車磨復(fù)合機(jī)床尾架設(shè)計(jì)
車磨復(fù)合機(jī)床尾架設(shè)計(jì),復(fù)合,機(jī)床,架設(shè)
北京信息科技大學(xué)
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
題 目： 車磨復(fù)合機(jī)床尾架設(shè)計(jì)
學(xué) 院： 機(jī)電工程學(xué)院
專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名： 范廣宇 班級(jí)/學(xué)號(hào)機(jī)械1106/2011010149
指導(dǎo)老師/督導(dǎo)老師： 彭寶營(yíng)
起止時(shí)間：2015年2月25日 至2015年 6月14日
第一章
摘 要
在國(guó)內(nèi)的機(jī)械加工設(shè)備的數(shù)控機(jī)床中，有很多是由普通機(jī)床改造而來(lái)。這類機(jī)床的尾架往往是需要手動(dòng)夾緊，手動(dòng)進(jìn)給，這種情況降低了生產(chǎn)效率，拖慢了數(shù)控機(jī)床的加工精度與加工速度，這已經(jīng)越來(lái)越制約著當(dāng)今工業(yè)的發(fā)展。如果能實(shí)現(xiàn)尾架的自動(dòng)化進(jìn)給與自動(dòng)夾緊，生產(chǎn)效率會(huì)大幅提高，能創(chuàng)造更大的價(jià)值。因此，從車磨復(fù)合機(jī)床的尾架入手，實(shí)現(xiàn)尾架的自動(dòng)化進(jìn)給與液壓夾緊，并將之推廣至其他的機(jī)床尾架上，是十分必要的。
參考傳統(tǒng)的尾架原理及結(jié)構(gòu)，本次設(shè)計(jì)了一種由液壓系統(tǒng)完成工件夾緊，電機(jī)驅(qū)動(dòng)絲杠實(shí)現(xiàn)尾架進(jìn)給的結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中，控制頂尖移動(dòng)的液壓缸在尾架體內(nèi)部，由尾架套筒、活塞和缸口蓋組成。這使得本設(shè)計(jì)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(lái)推動(dòng)頂尖。電機(jī)與蝸桿連接，蝸桿通過(guò)蝸輪使絲杠轉(zhuǎn)動(dòng)，絲杠上的絲杠螺母隨著絲杠的轉(zhuǎn)動(dòng)，沿絲杠軸向移動(dòng)，帶動(dòng)與其相連的尾架體，使尾架體能沿導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)。在設(shè)計(jì)出尾架結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，通過(guò)分析尾架的工作原理，進(jìn)一步完成尾架的總體設(shè)計(jì)。對(duì)尾架的關(guān)鍵部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，尤其是液壓系統(tǒng)的參數(shù)計(jì)算。完成二維裝配圖，建立三維模型。對(duì)尾架的關(guān)鍵零件進(jìn)行剛度分析，確保設(shè)計(jì)滿足要求。
本次設(shè)計(jì)的尾架，具有結(jié)構(gòu)緊湊，成本低，易維護(hù)，使用方便，工作效率高等優(yōu)點(diǎn)。本次的課題研究，我的預(yù)期目標(biāo)是，在機(jī)床加工過(guò)程中，使用本課題所設(shè)計(jì)的尾架可以實(shí)現(xiàn)勞動(dòng)強(qiáng)度的降低，機(jī)械化和自動(dòng)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(jī)床更加經(jīng)濟(jì)、高效。
關(guān)鍵詞：尾架；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；液壓系統(tǒng)
1
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
目 錄
摘 要 II
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(nèi)容 3
第二章 車磨復(fù)合機(jī)床尾架總體方案設(shè)計(jì) 4
2.1 車磨復(fù)合機(jī)床尾架的總體方案設(shè)計(jì) 4
2.1.1 基本組成 4
2.1.2 結(jié)構(gòu)圖 4
2.2 液壓尾架的液壓系統(tǒng)方案設(shè)計(jì) 5
2.2.1 液壓尾架的基本結(jié)構(gòu)和工作原理 5
2.2.2 回路設(shè)計(jì) 6
2.3 液壓尾架的進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案 7
第三章 液壓尾架關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 8
3.1 尾架液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 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(jì)算 10
3.2液壓泵的設(shè)計(jì) 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(hào)的確定 12
3.2.3液壓泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)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(guò)濾器的選擇 14
3.3.3 油箱的選擇 15
3.3.4油箱容積的確定 15
3.4 液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算 16
3.4.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算 16
3.4.2液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗(yàn)算 17
3.5 進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 19
3.5.1主要約束條件 19
3.5.2 絲杠結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19
3.5.3 蝸輪蝸桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19
3.5.4 軸承選擇 21
3.5.5 電機(jī)性能驗(yàn)算 22
第四章 三維建模 24
4.1 三維總裝配圖 24
4.2 三維爆炸圖 24
4.2 關(guān)鍵零件三維模型 26
第五章 關(guān)鍵零件的剛度分析 28
5.1 活塞的靜剛度檢測(cè) 28
5.2 尾架套筒的靜剛度檢測(cè) 28
第六章 總結(jié)與展望 29
6.1 研究結(jié)果總結(jié) 29
6.2 展望 29
結(jié)束語(yǔ) 30
參考文獻(xiàn) 31
1
車磨復(fù)合機(jī)床尾架設(shè)計(jì)
第1章 概述
當(dāng)今，各類型機(jī)床的發(fā)展為我國(guó)的制造業(yè)的進(jìn)步做出了卓越的貢獻(xiàn)，而作為機(jī)床的關(guān)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(jìn)行了簡(jiǎn)述，詳細(xì)闡述了液壓尾架對(duì)于提高機(jī)床性能的重要意義。對(duì)尾架的結(jié)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)原理進(jìn)行分析，并簡(jiǎn)要描述了本課題的具體工作內(nèi)容。
1.1 課題背景和研究意義
為了提高機(jī)床的生產(chǎn)加工效率，需要將自動(dòng)化技術(shù)用于機(jī)床上。自動(dòng)化就是在無(wú)人直接干涉或干涉很少的情況下，機(jī)械設(shè)備實(shí)現(xiàn)預(yù)期的目標(biāo)的過(guò)程。自動(dòng)化技術(shù)廣泛用于許多領(lǐng)域，這是因?yàn)樽詣?dòng)化技術(shù)具有能夠減少人們的體力勞動(dòng)，避開(kāi)危險(xiǎn)的環(huán)境，提高效率等諸多優(yōu)點(diǎn)。液壓自動(dòng)化技術(shù)便是自動(dòng)化技術(shù)的分支，將液壓自動(dòng)化技術(shù)運(yùn)用到車磨復(fù)合機(jī)床，設(shè)計(jì)出高效的尾架，能夠明顯減小工人的工作強(qiáng)度，顯著提高加工質(zhì)量和加工效率。
目前，由于國(guó)情限制，在我國(guó)大部分的機(jī)床上所使用的尾架都還是需要工人手動(dòng)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(dòng)完成頂緊動(dòng)作。這樣子的工作效率比較低，工作時(shí)要不停的重復(fù)頂緊的操作，加重了勞動(dòng)強(qiáng)度，不能滿足高效高質(zhì)量的加工需求。而對(duì)于本課題所研究的液壓尾架的頂緊，它的松開(kāi)動(dòng)作是由液壓系統(tǒng)控制的，不需要手工操作，幾秒鐘的時(shí)間即可完成原本幾十秒的操作，并且通過(guò)液壓控制系統(tǒng)，很容易實(shí)現(xiàn)快進(jìn)、工進(jìn)、快退等功能，準(zhǔn)確度、適用性都很高。
此外，由于加工的工件往往長(zhǎng)度不同（如圖1所示），需要機(jī)床的尾架能沿導(dǎo)軌方向直線運(yùn)動(dòng)，以便夾緊工件，而依靠手動(dòng)操作來(lái)使尾架移動(dòng)的工作效率很低，位置精度低，因此使用電機(jī)來(lái)驅(qū)動(dòng)尾架也是有意義的。
圖1 不同工件的長(zhǎng)度有較大區(qū)別
在國(guó)內(nèi)的機(jī)械加工設(shè)備的數(shù)控機(jī)床中，有很多是由普通機(jī)床改造而來(lái)。這類機(jī)床的尾架往往是需要手動(dòng)夾緊，手動(dòng)進(jìn)給，這種情況降低了生產(chǎn)效率，拖慢了數(shù)控機(jī)床的加工精度與加工速度，這已經(jīng)越來(lái)越制約著當(dāng)今工業(yè)的發(fā)展。如果能實(shí)現(xiàn)尾架的自動(dòng)化進(jìn)給與自動(dòng)夾緊，生產(chǎn)效率會(huì)大幅提高，能創(chuàng)造更大的價(jià)值。因此，從車磨復(fù)合機(jī)床的尾架入手，實(shí)現(xiàn)尾架的自動(dòng)化進(jìn)給與液壓夾緊，并將之推廣至其他的機(jī)床尾架上，是十分必要的。
1.2 發(fā)展現(xiàn)狀
目前，國(guó)外的機(jī)床相關(guān)技術(shù)基本都比國(guó)內(nèi)先進(jìn)，而在機(jī)床的尾架方面，國(guó)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(shí)尾架在導(dǎo)軌上的移動(dòng)都是由電動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)或液壓、氣壓系統(tǒng)配合控制程序來(lái)實(shí)現(xiàn)，很少需要手動(dòng)操作。而國(guó)內(nèi)很多廠家的尾架都還是手動(dòng)控制頂緊，手動(dòng)控制尾架在導(dǎo)軌上移動(dòng)，而能夠制造與國(guó)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(jià)也因此提高，而質(zhì)量又比不過(guò)國(guó)外產(chǎn)品，導(dǎo)致在于國(guó)外產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)時(shí)，競(jìng)爭(zhēng)力不夠強(qiáng)。
目前國(guó)內(nèi)機(jī)床尾架，主要是手動(dòng)尾架和液壓尾架。國(guó)內(nèi)較少使用氣壓尾架，因?yàn)闅鈮何布軞飧椎囊苿?dòng)速度受到外負(fù)載數(shù)值的變化的影響比較大，還有輸出動(dòng)力小,工作壓力低 排氣噪音大等等缺點(diǎn)，而液壓尾架可以達(dá)到很高的壓力，工作平穩(wěn)可靠，使液壓尾架的應(yīng)用比氣壓尾架廣泛得多。
機(jī)床的液壓尾架及其控制裝置有手動(dòng)、自動(dòng)（電動(dòng)、液壓驅(qū)動(dòng)等）兩種，手動(dòng)液壓尾架需要靠手工操作來(lái)移動(dòng)尾架，只有頂緊的動(dòng)作是由液壓系統(tǒng)完成，效率比較低。操作較繁瑣，故自動(dòng)液壓尾架正逐漸取代前者的位置。
本課題研究從車磨復(fù)合機(jī)床入手，而車磨復(fù)合機(jī)床經(jīng)常用于加工凸輪軸。對(duì)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(duì)兩種方法做比較，前者的優(yōu)點(diǎn)是：工件的定位精度高；三基準(zhǔn)（定位基準(zhǔn)、設(shè)計(jì)基準(zhǔn)和測(cè)量基準(zhǔn)）重合；在加工同一個(gè)工件時(shí)，定位精度不變，從而保證加工質(zhì)量；缺點(diǎn)是承受切削力小，對(duì)提高切削用量帶來(lái)困難。后一種方法的優(yōu)點(diǎn)是能承受較大的進(jìn)給力，裝夾剛性好；缺點(diǎn)是加工精度不高。
對(duì)于普通尾架，需要手動(dòng)操作尾架后端的手輪，依靠螺紋螺桿結(jié)構(gòu)帶動(dòng)頂尖，以頂緊工件，實(shí)現(xiàn)工件的定位，之后要扳動(dòng)手柄實(shí)現(xiàn)鎖緊，這些手動(dòng)操作大大降低了工作效率，手動(dòng)操作的精度也比較低，使加工質(zhì)量較低。為了提高效率、精度、加工質(zhì)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(zhuǎn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)螺紋螺桿結(jié)構(gòu)，而是液壓系統(tǒng)的加壓。目前應(yīng)用較廣的液壓尾架結(jié)構(gòu)如圖2所示。該結(jié)構(gòu)中，旋轉(zhuǎn)手輪的功能由頂緊油缸所實(shí)現(xiàn)，鎖緊扳手的功能由鎖緊油缸實(shí)現(xiàn)。尾架工作時(shí)，頂緊油缸加壓，推動(dòng)尾架套筒移動(dòng)，同時(shí)帶動(dòng)行程開(kāi)關(guān)一起移動(dòng)，到達(dá)特定位置后，行程開(kāi)關(guān)接通，于是頂緊油缸保壓。與原來(lái)螺紋螺桿結(jié)構(gòu)相比，這種結(jié)構(gòu)頂緊快，效率高，頂緊力可控。
但是，在本課題研究的車磨復(fù)合機(jī)床上，這種尾架的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，控制系統(tǒng)也比較復(fù)雜，成本相對(duì)較高，對(duì)于車磨復(fù)合機(jī)床不太實(shí)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(fù)合機(jī)床的實(shí)用要求，需要設(shè)計(jì)一種更加適合車磨復(fù)合機(jī)床的液壓尾架。
圖2 常見(jiàn)液壓尾架的結(jié)構(gòu)
1.3 具體的工作內(nèi)容
本課題主要是分析研究車磨復(fù)合機(jī)床的尾架的結(jié)構(gòu)、功能、工作原理，設(shè)計(jì)方案令尾架能夠通過(guò)電動(dòng)機(jī)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化進(jìn)給、設(shè)計(jì)實(shí)現(xiàn)車磨復(fù)合機(jī)床尾架夾緊系統(tǒng)及支座設(shè)計(jì)。
具體做到：
（1） 根據(jù)題目的設(shè)計(jì)要求和已給定參數(shù)，確定車磨復(fù)合機(jī)床尾架功能，進(jìn)行總體方案設(shè)計(jì)及參數(shù)計(jì)算，確定尾架沿導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)進(jìn)給的行程范圍、尾架液壓夾緊部分對(duì)工件施加的力的大小等具體設(shè)計(jì)時(shí)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(jī)型號(hào)、液壓泵型號(hào)，設(shè)計(jì)尾架運(yùn)動(dòng)進(jìn)給部分的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)尾架支座結(jié)構(gòu)，計(jì)算確定設(shè)計(jì)方案中的標(biāo)準(zhǔn)件的規(guī)格、非標(biāo)準(zhǔn)件的各項(xiàng)參數(shù)，進(jìn)行校核計(jì)算，完成車磨復(fù)合機(jī)床尾架運(yùn)動(dòng)進(jìn)給、工件頂緊、尾架支撐等設(shè)計(jì)；
(3)完善總體設(shè)計(jì)方案，繪制總體方案圖紙、工程圖，包括實(shí)驗(yàn)平臺(tái)二維圖紙和三維模型圖紙；
(4)完成中英文摘要，開(kāi)題報(bào)告、調(diào)研報(bào)告以及設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。
第二章 車磨復(fù)合機(jī)床尾架總體方案設(shè)計(jì)
液壓尾架的作用是固定軸類零件，是車磨復(fù)合機(jī)床的重要部件。在加工軸類零件的時(shí)候，除了用卡盤(pán)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(shí)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(shè)計(jì)的液壓尾架采用的是整體式結(jié)構(gòu)，液壓缸不在尾架外部，而是在尾架內(nèi)部，由套筒、活塞、缸口蓋等組成，其夾緊與松開(kāi)，都是靠液壓系統(tǒng)的加壓、失壓來(lái)控制。之所以使用液壓控制，是因?yàn)槠渚哂袥_擊小，對(duì)零件的損害小，抗震性好，精度高等優(yōu)點(diǎn)。此外，本課題中的液壓尾架，是通過(guò)絲杠來(lái)帶動(dòng)、絲杠通過(guò)蝸輪蝸桿與電機(jī)連接，靠電機(jī)驅(qū)動(dòng)。
2.1 車磨復(fù)合機(jī)床尾架的總體方案設(shè)計(jì)
本課題的車磨復(fù)合機(jī)床的尾架，主要有幾個(gè)部分組成: 控制頂尖動(dòng)作的液壓系統(tǒng)；尾架體自身機(jī)械結(jié)構(gòu)；控制尾架體在導(dǎo)軌上的運(yùn)動(dòng)的進(jìn)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(qū)動(dòng)電機(jī)、液壓泵、各個(gè)閥類零件、液壓缸等。通過(guò)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(nèi)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(dǎo)軌上，沿導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)。尾座體可以看作是液壓系統(tǒng)和進(jìn)給系統(tǒng)的交界處，其組成零件中，有些同時(shí)也是液壓系統(tǒng)或進(jìn)給系統(tǒng)的組成部分。
進(jìn)給系統(tǒng)：主要零件是電動(dòng)機(jī)、蝸輪蝸桿、絲杠、絲杠螺母等，控制尾架的主體在導(dǎo)軌上的運(yùn)動(dòng)。
2.1.2 結(jié)構(gòu)圖
確定了基本的組成，便可對(duì)結(jié)構(gòu)的方案進(jìn)行設(shè)計(jì)。結(jié)構(gòu)的方案見(jiàn)圖2.2
圖2.2二維結(jié)構(gòu)圖
2.2 液壓尾架的液壓系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)
2.2.1 液壓尾架的基本結(jié)構(gòu)和工作原理
大部分車磨復(fù)合機(jī)床床上所用的尾架都還是老式的手動(dòng)尾架，或者結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的液壓尾架。手動(dòng)尾架效率低，勞動(dòng)強(qiáng)度大，一般的液壓尾架仍需手動(dòng)操作來(lái)使尾架在導(dǎo)軌上運(yùn)動(dòng)，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，占據(jù)較多空間，在本課題研究的車磨復(fù)合機(jī)床上，需要設(shè)計(jì)更適合車磨復(fù)合機(jī)床的液壓尾架來(lái)滿足需求。為了克服普通尾架的不足，滿足本課題中車磨復(fù)合機(jī)床的實(shí)用要求，需對(duì)尾架進(jìn)行液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。
圖2.3 常見(jiàn)的普通手動(dòng)尾架
圖2.4車床尾架液壓部分結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
本課題設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)如圖 2.4 所示。尾架的頂尖為莫氏頂尖，這種頂尖自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)使其能夠卡緊在尾架上，且不會(huì)在工作時(shí)有松動(dòng)、轉(zhuǎn)動(dòng)等狀況。為了避免套筒在工作的時(shí)候轉(zhuǎn)動(dòng)進(jìn)而影響精度，在尾架體上設(shè)計(jì)了螺紋孔，而套筒上設(shè)計(jì)了滑鍵槽，組裝時(shí)把螺栓通過(guò)螺紋孔伸入滑鍵槽，這樣就能起到導(dǎo)向的作用，避免尾架套筒在工作的時(shí)候轉(zhuǎn)動(dòng)，保證精度。
本課題所設(shè)計(jì)的這種結(jié)構(gòu)，最大的特點(diǎn)就是取消了普通尾架上的螺紋螺桿結(jié)構(gòu)，把尾架套筒設(shè)計(jì)為液壓缸，活塞直接與套筒組裝起來(lái)，不需要依靠額外的頂緊油缸，即可推動(dòng)尾架套筒實(shí)現(xiàn)頂緊。這樣就能夠縮小機(jī)床尾架的總體尺寸，使得機(jī)床尾架的結(jié)構(gòu)更加的緊湊。車磨復(fù)合機(jī)床是用來(lái)加工一種或一類零件，尾架的位置基本是不需要調(diào)整的，所以在改進(jìn)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(jī)構(gòu)，這種改進(jìn)可以簡(jiǎn)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(jié)構(gòu)，是本設(shè)計(jì)中最主要的功能結(jié)構(gòu)，其中的活塞的結(jié)構(gòu)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(shí)位置固定不動(dòng)。沿活塞的軸向，有兩條油路，當(dāng)需要推動(dòng)尾架套筒時(shí)，系統(tǒng)加壓，油從油路1進(jìn)入液壓缸，從油路2離開(kāi)，活塞不動(dòng)，套筒被液壓油推動(dòng)，帶動(dòng)頂尖完成頂緊動(dòng)作；松開(kāi)工件時(shí)油路2進(jìn)油，油路1回油套筒縮回，頂尖松開(kāi)。
圖2.5 油缸活塞
2.2.2 回路設(shè)計(jì)
尾架頂尖要完成頂緊與松開(kāi)兩個(gè)動(dòng)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(yùn)動(dòng)時(shí)序圖
可以看出，動(dòng)作很簡(jiǎn)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(méi)有高的調(diào)速要求，可采用節(jié)流閥組成調(diào)速回路，以滿足頂尖運(yùn)動(dòng)速度的控制，換向閥可用三位四通電磁換向閥換向?？山M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(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案
如圖2.8、圖2.9、圖2.10所示，電動(dòng)機(jī)通過(guò)聯(lián)軸器與蝸桿連接，將動(dòng)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(zhuǎn)動(dòng)則絲杠以同樣轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動(dòng)。絲杠轉(zhuǎn)動(dòng)后，絲杠螺母沿絲杠的軸向移動(dòng)，帶動(dòng)與絲杠螺母連接的尾架體，使尾架實(shí)現(xiàn)導(dǎo)軌上的運(yùn)動(dòng)。
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(gè)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(yīng)當(dāng)打通，安裝完零件后在上方安裝一個(gè)箱蓋。箱體本身固定在機(jī)架上。
第三章 液壓尾架關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算
完成了液壓尾架的總體方案設(shè)計(jì)，就需要對(duì)液壓缸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)，設(shè)計(jì)尾架體進(jìn)給系統(tǒng)。
3.1 尾架液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)
3.1.1 液壓系統(tǒng)壓力
根據(jù)最大總負(fù)載力，可以初步判斷液壓缸的工作壓力。除了最大總負(fù)載力之外，還需要仔細(xì)考慮以下的因素： (1)各類機(jī)械設(shè)備的不同結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和不同的使用場(chǎng)合 (2)經(jīng)濟(jì)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(shí)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(jī)械類型選；二是根據(jù)切削負(fù)載選。下面兩個(gè)表格為負(fù)載、機(jī)械類型分別與工作壓力的關(guān)系表。
表3.1 負(fù)載與工作壓力的關(guān)系表
負(fù)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(jī)械類型與工作壓力的關(guān)系表
機(jī)床類型
磨床
車床銑床
龍門(mén)刨床
拉床
組合機(jī)床
工作壓力p/Mpa
≤2
2～4
≤8
8～10
3～5
本課題中，負(fù)載小于10KN,機(jī)床為車磨復(fù)合機(jī)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
31
3.1.2頂尖軸向力
頂尖所受到的軸向力主要是來(lái)自于兩個(gè)部分：第一部分，是工件的自身所受重力對(duì)頂尖施加的軸向分力；而第二部分，來(lái)自于工件在切削時(shí)，刀具對(duì)工件的切削力，這個(gè)切削力將會(huì)在軸向產(chǎn)生一個(gè)分力。因此這兩個(gè)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(jì)算，忽略工件尺寸，只考慮工件最大重量，將卡盤(pán)簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁，對(duì)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(fù)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(jì)算
根據(jù)車磨復(fù)合機(jī)床的設(shè)計(jì)情況，以加工45#鋼為例，分別計(jì)算在車削、磨削時(shí)的最大切削力，為機(jī)床設(shè)計(jì)、分析提供基礎(chǔ)。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(jì)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(jìn)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(guò)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?。?
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(duì)磨削加工力進(jìn)行計(jì)算。
切向磨削力計(jì)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(qū)動(dòng)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(jì)算如式（3-4）所示。
（3-4）
說(shuō)明其在軸向上無(wú)分力
通過(guò)前面的計(jì)算，可知尾架所受最大軸向力為：
3.1.3液壓油缸計(jì)算
由前面的計(jì)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(shí)的液壓壓力為2，此時(shí)背壓取0.5。
則液壓油缸的內(nèi)徑為：
（3-5）
式（3-5）中，D:油缸內(nèi)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(jiàn)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(diào)速系統(tǒng)
2-5
回油路上有調(diào)速閥的調(diào)速系統(tǒng)
5-8
回油路上裝有背壓閥
5-15
帶補(bǔ)油泵的閉式回路
8-15
3.2液壓泵的設(shè)計(jì)
3.2.1液壓泵工作壓力的確定
液壓泵在實(shí)際工作時(shí)，其輸出壓力便是它的工作壓力，符號(hào)為。工作壓力與液壓泵流量沒(méi)有關(guān)系，取決于外負(fù)載和油路壓力損失。
液壓泵工作壓力計(jì)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(jiàn)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(diào)速閥
故液壓泵工作壓力為
當(dāng)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(hào)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(guò)程中，取尾架套筒被液壓油推動(dòng)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(lái)說(shuō)，不同類型的液壓泵，其性能特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)、工作方式或多或少會(huì)有區(qū)別，因此應(yīng)根據(jù)實(shí)際需求來(lái)選擇合適的液壓泵。齒輪泵、葉片泵適用于負(fù)載小、功率小的機(jī)械設(shè)備中；螺桿泵、葉片泵適合磨床這類精度較高的機(jī)械設(shè)備；柱塞泵適合龍門(mén)刨床這一類的高負(fù)載、大功率的機(jī)械設(shè)備；齒輪泵也常用于機(jī)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(shí)際情況，車磨復(fù)合機(jī)床精度較高、負(fù)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(guān)的液壓泵選型手冊(cè)，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(jiàn)表3.5，可對(duì)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(zhuǎn)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(zhì)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(jià)格
最低
中
中低
高
高
3.2.3液壓泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)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(qū)動(dòng)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(yàn)算其他工況時(shí)，液壓泵的驅(qū)動(dòng)功率均小于或近于此值。查產(chǎn)品樣本，選用的電動(dòng)機(jī)。
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(yùn)動(dòng)，又沒(méi)有對(duì)金屬管的需求，故使用軟管來(lái)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(biāo)，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(diǎn)比較
類型
特點(diǎn)
應(yīng)用
許用壓力/MPa
擴(kuò)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(shè)備制造
軟管連接
快換式
無(wú)需工具即可快速連接或斷開(kāi)
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(wú)特殊要求，因此選擇擴(kuò)口式管接頭即可。
3.3.2 過(guò)濾器的選擇
在液壓系統(tǒng)中，系統(tǒng)內(nèi)部會(huì)形成污染物，外界污染物也會(huì)侵入系統(tǒng)，油液中的污染物會(huì)加快元件的磨損速度，卡死閥芯，堵塞油路，使元件失效，導(dǎo)致液壓系統(tǒng)故障，對(duì)液壓系統(tǒng)和尾架，乃至機(jī)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(zhì)。凈化油液的最常用的方法就是安裝過(guò)濾器。
過(guò)濾器按照過(guò)濾精度可分為四級(jí)：
粗過(guò)濾器
普通過(guò)濾器
精過(guò)濾器
特精過(guò)濾器
過(guò)濾精度只要取決于系統(tǒng)的壓力。表3.7所示為過(guò)濾精度推薦值。
表3.7 過(guò)濾精度推薦值
系統(tǒng)類型
潤(rùn)滑系統(tǒng)
傳動(dòng)系統(tǒng)
伺服系統(tǒng)
壓力p/
過(guò)濾精度/
25-50
由于本系統(tǒng)壓力為3.8，小于14，查表可知過(guò)濾精度為25～50mm，選用普通過(guò)濾器。
普通網(wǎng)式過(guò)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(diǎn)都符合本系統(tǒng)要求，所以選用普通網(wǎng)式過(guò)濾器。
3.3.3 油箱的選擇
油箱的基本作用是存儲(chǔ)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(zhì)沉淀的作用。油箱分為兩種，分別是開(kāi)式油箱、閉式油箱。
（1）在開(kāi)式的油箱之中，液壓油的自由液面與空氣接觸，開(kāi)式油箱廣泛用于多種設(shè)備，應(yīng)用范圍很廣。開(kāi)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(jī)床的底座內(nèi)部腔室，這種設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)緊湊，容易回收泄漏的液壓油，但是設(shè)計(jì)難度、制造難度、機(jī)床整體結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性都大大增加，而且不易修理，散熱差，機(jī)床上的零件容易發(fā)生熱變形。分離式油箱獨(dú)立放置在機(jī)械設(shè)備外部，與設(shè)備主體分開(kāi)，油箱的散熱對(duì)設(shè)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(shè)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(shí)，空氣壓縮機(jī)將空氣壓入充氣罐，空氣再?gòu)某錃夤藿?jīng)過(guò)過(guò)濾、干燥、降壓后進(jìn)入油箱，使油箱內(nèi)的液面壓力比外部正常氣壓高，進(jìn)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(yīng)用于水下設(shè)備、交通工具等對(duì)油箱要求較高的場(chǎng)合。
由于本課題中，液壓系統(tǒng)用于車磨復(fù)合機(jī)床的尾架，所以選擇開(kāi)式油箱；又因?yàn)檎w式油箱設(shè)的計(jì)、制造復(fù)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(kāi)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(zhì)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(zhì)量大，增加成本、占據(jù)較多空間。因此油箱的容積需要通過(guò)計(jì)算來(lái)得到一個(gè)合適的數(shù)值。
在通常情況下，通過(guò)液壓泵的額定流量，可以通過(guò)經(jīng)驗(yàn)公式估算有效容積。
對(duì)于機(jī)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(yàn)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(jì)算出=4,流量為，代入公式，得油箱的有效容積
油箱的選定應(yīng)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(yàn)算
在完成了對(duì)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算后，應(yīng)當(dāng)驗(yàn)算液壓系統(tǒng)的技術(shù)性能，從而判斷設(shè)計(jì)是否符合要求、質(zhì)量是否過(guò)關(guān)。
3.4.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算
為了確定液壓泵的工作壓力即液壓系統(tǒng)的調(diào)整壓力，需要對(duì)液壓系統(tǒng)壓力損失進(jìn)行驗(yàn)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(lái)計(jì)算液壓系統(tǒng)的調(diào)整壓力。本課題所設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)中，選用的閥類元件有節(jié)流調(diào)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(yàn)值見(jiàn)下表3.8所示。
表3.8 油路壓力損失經(jīng)驗(yàn)值
系統(tǒng)結(jié)構(gòu)情況
總壓力損失
一般節(jié)流調(diào)速及管路間單的系統(tǒng)?
進(jìn)油路有調(diào)速閥及管路復(fù)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(yīng)該有一定的壓力儲(chǔ)備，若通過(guò)計(jì)算得到的液壓系統(tǒng)調(diào)整壓力大于液壓泵額定壓力的3/4，則需要重新對(duì)調(diào)整壓力進(jìn)行計(jì)算。
前面已計(jì)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(nèi)。
3.4.2液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗(yàn)算
在工作的時(shí)候，液壓系統(tǒng)中的液壓泵以及執(zhí)行元件，都會(huì)發(fā)生容積損失和機(jī)械損失的情況，液壓油通過(guò)管路還有各個(gè)閥的時(shí)候也會(huì)要產(chǎn)生壓力損失和泄露。這些損失所消耗的能量都轉(zhuǎn)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(zhǎng)的時(shí)間后，液壓系統(tǒng)達(dá)到熱平衡，因各種損失所產(chǎn)生的熱量與整個(gè)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(yàn)算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升，需要算出液壓系統(tǒng)的實(shí)際油溫，倘若算出來(lái)的實(shí)際油溫比最高允許油溫小，則液壓系統(tǒng)符合設(shè)計(jì)需求。
系統(tǒng)在單位時(shí)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(shí)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(dá)到熱平衡時(shí)的油溫（℃）；
—為環(huán)境溫度即工作場(chǎng)地溫度取27℃；
—為油箱散熱系數(shù)（），當(dāng)自然冷卻、散熱條件比較差時(shí),=()；自然冷卻、散熱條件比較好時(shí)，；當(dāng)采用專門(mén)的冷卻器時(shí)，。
液壓系統(tǒng)系統(tǒng)達(dá)到熱平衡時(shí)，，即
(3-13)
如果油箱三個(gè)邊長(zhǎng)的比例在1:1:1到1:2:3范圍內(nèi)，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(jī)功率，=0.55kW，
將、代入式（3-11）得
。
因?yàn)橛拖淙莘e，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(shí)，
將計(jì)算得到的數(shù)據(jù)代入公式（3-13）得：
有溫升驗(yàn)算公式
（3-15）
式中 為最高允許油溫，對(duì)于普通機(jī)床，=℃；對(duì)于進(jìn)行粗加工的機(jī)械、=℃。
將、代入公式（3-15）得
故油溫在最高允許油溫范圍之內(nèi)。
3.5 進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
3.5.1主要約束條件
為了設(shè)計(jì)進(jìn)給系統(tǒng)，應(yīng)滿足設(shè)計(jì)要求，需要根據(jù)約束條件來(lái)設(shè)計(jì)。約束條件為：
1尾架電動(dòng)移動(dòng)有效距離300mm；
2尾架電動(dòng)移動(dòng)速度 100mm/s；
3活塞有效移動(dòng)距離100mm；
4被加工工件最大長(zhǎng)度1000 mm；
3.5.2 絲杠結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
先設(shè)計(jì)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(jī)為Y90L-2，該型電機(jī)的額定功率為2.2kW，其同步轉(zhuǎn)速為3000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為2840r/min。
由于約束條件中，尾架移動(dòng)速度為100mm/s，尾架電動(dòng)移動(dòng)有效距離為400mm，可知絲杠的有效螺紋長(zhǎng)度為400mm，且尾架需要4s的時(shí)間完成最大有效移動(dòng)。
為了運(yùn)動(dòng)合理，在電機(jī)與絲杠間用蝸輪蝸桿結(jié)構(gòu)連接。設(shè)計(jì)蝸輪蝸桿的傳動(dòng)比為i=7.5，則：
絲杠轉(zhuǎn)速=電機(jī)轉(zhuǎn)速/蝸輪蝸桿傳動(dòng)比≈375r/min
所以，在3s的運(yùn)動(dòng)時(shí)間內(nèi)，絲杠轉(zhuǎn)動(dòng)了：
375/60 x 3 = 18.75 r
由此，可知絲杠的導(dǎo)程為：
300mm/18.75r=16mm
依照實(shí)際情況，將絲杠設(shè)計(jì)為雙頭、梯形螺紋。
查表GB/T 5796.3-2005，則絲桿在運(yùn)動(dòng)4s內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)25轉(zhuǎn)，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(dǎo)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(jī)裝配關(guān)系，設(shè)計(jì)絲杠軸結(jié)構(gòu)及詳細(xì)尺寸參數(shù)，如圖3.3所示。絲杠左側(cè)加工一小段螺紋用于安裝螺母，總而實(shí)現(xiàn)限位用途，避免尾架移動(dòng)中發(fā)生絲杠脫離的情況。
圖3.3
3.5.3 蝸輪蝸桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
普通圓柱蝸桿蝸桿采用45鋼調(diào)質(zhì)處理，則蝸輪可以采用灰鑄鐵HT200，與所選蝸桿配合可滿足運(yùn)動(dòng)要求。
在蝸桿-蝸輪傳動(dòng)中，一般傳動(dòng)比i=5~80。本課題中，蝸輪蝸桿傳動(dòng)比為i= 7.5。
將參數(shù)列出：
電機(jī)n=2840r/min；
蝸桿n1=2840r/min；
蝸輪n2=375r/min；
蝸桿為主動(dòng)i=n1/n2=Z2/Z1=u=7.5；
齒數(shù)比u=Z2/Z1=7.5；
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(guò)標(biāo)準(zhǔn)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(dǎo)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(dòng)比i=7.5，蝸桿為主動(dòng)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(dǎo)程角為：
中心距為：=40mm
通過(guò)表11-3及表11-4公式計(jì)算得蝸桿、蝸輪數(shù)據(jù)如下：(長(zhǎng)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(dòng)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(dǎo)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(kāi)線蝸桿基圓導(dǎo)程角（γb) cosγb=cosγcosαn=0.935 得γb=20.77o
蝸桿導(dǎo)程角γ=5o42'38''=5.71o
蝸桿齒頂高h(yuǎn)a1=h*m=1/2(da1-d1)=2
蝸桿齒根高h(yuǎn)f1=(ha*+c*)m=1/2(d1-df1)=2.4
蝸桿齒高h(yuǎn)1=ha1+hf1=1/2(da1-df1)=4.4
漸開(kāi)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h(yuǎn)a2=1/2(da2-d2)=m(ha*+X2)=2
蝸輪齒根高h(yuǎn)f2=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h(yuǎn)2=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(diǎn)
調(diào)心球軸承
能夠負(fù)荷較小軸向力；能自動(dòng)調(diào)心；內(nèi)圈與外圈軸線的偏斜量應(yīng)；不適用于負(fù)荷純軸向的載荷。
調(diào)心滾子軸承
與調(diào)心球軸承有相似的性能、特點(diǎn)，但徑向承載能力更大，內(nèi)圈對(duì)外圈軸線偏斜量應(yīng)。
推力調(diào)心滾子軸承
承受軸向、徑向聯(lián)合載荷，徑向載荷不得超過(guò)軸向載荷的55%；為保證正常工作，需要一定的軸向預(yù)載荷；軸圈對(duì)座圈軸線偏斜量。
圓錐滾子軸承
其外圈可分開(kāi)，裝配時(shí)可以調(diào)節(jié)其游隙；能夠負(fù)荷徑向載荷還有軸向載荷；通常成對(duì)采用。
推力球軸承
高速時(shí)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(duì)零件損耗較大，極限轉(zhuǎn)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(dòng)；軸線垂直與軸承座的底面，同時(shí)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(dāng)量摩擦系數(shù)?。恢饕?fù)荷徑向載荷，也可負(fù)荷小的軸向載荷；轉(zhuǎn)速很高的情況下，可已負(fù)荷純軸向載荷；內(nèi)、外圈軸線偏斜量應(yīng)，成本低、產(chǎn)量大。
角接觸球軸承
能在較高轉(zhuǎn)速下正常工作；承受軸向載荷的能力與接觸角有關(guān)，接觸角大的，承受軸向載荷的能力也高；能夠負(fù)荷徑向載荷及軸向載荷，也可以單獨(dú)負(fù)荷軸向載荷；這種軸承只能負(fù)荷單方向的軸向力，所以一般情況下成對(duì)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(nèi)圈的擋邊軸向定位，工作時(shí)允許內(nèi)、外圈有少量的軸向錯(cuò)動(dòng)；內(nèi)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(nèi)圈。
滾針軸承
在同樣的內(nèi)徑條件下，與其他類型的軸承相比，其外徑最??；內(nèi)圈或外圈可以分離，工作室允許內(nèi)、外圈有少量的軸向錯(cuò)動(dòng)；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(nèi)部結(jié)構(gòu)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(dòng)調(diào)心；常用緊定螺釘、偏心套或緊定套將軸承內(nèi)圈固定在軸上；軸心線語(yǔ)序偏斜。
對(duì)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(shè)計(jì)，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(hào)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(biāo)準(zhǔn)GB/T 276-1994，選擇軸承型號(hào)為6001。
3.5.5 電機(jī)性能驗(yàn)算
之前的計(jì)算結(jié)果是在確定電機(jī)后得到的，因此，需要對(duì)電機(jī)進(jìn)行驗(yàn)算，確保電機(jī)選擇的型號(hào)沒(méi)有問(wèn)題，符合需求。而驗(yàn)算的方式為，計(jì)算所需扭矩，若電機(jī)
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