液壓課程設(shè)計-臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)

1、寒湖北文理學(xué)院理工學(xué)院機械與汽車工程系液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書設(shè)計題目臥式鉆鏈組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計專業(yè)班級 機制1512姓名桂新睿學(xué)號15341207指導(dǎo)老師 夏慶國成績評定等級評閱簽字評閱日期湖北文理學(xué)院理工學(xué)院機械與汽車工程系2017年12月目錄序言： 41 設(shè)計的技術(shù)要求和設(shè)計參數(shù) 52 . 工況分析 52.1 確定執(zhí)行元件 52.2 分析系統(tǒng)工況 52.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 62.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) 82.4.1 初選液壓缸工作壓力 82.4.2 確定液壓缸主要尺寸 82.4.3 計算最大流量需求 92.5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 102.5.1 速度控制回路的選擇 10

2、2.5.2 換向和速度換接回路的選擇 112.5.3 油源的選擇和能耗控制 122.5.4 壓力控制回路的選擇 132.6 液壓元件的選擇 142.6.1 確定液壓泵和電機規(guī)格 152.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇 162.6.3 油管的選擇 182.6.4 油箱的設(shè)計 192.7 液壓系統(tǒng)性能的驗算 202.7.1 回路壓力損失驗算 202.7.2 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(chǎn)中應(yīng)用廣泛。 本次課程設(shè)計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計為例， 介紹該組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計方法和設(shè)計步驟， 其中包括組合機床動力滑臺液壓

3、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)性能驗組合機床是以通用部件為基礎(chǔ)，配以按工件特定外形和加工工藝設(shè)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(chǎn)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(chǎn)中得到廣泛應(yīng)用， 并可用以組成自動生產(chǎn)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(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。 液壓系統(tǒng)由于具有結(jié)構(gòu)簡單、 動作靈活、 操作方便、調(diào)速范圍

4、大、可無級連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應(yīng)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(zhuǎn)運動，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 I 工進 II 工進死擋鐵停留快退原位停止。一設(shè) 計的技術(shù)要求和設(shè)計參數(shù)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0.021.2m/min范圍內(nèi)無級調(diào)速，快進、快退速度為6m/min；工進行程為100mm，快進行程為300mm；導(dǎo)軌型式式平導(dǎo)軌，其摩擦系數(shù)取fs=0.2, fd = 0.1;往復(fù)運動的

5、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(shè)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(chǎn)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FW=10000N(2)慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)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

6、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vG v19000 6 60Fmm-? 484.7 Ntg . t 9. 8 0.4(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FfsfsFN0. 2190003800Nss動摩擦阻力FfdfdFN0. 1190001900N根據(jù)上述負載力計算結(jié)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液壓產(chǎn)在各工作階段的負載(單位：N)工況負載組成負載值F總機械負載F =F/ m起動F=F fs3800N4222.2N

7、加速F =Ffd + Fm4284.7N4760.8N快進F=Ffd1900N2111.1 N工進F =Ffd + Ft11900 N13222.2N反向起動F= Ffs3800N4222.2 N加速F =Ffd + Fm2868.7N2985.2N快退F= Ffd1900 N2111.1N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(jù)表2.1中計算結(jié)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所小。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(dāng)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

8、設(shè)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(shè)計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度v v26m/ min、快進行程I1300mm工進行2-2所示程I2 300mm快退行程l3 230mm,工進速度v2 =0.02-1.2mm/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(shù)2.4.1 初選液壓缸工作壓力所設(shè)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(yīng)用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力P =4.5MPa。2.4.2 確定液壓缸主要

9、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(yīng)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(shè)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(yīng)把液 壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積 A是有桿腔工作面積 A兩倍的形式，即活塞桿直徑 d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關(guān)系。工進過程中，當(dāng)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(yīng)設(shè)置一定的背壓 （通過設(shè)置背壓閥的方式），選取此背壓值為P2=0.8MPa?？爝M時液壓缸雖然作差動連

10、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p ,且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取p 0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取背壓值P2=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為F / m APl AP2 A1P1(A/2)P2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pl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4.513222.20.81063.22 10 3M液壓缸缸筒直徑為D , 4A /. (4 0.004 106)/71.36mm

11、由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系， d = 0.707D,因此活 塞桿直徑為d=0.707H1.36=50.45mm,根據(jù)GB/T2348 1993對液壓缸缸筒內(nèi)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：_ 232A D /4 5.03 10 m_ 2232A2(D d )/4 3.06 10 m2.4.3.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)刈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 V

12、2=12.85L/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進 =Ai 刈1=0.25 L/min其中最大流量為快退流量為12.85L/min。根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)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(shù)值工作循環(huán)計算公式F進油壓力Pj回油壓力Pb所帝流里Q輸入功率PNMPaMPaL/minkW差動快進Pj =(F+ p A2)/(A - A2 )Q=vx ( A - A2)P= Pj x Q2111.12.352.858.250.168工進Pj=(F+ PbA2)/ AQ=v AP= Pj XQ13222.23.33.0

13、6.0150.016快退Pj=(F+RA)/ A2Q=v A2P= Pj XQ2111.12.380.3511.20.68注： 1.差動連接時，液壓缸的回油口之間的壓力損失p 5 105 Pa ，而pb pj p 。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為Pj ，無桿腔回油，壓力為Pb 。2.5. 擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)和工況分析， 所設(shè)計機床對調(diào)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(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設(shè)計的核心。 此外， 與所有液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。2

14、.5.1. 速度控制回路的選擇工況表 3 表明， 所設(shè)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(diào)速回路即可。 雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結(jié)構(gòu)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(diào)速、 出口節(jié)流調(diào)速、 限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)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(diào)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

15、在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式， 且在回油路上設(shè)置背壓閥。 由于選定了節(jié)流調(diào)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(shè)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，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(xiàn)差動連接， 選用三位五通電磁換向閥。 由前述計算可知， 當(dāng)工作臺從快進轉(zhuǎn)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

16、閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)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(zhuǎn)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(shè)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(guān)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(chǎn)成本的目的。在圖2-2工況圖的一個工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸在快進和

17、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qmax/qmin 12.9 0.25 51.6,而快進和快退所需的時間ti與工進所需的時問12分別為:ti(li/vi) (I3/V3)(200 70) (230 70) 9st2 l2/v2 30 (5060) 36s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)。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(shè)計顯然是不合理

18、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(shè)為液壓缸所需要的 最大流量12.9L/min,假設(shè)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 P Pj Q 0.186Kw工進時 P Pj Q 0.772Kw快退時 P Pj Q 0.361Kw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 P Pj Q 0.186Kw工進時，大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此P Pj Q 0.014Kw快退時 P

19、Pj Q 0.361Kw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(jié)構(gòu)復(fù)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(chǎn)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(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)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(shè)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(diào)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

20、法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必 須在回油路上用接一個液控順序閥 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(dǎo)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?？紤]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(shè)了一個壓力繼電器 12。當(dāng)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(shè)有壓力表開關(guān)和壓力表， 鉆孔行程終點定位精度不高，采用行 程開關(guān)控制即可。圖2-5液壓系統(tǒng)原理圖動作1YA2YA行程閥快 進十一一工 進十一十快 退一十十停 止一一一2.6

21、. 液壓元件的選擇本設(shè)計所使用液壓元件均為標(biāo)準(zhǔn)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(chǎn)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(shè)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(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(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總

22、壓力損失p=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最大工作壓力的 壓差為0.5MPa,則液壓泵最高工作壓力為 Pp = p1+p+0.5MPa=4.36MPa。因此泵的額定壓力 pr1.25x 4.36Pa=5.45MPa(2)計算總流量工進時所需要流量最小是0.25L/min,設(shè)溢流閥最小流量為2.5L/min,則小流量泵的流量qpi (1.1X0.25+2.5) L/min=2.775L/min快進快退時液壓缸所需的最大流量為12.9L/min,則泵總流量qp = 1.1 x 12.9L/min=14.2L/min 。即大流量泵的流量 pqp2 qp- qp1

23、= (14.2-2.775) L/min=11.43L/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，查閱有關(guān)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*$速為960r/min。表2-5液壓泵參數(shù)元件名稱規(guī)格額定流量L/min 1額定壓力MPa型號雙聯(lián)葉片泵166.3MPaYB-4/12取容積效率為0.95,則液壓泵的實際輸出流量為qn(4 12) 960 0.95/1000 14.592L/minp3.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0.75,則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率

24、為：PPp qpp2.18 14.660 0.75KW0.67KW根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y90L-6型電動機，具額定功率巳 1.1KW ,額定轉(zhuǎn)速 nn 910r/min。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(diào)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(jù)上述流量及壓力計算結(jié)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(diào)速閥的選擇應(yīng)考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流 量應(yīng)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

25、閥2、背壓閥7和順序閥8的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)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(diào)定工作進給過程中小 流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應(yīng)選擇先導(dǎo)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(yīng)選擇外控式。背壓閥7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(nèi)控式 順序閥。最后本設(shè)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(shù)參數(shù)。表2.3閥類元件的選擇在舁 廳P元件名稱最大通過,.1 L/ min規(guī)格額定流 量L/ min 1額定壓力MPa型號5三位五通電 磁閥32636.335D1 -63BY1

26、1行程閥32636.322C-63BH11調(diào)速閥0.25106.3Q-10B6單向閥616256.3I-25B7背壓閥70.125106.3B-10B2溢流閥4106.3Y-10B13單向閥1316256.3I-25B3單向閥312256.3I-25B8順序閥16256.3XY-25B2 .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(shè)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q qp 2.5 (16 2.5)L/min 40L/min因此系統(tǒng)選取自封式吸油過濾器 YCX-40,參數(shù)如表6所示。表2.4 自

27、封式吸油過濾器 YCX-63參數(shù)型號通徑mm公稱流量L/min過濾精度m尺寸M (d)HiD3dYCX-402040100M27 2256110673 .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q 2 q。 2 16L/min 32L/min p選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表2.5所示表2.5液壓空氣濾清器參數(shù)型號注油L/min空氣L/min油過 濾面 積 L/minA mmB mmammbmmcmm四只 螺釘 均布mm空氣 過濾 精度mmEF2 321410512010050475970M4 100.279注：液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求進行調(diào)

28、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(jù)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(shù)值不同，所以應(yīng)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、速度快進工進快退軸入加亡里,.1 L/minq v A A2qp22.9q1 0.25q qp 14.6排出流量L/min 1q2A2 q1 / A13.9q2A2 q1 / A0.15q2A q / A224運動速度/ 1 m/ minv1q1/A14.5v2 q1

29、 / A,0.05v3q1 / A24.8根據(jù)表2.6中數(shù)值，當(dāng)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(nèi)徑分別為：d 2j 2 J24 10 13mm,取標(biāo)準(zhǔn)值 13mm。v.3 103 60d 2J 2 J14.6 130 10mm,取標(biāo)準(zhǔn)值 10mm。v.3 103 60因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標(biāo)準(zhǔn)選用公稱通徑為 13和10的無縫鋼管或高壓軟管。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.

30、4. 油箱的設(shè)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(guān)文獻及設(shè)計 資料，油箱的設(shè)計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)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。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V qD 7 16L 112Lp按JB/T79381999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值 V=120LViV 1203150L 0.15m 0.8 0.8如果取油箱內(nèi)長11、寬w1、高hi比例為3: 2: 1,可得長為：li=877mm,寬 w1=585mm,高為 h1二292mm。對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼

31、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：1112t 877 2 3 883mm寬為：w w1 2t 585 2 3 591mm高為：h (10 h| 5 160)mm 467 mm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(zhì)有效沉淀的作用， 油箱中應(yīng)采用隔板把油箱 分成兩部分。根據(jù)經(jīng)驗，隔板高度取為箱內(nèi)油面高度的34,根據(jù)上述計算結(jié)果， 隔板的高度應(yīng)為：h - - 012- - 0.175m,11 W1 40.877 0.585 4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(nèi)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