車磨復合機床尾架設計
車磨復合機床尾架設計,復合,機床,架設
北京信息科技大學
畢業(yè)設計（論文）
題 目： 車磨復合機床尾架設計
學 院： 機電工程學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學生姓名： 范廣宇 班級/學號 2011010149
指導老師/督導老師： 彭寶營
起止時間：2015年2月25日 至2015年 6月14日
摘 要
在國內的機械加工設備的數(shù)控機床中，有很多是由普通機床改造而來。這類機床的尾架往往是需要手動夾緊，手動進給，這種情況降低了生產(chǎn)效率，拖慢了數(shù)控機床的加工精度與加工速度，這已經(jīng)越來越制約著當今工業(yè)的發(fā)展。如果能實現(xiàn)尾架的自動化進給與自動夾緊，生產(chǎn)效率會大幅提高，能創(chuàng)造更大的價值。因此，從車磨復合機床的尾架入手，實現(xiàn)尾架的自動化進給與液壓夾緊，并將之推廣至其他的機床尾架上，是十分必要的。
參考傳統(tǒng)的尾架原理及結構，本次設計了一種由液壓系統(tǒng)完成工件夾緊，電機驅動絲杠實現(xiàn)尾架進給的結構。本設計中，控制頂尖移動的液壓缸在尾架體內部，由尾架套筒、活塞和缸口蓋組成。這使得本設計中的尾架，不需要像一般的液壓尾架那樣，在尾架后部安裝頂緊油缸來推動頂尖。電機與蝸桿連接，蝸桿通過蝸輪使絲杠轉動，絲杠上的絲杠螺母隨著絲杠的轉動，沿絲杠軸向移動，帶動與其相連的尾架體，使尾架體能沿導軌運動。在設計出尾架結構的基礎上，通過分析尾架的工作原理，進一步完成尾架的總體設計。對尾架的關鍵部件進行設計計算，尤其是液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算。完成二維裝配圖，建立三維模型。對尾架的關鍵零件進行剛度分析，確保設計滿足要求。
本次設計的尾架，具有結構緊湊，成本低，易維護，使用方便，工作效率高等優(yōu)點。本次的課題研究，我的預期目標是，在機床加工過程中，使用本課題所設計的尾架可以實現(xiàn)勞動強度的降低，機械化和自動化水平的提高，生產(chǎn)效率的提高和生產(chǎn)成本的降低，讓機床更加經(jīng)濟、高效。
關鍵詞：尾架；結構設計；液壓系統(tǒng)
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Abstract
In CNC machining tools in our country, there are many retrofitted from general-purpose machine tools .This type of machine tool's tail stock is often need to manually clamping, follow-up hand feed, and this situation reduces production efficiency, slows down the machining accuracy and machining speed of the NC machine tool , this situation is increasingly restricting the development of the industry today. If we can achieve the automatic feeding and automatic clamping, production efficiency will be greatly improved and we can create great value . So, starting from the tail stock of the turning and grinding machine tools, achieve the automatic feeding and automatic clamping, it is quite necessary.
Reference to the traditional structure of the tail stock,I design a structure, its hydraulic system complete the clamping, motor drive screw to achieve the feed of the tail stock.In this design, the hydraulic cylinder which controls core clamper’s movement,is inside the tail stock,and composed of sleeve, piston and cylinder cover.This design make the tail stock that designed by me ,is different from normal hydraulic tail stock ,it don’t need to install a cylinder at the back of tail stock for moving the core clamper.The motor is connected with the worm,and the worm rotates the lead screw through its connection with worm wheel,then the screw nut moves along the lead screw’s axis with the screw’s rotation,drive the tail stock’s body that connected with it to move along the lead rail.On the basis of designing the structure of the tail stock, the total design of the tail stock is finished by analyzing the working principle of the tail stock. The key parts of the tail stock are calculated, especially the parameters of the hydraulic system. Complete 2D assembly drawing, 3D models.Making stiffness analysis of the key parts of the tail stock to ensure the design meets the requirements.
My design of the tail stock has many advantages, such as the compact structure, low cost, easy maintenance, easy to use and high efficiency . Therefore, the expected results of this subject are improving the mechanization and automation level, increasing production efficiency , reduce labor intensity and production costs by using the tail stock designed by me in processing.
Key words：Tail stock；Structure design；Hydraulic system
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目 錄
摘 要 I
Abstract II
第一章 概述 1
1.1 課題背景和研究意義 1
1.2 發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.3 具體的工作內容 3
第二章 車磨復合機床尾架總體方案設計 4
2.1 車磨復合機床尾架的總體方案設計 4
2.1.1 基本組成 4
2.1.2 結構圖 4
2.2 液壓尾架的液壓系統(tǒng)方案設計 5
2.2.1 液壓尾架的基本結構和工作原理 5
2.2.2 回路設計 6
2.3 液壓尾架的進給傳動系統(tǒng)設計方案 7
第三章 液壓尾架關鍵結構設計計算 8
3.1 尾架液壓系統(tǒng)設計 8
3.1.1 液壓系統(tǒng)壓力 8
3.1.2頂尖軸向力 8
3.1.3液壓油缸計算 10
3.2液壓泵的設計 11
3.2.1液壓泵工作壓力的確定 11
3.2.2液壓泵流量、型號的確定 12
3.2.3液壓泵驅動電機功率的確定 13
3.3液壓元件的選擇 14
3.3.1油管及管接頭 14
3.3.2 過濾器的選擇 15
3.3.3 油箱的選擇 15
3.3.4油箱容積的確定 16
3.4 液壓系統(tǒng)的性能驗算 16
3.4.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 16
3.4.2液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算 17
3.5 進給系統(tǒng)的設計 19
3.5.1主要約束條件 19
3.5.2 絲杠結構設計 19
3.5.3 蝸輪蝸桿結構設計 20
3.5.4 軸承選擇 21
3.5.5 電機性能驗算 23
第四章 三維建模 25
4.1 三維總裝配圖 25
4.2 三維爆炸圖 25
4.2 關鍵零件三維模型 27
第五章 關鍵零件的剛度分析 29
5.1 活塞的靜剛度檢測 29
5.2 尾架套筒的靜剛度檢測 29
第六章 總結與展望 30
6.1 研究結果總結 30
6.2 展望 30
結束語 31
參考文獻 32
1
第1章 概述
當今，各類型機床的發(fā)展為我國的制造業(yè)的進步做出了卓越的貢獻，而作為機床的關鍵部件——尾架的發(fā)展也就有了更加深刻的意義。本章將本課題的背景進行了簡述，詳細闡述了液壓尾架對于提高機床性能的重要意義。對尾架的結構和運動原理進行分析，并簡要描述了本課題的具體工作內容。
1.1 課題背景和研究意義
為了提高機床的生產(chǎn)加工效率，需要將自動化技術用于機床上。自動化就是在無人直接干涉或干涉很少的情況下，機械設備實現(xiàn)預期的目標的過程。自動化技術廣泛用于許多領域，這是因為自動化技術具有能夠減少人們的體力勞動，避開危險的環(huán)境，提高效率等諸多優(yōu)點。液壓自動化技術便是自動化技術的分支，將液壓自動化技術運用到車磨復合機床，設計出高效的尾架，能夠明顯減小工人的工作強度，顯著提高加工質量和加工效率。
目前，由于國情限制，在我國大部分的機床上所使用的尾架都還是需要工人手動操作的普通尾架。在普通的尾架上，將工件定位、夾緊后，需要手動完成頂緊動作。這樣子的工作效率比較低，工作時要不停的重復頂緊的操作，加重了勞動強度，不能滿足高效高質量的加工需求。而對于本課題所研究的液壓尾架的頂緊，它的松開動作是由液壓系統(tǒng)控制的，不需要手工操作，幾秒鐘的時間即可完成原本幾十秒的操作，并且通過液壓控制系統(tǒng)，很容易實現(xiàn)快進、工進、快退等功能，準確度、適用性都很高。
此外，由于加工的工件往往長度不同（如圖1所示），需要機床的尾架能沿導軌方向直線運動，以便夾緊工件，而依靠手動操作來使尾架移動的工作效率很低，位置精度低，因此使用電機來驅動尾架也是有意義的。
圖1 不同工件的長度有較大區(qū)別
在國內的機械加工設備的數(shù)控機床中，有很多是由普通機床改造而來。這類機床的尾架往往是需要手動夾緊，手動進給，這種情況降低了生產(chǎn)效率，拖慢了數(shù)控機床的加工精度與加工速度，這已經(jīng)越來越制約著當今工業(yè)的發(fā)展。如果能實現(xiàn)尾架的自動化進給與自動夾緊，生產(chǎn)效率會大幅提高，能創(chuàng)造更大的價值。因此，從車磨復合機床的尾架入手，實現(xiàn)尾架的自動化進給與液壓夾緊，并將之推廣至其他的機床尾架上，是十分必要的。
1.2 發(fā)展現(xiàn)狀
目前，國外的機床相關技術基本都比國內先進，而在機床的尾架方面，國外普遍是由液壓系統(tǒng)控制頂尖頂緊工件，也有一部分采用氣壓系統(tǒng)，同時尾架在導軌上的移動都是由電動傳動系統(tǒng)或液壓、氣壓系統(tǒng)配合控制程序來實現(xiàn)，很少需要手動操作。而國內很多廠家的尾架都還是手動控制頂緊，手動控制尾架在導軌上移動，而能夠制造與國外產(chǎn)品相似水平的產(chǎn)品的廠家，其生產(chǎn)成本通常較高，售價也因此提高，而質量又比不過國外產(chǎn)品，導致在于國外產(chǎn)品競爭時，競爭力不夠強。
目前國內機床尾架，主要是手動尾架和液壓尾架。國內較少使用氣壓尾架，因為氣壓尾架氣缸的移動速度受到外負載數(shù)值的變化的影響比較大，還有輸出動力小,工作壓力低 排氣噪音大等等缺點，而液壓尾架可以達到很高的壓力，工作平穩(wěn)可靠，使液壓尾架的應用比氣壓尾架廣泛得多。
機床的液壓尾架及其控制裝置有手動、自動（電動、液壓驅動等）兩種，手動液壓尾架需要靠手工操作來移動尾架，只有頂緊的動作是由液壓系統(tǒng)完成，效率比較低。操作較繁瑣，故自動液壓尾架正逐漸取代前者的位置。
本課題研究從車磨復合機床入手，而車磨復合機床經(jīng)常用于加工凸輪軸。對于凸輪軸這樣的軸類零件，有兩種裝夾的方法，一種是兩頂尖裝夾，另一種是一夾一頂尖裝夾。對兩種方法做比較，前者的優(yōu)點是：工件的定位精度高；三基準（定位基準、設計基準和測量基準）重合；在加工同一個工件時，定位精度不變，從而保證加工質量；缺點是承受切削力小，對提高切削用量帶來困難。后一種方法的優(yōu)點是能承受較大的進給力，裝夾剛性好；缺點是加工精度不高。
對于普通尾架，需要手動操作尾架后端的手輪，依靠螺紋螺桿結構帶動頂尖，以頂緊工件，實現(xiàn)工件的定位，之后要扳動手柄實現(xiàn)鎖緊，這些手動操作大大降低了工作效率，手動操作的精度也比較低，使加工質量較低。為了提高效率、精度、加工質量，便采用液壓尾架。在液壓尾架上，頂尖頂緊工件靠的不是手輪轉動驅動螺紋螺桿結構，而是液壓系統(tǒng)的加壓。目前應用較廣的液壓尾架結構如圖2所示。該結構中，旋轉手輪的功能由頂緊油缸所實現(xiàn)，鎖緊扳手的功能由鎖緊油缸實現(xiàn)。尾架工作時，頂緊油缸加壓，推動尾架套筒移動，同時帶動行程開關一起移動，到達特定位置后，行程開關接通，于是頂緊油缸保壓。與原來螺紋螺桿結構相比，這種結構頂緊快，效率高，頂緊力可控。
但是，在本課題研究的車磨復合機床上，這種尾架的結構較復雜，控制系統(tǒng)也比較復雜，成本相對較高，對于車磨復合機床不太實用，另外，頂緊力易受影響，不穩(wěn)定。為了克服以上不足，滿足本課題中車磨復合機床的實用要求，需要設計一種更加適合車磨復合機床的液壓尾架。
圖2 常見液壓尾架的結構
1.3 具體的工作內容
本課題主要是分析研究車磨復合機床的尾架的結構、功能、工作原理，設計方案令尾架能夠通過電動機實現(xiàn)自動化進給、設計實現(xiàn)車磨復合機床尾架夾緊系統(tǒng)及支座設計。
具體做到：
（1） 根據(jù)題目的設計要求和已給定參數(shù)，確定車磨復合機床尾架功能，進行總體方案設計及參數(shù)計算，確定尾架沿導軌運動進給的行程范圍、尾架液壓夾緊部分對工件施加的力的大小等具體設計時所需的參數(shù)；
(2) 根據(jù)尾架行程范圍、液壓夾緊部分施加力等參數(shù)，選擇電機型號、液壓泵型號，設計尾架運動進給部分的傳動結構，設計液壓系統(tǒng)結構，設計尾架支座結構，計算確定設計方案中的標準件的規(guī)格、非標準件的各項參數(shù)，進行校核計算，完成車磨復合機床尾架運動進給、工件頂緊、尾架支撐等設計；
(3)完善總體設計方案，繪制總體方案圖紙、工程圖，包括實驗平臺二維圖紙和三維模型圖紙；
(4)完成中英文摘要，開題報告、調研報告以及設計說明書。
第二章 車磨復合機床尾架總體方案設計
液壓尾架的作用是固定軸類零件，是車磨復合機床的重要部件。在加工軸類零件的時候，除了用卡盤夾住一端外，還需要液壓尾架的頂尖將工件的另一端頂緊，因此液壓尾架同時具有定位夾緊代加工工件和輔助支撐的功能。本課題研究中，設計的液壓尾架采用的是整體式結構，液壓缸不在尾架外部，而是在尾架內部，由套筒、活塞、缸口蓋等組成，其夾緊與松開，都是靠液壓系統(tǒng)的加壓、失壓來控制。之所以使用液壓控制，是因為其具有沖擊小，對零件的損害小，抗震性好，精度高等優(yōu)點。此外，本課題中的液壓尾架，是通過絲杠來帶動、絲杠通過蝸輪蝸桿與電機連接，靠電機驅動。
2.1 車磨復合機床尾架的總體方案設計
本課題的車磨復合機床的尾架，主要有幾個部分組成: 控制頂尖動作的液壓系統(tǒng)；尾架體自身機械結構；控制尾架體在導軌上的運動的進給系統(tǒng)，如圖2.1所示。
圖2.1 尾架的基本組成部分
2.1.1 基本組成
液壓系統(tǒng)：主要零件是液壓泵驅動電機、液壓泵、各個閥類零件、液壓缸等。通過加壓是頂尖頂緊，失壓是頂尖放松，其液壓缸部分在尾座體內部。
尾座體：主要零件是套筒、活塞、頂尖、端蓋、尾架主箱體等，安裝在導軌上，沿導軌運動。尾座體可以看作是液壓系統(tǒng)和進給系統(tǒng)的交界處，其組成零件中，有些同時也是液壓系統(tǒng)或進給系統(tǒng)的組成部分。
進給系統(tǒng)：主要零件是電動機、蝸輪蝸桿、絲杠、絲杠螺母等，控制尾架的主體在導軌上的運動。
2.1.2 結構圖
確定了基本的組成，便可對結構的方案進行設計。結構的方案見圖2.2
圖2.2二維結構圖
2.2 液壓尾架的液壓系統(tǒng)方案設計
2.2.1 液壓尾架的基本結構和工作原理
大部分車磨復合機床床上所用的尾架都還是老式的手動尾架，或者結構較復雜的液壓尾架。手動尾架效率低，勞動強度大，一般的液壓尾架仍需手動操作來使尾架在導軌上運動，且結構復雜，占據(jù)較多空間，在本課題研究的車磨復合機床上，需要設計更適合車磨復合機床的液壓尾架來滿足需求。為了克服普通尾架的不足，滿足本課題中車磨復合機床的實用要求，需對尾架進行液壓系統(tǒng)的設計。
圖2.3 常見的普通手動尾架
圖2.4車床尾架液壓部分結構簡圖
本課題設計的結構如圖 2.4 所示。尾架的頂尖為莫氏頂尖，這種頂尖自身的結構特點使其能夠卡緊在尾架上，且不會在工作時有松動、轉動等狀況。為了避免套筒在工作的時候轉動進而影響精度，在尾架體上設計了螺紋孔，而套筒上設計了滑鍵槽，組裝時把螺栓通過螺紋孔伸入滑鍵槽，這樣就能起到導向的作用，避免尾架套筒在工作的時候轉動，保證精度。
本課題所設計的這種結構，最大的特點就是取消了普通尾架上的螺紋螺桿結構，把尾架套筒設計為液壓缸，活塞直接與套筒組裝起來，不需要依靠額外的頂緊油缸，即可推動尾架套筒實現(xiàn)頂緊。這樣就能夠縮小機床尾架的總體尺寸，使得機床尾架的結構更加的緊湊。車磨復合機床是用來加工一種或一類零件，尾架的位置基本是不需要調整的，所以在改進的尾架中省去鎖緊油缸，而保留普通尾架的鎖緊扳手鎖緊機構，這種改進可以簡化液壓控制系統(tǒng)，從而減小成本。
活塞與套筒組合而成的液壓缸結構，是本設計中最主要的功能結構，其中的活塞的結構如圖 2.5 所示?；钊c尾架后蓋連接，固定在后蓋上，而后蓋又與尾架體連接固定，這使活塞在工作時位置固定不動。沿活塞的軸向，有兩條油路，當需要推動尾架套筒時，系統(tǒng)加壓，油從油路1進入液壓缸，從油路2離開，活塞不動，套筒被液壓油推動，帶動頂尖完成頂緊動作；松開工件時油路2進油，油路1回油套筒縮回，頂尖松開。
圖2.5 油缸活塞
2.2.2 回路設計
尾架頂尖要完成頂緊與松開兩個動作，其中還要保壓以持續(xù)頂緊工件。如圖2.6所示。
圖2.6 液壓缸運動時序圖
可以看出，動作很簡單，且系統(tǒng)的流量、功率、壓力都不大，所以供油源可由油泵和溢流閥、單向閥組成，由于沒有高的調速要求，可采用節(jié)流閥組成調速回路，以滿足頂尖運動速度的控制，換向閥可用三位四通電磁換向閥換向。可組成如圖 2.7所示的液壓系統(tǒng).
圖2.7 液壓系統(tǒng)原理圖
2.3 液壓尾架的進給傳動系統(tǒng)設計方案
如圖2.8、圖2.9、圖2.10所示，電動機通過聯(lián)軸器與蝸桿連接，將動力輸入，蝸桿又將力傳給與其連接的蝸輪，蝸輪與絲杠有鍵連接，蝸輪轉動則絲杠以同樣轉速轉動。絲杠轉動后，絲杠螺母沿絲杠的軸向移動，帶動與絲杠螺母連接的尾架體，使尾架實現(xiàn)導軌上的運動。
圖2.8 圖2.9
圖2.10
為了不讓絲杠和蝸桿損壞，必須在這兩個零件上安裝軸承及與軸承配合的墊圈。為了方便安裝，放置蝸輪蝸桿等零件的箱體上方、下方應當打通，安裝完零件后在上方安裝一個箱蓋。箱體本身固定在機架上。
第三章 液壓尾架關鍵結構設計計算
完成了液壓尾架的總體方案設計，就需要對液壓缸的結構進行設計，設計液壓系統(tǒng)，設計尾架體進給系統(tǒng)。
3.1 尾架液壓系統(tǒng)設計
3.1.1 液壓系統(tǒng)壓力
根據(jù)最大總負載力，可以初步判斷液壓缸的工作壓力。除了最大總負載力之外，還需要仔細考慮以下的因素： (1)各類機械設備的不同結構特點和不同的使用場合 (2)經(jīng)濟因素和重量因素，具體為壓力低，則元件尺寸大，較重；壓力高，則元件尺寸小，重量輕，同時元件的制造精度，密封性能要求高，元件加工成本較高。 液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式：一是根據(jù)機械類型選；二是根據(jù)切削負載選。下面兩個表格為負載、機械類型分別與工作壓力的關系表。
表3.1 負載與工作壓力的關系表
負載F/kN
<5
5～8
10～20
20～30
30-50
>50
工作壓力p/Mpa
<0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
>5～7
表3.2 機械類型與工作壓力的關系表
機床類型
磨床
車床銑床
龍門刨床
拉床
組合機床
工作壓力p/Mpa
≤2
2～4
≤8
8～10
3～5
本課題中，負載小于10KN,機床為車磨復合機床。所以根據(jù)表3.1與3.2，選定液壓尾架的工作壓力為：2Mpa
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3.1.2頂尖軸向力
頂尖所受到的軸向力主要是來自于兩個部分：第一部分，是工件的自身所受重力對頂尖施加的軸向分力；而第二部分，來自于工件在切削時，刀具對工件的切削力，這個切削力將會在軸向產(chǎn)生一個分力。因此這兩個力的和就是頂尖所受的軸向力。
（1）工件重力產(chǎn)生的分力
為了便于計算，忽略工件尺寸，只考慮工件最大重量，將卡盤簡化為簡支梁，對頂尖受工件作用力作分析，如圖3.1所示。
圖3.1 尾架頂尖受力分析圖
因此尾架負重為
（3-1）
式中：G為工件所受的重力，取最大加工工件的重量60kg ；
a為頂針與工件之間的夾角，取60o。
代入公式得：
（2）切削力的計算
根據(jù)車磨復合機床的設計情況，以加工45#鋼為例，分別計算在車削、磨削時的最大切削力，為機床設計、分析提供基礎。車削力、磨削力受力分解如圖3.2所示。
圖3.2 切削力受力分解
在車削加工中，主切削力計算公式如式 (3-2)所示：
（3-2）
式中：p為單位切削力（kgf / mm2），取p=270 kgf / mm2
a為切削深度（mm），取a=3mm；
f 為進給量（mm / r），取f=0.3 mm / r；
v為車削速度（mm / r），取v=100 m / min；
通過上述參數(shù)，選取
KfFz=1.0, KvFz=1.0, KγFz=1.0, KKFz=1.0, Kbγ1Fz=1.08, KλFz=1.0,KrFz=1.0,KvBFz=1.03,
將以上參數(shù)帶入式（3-2）,得到了切向切削力：
Fz = 2650N。
由于：Fy / Fz= 0.35～0.5， Fx / Fz= 0.35～0.5，選取：
Fy / Fz= 0.5，F(xiàn)x / Fz=0.5；
所以，F(xiàn)y=0.5Fz=1325N，F(xiàn)x=0.5Fz=1325N。
然后對磨削加工力進行計算。
切向磨削力計算公式如式（3-3）所示。
（3-3）
式中：N—磨削功率（kw），取砂輪電主軸變頻器驅動功率的最大值20KW；
Vs—砂輪圓周速度（m/s）。取CBN砂輪線速度Vs =120 m/s；
代入式（3-3），臨界切向磨削力Fz=170N。徑向磨削力計算如式（3-4）所示。
（3-4）
說明其在軸向上無分力
通過前面的計算，可知尾架所受最大軸向力為：
3.1.3液壓油缸計算
由前面的計算，可得到尾架的最大軸向力為，即液壓油缸所受的外作用力為,而工作壓力已知，為2，也就是頂尖頂緊工件時的液壓壓力為2，此時背壓取0.5。
則液壓油缸的內徑為：
（3-5）
式（3-5）中，D:油缸內徑；
：輸出力；
：液壓系統(tǒng)輸出壓力；
：液壓系統(tǒng)背壓；
將以上數(shù)據(jù)帶入公式可得，液壓油缸的直徑為：
圓整，選取液壓油缸的，。
得出活塞桿的活塞部分直徑。
參考背壓值見表3.3所示，由于本液壓系統(tǒng)的回油路上有節(jié)流閥，故取=0.5。
表3.3 液壓缸背壓參考
系統(tǒng)類型
背壓
回油路上有節(jié)流閥的調速系統(tǒng)
2-5
回油路上有調速閥的調速系統(tǒng)
5-8
回油路上裝有背壓閥
5-15
帶補油泵的閉式回路
8-15
3.2液壓泵的設計
3.2.1液壓泵工作壓力的確定
液壓泵在實際工作時，其輸出壓力便是它的工作壓力，符號為。工作壓力與液壓泵流量沒有關系，取決于外負載和油路壓力損失。
液壓泵工作壓力計算公式：
（3-6）
最高工作壓力是，在本系統(tǒng)中工作壓力為，安全系數(shù)取1.5，則。
是總的管路壓力損失。由系統(tǒng)圖，取∑。 液壓系統(tǒng)壓力損失表見表3.4。
表3.4 液壓系統(tǒng)元件壓力損失表
元件名稱
額定壓力損失
單向閥
電磁閥
調速閥
故液壓泵工作壓力為
當系統(tǒng)壓力p<21,選用齒輪泵或葉片泵；p>21,選用柱塞泵，所以排除柱塞泵。
3.2.2液壓泵流量、型號的確定
液壓泵流量滿足，液壓系統(tǒng)的最大流量發(fā)生在頂尖頂緊工件的過程中，取尾架套筒被液壓油推動的最大速度為v＝0.5m/s。
（3-7）
式中：D為液壓缸的直徑；
v為液壓的速度。
代入數(shù)據(jù)則有：
取泄漏系數(shù)K為1.2，求得液壓泵流量：
一般來說，不同類型的液壓泵，其性能特點、結構、工作方式或多或少會有區(qū)別，因此應根據(jù)實際需求來選擇合適的液壓泵。齒輪泵、葉片泵適用于負載小、功率小的機械設備中；螺桿泵、葉片泵適合磨床這類精度較高的機械設備；柱塞泵適合龍門刨床這一類的高負載、大功率的機械設備；齒輪泵也常用于機床輔助裝置中的送料之類的不太重要的液壓系統(tǒng)。
根據(jù)本課題的實際情況，車磨復合機床精度較高、負載和功率都不算大，因此本系統(tǒng)選擇雙作用式葉片泵。查閱相關的液壓泵選型手冊，選擇YYB1-AB36/60B型雙聯(lián)葉片泵，泵額定流量為。
液壓泵的性能參數(shù)與比較見表3.5，可對照該表選取液壓泵的類型。
表3.5各類液壓泵的性能比較
齒輪泵
單作用式葉片泵
雙作用式葉片泵
軸向柱塞泵
徑向柱塞泵
排量范圍/(mL/r)
0.3-650
1-320
0.5-480
0.2-3600
20-720
轉速范圍/(r/min)
300-7000
500-2000
500-4000
600-6000
700-1800
容積效率（%）
70-95
85-92
80-94
88-93
80-90
總效率（%）
63-87
71-85
65-82
81-88
81-83
功率質量比/(kW/kg)
中
小
中
大
小
噪聲
稍高
中
中
大
中
耐污能力
中等
中
中
大
中
價格
最低
中
中低
高
高
3.2.3液壓泵驅動電機功率的確定
本課題的液壓系統(tǒng)中，液壓泵的工作壓力為P1＝3.8，液壓泵流量q=53.9,液壓泵的總效率?。?.8，則液壓泵所需的驅動功率為：
(3-8)
式中：p為液壓系統(tǒng)的壓力，其最大工作壓力為3.8Mpa
為系統(tǒng)效率，=0.8
q為泵的流量，q=53.9L/min
代入公式得：
驗算其他工況時，液壓泵的驅動功率均小于或近于此值。查產(chǎn)品樣本，選用的電動機。
3.3液壓元件的選擇
3.3.1油管及管接頭
液壓系統(tǒng)的油管，一般是金屬管和軟管。本課題中的液壓系統(tǒng)，有部件需要運動，又沒有對金屬管的需求，故使用軟管來連接、通油。
油管與油管、油管與液壓元件之間的連接依靠管接頭，管接頭有連接穩(wěn)固性、密封性，裝配性、工藝性、尺寸大小、通油能力等性能指標，尤其是密封性是影響系統(tǒng)液壓油外泄程度的重要因素。各類別管接頭的比較如表3.6。
表3.6 常用管接頭的性能特點比較
類型
特點
應用
許用壓力/MPa
擴口式
成本低、易加工
薄壁鋼管、銅管、尼龍管和塑料管之間的連接
焊接式
易加工、耐高壓、抗振好、密封性好
厚壁鋼管的連接
卡套式
抗震性好、可靠性好、拆裝方便
適用范圍廣，一般都可用
扣壓式
需要專用設備制造
軟管連接
快換式
無需工具即可快速連接或斷開
需要經(jīng)常拆裝的液壓管路
由于壓力為3.8MPa，選用普通塑料軟管，無特殊要求，因此選擇擴口式管接頭即可。
3.3.2 過濾器的選擇
在液壓系統(tǒng)中，系統(tǒng)內部會形成污染物，外界污染物也會侵入系統(tǒng)，油液中的污染物會加快元件的磨損速度，卡死閥芯，堵塞油路，使元件失效，導致液壓系統(tǒng)故障，對液壓系統(tǒng)和尾架，乃至機床整體的性能產(chǎn)生不利影響，因此必須處理污染物還有雜質。凈化油液的最常用的方法就是安裝過濾器。
過濾器按照過濾精度可分為四級：
粗過濾器
普通過濾器
精過濾器
特精過濾器
過濾精度只要取決于系統(tǒng)的壓力。表3.7所示為過濾精度推薦值。
表3.7 過濾精度推薦值
系統(tǒng)類型
潤滑系統(tǒng)
傳動系統(tǒng)
伺服系統(tǒng)
壓力p/
過濾精度/
25-50
由于本系統(tǒng)壓力為3.8，小于14，查表可知過濾精度為25～50mm，選用普通過濾器。
普通網(wǎng)式過濾器的壓力損失比較小，清潔方便，通油性能好，一般用在液壓泵的吸油口，這些特點都符合本系統(tǒng)要求，所以選用普通網(wǎng)式過濾器。
3.3.3 油箱的選擇
油箱的基本作用是存儲液壓油，另外還有著讓液壓油散熱、放出液壓油中的氣體以及讓液壓油中的雜質沉淀的作用。油箱分為兩種，分別是開式油箱、閉式油箱。
（1）在開式的油箱之中，液壓油的自由液面與空氣接觸，開式油箱廣泛用于多種設備，應用范圍很廣。開式油箱又有整體式和分離式這兩種類別。整體式油箱的油箱就是機床的底座內部腔室，這種設計結構緊湊，容易回收泄漏的液壓油，但是設計難度、制造難度、機床整體結構的復雜性都大大增加，而且不易修理，散熱差，機床上的零件容易發(fā)生熱變形。分離式油箱獨立放置在機械設備外部，與設備主體分開，油箱的散熱對設備主體的精度影響小，因此分離式油箱的使用更加廣泛，尤其是在較為精密的設備上大多采用分離式油箱。
（2） 閉式油箱完全封閉，油箱中的油液與大氣是隔絕的，工作時，空氣壓縮機將空氣壓入充氣罐，空氣再從充氣罐經(jīng)過過濾、干燥、降壓后進入油箱，使油箱內的液面壓力比外部正常氣壓高，進而改善液壓泵的吸油性能、減少氣蝕的發(fā)生、降低工作噪聲。閉式油箱大多應用于水下設備、交通工具等對油箱要求較高的場合。
由于本課題中，液壓系統(tǒng)用于車磨復合機床的尾架，所以選擇開式油箱；又因為整體式油箱設的計、制造復雜，不易維修，散熱差，故采用分離式。綜上所述，該液壓系統(tǒng)所選用的油箱為開式、分離式油箱。
3.3.4油箱容積的確定
為了有更好的散熱性能、沉淀雜質性能，油箱需要較大的容積，但容積大也使油箱的體積較大，質量大，增加成本、占據(jù)較多空間。因此油箱的容積需要通過計算來得到一個合適的數(shù)值。
在通常情況下，通過液壓泵的額定流量，可以通過經(jīng)驗公式估算有效容積。
對于機床的估算公式為：
（3-9）
式中 V為油箱的有效容積，單位為；
為經(jīng)驗數(shù)字，根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力環(huán)境確定。低壓系統(tǒng)=2～4，中壓系統(tǒng)=5～7，高壓系統(tǒng)=10～12；
為液壓泵的額定流量，單位為。
上面已經(jīng)計算出=4,流量為，代入公式，得油箱的有效容積
油箱的選定應符合JB/T 7938-201《液壓泵站 油箱 公稱容積系列》的規(guī)定，選取為
250L
3.4 液壓系統(tǒng)的性能驗算
在完成了對液壓系統(tǒng)的設計計算后，應當驗算液壓系統(tǒng)的技術性能，從而判斷設計是否符合要求、質量是否過關。
3.4.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗算
為了確定液壓泵的工作壓力即液壓系統(tǒng)的調整壓力，需要對液壓系統(tǒng)壓力損失進行驗算。確定了液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件的工作壓力后，就可依照液壓系統(tǒng)的管路的壓力損失來計算液壓系統(tǒng)的調整壓力。本課題所設計的液壓系統(tǒng)中，選用的閥類元件有節(jié)流調速閥、三位四通電磁閥、單向閥。
系統(tǒng)總壓力損失：
（3-10）
式中 ---管路的沿程壓力損失；
---局部壓力損失。
油路壓力損失經(jīng)驗值見下表3.8所示。
表3.8 油路壓力損失經(jīng)驗值
系統(tǒng)結構情況
總壓力損失
一般節(jié)流調速及管路間單的系統(tǒng)?
進油路有調速閥及管路復雜的系統(tǒng)
本液壓系統(tǒng)取最大值：1.5MPa,則=1.5.
局部壓力損失，在本論文中的《3.2.1液壓泵工作壓力》這一章節(jié)中已經(jīng)確定,=0.8。那么將、代入公式（3-10）得到
為了保證液壓系統(tǒng)的穩(wěn)定性與安全，應該有一定的壓力儲備，若通過計算得到的液壓系統(tǒng)調整壓力大于液壓泵額定壓力的3/4，則需要重新對調整壓力進行計算。
前面已計算液壓泵的工作壓力。
所以液壓系統(tǒng)壓力損失在允許范圍之內。
3.4.2液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算
在工作的時候，液壓系統(tǒng)中的液壓泵以及執(zhí)行元件，都會發(fā)生容積損失和機械損失的情況，液壓油通過管路還有各個閥的時候也會要產(chǎn)生壓力損失和泄露。這些損失所消耗的能量都轉化為熱能，使液壓油的溫度提升。在液壓系統(tǒng)工作了一段連續(xù)的較長的時間后，液壓系統(tǒng)達到熱平衡，因各種損失所產(chǎn)生的熱量與整個液壓系統(tǒng)散發(fā)到空氣中的熱量相等，之后溫度保持，不再繼續(xù)提升。液壓系統(tǒng)的最高允許油溫在不同的工作環(huán)境、工作狀況下是不同的，要驗算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升，需要算出液壓系統(tǒng)的實際油溫，倘若算出來的實際油溫比最高允許油溫小，則液壓系統(tǒng)符合設計需求。
系統(tǒng)在單位時間的發(fā)熱量為
（3-11）
式中 為液壓泵的輸入功率；
為系統(tǒng)的輸出功率。
油箱單位時間的散熱量為
(3-12)
式中 A—為油箱散熱面積（）；
—為系統(tǒng)升溫，(℃)；
—系統(tǒng)達到熱平衡時的油溫（℃）；
—為環(huán)境溫度即工作場地溫度取27℃；
—為油箱散熱系數(shù)（），當自然冷卻、散熱條件比較差時,=()；自然冷卻、散熱條件比較好時，；當采用專門的冷卻器時，。
液壓系統(tǒng)系統(tǒng)達到熱平衡時，，即
(3-13)
如果油箱三個邊長的比例在1:1:1到1:2:3范圍內，且油面高度為油箱高度的80%，其散熱面積近似為
(3-14)
式中 為油箱有效面積（L）。
為液壓泵的輸入功率即為電機功率，=0.55kW，
將、代入式（3-11）得
。
因為油箱容積，將其代入公式（3-14）得
。
根據(jù)本液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境，取油箱散熱系數(shù)。 有：
時，
將計算得到的數(shù)據(jù)代入公式（3-13）得：
有溫升驗算公式
（3-15）
式中 為最高允許油溫，對于普通機床，=℃；對于進行粗加工的機械、=℃。
將、代入公式（3-15）得
故油溫在最高允許油溫范圍之內。
3.5 進給系統(tǒng)的設計
3.5.1主要約束條件
為了設計進給系統(tǒng)，應滿足設計要求，需要根據(jù)約束條件來設計。約束條件為：
1尾架電動移動有效距離300mm；
2尾架電動移動速度 100mm/s；
3活塞有效移動距離100mm；
4被加工工件最大長度1000 mm；
3.5.2 絲杠結構設計
先設計絲杠的公稱直徑。根據(jù)尾架的尺寸，初定絲杠公稱直徑為：24mm
然后初選電機為Y90L-2，該型電機的額定功率為2.2kW，其同步轉速為3000r/min，滿載轉速為2840r/min。
由于約束條件中，尾架移動速度為100mm/s，尾架電動移動有效距離為400mm，可知絲杠的有效螺紋長度為400mm，且尾架需要4s的時間完成最大有效移動。
為了運動合理，在電機與絲杠間用蝸輪蝸桿結構連接。設計蝸輪蝸桿的傳動比為i=7.5，則：
絲杠轉速=電機轉速/蝸輪蝸桿傳動比≈375r/min
所以，在3s的運動時間內，絲杠轉動了：
375/60 x 3 = 18.75 r
由此，可知絲杠的導程為：
300mm/18.75r=16mm
依照實際情況，將絲杠設計為雙頭、梯形螺紋。
查表GB/T 5796.3-2005，則絲桿在運動4s內轉動25轉，絲桿有效行程為300mm。螺紋為梯形螺紋，公稱直徑d=24，螺距P=8，為雙線螺紋，導程為2P=16.螺紋高度0.5P=4，間隙z =/2=2
然后依據(jù)總體尺寸機裝配關系，設計絲杠軸結構及詳細尺寸參數(shù)，如圖3.3所示。絲杠左側加工一小段螺紋用于安裝螺母，總而實現(xiàn)限位用途，避免尾架移動中發(fā)生絲杠脫離的情況。
圖3.3
3.5.3 蝸輪蝸桿結構設計
普通圓柱蝸桿蝸桿采用45鋼調質處理，則蝸輪可以采用灰鑄鐵HT200，與所選蝸桿配合可滿足運動要求。
在蝸桿-蝸輪傳動中，一般傳動比i=5~80。本課題中，蝸輪蝸桿傳動比為i= 7.5。
將參數(shù)列出：
電機n=2840r/min；
蝸桿n1=2840r/min；
蝸輪n2=375r/min；
蝸桿為主動i=n1/n2=Z2/Z1=u=7.5；
齒數(shù)比u=Z2/Z1=7.5；
根據(jù)《機械設計》表11-1，蝸桿頭數(shù)Z1與蝸輪的齒數(shù)Z2的薦用值取蝸桿頭數(shù)Z1=4，則蝸輪齒數(shù)Z2=30。
通過標準GB/ T 10085-1988選取中心距a=40mm，模數(shù)m=2，i=7.5，分度圓直徑d1=20mm，蝸桿頭數(shù)Z1=4，蝸輪齒數(shù)Z2=30，變位系數(shù)X2=0則不需要變位，不自鎖；分度圓導程角γ=19°39’14',則直徑系數(shù)q=10，軸向齒距Pa=6.283mm，齒頂圓直徑da1?=23.2，齒根圓直徑df1=16.16。
最后得到蝸桿最終參數(shù)：
傳動比i=7.5，蝸桿為主動桿，齒數(shù)比u=i=7.5.壓力角20°
模數(shù)m=2，蝸桿直徑系數(shù)q=10，蝸桿分度圓直徑=20，蝸桿頭數(shù)=4，齒頂圓直徑為24mm，齒根圓直徑為15.2mm；
故導程角為：
中心距為：=40mm
通過表11-3及表11-4公式計算得蝸桿、蝸輪數(shù)據(jù)如下：(長度單位/mm）
中心距a=40mm 蝸桿頭數(shù)Z1=4
齒形角α=20o 模數(shù)m=2 傳動比i=7.5
齒數(shù)比u=7.5 蝸桿直徑系數(shù)q=10
蝸桿軸向齒距Pa=πm=6.283 蝸桿導程Pz=πmZ1=25.12 ha*=1
蝸桿分度圓直徑d1=mq=20 蝸桿齒頂圓直徑da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=24
蝸桿齒根圓直徑df1=d1-2(ha*m+c)=15.2
頂隙c=c*m=0.4 c*=0.2
漸開線蝸桿基圓導程角（γb) cosγb=cosγcosαn=0.935 得γb=20.77o
蝸桿導程角γ=5o42'38''=5.71o
蝸桿齒頂高ha1=h*m=1/2(da1-d1)=2
蝸桿齒根高hf1=(ha*+c*)m=1/2(d1-df1)=2.4
蝸桿齒高h1=ha1+hf1=1/2(da1-df1)=4.4
漸開線蝸桿基圓直徑db1=d1·tanγ/tanγb=mZ/tanγb=10.547
蝸桿軸向齒厚sa=1/2·πm=3.14
蝸桿法向齒厚sn=sacosγ=3.12
蝸桿節(jié)圓直徑d1'=d1+2X2m=m(q+2X2)=20
蝸桿齒寬b1>=(11+0.06Z2)m=(11+0.06x30)x2=25.6
蝸輪齒數(shù)Z2=30 蝸輪變位系數(shù)X2=0
蝸輪分度圓直徑d2=mZ2=2a-d1-2X2m=60
蝸輪喉圓直徑da2=d2+2ha2=64
蝸輪齒頂高ha2=1/2(da2-d2)=m(ha*+X2)=2
蝸輪齒根高hf2=1/2(d2-df2)=m(ha*-X2+c*)=2.4
蝸輪齒根圓直徑df2=d2-2hf2=55.2
蝸輪齒高h2=ha2+hf2=1/2(da2-df2)=4.4
蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-1/2·da2=8
蝸輪寬度B<=0.75da1=0.75x24=18； B<=18
蝸輪頂圓直徑de2<=da2+2m=64+4=68； de2<=68
3.5.4 軸承選擇
為了確保軸類零件的正常工作，減少損耗，需要為其選擇合適的軸承，各種軸承的特性如下表3.9。
表3.9各種軸承的特性
軸承名稱
特點
調心球軸承
能夠負荷較小軸向力；能自動調心；內圈與外圈軸線的偏斜量應；不適用于負荷純軸向的載荷。
調心滾子軸承
與調心球軸承有相似的性能、特點，但徑向承載能力更大，內圈對外圈軸線偏斜量應。
推力調心滾子軸承
承受軸向、徑向聯(lián)合載荷，徑向載荷不得超過軸向載荷的55%；為保證正常工作，需要一定的軸向預載荷；軸圈對座圈軸線偏斜量。
圓錐滾子軸承
其外圈可分開，裝配時可以調節(jié)其游隙；能夠負荷徑向載荷還有軸向載荷；通常成對采用。
推力球軸承
高速時離心力大；小鋼珠和保持架間有磨擦，使得發(fā)熱比較明顯，對零件損耗較大，極限轉速很低；只能承受軸向載荷；加上軸向載荷從而避免鋼珠與滾道發(fā)生滑動；軸線垂直與軸承座的底面，同時軸線和載荷方向重合，確保鋼球載荷的平衡分布。
深溝球軸承
當量摩擦系數(shù)??；主要負荷徑向載荷，也可負荷小的軸向載荷；轉速很高的情況下，可已負荷純軸向載荷；內、外圈軸線偏斜量應，成本低、產(chǎn)量大。
角接觸球軸承
能在較高轉速下正常工作；承受軸向載荷的能力與接觸角有關，接觸角大的，承受軸向載荷的能力也高；能夠負荷徑向載荷及軸向載荷，也可以單獨負荷軸向載荷；這種軸承只能負荷單方向的軸向力，所以一般情況下成對使用。
圓柱滾子軸承
有較大的徑向承載能力；外圈可以分離，不能承受軸向載荷；滾子由內圈的擋邊軸向定位，工作時允許內、外圈有少量的軸向錯動；內外圈軸線的允許偏斜量非常?。?’-4’）；此類軸承還可以不帶外圈或內圈。
滾針軸承
在同樣的內徑條件下，與其他類型的軸承相比，其外徑最?。粌热蛲馊梢苑蛛x，工作室允許內、外圈有少量的軸向錯動；有較大的徑向承載能力；一般不帶保持架；摩擦系數(shù)較大。
帶頂絲外球面球軸承
內部結構與深溝球軸承相同，但外圈具有球形外表面，與帶有凹球面的軸承座相配能自動調心；常用緊定螺釘、偏心套或緊定套將軸承內圈固定在軸上；軸心線語序偏斜。
對照上面的表格，根據(jù)各軸受力情況和尺寸、分析選取軸承。
根據(jù)絲桿的設計，絲杠放置軸承位置的直徑為17mm，軸承主要承受徑向力和較小的軸向力，故選取深溝球軸承，查GB/T 276-1994，選擇軸承型號為6003。
同理，蝸桿的軸承放置位置的直徑為12mm，受力情況與絲杠類似，也選取深溝球軸承，則查標準GB/T 276-1994，選擇軸承型號為6001。
3.5.5 電機性能驗算
之前的計算結果是在確定電機后得到的，因此，需要對電機進行驗算，確保電機選擇的型號沒有問題
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