液壓課程設(shè)計-臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)

1、液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書設(shè)計題目臥式鉆鏜組合機床液壓系統(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 0 7 年 2 月目錄序言 : .一。設(shè)計得技術(shù)要求與設(shè)計參數(shù)5二、工況分析2、1 確定執(zhí)行元件52、2 分析系統(tǒng)工況2、3 負載循環(huán)圖與速度循環(huán)圖得繪制? 62、4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) .82、 1 初選液壓缸工作壓力 .8、確定液壓缸主要尺寸 ? 82、4、 計算最大流量需求 ? 92、擬定液壓系統(tǒng)原理圖12、5、 1 速度控制回路得選擇 ? 102、5、 2 換向與速度換接回路得選擇? 12、5、 3 油源得選擇

2、與能耗控制122、 4 壓力控制回路得選擇13、 6 液壓元件得選擇 14?2、6、 1 確定液壓泵與電機規(guī)格.12、6、 2閥類元件與輔助元件得選擇.162、6、 3 油管得選擇18、 6、油箱得設(shè)計 ?2、液壓系統(tǒng)性能得驗算202、7、 1 回路壓力損失驗算 ? 02、7、 2 油液溫升驗算 2? 附：手繪液壓系統(tǒng)圖序言作為一種高效率得專用機床，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)得設(shè)計方法與設(shè)計步驟， 其中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)得工況分析、主要參數(shù)確定、 液壓系統(tǒng)原理圖得擬定、 液壓元件得選擇以及系統(tǒng)

3、性能驗算等。組合機床就是以通用部件為基礎(chǔ) ,配以按工件特定外形與加工工藝設(shè)計得專用部件與夾具而組成得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得方式， 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與高效率得優(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、多工位同時加工得方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其她精加工工序，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

4、上主要就是用于實現(xiàn)工作臺得直線運動與回轉(zhuǎn)運動，如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給， 則動力滑臺要完成得動作循環(huán)通常包括： 原位停止快進工進 i 工進死擋鐵停留快退原位停止。一設(shè) 計得技術(shù)要求與設(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 -原位停止得工作循環(huán)；最大切削力為 l =10000n，動力頭自重 fg=1900n；工作進給要求能在 0、01、 mmin 范圍內(nèi)無級調(diào)速 ,快進、快退速度為 6/min; 工進行程為 00mm，快進行程為 300 m；導(dǎo)軌型式式平導(dǎo)軌 ,其摩擦系數(shù)取 fs=、 ,fd0、1；往復(fù)運動得加減速時間要求不大于、5s。二 .工況分析2、確定執(zhí)行元件金屬切削機床得工作

5、特點要求液壓系統(tǒng)完成得主要就是直線運動，因此液壓系統(tǒng)得執(zhí)行元件確定為液壓缸。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得工作負載、慣性負載與機械摩擦阻力負載,其她負載可忽略。()工作負載 w工作負載就是在工作過程中由于機器特定得工作情況而產(chǎn)生得負載， 對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說 ,沿液壓缸軸線方向得切削力即為工作負載 ,即=10000n(2）慣性負載最大慣性負載取決于移動部件得質(zhì)量與最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度與加速時間進行計算。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

6、示為（3）阻力負載阻力負載主要就是工作臺得機械摩擦阻力 ,分為靜摩擦阻力與動摩擦阻力兩部分。靜摩擦阻力動摩擦阻力根據(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得負載力與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得負載(單位： n ）工況負載組成負載值 f總機械負載 =f/起動30n4222、 n加速=+ 8、 7n4 60、 n快進= 900211、 1 n工進=+ 90 n13 22、 n反向起動3 n422、2 n加速=+286、 7n295、快退= 900 n21 1、 1n注：此處未考慮滑臺上得顛覆力矩得影響.2、 3 、負載循環(huán)圖與速度循環(huán)圖

7、得繪制根據(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)得負載循環(huán)圖如圖21 所示。圖 21 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3222、2n，其她工況下負載力相對較小。所設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)得速度循環(huán)圖可根據(jù)已知得設(shè)計參數(shù)進行繪制 ,已知快進與快退速度、快進行程，工進行程、快退行程,工進速度 =0、 -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)得速度循環(huán)圖如圖 2-2 所示。圖 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)、 1 初選液壓缸工作壓力所設(shè)計得動力滑臺在工進時負

8、載最大,其值為 3222、 n,其它工況時得負載都相對較低 ,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得方法，初選液壓缸得工作壓力 =4、 mpa。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(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸得差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、 可以在活塞桿中設(shè)置通油孔得有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動得常用典型安裝形式.這種情況下 ,應(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積就是有桿腔工作面積兩倍得形式,即活塞桿直徑d 與缸筒直徑 d 呈 d =0、707d 得關(guān)系。工進過程中

9、 ,當孔被鉆通時 ,由于負載突然消失,液壓缸有可能會發(fā)生前沖得現(xiàn)象，因此液壓缸得回油腔應(yīng)設(shè)置一定得背壓(通過設(shè)置背壓閥得方式）,選取此背壓值為 =0、8pa?？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得來油連接） ，但連接管路中不可避免地存在著壓降， 且有桿腔得壓力必須大于無桿腔， 估算時取 0、5mpa?？焱藭r回油腔中也就是有背壓得，這時選取背壓值 =0、6m 。工進時液壓缸得推力計算公式為式中： 負載力m 液壓缸機械效率a1 液壓缸無桿腔得有效作用面積2-液壓缸有桿腔得有效作用面積p1- 液壓缸無桿腔壓力p 液壓有無桿腔壓力因此 ,根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔得有效作用面積可計

10、算為fp1p213222.23.22 1032a120. 8mm64.5102液壓缸缸筒直徑為由于有前述差動液壓缸缸筒與活塞桿直徑之間得關(guān)系，d 0、7 d ，因此活塞桿直徑為 =、 0771、36=50、45 m，根據(jù) gb/23481993 對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸與液壓缸活塞桿外徑尺寸得規(guī)定 ,圓整后取液壓缸缸筒直徑為 d=8 mm，活塞桿直徑為 d=0mm。此時液壓缸兩腔得實際有效面積分別為：、 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)所需要得流量為q 快進 =(a1-a2）1 =8、 7 mn工作臺在快退過程中所需要得流量為q 快退 =a v 12、 l

11、/ n 工作臺在工進過程中所需要得流量為工進 =1v1=0、25l/min其中最大流量為快退流量為2、 5l/i .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得壓力、流量與功率值，如表2、所示。表 2、 2各工況下得主要參數(shù)值工作循環(huán)計算公式負載 f進油壓力回油壓力輸入功率所需流量nmpmal/ inkw差動快進（ p a 2） 1、12、 32、858、0、1 8/( )q=v（）p=工進=（ f+)/ 3222、 2、 33、 6、 150、016p q快退=（ f+） /2 11、12、 380、 311、 20、68 =p= q注： 1、差動連接時,液壓缸得回油

12、口之間得壓力損失,而 .2.快退時，液壓缸有桿腔進油,壓力為，無桿腔回油，壓力為。、擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)得設(shè)計任務(wù)與工況分析，所設(shè)計機床對調(diào)速范圍、 低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制就是該機床要解決得主要問題。速度得換接、穩(wěn)定性與調(diào)節(jié)就是該機床液壓系統(tǒng)設(shè)計得核心。此外,與所有液壓系統(tǒng)得設(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、 5、 1、 速度控制回路得選擇工況表表明 ,所設(shè)計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要得功率較小，系統(tǒng)得效率與發(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,

13、而且結(jié)構(gòu)簡單、成本低。該機床得進給運動要求有較好得低速穩(wěn)定性與速度-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)速閥得容積節(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)流閥得節(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得瞬間， 存在負載突變得可能， 因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)眠M口調(diào)速閥得調(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。、換向與速度換接回路得選擇所設(shè)計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性得要求不高

14、，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低得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(zhuǎn)為工進時,進入液壓缸得流量由、 2 /mi 降為 0、25 l/ n,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得液壓沖擊。由于工作壓力較低， 控制閥均用普通滑閥式結(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得行程終點轉(zhuǎn)換控制 .、換向回路b、速度換接回路圖 23換向與速度切換回路得選擇2、油源得選擇與能耗控制表 2、2 表明 ,本設(shè)計多軸鉆

15、床液壓系統(tǒng)得供油工況主要為快進、快退時得低壓大流量供油與工進時得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)得功率損失大、 效率低。在液壓系統(tǒng)得流量、 方向與壓力等關(guān)鍵參數(shù)確定后 ,還要考慮能耗控制，用盡量少得能量來完成系統(tǒng)得動作要求,以達到節(jié)能與降低生產(chǎn)成本得目得。在圖 2-工況圖得一個工作循環(huán)內(nèi)， 液壓缸在快進與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，而快進與快退所需得時間與工進所需得時間分別為: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

16、系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來瞧 ,如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)得油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量得大量損失， 這樣得設(shè)計顯然就是不合理得。如果采用單個定量泵供油方式， 液壓泵所輸出得流量假設(shè)為液壓缸所需要得最大流量、 9/in，假設(shè)忽略油路中得所有壓力與流量損失，液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗得功率估算為快進時工進時快退時如果采用一個大流量定量泵與一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)得供油方式，由雙聯(lián)泵組成得油源在工進與快進過程中所輸出得流量就是不同得 ,此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗得功率估算為快進時工進時 ,大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零,因此快退時除采用雙

17、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，有利于降低能耗與生產(chǎn)成本，如圖2所示。圖 2 4 雙泵供油油源2、 5、 4、壓力控制回路得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)整高壓小流量泵得供油壓力。為了便于觀察與調(diào)整壓力 ,在液壓泵得出口處、背壓閥與液壓缸無桿腔進口處設(shè)測壓點。將上述所選定得液壓回路進行整理歸并 ,并根據(jù)需要作必要得修改與調(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， 無法實現(xiàn)液壓缸差動連接得

18、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 起背壓閥得作用。為了避免機床停止工作時回路中得油液流回油箱 ,導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動得平穩(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)與壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高 ,采用行程開關(guān)控制即可。圖 25液壓系統(tǒng)原理圖動 作ya行程閥ya快進-工進+快退+停止-、 6、液壓元件得選擇本設(shè)計所使用液壓元件均為

19、標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件得主要參數(shù)與規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有得液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。2、 6、確定液壓泵與電機規(guī)格（ 1)計算液壓泵得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與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與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與小流量液壓泵得工作壓力分別進行計算。根據(jù)液壓泵得最大工作壓力計算方法 ,液壓泵得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與。對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上得總壓力損失 =0、5m ，同時考慮到壓力繼電器得

20、可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力得壓差為 0、 mpa,則液壓泵最高工作壓力為=+0、 mp=4、36mpa。因此泵得額定壓力 1、 25、 36 a=5、45mpa（）計算總流量工進時所需要流量最小就是 0、 5l/min, 設(shè)溢流閥最小流量為 2、 5l/mn,則小流量泵得流量 (1 、 0、25+、 5） l/ 2、 5/mi 快進快退時液壓缸所需得最大流量為 1、 9l/min, 則泵總流量=1、112、 9lm n 4、2/mi .即大流量泵得流量 =(14、2-2、75）l min=1、4l/mi 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力與總流量得計算數(shù)值 ,查閱有關(guān)樣本，采用 y

21、b-4/12 型得雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力、 3pa,額定轉(zhuǎn)速為 960 /mn。表 2 5液壓泵參數(shù)規(guī)格元件名稱額定流量額定壓力 mpa雙聯(lián)葉片泵166、3m a取容積效率為 0、95，則液壓泵得實際輸出流量為型號y 4/123.電機得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、1mpa，流量為 4、 6l n。取泵得總效率 ,則液壓泵驅(qū)動電動機所需得功率為 :根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取 y 0l-6 型電動機 ,其額定功率，額定轉(zhuǎn)速 rmi .2、 6、 2、 閥類元件與輔助元件得選擇圖 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

22、清器等輔助元件。1.閥類元件得選擇根據(jù)上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖25 初步擬定得液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。 其中調(diào)速閥得選擇應(yīng)考慮使調(diào)速閥得最小穩(wěn)定流量應(yīng)小于液壓缸工進所需流量。通過圖25 中 4 個單向閥得額定流量就是各不相同得，因此最好選用不同規(guī)格得單向閥.圖 -5 中溢流閥 2、背壓閥與順序閥8 得選擇可根據(jù)調(diào)定壓力與流經(jīng)閥得額定流量來選擇閥得型式與規(guī)格， 其中溢流閥得作用就是調(diào)定工作進給過程中小流量液壓泵得供油壓力，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得順序閥 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 得作用就是實現(xiàn)液壓缸快進

23、與工進得切換，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、所示，表中給出了各種液壓閥得型號及技術(shù)參數(shù)。序號元件名稱三位五通電磁閥11 行程閥11 調(diào)速閥單向閥背壓閥 7表、 3閥類元件得選擇最大通過規(guī)格額定流額定壓力流量型號量mpa32636、3-63by32636、322 3bh0、1、 3q b16256、i 2 b0、125106、3 10b2溢流閥4106、3y-1013單向閥 11625、 3i 3單向閥 31225、 3i 58順序閥1625、 3xy 22。過濾器得選擇按照過濾器得流量至少就是液壓泵總流量得兩倍得原則,取過濾器得流量為泵流量得

24、2、5 倍.由于所設(shè)計組合機床液壓系統(tǒng)為普通得液壓傳動系統(tǒng)，對油液得過濾精度要求不高，故有因此系統(tǒng)選取自封式吸油過濾器yc 0,參數(shù)如表 6 所示。表、自封式吸油過濾器cx 63 參數(shù)型號通徑公稱流量過濾精度尺寸mmm(d ）dycx- 0240100m272 61103?？諝鉃V清器得選擇按照空氣濾清器得流量至少為液壓泵額定流量2 倍得原則 ,即有選用 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液壓空氣濾清器注油油過四只空氣空氣a參數(shù)流量濾面bbc螺釘過濾流量mm型號l/mi積mmmmmm均布精度l/ m min1415970m410、7注:液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶得要

25、求進行調(diào)節(jié).2、 3、 油管得選擇圖 2-5 中各元件間連接管道得規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定， 液壓缸進、出油管得規(guī)格可按照輸入、 排出油液得最大流量進行計算。 由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段得進、 出流量已與原定數(shù)值不同， 所以應(yīng)對液壓缸進油與出油連接管路重新進行計算，如表2、6 所示 .表 2、6液壓缸得進、出油流量與運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量排出流量運動速度根據(jù)表 2、6 中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取 ms 時，可算得與液壓缸無桿腔與有桿腔相連得油管內(nèi)徑分別為：，取標準值 3mm.，取標準值 10mm.因此與液壓缸相連得兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為與得無縫

26、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,則與液壓缸相連得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、油箱得設(shè)計1.油箱長寬高得確定油箱得主要用途就是貯存油液，同時也起到散熱得作用,參考相關(guān)文獻及設(shè)計資料，油箱得設(shè)計可先根據(jù)液壓泵得額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱得體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱得容積進行校核。中壓系統(tǒng)得油箱容積一般取液壓泵額定流量得57 倍 ,本例取 7 倍，故油箱容積為按 b/t798-1999 規(guī)定，取標準值v=120。如果取油箱內(nèi)長 l 、寬 w1、高

27、 1 比例為 3：2： 1，可得長為 : 877mm，寬 85m,高為 29 mm。對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可 ,鋼板得厚度分別為：油箱箱壁厚3mm,箱底厚度 mm，因為箱蓋上需要安裝其她液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱與便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地得距離為10mm。因此，油箱基體得總長總寬總高為：長為 :寬為：高為：為了更好得清洗油箱 ,取油箱底面傾斜角度為。2.隔板尺寸得確定為起到消除氣泡與使油液中雜質(zhì)有效沉淀得作用 ,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)油面高度得，根據(jù)上述計算結(jié)果，隔板得高度應(yīng)為 : ，隔板得厚度與箱壁厚度相同，取為3mm.。各種油管得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 ,上述油管得最大內(nèi)