雙頭車床液壓系統(tǒng)設計加工壓縮機拖車上一根長軸兩端地軸頸

1、液壓系統(tǒng)設計某廠要設計制造一臺雙頭車床，加工壓縮機拖車上一根長軸兩端的軸頸。由于零件較長，擬采用零件固定，刀具旋轉和進給的加工方式。其加工動作循環(huán)是快進一工進一快退一停止。 同時要求各個車削頭能單獨調整。其最大切削力在導軌中心線方向估計為12kN，所要移動的總重量估計為 15kN，工作進給要求能在0.0201.2m/min圍進行無級調速，快速進、退速度一致，為 4 m/min，試設計該液壓傳動系統(tǒng)。圖為該機床的外形示意圖。雙頭車床外形示意圖(1) 擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖該系統(tǒng)同時驅動兩個車削頭，且動作循環(huán)完全相同。為了保證快速進、退速度相等，并減小液壓泵的流量規(guī)格，擬選用差動連接回路。在行程控

2、制中，由快進轉工進時，采用機動滑閥。使速度轉換平穩(wěn)，且工作安全可靠。 工進終了時。壓下電器行程開關返回?？焱说浇K點，壓下電器行程開關，運動停止?？爝M轉工進后，因系統(tǒng)壓力升高，遙控順序閥打開，回油經背壓閥回油箱，系統(tǒng)不再為差動連接。此處放置背壓閥使工進時運動平穩(wěn)，且因系統(tǒng)壓力升高， 變量泵自動減少輸出流量。兩個車削頭可分別進行調節(jié)。要調整一個時，另一個應停止，三位五通閥處中位即可。分別調節(jié)兩個調速閥，可得到不同進給速度；同時，可使兩車削頭有較高的同步精度。由此擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如圖所示。雙頭車床液壓系統(tǒng)工作原理圖(2) 工作負載及慣性負載計算根據題意，工作負載：Fw 12000 n。油缸所要移

3、動負載總重量：G 15000n根據題意選取工進時速度的最大變化量：t°2s(其圍通常在0.01- 0.5s)，則慣性力為:v 0.02 m/s，根據具體情況選取:G _v 15000 0.02g t 9.81 0.2153（N）(3)密封阻力的計算液壓缸的密封阻力通常折算為克服密封阻力所需的等效壓力乘以液壓缸的進油腔的有效作用面積。若選取中壓液壓缸，且密封結構為Y型密封，根據資料推薦，等效壓力取Peq0.2 MPa，液壓缸的進油腔的有效作用面積初估值為A180 mm，則密封力為:啟動時：Fs5Peq A 2100.0081600 （N）運動時：JPeq Al52 105 0.0082

4、50%800（N）(4)導軌摩擦阻力的計算若該機床材料選用鑄鐵對鑄鐵， 況下，F(xiàn)x: Fy: Fz 1: 0.4: 0.3，由題意知,120000.3與重力方向相一致的分力Fz角 90，則導軌的摩擦力為:其結構受力情況如圖F xF w10.4，根據機床切削原理， 一般情12000 N，則由于切削力所產生的40000N，選取摩擦系數0.1，V型導軌的夾Ff （護巳)（15000 40000） 0 1sin2/15000 40000、0.1（）6640Nsin 45(5)回油背壓造成的阻力計算回油背壓，一般為 0.3-0.5MPa，取回油背壓Pb 0.3 MPa,考慮兩邊差動比為 2,且已知液壓缸

5、進油腔的活塞面積 式得：A1 80 mm，取有桿腔活塞面積A2 40 mm，將上述值代入公Fb pbA2 0.3 1 06 0.004 1 200( N)分析液壓缸各工作階段中受力情況，得知在工進階段受力最大，作用在活塞上的總載荷(N)F Fw Fa Fs Ff Fb 12000153 800 6640 120020793工況行程（mm）速度（m/s）負載（N）起動9593加速8793快進1000.0678640工進300.0220793快退1300.0678640】、確定液壓缸的結構尺寸和工作壓力由表8-7和表8-8可知組合機床在最大負載約為20793N時液壓系統(tǒng)宜取壓力»=3MP

6、a，鑒于動力滑臺要求快進快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式的，并 在快進時作差動連接。此時液壓缸無桿腔的工作面積A應有桿腔工作面積 A2的兩倍，即A-.A2 2，而活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關系，為防止滑臺突然前沖，按表8-3取P2 0.3MPa，快進時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應大于無桿腔，但其差值較小，可按0.3 MPa估算，則工作腔的有效工作面積和活塞直徑分別為：m(P1P2)207930.96 (3 2 0.3) 10638 10 4m2A1A2 2 38 10 4 76 10 4 m24 76 1043.149.8 10 2m因為液壓缸

7、的差動比為2,所以活塞桿直徑為2 2d 0.707D0.707 9.8 106.9 10 m將這些直徑按GB/T2348-2001圓整成就近標準值得：D100mmd80mm由此得液壓缸兩腔的實際有效面積為：A D；3.140.178.5 10 4m24則液壓缸實際計算工作壓力為:2 2(D d )3.14 (0.120.082)428.26 10 4m24F 4F -竺3 2.6 106pa0.1由于左右兩個切削頭工作時需做低速進給運動，在確定油缸活塞面積A為:按最低進繪速度驗算油缸尺寸。即應保證油缸有效工作面積qminA|vmin式中：qmin 流量閥最小穩(wěn)定流量，在此取調速閥最小穩(wěn)定流量為

8、 最低進繪速度，本題給定為20mm/min ;根據上面確定的液壓缸直徑，油缸有效工作面積為:327.85 10 mA之后，還必須50ml/min ； Vmin 活塞qminVmin50 10 4322.5 10 m即：A 血 驗算說明活塞面積能滿足最小穩(wěn)定速度要求。Vm in根據上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表所0.96示工況負載（F/N）回油腔壓力P2（MPa）進油腔壓力P1（MPa）輸入流量q（嘆）輸入功率P（KW）快進起動959302.16加速87931.951.92恒速86401.921.893.37 10 40.637工進207930.62.98

9、1.57 10 40.468快退起動959303.54加速87930.64.90恒速86400.64.8541.89 100.917注：液壓缸的機械效率取m三、確定油泵的實際工作壓力，選擇油泵對于調速閥進油節(jié)流調速系統(tǒng)，管路的局部壓力損失一般取（515）10 Pa，在系統(tǒng)的結構布局未定之前，可用局部損失代替總的壓力損失，現(xiàn)選取總的壓力損失5Pl 10 10 Pa，則液壓泵的實際計算工作壓力Pp P P 26 105 10 105 36 105Fa當液壓缸左右兩個切削頭快進時，所需的最大流量之和為2qmax 2 d Vmax 40L min4因系統(tǒng)較簡單，取液壓系統(tǒng)的泄露系數k 1.05，則液壓

10、泵的流量為：qp kiqmax 1.05 40 42 L min根據求得的液壓泵的流量和壓力，又要求泵變量，選取YBD-40型葉片泵。（1）確定液壓泵電機的功率因該系統(tǒng)選用變量泵，所以應算出空載快速、最大工進時所需的功率，按兩者的最大值 選取電機的功率。最大工進：此時所需的最大流量為qwmax 7 1 12 9.42 L min選取液壓泵的總效率為：=0.8,則工進時所需的液壓泵的最大功率為:Pw1.413(kw)3.6 106 9.422 1060 0.8快速空載：此時，液壓缸承受以下載荷Gv 15000 4/60Fa510(N)慣性力：gt 9.810.2密封阻力:FsP -d212 10

11、5- 0.082 502( N)2424導軌摩擦力:Ffsin215000 o.i 1500022 sin 45空載條件下的總負載： Fe Fa Fs選取空載快速條件下的系統(tǒng)壓力損失 輸出壓力為：1800(N)Ff 510 1800 5022812(N)Pel 0.5 106pa，則空載快速條件下液壓泵的4FePel4 28120.0820.5 1061.06 106Pa空載快速時液壓泵所需的最大功率為:PeP pqe61.06 1042 10 660 0.80.927( kw)故應按最大工進時所需功率選取電機。(2)選擇控制元件在標準元件的產品樣控制元件的規(guī)格應根據系統(tǒng)最高工作壓力和通過該閥

12、的最大流量, 本中選取。方向閥：按 p 3.6 106pa，q 12.5 l/min選35D 25B (滑閥機能 O型)；6單向閥：按 p 3.3 10 Pa， q 40 L min選 I - 25B；調速閥：按工進最大流量 q 9.42L min，工作壓力p 2.6 106 pa選 Q- 10B背壓閥：調至p 2.6 106 pa，流量為q 9.42L min選 B 10;順序閥：調至大于 p 2.6 106 pa，保證快進時不打開。q 9.421. min選 X B10B行程閥：按 p 1.06 106 pa , q 201. min選 22C 25B;(3) 油管及其它輔助裝置的選擇在液

13、壓泵的出口，按流量 42 l/min，查表取管路通徑為18(mm);在液壓泵的入口，選擇較粗的管道，選取管徑為20(mm)；其余油管按流量 20 1/min，查表取10(mm)。單個液壓缸的進、出口流量快進工進快退輸入 流量 l/minq1 (A1q1) / 2(A1 A2)(78.5 37.8)/2 (78.5 28.26)29.5q-i9.421/minq pq1 18.9 b'' min2排出 流量 l/minq2陽1)/2人(28.26 29.5) / 2 78.55.31q2(AqJ/A(28.26 9.42)/78.53.4q2(AqWA(78.5 18.9)/2

14、28.2626.25(4) 驗算液壓系統(tǒng)性能(一) 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先估 算閥類元件的壓力損失，壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。(1) 快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，進油路上油液通過單向閥的流量是5.311/min、通過電液換向閥的流量是 201/min，以流量29.51/min通過行程閥，因此進油路上的總壓降為：5.31 229.5 220 2pv 0.2 ()0.3 ()0.5 () 0.046MPa80100 100此值很小可以保證系統(tǒng)的正常工作。(2) 工進工進時，油液在進油路上通過電液閥的流量是201/min，在調速閥上損失的壓力為0.5MPa，通過行程閥的流量是9.421/min ，通過單向閥的流量是 3.41/min ，因此進油路上的總壓降為：FV 0.2(3豪(嚮)220 20.5 ()1000.50.503MPa可見此值小于原先所預估的0.6MPa。(3) 快退快退時，油液通過單向閥的流量是26.251/min ，通過電液閥的流量是201/min，因此進油路上的總壓降為：26.25 220、2、pv 0.2 ()0.5 ()0.04MPa80 100此值較小，所以液壓缸驅動電動機的功率是足夠的。(5) 驗算油液溫升對于一般低壓