取被压值07MPa。
工进时液压缸的推力计算公式为c1122m
FApApη
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
2426
211
1091102
6
039022000
2mmppFAcmη液压缸缸筒直径为mmmmAD10810801091444
1

π
π
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系d0707D因此活塞杆直径为d0707×10977mm根据GBT23481993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D110mm活塞杆直径为d80mm。
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为
2
422
2
1m1095m4
1104

ππDA
2
4222222m10744m8011044
π
π
dDA
根据计算出的液压缸的尺寸可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率如表4所示。由此绘制的液压缸工况图如图2所示。
表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
f注1Δp为液压缸差动连接时回油口到进油口之间的压力损失取Δp05MPa。
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。
第三章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qmaxqmi
035079×102≈44其相应的时间之比t1t3t22126361013。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。
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。
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υ1υ2007083×103≈84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。
5选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后调压和卸荷问题都已基本解决。即r