卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计.doc

工程学院
课程设计

题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计

系 部: 机械工程系
专 业: 矿山机电
班 级: 班
姓 名:
学 号:
指导 老师:
完成 日期: 2014年6月13日

机械工程系课程设计任务书
11/12学年 下学期 2012年6月23日
专 业
矿山机电
班 级
10—7（3）班
课程名称
液压传动
设计题目
卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计
指导教师

起止时间
2012/6/15—2012/6/23
周数
1周
设计地点

设计目的与依据
1.设计目的：
巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，具有工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。
题目：设计一台卧式钻镗类组合机床动力头的液压系统，动力头的工作循环是：快进—工进—死挡铁停留—快退—原位停止的工作循环。动力头的最大切削力FL=24000N， 动力头自重FG=26000N，快速进、退速度为6m/min，快进行程为300mm，工进速度要求在能在0.02－1.2m/min范围内无级调速，行程为100mm，导轨型式为平导轨，其静摩擦系数fs=0,2，动摩擦系数fd=0,1，往复运动的加减速时间△t=0.3

设计任务与进度
6.18
1、执行元件的配置及动作顺序的确定。
2、工况的负载分析和运动分析与计算。
6.19
3、确定液压系统的主要参数，编制液压执行元件的工况图。
6.20
4、液压系统的拟定，绘制液压系统图。
5、液压元件选型与计算。
6.21
6、液压系统的主要性能验算。
6.22
打印文件，答辩。
设计要求
1.设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。
2.独立完成设计。设计时可以借鉴同类机械资料，但必须深入理解，不能简单地抄袭。
3.液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。
4.要求完成以下工作：
⑴设计计算说明书一份；
⑵液压传动系统原理图，包括工作循环图和电磁铁动作顺序表）。
参考资料
[1] 丁树模，丁问司.液压传动.第3版.北京：机械工业出版社，2012.1
重印
[2] 刘延俊，压回路与系统，第二版.化学工业出版社，2009.2
[3] 成大先.机械设计手册[单行本液压传动]. 北京：化学工业出版社， 2004
[4] 刘延俊，液压元件使用指南，北京：化学工业出版社2007.10
[5] 张利平，液压传动系统设计与使用，化学工业出版社2020.3

教研室主任（签名） （部）主任（签名） 2012 年6月

机械工程系课程设计成绩表
学 生 姓 名

专业班级
—7（3）班
设 计 题 目
卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计
指导教师（签名）

指导教师单位
机械系工程机械教研室
说明书
评
语

评阅成绩： 评阅教师签字：
年    月    日
答
辩
记
录

答辩成绩： 提问教师签字：
年    月    日
设计鉴定及成绩

设计成绩： 答辩小组组长签字：
年    月    日

目 录
摘 要 5
1.明确液压系统的设计要求 6
1.1负载分析 6
1.2负载图和速度图的绘制： 7
2. 确定液压系统主要参数: 8
2.2计算液压缸主要结构参数 8
2.3确定液压泵的规格和电动机功率 10
3. 液压系统方案的设计： 12
3.1选用执行元件 12
3.2选择快速运动 12
3.3速度换接回路的选择 12
3.4组成液压系统原理图 13
3.5系统图的原理 14
4.液压控制阀和液压辅助元件的选定 16
4.1 管道尺寸的确定 18
4.2液压缸壁厚的计算 19
4.3液压缸的结构设计 21
4.4油箱的设计 22
5.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 25
6.油液温升验算 27
设计小结 28
参考文献 29

摘 要
液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用。液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动的基本目的就是用工作介质来传递能量，而工作介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。

1.明确液压系统的设计要求
1.1负载分析
负载分析中，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。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，需要考虑的力有：切削力、导轨摩擦力，惯性力。
在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。
滑台液压缸在快速进退阶段，启动时的外负载是导轨的静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨的动摩擦阻力和惯性力；恒速时的外负载是动摩擦阻力，在工进阶段，外负载即钻削阻力和动摩擦力负载。
1.1.1工作负载Fl
即动力头产生的最大切削力Fl=24000N.
1.1.2 摩擦负载 静摩擦阻力： Ffs==0.2×26000=5200N
动摩擦阻力： Ffd=0.1×26000=2600N
1.1.3惯性负载 Fi==26000÷9.81×0.1÷0.3=883.5N
在未完成液压设计前，不知密封参数，一般采用液压缸的机械效率η.常取η=0.90—0.97.

作用于液压缸活塞上的密封摩擦阻力用下式计算：
Fm=(1-η)Fl
取η=0.92时，则启动时的静密封摩擦阻力Fms=(1-η)Fl=0.08×24000=1920N
恒速时，动密封摩擦阻力取静密封摩擦阻力的30%。则Fmd=576N.
表1滑动液压缸在工况下的外负载计算结果列于下表：（单位：N）
工况
负载组成
负载值F/N

快进过程
启动
F=Ffs+Fms
7120
加速
F=Fid+Fi+Fmd
4059.5
恒速
F=Ffd+Fmd
3176

工进

F=Fl+Ffd+Fmd
28176

快退过程
启动
F=Ffs+Fms
7120
加速
F=Fid+Fi+Fmd
4059.5
恒速
F=Ffd+Fmd
3176

1.2负载图和速度图的绘制：
负载图按上面的数值绘制，速度图按给定条件绘制

图一 液压缸的负载与行程图

图二 液压缸的速度与行程图

2. 确定液压系统主要参数:
2.1确定液压缸工作压力
表2按负载选择工作压力
负载/ KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
< 0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5

表3 各种机械常用的系统工作压力

机械类型
机 床
农业机械
小型工程机械建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32

卧式钻镗类组合机床属于组合机床，最大载荷时为慢速工进阶段，其他工况下载荷都不大。参考表三，预设液压缸的压力P1=4MPa.

2.2计算液压缸主要结构参数
由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.71D的关系。

—— 液压缸工作腔的压力 MPa —— 液压缸回油腔的压力 MPa

工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.6MPa。液压缸的机械效率，则液压缸无杆腔的有效面积为

液压缸的内径：
按GB/T2348-1993表中，将液压缸的内径调整为110mm.
因A1=2A2,则活塞杆的直径：d=0.71D=0.71110=78.1mm。将活塞杆的直径调为80mm.
液压缸的实际面积：
A2=
A=A1-A2=50.3c
快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.7MPa。
表4工作循环时的压力—流量图

工作阶段

计算公式
负载
（Fn/N）
回油腔压力（P2/Mpa）
工作腔压力（P1/Mpa）
输入流量（Q/）

快
进
启动

7120
--------
1.53
-------
加速
4059
1.82
1.32
---------
恒速
3176
1.63
1.13
0.5
工进

28176
0.6
3.99

快
回
启动

7120
--------
1.73
------
加速
4059
0.7
2.47
-------
恒速
3176
0.7
2.25
0.447

2.3确定液压泵的规格和电动机功率
本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。
（1）计算液压泵的最大工作压力
由于本设计采用双泵供油方式，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快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，因此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。
液压泵的最高工作压力的计算。由上表可知液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即P1=3.99Mpa.对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为

Pp1=3.99+0.5+0.6=5.09Mpa

大流量泵尽在快进快退时向液压缸供油，快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路的压力损失为0.4Mpa, 则大流量的最高工作压力Pp2为：
Pp2=2.25+0.4=2.65Mpa
（2）计算泵流量
泵的供油量Qp按最大输入量q=0.5l/s.换算的q=30L/min.由于泵 的流量较大。去泄露系数K=1.1，则液压泵供油量： Qp1=Kq1=1.130=33(L/min)
工进时泵的流量 Qp2=Kq2=1.10.8560=0.56(L/min)

考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点，要加上溢流阀稳定工作时
最小溢流量一般取3L/min.则小流量泵最小流量为：
Qp3=0.56+3=3.56L/min
大流量泵所需的最小流量是：Qp4=Qp1-Qp3=33-3.56=29.44(L/min)

（3）确定泵的规格
根据系统所需流量，拟初选液压泵的转速为n1=1000r/min.泵的容积效率为。算出两泵的排量参考值：

根据以上计算，结合电动机选型，用规格相近的YB1-40/6-3型的双联叶片泵。其额定压力为Pn=6.3Mpa.小泵排量V1=6.3ml/r.大泵排量V2=40ml/r.泵的额定转速为960r/min.容积效率为：=0.9.总效率为：0.8.
分析算得小泵和大泵的额定流量：
Qp1==6.39600.9=5.44L/min
Qp2==409600.9=34.56L/min
与系统所需的流量相符合
(4)确定泵的功率及电动机的型号。泵的总效率.泵的最大功率出现在快退阶段，则泵快退时所需的驱动功率为：

查表用Y系列中规格相近的Y112M-6-B3型的三相异步电动机，其额定功率为2.2Kw.转速为940r/min.用此泵驱动液压泵时，大泵和小泵的实际流量分别为33.84L/min和5.33L/min.工进时的溢流量为5.33-0.5=4.83L/min.可满足系统工作。

3. 液压系统方案的设计：
3.1选用执行元件
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，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。
工况图表明，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并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。 钻孔加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。
3.2选择快速运动
根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。
3.3速度换接回路的选择
为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。
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30 L/min降0.56 L/min，可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，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，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。

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
参考同类组合机床，选用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平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。
3.4组成液压系统原理图
选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。

为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。
要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动→加速→工进→快退→停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“—”号表示电磁铁断电或行程阀复位。

表5 电磁铁的动作
3.5系统图的原理
快进
快进如图所示，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侧，这时的主油路为：
进油路：泵 → 单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸右腔。
由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。
减速
当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压下行程阀3，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过电磁换向阀3YA,调速阀4进入液压缸的右腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀4开口向适应，此时液控顺序7打开，单向阀6关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，从而实现减速，其主油路为：
进油路：泵 → 单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→电磁换向阀3YA →调速阀4→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。
工进
减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，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→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。
死挡铁停留
当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。
快退
滑台停留时间结束后，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，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：
进油路：泵 → 向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸左腔。
回油路：液压缸右腔→单向阀5→三位五通换向阀2（右位）→油箱。
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，液压两腔油路封闭，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。

4.液压控制阀和液压辅助元件的选定
根据选得液压泵及系统工况，算出液压缸在各阶段实际进出流量，运动速度和持续时间。以便为其他液压控制阀及辅件的选件及系统的系统性能的计算。
表6各工况实际运动速度、和流量

工作阶段
流量（L/min）

速度（m/s）
无杆腔
有杆腔

快进

工进

快退

根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表7所列。

表7 液压元件规格及型号
序号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
规格
型号
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
双联叶片泵
—
YB1-40/6.3
40
6.3
—
2
三位五通电液换向阀
75.5
35DY-100BY
100
6.3
0.3
3
行程阀
75.5
22C-100BH
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
Q-6B
6
6.3
—
5
单向阀
35.5
I-63B
63
6.3
0.2
6
单向阀
78.4
I-100B
100
100
0.2
7
液控顺序阀
33.84
XY-63B
63
63
0.3
8
背压阀
0.3
B-10B
63
6.3
—
9
溢流阀
4.83
Y-10B
10
6.3
—
10
单向阀
22
AF3-Ea10B
63
16
< 0.02
11
滤油器
39.17
XU—50X200
50
—
< 0.02
12
压力表开关
—
KF3-E3B 3测点
—
--
—
13
单向阀
85
I-100B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
DP-63B
—
6.3
—
由表-7可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。
（1）
式中 Q——通过管道内的流量
v——管内允许流速 ，见表：

表8允许流速推荐值
油液流经的管道
推荐流速 m/s
液压泵吸油管

液压系统压油管道
3~6，压力高，管道短粘度小取大值
液压系统回油管道
1.5~2.6
4.1 管道尺寸的确定

根据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：

取标准24mm；

取标准值18mm。
因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。
4.1.1 管道壁厚的计算

式中： p——管道内最高工作压力 Pa
d——管道内径 m
——管道材料的许用应力 Pa，
——管道材料的抗拉强度 Pa
n——安全系数，对钢管来说，时，取n=8；时，
取n=8； 时，取n=8。
根据上述的参数可以得到：
我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度=600MPa;

4.1.2液压泵压油管道的壁厚

4.1.3 液压泵回油管道的壁厚
所以所选管道适用。

4.2液压缸壁厚的计算
因为方案是低压系统，校核公式
,
式中：-缸筒壁厚（）
-实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力
D-缸筒内径 D=0.11M
-缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度600（MPa）,n为安全系数，取n=8。
对于P1<16MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统

缸底厚度δ=11㎜
对于平缸底，厚度 有两种情况：
缸底有孔时：

其中
缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；

其中
杆径d
由公式：
式中：F是杆承受的负载（N），F=28176N
是杆材料的许用应力，=100

最小导向长度的确定：
当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：
设 计 计 算 过 程

式中 L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。
活塞的宽度B一般取B=(0.6~10)D；缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定；
当D<80mm时，取；
当D>80mm时，取。
为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即

滑台液压缸：
最小导向长度：
取 H=100mm
活塞宽度：B=0.6D=66mm
缸盖滑动支承面长度：

隔套长度： 所以有隔套。
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍。
液压缸：
缸体内部长度
当液压缸支承长度LB(10-15)d时，需考虑活塞杆弯度稳定性并进行计算。本设计不需进行稳定性验算。

4.3液压缸的结构设计
液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。

4.3.1缸体与缸盖的连接形式
本次设计中采用法兰连接，如下图1所示：

图3 图4
图3 缸体与缸盖法兰连接方式优点：结构简单，容易加工。也易拆卸。
参阅<<液压系统设计简明手册>>P15表2-8，采用组合式结构中的法兰连接。如下图3所示：
图4 活塞杆与活塞连接方式
特点：结构复杂，拆卸不变，但工作较可靠。
4.3.2活塞杆导向部分的结构
(1)活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构，有利于导向套的润滑。

图5 图6
参阅<<液压系统设计简明手册>>P16表2-9，在本次设计中，采用导向套导向的结构形式，其特点为：
导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料。
盖与杆的密封常采用Y形、V形密封装置。密封可靠适用于中高压液压缸。
防尘方式常用J形或三角形防尘装置活塞及活塞杆处密封圈的选用
活塞及活塞杆处的密封圈的选用，应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。
参阅<<液压系统设计简明手册>>P17表2-10，在本次设计中采用O形密封圈。
4.4油箱的设计
油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。
液压油箱的有效容量可概略地确定为：

系统类型
低压系统（）
中压系统（）
中高压或大功率系统（）

2~4
5~7
6~12

根据实际设计需要，选择的P=5.09Mpa.所以此系统属于中压系统，所以取：
式中 －液压油箱有效容量；
－液压泵额定流量。
油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，求得其容积为
　　按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L。
　　应当注意：设备停止运转后，设备中的那部分油液会因重力作用而流回液压油箱。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油位不能太高，一般不应超过液压油箱高度的80%。
所以，实际油箱的体积为：V实=312.5L

4.4.1 液压油箱的外形尺寸设计
液压油箱的有效面积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般设计尺寸比（长：宽：高）为1：1：1~1：2：3。但有时为了提高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将液压油箱的容量予以增大，本设计中的油箱根据液压泵与电动机的联接方式的需要以及安装其它液压元件需要，选择长为1.5m,宽为1.1m，高为1.0m。

4.4.2液压油箱的结构设计
油箱的形状一般是正方形或长方形，为了便于清洗油箱内壁及箱内滤油器，油箱盖板一般都是可拆装的。设计油箱时应考虑的几点要求：
1. 壁板：容量大的油箱一般取4~6mm。本设计中取油箱的壁厚为6mm。对于大容量的油箱，为清洗方便，也可以在油箱侧壁开较大的窗口，并用侧盖板紧密封闭。
2. 底板与底脚：底板应比侧板稍厚一些，底板应有适当倾斜以便排净存油和清洗，液压油箱底部应做成倾斜式箱底，并将放油塞安放在最低处。

4.4.3液压油箱底部的构造的几种情况
上面是一般液压油箱底面的构造的五种情况，我们根据具体设计和生产的需要来确定液压油箱底面的构造，根据本设计的需要，选了（c）型构造。
1. 顶板：顶板上的元件和部件的安装面应该经过机械加工，以保证安装精度，同时为了减少机加工工作量，安装面应该用形状和尺寸适当的厚钢板焊接。
2. 隔板：油箱内一般设有隔板，隔板的作用是使回油区与泵的吸油区隔开，增大油液循环的路径，降低油液的循环速度，有利于降温散热、气泡析出和杂质沉淀。在中部开有较大的窗口并配上适当面积的滤网，对油液进行粗滤。
3. 侧板：侧板四周顶部应该加工成高出油箱顶板3~4mm，为了使液压元件的在工作等的情况下泄漏出来的油不至于洒落，同时可以防止液压油箱的顶板在潮湿的气候中腐蚀。
4. 吸油管： 吸油管前一般应该设置滤油器，其精度为100~200目的网式或线式隙式滤油器。滤油器要有足够大的容量，避免阻力太大。吸油管应插入液压油面以下，防止吸油时卷吸空气或因流入液压油箱的液压油搅动油面，致使油中混入气泡。
5. 泄油油管的配置： 管子直径和长度要适当，管口应该在液面之上，以避免产生背压。泄漏油管以单独配管为最好，尽量避免与回油管集流配管的方法。
6. 过滤网的配置：过滤网可以设计成液压油箱内部一分为二，使吸油管与回油管隔开，这样液压油可以经过一次过滤。过滤网通常使用50~100目左右的金属网。
7. 滤油器： 防止杂质进入液压工作系统，液压系统中的液压油经常混有杂质，如空气中的尘埃、氧化皮、铁屑、金属粉末。密封材料碎片、油漆皮和 纱纤维。这些杂质是造成液压元件故障的额重要原因。为了便于检查和观察箱内液体液位的情况，应该在油箱壁板的侧面安装液面指示器，指示最高、最低油位。
油箱内部应刷浅色的耐油油漆。以防止锈蚀。

5.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值
由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按课本式（3-46）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。
① 快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由上表可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量55.3L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为

此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。

此值小于原估计值0.5MPa（见表2），所以是偏安全的。
② 工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.56L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.268L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为33.84L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为

可见此值小于原估计值0.8MPa。故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即

此值与表3中数值3.99MPa相近。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0.5MPa，故溢流阀9的调压pp1A应为

③ 快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为75.5L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是85/min。因此进油路上总压降为

此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为

此值与表3的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为

因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于3.564MPa。
6.油液温升验算
液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。必须控制温升ΔT在允许的范围内，如一般机床= 25 ~ 30 ℃；数控机床≤ 25 ℃；粗加工机械、工程机械和机车车辆= 35 ～ 40 ℃。
液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量（kW）可表示为

式中 —— 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）；
—— 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。
若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量
对于本次设计的组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比例达95%

因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。
工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为

这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为：

由此得液压系统的发热量为

即可得油液温升近似值：
温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。
设计小结
经过我们一周的努力，终于完成了此次课程设计，使我更对对液压传动有了清晰的认识，我感触良多，收获颇丰。
通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。在这些日子里，我去收集各种数据，在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。
通过本次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何综合去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。
还有，通过本次设计也让我们体验到了团队合作的重要性和必要性。设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马是很难顺利完成任务的，这就要求我们要有合理的分工和密切的配合，将一个个复杂的问题分解成一个个小问题，然后再各个击破，只有这样才能设计出很实用的产品，同时