【文章內(nèi)容簡介】 用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，~ 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(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)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(zhuǎn)換控制。 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。在圖4工況圖的一個工作循環(huán)內(nèi)，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，而快進和快退所需的時間與工進所需的時間分別為：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，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 P=1180。=工進時P=p180。qmax=180。=快退時 P=180。=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 P=1180。=工進時，大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此P=p180。qmax=180。=快退時 P=180。=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(jié)構(gòu)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。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(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)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(diào)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?？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。圖33(a)電磁鐵和閥的動作圖33(b) 液壓系統(tǒng)原理圖1—雙聯(lián)葉片泵 2—三位五通電液閥 3—行程閥4—調(diào)速閥 13—單向閥 7—順序閥8—背壓閥 9—溢流閥 11—過濾器12—壓力開關 14—壓力繼電器攀枝花學院學生課程設計（論文） 4 液壓原件的選擇4 液壓元件的選擇本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。 確定液壓泵和電機規(guī)格由于本設計采用雙泵供油方式，根據(jù)圖23液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失，則小流量泵的最高工作壓力可估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖23表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，則大流量泵的最高工作壓力為：表25表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工作階段， L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：工作進給時， L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min。據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，查閱液壓設計手冊，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取PV2R126/26型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為26mL/r，若取液壓泵的容積效率=，則當泵的轉(zhuǎn)速=940r/min時，小泵的輸出流量為qp小=6180。940180。該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。大泵的輸出流量為qp大=26*940*雙泵供油的實際輸出流量為該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。液壓泵參數(shù)如表41所示。表41 液壓泵參數(shù)元件名稱估計流量規(guī)格額定流量額定壓力MPa型號雙聯(lián)葉片泵—(+22)最高工作壓力為21 MPaPV2R126/