【文章內(nèi)容簡介】 的危險截面為軸端花鍵處，所以應對該處進行軸的強度校驗。扭轉強度約束條件：式中：τT—— 軸的扭轉應力（MPa）M——軸的傳遞轉矩(Nmm)WT——軸的抗扭截面模量（mm3）[τT]——軸的許用扭轉應力（）查《機械設計》得花鍵的抗扭截面模量WT的計算公式為：式中：d1——花鍵內(nèi)徑（mm）b——花鍵齒寬(mm)z——花鍵的齒數(shù)D——花鍵的外徑（mm）將選用花鍵的基本參數(shù)代入公式中可計算出WT=5739，所以可以計算出鉆床主軸的扭轉應力=。由于[]=35，顯然≤[]，所以，軸滿足強度要求。 進給液壓系統(tǒng)設計 負載分析一般情況下，作往復直線運動的液壓缸的負載由六部分組成，即工作阻力、摩擦阻力、慣性力、重力、密封阻力和背壓力。負載分析中，我們暫不考慮回油腔的背時壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因改造后的自動鉆床和普通臺式鉆床一樣豎直放置，所以需要考慮的力有：工作阻力（鉆床軸向切削力）、系統(tǒng)摩擦阻力（在機械效率中考慮）、重力和慣性力。負載中工作阻力為鉆床的軸向切削力，其大小=2595 N系統(tǒng)摩擦阻力在機械效率中考慮，，所以計算出整下系統(tǒng)的機械效率η為：η==系統(tǒng)要克服的重力有鉆床主軸重力和液壓缸活塞桿重力，鉆床主軸重力可按下式計算：查《機械設計手冊》 ，主軸體積V為：式中： V——主軸體積（m3）d——主軸直徑 (mm)，取40mm——主軸長度（mm），取550mm所以主軸重力為：=式中： V——主軸體積（m3）ρ——主軸材料密度（）g——重力加速度（），取10——主軸重力（N）計算出主軸重量=，現(xiàn)取整個系統(tǒng)要承受的重力=200N。慣性力Fm指運動部件在啟動或制動過程中的慣性力，查《液壓與氣壓傳動》得其計算公式為：式中，——系統(tǒng)重力——重力加速度 ——時間內(nèi)的速度變化量 ——加速或減速時間已知主軸系統(tǒng)重力G=200N；快進行程70mm；工進行程為20mm；根據(jù)工時安排可確定主軸快進快退速度為3m/min；；加速、減速時間一般取Δt=；所以可以計算出慣性力：=5N快進時，在不考慮背壓的情況下，主軸會在重力的作用下自動下移，因此，液壓缸在快進時受到的最大作用力F=Gη=182N。工進時，液壓缸要克服工作阻力（主軸軸向切削力）和系統(tǒng)摩擦力，此時系統(tǒng)重力起到動力作用。所以F=（G）/η，為了設計的可行性，使得液壓缸有足夠的液壓作用力，計算中我們?nèi)∠到y(tǒng)重力的一半代入到式中，F(xiàn)=2742N?？焱藭r，液壓缸要克服重力和系統(tǒng)摩擦力，所以F=G/η考慮到鉆頭退出工件時的摩擦力，所以計算出此時F=225N。列出主軸系統(tǒng)各運動階段的液壓負載計算公式及大小如下表（表32）：表32 液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式負載大小（N）主軸快進F=Gη182主軸工進F=（G）/η2742主軸快退F=G/η225V（m/min）根據(jù)液壓缸各運動階段負載計算結果和已知各階段的運動速度，我們可以畫出負載圖（F）和速度圖(V)如下（圖36）：337270727027422251820F（N）圖36 液壓系統(tǒng)負載及速度簡圖 液壓缸執(zhí)行元件主要參數(shù)的確定(一)初選液壓缸的工作壓力表33液壓設備常用的工作壓力表設備類型機床農(nóng)業(yè)機械或中型工程機械液壓機、重型機械起重運輸機械磨床組合機 床龍門刨床拉床工作壓力P1/（MPa）～3～52～88～1010～1620～32液壓缸的工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同的液壓設備，由于工作條件的不同，通常采用的壓力范圍也不同。根據(jù)鉆床的工作條件和加工要求，參考液壓設備常用的工作壓力表（表33）和同類機床的液壓工作壓力，初選液壓缸的工作壓力=3。(二)確定液壓缸的類型及主要結構尺寸根據(jù)設計的要求和鉆床主軸的運動規(guī)律，選擇雙桿活塞缸，活塞桿為中空桿，以便主軸穿過；活塞桿兩端裝有軸承，以固定主軸。雙桿活塞缸的活塞桿兩側都可伸出，根據(jù)工作需要，選用活塞缸采用缸筒固定式。缸筒固定式雙桿活塞缸簡圖如下（圖37）：圖37 缸筒固定式雙桿活塞缸結構簡圖自動鉆床在完成工進后，為了防止在鉆通要加工的孔后主軸突然前沖，我們要在回油路上安裝背壓閥。查表34液壓缸參考背壓表，回油路背壓選擇=。表34液壓缸參考背壓系統(tǒng)類型背壓（）回油路上有節(jié)流閥的調速系統(tǒng)～回油路上有調速閥的調速系統(tǒng)～回油路上裝有背壓閥～帶補油泵的閉式回路～由表31 主軸零件選用表可知，活塞桿兩端要裝軸承。深溝球軸承選用滾動軸承 6208 GB/T 2761994，其外徑為80mm，查表35活塞桿直徑系列表，活塞桿直徑選用=100mm。表35 活塞桿直徑系列（GB234880）（mm）456810121416182022252832364045505663708090100110125140160 180200220250280320360400由表32可知，當主軸工進時液壓系統(tǒng)的負載最大F=2742N，由此可計算出液壓缸的有效面積A為：式中：——液壓缸內(nèi)徑（）——液壓缸活塞桿直徑（）, =100mm——液壓缸負載（）, F=2742——液壓缸工作壓力（）, =3——回油路背壓力（）, ==所以可計算也液壓缸內(nèi)徑=117。為了便于采用標準的密封式元件，查表36對液壓缸內(nèi)徑進行圓整。圓整后取=125。表34液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB234880）(mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200220250320400500630液壓缸基本尺寸確定后，要按最低工進速度驗算液壓缸的尺寸。即保證液壓缸的有效工作面積要大于或等于保證最小穩(wěn)定速度時的最小有效面積。即： ≥式中，——流量閥的最小穩(wěn)定流量，=——液壓缸的最低速度, =由計算可得A=2767≥=294,因此，液壓系統(tǒng)基本尺寸滿足最低速度的要求。（三）液壓缸材料的選擇液壓缸材料的選擇主要受以下幾個因素的制約：（1）液壓缸要有足夠的強度；（2）液壓缸要有足夠的剛度；（3）液壓缸要有很好的耐磨性能；因此，基于以上因素及國內(nèi)現(xiàn)有的液壓缸材料，液壓缸材料選擇45號無縫鋼管。（四）液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率計算根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及上述液壓缸的計算數(shù)值，可以計算出液壓缸工作各階段的壓力、流量和功率。在計算時工進時背壓按=，快退快進時背壓按=。計算公式及計算結果列于表35中。自動鉆床快進和工進時，液壓缸上油缸進油下油缸回油；快退時液壓缸下油缸進油上油缸回油。因此計算液壓缸工作各階段的壓力、流量和功率如下表示（表35）：表35 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式進油壓力回油壓力所需流量輸入功率（）（）（）P（）主軸快進==P=主軸工進=+=P=主軸快退=+=P=注：表中A為液壓缸有效面積，V為各階段穩(wěn)定速度。（五）液壓缸壁厚和最小導向長度的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。因壁厚不同可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚δ的比值圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：式中 δ—液壓缸壁厚（m）； D—液壓缸的內(nèi)徑（m）； —試驗壓力，一般取最大工作壓力的（～）倍； [σ]—缸筒材料的許用應力。其值：鍛鋼：[σ]=110～120；鑄鋼：[σ]=100～110；無縫鋼管：[σ]= 100～110；高強度鑄鐵：[σ]=60；灰鑄鐵：[σ]=25。根據(jù)表35中計算的結果，代入計算公式中，可計算出液壓缸壁厚δ=4mm?？紤]到與缸蓋的聯(lián)接，所以設計中取液壓缸的壁厚δ=8mm。最小導向長度是指當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H稱為對一般的液壓缸，最小導向長度應滿足以下要求 式中 —液壓缸的最大行程； —液壓缸的內(nèi)徑。本設計中液壓缸的最大行程為100mm，液壓缸的內(nèi)徑為125mm，代入上式可計算得出H≥,設計中取H=70mm。（六）液壓系統(tǒng)原理圖自動鉆床要完成快進、工進和快退的工作循環(huán)?？爝M和工進時進給液壓缸上油缸進油下油缸出油，而快退時進給液壓缸下油缸進油上油缸出油，因此液壓控制時只需一次換向?？紤]到系統(tǒng)工進完后，需要定時停留，因此，換向閥選擇具有中位封閉功能的三位四通電磁換向閥。由于快進快退和工進時的速度不一樣，所以系統(tǒng)要有調整裝置。根據(jù)系統(tǒng)參數(shù)可知，液壓系統(tǒng)運動速度不是太大，負載也不大，因此，調整系統(tǒng)選擇進口節(jié)流調整，該調整系統(tǒng)具有較好的低速穩(wěn)定性和速度負載特性；液壓泵選用單向定量液壓泵。自動鉆床液壓進給系統(tǒng)控制原理圖如圖38示。圖38 自動鉆床液壓進給系統(tǒng)控制原理圖三位四通電磁換向閥二位二通電磁換向閥調速閥液壓缸二位三通電磁換向閥溢流閥（7作背壓閥用）液壓泵過濾器快進時，液壓系統(tǒng)在PLC自動控制下啟動，電磁鐵1Y得電，三位四通電磁換向閥1接入左位，液壓泵9供油經(jīng)二位二通電磁換向閥2進入液壓缸4上腔，回油經(jīng)三位四通電磁換向閥二位三通電磁換向閥溢流閥6回油箱。工進時，電磁鐵1Y、3Y和4Y得電，三位四通電磁換向閥1接入左位，二位二通電磁換向閥2接入左位，二位三通電磁換向閥5位入左位，液壓泵9供油經(jīng)調整閥3進入液壓缸4上腔，回油經(jīng)三位四通電磁換向閥二位三通電磁換向閥5和溢流閥7回油箱。主軸停留，三位四通電磁換向閥1處于中位，液壓泵9供油在達到一定壓力的條件下回油箱，液壓系統(tǒng)處于穩(wěn)定平衡狀態(tài)。停留時間由PLC定時控制?？焱藭r，電磁鐵2Y，三位四通電磁換向閥1接入右位，液壓泵9供油到液壓缸4下腔，回油經(jīng)二位二通電磁換向閥三位四通電磁換向閥二位三通電磁換向閥5和溢流閥6回油箱。工作循環(huán)過程中電磁鐵動作表（表36）：表36 電磁鐵動作表工作階段1Y2Y3Y4Y快進+工進+++停留++快退+（七）液壓元件的選擇液壓泵的選擇液壓泵的最高工作壓力可按下式計算：式中，——液壓泵的最高工作壓力——液壓缸的最大工作壓力；查表35 =——進油管路總壓力損失；初算時簡單系統(tǒng)可取～，復雜系統(tǒng)可取～。取=根據(jù)上式及數(shù)據(jù)值，可計算出=。計算出的是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，因為系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力應滿足～，中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系