液壓與氣壓傳動課程設計-臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統（含圖紙）-文庫吧

【正文】 和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方面：控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 《 液壓與氣壓傳動課程設計 》說明書 4 第一章 明確液壓系統的設計要求 要求 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統。要求實現的動作順序為 ：啟動→快進→工進→快退→停止。液壓系統的主要參數與性能要求如下：軸向切削力總和切削力 Ft=20200N，移動部件總 質量 G＝ 10050N； 快進 行程 l1=100mm，共進行程 l2=50mm。 快進、快退的速度為 4m/min，工進速度。加速減速時間 △ t=；靜摩擦系數 fs＝ ；動摩擦系數 fd＝ 。該動力滑臺采用水平放置的平導軌 ，動力滑臺可在任意位置停止。 第二章 負載與運動分析 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥 式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。 （ 1）工作負載 FW 工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即 Ft=20200N （ 2）阻力負載 fF 阻力負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。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為 fF ，則 靜摩擦阻力 NF fs 20 1010 05 ??? 動摩擦阻力 NF fd ??? （ 3）慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，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。已知啟動換向時間為 ，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為 ，因此慣性負載可表示為 NNtvF 50ΔΔmm ?????? 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率 w? =，根據上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表 1所 表 1 液壓缸總運動階段負載表（單位： N） 《 液壓與氣壓傳動課程設計 》說明書 5 第三章 負載圖和速度圖的繪制 根據上述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統 繪制負載圖（ Ft）如圖 工況 負載組成 負載值 F/N 推力 F/w? /N 啟動 fsFF? 2613 加速 mfd FFF ?? 1491 快進 fdFF? 1005 工進 tfd FFF ?? 21005 反向啟動 fsFF? 2613 加速 mfd FFF ?? 1491 快退 fdFF? 1005 制動 mfd FFF ?? 工況 負載 組成 負載值 F/N 推力 F/w? /N 啟動 fsFF? 2613 加速 mfd FFF ?? 1491 快進 fdFF? 1005 工進 tfd FFF ?? 21005 反向啟動 fsFF? 2613 加速 mfd FFF ?? 1491 快退 fdFF? 1005 制動 mfd FFF ?? 《 液壓與氣壓傳動課程設計 》說明書 6 第四章 確定液壓系統主要參數 確定液壓缸工作壓力 由表 2 和表 3可知，組合機床液壓系統在最大負載約為 17000 N 時宜取 3MP。 表 2 按負載選擇工作壓力 負載 / KN 5 5~10 10~20 20~30 30~50 50 工作壓力 /MPa ~1 ~2 ~3 3~4 4~5 ≥ 5 計算液壓缸主要結構參數 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，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積 1A 是有桿腔工作面積 2A 兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑 D 呈 d = 的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可 能會發生前沖的現象，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 p? ，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取 p??。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值2p =。 工進時液壓缸的推力計算公式 為 1 1 2 2 1 1 1 2/ ( / 2 )mF A p A p A p A p? ? ? ? ?， 式中 ： F —— 負載力 ?m—— 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，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 《 液壓與氣壓傳動課程設計 》說明書 7 2211 86 44221 00 52mmppFA m ????? ? 液壓缸缸筒直徑為 mmAD 0 4π4 1 ?? mm 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系， d = ，因此活塞桿直徑為 d==7419mm，根據 GB/T2348— 1993 對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為 D=110mm，活塞桿直徑為 d=80mm。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 221 8 6 5 94π mmDA == 2222 4 2 3 94π mmdDA == ）（ 工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統所需要的流量為 ? ? m 121 LAAq ???快進 工作臺在快退過程中所需要的流量為 m in9 32 LA ???快退 工作臺在工進過程中所需要的流量為 q 工進 =A1 v1’= L/min 根據上述液壓缸直徑及流量計算結果，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 如下 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 設快進、快退時，回油腔壓力Δ p=,工進回油腔背壓 p2=。 1．快進（差動） (1)進油腔壓力 p1=（ F0+Δ pA2） /（ A1 A2） p1=（ + 10^6 10^4） /（ ） 10^4= (2)所需流量 q=（ A1 A2） v1 q=（ ） 10^4 4/min= 10^2 m3/min =(3)輸入功率 P= p1q P= 10^6 10^2/60 （ w） = 2. 工進 (1)進油腔壓力 p1=（ F0+ p2A2） /A1 p1= （ + 10^6 10^4 ） / 10^4 (Pa)= 10^4=。 (2)所需流量