卧式双面多轴钻孔组合机床液压系统的设计Word文档下载推荐.docx
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根据设计任务的要求,确定本液压系统的工作循环为:
快进→工进→死挡块停留→快退→原位停止卸荷,工作循环图如下图所示:
图2-1工作循环图
一个工作循环内快进行程的时间:
;
工进行程的时间:
快退行程的时间:
。
画出一个工作循环中的速度循环图如下图所示:
图2-2速度循环图
2.液压缸的负载分析
滑台采用的是平导轨和90°
的V型导轨。
选择静导轨系数为
,动导轨系数为
1)液压缸在工作过程各阶段的负载为:
加速阶段:
快进阶段:
工进阶段:
总负载=工作负载+切削力,所以
快退阶段:
2)重力FG,因工作部件是卧式安装所以
根据以上分析,可算出液压缸在各动作阶段的负载。
计算时考虑液压缸的机械效率,对滑台液压缸,取
,阶段数值如下表所示:
工况
左滑台液压缸
右滑台液压缸
负载
推力
启动
1960
2178
加速
1272
1413
快进
980
1089
工进
30980
34422
快退
表2-1负载表
图2-3液压缸负载图
3.初步确定液压缸的参数
1)滑台液压缸
为了确保快进、快退速度相等,液压缸采用差动连接,为了使运动平稳、液压系统采用调速阀式回油节流调速。
因此,选取工进时背压力为8bar,快进时为6bar,快退时为6bar。
A.初步确定工作压力
查表选工作压力为45bar。
B.确定液压缸的主要结构尺寸
要求滑台快进、快退速度相等,先采用活塞杆固定的单杆式液压缸,快进时采用差动连接,并取无杆端腔有效面积
为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲,在回路中采用背压阀。
查表,初选背压
又工进阶段推力载荷
,计算
,则
液压缸直径:
由于
,可知活塞杆直径
取整后
。
按标准直径算出
验证动力滑台是否能满足最小稳定速度的要求。
取调速阀的最小稳定流量为
,考虑保险系数1.5,
因工进速度v2=40mm/min;
C.计算液压缸各工作阶段的工作压力流量功率
根据液压缸各阶段的运动速度v和,计算出液压缸各阶段所需流量如图所示,工进时背压以
带入,快进、快退时。
液压缸在工作循环各阶段的工作压力:
差动快进阶段:
+
工进进给阶段:
=
快进退回阶段:
p=
+0.6×
=0.95MPa=9.5bar
计算液压缸的输出功率:
P=pq=
=0.204kW;
=0.025kW;
=0.222kW。
工作阶段
工作压力(bar)
输入流量(l/min)
输入功率(kW)
9.1
13.475
0.204
47.9
0.314
0.025
9.5
14
0.222
表2-2液压缸工作阶段工况表
2)工况图
图2-4液压缸的工况图
三、液压系统方案的选择和拟定
1.选择液压基本回路
1)调速回路
这台机床的液压滑台工作进给速度低,传递功率也较小,很适宜选用节流调速方式,由于钻孔时切削力变化小,而且是正负载,同时为了保证切削过程速度稳定,采用调速阀进口节流调速,为了增加液压缸运行的稳定性,在回油路设置背压阀,分析液压缸的V-L曲线可知,滑台由快进转工进时,速度变化较大,选用单向行程调速阀换接速度,以减小压力冲击。
如下图所示:
图3-1调速回路
2)快速运动回路与速度换接回路
此机床快进时采用液压缸差动连接方式,使其快速往返运动,即快进、快退速度基本相等。
查找相应的资料后得知,随着液压技术的发展,电磁换向阀的换向精度和平稳性逐步提高,加上电磁换向阀控制方式十分方便,其有取代电液换向阀的趋势。
采用电磁换向阀的换向回路,由于液压缸采用了差动连接,电磁换向阀宜采用三位五通阀,为了保证机床调整时可停在任意位置上,现采用中位机能O型。
快进时,液压缸的油路差动连接,进油路与回油路串通,且不能经背压阀流回油箱,因而在回路中使用先导式顺序阀,快进时回路的压力低,先导式液控顺序阀不打开,回油路的油只有经单向阀与进油路汇合。
转为工进后进油路与回油路则要隔开,回油则经背压阀流回油箱,因而增加一个单向阀,转工进后(行程阀断路),由于调速阀的作用,系统压力升高,先导式液控顺序阀打开,液压缸的回油可经背压阀回油箱,与此同时,单向阀将回油路切断,确保液压系统形成高压,以便液压缸正常工作。
该部分回路图如下图所示:
图3-2快速运动回路与速度换接回路
3)压力控制回路
考虑到该机床在工作进给时负载较大,速度较低,而在快进、快退时负载较小,速度较高,从节省能量,减少发热考虑,泵源系统宜选用双泵供油回路或变量泵供油回路。
限压式变量泵
双联叶片泵
1
系统较简单
须配有溢流阀,卸荷阀组,系统较复杂。
2
无溢流损失,系统效率较高,温升小
有溢流损失,系统效率较低,温升较大
3
流量突变时,定子反应滞后,液压冲击大
流量突变时,液压冲击取决于溢流阀的性能,一般冲击较小
4
内部径向力不平衡,轴承负载较大,压力波动及噪声较大,工作平稳性差
内部径向力平衡,压力平稳,噪声小,工作性能好
表3-1双联叶片泵与限压式变量泵的比较
根据上表的比较,又由于左右滑台在工作时要采用互不干扰回路,所以只能选用双泵供油回路。
小流量泵提供高压油,供两滑台工作进给用,低压大流量泵以实现两滑台快速运动。
为使两系统(左滑台系统与右滑台系统)工作互不干扰,小泵高压油分别经一节流阀进入各自系统,大泵低压油分别经一单向阀进入各自系统。
高压小流量泵分别设一溢流阀调压后进入两边的回路,工进时只有小流量泵供油,大流量泵则可卸荷,而小流量泵只是在工件加工完毕,输送带即将装入第二个工件之瞬刻,才处于不工作状态,其间断时间甚短,故不必让其卸荷,绘出双泵油源及压力控制回路图。
图3-3压力控制回路
4)行程终点的控制方式
由于机床需加工不通孔,工作部件对终点的位置精度有一定的要求,因此采用死挡铁停留,并可通过压力继电器发出换向信号。
2.拟定液压系统图
图3-4液压系统图
四、各液压元件的计算和选择
1.确定液压泵规格和电动机的功率
1)液压泵工作压力的计算
各阶段的液压缸进油压力P1已在前面计算,如工况图所示。
而各阶段进油路上的压力损失∑
P1可根据系统图的繁简情况进行估计。
由于本液压系统较简单,因比快进时的∑ΔP=6bar,工进时流量更小,取∑ΔP1=8bar,快退时的∑ΔP1=6bar,则液压泵各阶段的工作压力为:
快进时Pp1
9.1+6=15.1bar;
工进时Pp2≥47.9+8=55.9bar;
快退时Pp3≥9.5+6=15.5bar。
2)液压泵流量的计算
根据公式
本系统共2个液压缸,左右滑台工作压力相同时,液压泵供给到各液压缸的油量相等,单边液压缸最大输入流量(快退时)为14L/min,取回路漏油系数K=1.1,则
工进时
快退时
3)液压泵规格的确定
根据以上计算的数据
查阅产品目录,高压低流量定量泵选用5MCY-14-1B,其额定压力分别为
,额定流量为15L/min,低压高流量定量泵选用PFB20,其额定压力为
,额定流量为42.8L/min,完全能满足系统要求。
4)液压泵电动机功率的确定
=2.05kW;
==1.99kW;
电机平均功率:
=2.05kW
选取驱动泵的电动机时,按平均功率选取。
因为工况变化大,所以取Pp=2.05kW。
查表选取Y100L1-4型异步电机,额定功率为2.2kW。
转速为1500r/min。
2.控制阀的选择
根据液压泵的工作压力和通过各阀的实际流量来选择各控制阀。
其中吸油口的滤油器的流量规格应比泵的流量大一倍左右。
选出各阀的规格如下表所示。
序号
元件名称
型号
数量
限隙式滤油器
XU-B80×
10
高压低流量定量柱塞泵
5MCY-14-1B
低压高流量定量柱塞泵
PFB20
二位二通电磁阀
22D-63B
5
溢流阀
Y-63B
6
节流阀
L-63B
7
单向阀
I-63B
8
外控顺序阀
X3F-B20H4-S
9
背压阀
B-63B
三位五通电磁阀
35E-63B
11
单向行程调速阀
QCI-63B
12
压力继电器
DP-63B
13
压力表
K-6B
压力表开关
Y-60(0-100)
表4-1液压元件明细表
3.管道尺寸
管道内径d:
d=4.6
=9.2mm;
管壁厚度
=3.67mm;
选用他的标准规格,d=10mm,
=4mm。
4.油箱容量
按经验公式计算:
V=(5~7)Qp=7
48.2=337.4L
查表2-12选用Y2系列350升的液压泵站。
五、液压系统性能的验算
1.静态特性的验算
1)回路中的压力损失
计算回路中的压力损失时,必须知道管道的直径和长度。
取d=10mm;
管道长度则在具体液压装置未设计好之前尚不知道。
这里暂按进油管、回油管管长2m来估计计算,选20#机械油油液的运动粘度,取v=15cm/s(按15℃时的
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