【文章內容簡介】 執(zhí)行元件的選擇 5 22 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 主要參數(shù)的確定 初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為 22778N，其它工況時的負載都相對較低，參考表 22和表 23按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力 p1=3MPa。 表 22 按負載選擇工作壓力 負載 / KN 5 5~10 10~20 20~30 30~50 50 工作壓力 /MPa ~1 ~2 ~3 3~4 4~5 ≥ 5 表 23 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力 /MPa ~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 攀枝花學院課程設計（論文） 執(zhí)行元件的選擇 6 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，應確定采用單 桿雙 作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最 好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積 A1是有桿腔工作面積 A2兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑 D呈 d = 的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓 (通過設置背壓閥的方式 )， 執(zhí)行元件的背壓力如表 24，從表中 選取此背壓值為 p2=。 表 24 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力 /MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) ~ 回油路帶調速 閥的系統(tǒng) ~ 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) ~ 用補油泵的閉式回路 ~ 回油路較復雜的工程機械 ~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降 △ P，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取 △ P≈ ?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值2p =。 工進時液壓缸的推力計算公式為 1 1 2 2 11 1 22AF A P A P A P P?? ? ?， 式中 ： F —— 負載力 A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力 p2——液壓有無桿腔壓力 因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 2211 2( ) 0. 00 75PA F P m? ? ? ? 攀枝花學院課程設計（論文） 執(zhí)行元件的選擇 7 液壓缸缸筒直徑為 614 4 0 . 0 0 7 5 1 0 98AD m m????? ? ? 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系， d = ，因此活塞桿直徑為 d= 98=，根據(jù) GB/T2348— 1993 對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定， 查表 25 和表 26 圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=100mm，活塞桿直徑為 d=70mm。 表 5 按工作壓力選取 d/D 工作壓力 /MPa ≤ ~ ≥ d/D ~ ~ 表 6 按速比要求確定 d/D 2/ 1 2 d/D 注： 1— 無桿腔進油時活塞運動速度； 2— 有桿腔進油時活塞運動速度。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為 ： 2 321 7 .9 1 04DAm? ?? ? ? 2 2 3 22 ( ) 4 4 10A D d m? ?? ? ? ? ? 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)所需要的流量為 =q L m in快 進 （ 1 2 ） 1=A A V 1 7 . 7 5 工作臺在快退過程中所需要的流量為 q 快退 =A2v2=工作臺在工進過程中所需要的流量為 q 工進 =A1v1’=~ L/min 其中最大流量為快 退 流量 為 。 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表 3 所示。 攀枝花學院課程設計（論文） 執(zhí)行元件的選擇 8 表 25 各工況下的主要參數(shù)值 工況 推力F’ /N 回油腔壓力P2/MPa 進油腔壓力P1/MPa 輸入流量q/n1 輸入功率 P/Kw 計算公式 快進 啟動 4800 0 —— —— P1=錯誤 !未找到引用源。 q=(A1A2)v1 P=p1q p2=p1+Δ p 加速 6040 —— —— 恒速 2400 工進 19400 ~ ~ P1=(F’ +p2A2)/A1 q=A1v2 P=p1q 快退 起動 4800 0 —— —— P1=(F’ +p2A1)/A2 q=A2v3 P=p1q 加速 6040 —— —— 恒速 2400 把表 25 中計算結果繪制成工況圖，如圖 23 所示。 攀枝花學院課程設計（論文） 執(zhí)行元件的選擇 9 ?min1 圖 23 組合機床 液壓缸工況圖 攀枝花學院課程設計（論文） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 10 3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 速度控制回路的選擇 工況圖 23表明，所設計 組合機 床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適 合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度 負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。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)流閥的節(jié)流調速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調速方案，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。 換向和速度換接回路的選擇 所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的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。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用 Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由 L/min 降為 ~ L/min，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的液壓沖擊，如圖 31 所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑 閥式結構即可。由工進轉為快退時，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的行程終點轉換控制。 攀枝花學院課程設計（論文） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 11 圖 31 換向和速度切換回路的選擇 油源的選擇和能耗控制 表 25表明，本設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進、快退時的低壓大流量供油和工進時的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)的功率損失大、效率低。在液壓系統(tǒng)的流量、方向和壓力等關鍵參數(shù)確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能 量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達到節(jié)能和降低生產(chǎn)成本的目的。 攀枝花學院課程設計（論文） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 12 在圖 4 工況圖的一個工作循環(huán)內，液壓缸在快進和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， m a xm in 1 8 .2 1140 .1 6q q ??而快進和快退所需的時間 1t 與工進所需的時間 2t分別為： 131 12 ( 6 0 2 3 3 ) ( 6 0 4 2 1 )( ) ( ) [ )( 4 . 5 5 1 0 0 0 ( 4 . 5 5 1 0 0 0 )llt vv ??? ? ? ???= 22 2 ( 6 0 1 8 8 ) ( 9 4 5 6 4 )( 2 0 1 2 0 )ltsv ?? ? ? 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)。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。 如果采用單個定量泵供油方式，液壓泵所輸出的流量假設為液壓缸所需要的最大流量 ，假設忽略油路中的所有壓力和流量損失，液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為 快進時 1. 12 17 .7 5 0. 20P K w? ? ? 工進時 2. 89 18 .2 0. 53P K w? ? ? 快退時 P=?= 如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為 快進時 1. 12 17 .7 5 0. 20P K w? ? ? 工進時，大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此 2. 89 18 .2 0. 53P K w? ? ? 快退時 P=?= 除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、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，有利于降低能耗和生產(chǎn)成本，如 圖 32所示。 攀枝花學院課程設計（論文） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 13 圖 32 雙泵供油油源 壓力控制回路的選擇 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，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。 將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改 和調整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖 33所示。 為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥 7，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時 閥8起背壓閥的作用。 為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥 13。 考慮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，圖中增設了一個壓力繼電器 14。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。 在進油路上設有壓 力表開關和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關控制即可。 攀枝花學院課程設計（論文）