《液壓課程設計-臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng).doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《液壓課程設計-臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng).doc（22頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

液壓與氣壓傳動 課程設計說明書 設計題目 臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)設計 專業(yè)班級 機制 1512 姓 名 桂新睿 學 號 15341207 指導老師 夏慶國 成績評定 等 級 評閱簽字 評閱日期 湖北文理學院理工學院機械與汽車工程系 2017 年 12 月 目錄 序言 4 一 設計的技術要求和設計參數 5 二 工況分析 5 2 1 確定執(zhí)行元件 5 2 2 分析系統(tǒng)工況 5 2 3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 6 2 4 確定系統(tǒng)主要參數 8 2 4 1 初選液壓缸工作壓力 8 2 4 2 確定液壓缸主要尺寸 8 2 4 3 計算最大流量需求 9 2 5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 10 2 5 1 速度控制回路的選擇 10 2 5 2 換向和速度換接回路的選擇 11 2 5 3 油源的選擇和能耗控制 12 2 5 4 壓力控制回路的選擇 13 2 6 液壓元件的選擇 14 2 6 1 確定液壓泵和電機規(guī)格 15 2 6 2 閥類元件和輔助元件的選擇 16 2 6 3 油管的選擇 18 2 6 4 油箱的設計 19 2 7 液壓系統(tǒng)性能的驗算 20 2 7 1 回路壓力損失驗算 20 2 7 2 油液溫升驗算 21 附 手繪液壓系統(tǒng)圖 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工作臺的直線運動和回轉運動 如果動力滑臺要實現二次進給 則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括 原位 停止快進 I 工進 II 工進死擋鐵停留快退原位停止 一 設計的技術要求和設計參數 臥式鉆鏜組合機床動力頭要完成快進 工進 快退 原位停止的工作循環(huán) 最大切削力為 FL 10000N 動力頭自重 FG 19000N 工作進給要求能在 0 02 1 2m min 范圍內無級調速 快進 快退速度為 6m min 工進行程為 100mm 快進行程為 300mm 導軌型式式平導軌 其摩擦系數取 fs 0 2 fd 0 1 往復運動的加減速時間要求不大于 0 5s 二 工況分析 2 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 2 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 10000NWF 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 已知加 減速時間為 0 4s 工作 臺最大移動速度 即快進 快退速度為 6m min 因此慣性負載可表示為 NtvgGmF 48 708 961 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 靜摩擦阻力 NFfNs 038912 0 動摩擦阻力 df 根據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 1 所示 表 2 1 液壓缸在各工作階段的負載 單位 N 注 此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響 2 3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據表 2 1 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 1 所示 圖 2 1 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖 圖 2 1 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 13222 2N 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)圖可根據已知的設計參數進 行繪制 已知快進和快退速度 快進行程 工進min 621v ml031 行程 快退行程 工進速度 0 02 1 2mm min 根據上ml032 l302v 述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖 2 2 所示 工況 負載組成 負載值 F 總機械負載 F m 起動 Ffs3800N 4222 2N 加速 fdm4284 7N 4760 8N 快進 f 1900N 2111 1 N 工進 Ffdt11900 N 13222 2N 反向起動 fs3800N 4222 2 N 加速 fdm2868 7N 2985 2N 快退 Ff1900 N 2111 1N 圖 2 2 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 2 4 確定系統(tǒng)主要參數 2 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 13222 2N 其它工況時的負 載都相對較低 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 4 5MPa 1P 2 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1A2A 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 0 8MPa 2P 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 p 估算時取 0 5MPa 快退時回油腔中也是有背壓的 這時選取背壓值p 0 6MPa 2P 工進時液壓缸的推力計算公式為 1212 mFAppA 式中 F 負載力 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 根據已知參數 液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 236211 10 1028 543mPFAm 液壓缸缸筒直徑為 AD36 71 04 461 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 0 707 71 36 50 45mm 根據 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 80mm 活塞桿直徑為 d 50mm 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為 232110 54 mDA 26 d 2 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 A 1 A2 v 1 8 27 L min 工作臺在快退過程中所需要的流量為 q 快退 A2 v2 12 85L min 工作臺在工進過程中所需要的流量為 q 工進 A1 v1 0 25 L min 其中最大流量為快退流量為 12 85L min 根據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 如表 2 2 所示 表 2 2 各工況下的主要參數值 負載 F 進油壓力 jP回油壓力 b所需流量 Q 輸入功率 P 工作循環(huán) 計算公式 N MPa MPa L min kW 差動快進 F p A 2 jP 1 Q v 2 P QjP 2111 1 2 35 2 85 8 25 0 168 工進 F j2Ab1 Q v P QjP 13222 2 3 33 06 015 0 016 快退 F j1Ab2 Q v 2111 1 2 38 0 35 11 2 0 68 注 1 差動連接時 液壓缸的回油口之間的壓力損失 而 Pap510 pjb 2 快退時 液壓缸有桿腔進油 壓力為 無桿腔回油 壓力為 jP 2 5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據組合機床液壓系統(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 節(jié)約能源 工 作可靠 2 5 1 速度控制回路的選擇 工況表 3 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 因此考慮采用節(jié)流調速回路即可 雖然節(jié)流調速回路效率低 但適合于小功率場合 而且結構簡單 成本低 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 采用節(jié)流閥的節(jié)流調速回路即可 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的進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 2 5 2 換向和速度換接回路的選擇 所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高 流量不大 壓力不高 P QjP 所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可 為便于實現差動連接 選 用三位五通電磁換向閥 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 8 25L min 降為 0 25 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 由于工作壓力較低 控制閥均用 普通滑閥式結構即可 由工進轉為快退時 在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現 速度換接 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 a 換向回路 b 速度換接回路 圖 2 3 換向和速度切換回路的選擇 2 5 3 油源的選擇和能耗控制 表 2 2 表明 本設計多軸鉆床液壓系統(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 若采用單個定量泵供油 顯然系統(tǒng)的功率損失大 效率低 在液壓系統(tǒng)的流量 方向和壓力等關鍵參數 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 2 2 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6 512 091 minax q 1t 需的時間 分別為 2t svllt 9 7023 0 311 s652 上述數據表明 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) 從提高系統(tǒng)效率 節(jié)省能量角度來看 如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源 液壓系統(tǒng)會長 時間處于大流量溢流狀態(tài) 從而造成能量的大量損失 這樣的設計顯然是不合 理的 如果采用單個定量泵供油方式 液壓泵所輸出的流量假設為液壓缸所需要 的最大流量 12 9L min 假設忽略油路中的所有壓力和流量損失 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 KwQPj186 0 工進時 j72 快退時 j3 如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式 由 雙聯(lián)泵組成的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 KwQPj186 0 工進時 大泵卸荷 大泵出口供油壓力幾近于零 因此 j4 快退時 KwPj361 0 除采用雙聯(lián)泵作為油源外 也可選用限壓式變量泵作油源 但限壓式變量 泵結構復雜 成本高 且流量突變時液壓沖擊較大 工作平穩(wěn)性差 最后確定 選用雙聯(lián)液壓泵供油方案 有利于降低能耗和生產成本 如圖 2 4 所示 圖 2 4 雙泵供油油源 2 5 4 壓力控制回路的選擇 由于采用雙泵供油回路 故采用液控順序閥實現低壓大流量泵卸荷 用溢 流閥調整高壓小流量泵的供油壓力 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 2 5 所示 為了解決滑臺快進時回油路接通油箱 無法實現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 8 以阻止油液在快進階段返回油箱 同 時閥 7 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 13 考慮到這臺機床用于鉆孔 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 12 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 2 5 液壓系統(tǒng)原理圖 動 作 1YA 2YA 行程閥 快 進 工 進 快 退 停 止 2 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 的主要參數和規(guī)格 然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可 2 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 由于本設計采用雙泵供油方式 大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液 壓缸供油 因此大流量泵工作壓力較低 小流量液壓泵在快速運動和工進時都 向液壓缸供油 而液壓缸在工進時工作壓力最大 因此對大流量液壓泵和小流 量液壓泵的工作壓力分別進行計算 根據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 0 5MPa 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p 最大工作壓力的壓差為 0 5MPa 則液壓泵最高工作壓力為 0 5MPa 4 36MPa pP1 因此泵的額定壓力 1 25 4 36Pa 5 45MPa rp 2 計算總流量 工進時所需要流量最小是 0 25L min 設溢流閥最小流量為 2 5L min 則小流 量泵的流量 1 1 0 25 2 5 L min 2 775L min 1pq 快進快退時液壓缸所需的最大流量為 12 9L min 則泵總流量 1 1 12 9L min 14 2L min 即大流量泵的流量 p 14 2 2 775 L min 11 43L min 2q1p 據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值 查閱有關樣本 采用 YB 4 12 型的雙聯(lián)葉片泵 該泵額定壓力 6 3MPa 額定轉速為 960r min 表 2 5 液壓泵參數 元件名稱 規(guī)格 額定流量 1 minL 額定壓力 MPa 型號 雙聯(lián)葉片泵 16 6 3MPa YB 4 12 取容積效率為 0 95 則液壓泵的實際輸出流量為 min 592 140 95 6 124 Lqp 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 2 18MPa 流 量為 14 6L min 取泵的總效率 則液壓泵驅動電動機所需的功率為 0 75p KWqPp 67 075 601482 根據上述功率計算數據 此系統(tǒng)選取 Y90L 6 型電動機 其額定功率 額定轉速 r min KWPn1 91 n 2 6 2 閥類元件和輔助元件的選擇 圖 2 5 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 油器 空氣濾清器等輔助元件 1 閥類元件的選擇 根據上述流量及壓力計算結果 對圖 2 5 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 2 5 中 4 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 2 5 中溢流閥 2 背壓閥 7 和順序閥 8 的選擇可根據調定壓力和流經閥的 額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格 其中溢流閥 2 的作用是調定工作進給過程中 小流量液壓泵的供油壓力 因此該閥應選擇先導式溢流閥 連接在大流量液壓 泵出口處的順序閥 8 用于使大流量液壓泵卸荷 因此應選擇外控式 背壓閥 7 的作用是實現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 2 3 所示 表中給出了各種液壓 閥的型號及技術參數 表 2 3 閥類元件的選擇 規(guī)格 序號 元件名稱 最大通過 流量 1 minL 額定流 量 1 in額定壓力 MPa 型號 5 三位五通電 磁閥 32 63 6 3 35 63BY1D 11 行程閥 32 63 6 3 22C 63BH 11 調速閥 0 25 10 6 3 Q 10B 6 單向閥 6 16 25 6 3 I 25B 7 背壓閥 7 0 125 10 6 3 B 10B 2 溢流閥 4 10 6 3 Y 10B 13 單向閥 13 16 25 6 3 I 25B 3 單向閥 3 12 25 6 3 I 25B 8 順序閥 16 25 6 3 XY 25B 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 min 40i 5 216 Lqp 因此系統(tǒng)選取自封式吸油過濾器 YCX 40 參數如表 6 所示 表 2 4 自封式吸油過濾器 YCX 63 參數 尺寸 型號 通徑 mm 公稱流量 minL過濾精度 M d 1H3Dd YCX 40 20 40 100 M27 2 256 110 76 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 min 3i 162Lqp 選用 EF 系列液壓空氣濾清器 其主要參數如表 2 5 所示 表 2 5 液壓空氣濾清器 參數 型號 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 mm32 EF 14 105 120 100 50 47 59 70 M4 1 0 0 279 注 液壓油過濾精度可以根據用戶的要求進行調節(jié) 2 6 3 油管的選擇 圖 2 5 中各元件間連接管道的規(guī)格可根據元件接口處尺寸來決定 液壓缸 進 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 2 6 所示 表 2 6 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 1 minL 9 221 pqAvq25 01 q6 141 pq 排出流量 1 inL 9 3 12 Aq 15 0 12 Aq 24 21 Aq 運動速度 1 min 5 4 11 Aqv 05 12 Aqv 8 4 213 Aqv 根據表 2 6 中數值 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 13mm mvqd13603242 取標準值 10mm 13 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 和 的無13 0 縫鋼管或高壓軟管 如果液壓缸采用缸筒固定式 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 2 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 然后再根據散熱要求對油箱的容積進行校核 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的 5 7 倍 本例取 7 倍 故油 箱容積為 LqVp1267 按 JB T7938 1999 規(guī)定 取標準值 V 120L 31 5 08 0m 如果取油箱內長 l1 寬 w1 高 h1 比例為 3 2 1 可得長為 877mm 寬 585mm 高為 292mm 1l1w1h 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 mtl83271 寬為 mtw5913281 高為 h467 0 為了更好的清洗油箱 取油箱底面傾斜角度為 0 5 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 根據經驗 隔板高度取為箱內油面高度的 根據上述計算43 結果 隔板的高度應為 mwlVh175 058 7 012431 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 13mm 外徑取為 17mm 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 尺寸可根據液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算 min 16i 9 0614Lqvp 取吸油管中油液的流速為 1m s 可得 vqd 9 810 861 4233 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 因此根據上述數據 按照標準取公稱直徑為 d 10mm 外徑為 16mm 2 7 液壓系統(tǒng)性能的驗算 本例所設計系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓系統(tǒng) 無迅速起動 制動需求 而且 設計中已考慮了防沖擊可調節(jié)環(huán)節(jié)及相關防沖擊措施 因此不必進行沖擊驗算 這里僅驗算系統(tǒng)的壓力損失 并對系統(tǒng)油液的溫升進行驗算 2 7 1 回路壓力損失驗算 由于系統(tǒng)的具體管路布置尚未確定 整個回路的壓力損失無法估算 僅只 閥類元件對壓力損失所造成的影響可以看得出來 供調定系統(tǒng)中某些壓力值時 參考 2 7 2 油液溫升驗算 液壓傳動系統(tǒng)在工作時 有壓力損失 容積損失和機械損失 這些損失所 消耗的能量多數轉化為熱能 使油溫升高 導致油的粘度下降 油液變質 機 器零件變形等 影響正常工作 為此 必須控制溫升 T在允許的范圍內 如 一般機床 25 30 數控機床 25 粗加工機械 工程機械和機車車輛 35 40 液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱 單位時間的發(fā)熱量 kW 可表示為 P12 式中 系統(tǒng)的輸入功率 即泵的輸入功率 kW P1 系統(tǒng)的輸出功率 即液壓缸的輸出功率 kW 2 若在一個工作循環(huán)中有幾個工作階段 則可根據各階段的發(fā)熱量求出 系統(tǒng)的平均發(fā)熱量 對于本次設計的組合機床液壓系統(tǒng) 其工進過程在整個工作循環(huán)中所占時 間比例為 5 92 023621 t 因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的發(fā)熱情況來計算 工進時液壓缸的有效功率 即系統(tǒng)輸出功率 為 WFvP037 1265 410 這時大流量泵通過順序閥 8 卸荷 小流量泵在高壓下供油 所以兩泵的總 輸出功率 即系統(tǒng)輸入功率 為 WqPi12 0 5 012 18 5 067 43 3321 由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 2 28 KWPHii 1083 10 即可得油液溫升近似值 2 29 CACTT 2 4 65 5 33 所以油箱散熱基本可達到要求