液压课程设计

液压课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 液压课程设计液压课程设计机械 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 学院液压与气动技术课程设计题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计专业：机械设计制造与自动化班级：1301班姓名：王鹏飞学号：33指导教师：蔺公民《液压与气动技术》课程设计任务书一、主要任务与目标任务：设计一个卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统目标：设计要求滑台实现“快进→工进→快退→停止”工作循环。已知：机床有主轴11个，此中7个用于钻φ的孔，4个用于钻φ的孔。刀具资料为高速钢，工件资料为铸铁，硬度为240HBW，机床工作零件总质量为m=1000Kg；快进速度v1、快退速度v2均为S，快进行程长度L1=100mm，工进行程长度为L2=50mm，来去运动的加快、减速时间不大于，动力滑台采纳平导轨，静摩擦系数fs=，动摩擦系数fd=；液压系统的履行元件为液压缸。二、主要内容1）熟习设计任务，明确设计及目标。2）依据设计要乞降已学过的设计流程，制定系统工作原理图。3）计算各元件的参数并验算。4）元件选型。5）编制文件，绘制速度、负载图谱。三、工作量要求达成规定的任务，总字数3000～4000字。四、时间要求本课程设计于前达成目录1与运剖析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12和速度的制⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13确立液缸的主要参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2初液缸工作力⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2算液缸主要尺寸⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2各段力、流量、功率的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯34液系的定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4液回路的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4液回路的合⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯65液元件的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8液的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8元件及助元件的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9油管的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9油箱的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯106液系性能的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10算系力失并确立力的整⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10快⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10工⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11快退⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11油液温升算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯117油箱⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12壁厚、箱及箱元件的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12箱壁、冲洗孔、吊耳、液位⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13箱底、放油塞及支架⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13油箱内隔板及除气网置⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13负载与运动剖析负载剖析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作零件是卧式搁置，重力的水均分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况剖析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所遇到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其余负载可忽视。切削负载FW工作负载是在工作过程中因为机器特定的工作状况而产生的负载，关于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载。切削负载(确立切削负载应具备机械切削加工方面的知识)用高速钢钻头(单个)钻铸铁孔时的轴向切削力Ft(单位为N)为Ft25.5Ds0.8(HBW)0.6(8—1)式中：D——钻头直径，单位为mm；s——每转进给量，单位为mm／r；HBW——铸件硬度,HBW=240。n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取：依据组合机床加工特色，钻孔时主轴转速对φ的孔：n1=360r／min，sl=／r；对φ的孔：n2=550r／min，s2=／r；所以，系统总的切削负载Ft为：Ft=令Ft=Fg=17907N2．惯性负载，所以取t来去运动的加快，减速时间不希望超出为Fm=m△v/△t=N=583N3．阻力负载机床工作零件对动力滑台导轨的法向力为：Fn=mg=9810N静摩擦阻力：F=fF==1962Ntfsn动摩擦阻力：F=fF==981Nfddn假如忽视切削力惹起的推翻力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率w=，依据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所遇到的负载力和液压缸所需推力状况由此得出液压缸在各工作阶段的负载如 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 81所列。表8—1液压缸在各工作阶段的负载R工况负载构成负载值F工况启动FFnfs1962工进加快FFnfd+m△v/△t1564快退快进FFnfd981负载构成负载值FFFnfd+Fg18888FFfd981注：在负载剖析中，没有考虑动力滑台上倾翻力矩的作用按表8-1数值绘制的动力滑台负载图如图8-1(a)所示。负载图和速度图的绘制依据工作循环(总行程L1+L2=150mm工进速度V2=n1s1=n2s2=53mm/min,绘制动力滑台速度图,负载图（如下图）。确立液压系统主要参数确立液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为32000N时宜取4MPa。表2按负载选择工作压力负载/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作压力/MPa<~1~2~33~44~5≥5表3各样机械常用的系统工作压力机床农业机械液压机机械种类小型工程机械大中型发掘机建筑机械重型机械磨床组合龙门拉床机床刨床液压凿岩机起重运输机械工作压力/Mpa~23~52~88~1010~1820~32计算液压缸主要尺寸因为工作进给速度与迅速运动速度差异较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确立采纳单杆双作用液压缸的差动连结方式。往常利用差动液压缸活塞杆较粗、能够在活塞杆中设置通油孔的有益条件，最好采纳活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这类状况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=的关系。工进过程中，当孔被钻通时，因为负载忽然消逝，液压缸有可能会发生前冲的现象，所以液压缸的回油腔应设置必定的背压(经过设置背压阀的方式)，选用此背压值为p2=。快进时液压缸固然作差动连结（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连结），但连结收路中不行防止地存在着压降p，且有杆腔的压力一定大于无杆腔，估量时取p。快退时回油腔中也是有背压的，这时选用被压值p2=。工进时液压缸的推力计算公式为F/mA1p1A2p2A1p1(A1/2)p2式中：F——负载力m——液压缸机械效率A1——液压缸无杆腔的有效作用面积A2——液压缸有杆腔的有效作用面积p1——液压缸无杆腔压力p2——液压有无杆腔压力所以，依据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为A2=F=18888-42m(p120.6）6=×10mp2)0.96（410AA2A53.18104m2A1=122D4A10.082m因为有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=，所以活塞杆直径为d=×=，依据GB/T2348—2001对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=90mm，活塞杆直径为d=63mm。此时液压缸两腔的实质有效面积分别为：A1D263.61104m24A2(D2d2)32.44104m24各阶段压力、流量、功率的计算依据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。表8-2液压缸在不一样工作阶段的压力、流量和功率值输入理输入功回油腔进油腔论流量工况负载率计算式压力压力qFL/NP/kWP2/MPa1/(L/s)P/MPa快进启动19620--p1FL/mA2p/A1A2(差加快1564p1p--qA1A2v1动)恒速981Pp1qp1FL/工进18888qA1v2Pp1q启动19620--p1FL/快1564qA2v3加快--退981Pp1q恒速p2A2/A1mp2A1/A2并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。图2组合机床液压缸工况图液压系统图的制定依据组合机床液压系统的设计任务和工况剖析，所设计机床对调速范围、低速稳固性有必定要求，所以速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳固性和调理是该机床液压系统设计的核心。别的，与全部液压系统的设计要求同样，该组合机床液压系统应尽可能构造简单，成本低，节俭能源，工作靠谱。液压回路的选择采纳履行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，所以采纳单活塞杆液压缸，快进时差动连结，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。速度控制回路的选择工况图表示，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题其实不突出，所以考虑采纳节流调速回路即可。固然节流调速回路效率低，但合适于小功率场合，并且构造简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳固性和速度-负载特征，所以有三种速度控制 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 能够选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，所以钻削过程中负载变化不大，采纳节流阀的节流调速回路即可。但因为在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬时，存在负载突变的可能，所以考虑在工作进给过程中采纳拥有压差赔偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。因为选定了节流调速方案，所以油路采纳开式循环回路，以提升散热效率，防备油液温升过高。从工况图中能够清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地供给低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间t1和工进所需的时间t2t2有t1=20所以从提升系统效率、节俭能量角度来看，假如采纳单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，进而造成能量的大批损失，这样的设计明显是不合理的。假如采纳一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串连的供油方式，由双联泵构成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不一样的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要耗费的功率估大，除采纳双联泵作为油源外，也可采纳限压式变量泵作油源。但限压式变量泵构造复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作安稳性差，最后确立采纳双联液压泵供油方案，有益于降低能耗和生产成本，如图3所示。图3双泵供油油源选择迅速运动和换向回路依据本设计的运动方式和要求，采纳差动连结与双泵供油两种迅速运动回路来实现迅速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连结。本设计采纳二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采纳行程阀对比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也简单调整，此外采纳液控次序阀与单向阀来切断差动油路。所以速度换接回路为行程与压力结合控制形式。速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对调向安稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以采纳价钱较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连结，采纳三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应试虑采纳Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由L/S降选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图L/S，可4所示。因为工作压力较低，控制阀均用一般滑阀式构造即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提升换向地点精度，采纳死挡块加压力继电器的行程终点变换控制。a.换向回路b.速度换接回路图4换向和速度切换回路的选择参照同类组合机床，采纳双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的安稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=。液压回路的综合选定调速方案和液压基本回路后，再增加一些必需的元件和配置一些协助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行合并和整理，即可将液压回路合成为液压系统，即构成如图5所示的液压系统图。1—双联叶片液压泵；2—三位五通电液阔；3—行程阀；4—调速阀；5—单向阀；6—单向阀；7—次序阀；8—背压阀；9—溢流阀；10—单向阀；ll—过滤器；12—压力表接点；13—单向阀；l4—压力继电器。系统图的原理1．快进快进如下图，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左边，这时的主油路为：进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸左腔。回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀2（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，因为快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。2．工进减速终了时，挡块仍是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油一定经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完整同样，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的张口相适应，故进给量大小由调速阀15调理，其主油路为：进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→调速阀4→调速阀15→液压缸左腔。回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控次序阀7→油箱。3.快退滑台逗留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，，因滑台返回时的负载小，系统压力降落，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑迅速退回，其主油路为：进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸右腔。回油路：液压缸左腔→单向阀5→三位五通换向阀2（右位）→油箱。4.原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路关闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。液压元件的选择确立液压泵的规格和电动机功率（1）计算液压泵的最大工作压力因为本设计采纳双泵供油方式，依据液压系统的工况图，大流量液压泵只要在快进和快退阶段向液压缸供油，所以大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在迅速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，所以对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。依据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。关于调速阀进口节流调速回路，选用进油路上的总压力损失p0.8MPa，同时考虑到压力继电器的靠谱动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为，则小流量泵的最高工作压力可估量为pp1(3.50.80.5)MPa4.8MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表示，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为，则大流量泵的最高工作压力为：pp2(0.3190.5)MPa0.819MPa2）计算总流量表3表示，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸供给的最大流量出此刻快进工作阶段，为L/min，若整个回路中总的泄露系数KL=，则液压油源所需供给的总流量为：qp1.0517.04L/min17.892L/min工作进给时，液压缸所需流量约为s，但因为要考虑溢流阀的最小稳固溢流量L/s，故小流量泵的供油量最少应为s。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，所以选用PV2R126/26型双联叶片泵，此中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率nv=，则当泵的转速np=940r/min时，液压泵的实质输出流量为qp[(626)9400.9/1000]L/min27.1L/min因为液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为、流量为min。取泵的总效率p0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为：ppqp0.81927.1P0.8kW600.75依据上述功率计算数据，此系统选用Y100L-6型电动机，其额定功率Pn1.5kW，额定转速nn960rmin。确立阀类元件及辅件依据系统的最高工作压力和经过各阀类元件及辅件的实质流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。表6液压元件规格及型号经过的最规格序号元件名称大流量型号额定流量额定压力额定压降q/L/minqn/L/minPn/MPa?Pn/MPa1双联叶片泵—PV2R12-12/323716/14—2三位五通电5035DYF3Y—E10B8016<液换向阀3行程阀60AXQF—E10B6316<4调速阀<1AXQF—E10B616—5单向阀60AXQF—E10B63166单向阀25AF3-Ea10B63167液控次序阀22XF3—E10B63168背压阀YF3—E10B6316—9溢流阀YF3—E10B6316—10单向阀22AF3-Ea10B6316<11滤油器30XU—63×80-J63—<12压力表开关—KF3-E3B3测点—16—13单向阀60AF3-Fa10B10014压力继电器—PF—B8L—0—注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。确立油管在选定了液压泵后，液压缸在实质快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不一样，从头计算的结果如表7所列。流量、速度快进工进快退输入流量A1qpq1A2A1q1qp27.1/(L/min）63.6127.1q10.3366132.4455.3排出流量A2q1AqAqq2q221q211A1A1A2/(L/min）32.4455.30.33632.4427.163.6163.6128.263.6132.440.17153.14运动速度qpq1q1v1A2v2v3A1A1A2/(L/min）27.1100.3361027.11063.6132.4463.6132.448.690.0538.35表7各工况实质运动速度、时间和流量由表能够看出，液压缸在各阶段的实质运动速度切合设计要求。有表7中的数据，取油液的流速v=3m/s，算得液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为dq255.3106/6023103mm19.77mmvd27.1106/6013.85mm233mm10这两根油管都按GB/T2351-2005采纳内径15mm，外径18mm的冷拔无缝钢管。油箱计算油箱的容量按式,V=αqp估量，此中α为经验系数，取α=7，得V=αqp==按JB/T7938-1999规定，取最凑近的 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 值V=200L验算液压系统性能验算系统压力损失因为系统管路部署还没有确立，整个系统的压力损失没法全面估量，故只好估量阀类元件的压力损失。快进滑台快进时，液压缸经过电液换向阀差动连结。在进油路上，油液经过单向阀10的流量是22L/min、电液换向阀2的流量是min，而后与液压缸有杆腔的回油集合，以流量min经过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，总压降为pv[0.2(22)20.5(27.1)20.3(55.3)2]MPa0.31MPa638063在回油路上，油液经过电液换向阀2和单向阀6的流量是min，而后与液压泵的供油合并，经过行程阀3进入无杆腔。有杆腔压力P2与无杆腔压力p1之差为pp2p1[0.5(28.2)20.2(28.2)20.3(55.3)2]MPa806363工进滑台工进时，在进油路上，油液经过电液换向阀2的流量为min、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为。在回油路上，油液经过电液换向阀2的流量为min，经液控次序阀7的流量为（+22）=min，返回油箱，在背压阀8处的压力损失为。若忽视管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在液压缸回油腔的压力P2为p2[0.5(0.17)20.60.3(22.17)2]MPa0.637MPa8063可见此值略大于原预计值。故可按表8-2中公式从头计算工进时液压缸进油腔压力p1，即Fp2A2p1m3.81MPaA1此略高于表8-2数值。考虑到压力继电器的靠谱动作要求压差pe=，则溢流阀9的调压Pp1应为pp1Ap1p1pe[3.810.5(0.5)20.50.5]4.75MPa80快退滑台快退时，在进油路上，油液经过单向阀10的流量为22L/min、电液换向阀2的流量为min进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液经过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13的流量为min返回油箱。在进油路上总的总压降为pv1[0.22220.5(27.12]MPa0.082MPa())6380此值远小于预计值，所以液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的总压降为pv2[0.2(53.14)20.5(53.14)20.3(53.14)2]MPa0.576MPa638063此值与表7的数值基真符合，故不用重算。快退时液压泵的工作压力为ppp1pv1(0.530.082)MPa0.612MPa此值是调整液控次序阀7的调整压力的主要参照数据。验算系统发热与温升因为工进在整个工作循环中占95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率peFv2188880.053103600.0167kWkW这时大流量液压泵经次序阀7卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵经过次序阀7的流量为22L/min，有表8-2查得该阀在额定流量qn=，故此阀在工进时的压力损失ppn(q2)20.3(22)20.037MPaq163小液压泵工进时的工作压力pp1=，流量q1=min，所以俩个液压泵的总输入功率为pp1q14.751065.11030.03710622103pq26060pkW0.5564kWp液压系统的发热功率为ppe(0.55640.0167)0.540ppkWkW油箱的散热面积为A6.53V26.53200103m22.22m2查表8-18得油箱的散热系数K=9W,则油液温升为tp1030.540103C27.0C92.22KA油温在同意范围内，油箱散热面积切合要求，不用设置冷却器。油箱设计壁厚、箱顶及箱顶元件的设计采纳钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为3mm，并采纳将液压泵安装在油箱的上表面的方式，故上表面应比其壁要厚，同时为防止产生振动，则顶扳的厚度应为壁厚的4倍以上，所以取：顶壁厚15mm，并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。在箱顶设置回油管、泄油管、吸油管、通气器并附加注油口，即取下通气帽时便能够进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器的滤网的网眼小于250mm，过流量应大于40L/min。此外，因为要将液压泵安装在油箱的顶部，为了防备污物落入油箱内，在油箱顶部的各螺纹孔均采纳盲孔形式。箱壁、冲洗孔、吊耳、液位计的设计在此次设计中采纳箱顶与箱壁为不行拆的连结方式，因为油箱的体积也相对不大，采纳在油箱壁上开设一个冲洗孔，在法兰盖板中配以可重复使用的弹性密封件。法兰盖板的构造尺寸依据油箱的外形尺寸按标准选用，详细尺寸见法兰盖板的零件构造图，此处不再着详尽的表达。为了便于油箱的搬运，在油箱的四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳的构造尺寸参照同类规格的油箱选用。在油箱的箱体另一重要装置即是液位计了，经过液位计我们能够随时认识油箱中的油量，同时选择带温度计的液位计，我们还能够检测油箱中油液的温度，以保证机械系统的最正确供油。将它设计在凑近注油孔的邻近以便在注油时察看油箱内的油量。箱底、放油塞及支架的设计在油箱的底设置放油塞，能够方便油箱的冲洗和换油，所以将放油塞设置在油箱底倾斜的最低处。同时，为了更好地促进油箱内的堆积物积聚到油箱的最低点，油箱的倾斜坡度应为：1/25～1/20。在油箱的底部，为了便于放油和搬运方便，在底部设置支脚，支脚距地面的距离为150mm，并设置增强筋以增加其刚度，19在支脚设地脚螺钉用的固定。油箱内隔板及除气网的设置为了延伸油液在油箱中的逗留时间，促进油液在油箱中的环流，促进更多的油液参加系统中的循环，以更好地发挥油箱的散热、除气、堆积的作用，在油箱中的上下板上设置隔板，其隔板的高度为油箱内油液高度的2/3以上。并在下板的下部开缺口，以便吸油侧的堆积物经此缺口至回油侧，经放油孔排出。油箱隔板在油箱中为了使油液中的气泡浮出液面，并在油箱内设置除气网，其网眼的直径可用网眼直径为的金属网制成，并倾斜10～30部署。在油箱内回油管与吸油管散布在回油测和吸油测，管端加工成朝向箱壁的45斜口，以便于油液沿箱壁环流。油管管口应在油液液面以下，其进口应高于底面2～3倍管径，但不该小于20mm，防止空气或堆积物的吸入或混入。对泄油管因为此中经过的流量一般较小，为防备泄油阻力，不该插入到液面以下。此外在油箱的表面的通孔处，要妥当密封，所以在接口上焊上超出箱顶20mm的凸台，免得维修时箱顶的污物落入油箱。