设计一台钻镗两用组合机床的液压系统

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1、课程设计说明书钻镗两用组合机床液压系统学院：机械与车辆学院专机械工程及自动化专业业：姓学号：名：指 导 老职称：师：I中国珠海二一二年五 月北京理工大学珠海学院课程设计任务书学生姓名：专业班级：机械工程及自动化指导教师：工作部门：机械与车辆学院一、课程设计题目设计一台钻、镗两用组合机床的液压系统，要求液压系统完成“快进工进快退停止”的工作循环及工件的定位与夹紧。已知：最大切削力为12000N，运动部件自重为18000N ，工作台快进行程为200mm ，工进行程为200mm ，快进、快退速度为5m/min ，工进速度为20 100mm/min ，加、减速时间为0.2s，导轨为平导轨，静摩擦系数为

2、0.2，动摩擦系数为0.1。工件所需夹紧力不得超过6000N，最小不低于3330N，由松开到夹紧的时间为 1s，夹紧缸的行程为40mm。II二、课程设计内容液压传动课程设计一般包括以下内容：(1) 明确设计要求进行工况分析；(2) 确定液压系统主要参数；(3) 拟定液压系统原理图；(4) 计算和选择液压元件；(5) 验算液压系统性能；(6) 结构设计及绘制零部件工作图；(7) 编制技术文件。三、进度安排阶段主要内容时间安排1设计准备(1)阅读、研究设计任务书， 明确设计内容和要求，了解原始数据和工作条件；10(2) 收集有关资料并进一步熟悉课题。2液压系统设计 (1)明确设计要求进行工况分析；

3、计算(2)确定液压系统主要参数；(3)拟定液压系统原理图；20(4) 计算和选择液压件；(5) 验算液压系统性能；3绘制工作图(1)绘制零、部件图；40(2) 绘制正式的液压原理图。4编制技术文件 (1)编写设计计算说明书；20(2) 编写零部件目录表。5答辩整理资料，答辩10四、基本要求III(1) 液压传动课程设计是一项全面的设计训练， 它不仅可以巩固所学的理论知识，也可以为以后的设计工作打好基础。在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精。(2) 液压传动课程设计应在教师指导下独立完成。教师的指导作用是指明设计思路，启发学生独立思考，解答疑难问题，按设计进度进行阶段审查，学生

4、必须发挥主观能动性，积极思考问题，而不应被动地依赖教师查资料、给数据、定方案。(3) 设计中要正确处理参考已有资料与创新的关系。任何设计都不能凭空想象出来，利用已有资料可以避免许多重复工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的保证。另外任何新的设计任务又总有其特定的设计要求和具体工作条件，因而不能盲目地抄袭资料，必须具体分析，创造性地设计。(4) 学生应按设计进程要求保质保量的完成设计任务。五、课程设计内容（含技术指标）设计中等复杂程度的机床液压传动系统，确定液压传动方案，选择有关液压元件，设计液压缸的结构，编写技术文件并绘制有关图纸。六、学生提交材料一览表序号材料名称及顺序规格单位数量1课课

5、程设计任务书A4张2程A41设设计计算说明书份计3 材IV4料装5订Pro/E 三维造型份1本6液压系统原理图2#图纸张17液压缸的装配图1#图纸张18零件图4#图纸张39课程设计档案袋A4个110课程设计材料清单写在档案袋封面上七、工作要求1液压系统的 工况分析 时，要作出 负载循环图和速度循环图。2拟订液压 系统原理图 ，采用合理的执行机构，确定正确的调速方案和速度换接方法，完善系统的调压、卸荷及执行元件的换向和安全互锁等要求。3正确计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量；正确计算液压泵的工作压力、流量和传动功率；合理选择液压泵和电动机的类型和规格；合理选择阀类元件和辅助元件的规格。4用

6、 CAD 绘图，图纸应符合国家标准。 液压系统原理图中应附有液压元件明细表、各执行元件的动作顺序工作循环图和电器元件动作顺序表5设计计算说明书用A4 纸打印。6. 用专用的本子做设计，每天由指导教师审阅签字。7. 在指定的教室内进行设计。8. 作息时间： 8： 3011： 30 点， 2： 305：30V执笔者： （签名）指导老师：（签名）2012年 5月 21日目录绪论.11 钻镗液压机床的设计 .21.1机床的设计要求 .21.2机床的设计参数 .22 执行元件的选择 .32.1分析系统工况 .32.1.1工作负载 .32.1.2惯性负载 .32.1.3阻力负载 .32.2负载循环图和速度

7、循环图的绘制. 32.3主要参数的确定 .52.3.1初选液压缸工作压力 .52.3.2确定液压缸主要尺寸 .62.3.3计算最大流量需求 .73 拟定液压系统原理图 .93.1速度控制回路的选择 .93.2换向和速度换接回路的选择.93.3油源的选择 .103.4压力控制回路的选择 .114 液压元件的选择 .144.1确定液压泵和电机规格 .144.1.1计算液压泵的最大工作压力. 144.1.2计算总流量 .144.1.3电机的选择 .15VI4.2阀类元件和辅助元件的选择 .164.2.1阀类元件的选择 .164.3油管的选择 .174.4油箱的设计 .184.4.1 油箱长宽高的确定

8、 .184.4.2 各种油管的尺寸 .195验算液压系统性能 .195.1验算系统压力损失 .195.2验算系统发热与温升 .236设计总结 .247参考文献 .25VII绪论随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样的质量优、性能好、能耗低、价格廉的液压机床产品。其中，产品设计是决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节。产品的设计包括液压系统的功能分析、工作原理方案设计和液压传动方案设计等。这些设计内容可作为液压传动课程设计的内容。很明显，液压系统设计本身如果存在问题，常常属于根本性的问题，可能造成液压机床的灾难性的失误。 因此我们必须重视对学生进行

9、液压传动设计能力的培养。作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、 主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组

10、合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。11 钻镗液压机床的设计1.1 机床的设计要求设计一台钻镗两用组合机床的液压系统 , 要求液压系统完 “快进工进快退停止”的工作循环及共建的定位与夹紧。已知：最大切削力 12000N，移动部件总重量 18000N；工作台快进行程为200mm，工进行程为 200mm，快进、快退的速度为 5m/min ，工进速度应在（ 20 100）mm/min

11、范围内无级调速； 加、减速时间为 0.2s ，导轨为平导轨，静摩擦系数 0.2 ，动摩擦系数 0.1 。共建所需夹紧力不得超过 6000N，最小不低于 4000N，有松开到夹紧的时间为 1s，夹紧缸的行程为 40m。1.2 机床的设计参数系统设计参数如表1 所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为 fs = 0.2 、 fd = 0.1 。l1=200mm， l2=200mm，l3=400mm其主要设计参数如表 1-1表 1-1 设计参数参 数切削阻力（ N）滑台自重 (N)快进、快退速度 (m/min)工进速度 (mm/min)最大行程 (mm)工进行程 (mm)启动换向时间（ s

12、）液压缸机械效率数值12000180005201004002000.20.922 执行元件的选择2.1 分析系统工况工作负载钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为 Ft 。根据题意，最大切削力为 12000N。惯性负载惯性负载Fmv120005m9.8765Nt60 0.2阻力负载静摩擦阻力动摩擦阻力F fs0.2180003600NF fd0.1180001800N由此可得出液压缸的在各工作阶段的负载如表2-1表 2-1 液压缸的在各工作阶段的负载工况负载组成负载值 F推力 F / m启动FFfs3600N4000N加速FFfdFm2565N2850N快进FFfd1800N2000

13、N工进FFfdFt13800N15333N快退FFfd1800N2000N2.2 负载循环图和速度循环图的绘制根据表 2-1 中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图 2-1 所示。3图 2-1图 2-1 表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为 15333N，其他工况下负载力相对较小。所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度V1=V2=5m/min、快进行程 L1=200mm、工进行程 L2=200mm、快退行程 L3=400mm，工进速度 V2=20 100mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液

14、压系统的速度循环图如图 2-2 所示。42-2 组合机床液压系统速度循环图2.3 主要参数的确定初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为15333N，其它工况时的负载都相对较低，参考表 2-2 和表 2-3 按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=3MPa。表 2-2按负载选择工作压力负载 /KN50工作压力 /MPa0.81.522.53344551表 2-3各种机械常用的系统工作压力机 床农业机械液压机小型工程机大中型挖掘械机机械类型磨床组合机龙门刨拉建筑机械重型机械床床床液压凿岩机起重运输机械工作压力0.835288110182

15、0325/MPa20确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下， 应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1 是有杆腔工作面积A2 两倍的形式，即活塞杆直径d 与缸筒直径D呈 d = 0.707D 的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压 ( 通过设置背压阀的方式) ，执行元件的背压力如

16、表2-4 ，从表中选取此背压值为p2=0.8MPa。表 2-4 执行元件背压力系统类型背压力 /MPa简单系统或轻载节流调速系0.20.5统回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接） ，但连接管路中不可避免地存在着压降 P，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取 P 0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p2 =0.5MPa。工进时液压缸的推力计算公式为F /mA1 p1A2 p2A1 p1( A

17、1 / 2) p2 ，因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为F/( P1P260.80.006m2A12) 15333 10 /(3)m2液压缸缸筒直径为64A14 0.006 106D87mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D ，因此活塞杆直径为 d=0.707 87=62mm，取整后取液压缸缸筒直径为 D=90mm，活塞杆直径为 d=70mm。表 2-5 按工作压力选取d/D此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：A1D 2 463.62cm2A1(D 2d 2 ) 4 35.34cm2计算最大流量需求工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此

18、时系统所需要的流量为q 快进 =（ A1-A2） v1=14.14L/min 工作台在快退过程中所需要的流量为q 快退 =A2v2=17.67L/min工作台在工进过程中所需要的流量为q=0.130.64 L/min工进其中最大流量为快进流量为17.67L/min 。根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表3 所示。表 2-5各工况下的主要参数值回油腔进油腔输入流量输入功工况推力压力压力计算公式q/L.miPF /NP2/MPaP1/MPa率 /Kwn-1启400001.41P1 =错误！未找到动引用源。快加28502.131.63q=(A1

19、-A2)v 1进速P=pq1恒20001.831.3314.140.31p2 =p1+p7速P1=(F+p2A2)/A15330.13 0.06 10.82.85工进0.640.313q=A v21P=p1q起01.134000动+p2A1)/A 2P1=(F快加0.51.71q=A2v3退2850速P=pq恒10.51.4717.670.492000速把表 2-5 中计算结果绘制成工况图，如图2-3所示。图 2-3 组合机床液压缸工况图83 拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接

20、、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。3.1 速度控制回路的选择工况图 2-3 表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该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，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中

21、负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。3.2 换向和速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，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，应考虑选用 Y 型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由 14.

22、14 L/min 降为 0.13 0.64 L/min ，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图 3-1 所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上9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。a.换向回路b.速度换接回路图 3-1换向和速度切换回路的选择3.3 油源的选择最大流量与最小流量之比约为 135，而快进所需的时间比工进所需的时间少得多，因此从提高系统效率， 节省能量的角度来看， 采用单个单个定量泵作为油源显然不适合的，宜采用双泵供油系统，也

23、可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3-2 所示。图 3-2双泵供油油源103.4 压力控制回路的选择由于采用双泵供油回路，故采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回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整， 最后画出液压系统原理图如图3-3 所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺

24、序阀7，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀 8 起背压阀的作用。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀 13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高， 图中增设了一个压力继电器 14。当滑台碰上死挡块后， 系统压力升高， 压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。3-3(a) 液压工作循环图113-3(b) 电磁铁和阀的动作图图 3-3(c)液压系统原理图1双联叶片泵2三位五通电液阀3行程阀4调速阀 5 、 6、1

25、0、13单向阀7 顺序阀8背压阀9 溢流阀11 过滤器1212压力开关14 压力继电器134 液压元件的选择本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。4.1 确定液压泵和电机规格计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据图 2-3 液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可

26、表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失 p 0.8MPa ，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为 0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为p p1pmaxp损p继电器（2.850.80.5） MP a4.15MP a大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图 2-3 表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：p p 2( p1p损 ) MPa(1.470.5) MPa1.97MPa计算总流量表 2-5 表明，在整个

27、工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为17.67 L/min ，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：q p1.117.67 L min19.4 L min14工作进给时，液压缸所需流量约为1.9 L/min ，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min ，故小流量泵的供油量最少应为 4.9L/min 。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，查阅液压设计手册，确定PV2R 型双联叶片泵能够满足上述设计要求， 因此选取 PV2R12 6/26 型双联叶片泵， 其中小泵的排量为 6mL/r ，大泵的排量为2

28、6mL/r ，若取液压泵的容积效率 v =0.9 ，则当泵的转速 n p =940r/min 时，小泵的输出流量为qp 小=6 940 0.9/1000=5.076 L/min该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为qp 大=26*940*0.9/1000=22.00L/min双泵供油的实际输出流量为qp =(6+26)9400.9 /1000L / min27.1 L / min该流量能够满足液压缸快速动作的需要。液压泵参数如表4-1 所示。表 4-1液压泵参数估计流量规格元件名称额定流量L / min 1额定压力 MPa型号L / min1双联叶片泵(5.1+22)最高工作压力

29、为 21PV2R12-6/2MPa6电机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为 2.39MPa，流量为27.1L/min 。取泵的总效率0.75，p则液压泵驱动电动机所需的功率为：p p q p1.9727.1 KW0.99KWPp600.75根据上述功率计算数据，按JB/T9616-1999 ，此系统选取 Y100L-6 型电动机，其额定功率 p1.5KW ，额定转速nnn940r / min 。154.2 阀类元件和辅助元件的选择图 3-3 液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对

30、图 3-3 初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图 3-3 中 4 个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。图 3-3 中溢流阀 9、背压阀 8 和顺序阀 7 的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀 2 的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀 7 用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀 8 的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式

31、顺序阀。最后本设计所选择方案如表 4-2 所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表 4-2阀类元件的选择通过的规格额定流额定额定压序最大流元件名称量压力降号量型号qnPn/MPanq/L/mi? P /MPa/L/minn1双联叶片PV2R12-6/265.1/22 *16泵2三位五通5035DY E10B80160.5电液换向阀3行程阀60AXQF-E10B63160.3164调速阀1AXQF-E10B 0.0750165单向阀60AXQF-E10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序22YF3E10B63160.3阀8背压阀0.3YF3E10B6316

32、9溢流阀5.1YF3E10B631610单向阀26AF3-Ea10B63160.211滤油器30XU6336160.0280-J12压力表开KF3-E3B关13单向阀60AF3-Ea10B63160.214压力继电HED1KA/1010器4.3 油管的选择图 3-3 中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表4-3 所示。流量、速度输入流量L / min 1表 4-3液压缸的进、出油流量和运动速度快进工进q

33、1 ( A1 qp ) ( A1A2 )(6.427.1)q1 1.3 6.4(6.43.5)59.8快退q1qp27.1q2( A2 q1 ) / A1q2 ( A2 q1 ) / A1q2 ( A1q1 ) / A2排出流量3.53 51.243.53 (1.3 6.4)6.36 27.1L / min 16.366.363.5328.440.72 3.5548.8317v1qpv2q1v3q1( A1A2 )A1A2运动速度27.11.3 6.427.1m / min16.363.536.363.539.340.2 1.07.67根据表 4-3 中数值，当油液在压力管中流速取 3m/s

34、时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：d2q59.8 10623 10320.57mmv60d2q27.1 10623mm 13.85mm，v3 1060因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准 GB/T2351-2005 选用公称通径为 25和 15 的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。4.4 油箱的设计油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先

35、根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938 1999 标准估算，取7 时，求得其容积为Vq p7 27.1L 189.7L按 JB/T7938 1999 规定，取标准值V=250L 。18V容量2500.3125m3依据V312.5 L0.80.8如果取油箱内长l 1、宽 w1、高 h1 比例为 3：2：1，可得长为： l1 =1107mm，宽 w1 =738mm ，高为 h1 =369mm。对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚 3mm，隔板的厚度 3mm,箱底厚度 5mm，

36、因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为 160mm 。因此， 油箱基体的总长总宽总高为：长为： ll12t(110723)mm1111mm宽为： ww12t73823mm744mm高为： h(10h5 160)mm (10 369 5160)mm544mm10.5。为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为 20mm，外径取为 28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱

37、上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。q p27.130.11 L / minq 泵入L / minv0.9取吸油管中油液的流速为1m/s。可得：d 2q泵入227.1 103v1 60m 0.024 m 24 mm液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为 d=28mm ，外径为 35mm。5 验算液压系统性能5.1 验算系统压力损失滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进19滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表8和表 9 可知，进油路上油液通过单向阀 10 的流量是 22L/min ，通过电液换向阀 2 的流量是 27.1L/min ，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 51.24L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为：20