铣床夹紧装置液压系统的设计毕业设计.doc

铣床夹紧装置液压系统的设计1.概述1.1 液压传动的概念与发展液压传动是以流体(液压油液)为工作介质进行能量传递和控制的一种传动形式。它们通过各种元件组成不同功能的基本回路，再由若干基本回路有机地组合成具有一定控制功能的传动系统。液压传动，是机械设备中发展速度最快的技术之一。特别是近年来，随着机电一体化技术的发展与微电子、计算机技术相结合，液压传动进入了一个新的发展阶段。液压传动技术是根据帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术。液压传动是以液体为工作介质，依靠液体的压力能来传递动力的一种传动形式。与机械传动相比，它是一门比较新兴的技术。从1795年英国制成世界上第一台水压机算起液压传动技术已有二三百年的历史，但由于没有成熟的液压传动技术和液压元件，且工艺水平低下，发展缓慢。1905 年将工作介质水改为油，进一步得到改善。第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用，特别是 1920 年以后，发展更为迅速。1925年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁尼斯克(GConstantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910 年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献使这两方面领域得到了发展3。第二次世界大战(1941-1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。20世纪60年代以后，工艺水平有了很大的提高，液压技术随着电气控制技术、传感器技术、计算机技术的发展而迅速发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术。在国民经济的各个部门都得到了应用，如工程机械、数控加工中心、冶金自动线等。 如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。历史的经验证明，流控学科技术的发展，仅有20%是靠本学科的科研成果推动，来源于其他领域发明的占50%移植，其他技术成果占30%，即大部分，来源于其他相关学科进步的推动。 随着应用了电子技术、计算及技术、信息技术、自动控制技术及新工艺、新材料的发展和应用液压传动技术也在不断创新。液压传动技术已成为工业机械、工程建筑机械及国防尖端产品不可缺少的重要技术。而其向自动化、高精度、高效率、高速化、高功率、小型化、 轻量化方向发展，是不断提高它与电传动、机械传动竞争能力的关键。1.2 液压传动的优缺点及应用液压传动与机械传动、电气传动相比有以下主要优点: (1) 在同等功率情况下，液压执行元件体积小、重量轻、结构紧凑。例如同功率液压马达的重量约只有电动机的1/6左右。 (2) 液压传动的各种元件，可根据需要方便、灵活地来布置。(3) 液压装置工作比较平稳，由于重量轻、惯性小、反应快、液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。(4) 操纵控制方便，可实现大范围的无级调速(调速范围达2000：1)，它还可以在运行的过程中进行调速。(5) 一般采用矿物油为工作介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长。 (6) 容易实现直线运动。(7) 既易实现机器的自动化，又易于实现过载保护，当采用电液联合控制甚至计算机控制后，可实现大负载、高精度、远程自动控制。(8) 液压元件实现了标准化、系列化、通用化，便于设计、制造和使用。 液压传动系统的主要缺点： (1) 液压传动不能保证严格的传动比，这是由于液压油的可压缩性泄漏造成的。(2) 工作性能易受温度变化的影响，因此不宜在很高或很低的温度条件下工作。(3) 由于流体流动的阻力损失和泄漏较大，所以效率较低。如果处理不当，泄漏不仅污染场地，而且还可能引起火灾和爆炸事故。(4) 为了减少泄漏，液压元件在制造精度上要求较高，因此它的造价高，且对油液的污染比较敏感。总的说来，液压传动的优点最突出的，它的一些缺点有的现已大为改善，有的将随着科学技术的发展而进一步得到克服。由于液压技术有许多突出的优点，从民用到国防、由一般传动到精确度很高的控制系统，都得到了广泛地应用。液压传动与控制是现代机械工程的基础技术，由于其在功率重量比、无级调速、自动控制、过载保护等方面的独特技术优势，使其成为国民经济中各行业、各类机械装备实现传动与控制的重要技术手段。2.液压系统的设计 本设计是完成铣床夹紧装置液压系统的设计（装夹装置静动摩擦因数，）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为：工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开。机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数如表2-1所列。表2-1 机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数工况行程/mm速度时间/运动部件重力G/N负载/N启动、制动时间工位夹紧缸夹紧350.012245050000.053松开0.0351工位夹紧缸夹紧250.125150020000.050.2松开0.250.1 设计原则：从实际出发，注重调查研究，吸收国内外先进技术，采用现代设计思想，在满足工作性能要求、工作可靠的前提下，力求使系统结构简单、成本低、效率高、操作维护方便、使用寿命长。 2.1液压系统原理及组成 以液体作为工作介质来进行能量传递和控制的传动形式称为液压传动，与利用液体动能的液力传动不同的是它以液体的压力能来传递动力，是根据17世纪帕斯卡提出液体静压力传动原理来实现的。液压系统一般是由以下5个部分组成：动力源用来将原动机的机械能转变为液体的压力能，输出有一定压力的油液，最常见的形式就是液压泵。执行器用来将液体的压力能转变为机械能，来驱动工作机构带动负载工作，可实现往复直线运动、连续回转运动、摆动等。有液压缸、液压马达等。控制调节装置控制液压系统油液压力、流量和方向，以保证执行器驱动的工作机构完成预期动作。有各种液压阀。 辅助装置用来存放、提供、回收油液，滤除油液杂质，给油液降温；存储、释放液压能或吸收液压脉动、冲击；显示系统压力、油温等。有邮箱、管件、过滤器、热交换器、蓄能器、各种指示仪表等。液压工作介质传递能量的介质，同时起着润滑、冷却等作用。有各种液压油。2.2 运动分析运动分析：就是研究工作机构根据工艺要求应以什么样的运动规律完成工作循环、运动速度的大小、加速度是恒定的还是变化的、行程大小及循环时间长短等。为此必须确定执行元件的类型，并绘制位移一时间循环图或速度一时间循环图。2.2.1 工位液压缸的负载计算惯性负载夹紧： =2450/9.81×0.012/0.05 =59N松开： =2450/9.81×0.035/0.05 =175N静摩擦负载 =0.2×（2450+0） = 490N动摩擦负载 =0.1×（2450+0） =245N2.2.2 工位液压缸的负载计算惯性负载夹紧：=1500/9.81×0.125/0.05 =382N松开： =1500/9.81×0.25/0.05 =765N静摩擦负载 =0.2×（1500+0） = 300N动摩擦负载 =0.1×（1500+0） =150N由此得工位夹紧缸和工位夹紧缸在工作的各个阶段所受的负载，由表2-2所示表2-2工位夹紧缸的外负载计算结果工况负载组成外负载F/N启动490加速304夹紧5245反向启动490加速420松开245表2-3工位夹紧缸的外负载计算结果工况负载组成外负载F/N启动300加速532夹紧2150反向启动300加速915松开1502.3 液压系统主要参数的确定 执行元件的工作压力和流量是液压系统最主要的两个参数。 这两个参数是计算和选择元件、辅件和原动机的规格型号的依据。要确定液压系统的压力和流量，首先必须根据各液压执行元件的负载循环图，选定系统工作压力；再根据系统压力，确定液压缸有效工作面积A或液压马达的排量VM；最后，根据位移一时间循环图(或速度一时间循环图)确定其流量。2.3.1 系统工作压力的确定根据液压执行元件的负载循环图，可以确定系统的最大载荷点，在充分考虑系统所需流量、系统效率和性能要求等因素后，可参照表2.4或表2.5选择系统工作压力。在系统功率一定时，一般选用较高的工作压力，使执行元件和系统的结构紧凑、质量轻、经济性好。工作压力过高，会提高对元件的强度、刚度及密封要求和制造精度要求，不但达不到预期的经济效果，反而会降低元件的容积效率、增加系统发热、降低元件寿命和系统可靠性。工作压力过低，会增大执行元件及整个系统的尺寸，使结构变得庞大。 表2-4按负载选择工作压力负载kN551010202030305050系统压力MPa0.8l1.622.53344557 表2-5 按主机类型选择系统工作压力设备类型 机 床 农业机械汽车工业小型工程机械及辅助机械 工程机械重型机械锻压设备液压支架船用系统磨床组合机床牛头刨床插床齿轮加工机床车床铣床镗床珩磨机床拉床龙门刨床压力MPa2.56.32.56.310101616321425 由于我们设计的主机类型为铣床，所以工作压力我们初选为4Mpa。为了防止夹紧时发生冲击，液压缸需保持一定回油背压。参考表2-6液压执行器的背压力取0.2Mpa。表2-6液压执行器的背压力系统类型背压力(MPa)中低压系统简单系统和和一般轻载节流调速系统0.20.5回油带背压阀调整压力一般为0.51.5回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时0.5设补油泵的闭式系统0.81.5高压系统初算是可忽略不计2.3.2工位液压缸参数的确定本设计将工位液压缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式： （21）公式中 液压缸无杆腔的有效面积； 液压缸有杆腔的有效面积；液压缸的最大负载力；液压缸的机械效率（一般取0.9-0.97）本设计取0.95； 液压缸工作腔压力； 系统的背压，本设计取0.2Mpa。当计算液压缸的结构参数时，还需确定活塞杆直径与液压缸内径的关系，以便在计算出液压缸内径D时，利用这一关系获得活塞杆的直径d。通常是由液压缸的往返速比确定这一关系，即，按这一关系得到的d的计算公式入如下表表2-7根据往返速度比计算活塞杆直径d的公式往返速度比1.11.21.331.461.612活塞杆直径d0.3D0.4D0.5D0.55D0.62D0.7D油缸的速比，可由机械设计手册查得。本设计取=1.33。则由上表查得d=0.5D。得D=49.9（mm）按GB/T2348-1980 ,取标准值： D=50（mm）又d=0.5D，得d=25（mm），取标准值d=28（mm）则液压缸无杆腔实际有效面积为： =19.6有杆腔实际有效面积为： =13.52.3.2 工位液压缸主要参数的确定工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式：则有 得 D=27.9（mm）按GB/T23481980 ,取标准值： D=32（mm）又 d=0.5D，得 d=16（mm），取标准值 d=20（mm）则液压缸无杆腔实际有效面积为： =8.04有杆腔实际有效面积为： =4.892.3.3液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值 根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所示： 表2-8 工位液压缸工作循环个阶段的压力、流量和功率工作阶段计算公式负载/N回油腔压力/MPa工作腔压力/MPa输入流量Q输入功率/w启动4900.98加速3040.20.53夹紧52450.24.380.97270.96反向启动4900.40加速4200.20.30松开2450.20.274.11618.52 表2-9 工位夹紧缸工作循环各个阶段的压力、流量和功率工作阶段计算公式负载/N回油腔压力/MPa工作腔压力/MPa输入流量Q输入功率/w启动3000.39加速5320.20.44夹紧21500.23.066.03307.53反向启动3000.65加速9150.20.85松开1500.20.654.11679.463.液压系统图的拟定拟定系统原理图是液压系统设计中比较重要的一步，它是从工作原理和结构组成上来具体体现设计任务中的各项要求，不需精确计算和选择元件规格，只需选择功能合适的元件，原理合理的基本回路组合成系统。一般方法: 选择一种与本系统类似的成熟系统作为基础，对它进行适应性调整或改进，使其成为具有继承性的新系统。步骤：1）确定系统类型 2）选择回路 3）组成系统3.1 供油方式的选择液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表表3-1开式系统和闭式系统的比较油液循环方式开式闭式散热条件较方便，但是油箱较大较复杂，需要用辅泵来换油冷却抗污染性较差，但可采用压力油箱或者油箱呼吸器来改善较好，但是油液过滤要求较高系统效率管路压力损失较大，用节流调速时效率低管路腰里损失较小，容积调速时效率较高限速 制动形式用平衡阀进行能耗限速，用制动阀进行能耗制动，引起油液发热液压泵由电动机拖动时，限速及制动过程中拖动电能向电网输电，回收部分能量，即是再生限速和再生制动其他对泵的自吸性能要求高对主泵的自吸性能要求低油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。在本设计中，油泵向两个液压执行元件供油而且功率较小，整个系统的结构也比较简单，所以本设计采用开式系统。3.2调速方式的选择调速方案对主机的性能起到决定性的作用。相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合容积节流调速。  节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用节流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。  容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。  容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。  节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。  调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。  节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。 表3-2各种调速方式的性能比较主要性能节流调速容积调速回路容积节流调速回路简式节流调速系统带压力补偿阀的节流调速系统变量泵 定量马达流量适应功率适应进油节流及回油节流旁路节流调速阀在进油路调速阀在旁油路及溢流节流调速回路负载速度刚度差很差好较好好特性承载能力好较差好较好好调速范围大小大较大大功率特性效率低较低低较低最高较高高发热大较大大较大最小较小小成本低较低高最高适用范围小功率 轻载或者低速的中 低压系统及工程机械非经常性调速的场合大功率高速中高压系统负载变化小，速度刚度要大的中小功率，中压系统负载变化大速度刚度较大的中高压系统考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，本设计决定采用节流调速。3.3液压动力源的分析与选择 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。  为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。本设计采用节流调速，所以使用定量泵供油。3.4 液压回路的分析、选择与合成 1）选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。 2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全的要求，设置了背压回路，同时由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联动关系，所以设置了互不干扰回路。 3）合成系统 选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统。 在合成液压系统时要注意以下几点：防止油路间可能存在的相互干扰；系统应力求简单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统要安全可靠，力求控制油路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击；测压点分布合理等。3.5 液压原理图的拟定与设计根据上述分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下：图3-1 液压系统的原理图1油箱 2空气滤清器 3液位计 4吸油过滤器 5液压泵6单向阀 7压力表开关 8压力表 9通道体10叠加式溢流阀11叠加式减压阀 12叠加式双单向节流阀13电磁换向阀14叠加式双液控单向阀 15压力继电器 16电动机4.计算和选择液压元件液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量选择标准件。4.1 液压泵的选择4.1.1 液压泵站组件的选择 液压泵站一般由液压泵组、油箱组件、过滤器组件和蓄能器组件等组成。根据系统的实际需要，本设计选择液压泵组、油箱组件、过滤器组件。液压泵组由液压泵，原动机，连轴器及管路附件等组成。油箱组件由油箱面板，空气滤清器，液位显示计等组成。过滤器组将是保持工作介质清洁度必备的组将，可根据系统对介质清洁度的不同要求设置不同等级的粗过滤器，精过滤器等。4.1.2 液压泵的计算与选择液压泵的最大工作压力： > （41）其中 液压执行元件最大工作压力； 液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取0.2Mpa0.5Mpa；管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取0.5MPa1.5MPa。由上述选取0.5MPa，然后带入公式（4-1）计算得：4.38+0.54.88MPa在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高2060，所有最后算得的液压泵的额定压力应为：4.88×（1+0.25）6.1MPa 表4-1 液压泵的总效率液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.650.900.700.850.550.850.800.90液压泵的流量按下式计算 K （42）式中 K考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取K1.11.3，同时工作的执行元件的最大总流量（4.1163=12.348L/min）本设计取泄漏系数为1.1，所以： 1.1×12.34813.583L/min由液压元件产品样本查得CBN-E312齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为16MPa，公称排量V12 mL/rev，额定转速为1800r/min。现取泵的容积效率0.85，当选用转速n1400 r/min的驱动电机时，泵的流量为： Vn 12 mL/rev×0.85×1400r/min× 14L/min由前面的计算可知泵的最大功率出现在工位夹紧阶段，现取泵的总效率为 0.85，则： 840W选用电动机型号：Y90S4B5型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min，额定功率为1.5kW。电动机与泵之间采用连轴器联结。根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础。计算结果如下表所示：表4-2工位液压缸的实际工况工作阶段流量/速度/时间/s无杆腔有杆腔夹紧 = =1.410.972=0.012 = =3松开= = =4.67= =4.67× 3.21 = =0.039 = 1表4-3工位夹紧缸的实际工况工作阶段流量/速度/时间/s无杆腔有杆腔夹紧6.03 = =3.67=0.125 = =0.2松开= =14× 23.02= =14 = =0.48 = 0.05上表中油缸的工作腔面积； 油缸回油腔面积； 进油缸流量； 出油缸流量； 油缸的运动速度； 油缸的运动时间。4.2 液压控制阀的选择4.2.1 选择依据 计算液压元件在工作中承受的压力和通过的流量，以便选择元件的规格、型号。计算原动机的功率和液压油箱的容量。选择元件时，应尽量选用标准元件。 阀类元件的规格应按阀所在回路的最大工作压力和通过该阀的最大流量，从产品样本中选定。选用阀类元件时应考虑其结构形式、特性、压力等级、连接方式、集成方式及操纵方式等。4.2.2 选择阀类元件应注意的问题1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件；2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取。选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求；3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%；根据以上要求，现选定各类阀和组将的型号如表4-4所示： 表4-4 各种液压元件的类型选择序号名称通过流量/L额定流量/额定压力/MPa额定压降/MPa型号规格1吸油过滤器1420MF-022单向阀144025<0.1CIT-03-A13压力继电器25MJCS-02B-HH4压力表010W-2-1/2-100-A15压力表开关142110GCT-026叠加式溢流阀143525<0.12MRF-02P-K1-207叠加式减压阀143525<0.2MPR-02P-K1-028叠加式单向阀143521<0.1MPC-02W-05-309二位四通换向阀23.028025<0.2D5-02-3N2-D210叠加式单向节流阀23.023521<0.15MTC-02W-K-I-2011二位四通换向阀148025<0.2D5-02-3N2-D212叠加式单向节流阀143521<0.15MTC-02W-K-I-2013空气滤清器AB-116214液位计LS-3”4.3 液压附件的计算和选择4.3.1 确定管件的尺寸表4-5 油管中的允许流速油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处允许速度（m/s）0.51.52551.52.557表4-6 安全系数管内最高工作压力<7717.517.5安全系数864由表4-2和4-3 得知工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为3.21L/min和4.67L/min，工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为14L/min和23.02L/min，按照表4-5的推荐值取油管内油液的允许流速为4m/min，按计算公式：d = （43）式中q通过油管的最大流量； V油管中允许流速； d油管内径。将数值代入公式（4-3）得工位夹紧液压缸： 4.9mm 4.1mm工位夹紧液压缸： 11.1mm 8.6mm根据JB82766，同时考虑到制作方便，工位夹紧液压缸两根油管同时选用10×1（外径10mm，壁厚1mm）的10号冷拔无缝钢管。工位夹紧液压缸两根油管同时选用14×1（外径14mm，壁厚1mm）的10号冷拔无缝钢管。由机械设计手册查得管材的抗拉强度为412MPa，由表4-6取安全系数为8，按公式对管子的强度进行校核： （44）式中 p管内最高工作压力； d油管内径； n安全系数；管材抗拉强度；油管壁厚。将数值代入公式（4-4）得：1mm= 0.5mm1mm= 0.7mm所以选的管子壁厚安全。其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。4.3.2 确定油箱容积油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。油箱设计要点：1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%；2）吸箱管和回油管的间距应尽量大，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/33/4。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。吸油管可安装100m左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热；3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油；4）注油器上应装滤网；5）油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。油箱的容积可以按照下列经验公式进行计算： V （45）式中 V油箱的有效容积/L；液压泵的总额定流量/； 与系统压力有关的经验系数：低压系统取=24，中压系统=57，高压系统取=1012，对对于行走机械取或经常间断作业的设备，系数取较小值；对于安装空间允许的固定机械，或需藉助油箱顶盖安装液压泵及电动机和液压阀集成装置时，系数可适当取较大值。本设计取=6，将数值代如公式（4-5）得： V6×14 84 L5.液压系统的性能验算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的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。5.1液压缸的压力损失验算在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电磁换向阀，叠加式双单向节流阀，。所以进油路上的压力损失为 （51） =0.0009MPa式中 总的压力损失； 各种阀的压降； 流经阀的设计流量； 阀的额定流量。在油缸松开时，退油路上的压力损失为） 0.0097MPa由此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求。因为工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的。如下所示在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠加式双单项节流阀。进油路上的压力损失为： =0.017MPa在油缸松开时，退油路上的压力损失为：0.2Mpa由此看出各种阀同样满足使用要求。5.2 估算系统效率由表4-2和4-3可以看出，本液压系统在整个工作循环过程中，液压缸夹紧是主要的工作过程，所以系统效率、发热和温升等可一概用夹紧时的数值计算。系统效率的计算公式为：