畢業(yè)設計：半自動液壓專用銑床液壓系統設計終稿(編輯修改稿)
2025-09-03 12:50 本頁面
【文章內容簡介】 各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力=F//N啟 動300337加 速254快 進150169工 進2815031629反向啟動300337加 速254快 退150169根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪出負載循環(huán)圖Ft和速度循環(huán)圖。如圖1所示。圖1 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2和表3，粗選液壓缸的工作壓力。鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選背壓力為。表2 按負載選擇工作壓力負載/KN55~1010~2020~3030~5050工作壓力/MPa~1~2~33~44~5=5表3 各種機械常用的系統壓力機械類型機 床農業(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~23~52~88~1010~1820~32表4 執(zhí)行元件背壓力系統類型背壓力/MPa簡單系統或輕載節(jié)流調速系統~回油路帶調速閥的系統~回油路設置由背壓閥的系統~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/D2d/D注：——無桿腔進油時活塞運動速度； ——有桿腔進油時活塞運動速度。由式得則活塞直徑參考表5表6，得d≈，D===80mm.由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為因為活塞桿總行程為320mm，而活塞桿直徑為110mm，l/d=320/110=10,不穩(wěn)定性校核需進行根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力﹑流量和功率，如表7所列由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7 液壓缸在各階段的壓力﹑流量和功率值工況推力回油腔壓力進油腔壓力輸入流量輸入功率P/KW計算公式快進啟動337——加速254—恒速169工進31629快進啟動337———加速254——恒速169注：，回油口到進油口之間的壓力損失，取=。 ，壓力為，無桿腔回油，壓力為。 由圖2可知這臺機床液壓系統功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現象，在液壓缸的回路上加背壓閥。由于系統選用節(jié)流調速方式，系統必然為開路循環(huán)系統。從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進﹑快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油源。最大流量與最小流量之比，其相應的時間之比=，從提高系統效率﹑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葉片泵作為油源?？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快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵，如圖3a所示。a b c圖3 本系統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快速運動。考慮到從工進轉快進快退時回路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖3b所示。 由于本系統滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（），為減少速度換向時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換向回路，如圖3c所示。 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥確定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖為卸荷，但功率損失較小，故可不許再設卸荷回路。將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，如圖4所示，在圖4中，為了解決滑臺工進時進回油路串通使系統壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。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，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添設了一個單向閥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，系統壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 5計算和選擇液壓件小流量泵在快進和工進是都向液壓泵供油，由表
范文總結相關推薦
鄂ICP備17016276號-1