液压课设动力滑台.doc

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1、一．工况分析：1．运动分析：如图1图1动力滑台的工作循环图2．负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力Ft=30468N。(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 Ffs=0.2×10000=2000N动摩擦阻力    Ffd=0.1×10000=1000N(3) 惯性负载 Fm=G△v/g△t=(10000/9.8)×(0.07/0.2)=357N(4) 运动时间 快进              工进              快退              设液压缸的机械效率ηm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1

2、所列。表1液压缸在各工作阶段的负载和推力工况负载组成负载值F液压缸推力=F/起动=2000N2222N加速=+1357N1508N快进=1000N1111N工进=+31000N34444N反向起动=2000N2222N加速=+1357N1508N快退=1000N1111N注：此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响负载循环图和速度循环图的绘制根据表1中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2所示。图2负载速度循环图二．确定液压系统主要参数1．初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p

3、1=4MPa。2．计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考书中表格选此背压为p2=0.6MPa。活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.71D的关系。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F——负载力hm——液压缸机械效率A1——液压缸无杆腔的有效作用面积A2——液压缸有杆腔的有效作用面积p1——液压缸无杆腔压力p2——液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为A1=D=d=圆整后取

4、标准数值得D=d=此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：A1=A23.最低稳定转速验算满足最低稳定转速要求4．计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表2所示。表2各工况下的主要参数值工况推力F’/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/Kw计算公式快进启动222200.886————P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+Δp加速15081．2440.744————恒速11111.1650.6650.350.23工进344440.63.910.00790.0031P1=(F’+p2A2)/A1q

5、=A1v2P=p1q快退起动222200.50————P1=(F’+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速15080.51.4————恒速11110.51.310.310.41注：1.  Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。2． 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。三．拟定液压系统原理图1．选择基本回路(1) 选择调速回路 由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背

6、压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2)60；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵

7、同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。(4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=0.1/(0.88×10-3)114），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确

8、定后，调压和卸荷问题都已