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四川大學錦城學院本科畢業(yè)論文 專用雙面銑床液壓系統(tǒng)設計 專用雙面銑床液壓系統(tǒng)設計 摘 要 本次畢業(yè)設計的是專用雙面銑床液壓系統(tǒng)設計，銑床是根據工件加工需要，以液壓傳動為基礎，配以少量專用部件組成的一種機床。在生產中液壓專用銑床有著較大實用性，可以以液壓傳動的大小產生不同性質的銑床。此次設計主要是將自己所學的知識結合輔助材料運用到設計中，鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般步驟和方法，正確合理的確定執(zhí)行機構，選用標準液壓元件，能熟練的運用液壓基本回路，組成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)。在設計過程中最主要的是圖紙的繪制，這不僅可以清楚的將所設計的內容完整的顯示出來，還能看出所學知識是否已完全掌握了。 整個設計過程主要分成六個部分：參數的選擇、方案的制定、執(zhí)行元件的設計、圖的編制、銑床液壓系統(tǒng)的設計以及最后有關的驗算。主體部分基本在執(zhí)行元件和液壓系統(tǒng)的設計兩部分中完成的。 關鍵詞：專用雙面銑床，液壓傳動，回路，油缸 Special double-sided milling machine hydraulic system design Abstract The graduation project is dedicated sided milling machine hydraulic system design, milling machine is based on the workpiece needs to hydraulic transmission, based on a machine with a small amount of special parts. In the production of special hydraulic milling machine has a large practical, can be the size of the hydraulic drive generating milling different nature. The design is the combination of the knowledge they have learned auxiliary materials applied to the design, to consolidate and deepen the knowledge already learned to master the general procedures and methods of hydraulic system design calculations to determine the correct and reasonable executive body, the choice of standard hydraulic components, can skilled use of hydraulic basic circuit components to meet basic performance requirements of hydraulic systems. In the design process, the most important is to draw drawings, which not only can clearly be designed to display the contents of a complete out, but also to see whether the knowledge has been completely mastered. Throughout the design process is divided into six parts: selection parameters, program development, design elements designed to perform, prepare graphs, milling machine hydraulic system and, finally, the relevant checking. The body portion substantially completed in the design and implementation of the components of the two parts of the hydraulic system. Keywords: Special double-sided milling machines, Hydraulic transmission, Circuit, Cylinder 目 錄 1緒論 1 1.1 選題背景 1 1.2國內外專用銑床的發(fā)展和研究狀況 1 1.2.1 國外研究現狀 1 1.2.2 國內研究現狀 2 1.3國內外數控機床技術發(fā)展的趨勢 3 2專用雙面銑床工況分析 4 2.1工作參數選定 4 2.2系統(tǒng)工況分析 4 2.2.1 運動分析 5 2.2.2 負載分析 5 3液壓系統(tǒng)總體設計 7 3.1確定主要參數 7 3.1.1液壓缸的工作壓力的確定 7 3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 7 3.1.3 液壓缸工況圖的繪制 9 3.2液壓系統(tǒng)方案選型與分析 11 3.2.1方案分析 11 3.2.2方案確定 11 3.3液壓回路選擇 11 3.3.1工作臺部分 11 3.3.2定位夾緊部分 13 3.3.3組成液壓系統(tǒng)原理圖 14 4液壓缸的設計 15 4.1 液壓缸的主要零件確定及其技術要求 15 4.1.1 缸體 15 4.1.2 缸蓋 16 4.1.3 活塞 16 4.2液壓缸主要尺寸的確定 16 4.2.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 16 4.2.2 液壓缸工作行程的確定 18 4.2.3 缸蓋厚度的確定 18 4.2.4 最小導向長度的確定 18 4.2.5 缸體長度的確定 19 4.2.6 固定螺栓得直徑 19 4.2.7 液壓缸強度校核 20 4.3 液壓缸的結構設計 21 4.3.1 缸體與缸蓋的連接形式 21 4.3.2 活塞桿與活塞的連接結構 22 4.3.3 活塞桿導向部分的結構 23 4.3.4 密封裝置 23 4.3.5 緩沖裝置 24 4.3.6 排氣裝置 25 4.3.7 液壓缸的安裝結構 26 5液壓元件的計算和選擇 26 5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 26 5.2 油箱的設計 27 5.2.1液壓油箱有效容積的確定 27 5.2.2液壓油箱的外形尺寸 27 5.2.3液壓油箱的結構設計 27 5.3閥類元件和輔助元件的選擇 27 5.4其它元件的選擇 28 5.4.1過濾器的選擇 28 5.4.2 壓力表及壓力表開關的選擇 29 5.4.3 液位計的選擇 29 5.4.4油管的選擇 30 6液壓系統(tǒng)的驗算 30 6.1 壓力損失的驗算 31 6.2發(fā)熱溫升的驗算 33 致 謝 35 參考文獻 36 38 1緒論 1.1 選題背景 銑床是一種主要用于金屬切削的機床。于1818年由美國數位機械工程師共同發(fā)明的。銑床是用于切削平面，或者用特殊的形狀的銑刀銑出成型表面、螺旋槽或齒輪的齒形等。銑床分為臥式銑床、立式銑床、龍門銑床、仿形銑床、和萬能銑床等。由于銑床具有較高的工作效率以及加工出來的零件精度高等特點，現在已成為各行業(yè)中不可缺少的設備，特別是數控銑床。這種銑床更是用于國防、航空、汽車、拖拉機、造船、機床和工具制造部分發(fā)展品種、推進技術高招的重要設備。銑床擁有量已占機床量得1/10以上。 而液壓系統(tǒng)優(yōu)點多應用也很廣泛，一般用于液壓傳動。在一般工程機械、加工機械、壓力機械、機床等，行走機械中的工程機械、建筑機械、農業(yè)機械、汽車等，發(fā)電廠渦輪調速裝置、測量浮標、升降旋轉舞臺等，軍事工業(yè)用的火炮操縱裝置、船舶減搖裝置、飛行器仿真、飛機起落架的收放裝置和方向舵控制裝置等。土木水利工程用的防洪閘門及堤壩裝置、河床升降裝置、橋梁操縱機構等。 隨著現代加工行業(yè)在我國的迅速發(fā)展，數控銑床在制造業(yè)仲應用越來越廣泛，所以數控銑床的研制和推廣是加速機械工業(yè)技術革命的有效途徑之一，成為了推動生產發(fā)站內信的重要設備。液壓技術作為實現現代傳動與控制的關鍵基礎技術之一，已成為各行各業(yè)重要的技術基礎。而液壓元件及其控制已發(fā)展成為綜合的液壓工程技術。利用液壓技術可在較寬范圍內進行無級調速，具有良好的換向及轉接功能，易于實現工作循環(huán)等優(yōu)點，完成工件及刀具的夾緊，控制進給速度和驅動主軸作業(yè)。易管現代數控機床、加工中心等先進制造設備中采用機電伺服系統(tǒng)，但采用液壓傳動與控制仍然是現代金屬切削機床自動化的重要途徑。 據1995年全國第三次工業(yè)普查統(tǒng)計，我國液壓、氣動和密封件工業(yè)鄉(xiāng)及鄉(xiāng)以上年銷售收入在100萬元以上的國營、村辦、私營、合作經營、個體、“三資”等企業(yè)共有1300余家，其中液壓約700家，氣動和密封件各約300余家。按1996年國際同行業(yè)統(tǒng)計，我國液壓行業(yè)總產值23.48億元，占世界第6位；氣動行業(yè)總產值4.19億元，占世界第10位。 1.2國內外專用銑床的發(fā)展和研究狀況 1.2.1 國外研究現狀 在美國、日本和德國等發(fā)達國家，它們將機床改造作為新的經濟增長行業(yè)，生意盎然，正處在黃金時代。由于機床以及技術的不斷進步，機床改造是個“永恒”的課題。在美國、日本、德國，用數控技術改造機床和生產線具有廣闊的市場，己形成了機床和生產線數控改造的新的行業(yè)。在美國，機床改造業(yè)稱為機床再生 (Remanufacturing)業(yè)。從事再生業(yè)的著名公司有:Bertsche工程公司、ayton機床公司、Devlieg-Bullavd(得寶)服務集團、US設備公司等。美國得寶公司己在中國開辦公司。在日本機床改造業(yè)稱為機床改裝(Retrofitting)業(yè)。從事改裝業(yè)的著名公司有：大限工程集團、崗三機械公司、千代田工機公司、野崎工程公司、濱田工程公司、山本工程公司等。而現在國外現狀偏向于： 1）高速高精與多軸加工成為數控機床的主流，納米控制已經成為高速高精加工的潮流。 2）多任務和多軸加工數控機床越來越多地應用到能源、航空航天等行業(yè)。 3）機床與機器人的集成應用日趨普及，且結構形式多樣化，應用范圍擴大化，運動速度高速化，多傳感器融合技術實用化，控制功能智能化，多機器人協(xié)同普及化。 4）智能化加工與監(jiān)測功能不斷擴充，車間的加工監(jiān)測與管理可實時獲取機床本身的狀態(tài)信息，分析相關數據，預測機床的狀態(tài)，提前進行相關的維護，避免事故的發(fā)生，減少機床的故障率，提高機床的利用率。 5）最新的機床誤差檢測與補償技術能夠在較短的時間內完成對機床的補償測量，與傳統(tǒng)的激光干涉儀相比，對機床誤差的補償精度能夠提高3～4倍，同時效率得到大幅度提升。 6）最新的CAD/CAM技術為多軸多任務數 控機床的加工提供了強有力的支持，可以大幅度提高加工效率。 7）刀具技術發(fā)展迅速，眾多刀具的設計涵蓋了整個加工過程，并且新型刀具能夠滿足平穩(wěn)加工以及抗振性能的要求。 1.2.2 國內研究現狀 我國是機床生產大國，又是使用大國。數控機床是機械工業(yè)發(fā)展的關鍵產品，我國的數控機床在機床產品中的比例總體水平低。但是我國是發(fā)展中國家，許多企業(yè)財力薄弱，不可能花費大量的資金添置許多全新的數控機床，同時大量的通用機床不可能全部淘汰。 因此，把普通機床改造為數控機床則不失為是一條提高數控化率的有效途徑，機床改造花費少，改造針對性強，時間短，改造后的機床大多能克服原機床的缺點和存在的問題，生產效率高。所以現在的國內現在偏向于： 1）低技術水平的產品競爭激烈，互相靠壓價促銷； 2）高技術水平、全功能產品主要靠進口； 3）配套的高質量功能部件、數控系統(tǒng)附件主要靠進口； 4）應用技術水平較低，聯(lián)網技術沒有完全推廣使用； 5）自行開發(fā)能力較差，相對有較高技術水平的產品主要靠引進圖紙、合資生產或進口裝。 1.3國內外數控機床技術發(fā)展的趨勢 根據銑床行業(yè)18家骨干企業(yè)上報的經濟信處統(tǒng)計資料顯示，2008年銑床行業(yè)的經濟運行情況基本良好，主要經濟指標仍保持增長的態(tài)勢，但相比2002年以來機床行業(yè)的持續(xù)高速增長，增速明顯減緩。2008年1-4季度完成工業(yè)總產值(現價)74.37億元，比上年增長15.2%；產品銷售產值71.48億元，比上年增長17.1%；利稅總額10.7億元，比上年增長7.3%。 生產情況分析：受金融危機的影響，自2008年8月份，之后多數企業(yè)的產量出現了下滑，庫存量增加，后續(xù)合同減少。企業(yè)的經營面臨著巨大的挑戰(zhàn)。 出口情況分析：由于金融危機對北美、歐洲以及南美等國的貨幣匯率波動的影響較大，匯率的不穩(wěn)定，造成市場需求出現萎縮，國外客戶購買能力下降，使機床出口量持續(xù)下滑。 當前市場需求分析：伴隨著國際經濟危機的不斷加深及全球經濟增長的放緩，機床行業(yè)受宏觀經濟形勢的影響，呈現出增長逐步減緩的趨勢。自去年下半年以后，機床市場需求出現了嚴重滑坡。從用戶行業(yè)上看，汽車行業(yè)是機床行業(yè)的主要下游行業(yè)之一，國內汽車行業(yè)受國際、國內整體經濟的影響較大，美國汽車三大巨頭正面臨著前所未有的震蕩，其結果有可能使國際汽車行業(yè)重新洗牌，給國內汽車行業(yè)帶來新的機遇與挑戰(zhàn)，期待今年下半年能夠恢復并帶動機床市場的需求；航空航天業(yè)是國家重點支持的下游行業(yè)，保持著較快的發(fā)展速度，對機床產品需求仍較高；電力設備工業(yè)有望維持正常增長，繼續(xù)拉動中高檔重型數控機床的需求；而船舶、模具、一般機械制造業(yè)，則受宏觀經濟影響很大，下行趨勢已經形成，對機床的需求有所下降。從市場需求看，普通機床和經濟型數控機床產品市場需求急劇下滑，傳統(tǒng)普通產品生產企業(yè)庫存量大幅增加。而中、高檔數控機床，成套設備和大型重型數控機床需求相對集中，這說明行業(yè)產品結構發(fā)生了非常大的變化，單臺產品平均價格走高，市場需求繼續(xù)向高端傾斜，重型機床領域競爭將更加激烈。 總的來說銑床行業(yè)呈現如下發(fā)展趨勢： 1）高速度與超精度化 速度和精度是數控機床的兩個重要指標，它直接關系到加工效率和產品的質量。 2）高可靠性 隨著數控機床網絡化應用的發(fā)展，數控機床的高可靠性已經成為數控系統(tǒng)制 造商和數控機床制造商追求的目標。 3）多功能化 在零件加工過程中有大量的無用時間消耗在工件搬運、上下料、安裝調整、換刀和主軸的升、降速上，為了盡可能降低這些無用時間，人們希望將不同的加工功能整合在同一臺機床上，因此數控機床實現了一機多能，以最大限度地提高設備利用率。 4）多軸化 隨著 5軸聯(lián)動數控系統(tǒng)和編程軟件的普及，5軸聯(lián)動控制的加工中心和數 控銑床已經成為當前的一個開發(fā)熱點。 5）網絡化 數控機床的網絡化，主要指機床通過所配裝的數控系統(tǒng)與外部的其它控制系統(tǒng)或上位計算機進行網絡連接和網絡控制。 6）柔性化、智能化 數控機床向柔性自動化系統(tǒng)發(fā)展的趨勢是：從點(數控單機、加工中心和數控復合加工機床)、線(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段車間獨立制造島、FA)、體(CIMS、分布式網絡集成制造系統(tǒng))的方向發(fā)展，另一方面向注重應用性和經濟 性方向發(fā)展。 7）綠色化 21世紀的金切機床必須把環(huán)保和節(jié)能放在重要位置，即要實現切削加工工 藝的綠色化。目前這一綠色加工工藝主要集中在不使用切削液上。 8）體系開放化 向未來技術開放：由于軟硬件接口都遵循公認的標準協(xié)議，只需少量的重新 設計和調整，新一代的通用軟硬件資源就可能被現有系統(tǒng)所采納、吸收和兼容，這就意味著系統(tǒng)的開發(fā)費用將大大降低而系統(tǒng)性能與可靠性將不斷改善并處于 長生命周期。 9）極端化（大型化和微型化）國防、航空、航天事業(yè)的發(fā)展和能源等基礎產業(yè)裝備的大型化需要大型且性能良好的數控機床的支撐。 2專用雙面銑床工況分析 2.1工作參數選定 選定專用雙面銑床的要求參數如下： 要求循環(huán)：工作定位→工件夾緊→工作臺快進→工作臺工進→加工到位后停留→快退→原位停止→工件松開→定位銷拔出； 切削推力：25000N； 行程：快進行程400mm，工進行程50mm； 運行速度：V快進=V快退=6m/min、V工進=0.05-0.10m/min； 運動部件重G=9800N； 摩擦系數：靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fa=0.1； 液壓缸機械效率：； 快速起動時間不大于0.2s。 2.2系統(tǒng)工況分析 2.2.1 運動分析 根據設計要求，該專用雙面銑床的工作循環(huán)可分解為： 工作臺主缸：快進→工進→加工到位后停留→快退→原位停止 夾緊缸：工件夾緊→工件松開 定位缸：工作定位→定位銷拔出 快進、快退速度為：V快進=V快退=6m/min 工進速度為：V工進=0.05-0.10m/min 繪制運動部件的速度循環(huán)圖如圖2-1所示。 圖2-1 速度循環(huán)圖 2.2.2 負載分析 液壓缸所受外載荷F包括三種類型，分別為工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載即： F = Fw+ Ff+ Fa 1）工作負載Fw 對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本設計中工進工作負載即為切削推力故： Fw=25000N 2）導軌摩擦阻力負載Ff 啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導軌Ff可以由下式求的： Ff = f ( G + FRn ) G ——運動部件重力9800N； FRn ——垂直于導軌的工作負載，此設計中為零； f——導軌摩擦系數，取靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。求得 Ffs = 0.2×9800N = 1960N Ffa = 0.1×9800N = 980N 上式中Ffs 為靜摩擦力，Ffa 為動摩擦力。 3）運動部件速度變化時的慣性負載Fa Fa = 式中g——重力加速度； ——加速或減速時間，本設計中要求不大于0.2s，取=0.1s； ——時間內的速度變化量。 故： Fa = ×N =1000N 根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的負載循環(huán)圖。 表2-1工作循環(huán)各階段的外負載 序 工作循環(huán) 外負載F(N) 1 啟動、加速 F = Ffs + Fa 2960 2 快進 F = Ffa 980 3 工進 F = Fw+ Ffa 25980 4 快退啟動加速 F = Ffs + Fa 2960 5 快退 F = Ffa 980 圖2-2 負載循環(huán)圖 3液壓系統(tǒng)總體設計 3.1確定主要參數 3.1.1液壓缸的工作壓力的確定 執(zhí)行元件的工作壓力可以根據負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。 表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力 負載/ KN <5 510 1020 2030 3050 >50 工作壓力/MPa <0.81 1.52 2.53 34 45 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 設備 類型 機 床 農業(yè)機械或中型 工程機械 液壓機、重型 機械等 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力 0.8~2.0 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為25980N，其它工況時的負載都相對較低，參考表3-1和表3-2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。 在鏜孔加工時，為了防止孔被鏜通時負載突然消失而產生的鏜頭前沖，液壓缸回油腔應有一定的背壓，查液壓工程手冊（回油路帶背壓閥<0.51.5>）取背壓為。 表3-3 執(zhí)行元件背壓的估計值 系 統(tǒng) 類 型 背壓p1 （MPa） 中、低壓系統(tǒng)0~8MPa 簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的調速系統(tǒng) 0.5~0.8 回油路帶背壓閥 0.5~1.5 采用帶補液壓泵的閉式回路 0.8~1.5 中高壓系統(tǒng)＞8~16MPa 同上 比中低壓系高50%~100% 高壓系統(tǒng)＞16~32MPa 如鍛壓機等 出算可忽略 3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求，且往復快速運動速度相等，這樣就給液壓缸內徑D和活塞桿直徑d規(guī)定了的關系。由此求得液壓缸無桿腔面積為: 活塞桿直徑可以由值算出，由計算所得的D與d的值分別按表3-4和表3-5圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。 表3-4 液壓缸內徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100 （110） 125 （140） 160 （180） 200 （220） 250 320 400 500 630 注：括號內數值為非優(yōu)先選用值 表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 2 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 由GB/T2348-1980查得標準值為D=125mm，d=90mm。由此計算出液壓缸的實際有效面積為: 對選定后的液壓缸內徑D，必須進行穩(wěn)定速度的驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A，必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效工作面積，即 A＞ = 式中 ——流量閥的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產品樣本中查得。 ——液壓缸的最低速度，由設計要求給定。 如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效工作面積，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸的內徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（3-4）可得 A=cm2 =10cm2 式中qmin是由產品樣品查得GE系列調速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。調速閥安裝在進油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應該選取液壓缸無桿腔的實際面積，即 A = A1 = 122.7cm2 可見上述不等式滿足，液壓缸能夠達到所需低速。 3.1.3 液壓缸工況圖的繪制 油缸各工況的壓力、流量、功率的計算如下： （1）計算各工作階段液壓缸所需的流量 （2）計算各工作階段液壓缸壓力 快速進給時液壓缸做差動連接。由于管路中有壓力損失，取此項損失為△P= P2- P1=0.5MPa，同時假定快退時回油壓力損失為0.5MPa。 （3）計算各工作階段系統(tǒng)輸入功率 根據以上數據，可以計算出液壓缸在一個工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率，如表3-6所示，并根據此繪制出其工況圖如圖3-1所示。 表3-6液壓缸在不同階段所需壓力、流量和功率 工作階段 系統(tǒng)負載/N 回油腔壓力/MPa 工作腔壓力/MPa 輸入流量q/L/min 輸入功率P/W 快速前進 1089 1.036 0.636 38.2 240 工作進給 28867 0.6 2.64 1.22 32 快速退回 1089 0.5 1.22 35.5 430 注：取液壓缸機械效率 圖3-1 液壓缸的工況圖 3.2液壓系統(tǒng)方案選型與分析 3.2.1方案分析 (1)以速度變換為主的液壓系統(tǒng) 1）能實現工作部件的自動工作循環(huán)，生產率高； 2）快進與工進時，其速度與負載相差較大； 3）要求進給速度平穩(wěn)、剛性好，有較大的調速范圍； 4）進給行程終點的重復位置精度高，有嚴格的順序動作。 （2）以換向精度為主的液壓系統(tǒng) 1）要求運動平穩(wěn)姓高，有較低的穩(wěn)定速度； 2）啟動與制動迅速平穩(wěn)、無沖擊，有較高的換向頻率（最高可達150次/min）； 3)換向精度高，換向前停留時間可調。 （3）以壓力變換為主的液壓系統(tǒng) 1）系統(tǒng)壓力要經常變換調節(jié)，且能產生很大的推力； 2）空程時速度大，加壓時推力大，功率利用合理； 3）系統(tǒng)多采用高低壓泵組合或恒功率變量泵供油，以滿足空程與壓制時，其速度與壓力的變化。 （4）多個執(zhí)行元件配合工作的液壓系統(tǒng) 1）在各執(zhí)行元件動作頻繁換接，壓力急劇變化下，系統(tǒng)足夠可靠，避免誤動作； 2）能實現嚴格的順序動作，完成工作部件規(guī)定的工作循環(huán)； 3）滿足各執(zhí)行元件對速度，壓力及換向精度的要求。 3.2.2方案確定 專用雙面銑床的主要部件是動力滑臺。動力滑臺其中的液壓滑臺是利用液壓缸將泵站所提供的液壓能轉變成滑臺運動所需的機械能。它的液壓系統(tǒng)的特點是驅動功率一般屬于中小功率，速度變化范圍大，附在變化也大。為了保證加工元件的表面質量，要求液壓系統(tǒng)的速度穩(wěn)定性要好，所以選擇以速度變換為主的液壓系統(tǒng)作為專用雙面銑床的液壓系統(tǒng)。 根據工況分析，所設計雙面銑床對調速范圍、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。 3.3液壓回路選擇 3.3.1工作臺部分 （1）調速方式的選擇 由于機床液壓系統(tǒng)調速是關鍵問題，因此首選調速回路。有工況圖可知：所設計的機床液壓系統(tǒng)功率小，為了防止孔被鉆通時負載突然消失而產生的鉆頭前沖，液壓缸回油腔應有一定的背壓，故可采用回油路調速閥調速回路。 （2）調速與速度換接回路 這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低，傳遞功率也較小，很適宜選用節(jié)流調速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定，采用調速閥進口節(jié)流調速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性，在回油路設置背壓閥，分析液壓缸的V-L曲線可知，滑臺由快進轉工進時，速度變化較大，選用行程閥換接速度，以減小壓力沖擊。 圖3-2調速與速度換接回路 從工況圖上可以清楚地看到：整個工作循環(huán)過程中，液壓缸要求交替提供快行程的低壓大流量和慢行程的高壓小流量油液。最大流量與最小流量之比約為24。而快進、快退所需時間為： 工進時間為： 則有： 因此該液壓系統(tǒng)運行過程中88%的時間處于小流量工進狀態(tài)，從降低成本的角度出發(fā)，不宜選用雙聯(lián)泵，只需用單個定量泵就可以?，F確定定量泵方案如圖3-3所示。 圖3-3 泵供油油源 （3）換向回路 此雙面銑床快進時采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進、快退速度基本相等?；_在由停止轉快進，工進完畢轉快退等換向中，速度變化較大，為了保證換向平穩(wěn)，采用有電液換向閥的換向回路，由于液壓缸采用了差動連接，電液換向閥宜采用三位四通閥，為了保證機床調整時可停在任意位置上，現采用中位機能O型。 快進時，液壓缸的油路差動連接，進油路與回油路串通，且又不允許經背壓閥流回油箱。轉為工進后進油路與回油路則要隔開，回油則經背壓閥流回油箱，故須在換向閥處、在進、回路連通的油路上增加一單向閥，在背壓閥后增加一液控順序閥，其控制油與進入換向閥的壓力油連通，于是快進時液壓缸的回油被液控順序閥切斷（快進空行程為低壓，此閥打不開），只有經單向閥與進油匯合，轉工進后（行程閥斷路），由于調速閥的作用，系統(tǒng)壓力升高，液控順序閥打開，液壓缸的回油可經背壓閥回油箱，與此同時，單向閥將回油路切斷，確保液壓系統(tǒng)形成高壓，以便液壓缸正常工作。繪出該部分回路圖。 為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用行程開關做終點轉換控制。 圖3-4換向回路 3.3.2定位夾緊部分 本系統(tǒng)采用了電磁閥換向控制系統(tǒng)動作迅速，由二位二通電磁閥控制。保證工作迅速可靠。油泵也采用變量泵供油，在定位夾緊過程中，壓力較低，流量較大，當定位、夾緊后需要壓力較高。流量較小，排油量隨壓力變化的限壓式變量泵正好滿足這種要求。同時可減少功率損失，降低溫升。夾緊后，系統(tǒng)壓力升高，達到壓力繼電器調定值后，壓力繼電器發(fā)出信號，開始工進。 3.3.3組成液壓系統(tǒng)原理圖 根據上面選定的基本回路，在綜合考慮設計要求，便可組成完整的液壓系統(tǒng)原理圖，如圖3-5所示。 圖3-5 雙面銑床液壓系統(tǒng)圖 4液壓缸的設計 液壓缸是液壓傳動系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，用來實現工作機構直線往復運動或小于360°擺動運動的能量轉換裝置。活塞缸結構簡單、工作可靠，因此在液壓系統(tǒng)中得到了廣泛的使用。在完成了液壓系統(tǒng)的設計后，還必須對主要參數進行計算與校核，確定液壓缸的材料，并對液壓缸各部分的結構進行了設計。 4.1 液壓缸的主要零件確定及其技術要求 4.1.1 缸體 液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號無縫鋼管，鑄鐵可采用HT200—HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，也具有良好的塑性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設計的液壓缸采用Q235。鑄件需進行正火消除內應力處理。 1）缸體的內徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1～0.4μm，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2～0.4μm，且均需研磨。 2）缸體內徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應按8級精度選取。 3）缸體端面的垂直度公差可按7級精度選取。 4）缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用6級精度的米制螺紋。 5）當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內孔軸線垂直公差值按9級精度選取。 此液壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接，螺紋連接徑向尺寸小，質量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝時應防止密封圈扭曲。 4.1.2 缸蓋 本液壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用HT200鑄鐵，導向套選用鑄鐵HT200，以使導向套更加耐用。 4.1.3 活塞 液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設計液壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經過調質處理。 1）活塞外徑D對內孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。 2）端面T對內徑d軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。 3）外徑D的圓柱度公差值，按9、10、11級精度選取。 4）活塞與缸體的密封結構由前可以選用O型密封圈。 4.2液壓缸主要尺寸的確定 液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。所以設計時，可用類比法來確定。 液壓缸的工作壓力MPa，缸筒內徑 D=125mm，活塞桿外徑d=90mm。 4.2.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內壓力的圓筒，其內應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算 ≥ 式中 ——液壓缸壁厚（m）。 D——液壓缸內徑（m）。 ——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.5 MPa。 ——缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。 在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使得液壓缸的剛度往往不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或者漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式公式進行校核。 對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。 對于脆性材料以及塑性材料 ≥ 式中的符號意思與前面相同。 液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為 ≥ + 式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。 在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×3MPa =4.5MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。 應用公式 ≥ 得， ≥ 下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×14.06mm = 153.12mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 = 155mm。在根據內徑D和外徑重新計算壁厚， = = mm = 15mm。 4.2.2 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可以根據執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。 表4-1液壓缸活塞行程參數系列 （mm） Ⅰ 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 Ⅱ 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 Ⅲ 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 注：液壓缸活塞行程參數依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。 由已知條件知道最大工作行程為450mm,參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為450mm。 4.2.3 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。 無孔時： 有孔時： 式中 ——缸蓋有效厚度（m）。 ——缸蓋止口內徑（m）。 ——缸蓋孔的直徑（m）。 在此次設計中，利用上式計算可取t=40mm 4.2.4 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面的距離H稱為最小導向長度（圖3-2）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定得最小導向長度。 對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求 式中 ——液壓缸的最大行程。 ——液壓缸的內徑。 為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 在此設計中，液壓缸的最大行程為450mm，液壓缸的內徑為125mm，所以應用公式的 =mm =85mm。 活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據液壓缸內徑D而定。 當D＜80mm時，?。? 當D＞80mm時，取。 活塞的寬度B = （0.6~1.0）d =54~90mm，取70mm 4.2.5 缸體長度的確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內徑的20~30倍。缸體長度L = 400+100mm=500mm。 4.2.6 固定螺栓得直徑 液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算 式中 F——液壓缸最大負載。 Z——固定螺栓個數。 k——螺紋擰緊系數，k = 1.121.5。 根據上式求得 = = 10.3mm 4.2.7 液壓缸強度校核 1）缸筒壁厚校核： 。 。 前面已經通過計算得：D = 125mm, = 15mm。則有＜10，所以為厚壁缸。 = 15mm≥ = = 11.12mm， 可見缸筒壁厚滿足強度要求。 2）活塞桿穩(wěn)定性的驗算： 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力F不能超過使它穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，從而破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面的形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關?；钊麠U的穩(wěn)定性的校核依照下式（穩(wěn)定條件）進行 式中 ——安全系數，一般取=24。 當活塞桿的細長比＞時 = 當活塞桿的細長比≤時，且 = 20120時，則 = 式中 ——安裝長度，其值與安裝方式有關。 ——活塞桿截面最小回轉半徑， = 。 ——柔性系數。 ——由液壓缸支承方式決定的末端系數。 E——活塞桿材料的彈性模量，對剛取E = 。 J——活塞桿橫截面慣性矩，A為活塞桿橫截面積。 f——由材料強度決定的實驗值。 根據驗算，液壓缸滿足穩(wěn)定性要求。 4.3 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：液壓缸缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分的結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、以及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件的不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。 4.3.1 缸體與缸蓋的連接形式 缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式、半環(huán)連接式 、螺紋連接式 、拉桿連接式 、焊接式連接等。 圖4-1 常見的缸筒和缸蓋結構 圖4-1所示為常見的缸蓋和缸筒連接形式。圖4-1a 為法蘭式連接結構，這種連接結構簡單、成本低廉，容易加工，便于裝卸，強度較大，能夠承受高壓。但是外形尺寸較大，常用于鑄鐵制的缸筒上。 圖4-1b 為半環(huán)式連接結構，這種連接分為外半環(huán)連接和內半環(huán)連接兩者形式。它們的缸筒壁部由于開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要增加壁厚。它容易加工和裝卸、重量較輕，半環(huán)連接是一種應用較為普遍的連接結構，常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。 圖4-1c、f 為螺紋連接形式，這種連接分為外螺紋連接和內螺紋連接兩者形式。它的缸筒端部結構復雜，外徑加工必須要求同時保證內外徑同心，裝卸要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都比較小，結構緊湊，常常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。 圖4-1d 為拉桿式連接形式，這種連接結構簡單，工藝性好、通用性強、易于裝拆，但是端蓋的體積和重量都非常大，拉桿在受力后容易拉伸變長，從而影響密封效果，僅適用于長度不大的中低壓缸。 圖4-1d 為焊接式連接，這種連接形式強度高，制造簡單，但是焊接時容易引起缸筒的變形。 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。通過綜合考慮，在此設計中，缸體端部與缸蓋采取法蘭連接的形式。 4.3.2 活塞桿與活塞的連接結構 活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式，如圖4-2所示。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。 圖4-2 活塞桿與活塞的結構 此外，活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合?；钊话阌媚湍ヨT鐵制造，活塞桿則不論是空心的還是實心的，大多用鋼料制造。經過綜合考慮，在此設計中，活塞桿與活塞的連接采取螺紋連接的形式，如圖4-3所示。 圖4-3 活塞桿與活塞的連接形式 這種連接方式結構簡單，便于拆卸，成本低廉，但是在震動的過程中容易松動，所以加了防松裝置，應用范圍較廣。 4.3.3 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。導向套的位置可以安裝于密封圈的內側，也可以安裝于密封圈的外側。機床和工程機械中一般采用裝在內測的結構，有利于導向套的潤滑；而壓油機常采用裝在外測的結構，在高壓下工作時，使得密封圈由足夠的油壓將唇邊張開，以提高系統(tǒng)的密封性能。 活塞桿處的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。為了清除活塞桿處外漏部分粘附的灰塵，保證油液清潔以及減少磨損，在端蓋外側增加防塵圈。此設計經過綜合考慮，采取端蓋直接導向。 4.3.4 密封裝置 液壓缸中常見的密封裝置有間隙密封，摩擦環(huán)密封，密封圈密封等。 間隙密封依靠運動件間的微笑間隙來防止泄露。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面制造出幾條微小的環(huán)形槽，用以增大油液通過間隙時的阻力。它結構簡單，摩擦阻力小，可以耐高溫，但是泄露大，加工要求高，磨損后無法恢復原有能力，只有在尺寸小、壓力較低、相對運動速度較高的缸筒和活塞間使用。 摩擦環(huán)密封依靠活塞上的摩擦環(huán)（尼龍或者其他高分子材料制成）在“O”形圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄露。這種材料密封效果好，摩擦阻力較小并且穩(wěn)定，可以耐高溫，磨損后有自動補償能力，但是加工要求高，裝拆不方便，適用于缸筒和活塞之間的密封。 油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及組合式等數種，其材料為耐油橡膠、尼龍、聚氨脂等。它利用橡膠或者塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄露。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。 （1）O形密封圈（如圖4-4） O形密封圈的截面為圓形，主要用于靜密封。與唇形密封圈相比，運動阻力較大，作運動密封時容易產生扭轉，故一般不單獨用于油缸運動密封。 圖4-4 O形密封圈 （2）V形密封圈（如圖4-5） V形圈的截面為V形，如圖所示，V形密封裝置是由壓環(huán)、V形圈和支承環(huán)組成。當工作壓力高于10MPa時，可增加V形圈的數量，提高密封效果。安裝時，V形圈的開口應面向壓力高的一側。 圖4-5 V形密封圈 （3）Y形密封圈（如圖4-6） Y形密封圈的截面為Y形，屬唇形密封圈(Lip Seal)。它是一種摩擦阻力小、壽命較長的密封圈，應用普遍。Y形圈主要用于往復運動的密封。根據截面長寬比例的不同，Y形圈可分為寬斷面和窄斷面兩種形式，圖所示為寬斷面Y形密封圈。 圖4-6 Y形密封圈 對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液壓缸，使油液受到污染，使密封件磨損，因此常需要在活塞桿密封處增添防塵圈，并且放在向著活塞桿外伸的一段。 4.3.5 緩沖裝置 液壓缸帶動質量較大的部件作快速往復運動時，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。 當活塞移至端部，緩沖柱塞開始插入缸端的緩沖孔時，活塞與缸端之間形成封閉空間，該腔中受困擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現緩沖。 液壓缸中常用的緩沖裝置有節(jié)流口可調式（如圖4-7）和節(jié)流口變化式（如圖4-8）兩種。 圖4-7 節(jié)流口可調式緩沖裝置 圖4-8 節(jié)流口變化式緩沖裝置 在此設計中，為了適當的減輕加工難度，決定采取如圖4-8所示的緩沖裝置。這種緩沖裝置可以調節(jié)。 4.3.6 排氣裝置 排氣裝置在液壓缸中是十分必要的，這是因為油液中混入的空氣或者液壓缸長期不使用，外界侵入的空氣都積聚在液壓缸內的最高部位處，影響液壓缸運動平穩(wěn)性，低速時引起爬行現象、啟動時造成沖擊、換向時降低精度等。 液壓缸中的排氣裝置通常有兩種形式：一種是在缸蓋的最高部位處開排氣孔，用長管道接向遠處排氣；另外一種是在液壓缸缸蓋最高部位安裝排氣塞。兩種排氣裝置都是在液壓缸排氣時打開（讓它全行程往復移動多次），排氣完畢后關閉。 圖4-9 常見排氣裝置 4.3.7 液壓缸的安裝結構 液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸的進、出油口的連接等。 1）液壓缸的安裝形式 液壓缸的安裝形式根據安裝位置和工作要求得不同可以有長螺栓安裝、腳架安裝、法蘭安裝、軸銷和耳環(huán)安裝等。 2）液壓缸進、出油口形式以及大小的確定 液壓缸進、出油口，可以布置在端蓋或者缸體上。對于活塞桿固定的液壓缸，液壓缸進、出油口可以設在活塞桿的端部。如果液壓缸沒有專用得排氣裝置，液壓缸進、出油口應該設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進、出油口得形式一般選用螺孔或者法蘭連接?，F列出壓力小于16MPa小型系列單桿液壓缸螺孔連接油口得安裝尺寸，見表4-2。 表4-2 單桿液壓桿油口安裝尺寸（ISO8138） (mm) 缸體內徑D 進、出油口 缸體內徑D 進、出油口 25 M14×1.5 80 M27×1.5 32 M14×1.5 100 M27×1.5 40 M18×1.5 125 M27×1.5 50 M22×1.5 160 M33×1.5 63 M22×1.5 200 M42×1.5 5液壓元件的計算和選擇 5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 由工況圖可知，整個工作循環(huán)過程中液壓缸的最大工作壓力為3.12MPa。選取油路總壓力損失為0.8MPa。則泵的最大工作壓力為： 其次確定液壓泵的最大供油量，由工況圖可知，液壓缸所需的最大流量為38.2L/min，若取系統(tǒng)泄漏系數K=1.05，則泵的流量為 最后根據以上計算數據查閱產品樣本，確定選擇YB-40型葉片泵，當液壓泵轉速為n=960r/min時，液壓泵的輸出流量為40L/min。 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，如果取泵的效率為，這時驅動液壓泵所需電動機功率為 根據此數據查閱電動機產品目錄，選擇Y110L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。 5.2 油箱的設計 液壓油箱的作用是貯存液壓油，分離液壓油中的雜質和空氣，同時還起到散熱的作用。 5.2.1液壓油箱有效容積的確定 液壓油箱在不同的工作條件下，影響散熱的條件很多，通常按壓力范圍來考慮。液壓油箱的有效容量v可概略的確定為： 已知該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)（p=3MP）取： V=(5～7)=200L～280L 取V=250L 式中，V —液壓油箱的有效容積 —液壓泵的額定流量 5.2.2液壓油箱的外形尺寸 液壓油箱的有效容積確定后，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸為（長：寬：高）1：1：1～1：2：3，為提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將液壓油箱的容量予以增大。 5.2.3液壓油箱的結構設計 液壓油箱簡稱油箱，它往往是一個功能組件，在液壓系統(tǒng)中的主要功能是存儲液壓油液、散發(fā)油液熱量、溢出空氣及消除泡沫和安裝元件等