钻床设计举例

本节以一台卧式单面多轴钻孔组合机床为例，设计出驱动动力滑台的液压系统。设计要求滑台实现“快进→工进→快退→停止”的工作循环。已知：机床上有主轴16个，加工φ13.9的孔14个、φ8.5mm的孔2个。刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBS，机床工作部件总质量m=1000kg；快进、快退v1、v3均为5.5m/min，快进行程长l1=100mm，工进行程长l2=500mm，往复运动的加速、减速时间不希望超过0.157s；动力滑台采用平导轨，其静摩擦因数fs=0.2，动摩擦因数fd=0.1；液压系统中的执行元件使用液压缸。8.3.1

分析负载

1.外负载

高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力Ft（单位为N）为（8-28）式中D——钻头直径，单位为mm；

s——每转进给量，单位为mm/r；

HBS——铸件硬度，HBS=240。代入式（8-28），得外负载Fg为根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取——对φ13.9mm的孔：n1=360r/min，s1=0.147mm/r；对φ8.5mm的孔：n2=550r/min，s2=0.096mm/r。2.惯性负载

机床工作部件的总质量m=1000kg，取Δt=0.157s3.阻力负载

机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为Fn=mg=9810N静摩擦阻力：

Ffs=fsFn=0.2×9810N=1962N动摩擦阻力：

Ffd=fdFn=0.1×9810N=981N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表8-20所示。表8-20

液压缸在各工作阶段的负载F（单位：N）工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动F=Fnfs1962工进F=Fnfd+Fg31449加速F=Fnfd+mΔv/Δt1564快退F=Fnfd981快进F=Fnfd981注：不考虑动力滑台上颠复力矩的作用。图8-11

组合机床液压缸负载图和速度图a）负载图b）速度图按上表数值绘制负载图如图8-11a所示。由于是v1=v3=5.5m/min、l1=100mm、l2=50mm、快退行程l3=l1+l2=150mm，工进速度v2=n1s1=n2s2≈53mm/min，由此可绘出速度图如图8-11b所示。8.3.2确定执行元件主要参数

由表8-7和表8-8可知，组合机床在最大负载约为32000N时液压系统宜取压力p1=4MPa。鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即φ=A1/A2=2，而活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防止孔钻通时滑台突然前冲。按表8-3取p2=0.6MPa。快进时液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.3MPa考虑。快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按0.6MPa估算。表8-7

按负载选择液压执行元件的工作压力（适用于中、低压液压系统）载荷/kN<55~1010~2020~3030~50>50工作压力/MPa<0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5~7表8-8

按主机类型选择液压执行元件的工作压力设备类型机床农业机械汽车工业小型工程机械及辅助机构工程机械重型机械锻压设备液压支架等船用系统磨床组合机床齿轮加工机床牛头创床插床车床铣床镗床珩磨机床拉床龙门刨床工作压力/MPa≤1.2<6.32~42~5<1010~1616~3214~25表8-3

背压压力系统类型背压压力/MPa系统类型背压压力/MPa中低压系统或轻载节流调速系统0.2~0.5采用辅助泵补油的闭式油路系统1~1.5回油路带调速阀或背压阀的系统0.5~1.5采用多路阀的复杂的中高压系统（工程机械）1.2~3由工进时的负载值按表8-9中的公式计算液压缸面积将这些直径按GB/T2348—2001圆整成就近标准值得D=0.11m、d=0.08mφ=A1/A2=2表8-9

液压缸的主要技术参数及理论流量计算公式类型图液压缸的几何参数A1、A2液压缸最大理论流量qmax备注单活塞杆缸p1=(F+p2A2+pminA1)/A1A2=F/[(p1-pmin)φ-p2]p1=[(F/ηm)+p2A2]/A1A2=F/[ηm(p1φ-p2)]A1=φA2qmax=A1vmaxF——缸的最大外负载p1——缸最大工作压力p2——缸的背压见表8-3pmin——缸空载起动压力见表8-10ηm——缸的机械效率，见表8-10φ——缸往返速比

(差动连接时φ=A1/A2）A1——缸无杆腔有效面积A2——缸有杆腔有效面积p1=(F+p2A1+pminA2)/A2A2=F/[(p1-pmin-p2φ)]p1=[(F/ηm)+p2A1]/A2A2=F/[ηm(p1-p2φ)]A1=φA2qmax=A2vmax单活塞杆缸差动：p1=(F+pminA2)/(A1-A2)A2=F/[(p1-(φ-1)-pmin]p1=F/[ηm(A1-A2)]A2=F/[ηm

p1(φ-1)]qmax=(A1–A2)vmax双活塞杆缸p1=(F/A2)+p2+pminA2=F/(p1-p2-pmin)p1=(F/A2ηm)+p2A2=F/[ηm(p1-p2)]A1=A2qmax=A2vmax表8-10

液压缸空载起动压力及效率活塞密封圈形式pmin/MPaηmO、L、U、X、Y0.30.96V0.50.94活塞环密封0.10.985由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A1=πD2/4=95.03×10-4m2,A2=π(D2-d2)/4=44.77×10-4m2。经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D和d的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表8-21所示，并据此绘出工况图如图8-12所示。表8-21

液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况负载F/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3·s-1输入功率P/kW计算式快进（差动）起动196200.407——p1=[(F/ηm)+A2Δp]/(A1-A2)q=(A1-A2)v1P=p1q加速1564p1+Δp(Δp=0.3MPa)0.591——恒速9810.4710.46070.217工进314490.63.730.00840.031p1=[(F/ηm)+p2A2]/A1q=A1v2P=p1q快退起动196200.457——p1=[(F/ηm)+p2A1]/A2q=A2v3P=p1q加速15640.61.64——恒速9811.500.41040.616注：液压缸的机械效率取ηm=0.96。图8-12

液压缸工况图8.3.3设计液压系统方案和拟定系统原理图1.设计液压系统方案

由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，并由图8-12知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小。根据表8-5、表8-6该液压系统以采用节流调速方式和开式循环为宜。现采用进油路节流调速回路，为解决孔钻通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量约为最小流量的55倍，而快进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为表8-5

开式系统与闭式系统的比较内容开式系统闭式系统散热条件较方便，但油箱较大较复杂，须用辅助泵换油冷却抗污染性较差，但可采用压力油箱或油箱呼吸器来改善较好，但油液过滤要求较高系统效率管路压力损失较大，用节流调速时效率低管路压力损失较小，容积调速时效率较高限速、制动形式用平衡阀进行能耗限速，用制动阀进行能耗制动，引起油液发热液压泵由电动机驱动时，限速及制动过程中驱动电机能向电网输电，回收部分能量，即是再生限速（可省去平衡）及再生制动其他对泵的自吸性能要求高对泵的自吸性能要求低表8-6

三种调速回路主要性能比较主要性能节流调速回路容积调速回路容积节流调速回路简式节流调速回路带压力补偿阀的节流调速回路变量泵定量马达流量适应功率适应进油节流及回油节流旁路节流调速阀在进油路调速阀在旁油路及溢流节流调速回路负载特性速度刚度差很差好较好好承载能力好较差好较好好调速范围大小大较大大功率特性效率低较低低较低最高较高高发热大较大大较大最小较小小成本低较低高最高适用范围小功率、轻载或低速的中、低压系统及工程机械的非经常性调速场合大功率、高速、中、高压系统负载变化小、速度刚度要大的中小功率、中压系统负载变化较大、速度刚度要大的大中功率的中、高压系统亦即是t2/t1≈21。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，而宜采用大、小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案（图8-13a）。图8-13

油源及液压回路的选择a）液压源2.选择基本回路

由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。选择快速运动和换向回路系统中采用节流调速回路后，不论采用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，快进、快退换向回路应采用图8-13b所示的形式。图8-13

油源及液压回路的选择b）换向回路选择速度换接回路

当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由27.64L/min降至0.5L/min，滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击（见图8-13c）。图8-12

液压缸工况图由工况图（图8-12）中的q-l曲线可知：当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大——进油路中通过24.62L/min，回油路中通过24.62×(95.03/44.77)=52.26L/min。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀式换接回路（见图8-13b）。由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。图8-13

油源及液压回路的选择b）换向回路图8-13

油源及液压回路的选择c)速度换接回路选择调压和卸荷回路

油源中有溢流阀（见图8-13a），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路。而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。图8-13

油源及液压回路的选择a）液压源b）换向回路c)速度换接回路选择调压和卸荷回路

在图8-13a所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此阀卸荷。由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。图8-13

油源及液压回路的选择a）液压源b）换向回路c)速度换接回路3.将液压回路综合成液压系统把上面选出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张图8-14所示的液压系统原理图（不包括点划线圆框内的元件）。将此图仔细检查一遍，可以发现，该图所示系统在工作中还存在问题。为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对图8-14所示系统进行如下修整：图8-14

液压回路的综合和整理1—双联叶片泵1A—小流量液压泵1B—大流量液压泵2—三位五通电液阀3—行程阀4—调速阀5—单向阀6—液压缸7—卸荷阀8—背压阀9—溢流阀10—单向阀11—过滤器12—压力表接点a—单向阀b—顺序阀c—单向阀d—压力继电器3.将液压回路综合成液压系统1）为了解决滑台工进（阀2在左位）时图中进、回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀a，将进、回油路隔断。2）为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀b。这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使阀b关闭，便阻止了油液返回油箱。3.将液压回路综合成液压系统3）为了解决机床停止工作后回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个单向阀c。4）为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器d。5）若将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一个阀。图8-15

整理后的液压系统原理图1—双联叶片液压泵2—三位五通电液阀3—行程阀4—调速阀5—单向阀6—单向阀7—顺序阀8—背压阀9—溢流阀10—单向阀11—过滤器12—压力表接点13—单向阀14—压力继电器经过修改、整理后的液压系统原理图如图8-15所示。8.3.4选择液压元件1.液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.73MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为：

pp1=(3.73+0.8+0.5)MPa=5.03MPa大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由图8-12可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa（因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为：

pp2=(1.5+0.5)MPa=2MPa由图8-12可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为27.64L/min，因系统较简单，取泄漏系数KL=1.05，则两个液压泵的实际流量应为：qp=1.05×27.64L/min=29.02L/min由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为0.5L/min，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为3.5L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵，其小液压泵和大液压泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时该液压泵的理论流量为30.08L/min，若取液压泵的容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为：qp=[(6+26)×940×0.9/1000]L/min=(5.1+22)L/min=27.1L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2MPa、流量为27.1L/min。按表8-13取液压泵的总效率ηp=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率Pn=1.5kW，额定转速nn=940r/min。2.阀类元件及辅助元件根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表8-22。表中序号与图8-15的元件相同。3.油管各元件连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表8-23所示。由上表可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。表8-22

元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量/L·min-1额定流量/L·min-1额定压力/MPa额定压降/MPa型号、规格1双联叶片泵—(5.1+22)①17．5—PV2R12—6/26Vp=(6+26)Ml/r2三位五通电液阀608016<0.535DYF3Y—E10B3行程阀506316<0.3AXQF—E10B(单向行程调速阀)qmax=100L/min4调速阀0.50.07~5016—5单向阀6063160.26单向阀256316<0.2AF3—Ea10Bqmax=80L/min7液控顺序阀256316<0.3XF3—E10B8背压阀0.56316—XF3—E10B9溢流阀56316—XF3—E10B10单向阀256316<0.2AF3—Ea10Bqmax=80L/min11滤油器306316<0.02XU—63×80J12压力表开关——16—KF3—E3B3测点13单向阀606316<0.2AF3—Ea10Bqmax=80L/min14压力继电器——10—HED1kA/10①此为电动机额定转速nn=940r/min时液压泵输出的实际流量。表8-23

液压缸的进、出流量快进工进快退输入流量/L·min-1q1=(A1qp)/(A1-A2)=(95×27.1)/(95-44.77)=51.25q1=0.5q1=qp=27.1排出流量/L·min-1q2=(A2q1)/A1

=(44.77×51.25)/95=24.15q2=(A2q1)/A1=(44.77×0.5)/95=0.24q2=(A1q1)/A2=(95×27.1)/44.77=57.51运动速度/m·min-1v1=qp/(A1-A2)=(27.1×10)/(95-44.77)=5.4v2=q1/A1=(0.5×10)/95=0.053v3=q1/A2=27.1×10/44.77=6.05根据表8-23中数值，并按第二章第七节推荐取油液在压油管的速度v=3m/s，按式（2-30）算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为这两根油管都按GB/T2351——1993选用内径Φ15、外径Φ18的冷拔无缝钢管。4.油箱油箱容积按式（2-19）估算，取经验数据ζ=7，故其容积为

V=ζqp=7×27.1L=189.7L按JB/T7938-1999规定，取最靠近的标准值V=200L。Part8.3.5

验算液压系统性能

1.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式（8-13）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表8-22和表8-23可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min、通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.25L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.15L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。此值与原估计值0.3MPa（见表8-21）基本相符。工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.24L/min，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa，通过顺序阀7的流量为（0.24+22）L/min=22.24L/min，因此这时液压缸回油腔的压力p2为：可见此值略大于