904953331組合機床液壓系統(tǒng)課程設(shè)計

1、課程設(shè)計（論文）指導(dǎo)教師成績評定表題目名稱評分項目分值得分評價內(nèi)涵工作表現(xiàn)20%01學(xué)習態(tài)度6遵守各項紀律，工作刻苦努力，具有良好的科學(xué)工作態(tài)度。02科學(xué)實踐、調(diào)研7通過實驗、試驗、查閱文獻、深入生產(chǎn)實踐等渠道獲取與課程設(shè)計有關(guān)的材料。03課題工作量7按期圓滿完成規(guī)定的任務(wù)，工作量飽滿。能力水平35%04綜合運用知識的能力10能運用所學(xué)知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實際問題，能正確處理實驗數(shù)據(jù)，能對課題進行理論分析，得出有價值的結(jié)論。05應(yīng)用文獻的能力5能獨立查閱相關(guān)文獻和從事其他調(diào)研；能提出并較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。06設(shè)計（實驗）能力，方案的設(shè)計能力5能正

2、確設(shè)計實驗方案，獨立進行裝置安裝、調(diào)試、操作等實驗工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計算及計算機應(yīng)用能力5具有較強的數(shù)據(jù)運算與處理能力；能運用計算機進行資料搜集、加工、處理和輔助設(shè)計等。08對計算或?qū)嶒灲Y(jié)果的分析能力（綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟分析能力）10具有較強的數(shù)據(jù)收集、分析、處理、綜合的能力。成果質(zhì)量45%09插圖（或圖紙）質(zhì)量、篇幅、設(shè)計（論文）規(guī)范化程度5符合本專業(yè)相關(guān)規(guī)范或規(guī)定要求；規(guī)范化符合本文件第五條要求。10設(shè)計說明書（論文）質(zhì)量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結(jié)論嚴謹合理；實驗正確，分析處理科學(xué)。11創(chuàng)新10對前人工作有改進或突破，或有獨特見解。成績

3、指導(dǎo)教師評語指導(dǎo)教師簽名： 年月日題目六：組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 試設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng)完成的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止,系統(tǒng)參數(shù)如下表,動力滑臺采用平面導(dǎo)軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為0.15、0.08往復(fù)運動的加減速時間要求不大于0.2s。 完成系統(tǒng)設(shè)計計算，擬定系統(tǒng)圖，確定各液壓元件的型號及尺寸。設(shè)計液壓缸參數(shù)12345678主軸參數(shù)孔一直徑(mm)13.811.815.813.713.811.613.69.8個數(shù)1214101212141016孔二直徑(mm)8.59.56.56.57.58.59.56.5個數(shù)468246688孔三直徑(mm)7.5

4、8.59.59.88.59.56.511.65個數(shù)23246262快進、快退速度(m/min)76876787工進速度(mm/min)30-5545-6040-6030-6530-6540-7545-7540-65最大行程(mm)300650400360380320350420工進行程(mm)100120150130120100120160材料硬度(hb)240260250230260240260240工作部件重量(n)98009600120001000012000900098008800f2參數(shù)主軸參數(shù)快進快退速度(m/min)工進速度速度(mm/min)最大行程(mm)工進行程(mm)材料

5、硬度(hb)工作部件重量(n)孔一孔二孔三 直徑(mm)個數(shù)直徑(mm）個數(shù)直徑個數(shù)11.8149.568.538457535012026098001 設(shè)計方案擬定1.1 方案分析對設(shè)計液壓系統(tǒng)進行分析，已知設(shè)計的是一臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng)完成的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。在設(shè)計過程中要注意液壓設(shè)計的注意事項：在滑臺的速度變化較大，當滑臺由工進轉(zhuǎn)為快退時，以減少液壓沖擊，須使用背壓閥等。 方案一： 選用兩個柱塞缸組合來實現(xiàn)工作循環(huán)所要求的快進、工進運動，在快進和快退時要求速度相等，通過差動連接來實現(xiàn)。系統(tǒng)在工作過程環(huán)境惡劣，時有沖擊可通過在回油路上加背壓閥來減少其對

6、加工工件精度的影響。為了減少空間，油箱采用閉式油箱。由于其工況過程分段情況很大，節(jié)約能源，節(jié)約成本可采用變量泵來實現(xiàn)不同工況對油量的不同需要。閉式油箱，不易于散熱，要附加散熱器，增加了成本。 方案二： 選用單桿活塞缸來實現(xiàn)工作循環(huán)所要求的快進、工進運動，借鑒經(jīng)典的實現(xiàn)快進、快退的連接方式，差動連接來實現(xiàn)，而對于有大沖擊，工作阻力不定對加工過程的影響，采用使用在回油路上接背壓閥和在進油路上用調(diào)速閥和行程閥的組合來實現(xiàn)。對于工況分段情況很大，借鑒同類機床多數(shù)采用雙泵供油來節(jié)約能源。為減少熱變形對加工精度的影響，減少熱源，選用遠離機床床身的開式油箱。 方案三: 選用單桿活塞缸來實現(xiàn)工作環(huán)循環(huán)所要求的

7、快進、工進運動，對運動方向的改變可以二位二通電磁換向閥來、單向閥和調(diào)速閥來實現(xiàn)。液壓泵選用變量泵，這種方案就是在快進的時候油液流經(jīng)閥的速度快，流量大，局部損失大，油液發(fā)熱高，使液壓液的粘性降低，影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性 。1.2 方案確定綜合比較方案一、方案二和方案三，從經(jīng)濟成本、以往同類成功機床的例子和可操作性考慮后，選用方案二。方案二的具體設(shè)計過程如下。2 負載分析計算2.1 壓系統(tǒng)的要求由于設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng)完成的工作循環(huán)是：快進工進快退停止，系統(tǒng)參數(shù)如下表，動力滑臺采用平面導(dǎo)軌，其靜，動摩擦系數(shù)分別為0.15，0.08往復(fù)運動的加減速時間要求不大于0.2s。

8、2.2 分析系統(tǒng)工況，確定主要參數(shù)2.2.1 確定執(zhí)行元件由于機床要求液壓系統(tǒng)完成的是直線運動，最大行程為：380mm,其屬于短行程，故選用執(zhí)行元件為：液壓缸。(其具體的參數(shù)在后面經(jīng)計算后再確定)2.2.2 分析系統(tǒng)工況工作負載 高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力（單位為n）與鉆頭直徑d（單位為mm）、每轉(zhuǎn)進給量s（單位為mm/r）和鑄鐵硬度hbw之間的經(jīng)算式為： （1-1）鉆孔時的主軸轉(zhuǎn)速n和每轉(zhuǎn)進給量按資料2第十一章液壓系統(tǒng)的設(shè)計和計算第三節(jié)液壓系統(tǒng)設(shè)計計算舉例中的值（源參考組合機床設(shè)計手冊）選?。?對11.8的孔，=425r/min，=0.128mm/r 對9.5的孔， =515r/min

9、, =0.105mm/r 對8.5的孔， =550r/min, =0.096mm/r代入式1-1求得： = =32412n 慣性負載 m= kg=979.6kg =979.6=489.8n阻力負載 靜摩擦阻力=0.159600n=1440n 動摩擦阻力=0.0819600n=768n由此得出液壓缸在各工作階段的負載如下表21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推力=f/起動=14401600加速=+1257.81397.6快進=768853工進=+3318036867反向起動= 14401600加速=+1257.81397.6快退=768853注:1、液

10、壓缸的機械效率通常取0.90.95,此處取0.9。2、不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用。參考資料1 2.2.3 負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面表中數(shù)值繪制,如圖1-1。速度圖按已知數(shù)值=6m/min, =650mm、=120mm快退行程=+=770mm和工進速度等的繪制，如圖1-2，其中由主軸轉(zhuǎn)速及每轉(zhuǎn)進給量求出，即=52 mm/min。p/mpa,q(l/min),p/kw 圖2.1 負載圖 圖 2.2 速度圖2.2.4 液壓缸主要參數(shù)的確定a、初選系統(tǒng)工作壓力 由資料2中表11-2可知，臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的負載為41386n時，可以取45mpa，參考資料1中表42.45中推

11、薦液壓系統(tǒng)的公稱壓力，取=5.0mpa。 b、確定液壓缸型式、規(guī)格及尺寸 由于工作進給速度與快速運動速差較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，確定采用最適的差動液壓缸。利用這時活塞桿較粗可以通油的有利條件，沿用活塞桿固定，缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。 由于快進、快退的速度相等，故可以知，推出液壓缸特征：。鉆孔加工時，液壓缸回路上必須具有背壓，以防孔被鉆通時突然消失而造成滑臺突然前沖而設(shè)置的回油腔背壓0.8mpa。快進時液壓缸雖作差動聯(lián)接，但由于油管中有壓降存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時可取mpa。快退時回油腔中是有背壓的，這時可按0.6mpa估算。可以算出工作腔

12、需要的工作面積由工進時的推力式（53）得： 故有 ；根據(jù)資料1表42.42（液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸系列）和表42.43（液壓缸活塞桿外徑尺寸系列）將這些直徑圓整成就近標準值時得;d=110mm,d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為： 經(jīng)檢驗，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。 c、計算最大流量需求： 0.7 此流量較為適中，可以接受。 根據(jù)以上d與d的值，可估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22 液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值工況計算公式推力回油腔壓力 進油腔壓力輸入流量輸入功率 快 進起動160000.318_加速1397.60.7780.2

13、78_恒速8530.670.1730.160.356 工進,368670.83.8800.4940.036 快 退起動160000.357加速1397.60.61.70恒速8530.61.5226.860.702并根據(jù)此繪出工況圖如圖23p/mpa,q(l/min),p/kw 圖 2.3 組合機液壓缸工況3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定3.1 液壓回路的選擇 鉆削負載為阻力負載，在鉆入鑄件表面及鉆通孔時的開始和結(jié)束時間存在先后等因素影響下，負載存在突變的可能。但從工況圖2.3中可知功率較小，故工作進給采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式。由于液壓系統(tǒng)選用了節(jié)流調(diào)速的方式和為了更好的散熱，系統(tǒng)中油液的

14、循環(huán)選項取是開式的。3.2 流量和方向控制設(shè)計 快進、工進采用與調(diào)速閥并聯(lián)的兩位二通閥換接實現(xiàn)。 差動液壓缸實現(xiàn)快進時，需要能利用回流的差動回路配合，故選用三位五通閥實現(xiàn)通斷、換向、差動連接等功能。 由于流量及功率均較小，控制閥均用普通滑閥式結(jié)構(gòu)。另外尚需要采用單向閥配合控制油流方向。3.3 壓力控制設(shè)計系統(tǒng)工作壓力由溢流閥控制調(diào)節(jié)。負載阻力在鉆削過程中的突變，特別是加工完畢后負載突然消失，采用附有壓差補償控制的調(diào)速閥，而不用節(jié)流閥，再在回流路上附加可調(diào)背壓閥，就可使工作速度穩(wěn)定和避免發(fā)生前沖現(xiàn)象。3.4 能耗控制設(shè)計在流量、方向和壓力液壓系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)決定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來

15、實現(xiàn)控制，以達到節(jié)能的目的和降低生產(chǎn)成本的目的。由工況圖知： (快進所花時間) (工進所花時間) （快退所花時間）= =138.46/(6.5+7.7)9.75 數(shù)據(jù)表明：即，這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。此系統(tǒng)大部分時間在高壓小流量下工作顯然采用單定量泵溢流動力源，長時間大流量溢流會造成能量大量損失，是不可取的?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，。故在此采用雙泵供油動力源，有

16、利于降低能耗，有利于降低生產(chǎn)成本。如圖3.1-a所示。 圖3.1 液壓回路的選擇元件 （a）油源 （b）換向回路 （c）速度換接回路為了防止快進轉(zhuǎn)工進時速差變化太大，達115倍而產(chǎn)生壓力沖擊，選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，選用電液控制型，以利于按要求調(diào)節(jié)換向過和的時間，防止壓力沖擊。如圖3.1-b所示。切換速度用的二位二通閥先用行程式開關(guān)控制型。如圖3.1-c所示。背壓閥選用可調(diào)的，以備根

17、據(jù)工作需要調(diào)節(jié)。為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥a。為了解決滑臺快進的時候回油路接通油箱，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，這里作背壓閥。以阻止油液在快進階段返回油箱。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)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11?？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15。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(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)和壓力表。鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關(guān)控制即可

18、。 綜合以上設(shè)計和優(yōu)化后可給出3.2液壓系統(tǒng)原理圖：圖3.2 液壓系統(tǒng)原理圖4 液壓元件的選擇4.1 液壓泵及驅(qū)動電機規(guī)格選擇4.1.1 大、小泵最高工作壓力計算 液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為4.355mpa，由表11-4得，進油路壓力損失的范圍為0.51.5mpa，取進油路上的壓力損失為0.8mpa，壓力繼電器調(diào)整壓力高出系統(tǒng)工作壓力之值為0.5mpa則小泵的最大工作壓力為 =(3.880+0.8+0.5) mpa=5.18mpa大泵快退時液壓缸的工作壓力比快進大，取進油路上的壓力損失為0.5mpa,則大流量的最高工作壓力為 =(1.52+0.5)mpa=2.02mpa4.1.2

19、總需供油量 兩個泵應(yīng)向液壓缸提供最大的流量為30.16l/min,若回路中的泄露按液壓缸輸入流量的10%計算，則兩缸的總流量為：=1.1=33.18 工進進給時需流量為0.5),但不得不考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3,故小流量泵的供油量最少應(yīng)為3.5。 據(jù)據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值，查得yuken日本油研pv2r型雙聯(lián)葉片泵，選取pv2r126/33型雙聯(lián)葉片泵，其小泵的排量為6ml/r，大泵的排量為33ml/r若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉(zhuǎn)速=960r/min時，液壓泵的實際輸出流量為： l/min=33.696 l/min由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵泵工作壓力為3.5 m

20、pa流量為33.696l/min。取泵的總效率=0.75，則驅(qū)動液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： =kw=2.62kw4.1.3 電動機的選擇 根據(jù)此數(shù)值，查資料4中表939，選取y132s6型電動機，其額定功率=3kw，額定轉(zhuǎn)速=960r/min。4.2 閥類元件及輔助元件的選擇閥類元件及輔助元件的選擇如表4-1。 表41 閥類元件及輔助元件的選擇序號元件名稱估計通進閥的流量規(guī)格額定流量額定壓力mpa型號1雙聯(lián)葉片泵(5.1+28.5)查得最高壓力為：21 mpapv2r126/33=(6+33)ml/r2三位五通電液閥50801635dyf3y-e10b3行程閥66.51006.322c-1

21、00bh4調(diào)速閥0.566.3q-6b5單向閥66.51006.3i-100b6單向閥31.3636.3i-63b7液控單向閥0.2372106.3ydf63b 8背壓閥0.2372106.3b-10b9溢流閥5.64106.3y-10b10壓力表開關(guān)16kf3-6b11單向閥721006.3 i-100b12單向閥32636.3i-63b13順序閥32636.3xy-63b14過濾器36506.3xu-50 2004.2.1 油管 各元件間邊接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管見4-1按輸入、排出的最大流量計算。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

22、，所以要重新計算如下表4-2所示。表中的數(shù)值說明，液壓缸快進、快退的速度與、與設(shè)計相近。這表明上邊所選液壓泵的型號、規(guī)格是合適的。 表42液壓缸的進、出流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量=(95.033.69)/(95.03-44.77) =63.71=0.494=33.69排出流量 =30.=0.23= = 71.51 運動速度=6.703 =0.052=7.52根據(jù)表42中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，按資料2中7-9算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：=mm=21.22mm 取標準值25mm = =15.43mm 取標準值15mm這兩根油管都根據(jù)資料1表4

23、2.7133選用公稱通徑為和的無縫鋼管。4.2.2 油箱油箱容積按式78估算，取時，求得其容積為 l=235.83l按jb/t79381999規(guī)定，取標準值v=250l。5 液壓系統(tǒng)性能的驗算本系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓范圍，無迅速起動、制動需求，設(shè)計中已考慮了防沖擊可調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)及相關(guān)防沖措施；故不必進行沖擊驗算。這里僅驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值和油液溫升驗算。5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定閥的調(diào)整值 由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按書上式346估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管

24、路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應(yīng)按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 第一 快進 滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表41和表42可知，進油路上油液通過單向閥12的流量是32l/min,通過電流換向閥2的流量是33.69l/min,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量63.71l/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為：mpa0.2163mpa此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。 回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是30.01l/min,然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與

25、無桿腔壓力之差。mpa=0.2122 mpa此值小于原估值0.5mpa，所以是偏安全的。第二 工進 工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.5l/min，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5mpa；油液在回油路上通過電液換向閥的流量是0.23l/min，在液控單向閥7處的流量為0.237+0.23=0.467l/min,在背壓閥8處的壓力損失為為0.5mpa。因此這時液壓缸回油腔的壓力為：mpa0.5001 mpa 因為0.5001mpa大于原估計值0.494mpa，故可按照表11-6中公式重新計算工進時液壓缸進腔壓力，即：=4.115mpa與表中的4.355相近?？紤]到壓力繼電器可靠動作

26、需要壓差。故溢流閥的調(diào)壓為：=5.115mpa第三 快退 快退時，油液在進油路上通過單向閥12的流量為32l/min，通過電液換向閥2的流量為33.69l/min；油液在回油路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥11的流量都是71.51l/min。因為進油路上總壓降為： mpa=0.1083mpa此值較小，所以液壓泵驅(qū)動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞系目倝航禐椋簃pa = 0.4601 mpa故快退時液壓泵的最大工作壓力應(yīng)為（1.70+0.1083）mpa=1.8083 mpa因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調(diào)壓應(yīng)大于1.8083 mpa。5.2 油液溫升驗算 工進在整個工作循環(huán)中所占比=90.6

27、9%因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的情況來計算。 工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為這時大流量泵通過順序閥13卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩泵的總輸出功率（即系統(tǒng)輸入功率）為： kw=0.7528kw由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為（0.7528-0.0319）kw=0.7209kw按書上112求出油液溫升近似值 溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需設(shè)置冷卻器。6 液壓系統(tǒng)油箱結(jié)構(gòu)詳細設(shè)計計算6.1 長寬高的確定油箱的體積為：（此處取0.8參照資料2給出的值。） =0.3125 由于油箱的溫升沒有超出允許的范圍，故可不按發(fā)熱來計算。此處按資料1表42.7199中推薦的范圍，長、寬和高的比

28、例：1：1：13：2：1。此處取油箱內(nèi)長取為3：2：1設(shè)基本因子為x,則長為3x,寬為2x,高為x,則：=0.373m=373mm所以長為：=3=1119mm,寬=2=746mm 高為=373mm 此分離式油箱采用普通鋼板焊接而成，參照書上取鋼板的厚度為：取油箱箱壁厚為t=3mm。按箱底厚度應(yīng)大于箱壁的原則： 箱底厚度為：5mm按箱蓋厚度應(yīng)為34倍箱壁的原則：箱蓋厚度為: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。（資料1油箱結(jié)構(gòu)設(shè)計。）故可知，油箱基體的總長總寬總高為：長為：寬為：高為：6.2 油箱具體設(shè)計為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜度為：0.5,

29、(注由于傾斜度小，在油箱圖上沒有畫出。)6.2.1 隔板尺寸的確定隔板高度取為箱內(nèi)油面高度的，故可知隔板的高度為： 隔板的厚度仍然取3mm。6.2.2 各種油管的尺寸由上知：回油管直徑取上邊用到油管的最大管好，內(nèi)徑為：20mm,外徑為：28mm。泄油管的尺寸取為和回油管尺寸一樣。吸油管尺寸的確定：取吸油管中油液的流速為1m/s。則按書上公式7-9得： 查資料1表42.7133得，將其取公稱直徑圓整取d=32mm,故有外徑為42mm。6.2.3 吸油管和過濾器之間管接頭的選擇在此選用卡套組合直角管接頭，查資料1表42.7149得： 表61 卡套組合直角管接頭公稱壓力mpa管子外徑mmmmmmmmmmmmmm扳手尺寸mmmmmmg(25)4236423039.56865506069.36.2.4 過濾器的選取取過濾器的流量至少是泵流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。故有 ： 查資料1表42.77得，先取通用型wu系列網(wǎng)式吸油中過濾器，參數(shù)如表6-2表62 通用型wu系列網(wǎng)式吸油中過濾器參數(shù)型號通徑mm公稱流量過濾精度尺寸m（d）hdwu100100-j32100100153_6.2.5 堵塞的選取 考慮到鋼板厚度只有3mm，加工螺紋孔不能太大，查資料1表4