液壓課程設計-臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)

1、湖北文理學院理工學院 機械與汽車工程系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(shù) 5二.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 102.

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 18文檔2.6.4 油箱的設計 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

3、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，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

4、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 計的技術要求和設計參數(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(shù)取fs二0.2

5、, fd二0.1 ;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FW =10000 N（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

6、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190006609T8 074484.7 N(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Ffsf sFn0. 2190003800N動摩擦阻力FfdfdFN0. 1190001900N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)工況負載組成負載值F總機械負載F = F/ m起動F = Ffs3800N422

7、2.2N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。?:轉：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

8、，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(shù)進行繪制，已知快進和快退速度Vi V26m/ min、快進行程11300mm，工進行程丨2300mm 快退行程I3 230mm，工進速度V2 =0.02-1.2mm/min。根據上述已知數(shù)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。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)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 P1 =4.5M

9、Pa 。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 A1 是有桿腔工作面積 A2 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

10、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 ?？焱藭r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，根據已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為P2213222.2323.

11、2210 m4.50.8106液壓缸缸筒直徑為D . 4A1 /. (4 0.004 106)/71.36mm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 X71.36=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：232A1D /4 5.03 10 m 232 A2(D d )/4 3.06 10 m243.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

12、 快進=(Ai-A2)Xvi=8.27 L/min工作臺在快退過程中所需要的流量為q 快退=A2Xv2=12.85L/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q 工進=AiXvi=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(shù)值工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力Pj回油壓力Pb所需流量Q輸入功率PNMPaMPaL/minkW差動快進Pj=(F+ 邙 A 2)/2111.12.352.858.250.168(a-A2)Q=v x(A- A)P=Pj X

13、Q工進Pj =(F+Pb A2 )/ A13222.23.33.06.0150.016Q=v AP=Pj XQ快退Pj=(F+ PbA1)/ 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 Pj2.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，

14、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

15、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，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

16、，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(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(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 2-2 工

17、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 qmax / qmin 12.9 0.25 51.6 ，而快進和快退所需的時間 t 1 與工進所需的時 間 t2 分別為：t1 (l1 /v1) (l3/ v3) (200 70) (230 70) 9st2 l2 / v2 30 (50 60) 36s上述數(shù)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，

18、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 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 0.1

19、86Kw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 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(xiàn)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

20、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(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 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?？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咼， 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

21、可。*14Tf1圖2-5液壓系統(tǒng)原理圖動作1YA2YA行程閥快進+工進+快退+停止26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，然后根據現(xiàn)有的液壓元件產品進行選擇即可。261.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

22、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= Pi + p +0.5MPa=4.36MPa 。因此泵的額定壓力 pr >1.25 X4.36Pa=5.45MPa(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qpi >(1.1 X0.25+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

23、量qp= 1.1 xi2.9L/mi n=14.2L/mi n。即大流量泵的流量qp2 >qp- qp1 = (14.2-2.775 ) L/min=11.43L/min據據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(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，貝U液壓泵的實際輸出流量為qp (4 12) 960 0.95/100014.592L/min3 .電機的選擇由于液壓缸在快退時輸入功

24、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，則液壓泵驅動電動機所需的功率為： pP Pp qpp2.18 14.6 KW 0.67KW60 0.75根據上述功率計算數(shù)據，此系統(tǒng)選取Y90L-6型電動機，其額定功率巳 1.1KW，額定轉速 nn 910r/min。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

25、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(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2.3所示，表中給出了各種液壓閥的型 號及技術參數(shù)。表2.3閥類元件的選擇序號元件名稱最大通過 流量L/mi

26、n 1規(guī)格額定流量L/mi n 1額定壓力MPa型號5三位五通電磁閥32636.335 D, -63BY11行程閥32636.322C-63BH11調速閥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

27、.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)H1D3dYCX-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 qp 2 16L/min 32L/min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)注油流量L/min空氣流量L/min油過 濾面 積L/minAmmBm ma mmbmmcmm四只螺釘 均布mm空氣過濾 精度mm457M40.2

28、7EF2 321410512010050790109注：液壓油過濾精度可以根據用戶的要求進行調節(jié)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(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 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L/mi n 1q v A A qpq 0.25q1 qp 14.622.9排出流量L/mi n 1q2A2 q1 / Ai13.9q2A2 q1 / A10.15

29、q2 A q /A224運動速度m/ min 1v1q1 / A14.5v2 q1 / A10.05v3q1 / A24.8根據表2.6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:d 213mm，取標準值13mm。10mm，取標準值10mm。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。2.6.4. 油箱的設計1 .

30、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V qp 7 16L112L按JB/T7938 1999規(guī)定，取標準值 V=120L 。V 120 '廠 CI CYL 3Vi150L 0.15m0.8 0.8如果取油箱內長11、寬w1、高h1比例為3 : 2: 1,可得長為：h=877mm ,寬 W| =585mm，高為 h1 =292mm。對于分離式油箱采用普通鋼板

31、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：丨 h 2t 877 2 3883mm寬為：w W1 2t 585 2 3591mm高為：h (10 h 5 160)mm467 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3 4，根據上述計算結果，一、V 30 123隔板的高度應為：h 一0- 0.175m，l1 w140.877 0.5854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