1、東北大學權威復試初試資料，大家加油一、計算題1、以臥式單面多軸鉆孔組合機床為例，設計驅動動力滑臺液壓系統。 ：機床上有主軸l6個，加工13.9mm的孔l4個、8.5mm的孔 2個。刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBS；機床工件、部件總質量m=100kg；快進、快退、均為5.5mmin，快進行程長度l1=0.1m，工進行程長度l2=0.05m，往復運動的加速、減速時間小于0.2s；動力滑臺采用平導軌，其靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fd=0.1，液壓系統中的執行元件使用液壓缸。 設計要求動力滑臺實現“快進工進快退停止的工作循環。1液壓系統的工況分析 一、負載分析 系統的負載包

2、括切削負載、慣性負載及摩擦阻力負載。 1切削負載(確定切削負載應具備機械切削加工方面的知識) 用高速鋼鉆頭(單個)鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft(單位為N)為 (81)式中：D鉆頭直徑，單位為mm； s每轉進給量，單位為mmr； HBS鑄件硬度。根據組合機床加工特點，鉆孔時主軸轉速n和每轉進給量s按“組合機床設計手冊取：對139mm的孔：n1=360rmin，s l=0.147mmr；對85mm的孔：n2=550rmin，s 2=0.096mmr；所以，系統總的切削負載Fq為：2慣性負載3阻力負載機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為：靜摩擦阻力：動摩擦阻力：由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表所列

3、。表81 液壓缸在各工作階段的負載R工況負載組成負載值F工況負載組成負載值F啟動1962工進31449加速1439快退98l快進981注：在負載分析中，沒有考慮動力滑臺上傾翻力矩的作用按表8-1數值繪制的動力滑臺負載圖如圖8-1(a)所示。二、運動分析根據工作循環(總行程，工進速度)，繪制動力滑臺速度圖(如圖8-1(b)所示)。2液壓系統主要參數確實定由教材表8-2、8-3可知，當組合機床在最大負載約為32000N時，取液壓系統工作壓力。 鑒于要求動力滑臺快進、快退速度相等，液壓缸可選用雙作用單活塞桿式，并在快進時作差動連接。在種情況下，通常液壓缸無桿腔的工作面積A1為有桿腔工作面積A2的兩倍

4、，即速比在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓，以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。按教材P252液壓缸回油背壓推薦值取。快進時，液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無桿腔，但其差值較小，可先按0.3MPa考慮。快退時回油腔中也應具有背壓，這時也可按0.6MPa估算。用工進時的負載值計算液壓缸面積(取液壓缸的機械效率； 將直徑按圓整得：；由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為根據上述液壓缸兩腔的實際有效面積值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓期流量和功率，如表8-2所示，并據此繪出工況圖如圖8-2所示。表8-2 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況負載FL/N回油腔壓力P2

5、/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入理論流量q×10-3/(m3/s)輸入功率P/kW計算式快迸(差動)啟動196200.407-加速14390.565-恒速98l0.47l0.46070.217工進314490.63.730.00840.031快退啟動196200.457-加速14390.61.60-恒速9811.500.41040.616圖8-2組合機床液壓系統工況圖3確定液壓系統方案和擬定液壓系統原理圖 一、確定液壓系統方案由于該機床是固定機械，且不存在外負載對系統做功的工況，并由圖8-2知，液壓系統的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，該液壓系統以采用節流調速方式和開式系統

6、為宜。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統的工作循環內，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流油液。最大流量約為最小流量的55倍，而快進加快退所需的時間和工進所需的時間分別為：亦即是。因此從提高系統效率、節省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是不適宜的，故采用由大、小兩個液壓泵供油的油源方案(如圖8-3(a) 所示)。(a) (b) (c)圖8-3動力源及根本回路(a)動力源；(b)換向回路；(c)速度換接回路。 系統油源還可以采用小流量泵+蓄能器補充的供油方案(方案比擬省略)。 二、確定根本回路由于不存在負載對系統作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需要設置平衡及制動

7、回路。但必須具有快速運動、換向、調速、速度換接、調壓及卸荷等根本回路。1確定調速回路系統采用進油路節流調速回路(設置調速閥)，為解決孔鉆通時滑臺會突然前沖的問題，在回油路上設置了背壓閥。2確定換向、快速運動及速度換接回路由工況圖中的ql曲線可知，當滑臺從快進轉為工進時，輸入液壓缸的流量由2764L/min降至0.5L/min滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制(緩沖制動)速度的換接，以減小液壓沖擊(見圖8-3(c)。當滑臺由工進轉為快退時，回路中通過的流量很大進油路中通過2462L/min，回油路中通過2462×(95.03/44.77)L/min=52.26 L/min。為了保證

8、換向平穩起見，宜采用換向時間可調的電液換向閥構成速度換接回路(如圖8-3(c)所示)。如圖8-3(b)所示，在本系統中采用三位五通閥實現換向及快進、快退速度換接。當換向閥處在左工位時，液壓缸實現差動快進。3選擇調壓和卸荷回路油源中設有溢流閥(見圖8-3(a)由溢流閥調定系統工作壓力(由定量泵與溢流閥構成恒壓油源)。由于系統采用進油節流調速，故溢流同常開，即便滑臺被卞任，系統壓力也不會超過溢流閥的調定值，所以又起平安作用。 在雙泵供油油源中設有液控順序閥作卸荷閥，當滑臺工進和停止時，低壓、大流量液壓泵可經此閥卸荷。由于高壓、小流量液壓泵的功率較小，在系統中不再為其單獨設置卸荷回路(也可以單獨設置

9、卸荷回路)。三、將液壓回路綜合成液壓系統把上述液壓回路組合在一起，就可以得到如圖8-4所示的液壓系統原理圖(不包括點劃線圓框內的元件)。將此圖仔細檢查一遍，可以發現，該圖所示系統在工作中還存在一些問題。為了防止干擾、簡化系統并使其功能更加完善，必須對圖8-4所示系統進行如下整合：圖8-4 液壓回路的整合1雙聯葉片泵；1A小流量液壓泵；lB大流量敞壓泵；2三位五通電頹惻；3行程閥；4調速閥；5單向閥；6液壓缸；7卸荷閥；8背壓閥；9一溢流閥；10單向閥；11過濾器；l2壓力表接點；a單向閥；b順序閥；c單向閥；d壓力繼電器。(1)為了解決滑臺工進(閥2在左位)時進、回油路相互接通，系統無法建立起

10、工作壓力的問題，必須在換向回路中串接一個單向閥口，將進、回油路隔斷。 (2)為了解決滑臺快進時其回油路接通油箱，無法實現液壓缸差動連接的問題，必須在回路上串接一個液控順序閥b。這樣，當滑臺快進時，因負載較小而系統壓力較低，閥b關閉，從而阻止了油液返回油箱。 (3)為了解決機床停止工作后，因回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統，從而影響滑臺運動平穩性的問題，在電液換向閥的回油口增設單向閥c。(4)為了在滑臺工進后完成后，系統能自動發出快退信號，在調速閥輸出端增設一個壓力繼電器(5)將順序閥b和背壓閥8的位置對調一下，可以將順序閥與油源處的液控順序閥合并。經過修改、整合后的液壓系統原理圖如圖8-

11、5所示。圖8-5整合后的液壓系統原理圖 1雙聯葉片液壓泵；2三位五通電液闊；3行程閥；4調速閥；5單向閥； 6單向閥；7順序閥；8背壓閥；9溢流閥；10單向閥；ll過濾器； 12壓力表接點；13單向閥；l4壓力繼電器。4選擇液壓元件 一、液壓泵在整個工作循環中液壓缸的最大工作壓力為。如假設進油路上的壓力損失為0.8MPa，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調整壓力高出系統最大工作壓力0.5MPa，那么小流量液壓泵的最大工作壓力應為 大流量液壓泵在快進、快速運動時才向液壓缸輸油，由工況圖可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，如假設油路上的壓力損失為0.5MPa(因此時進油不經調速閥，故壓力損失減

12、小)，那么大流量液壓泵的最高工作壓力為由工況圖可知，兩液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為27.64L/min，因系統較簡單，取泄漏系數，那么兩個液壓泵的實際流量應為假設溢流閥的最小穩定溢流量為3L/min，而工進時輸入液壓缸的流量為0.5L/min，那么由小流量泵單獨供油時，其流量規格最少應為3.5L/min。根據以上壓力和流量的數值查閱產品樣本，最后確定選取型雙聯葉片液壓泵，其小泵和大泵的排量分別為6mL/r和。當液壓泵的轉速時該液壓泵的理論流量為30.08 L/min，假設取液壓泵的容積效率，那么液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2MPa、流量為27.

13、1 L/min。取液壓泵的總效率，那么液壓泵驅動電動機所需的功率為根據此數值查閱電動機產品樣本選取Yl00L一型電動機，其額定功率，額定轉速。二、閥類元件及輔助元件根據閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些液壓元件的型號及規格如表8-3所列。表8-3液壓元件及輔件的型號及規格序號元件名稱估計通過流量/( L/min)額定流量/L/ain)額定壓力/Pa額定壓降/Pa型號、規格1雙聯葉片泵-(5.1+22)17.5-PV2R126/6k=(6+26)mL/2三位五通電磁閥608016<0.535DYF3YEl0B3行程閥506316<0.3AXQF

14、-EIOB(單向行程調速閥)qmax=80L/min4調速閥0.50.075016-5單向閥6063160.26單向閥256316<0.2AF3一Eal0Bqmax=80L/min7液控順序閥256316<0.3XF3一El0B8背壓閥0.56316-YF3一El0B9溢流閥56316-YF3一El010單向閥256316<0.2AF3一Eal0qmax=80L/min11濾油器306316<0.02XUJ63X8012壓力表開關-16-KF3一E3B3測點13單向閥606316<0.2AF3一Eal0Bqmax=80L/min14壓力繼電器-14-PFB8L8通

15、徑此為電動機額定轉速n。=940rmin時液壓泵輸出的實際流量三、油管 各元件間連接管道的規格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進、出油管那么按輸人、排出的最大流量計算(假設液壓缸是標準缸，那么接口處的尺寸根本確定)。 由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進、出流量已與原定數值不同，所以要重新計算如表84所列。表804液壓缸的進、出流量及運動速度快進工進快退輸入流量/(L/min)排出流量/(L/min)運動速度/(m/min)由表l04可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合設計要求。根據表8一4中數值，取推薦流速穢v=3m/s，計算得與液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內徑分別為液

16、壓缸進、出兩根油管都選用內徑、外徑的15號冷拔無縫鋼管。四、油箱取經驗數據，油箱估算容積為按GB 28761981規定，取最靠近的標準值。5驗算液壓系統性能一、驗算系統壓力損失由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統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，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。1 快進時滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表8-3和表8-4可知，進油路上油液通過單向閥8的流量是22L/min、通過電液換向閥2的流量是27.1 L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油集合，以流量51.25 L/min通過行

17、程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是24.15 L/min，然后與液壓泵的供油合并，經行程閥3流人無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差：此值與設計估算值0.3 MPa根本相符。2工進時工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.5 L/min，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa；油液在回油路上通過換向閥2的流量是0.24 L/min ，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa，通過順序閥7的流量為，折算到進油路上因閥類元件造成的總壓力損失為 液壓缸回油控的壓力為可見此值略大于原估計值。重新計算工進時液壓缸進油腔壓力即考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差，故工進時溢流閥9的調壓應為3. 快退時快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量22L/min、通過換向閥2的流量為27.1L/min；油液在回路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥13的流量都是57.5L/min。因此進油路上總壓降為此值小于估計值，所以液壓泵驅動電動機的功率是