毕业设计（论文）-车磨复合机床尾架设计.doc

北京信息科技大学毕业设计（论文）题 目： 车磨复合机床尾架设计 学 院： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 班级/学号 指导老师/督导老师： 起止时间：2015年2月25日 至2015年 6月14日 第一章摘 要在国内的机械加工设备的数控机床中，有很多是由普通机床改造而来。这类机床的尾架往往是需要手动夹紧，手动进给，这种情况降低了生产效率，拖慢了数控机床的加工精度与加工速度，这已经越来越制约着当今工业的发展。如果能实现尾架的自动化进给与自动夹紧，生产效率会大幅提高，能创造更大的价值。因此，从车磨复合机床的尾架入手，实现尾架的自动化进给与液压夹紧，并将之推广至其他的机床尾架上，是十分必要的。参考传统的尾架原理及结构，本次设计了一种由液压系统完成工件夹紧，电机驱动丝杠实现尾架进给的结构。本设计中，控制顶尖移动的液压缸在尾架体内部，由尾架套筒、活塞和缸口盖组成。这使得本设计中的尾架，不需要像一般的液压尾架那样，在尾架后部安装顶紧油缸来推动顶尖。电机与蜗杆连接，蜗杆通过蜗轮使丝杠转动，丝杠上的丝杠螺母随着丝杠的转动，沿丝杠轴向移动，带动与其相连的尾架体，使尾架体能沿导轨运动。在设计出尾架结构的基础上，通过分析尾架的工作原理，进一步完成尾架的总体设计。对尾架的关键部件进行设计计算，尤其是液压系统的参数计算。完成二维装配图，建立三维模型。对尾架的关键零件进行刚度分析，确保设计满足要求。本次设计的尾架，具有结构紧凑，成本低，易维护，使用方便，工作效率高等优点。本次的课题研究，我的预期目标是，在机床加工过程中，使用本课题所设计的尾架可以实现劳动强度的降低，机械化和自动化水平的提高，生产效率的提高和生产成本的降低，让机床更加经济、高效。关键词：尾架；结构设计；液压系统 全套图纸加扣3012250582 1Abstract In CNC machining tools in our country, there are many retrofitted from general-purpose machine tools .This type of machine tools 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 clampers 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 dont 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 screws axis with the screws rotation,drive the tail stocks 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 录摘 要IIAbstract II第一章 概述11.1 课题背景和研究意义11.2 发展现状2 1.3 具体的工作内容3第二章 车磨复合机床尾架总体方案设计42.1 车磨复合机床尾架的总体方案设计4 2.1.1 基本组成42.1.2 结构图42.2 液压尾架的液压系统方案设计52.2.1 液压尾架的基本结构和工作原理52.2.2 回路设计62.3 液压尾架的进给传动系统设计方案7第三章 液压尾架关键结构设计计算83.1 尾架液压系统设计83.1.1 液压系统压力83.1.2顶尖轴向力83.1.3液压油缸计算103.2液压泵的设计113.2.1液压泵工作压力的确定113.2.2液压泵流量、型号的确定123.2.3液压泵驱动电机功率的确定133.3液压元件的选择143.3.1油管及管接头143.3.2 过滤器的选择143.3.3 油箱的选择153.3.4油箱容积的确定153.4 液压系统的性能验算163.4.1液压系统压力损失验算163.4.2液压系统发热温升的验算173.5 进给系统的设计193.5.1主要约束条件193.5.2 丝杠结构设计193.5.3 蜗轮蜗杆结构设计193.5.4 轴承选择213.5.5 电机性能验算22第四章 三维建模244.1 三维总装配图244.2 三维爆炸图244.2 关键零件三维模型26第五章 关键零件的刚度分析285.1 活塞的静刚度检测285.2 尾架套筒的静刚度检测28第六章 总结与展望296.1 研究结果总结296.2 展望29结束语30参考文献311车磨复合机床尾架设计第1章 概述当今，各类型机床的发展为我国的制造业的进步做出了卓越的贡献，而作为机床的关键部件尾架的发展也就有了更加深刻的意义。本章将本课题的背景进行了简述，详细阐述了液压尾架对于提高机床性能的重要意义。对尾架的结构和运动原理进行分析，并简要描述了本课题的具体工作内容。1.1 课题背景和研究意义为了提高机床的生产加工效率，需要将自动化技术用于机床上。自动化就是在无人直接干涉或干涉很少的情况下，机械设备实现预期的目标的过程。自动化技术广泛用于许多领域，这是因为自动化技术具有能够减少人们的体力劳动，避开危险的环境，提高效率等诸多优点。液压自动化技术便是自动化技术的分支，将液压自动化技术运用到车磨复合机床，设计出高效的尾架，能够明显减小工人的工作强度，显著提高加工质量和加工效率。目前，由于国情限制，在我国大部分的机床上所使用的尾架都还是需要工人手动操作的普通尾架。在普通的尾架上，将工件定位、夹紧后，需要手动完成顶紧动作。这样子的工作效率比较低，工作时要不停的重复顶紧的操作，加重了劳动强度，不能满足高效高质量的加工需求。而对于本课题所研究的液压尾架的顶紧，它的松开动作是由液压系统控制的，不需要手工操作，几秒钟的时间即可完成原本几十秒的操作，并且通过液压控制系统，很容易实现快进、工进、快退等功能，准确度、适用性都很高。此外，由于加工的工件往往长度不同（如图1所示），需要机床的尾架能沿导轨方向直线运动，以便夹紧工件，而依靠手动操作来使尾架移动的工作效率很低，位置精度低，因此使用电机来驱动尾架也是有意义的。图1 不同工件的长度有较大区别 在国内的机械加工设备的数控机床中，有很多是由普通机床改造而来。这类机床的尾架往往是需要手动夹紧，手动进给，这种情况降低了生产效率，拖慢了数控机床的加工精度与加工速度，这已经越来越制约着当今工业的发展。如果能实现尾架的自动化进给与自动夹紧，生产效率会大幅提高，能创造更大的价值。因此，从车磨复合机床的尾架入手，实现尾架的自动化进给与液压夹紧，并将之推广至其他的机床尾架上，是十分必要的。1.2 发展现状目前，国外的机床相关技术基本都比国内先进，而在机床的尾架方面，国外普遍是由液压系统控制顶尖顶紧工件，也有一部分采用气压系统，同时尾架在导轨上的移动都是由电动传动系统或液压、气压系统配合控制程序来实现，很少需要手动操作。而国内很多厂家的尾架都还是手动控制顶紧，手动控制尾架在导轨上移动，而能够制造与国外产品相似水平的产品的厂家，其生产成本通常较高，售价也因此提高，而质量又比不过国外产品，导致在于国外产品竞争时，竞争力不够强。目前国内机床尾架，主要是手动尾架和液压尾架。国内较少使用气压尾架，因为气压尾架气缸的移动速度受到外负载数值的变化的影响比较大，还有输出动力小,工作压力低 排气噪音大等等缺点，而液压尾架可以达到很高的压力，工作平稳可靠，使液压尾架的应用比气压尾架广泛得多。 机床的液压尾架及其控制装置有手动、自动（电动、液压驱动等）两种，手动液压尾架需要靠手工操作来移动尾架，只有顶紧的动作是由液压系统完成，效率比较低。操作较繁琐，故自动液压尾架正逐渐取代前者的位置。 本课题研究从车磨复合机床入手，而车磨复合机床经常用于加工凸轮轴。对于凸轮轴这样的轴类零件，有两种装夹的方法，一种是两顶尖装夹，另一种是一夹一顶尖装夹。对两种方法做比较，前者的优点是：工件的定位精度高；三基准（定位基准、设计基准和测量基准）重合；在加工同一个工件时，定位精度不变，从而保证加工质量；缺点是承受切削力小，对提高切削用量带来困难。后一种方法的优点是能承受较大的进给力，装夹刚性好；缺点是加工精度不高。 对于普通尾架，需要手动操作尾架后端的手轮，依靠螺纹螺杆结构带动顶尖，以顶紧工件，实现工件的定位，之后要扳动手柄实现锁紧，这些手动操作大大降低了工作效率，手动操作的精度也比较低，使加工质量较低。为了提高效率、精度、加工质量，便采用液压尾架。在液压尾架上，顶尖顶紧工件靠的不是手轮转动驱动螺纹螺杆结构，而是液压系统的加压。目前应用较广的液压尾架结构如图2所示。该结构中，旋转手轮的功能由顶紧油缸所实现，锁紧扳手的功能由锁紧油缸实现。尾架工作时，顶紧油缸加压，推动尾架套筒移动，同时带动行程开关一起移动，到达特定位置后，行程开关接通，于是顶紧油缸保压。与原来螺纹螺杆结构相比，这种结构顶紧快，效率高，顶紧力可控。但是，在本课题研究的车磨复合机床上，这种尾架的结构较复杂，控制系统也比较复杂，成本相对较高，对于车磨复合机床不太实用，另外，顶紧力易受影响，不稳定。为了克服以上不足，满足本课题中车磨复合机床的实用要求，需要设计一种更加适合车磨复合机床的液压尾架。图2 常见液压尾架的结构1.3 具体的工作内容本课题主要是分析研究车磨复合机床的尾架的结构、功能、工作原理，设计方案令尾架能够通过电动机实现自动化进给、设计实现车磨复合机床尾架夹紧系统及支座设计。具体做到：（1） 根据题目的设计要求和已给定参数，确定车磨复合机床尾架功能，进行总体方案设计及参数计算，确定尾架沿导轨运动进给的行程范围、尾架液压夹紧部分对工件施加的力的大小等具体设计时所需的参数；(2) 根据尾架行程范围、液压夹紧部分施加力等参数，选择电机型号、液压泵型号，设计尾架运动进给部分的传动结构，设计液压系统结构，设计尾架支座结构，计算确定设计方案中的标准件的规格、非标准件的各项参数，进行校核计算，完成车磨复合机床尾架运动进给、工件顶紧、尾架支撑等设计；(3)完善总体设计方案，绘制总体方案图纸、工程图，包括实验平台二维图纸和三维模型图纸；(4)完成中英文摘要，开题报告、调研报告以及设计说明书。 第二章 车磨复合机床尾架总体方案设计液压尾架的作用是固定轴类零件，是车磨复合机床的重要部件。在加工轴类零件的时候，除了用卡盘夹住一端外，还需要液压尾架的顶尖将工件的另一端顶紧，因此液压尾架同时具有定位夹紧代加工工件和辅助支撑的功能。本课题研究中，设计的液压尾架采用的是整体式结构，液压缸不在尾架外部，而是在尾架内部，由套筒、活塞、缸口盖等组成，其夹紧与松开，都是靠液压系统的加压、失压来控制。之所以使用液压控制，是因为其具有冲击小，对零件的损害小，抗震性好，精度高等优点。此外，本课题中的液压尾架，是通过丝杠来带动、丝杠通过蜗轮蜗杆与电机连接，靠电机驱动。2.1 车磨复合机床尾架的总体方案设计本课题的车磨复合机床的尾架，主要有几个部分组成: 控制顶尖动作的液压系统；尾架体自身机械结构；控制尾架体在导轨上的运动的进给系统，如图2.1所示。图2.1 尾架的基本组成部分2.1.1 基本组成液压系统：主要零件是液压泵驱动电机、液压泵、各个阀类零件、液压缸等。通过加压是顶尖顶紧，失压是顶尖放松，其液压缸部分在尾座体内部。尾座体：主要零件是套筒、活塞、顶尖、端盖、尾架主箱体等，安装在导轨上，沿导轨运动。尾座体可以看作是液压系统和进给系统的交界处，其组成零件中，有些同时也是液压系统或进给系统的组成部分。进给系统：主要零件是电动机、蜗轮蜗杆、丝杠、丝杠螺母等，控制尾架的主体在导轨上的运动。2.1.2 结构图确定了基本的组成，便可对结构的方案进行设计。结构的方案见图2.2图2.2二维结构图2.2 液压尾架的液压系统方案设计2.2.1 液压尾架的基本结构和工作原理大部分车磨复合机床床上所用的尾架都还是老式的手动尾架，或者结构较复杂的液压尾架。手动尾架效率低，劳动强度大，一般的液压尾架仍需手动操作来使尾架在导轨上运动，且结构复杂，占据较多空间，在本课题研究的车磨复合机床上，需要设计更适合车磨复合机床的液压尾架来满足需求。为了克服普通尾架的不足，满足本课题中车磨复合机床的实用要求，需对尾架进行液压系统的设计。图2.3 常见的普通手动尾架 图2.4车床尾架液压部分结构简图本课题设计的结构如图 2.4 所示。尾架的顶尖为莫氏顶尖，这种顶尖自身的结构特点使其能够卡紧在尾架上，且不会在工作时有松动、转动等状况。为了避免套筒在工作的时候转动进而影响精度，在尾架体上设计了螺纹孔，而套筒上设计了滑键槽，组装时把螺栓通过螺纹孔伸入滑键槽，这样就能起到导向的作用，避免尾架套筒在工作的时候转动，保证精度。本课题所设计的这种结构，最大的特点就是取消了普通尾架上的螺纹螺杆结构，把尾架套筒设计为液压缸，活塞直接与套筒组装起来，不需要依靠额外的顶紧油缸，即可推动尾架套筒实现顶紧。这样就能够缩小机床尾架的总体尺寸，使得机床尾架的结构更加的紧凑。车磨复合机床是用来加工一种或一类零件，尾架的位置基本是不需要调整的，所以在改进的尾架中省去锁紧油缸，而保留普通尾架的锁紧扳手锁紧机构，这种改进可以简化液压控制系统，从而减小成本。活塞与套筒组合而成的液压缸结构，是本设计中最主要的功能结构，其中的活塞的结构如图 2.5 所示。活塞与尾架后盖连接，固定在后盖上，而后盖又与尾架体连接固定，这使活塞在工作时位置固定不动。沿活塞的轴向，有两条油路，当需要推动尾架套筒时，系统加压，油从油路1进入液压缸，从油路2离开，活塞不动，套筒被液压油推动，带动顶尖完成顶紧动作；松开工件时油路2进油，油路1回油套筒缩回，顶尖松开。图2.5 油缸活塞2.2.2 回路设计尾架顶尖要完成顶紧与松开两个动作，其中还要保压以持续顶紧工件。如图2.6所示。图2.6 液压缸运动时序图可以看出，动作很简单，且系统的流量、功率、压力都不大，所以供油源可由油泵和溢流阀、单向阀组成，由于没有高的调速要求，可采用节流阀组成调速回路，以满足顶尖运动速度的控制，换向阀可用三位四通电磁换向阀换向。可组成如图 2.7所示的液压系统.图2.7 液压系统原理图2.3 液压尾架的进给传动系统设计方案如图2.8、图2.9、图2.10所示，电动机通过联轴器与蜗杆连接，将动力输入，蜗杆又将力传给与其连接的蜗轮，蜗轮与丝杠有键连接，蜗轮转动则丝杠以同样转速转动。丝杠转动后，丝杠螺母沿丝杠的轴向移动，带动与丝杠螺母连接的尾架体，使尾架实现导轨上的运动。 图2.8 图2.9图2.10为了不让丝杠和蜗杆损坏，必须在这两个零件上安装轴承及与轴承配合的垫圈。为了方便安装，放置蜗轮蜗杆等零件的箱体上方、下方应当打通，安装完零件后在上方安装一个箱盖。箱体本身固定在机架上。第三章 液压尾架关键结构设计计算完成了液压尾架的总体方案设计，就需要对液压缸的结构进行设计，设计液压系统，设计尾架体进给系统。3.1 尾架液压系统设计3.1.1 液压系统压力根据最大总负载力，可以初步判断液压缸的工作压力。除了最大总负载力之外，还需要仔细考虑以下的因素： (1)各类机械设备的不同结构特点和不同的使用场合 (2)经济因素和重量因素，具体为压力低，则元件尺寸大，较重；压力高，则元件尺寸小，重量轻，同时元件的制造精度，密封性能要求高，元件加工成本较高。 液压缸的工作压力的选择有两种方式：一是根据机械类型选；二是根据切削负载选。下面两个表格为负载、机械类型分别与工作压力的关系表。表3.1 负载与工作压力的关系表负载F/kN50工作压力p/Mpa57表3.2 机械类型与工作压力的关系表机床类型磨床车床铣床龙门刨床拉床组合机床工作压力p/Mpa224881035本课题中，负载小于10KN,机床为车磨复合机床。所以根据表3.1与3.2，选定液压尾架的工作压力为：2Mpa323.1.2顶尖轴向力顶尖所受到的轴向力主要是来自于两个部分：第一部分，是工件的自身所受重力对顶尖施加的轴向分力；而第二部分，来自于工件在切削时，刀具对工件的切削力，这个切削力将会在轴向产生一个分力。因此这两个力的和就是顶尖所受的轴向力。（1）工件重力产生的分力为了便于计算，忽略工件尺寸，只考虑工件最大重量，将卡盘简化为简支梁，对顶尖受工件作用力作分析，如图3.1所示。图3.1 尾架顶尖受力分析图因此尾架负重为 （3-1） 式中：G为工件所受的重力，取最大加工工件的重量60kg ； a为顶针与工件之间的夹角，取60o。代入公式得： （2）切削力的计算根据车磨复合机床的设计情况，以加工45#钢为例，分别计算在车削、磨削时的最大切削力，为机床设计、分析提供基础。车削力、磨削力受力分解如图3.2所示。 图3.2 切削力受力分解在车削加工中，主切削力计算公式如式 (3-2)所示： （3-2）式中：p为单位切削力（kgf / mm2），取p=270 kgf / mm2 a为切削深度（mm），取a=3mm； f 为进给量（mm / r），取f=0.3 mm / r； v为车削速度（mm / r），取v=100 m / min；通过上述参数，选取KfFz=1.0, KvFz=1.0, KFz=1.0, KKFz=1.0, Kb1Fz=1.08, KFz=1.0,KrFz=1.0,KvBFz=1.03,将以上参数带入式（3-2）,得到了切向切削力：Fz = 2650N。由于：Fy / Fz= 0.350.5， Fx / Fz= 0.350.5，选取：Fy / Fz= 0.5，Fx / Fz=0.5；所以，Fy=0.5Fz=1325N，Fx=0.5Fz=1325N。然后对磨削加工力进行计算。切向磨削力计算公式如式（3-3）所示。 （3-3）式中：N磨削功率（kw），取砂轮电主轴变频器驱动功率的最大值20KW； Vs砂轮圆周速度（m/s）。取CBN砂轮线速度Vs =120 m/s；代入式（3-3），临界切向磨削力Fz=170N。径向磨削力计算如式（3-4）所示。 （3-4）说明其在轴向上无分力通过前面的计算，可知尾架所受最大轴向力为： 3.1.3液压油缸计算由前面的计算，可得到尾架的最大轴向力为，即液压油缸所受的外作用力为,而工作压力已知，为2，也就是顶尖顶紧工件时的液压压力为2，此时背压取0.5。则液压油缸的内径为： （3-5） 式（3-5）中，D:油缸内径； ：输出力； ：液压系统输出压力； ：液压系统背压；将以上数据带入公式可得，液压油缸的直径为：圆整，选取液压油缸的，。得出活塞杆的活塞部分直径。参考背压值见表3.3所示，由于本液压系统的回油路上有节流阀，故取=0.5。表3.3 液压缸背压参考系统类型背压回油路上有节流阀的调速系统2-5回油路上有调速阀的调速系统5-8回油路上装有背压阀5-15带补油泵的闭式回路8-153.2液压泵的设计3.2.1液压泵工作压力的确定 液压泵在实际工作时，其输出压力便是它的工作压力，符号为。工作压力与液压泵流量没有关系，取决于外负载和油路压力损失。 液压泵工作压力计算公式： （3-6） 最高工作压力是，在本系统中工作压力为，安全系数取1.5，则。是总的管路压力损失。由系统图，取。 液压系统压力损失表见表3.4。表3.4 液压系统元件压力损失表元件名称额定压力损失单向阀电磁阀调速阀故液压泵工作压力为 当系统压力p21,选用柱塞泵，所以排除柱塞泵。 3.2.2液压泵流量、型号的确定 液压泵流量满足，液压系统的最大流量发生在顶尖顶紧工件的过程中，取尾架套筒被液压油推动的最大速度为v0.5m/s。 （3-7）式中：D为液压缸的直径； v为液压的速度。代入数据则有： 取泄漏系数K为1.2，求得液压泵流量： 一般来说，不同类型的液压泵，其性能特点、结构、工作方式或多或少会有区别，因此应根据实际需求来选择合适的液压泵。齿轮泵、叶片泵适用于负载小、功率小的机械设备中；螺杆泵、叶片泵适合磨床这类精度较高的机械设备；柱塞泵适合龙门刨床这一类的高负载、大功率的机械设备；齿轮泵也常用于机床辅助装置中的送料之类的不太重要的液压系统。根据本课题的实际情况，车磨复合机床精度较高、负载和功率都不算大，因此本系统选择双作用式叶片泵。查阅相关的液压泵选型手册，选择YYB1-AB36/60B型双联叶片泵，泵额定流量为。液压泵的性能参数与比较见表3.5，可对照该表选取液压泵的类型。表3.5各类液压泵的性能比较齿轮泵单作用式叶片泵双作用式叶片泵轴向柱塞泵径向柱塞泵排量范围/(mL/r)0.3-6501-3200.5-4800.2-360020-720转速范围/(r/min)300-7000500-2000500-4000600-6000700-1800容积效率（%）70-9585-9280-9488-9380-90总效率（%）63-8771-8565-8281-8881-83功率质量比/(kW/kg)中小中大小噪声稍高中中大中耐污能力中等中中大中价格最低中中低高高3.2.3液压泵驱动电机功率的确定本课题的液压系统中，液压泵的工作压力为P13.8，液压泵流量q=53.9,液压泵的总效率取0.8，则液压泵所需的驱动功率为： (3-8) 式中：p为液压系统的压力，其最大工作压力为3.8Mpa 为系统效率，=0.8 q为泵的流量，q=53.9L/min代入公式得：验算其他工况时，液压泵的驱动功率均小于或近于此值。查产品样本，选用的电动机。3.3液压元件的选择3.3.1油管及管接头液压系统的油管，一般是金属管和软管。本课题中的液压系统，有部件需要运动，又没有对金属管的需求，故使用软管来连接、通油。油管与油管、油管与液压元件之间的连接依靠管接头，管接头有连接稳固性、密封性，装配性、工艺性、尺寸大小、通油能力等性能指标，尤其是密封性是影响系统液压油外泄程度的重要因素。各类别管接头的比较如表3.6。表3.6 常用管接头的性能特点比较类型特点应用许用压力/MPa扩口式成本低、易加工薄壁钢管、铜管、尼龙管和塑料管之间的连接焊接式易加工、耐高压、抗振好、密封性好厚壁钢管的连接卡套式抗震性好、可靠性好、拆装方便适用范围广，一般都可用扣压式需要专用设备制造软管连接快换式无需工具即可快速连接或断开需要经常拆装的液压管路由于压力为3.8MPa，选用普通塑料软管，无特殊要求，因此选择扩口式管接头即可。3.3.2 过滤器的选择在液压系统中，系统内部会形成污染物，外界污染物也会侵入系统，油液中的污染物会加快元件的磨损速度，卡死阀芯，堵塞油路，使元件失效，导致液压系统故障，对液压系统和尾架，乃至机床整体的性能产生不利影响，因此必须处理污染物还有杂质。净化油液的最常用的方法就是安装过滤器。过滤器按照过滤精度可分为四级：粗过滤器 普通过滤器 精过滤器 特精过滤器 过滤精度只要取决于系统的压力。表3.7所示为过滤精度推荐值。表3.7 过滤精度推荐值系统类型润滑系统传动系统伺服系统压力p/过滤精度/25-50由于本系统压力为3.8，小于14，查表可知过滤精度为2550mm，选用普通过滤器。普通网式过滤器的压力损失比较小，清洁方便，通油性能好，一般用在液压泵的吸油口，这些特点都符合本系统要求，所以选用普通网式过滤器。3.3.3 油箱的选择油箱的基本作用是存储液压油，另外还有着让液压油散热、放出液压油中的气体以及让液压油中的杂质沉淀的作用。油箱分为两种，分别是开式油箱、闭式油箱。（1）在开式的油箱之中，液压油的自由液面与空气接触，开式油箱广泛用于多种设备，应用范围很广。开式油箱又有整体式和分离式这两种类别。整体式油箱的油箱就是机床的底座内部腔室，这种设计结构紧凑，容易回收泄漏的液压油，但是设计难度、制造难度、机床整体结构的复杂性都大大增加，而且不易修理，散热差，机床上的零件容易发生热变形。分离式油箱独立放置在机械设备外部，与设备主体分开，油箱的散热对设备主体的精度影响小，因此分离式油箱的使用更加广泛，尤其是在较为精密的设备上大多采用分离式油箱。（2） 闭式油箱完全封闭，油箱中的油液与大气是隔绝的，工作时，空气压缩机将空气压入充气罐，空气再从充气罐经过过滤、干燥、降压后进入油箱，使油箱内的液面压力比外部正常气压高，进而改善液压泵的吸油性能、减少气蚀的发生、降低工作噪声。闭式油箱大多应用于水下设备、交通工具等对油箱要求较高的场合。由于本课题中，液压系统用于车磨复合机床的尾架，所以选择开式油箱；又因为整体式油箱设的计、制造复杂，不易维修，散热差，故采用分离式。综上所述，该液压系统所选用的油箱为开式、分离式油箱。3.3.4油箱容积的确定为了有更好的散热性能、沉淀杂质性能，油箱需要较大的容积，但容积大也使油箱的体积较大，质量大，增加成本、占据较多空间。因此油箱的容积需要通过计算来得到一个合适的数值。在通常情况下，通过液压泵的额定流量，可以通过经验公式估算有效容积。对于机床的估算公式为： （3-9） 式中 V为油箱的有效容积，单位为； 为经验数字，根据液压系统的工作压力环境确定。低压系统=24，中压系统=57，高压系统=1012； 为液压泵的额定流量，单位为。上面已经计算出=4,流量为，代入公式，得油箱的有效容积 油箱的选定应符合JB/T 7938-201液压泵站 油箱 公称容积系列的规定，选取为250L3.4 液压系统的性能验算在完成了对液压系统的设计计算后，应当验算液压系统的技术性能，从而判断设计是否符合要求、质量是否过关。3.4.1液压系统压力损失验算为了确定液压泵的工作压力即液压系统的调整压力，需要对液压系统压力损失进行验算。确定了液压系统的执行元件的工作压力后，就可依照液压系统的管路的压力损失来计算液压系统的调整压力。本课题所设计的液压系统中，选用的阀类元件有节流调速阀、三位四通电磁阀、单向阀。系统总压力损失： （3-10） 式中 -管路的沿程压力损失； -局部压力损失。油路压力损失经验值见下表3.8所示。表3.8 油路压力损失经验值系统结构情况总压力损失一般节流调速及管路间单的系统进油路有调速阀及管路复杂的系统 本液压系统取最大值：1.5MPa,则=1.5.局部压力损失，在本论文中的3.2.1液压泵工作压力这一章节中已经确定,=0.8。那么将、代入公式（3-10）得到 为了保证液压系统的稳定性与安全，应该有一定的压力储备，若通过计算得到的液压系统调整压力大于液压泵额定压力的3/4，则需要重新对调整压力进行计算。 前面已计算液压泵的工作压力。 所以液压系统压力损失在允许范围之内。3.4.2液压系统发热温升的验算在工作的时候，液压系统中的液压泵以及执行元件，都会发生容积损失和机械损失的情况，液压油通过管路还有各个阀的时候也会要产生压力损失和泄露。这些损失所消耗的能量都转化为热能，使液压油的温度提升。在液压系统工作了一段连续的较长的时间后，液压系统达到热平衡，因各种损失所产生的热量与整个液压系统散发到空气中的热量相等，之后温度保持，不再继续提升。液压系统的最高允许油温在不同的工作环境、工作状况下是不同的，要验算液压系统的发热温升，需要算出液压系统的实际油温，倘若算出来的实际油温比最高允许油温小，则液压系统符合设计需求。系统在单位时间的发热量为 （3-11）式中 为液压泵的输入功率； 为系统的输出功率。油箱单位时间的散热量为 (3-12)式中 A为油箱散热面积（）； 为系统升温，()；系统达到热平衡时的油温（）； 为环境温度即工作场地温度取27； 为油箱散热系数（），当自然冷却、散热条件比较差时,=()；自然冷却、散热条件比较好时，；当采用专门的冷却器时，。液压系统系统达到热平衡时，即 (3-13)如果油箱三个边长的比例在1:1:1到1:2:3范围内，且油面高度为油箱高度的80%，其散热面积近似为 (3-14)式中 为油箱有效面积（L）。 为液压泵的输入功率即为电机功率，=0.55kW， 将、代入式（3-11）得。因为油箱容积，将其代入公式（3-14）得。根据本液压系统的工作环境，取油箱散热系数。 有：时，将计算得到的数据代入公式（3-13）得：有温升验算公式 （3-15）式中 为最高允许油温，对于普通机床，=；对于进行粗加工的机械、=。将、代入公式（3-15）得故油温在最高允许油温范围之内。3.5 进给系统的设计3.5.1主要约束条件 为了设计进给系统，应满足设计要求，需要根据约束条件来设计。约束条件为： 1尾架电动移动有效距离300mm； 2尾架电动移动速度 100mm/s； 3活塞有效移动距离100mm； 4被加工工件最大长度1000 mm；3.5.2 丝杠结构设计 先设计丝杠的公称直径。根据尾架的尺寸，初定丝杠公称直径为：24mm然后初选电机为Y90L-2，该型电机的额定功率为2.2kW，其同步转速为3000r/min，满载转速为2840r/min。由于约束条件中，尾架移动速度为100mm/s，尾架电动移动有效距离为400mm，可知丝杠的有效螺纹长度为400mm，且尾架需要4s的时间完成最大有效移动。为了运动合理，在电机与丝杠间用蜗轮蜗杆结构连接。设计蜗轮蜗杆的传动比为i=7.5，则：丝杠转速=电机转速/蜗轮蜗杆传动比375r/min所以，在3s的运动时间内，丝杠转动了：375/60 x 3 = 18.75 r由此，可知丝杠的导程为：300mm/18.75r=16mm依照实际情况，将丝杠设计为双头、梯形螺纹。查表GB/T 5796.3-2005，则丝杆在运动4s内转动25转，丝杆有效行程为300mm。螺纹为梯形螺纹，公称直径d=24，螺距P=8，为双线螺纹，导程为2P=16.螺纹高度0.5P=4，间隙z =/2=2然后依据总体尺寸机装配关系，设计丝杠轴结构及详细尺寸参数，如图3.3所示。丝杠左侧加工一小段螺纹用于安装螺母，总而实现限位用途，避免尾架移动中发生丝杠脱离的情况。图3.33.5.3 蜗轮蜗杆结构设计 普通圆柱蜗杆蜗杆采用45钢调质处理，则蜗轮可以采用灰铸铁HT200，与所选蜗杆配合可满足运动要求。在蜗杆-蜗轮传动中，一般传动比i=580。本课题中，蜗轮蜗杆传动比为i= 7.5。将参数列出：电机n=2840r/min；蜗杆n1=2840r/min；蜗轮n2=375r/min；蜗杆为主动i=n1/n2=Z2/Z1=u=7.5；齿数比u=Z2/Z1=7.5；根据机械设计表11-1，蜗杆头数Z1与蜗轮的齿数Z2的荐用值取蜗杆头数Z1=4，则蜗轮齿数Z2=30。通过标准GB/ T 10085-1988选取中心距a=40mm，模数m=2，i=7.5，分度圆直径d1=20mm，蜗杆头数Z1=4，蜗轮齿数Z2=30，变位系数X2=0则不需要变位，不自锁；分度圆导程角=193914,则直径系数q=10，轴向齿距Pa=6.283mm，齿顶圆直径da1=23.2，齿根圆直径df1=16.16。最后得到蜗杆最终参数：传动比i=7.5，蜗杆为主动杆，齿数比u=i=7.5.压力角20模数m=2，蜗杆直径系数q=10，蜗杆分度圆直径=20，蜗杆头数=4，齿顶圆直径为24mm，齿根圆直径为15.2mm；故导程角为：中心距为：=40mm通过表11-3及表11-4公式计算得蜗杆、蜗轮数据如下：(长度单位/mm） 中心距a=40mm 蜗杆头数Z1=4 齿形角=20o 模数m=2 传动比i=7.5 齿数比u=7.5 蜗杆直径系数q=10 蜗杆轴向齿距Pa=m=6.283 蜗杆导程Pz=mZ1=25.12 ha*=1 蜗杆分度圆直径d1=mq=20 蜗杆齿顶圆直径da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=24 蜗杆齿根圆直径df1=d1-2(ha*m+c)=15.2 顶隙c=c*m=0.4 c*=0.2 渐开线蜗杆基圆导程角（b) c