油液流过两主液压缸连通管道时所引起的压力
损失 △p，为：
△p3 9_p2 (3)
流人 主液压缸 A大腔 的压力油流过高低转换
阀时所引起的压力损失 △p 为 ：
△p 6-p8 (4)
从 主液压缸 B大腔流出的压力油流过 高低转
换 阀时所引起的压力损失 △p 为：
卸 5 3 5 (5)
由于主液压泵为恒功率变量泵 ，则其输出的油
量除与泵的排量 口(mL／r)、转速 (r／rain)有关外 ，还
与液压泵出口工作压力和液压泵本身的容积效率相
关 ，即：当液压泵 出口压力 P 小于恒功率点压力 P
时，主液压泵实际输出的油流量 Q 为 ：
Q1=qnrl xl0。(L／rain) (6)
式中： 为液压泵的容积效率。
液压泵 的容积效率随着液压泵出口处的工作压
力 P 和泵轴 的转速 n等的变化而变化 。一般来讲 ，
在转速 凡一定的情况下 ，液压泵 的容积效率 ％基本
上是随压力 P。的增大而呈线性规律减小的；也就是
说 ，如果液压泵以转速 n旋转 、在额定压力 P 时的
容积效率为 卵 ，则液压泵在 出El工作压力为 P 时
的容积效率 可近似表示为：
叼 ：1一LOl(1一叼 )／Pm] (7)
当液压泵出口压力P 高于恒功率点压力 P 时 ，
主液压泵的理论输出流量 Q 可按如下关系式计算 ：
QL=P~ln~10-3／pl(Umin)
则主液压泵此时实际输 出的油流量 Q：为：
Q2=QLrl =(p~qn／p1)×卵 xl0 (L／min) (8)
由于两主液压缸大腔和小腔 的截面面积不同 ，
则使得两主液压缸连通管道中的油流量并不等于主
液压泵的实际输 出流量 ，而且它还与主液压缸缸径
D(ram)和活塞杆径 d(mm)相关 ，即：当液压泵 出 口
压力 P 小于恒功率点压力 P。时 ，连通管道中的油流
量 Q 为 ：
Q3=[ aa)lD2]xqml xl0 (Umin) (9)
当液压泵出口压力P 高于恒功率点压力 P 时 ，
连通管道中的油流量 Q 为：
Q =[ d2)ID2]x(p ／p1)xqnrl xl0 (L／min) (10)
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第 39卷 2咖 年 11月
如果不考虑系统工作过程中的油液泄漏 ，两主
液压缸连通腔的油流量可根据主液压泵 出口压力的
大小按式(9)或(10)进行计算 ，其它管路的油流量即
为主液压泵的实际输出流量 ，则可按式 (7)或(8)进
行计算 ，因此 ，该系统 总的能量损失 ／~r可计算如下
(为便于分析 ，本文理论计算和实测所得的能量损耗
都是单位时间所损耗的能量 ，即功率损耗)：
当液压泵出口压力 P 小于恒功率点压力 P 时，
总的能量损失 Ⅳ为 ：
肚 [(△p l+卸 2+△p4十△p5)XQl+Ap3xQ3]／60(kW)(1 1)
其 中由换 向阀和集成块所引起 的能量损失 Ⅳ，
和由高低压转换阀所引起的能量损失 Ⅳ2分别为：
Nl=(△p1+△p2)xQl／60(kW) (12)
Ⅳ2=[(△p4十 5)XQl+Ap3xQ3]／6o(kW) (13)
当液压泵出口压力 P 高于恒功率点压力 P 时，
总的能量损失为 ：
Ⅳ_[(卸 +△p2+△p4+△p5)xQ2+Ap3xQ4]／60(kW)(14)
其中由换 向阀和集成块所引起 的能量损失 Ⅳ，
和由高低压转换 阀所引起的能量损失 Ⅳ2分别为：
N17--．(△pl+△p2)xQJ60(kW) (15)
Ⅳ2=【(卸 十 s)xQ2+Ap，xQ4]／60(kW) (16)
2 试验结果及分析
为了考察主液压泵的旋转速度对系统压力损失
和能量损耗的影响 ，在试验过程 中，分别在不同的旋
转速度下对系统各处的油压力进行了测算 ，以掌握
旋转速度对系统压力损失和能量损耗的影响规律。
表 1所示是主液压泵转速为 1 800 r／min，不同
负载情况下在各测点处所测得 的压力均值 。由表 1
可以看出 ，油液在流动过程中，不管是流经换 向阔 、
集成块 、管件 ，还是流经高低压转换 阀，都产生了程
度不 同的压力损失 。根据式 (6)～式(1O)，并取主液
压泵转速为 1 800 r／min、额定压力为 32 MPa时的容
积效率为 95％，可计算 出主液压泵在不同负载

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