液壓卡盤課程設計--液壓卡盤的設計與控制-資料下載頁
2025-06-06 19:48本頁面
【正文】 心角。 由于徑向夾緊力之和額定埴為 150KN 將 (1)、 (2)代人 (3)，解得： N=21． 243(KN) 夾緊柱塞直徑 d=35mm，所以夾緊油壓為： P=4N／ 兀 d178。 = 4 ／ 35178。 l0179。 = 22(Mpa) 根據(jù)上述計算．一我們確定將 22Mpa作為液壓卡盤的額定工作油壓。也是卡盤密封性能 試驗壓力的計算依據(jù)。實驗埴為 ，即試驗壓力為 。 通過進一步的受力分析可知． 當三爪受力都集中在卡爪中部時， 額定油壓值要升高 13％，為了避免這種狀況．我們在結構設計時以卡爪中部一小段不與被夾體接觸． 即不受力來解決： 當三爪受力均在卡爪端部時， 只需 73％ 的額定壓力即可達到額定夾緊力。當然． 由于卡爪與被夾體存在彈性， 而卡爪圓弧叉與被夾體接近 (理論上相同 )．故完全達到上述兩種狀況均是不可能的 轉動絲桿之驅動力矩 象車睞卡盤要扳專用扳手才能夾緊一樣，液壓卡盤也是由轉動絲桿產生油壓 來夾緊的．轉動絲桿所需驅動力矩是卡盤叉一重要技術參數(shù)。 卡盤夾緊時．螺母 (活塞 )下移．絲桿向上壓緊缸蓋，轉動絲桿．既要驅動螺母活塞產生油壓．叉要克服絲桿與缸蓋之 間的止推摩擦力矩。 驅動活塞產生有壓縮需要力矩 式中： P一驅動活塞產生的油壓 22M Pa； d1一驅動活塞直徑． 40mm； r0一螺旋平均半徑；由于螺致為矩形 28 4，故： r0=189。（ 284／ 2）=13mm λ 平均螺旋升角 式中 f一摩擦系數(shù) f=～ ．可算出 M1=～ (N m) 絲桿與缸蓋的止推摩擦力矩 式中： rˊ — 當量摩擦半徑，接非跑計算．忽略缸蓋與絲桿之徑向間隙． 則合計算．忽略缸蓋與絲桿之徑向間隙． 則 代人已知數(shù)值，計算結果為 M2=～ (N m) M 1+M2=～ N m M1與 M2均與摩擦系數(shù)關系很大． 由于潤滑好壞直接決定摩擦系數(shù)的大小， 而 卡盤的潤滑條件叉不很好 +故兩力矩之和應取較大值， 同時考慮其他因素影響．我們取 M=100NM 作為控制值．即卡盤內產生22Mpa油壓時．轉動絲桿所需力矩不得大于 100N m ． 經現(xiàn)場梗 j試表明， 當壓力達 22MPa油壓時，傳動絲桿所需要力矩不得大于 100N*m，為 70— 110 N m，而絲桿驅動力矩達 100 N m左右時，卡盤一般情況下均能加緊而不打滑。這就證明了額定夾緊力的確定及額定油壓。絲桿驅動力矩的計算結果是正確的 8 液壓控制系統(tǒng)的設計 液壓卡盤系統(tǒng)由液壓泵站 .、單向閥、電磁閥、輸油管和節(jié)流閥等組成，如圖所示。液壓泵站獨立于數(shù)控車床之外，不但避免了液壓泵站震動和發(fā)熱對機床精度的影響，而且便于系統(tǒng)的安裝、調試和維護。有變量泵和電動機組成的泵電機組同軸度好、噪聲低、效率高、安裝方便。其工作原理為：泵電機通過進油口處得吸油濾油器，從郵箱中吸油，經出油口的單向閥控制油路供油。當電磁換向閥（二位四通）得電磁鐵不得電時，壓力油經節(jié)流閥及液壓軟管進入液壓缸右腔，使推動活塞向左移動，實現(xiàn)卡盤松開 。反之，電磁鐵得電時，壓力油經節(jié)流閥及液壓軟管進入液壓缸左腔，使推動活塞向右移動，實現(xiàn)卡盤加 緊 。 加 緊 和 松 開 回 路 的 回 油 匯 合 后 ， 一 起 流 回 油 箱 9 結束語 液壓卡盤的主要設計計算 , 概括起來 , 就是確定最大載荷 , 根據(jù)最大載荷確定夾緊力 , 根據(jù)夾緊力 ,計算碟形彈簧的軸向推力 , 并按此軸向推力設計碟形彈簧。碟形彈簧的設計是液壓卡盤的設計關鍵 ,在設計 和制造上都不能出現(xiàn)問題 , 否則液壓卡盤不可靠 。 該碟形彈簧式液壓卡盤零件較少，結構緊湊、簡單，更換卡瓦和其他易損件比較方便。與油缸式卡盤結構相比，液壓系統(tǒng)比較簡單，使用的油 管少，工作 性能穩(wěn)定可靠。 10 參考文獻 【 1】 ? 成大先 . 機械設計手冊 ( 第五版第 3 卷 ) . 北京 : 化學工 業(yè)出版社 , 2021. 1. 【 2】 ? 馮德強 . 鉆機設計 . 北京 : 中國地質大學出版社 ,1993. 【 3】 黃鑷愷、鄭文緯主編， 《機械原理》 (修訂版 ) ， 人民教育出版詿， 1981年 【 4】 成大先 機械設計手冊［ M］ 北京：化學工業(yè)出版社， 1994年 【 5】 韓廣德 中國煤炭工業(yè)鉆探工程學［ M］ 北京：煤炭工業(yè)出版社，2021年
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