L）。

一般情况下，人们往往忽略这部分的影响。11%的空气溶解度，中低压情况下，对容积效率影响远小于11%。但在有的情况下，却不是这样，影响甚至于大于11%。在油箱体积较小时，油液循环频率较高。吸入油压较低时，溶解在油液中的空气就会出现累积效应。

表1数据反映的齿轮泵容积效率低的问题，一是在温升和压力作用下，齿轮泵内泄漏增大引起的容积效率降低，主要的是吸油管管径较细引起的齿轮泵吸油口负压较大，产生的吸空现象，使齿轮泵的容积效率下降过多。综上分析，问题主要是吸油管较细。

3改进方案

吸油管路，更换铰接式接头，采用90°弯接头，增加吸油管直径到25 mm。经计算，25 mm的管径的流速2.04 m/s，略超过规范要求的2 m/s。检测结果如表2。液压输出功率达到14.4%，符合DG/T001-2011要求。

表2改进后液压输出功率试验记录

Table2The improved hydraulic power output test record

序号液压输入接头

pi/ MPa液压回油接头

pi/MPa输入流量

qi/L·min-1液压功率

/kW13.81.160.42.726.51.160.35.437.51.057.86.349.61.057.58.2511.51.057.010612.80.956.511.0713.20.955.211.1815.00.954.812.7916.50.830.27.91017.50.823.56.51118.30.511.83.51221.0000

4结束语

液压设计规范是应该采取的原则。实际当中，有不少设计参数接近规范要求的上线或下线，有时或超出规范的要求，如管路设计。在固定设备上，液压管路完全可以按规范要求设计，保证吸油管、回油管和压力油管的直径满足油液流速的要求。而在行走机械上，如工程机械和拖拉机，受空间的限制，油管直径不可能做的大，大多数情况是做到了下限，压力油管有时甚至超过了下限值。这时就要结合实际情况、整体布局、有无散热装置等，对设计重新校核计算。进行试验验证，这是最终可靠的方法。

参考文献：

[1]雷天觉,新编液压工程手册[M].北京:北京理工大学出版社,1998.

[2]林国重,盛东初.液压传动与控制[M].北京理工业学院出版社,1986.

[3]韩桂华,王景峰,乔玉晶.液压系统设计技巧与禁忌[M].北京:化学工业出版社,2011.

[4]卢长耿,李金良.液压控制系统的分析与设计[M].北京:煤炭工业出版社,1991.

[5]李新德.液压系统故障诊断与维修手册[M].北京,中国电力出版社.2009.

[6]蒋丹,李松晶,包钢.伴随气泡和气穴的低压液压管路瞬态分析[J].工程力学， 2007(11).

[7]李流远,油液含气量对液压系统的影响[J].液压与气动, 2001(1).

（04）

2.1齿轮泵

齿轮泵出现的问题最终表现在容积效率上。齿轮泵内泄漏大，或低压区进气，都会使如齿轮容积效率下降。如齿轮泵侧板磨损导致侧隙增大，低压区密封不良或轴套磨损等。这些是齿轮泵自身原因引起容积效率低的主要因素。冷机情况下,调节节流阀快速加载，流量如有明显下降，即可断定齿轮泵内漏大，已失效。换泵检查是简单直接有效的方法。换了一只齿轮泵，空载流量增加不到1 L/min，可判断齿轮泵不是主要的原因。

2.2安全阀

安全阀开启压力设定为15 MPa。实际开启压力有可能低于这个压力，却仍能达到安全阀的设定压力。这种情况下，压力在接近设定压力时，油温升高较快。有资料提出用温度检测仪检测安全阀附近温升的变化，以此判断安全阀的是否开启。但要区分安全阀工作与元件节流引起的发热，实际操作起来，并不那么准，不能肯定。因为存在热惯性和安全阀附近元件节流的热干扰，安全阀开启节流发热和系统其它元件引起的热升温较难区分。这需要精确、灵敏、多点实时监测，实施较困难。将安全阀关紧不作溢流，观察流量是否上升。可以作为初步的判断，但是不能作肯定判定。因为安全阀有可能关不紧，尤其是带先导的安全阀。简单有效的办法是将多路阀短接，油液不经过多路阀，观察流量有无变化。如流量增加，可判断多路阀有泄漏，可能是安全的问题，也可能是换向阀的问题。无变化，多路阀应无问题。短接实验，通过液压接头对的流量和压力无明显变化，因此多路阀应无问题。

2.3吸油管路

吸油管路中有油管、管接头、滤油器和油箱。用排除法，逐个排除，找出存在的问题。可能的原因只有两个：一是管路进气，可能的地方有管接头、油箱。二是管路有吸空现象。管路进气问题比较好查，一般是直接观察油箱中的油液。如有进气，齿轮泵工作时，油箱内会产生泡沫，严重时会溢出。经过观察，未发现大量的泡沫，确有些细小的泡沫。说明吸油管没有明显的进气，可能有少量的进气，对齿轮泵的容积效率有一点影响，但不至于有明显的影响。对吸油管重新校核计算，发现吸油管管径偏小管路偏长。管径20 mm，长2.4 m，计算油液流速3.2 m。根据液压设计规范，吸油管油液流速不超过2 m/s。显然流速大于设计规范要求，超过了30%。根据圆管沿程压力损失公式计算

△pf=λLdρv22（4）

式中△pf—压力损失（MPa）；

λ—沿程阻力系数；

L—圆管沿程长度（m）；

d—圆管内径（mm）；

ρ—流体密度（kg/m3）；

v—管内平均流速（m/s）。

局部压力损失为

△pr=ζρv22（5）

式中△pr—局部压力损失（MPa）；

ζ—局部阻力系数。

吸油管路总压力损失为

△p=∑△pf+∑△pr（6）

算得△p=0.023 MPa。实测0.037 MPa。该压力损失为油箱到齿轮泵吸油口的压力损失，即油箱呈负压状态，换算成吸程约3.7 m。规范要求不超过0.5 m。由此看来，油泵应该是出现了吸空现象。齿轮泵吸油口压力过低，易造成三种不好的结果：齿轮泵进气，吸油管进气，油泵内产生气穴。齿轮泵进气，主要发生于齿轮泵低压区。因齿轮泵主动齿轮轴颈处采用的是动密封，不可能完全隔绝外面的空气，密封好时，且吸油负压不大的情况下，无明显的进气。一旦密封不严时，或负压过大时，容易进气 。齿轮泵进气，上面已基本排除这种可能性，吸油管进气的可能性也基本排除。气穴问题较为复杂。当齿轮泵吸油口压力过低，真空度达到油液的饱和蒸汽压时，油液即汽化，理论上齿轮泵这时泵出的都是汽态油。由于油液的饱和蒸汽压很低，71 ℃时约在2.3 mmHg，实际上很难发生，一般不考虑这种情况。因为在这之前，齿轮泵早已完全失效。另一种情况是油液中存在溶解的空气，在标准大气压下约为11%。当压力低到油液与空气分离压力时，油液中溶解的空气即会大量地析出。在齿轮泵中出现这种情况，油液的刚度下降，齿轮泵的容积效率会明显降低。可以用溶解度对油液刚性进行评价。

δ%=va/vo (7)

式中va—溶解的空气体积（L）；

vo—油液的体积（L）。

一般情况下，人们往往忽略这部分的影响。11%的空气溶解度，中低压情况下，对容积效率影响远小于11%。但在有的情况下，却不是这样，影响甚至于大于11%。在油箱体积较小时，油液循环频率较高。吸入油压较低时，溶解在油液中的空气就会出现累积效应。

表1数据反映的齿轮泵容积效率低的问题，一是在温升和压力作用下，齿轮泵内泄漏增大引起的容积效率降低，主要的是吸油管管径较细引起的齿轮泵吸油口负压较大，产生的吸空现象，使齿轮泵的容积效率下降过多。综上分析，问题主要是吸油管较细。

3改进方案

吸油管路，更换铰接式接头，采用90°弯接头，增加吸油管直径到25 mm。经计算，25 mm的管径的流速2.04 m/s，略超过规范要求的2 m/s。检测结果如表2。液压输出功率达到14.4%，符合DG/T001-2011要求。

表2改进后液压输出功率试验记录

Table2The improved hydraulic power output test record

序号液压输入接头

pi/ MPa液压回油接头

pi/MPa输入流量

qi/L·min-1液压功率

/kW13.81.160.42.726.51.160.35.437.51.057.86.349.61.057.58.2511.51.057.010612.80.956.511.0713.20.955.211.1815.00.954.812.7916.50.830.27.91017.50.823.56.51118.30.511.83.51221.0000

4结束语

液压设计规范是应该采取的原则。实际当中，有不少设计参数接近规范要求的上线或下线，有时或超出规范的要求，如管路设计。在固定设备上，液压管路完全可以按规范要求设计，保证吸油管、回油管和压力油管的直径满足油液流速的要求。而在行走机械上，如工程机械和拖拉机，受空间的限制，油管直径不可能做的大，大多数情况是做到了下限，压力油管有时甚至超过了下限值。这时就要结合实际情况、整体布局、有无散热装置等，对设计重新校核计算。进行试验验证，这是最终可靠的方法。

参考文献：

[1]雷天觉,新编液压工程手册[M].北京:北京理工大学出版社,1998.

[2]林国重,盛东初.液压传动与控制[M].北京理工业学院出版社,1986.

[3]韩桂华,王景峰,乔玉晶.液压系统设计技巧与禁忌[M].北京:化学工业出版社,2011.

[4]卢长耿,李金良.液压控制系统的分析与设计[M].北京:煤炭工业出版社,1991.

[5]李新德.液压系统故障诊断与维修手册[M].北京,中国电力出版社.2009.

[6]蒋丹,李松晶,包钢.伴随气泡和气穴的低压液压管路瞬态分析[J].工程力学， 2007(11).

[7]李流远,油液含气量对液压系统的影响[J].液压与气动, 2001(1).

（04）

2.1齿轮泵

齿轮泵出现的问题最终表现在容积效率上。齿轮泵内泄漏大，或低压区进气，都会使如齿轮容积效率下降。如齿轮泵侧板磨损导致侧隙增大，低压区密封不良或轴套磨损等。这些是齿轮泵自身原因引起容积效率低的主要因素。冷机情况下,调节节流阀快速加载，流量如有明显下降，即可断定齿轮泵内漏大，已失效。换泵检查是简单直接有效的方法。换了一只齿轮泵，空载流量增加不到1 L/min，可判断齿轮泵不是主要的原因。

2.2安全阀

安全阀开启压力设定为15 MPa。实际开启压力有可能低于这个压力，却仍能达到安全阀的设定压力。这种情况下，压力在接近设定压力时，油温升高较快。有资料提出用温度检测仪检测安全阀附近温升的变化，以此判断安全阀的是否开启。但要区分安全阀工作与元件节流引起的发热，实际操作起来，并不那么准，不能肯定。因为存在热惯性和安全阀附近元件节流的热干扰，安全阀开启节流发热和系统其它元件引起的热升温较难区分。这需要精确、灵敏、多点实时监测，实施较困难。将安全阀关紧不作溢流，观察流量是否上升。可以作为初步的判断，但是不能作肯定判定。因为安全阀有可能关不紧，尤其是带先导的安全阀。简单有效的办法是将多路阀短接，油液不经过多路阀，观察流量有无变化。如流量增加，可判断多路阀有泄漏，可能是安全的问题，也可能是换向阀的问题。无变化，多路阀应无问题。短接实验，通过液压接头对的流量和压力无明显变化，因此多路阀应无问题。

2.3吸油管路

吸油管路中有油管、管接头、滤油器和油箱。用排除法，逐个排除，找出存在的问题。可能的原因只有两个：一是管路进气，可能的地方有管接头、油箱。二是管路有吸空现象。管路进气问题比较好查，一般是直接观察油箱中的油液。如有进气，齿轮泵工作时，油箱内会产生泡沫，严重时会溢出。经过观察，未发现大量的泡沫，确有些细小的泡沫。说明吸油管没有明显的进气，可能有少量的进气，对齿轮泵的容积效率有一点影响，但不至于有明显的影响。对吸油管重新校核计算，发现吸油管管径偏小管路偏长。管径20 mm，长2.4 m，计算油液流速3.2 m。根据液压设计规范，吸油管油液流速不超过2 m/s。显然流速大于设计规范要求，超过了30%。根据圆管沿程压力损失公式计算

△pf=λLdρv22（4）

式中△pf—压力损失（MPa）；

λ—沿程阻力系数；

L—圆管沿程长度（m）；

d—圆管内径（mm）；

ρ—流体密度（kg/m3）；

v—管内平均流速（m/s）。

局部压力损失为

△pr=ζρv22（5）

式中△pr—局部压力损失（MPa）；

ζ—局部阻力系数。

吸油管路总压力损失为

△p=∑△pf+∑△pr（6）

算得△p=0.023 MPa。实测0.037 MPa。该压力损失为油箱到齿轮泵吸油口的压力损失，即油箱呈负压状态，换算成吸程约3.7 m。规范要求不超过0.5 m。由此看来，油泵应该是出现了吸空现象。齿轮泵吸油口压力过低，易造成三种不好的结果：齿轮泵进气，吸油管进气，油泵内产生气穴。齿轮泵进气，主要发生于齿轮泵低压区。因齿轮泵主动齿轮轴颈处采用的是动密封，不可能完全隔绝外面的空气，密封好时，且吸油负压不大的情况下，无明显的进气。一旦密封不严时，或负压过大时，容易进气 。齿轮泵进气，上面已基本排除这种可能性，吸油管进气的可能性也基本排除。气穴问题较为复杂。当齿轮泵吸油口压力过低，真空度达到油液的饱和蒸汽压时，油液即汽化，理论上齿轮泵这时泵出的都是汽态油。由于油液的饱和蒸汽压很低，71 ℃时约在2.3 mmHg，实际上很难发生，一般不考虑这种情况。因为在这之前，齿轮泵早已完全失效。另一种情况是油液中存在溶解的空气，在标准大气压下约为11%。当压力低到油液与空气分离压力时，油液中溶解的空气即会大量地析出。在齿轮泵中出现这种情况，油液的刚度下降，齿轮泵的容积效率会明显降低。可以用溶解度对油液刚性进行评价。

δ%=va/vo (7)

式中va—溶解的空气体积（L）；

vo—油液的体积（L）。

一般情况下，人们往往忽略这部分的影响。11%的空气溶解度，中低压情况下，对容积效率影响远小于11%。但在有的情况下，却不是这样，影响甚至于大于11%。在油箱体积较小时，油液循环频率较高。吸入油压较低时，溶解在油液中的空气就会出现累积效应。

表1数据反映的齿轮泵容积效率低的问题，一是在温升和压力作用下，齿轮泵内泄漏增大引起的容积效率降低，主要的是吸油管管径较细引起的齿轮泵吸油口负压较大，产生的吸空现象，使齿轮泵的容积效率下降过多。综上分析，问题主要是吸油管较细。

3改进方案

吸油管路，更换铰接式接头，采用90°弯接头，增加吸油管直径到25 mm。经计算，25 mm的管径的流速2.04 m/s，略超过规范要求的2 m/s。检测结果如表2。液压输出功率达到14.4%，符合DG/T001-2011要求。

表2改进后液压输出功率试验记录

Table2The improved hydraulic power output test record

序号液压输入接头

pi/ MPa液压回油接头

pi/MPa输入流量

qi/L·min-1液压功率

/kW13.81.160.42.726.51.160.35.437.51.057.86.349.61.057.58.2511.51.057.010612.80.956.511.0713.20.955.211.1815.00.954.812.7916.50.830.27.91017.50.823.56.51118.30.511.83.51221.0000

4结束语

液压设计规范是应该采取的原则。实际当中，有不少设计参数接近规范要求的上线或下线，有时或超出规范的要求，如管路设计。在固定设备上，液压管路完全可以按规范要求设计，保证吸油管、回油管和压力油管的直径满足油液流速的要求。而在行走机械上，如工程机械和拖拉机，受空间的限制，油管直径不可能做的大，大多数情况是做到了下限，压力油管有时甚至超过了下限值。这时就要结合实际情况、整体布局、有无散热装置等，对设计重新校核计算。进行试验验证，这是最终可靠的方法。

参考文献：

[1]雷天觉,新编液压工程手册[M].北京:北京理工大学出版社,1998.

[2]林国重,盛东初.液压传动与控制[M].北京理工业学院出版社,1986.

[3]韩桂华,王景峰,乔玉晶.液压系统设计技巧与禁忌[M].北京:化学工业出版社,2011.

[4]卢长耿,李金良.液压控制系统的分析与设计[M].北京:煤炭工业出版社,1991.

[5]李新德.液压系统故障诊断与维修手册[M].北京,中国电力出版社.2009.

[6]蒋丹,李松晶,包钢.伴随气泡和气穴的低压液压管路瞬态分析[J].工程力学， 2007(11).

[7]李流远,油液含气量对液压系统的影响[J].液压与气动, 2001(1).

（04）