單面多軸組合機床液壓滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計方案

1、1設(shè)計要求要求設(shè)計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：切削阻力FL=30468N ；運動部件所受重力G=9800N ；快進、快退速度1= 3=0.1m/s，工進速度2=0.88 ×10-3m/s ；快進行程L1=100mm ，工進行程L2=50mm ；往復(fù)運動的加速時間t=0.2s；動力滑臺采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù) s=0.2，動摩擦系數(shù) d=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。2負載與運動分析(1) 工作負載 工作負載即為切削阻力 FL=30468N 。(2) 摩擦負載 摩擦負載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力動摩擦阻力(3) 慣性負載(4) 運動

2、時間快進工進快退設(shè)液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸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F0=F/ cm/N啟 動19602180加速14801650快進9801090工進3 14483494219602180反向啟 dong14801650加速9801090快退圖 1 F-t與 -t圖根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖t2.2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1初選液壓缸工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表 3，初選液壓缸的工作壓力 p1=

3、4MPa 。2計算液壓缸主要尺寸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（ A1=2A2 ），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(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表 4選此背壓為 p2=0.6MPa 。表2 按負載選擇工作壓力負載/KN<5510102020303050>50工作壓力 /MPa<0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農(nóng)業(yè)機械液壓機大中型小型工程挖掘機重型機機械建筑械起重運輸機機械液壓械鑿巖機磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力 /MPa0.8235288101018

4、2032表 4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力 /MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機械1.23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 5.05.07.0 7.0d/D0.50.550.620.700.7表 6 按速比要求確定 d/D2/ 11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注： 1無桿腔進油時活塞運動速度；2 有桿腔進油時活塞運動速度。由式 得則活塞直徑參考表 5及表 6，得

5、 d 0.71D =77mm ，圓整后取標準數(shù)值得D=110mm ， d=80mm 。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為根據(jù)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。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸計算公式入功率P/KW快進啟動21800.43加速1650p1+ p0.77恒速1090p1+ p0.660.50.33工進349420.63.960.84 ×10-20.0321800.493快退啟動加速16

6、500.51.43恒速10900.51.310.450.59注： 1.p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取p=0.5MPa。2快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。2.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖1選擇基本回路圖 2 液壓缸工況圖(1) 選擇調(diào)速回路由圖 2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)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(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2) 選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退

7、行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比 qmax/qmin=0.5/(0.84 10×-2) 60；其相應(yīng)的時間之比 (t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044 。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)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(lián)葉片泵作為油源。考慮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(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖 2a所示。(3) 選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回

8、路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。(4) 選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大（1/ 2=0.1/(0.8810×-3)114），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)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調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)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

9、臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。圖 2 選擇的基本回路2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖 3所示。在圖 3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥 6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流圖 3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖回油箱，導(dǎo)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 13?？紤]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(shè)了一個壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。2.4 計

10、算和選擇液壓件1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.96MPa ，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失 ?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 Dpe=0.5MPa ，則小流量泵的最高工作壓力估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表 7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa ，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失 ?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為(2) 計算液壓泵的流量由表 7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5 ×10-3 m3/s，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1 ，則兩個泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3L/min ，工進時的流量為 0.84 ×10-5 m3/s =0.5L/min ，則小流量泵的流量最少應(yīng)為 3.5L/min 。(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33 型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/r 和 33mL/r ，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速 np=940r/min