二軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計(編輯修改稿)
2025-07-16 12:22 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 工作負(fù)載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負(fù)載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負(fù)載，即FW=10000N（2）慣性負(fù)載最大慣性負(fù)載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為8m/min，因此慣性負(fù)載可表示為（3）摩擦負(fù)載阻力負(fù)載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。靜摩擦阻力 Ffj = fjN=Ffj =8000=1600N動摩擦阻力Ffd= fdN =Ffd=8000=800N根據(jù)上述負(fù)載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負(fù)載力和液壓缸所需推力情況，如表2所示。表2 液壓缸在各工作階段的負(fù)載（單位：N）=工況負(fù)載組成負(fù)載值F液壓缸推力=F/起動=1600N1777 N加速=+1210 N1344N快進=800N888N工進=+10800N12000 N反向起動=1600N1777 N加速=+1210N1344 N快退=800N888 N注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。(4)負(fù)載循環(huán)圖 根據(jù)表2中計算結(jié)果，繪制機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負(fù)載循環(huán)圖如圖2所示 12000 工進 1600 800 啟動加速 快進 1344 800 1600 圖2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負(fù)載循環(huán)圖圖2表明，當(dāng)組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負(fù)載力最大為10800N，其他工況下負(fù)載力相對較小。所設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程、工進行程、快退行程，工進速度 。根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖3所示。 V 8 0 380 t8圖3 機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 初選液壓缸工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工進時負(fù)載最大，其值為12000N，其它工況時的負(fù)載都相對較低，液壓系統(tǒng)的工作壓力,— Mpa，初選液壓缸的工作壓力p1=。 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(yīng)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(shè)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(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 。工進過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負(fù)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(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=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，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=。工進時液壓缸的推力計算公式為，式中：F ——負(fù)載力 hm——液壓缸機械效率 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 液壓缸缸筒直徑為 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = ，因此活塞桿直徑為d=75=，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=80mm，活塞桿直徑為d=55mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 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快進 =（A1A2）v1= L/min 工作臺在快退過程中所需要的流量為 q快退 =A2v2= 8= L/min工作臺在工進過程中所需要的流量為 q工進 =A1v1’= = L/min 。根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)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。表3 各工況下滑臺油缸的主要參數(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/輸入功率P/Kw計算公式快進啟動17770————q=(A1A2)v1P=p1qp2=p1+Δp加速1344恒速888工進12000P1=(F’+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起動17770————P1=(F’+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速1344恒速888 擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)和工況分析，所設(shè)計機床對調(diào)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(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設(shè)計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠?？紤]系統(tǒng)的穩(wěn)定性滑臺與夾具分開油泵供油。 速度控制回路的選擇工況計算表中表明，所設(shè)計機床液壓系統(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(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而
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