21毕业论文_钻镗两用组合机床液压系统控制设计文档

由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。

换向和速度换接回路的选择所设计多此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。

在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀和单向阀的流量都是，然后与液压泵的供油合并，经行程阀流入无杆腔。

由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。

此值小于原估计值见表，所以是安全的。

工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀调速阀进入液压缸无杆腔，在调速阀处的压力损失为。

在回油路上，油阶段中的压力流量和功率值，如表所示。

表各工况下的主要参数值工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进启动所需要的流量为快退大拖板在工进过程中所需要的流量为工进其中最大流量为快进流量为。

根据上述液压缸直径及流量计算结果，进步计算液压缸在各个工作，则能满足低速稳定性要求。

计算最大流量需求大拖板在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为快进大拖板在快退过程中直径为。

此时液压缸两腔的实际有效面积分别为工作进给采用调速阀调速，查产品样本，调速阀最小稳定流量，工进速度由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系因此活塞杆直径为，根据对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为，活塞杆缸无杆腔压力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液压缸缸筒直径为取被压值。

工进时液压缸的推力计算公式为式中负载力液压缸机械效率液压缸无杆腔的有效作用面积液压缸有杆腔的有效作用面积液压。

快进时液压缸虽然作差动连接即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接，但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取。

快退时回油腔中也是有背压的，这时选加速快退工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置定的背压通过设置背压阀的方式，选取此背压值为两倍的形式，即活塞杆直径与缸筒直径呈的关系。

工况负载组成负载值液压缸推力起动加速快进工进反向起动动连接方式。

通常利用差动液压缸活塞杆较粗可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。

这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积场合来选择工作压力的方法，初选横向液压缸的工作压力为。

确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差段的负载单位注此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。

确定系统主要参数初选液压缸工作压力所设计的大拖板在工进时负载最大，其值为，其它工况时的负载都相对较低，参考表按照负载大小或按照液压系统应用摩擦阻力两部分。

静摩擦阻力动摩擦阻力根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表所示。

表液压缸在各工作阶和加速时间进行计算。

已知启动换向时间为，工作台最大移动速度，即快进快退速度为，因此惯性负载阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度的执行元件确定为液压缸。

分析系统工况在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。

工作负载工作负载是在工作过程中由于机器的执行元件确定为液压缸。

分析系统工况在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。

工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。

已知启动换向时间为，工作台最大移动速度，即快进快退速度为，因此惯性负载阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。

静摩擦阻力动摩擦阻力根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表所示。

表液压缸在各工作阶段的负载单位注此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。

确定系统主要参数初选液压缸工作压力所设计的大拖板在工进时负载最大，其值为，其它工况时的负载都相对较低，参考表按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选横向液压缸的工作压力为。

确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。

通常利用差动液压缸活塞杆较粗可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。

这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径与缸筒直径呈的关系。

工况负载组成负载值液压缸推力起动加速快进工进反向起动加速快退工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置定的背压通过设置背压阀的方式，选取此背压值为。

快进时液压缸虽然作差动连接即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接，但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取。

快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值。

工进时液压缸的推力计算公式为式中负载力液压缸机械效率液压缸无杆腔的有效作用面积液压缸有杆腔的有效作用面积液压缸无杆腔压力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液压缸缸筒直径为由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系因此活塞杆直径为，根据对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为，活塞杆直径为。

此时液压缸两腔的实际有效面积分别为工作进给采用调速阀调速，查产品样本，调速阀最小稳定流量，工进速度，则能满足低速稳定性要求。

计算最大流量需求大拖板在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为快进大拖板在快退过程中所需要的流量为快退大拖板在工进过程中所需要的流量为工进其中最大流量为快进流量为。

根据上述液压缸直径及流量计算结果，进步计算液压缸在各个工作阶段中的压力流量和功率值，如表所示。

表各工况下的主要参数值工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进启动加速恒速工进快退起动加速恒速把表中计算结果绘制成工况图，如图所示。

拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围低速稳定性有定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。

速度的换接稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。

此外，与所有液压系统的设计要求样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。

速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。

虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单成本低。

该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速出口节流调速限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。

钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。

但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。

由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。

换向和速度换接回路的选择所设计多此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。

在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀和单向阀的流量都是，然后与液压泵的供油合并，经行程阀流入无杆腔。

由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。

此值小于原估计值见表，所以是安全的。

工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀调速阀进入液压缸无杆腔，在调速阀处的压力损失为。

在回油路上，油液通过电液换向阀背压阀和大流量泵的卸荷油液起经液控顺序阀返回油箱，在背压阀处的压力损失为。

通过顺序阀的流量为，因此这时液压缸回油腔的压力为可见，此值略大于原估计值。

故可按表中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即