液壓課程設計臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺-在線瀏覽
2024-08-04 03:45本頁面
【正文】 注：ηm—缸的機械效率，取ηm=3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖 根據(jù)表1中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖2所示。所設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)已知的設計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程200mm、工進行程、快退行程mm，工進速度 mm/min。圖3 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖4 確定系統(tǒng)主要參數(shù)(1)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22105N，其它工況時的負載都相對較低，初選液壓缸的工作壓力p1=。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。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)，選取此背壓值為p2=。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：=πD178。表2 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/輸入功率P/Kw計算公式快進啟動20150————P1=q=(A1A2)v1P=p1qp2=p1+Δp加速1411————恒速1053工進22105P1=(F’+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起動21050————P1=(F’+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速1411————恒速1053把表2中計算結果繪制成工況圖，如圖4所示。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。1 速度控制回路的選擇工況圖4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。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。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。2 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。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。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。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。 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10，以阻止油液在快進階段返回油箱。 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11。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。圖7 液壓系統(tǒng)原理圖 五 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)有的液壓元件產品進行選擇即可。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。對于調速閥進口節(jié)流調速回路，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4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：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，上網或查閱有關樣本，例如YUKEN日本油研液壓泵樣本，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取PV2R126/33型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為33mL/r，若取液壓泵的容積效率=，則當泵的轉速=940r/min時，小泵的輸出流量為qp小=6180。該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。表3 液壓
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