機電液課程設計鉆鏜兩用組合機床

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1、江蘇科技大學 課程設計說明書 課程名稱： 液壓與氣壓傳動 題目名稱：鉆鏜組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 班 級： 08機制二班 姓 名： 學 號： 指導教師： 2011 年 7 月 7 日 目錄 1 序言 - 1 - 2 設計的技術要求

2、和設計參數(shù) - 2 - 3 工況分析 - 2 - 3.1 確定執(zhí)行元件 - 2 - 3.2 分析系統(tǒng)工況 - 2 - 3.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 - 4 - 3.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) - 5 - 3.4.1 初選液壓缸工作壓力 - 5 - 3.4.2 確定液壓缸主要尺寸 - 5 - 3.4.3 計算最大流量需求 - 7 - 3.5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 - 9 - 3.5.1 速度控制回路的選擇 - 9 - 3.5.2 換向和速度換接回路的選擇 - 9 - 3.5.3 油源的選擇和能耗控制 - 10 - 3.5.4 壓力控制回路的選擇 - 12 - 3.6

3、 液壓元件的選擇 - 13 - 3.6.1 確定液壓泵和電機規(guī)格 - 13 - 3.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇 - 15 - 3.6.3 油管的選擇 - 17 - 3.6.4 油箱的設計 - 18 - 3.7 液壓系統(tǒng)性能的驗算 - 20 - 3.7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值 - 20 - 3.7.2油液溫升驗算 - 23 - 4 參考文獻 - 24 - 1 序言 作為一種高效率的專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產中應用廣泛。本次課程設計將以鉆鏜兩用組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計為例，介紹該組合機床液壓系統(tǒng)的設計方法和設計步驟，其

4、中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗算等。 組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具有結構簡單、動作靈活、操作

5、方便、調速范圍大、可無級連讀調節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用。 液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺的直線運動和回轉運動，如圖1所示，如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止快進一工進二工進死擋鐵停留快退原位停止。 圖1 組合機床動力滑臺工作循環(huán) 2 設計的技術要求和設計參數(shù) 工作循環(huán)：快進兩個工進快退停止； 系統(tǒng)設計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs = 0.18、fd = 0.11。 表1 設計參數(shù) 參 數(shù) 數(shù) 值 切削阻力（N） 18000 滑臺自重 (N) 25000

6、 快進、快退速度(m/min) 7.3 工進速度(mm/min) 6.6~660 最大行程(mm) 400 工進行程(mm) 180 啟動換向時間（s） 0.05 液壓缸機械效率（） 0.9 3工況分析 3.1 確定執(zhí)行元件 金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。 3.2 分析系統(tǒng)工況 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。 （1）工作負載FW 工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削

7、機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即 FW=18000N （2）慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.05s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為7.3m/min，因此慣性負載 (3) 阻力負載 阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。 工況 負載組成 負載值F 液壓缸推力=F/ 起動 = 4500 5000 加速 =+ 8957 9952 快進 = 2750 3056 一工進

8、 =+ 20750 23056 二工進 =+ 20750 23560 反向起動 = 4500 5000 反向加速 =+ 8957 9952 快退 = 2750 3056 靜摩擦阻力 Ffj = fjN==0.1825000=4500N 動摩擦阻力 Ffd= fdN==0.1125000=2750N 根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表2所示。 注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。 表2 液壓缸在各工作階段的負載（單位：N） 3.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪

9、制 根據(jù)表2中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖2所示。 圖2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖 圖2表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為23056N，其他工況下負載力相對較小。 所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度V1=V3=7.3m/min、快進行程L1=400-180=220mm、一工進行程L2=100mm、二工進行程L3=80、快退行程L4=400mm，工進速度V2=6.6~660mm/min。根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖3所示。

10、 ； 圖3 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 3.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) 3.4.1 初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為23056N，其它工況時的負載都相對較低，參考表11-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力p1=3.5MPa。 3.4.2 確定液壓缸主要尺寸 由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這

11、種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa。 快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.5MPa。 工進時液壓缸的推力計算公式為 ， 式中：F ——負載力 h

12、m——液壓缸機械效率 A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力 p2——液壓有無桿腔壓力 因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.70797=68.8mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=100mm，活塞桿直徑為d=70mm。 此時液壓缸

13、兩腔的實際有效面積分別為 3.4.3 計算最大流量需求 工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為 q快進 =（A1-A2）v1=27.72L/min 工作臺在快退過程中所需要的流量為 q快退 =A2v2=28.8L/min 工作臺在工進過程中所需要的流量為 q工進 =A1v1=0.0259~2.59L/min 其中最大流量為快退流量為28.8L/min。 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如

14、表3所示。 表3 各工況下的主要參數(shù)值 工況 推力F’/N 回油腔壓力P2/MPa 進油腔壓力P1/MPa 輸入流量q/L.min-1 輸入功率P/Kw 計算公式 快進 啟動 5000 0 1.8 —— —— q=(A1-A2)v1 P=p1q p2=p1+Δp 加速 9952 2.7 3.1 —— —— 恒速 3056 2.7 1.3 27.72 0.6 工進 23056 0.8 3.5 0.0259~2.59 0.0015~0.15 P1=(F‘+p2A2)/A1 q=A1v2 P=p1q 快退 起動

15、 5000 0 1.25 —— —— P1=(F‘+p2A1)/A2 q=A2v3 P=p1q 加速 9952 0.5 3.49 —— —— 恒速 3056 0.5 1.75 28.8 0.84 把表3中計算結果繪制成工況圖，如圖4所示。 圖4 液壓系統(tǒng)工況圖 3.5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低

16、，節(jié)約能源，工作可靠。 3.5.1 速度控制回路的選擇 工況圖4表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用容積節(jié)流加背壓的調速回路即可。它能保證液壓缸穩(wěn)定的低速運動（0.006m/min)、較好的速度剛性和較大的調速范圍（100左右）?；赜吐飞霞颖硥洪y可防止空氣滲入系統(tǒng)，并能使滑臺承受負向的負載。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大

17、，采用限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。 3.5.2 換向和速度換接回路的選擇 所設計的組合機床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用的電液換向閥控制換向回路即可。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電液換向閥?；_停止運動時，選用單向閥和M型中位機能的換向閥串聯(lián)的回路來使液壓泵在低壓下卸荷，既減少能量損耗，

18、又使油路控制油路保持一定的壓力，以保證下一個循環(huán)的順利起動。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由27.72 L/min降為0.0259~2.59 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖5所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。系統(tǒng)采用了換向時間可調的電液換向閥來切換主油路，使滑臺的換向更加平穩(wěn)，沖擊和噪聲小。同時，電液換向閥的五通結構使滑臺進和退時分別從兩條油路回油，這樣滑臺快退時系統(tǒng)沒有背壓，液減少了壓力損失。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。總之，該設計使用

19、元件不多，卻能完成較為復雜的半自動工作循環(huán)，且性能良好。 a.換向回路 b.速度換接回路 圖5 換向和速度切換回路的選擇 3.5.3 油源的選擇和能耗控制 表3表明，本設計鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進、快退時的低壓大流量供油和工進時的高壓小流量供油兩種工況。在液壓系統(tǒng)的流量、方向和壓力等關鍵參數(shù)確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達到節(jié)能和降低生產成本的目的。 在圖4工況圖的一個工作循環(huán)內，液壓缸在快進和快退行程中要求油源以低壓大流量供油，工進行程中油源以高壓

20、小流量供油。其中最大流量與最小流量之比，而快進和快退所需的時間與工進所需的時間分別為： 上述數(shù)據(jù)表明，在一個工作循環(huán)中，液壓油源在大部分時間都處于高壓小流量供油狀態(tài)，只有小部分時間工作在低壓大流量供油狀態(tài)。 如果采用一個限壓式變量泵的供油方式，油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為 快進時 P=1.327.72=0.6Kw 工進時P=pqmax=3.50.0259~2.772.59=0.0015~0.15Kw 快退時 P=1.7528.8=0.84Kw 選用限壓式變量泵作油源。如圖6所示。

21、 圖6 限壓式變量泵供油油源 3.5.4 壓力控制回路的選擇 為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。 將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。 為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥2，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥1起背壓閥的作用。 為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥3。 考慮到這臺

22、機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器5。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 在進油路上設有壓力表開關和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行程開關控制即可。 圖7 液壓系統(tǒng)原理圖 3.6 液壓元件的選擇 本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產品進行選擇即可。 3.6.1 確定液壓泵和電機規(guī)格 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設計采用限壓式變量泵供油方式，根據(jù)圖4液壓系統(tǒng)的工況圖，液壓缸在工進時工作壓力最

23、大。 根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。 對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，工進時泵的最高工作壓力可估算為： 圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則快進、快退時泵的最高工作壓力為： 因為有壓力損失，則泵的最高工作壓力為： （2）計算總流量 表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為

24、28.8L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的20%計算，則液壓油源所需提供的總流量為： 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.0259~2.59L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應為3.0259~5.59L/min。 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，上網或查閱有關樣本，確定YBP-40限壓式變量葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取YBP-40限壓式變量葉片泵，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉速=1000r/min時，泵的輸出流量為40L/min。該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要

25、。 表4 液壓泵參數(shù) 元件名稱 規(guī)格 額定流量 額定壓力MPa 型號 轉速r/min 限壓式變量葉片泵 40 最高工作壓力為6.3 MPa YBP-40 1000 （3）．電機的選擇 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為1.75MPa，流量為28.8L/min。取泵的總效率0.7，則液壓泵驅動電動機所需的功率為： 根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y100L1-4型電動機，其額定功率為2.2KW，滿載時轉速1430r/min。 3.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇 圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾

26、油器、空氣濾清器等輔助元件。 1．閥類元件的選擇 根據(jù)上述流量及壓力計算結果，對圖7初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調速閥的選擇應考慮使調速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中5個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。 圖7中背壓閥1和順序閥2的選擇可根據(jù)調定壓力和流經閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，背壓閥1的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內控式順序閥。最后本設計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術參數(shù)。 表5 閥類元件的選擇 序號 元件名稱 規(guī)格

27、 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 背壓閥 YF3-E10B 63 16 0.5 2 液控順序閥 SV-G03-1-ET 35 16 0.3 3 單向閥 AF3-Ea10B 63 16 0.2 4 一工進調速閥 AXQF-E10B 0.07~50 16 0.5 5 壓力繼電器 HED1KA/10 — 16 — 6 單向閥 AF3-Ea20B 63 16 0.2 7 濾油器 YYL-105-10 40 21 0.02 8 行程閥 AXQF-E10B 6

28、3 16 <0.3 9 電磁閥 VF3130-3DZB-02 63 16 — 10 二工進調速閥 AXQF-E10B 0.07~50 16 0.5 11 先導閥 35DY3Y—E10B 75 16 — 12 三位五通電液換向閥 35DY3Y—E10B 75 16 <0.5 13 單向閥 AF3-Ea10B 63 16 0.2 14 限壓式變量泵 YBP-40 — 16 — 15 壓力表開關 KF3-E3B — 16 — 2．過濾器的選擇 按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量

29、為泵流量的2.5倍。由于所設計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有 因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網式吸油過濾器，參數(shù)如表6所示。 表6 通用型WU系列網式吸油中過濾器參數(shù) 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 尺寸 M（d） H D WU—100100-J 32 100 100 153 — 3．空氣濾清器的選擇 按照空氣濾清器的流量至少為液壓泵額定流量2倍的原則，即有 選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表7所示。 表7 液壓空氣濾清

30、器 參數(shù) 型號 過濾注油口徑 mm 注油流量 L/min 空氣流量 L/min 油過濾面積 L/min A mm B mm a mm b mm c mm 四只螺釘均布 mm 空氣過濾精度 mm 油過濾精度 m E-32 32 14 105 120 100 50 47 59 64 M58 0.279 125 注：液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求進行調節(jié)。 3.6.3 油管的選擇 圖7中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進

31、、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表8所示。 表8 液壓缸的進、出油流量和運動速度 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量 排出流量 運動速度 根據(jù)表8中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為： ，取標準值28mm； ，取標準值20mm。 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為28和20的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸

32、筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。 3.6.4 油箱的設計 1．油箱長寬高的確定 油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。 油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938—1999標準估算，取時，求得其容積為 按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值V=250L。 依據(jù) 如果取油箱內長l

33、1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。 對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為： 長為： 寬為： 高問： 為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。 2．隔板尺寸的確定 為起到消除氣泡和使油液中雜質有效沉淀的作用，油箱中應采用隔板把油箱分成兩部分。根據(jù)經驗，隔板高度取為箱內油面高度的，根據(jù)上述計算結果，

34、隔板的高度應為： 隔板的厚度與箱壁厚度相同，取為3mm。 3．各種油管的尺寸 油箱上回油管直徑可根據(jù)前述液壓缸進、出油管直徑進行選取，上述油管的最大內徑為28mm，外徑取為32mm。泄漏油管的尺寸遠小于回油管尺寸，可按照各順序閥或液壓泵等元件上泄漏油口的尺寸進行選取。油箱上吸油管的尺寸可根據(jù)液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算。 取吸油管中油液的流速為1m/s。可得： 液壓泵的吸油管徑應盡可能選擇較大的尺寸，以防止液壓泵內氣穴的發(fā)生。因此根據(jù)上述數(shù)據(jù)，按照標準取公稱直徑為d=32mm，外徑為42mm。 3.7 液壓系統(tǒng)性能的驗算 3.7.1驗算系統(tǒng)壓力損

35、失并確定壓力閥的調整值 由于系統(tǒng)的管道布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按式估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的延程損失和布局損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)。管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 1．快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。由表7和表8可知，進油路上油液通過單向閥13的流量是27.72L/min，通過電液換向閥12的流量是27.72L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量41.84L/min通過行程閥8并進入無桿腔。由此進油路上的總壓降為：

36、 此值不大，不會使壓力閥開啟，幫能確保泵的流量全部進入液壓缸。 在回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥12和單向閥03的流量都是14.12L/min，然后與液壓泵的供油合并，經行程閥8流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。 此值小于原估計值0.5MPa(見表3)，所以是安全的。 2．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥12、調速閥4和調速閥10進入液壓缸無桿腔，在調速閥4、10處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥12、背壓閥1和泵的卸荷油液一起經液控順序閥2返回油箱，在背壓閥1處的壓力損失為0.5MPa。因此這時液

37、壓缸回油腔的壓力為： 可見，此值遠小于原估計值0.8MPa。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，故溢流閥的調壓應為： 3．快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥13、電液換向閥12進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥6、電液換向閥12返回油箱。在進油路上總的壓降為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓降為 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 所以，快退時液壓泵的最大工作壓力應為 此值是調整液控順序閥2的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3.7.2油液溫升驗算 由于工進在整個工作循環(huán)中

38、占95%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 4 參考文獻 [1] 王積偉 《液壓傳動》 機械工業(yè)出版社，2006年12月第二版 [2] 成大先 《機械設計手冊第五分冊》 機械工業(yè)出版社，2010年1月第五版 [3] 張利平 《液壓站設計與使用》 海洋出版社，2004年2月 [4] 陳啟松 《液壓傳動雨控制手冊》【M】 上海：上海科技技術出版社，2006 [5] 馬文星 《液壓傳動理論與設計》【M】北京：化學工業(yè)出版社，2004 [6] 周士昌 《液壓系統(tǒng)設計圖集》【M】 北京：機械工業(yè)出版社，2003 - 22 -