缸体曲轴孔与凸轮轴镗削动力头的设计

1缸体曲轴孔与凸轮轴镗削动力头的设计摘 要：根据发动机凸轮轴与曲轴孔的加工要求 1，首先确定组合镗床动力头的运动和动力参数；然后完成方案原理的设计、分析以及结构设计；最后完成进给运动控制系统的设计。结构设计中，主要是对多轴箱的设计，动力箱和滑台属于通用件，可根据设计的参数进行选取。进给运动由液压系统控制，完成工件加工过程中的快进，工进,快退的动作循环。关键词：组合镗床；动力头；主轴箱；液压控制；2The cylinder crankshaft hole and camshaft boring design of the power headAbstract: The composition of boring machine dynamic movement and dynamic parameters are determined according to the Engine camshaft and crankshaft hole requirements.Then the programme of the principles of design,analysis and structural design are completed. Finally the motian control system is completed. In the structural design,it puts emphasis on the multi-axle box design, Power box and slide are common,which can be selected based on the design parameters. Feed motion is controlled by the hydraulic system.Fast-forward in the process of the workpiece, the work forward, rewind the cycle of action is completed.Keywords：Portfolio Boring Machine；Head of driving force；Headstock ；Hydaulic control31 前言凸轮轴与曲轴孔的加工是发动机机加工的重要工序。加工完成后的孔必须要满足一定的尺寸精度、形态精度、位置精度和表面粗糙度等要求 2。对于单个孔有圆度、内孔表面粗糙度等要求：对于孔系有平行度、同轴度的要求。因此，在发动机的大批量生产中，为了保证凸轮轴与曲轴孔相应的精度和提高生产率，必须采用合适的加工设备和工艺手段。本论文研究的题目为了基于液压控制的 EQ6100 发动机凸轮轴与曲轴孔组合镗床动力头的设计，研究的意义在于保证孔相应精度的同时，充分提高劳动生产率，降低成本。组合镗床与一般镗床相比，她具有设计制造方便，加工范围广，加工灵活性高和效率高的特点。在 EQ6100 发动机凸轮轴与曲轴的加工中，广泛采用组合镗床加工。动力头为组合镗床的关键部位，其性能直接决定机床的整体性能和加工零件的精度。因此动力头的设计是组合机床设计中最重要的一环节。本设计针对凸轮轴与曲轴孔的精镗工序，由主轴箱两主轴带动镗杆同时对凸轮轴孔系和曲轴孔系进行加工，一次性完成加工过程。为了保证加工精度的要求，对动力头的各组成部分都应有相应的要求。其中主轴的影响最为关键，主轴的径向跳动及轴向窜动讲直接影响凸轮轴与曲轴孔的圆度、平行度等精度的要求 3。我这里把主轴和镗杆浮动连接，这样精度就转由用前中后镗套定位的镗杆保证。进给运动的实现主要由滑台来实现。滑台可以分为液压滑台和机械滑台。液压滑台由液压系统控制实现进给运动；机械滑台是依靠电机通过机械传动来驱动滑台实现进给运动。不同的进给控制方式有其各自的特点。本设计由液压滑台来实现进给运动，液压滑台由液压系统来驱动，实现工作过程中的快进、工进和快退的循环过程。2 远动学和动力学参数的确定2.1 切削参数选取2.1.1 凸轮轴孔凸轮轴孔：d=70mm进给量：0.2mm/r背吃刀量：0.8mm切削速度：70m/min转速：n=318r/min （n=1000 ） 工件材料：硬质合金 YG3X2.1.2 曲轴孔4曲轴孔：d=120mm进给量：0.2mm/r背吃刀量：0.8mm切削速度：70m/min转速：86r/min工件材料：HT250刀具材料：硬质合金2.2 切削力的计算2.2.1 凸轮轴孔单孔住切削力 Fc=238N （Fc= ） 查表得 . =11185 支撑，总=0.20.8.=1.06 =2385=1190进给力 Ff=72 5=360N径向力 Fp=119 5=595N2.2.2 曲轴孔单孔主切削力 Fc=238 （Fc= ） 查表得 =11187 支撑，总 Fc=238 7=1666N=0.20.8.=1.06 进给力 Ff=72 7=504径向力 Fp=119 7=833N2.3 切削功率的计算2.3.1 凸轮轴孔切削功率 Pc=Fc V=（1190 70）/60=1388W=1.39KW 2.3.2 曲轴孔切削功率 Pc=Fc V=（1666 120）/60=3332=3.33KW 2.3.3 总功率计算电机功率：P=Pc+P 空转+P 损失=1.39KW+3.33KW+0.08 6KW+2.38 1KW=5.55KW 3 方案的设计与评价本设计中，动力箱和液压滑台属于通用部件，可以根据实际要求来选取。因此，设计的重要为动力头主轴箱的设计。主轴箱驱动与动力箱联接，并和动力箱一起安装在液压滑台上，实现进给运动。多轴箱传动设计，是根据动力箱驱动轴的位置和转速、主轴位置及其转速要求，5设计传动链，把驱动轴和主轴联系起来，使各主轴获得预定的转速和转向。3.1 电动机型号的选择由上面的计算可知，所需要电动机的功率为 5.55KW，因此，可选用 Y160M2-8 型号电动机。该型号的电动机额定功率为 5.5KW，驱动轴的转速为 720r/min。3.2 对多轴箱传动系统的一般要求（1）在保证主轴的强度、刚度、转速和转向的条件下，力求传动轴和齿轮规格、数量为最少。因此，应尽量用一根主传动轴带动多根主轴。（2）为了保证长镗杆的刚度，本设计采用主轴的浮动连接。（3）用一根强度较高的主轴 带动 2 根主轴的传动方案。（4）驱动轴直接带动的转动轴数不能超过两根，以免给装配带来困难。3.3 主轴的分布类型本设计中，由 2 主轴带动 2 镗杆同时转动，一次完成对凸轮轴和曲轴孔的加工。其传动方案如图 1图 1 传动方案Fig1 Transmission programme3.4 多轴箱方案的分析与评价该方案从总体布置考虑，结构简单紧凑；传动轴和吃了的规格较少，传动从驱动轴经过左右两边各一级传动比到达主轴。各轴的相对位置容易确定。由一根驱动轴带动两根主轴同时转动，主轴之间相互独立；能较好的保证主轴的刚度。4 结构设计4.1 确定传动比动力箱驱动轴的转速 主轴的转速 318r/min，则总传动比凸1=720/， 2=轮轴 I= 曲轴 I= =3.8712=720318=2.26 12=7201864.2 各轴的转速和转矩的计算各级传动比已经确定，因此，根据传动方案看计算出各轴的转速，转矩等参数。6计算公式如下：= /i (1)21T=9550 (2)由公式（1） 、 （2）可计算出各轴的转速和转矩 T，各轴功率的计算忽略功率的损失。传动轴、为惰轮传动轴，传动比的选取只需要满足传动的要求，同时不与其他轴发生干涉。各轴的主要计算参数如表 1 所示。表 1 各轴的主要参数Table 1 The parameters of every axis项目 转速(r/min) 功率（KW） 转矩（Nm ） 传动比 驱动轴 I 720 5.5 40 -传动轴 251 4 78 -传动轴 415 1.5 56.2 -传动轴 186 4 26 3.87主轴 318 1.5 16.2 2.26 传动轴、为惰轮传动轴，传动比可随意取，只要满足不与其他轴发生结构干涉，同时还要校验是否满足强度要求。4.3 驱动轴传动轴齿轮设计计算：（曲轴孔）4.3.1 选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数（1）采用斜齿圆柱轮传动。（2）因为该动力头要完成汽缸孔的精镗工序，因此选用 5 等级精度的齿轮 4。（3）材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 20CrMnTi（渗碳后淬火） ，硬度约为 5862HRC，大齿轮材料为 40Cr（调质后表面淬火） ，硬度约为4855HRC。（4）选 小齿轮齿数 =18，大齿轮齿数 =18 3.87=69.66，取 =70。1 2 2（5）选取螺旋角。初选螺旋角 = 。145.2 按齿面接触强度设计由机械 设计 （10-21）设计计算公式进行计算，即：1 321 +1 （ ） 27(3)4.3.2 确定公式内的歌计算数值（1）试选 。=1.6（2）由机械设计图 10-30 选取区域系数 。=2.433（3）由机械设计图 10-26 查得 ，1=0.782=0.82， 则 =1+2=1.6（4）计算小齿轮传递的扭矩 N/mm1=95.510511 =95.51054720=2104(5)由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 d=1（6）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 =189.812（7）由机械设计图 10-21d 按齿面硬度扯得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 。1=1500 2=1078（8）由机械设计式 10-13 计算应力循环次数=601 1=607201（ 2830012） =2.48109/3.87=0.62=2.48109 109（9）由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1=0.90， 2=0.954.3.3 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由机械设计式（10-12）得 1=11 =0.91500=1350(4)=0.95 1078=970.2MPa 2=22 = 1+ 22 =1160(5)4.3.4 计算（1）计算小齿轮的分度圆直径 ，由计算公式得181321.621041 4.873.87（ 2.433189.81160） 2=23.3（2）计算圆度速度V= =0.88m/s 11601000=23.3720601000(6)（3）计算齿宽 b 及模数 b=1=123.3=23.3=1.25mm =1cos1 =23.3cos1418(7)h=2.25=2.251.25=2.81b/h=23.3/2.81=8.29（4）计算纵向重合度 =0.3181tan=0.318118tan14=1.427（5）计算载荷系数 K已知使用系数 =1根据 v=0.88m/s，5 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数 ；=1.05由机械设计表 10-4 查得=1.47=1.05+0.26（ 1+0.6） 1+0.1210323.3由机械设计图 10-13 查得 =1.35由机械设计表 10-3 查得 = =1故载荷系数 K= =1 1.05 1 1.47=1.54 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得(8) 1=13/=23.331.54/1.6=23.019（7）计算模数=1cos1 =23.01cos1418 =1.244.3.5 按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-17）(9)321cos221 确定计算参数（1）计算载荷系数K= =1 1.05 1 1.35=1.48 （2）根据纵向重合度 ，从机械设计 图 10-28 查得螺旋角影响系数=1.427=0.86（3）计算当量齿数1= 1cos3= 18cos314=19.78(10)1= 1cos3= 70cos314=76.92(4)查取齿形系数由机械设计10-5 查得 1=2.815； 2=2.227（5）查取应力校正系数由机械设计10-5 查得 1=1.549； 2=1.763（6）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳极限1=850； 2=720(7)由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1=0.8； 2=0.85（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计式（10-12）得1=11 =0.88501.4 =485.712=22 =0.857201.4 =437.1410（9）计算大小齿轮的 并加以比较111 =2.8151.549485.71=0.00897(11)222 =2.2271.763437.14=0.00898大齿轮的数值大。4.3.6 设计计算321.4821040.86cos21411821.6 0.00898=0.939多轴箱中的齿轮模数常用 2、2.5、3、3.5、4 几种。为了满足弯曲强度的要求，取 ，同时为了便于生产，同一多轴箱中的模数规格最好不要多于两种 5。=2由上面按接触强度设计得出的分度圆直径 ，因此小齿轮的齿数134.9211cos =25.43cos142 =12.3为防止根切，同时考虑到驱动轴的齿轮齿数的一般范围，可取取1=30， 则 ： 2=1=3.871=116.1 2=1164.3.7 尺寸计算（1）计算中心距=（ 1+2） 2cos =（ 30+116） 22cos14 =150.46(12) 将中心距圆整为 150mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=cos（ 1+2） 2 cos（ 30+116） 22150 =14.85(13) 11(3)计算大、小齿轮的分度圆直径1=1cos= 302cos14.75=62(14) 1=2cos=1162cos14.75=239（4）计算齿轮的宽度b=1=137.23=62圆整后取 2=57； 1=624.4 传动轴主轴（凸轮轴孔）4.4.1 选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数选小齿轮齿轮 大齿轮齿数 取1=20， 2=2.2620=45.2， 2=45其他参数都与上一对齿轮相同。4.4.2 按齿面接触强度设计由机械设计 （10-21）设计计算公式进行试算，即1321+1 （ ） 2(15)4.4.3 确定公式内的各计算数值（1）由机械设计图 10-26 查得 ，1=0.762=0.84， 则 =1+2=1.6（2）计算小齿轮传递的扭矩 Nmm1=95.510511 =95.51051.5318=4.5104（3）由机械设计式 10-13 计算应力循环次数=601 1=603182（ 2830012） =2.20109/2.26=0.9732=2.20109 109（4）由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1=0.90， 2=0.95（5）计算接触疲劳许用应力12取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由机械设计式（10-12）得 1=11 =0.91500=1350=0.95 1078=970.2MPa 2=22 = 1+ 22 =1160（6）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 =1其他参数都与上一对齿轮相同4.4.4 计算（1）计算小齿轮的分度圆直径 ，由计算公式得 11321.62.210411.6 3.262.26（ 2.433189.81160） 2=21.58(16) （2）计算圆度速度V= =0.359m/s11601000=21.58318601000（3）计算齿宽 b 及模数 b=1=121.58=21.58=1.07mm=1cos1 =21.58cos1420h=2.25=2.251.07=2.41b/h=21.58/2.41=8.95（4）计算纵向重合度 =0.3181tan=0.318120tan14=1.59（5）计算载荷系数 K已知使用系数 =1根据 v=0.359m/s，5 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数 ；=1.0513由机械设计表 10-4 查得=1.47=1.05+0.26（ 1+0.6） 1+0.110321.58由机械设计图 10-13 查得 =1.35由机械设计表 10-3 查得 = =1故载荷系数 K= =1 1.05 1 1.47=1.54 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得1=13/=23.331.54/1.6=21.3（7）计算模数=1cos1 =23.01cos1418 =1.034.4.5 几何尺寸计算为了便于生产，多轴箱中的齿轮模数进可能一致，因此，也取这对齿轮的模数=2由上面按接触强度设计得出的 分度圆直径 121.53，因此小 齿轮 的 齿 数11cos =21.53cos142 =10.45考虑到方案的要求，齿轮不能过大，否则，会因中心距无法满足要求。取则. 1=30，取2=1=2.2618=67.8 2=684.4.6 计算中心距=（ 1+2） 2cos =（ 30+68） 22cos14=101(17)将中心距圆整为 101mm。4.4.7 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos（ 1+2） 2 cos（ 30+68） 22101 =14.712(18) 144.4.8 计算大、小齿轮的分度圆直径1=1cos= 302cos14.712=621=2cos= 682cos14.712=1404.4.9 计算齿轮的宽度b=1=137.23=62圆整后取 2=57； 1=624.4.10 按机械设计式（10-16）进行弯曲强度校核(19) = （1） 计算载荷系数K= =1.42 (20)（2） 根据纵向重合度 ，从机械设计 图 10-28 查得螺旋角影响系数=1.59=0.87（3） 计算当量齿数1=13= 18314=33.161=13= 70314=75.16(4)查取齿形系数由机械设计10-5 查得 1=2.88； 2=2.239（5）查取应力校正系数由机械设计10-5 查得 1=1.536； 2=1.672（6）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳极限1=850； 2=720(7)由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1=0.8； 2=0.85（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计式（10-12）得151=11 =0.88501.4 =485.712=22 =0.857201.4 =437.14（9）计算 =211=24.510462 =1451.64.4.11 计算1=1.62418.062.881.5360.876221.6 =65.7612=1.62418.062.391.6720.876221.6 =59.3624.4.12 中间惰轮的设计中间惰轮的齿数在满足啮齿要求，且不与其他轴发生干涉的情况下可以随意取，选取1=178， 则 1=1cos =178cos14.7122 =86；2=107.5， 则 2=2cos =107.5cos14.7122 =52与惰轮啮合的齿轮和主轴齿轮啮合的齿轮相同。经强度校核和作图检验，均符合要求。满足弯曲强度的要求 6。4.5 轴的设计和校核（1）材料：45 钢，调质处理；由机械设计表 15-3 查得 。0=112（2）按钮转强度条件计算轴的最小直径：d03=11233.88186=30.14p=4 0.972=3.88n=186n/minT=9550000p/n=205397N(3)轴的结构设计。首先议定轴上零件的装配方案，然后逐步确定各段直径的大小及长度。如图 2 所示：16图 2 主轴 III 的结构与装配Fig2 the structure and drive main assemblyIII（4）求轴上载荷。首先求作用在传动轴 I 各齿轮上的力，便于计算，对上述齿轮进行编号，如图 4 所示，已知各齿轮分度圆直径 转速1=239， 传动轴 ， ，1=186/=14.714=20； 则 ：N=2=2205376239 =1718=tan=646=tan/cos=415各力的方向如图 5 所示。(5)然后计算轴承的支反力。确定轴承支点的位置时，应查取阿德值。对于 30308型的圆锥滚子轴承，由机械设计查得 a=19，因此，见支梁的轴的支撑跨距L=151+71=222mm。根据图 5 列出平衡方程，求解支反力：H 面： 1+2=011+22=0V 面： 1+2=011+22+2=0经计算： MH=82899N M1=549;2=1169; ； ； M1=1962=4511=68101M2=13916总弯矩 ;2=84059 1=107284轴上的载荷已经求出，因此可以计算轴的弯矩和扭矩。轴的弯矩和扭矩图如图 3 所示。从图 3 中，可以看出截面 C 是轴的危险截面。(6)按弯扭合成合成应力校核轴的强度。进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险面 B）的强度 7。根据机械设计式（15-5） ，取轴的计算应力：=0.6，17= 1072482+（ 0.6205376） 20.1453 =17.9(21) 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得：。1=60=1，故 轴 的 强 度 够 。图 3 轴的载荷分析图Fig3 Axis analysis of the load4.5.2 其他传动轴的设计与校核其余传动轴的设计和校核的方法与传动轴 III 类似，经计算和校核，均满足强度的要求。各轴的工作图详见零件图。4.6 驱动轴 I 轴承的校核传动轴轴承采用 30307 型号的圆锥滚子轴承。由前面已知，传动轴 I 所驱动的负载最大，因此，只需要校核该轴轴承的寿命，如该对轴承满足寿命要求，那么其他的轴承也满足寿命要求 8。由于主轴承受的负载很小，且转速不大，从实际情况考虑，主轴轴承可以不须进行校核。（1） 查机械设计手册可知 7307C 轴承的 C=86200N， 0=63800（2） 根据机械设计表 13-3，选取轴承的预期计算寿命 。=20000（3）由上述求轴的负载时已求得: ; ; ; 1=549 2=11691=451; 。则可以求得两轴承受到的径向载荷 和 计算 2=1962=646 12。过程如下：(22) 1=21+21= 5492+4512=710182=22+22= 1962+11692=1185(4)求两 轴承的计算轴向力 ，轴承的受力分析图如图 4 所示。1和 2图 4 轴承的受力分析Fig4 Bearing force analysis对于 30307 型轴承，按机械设计表 13-7，轴承的派生轴向力 ，e 值=由 确定。但先轴承轴向力 未知，故选取 e=0.4，因此可估算：/0 1=0.41=0.4710=2842=0.42=0.41185=474（方向与 相反）=2=646 2按机械设计式（13-11）得： 1=1=2482=1=148646=39810=24863800=0.003920=39863800=0.0062按机械设计表（13-11）进行插值计算，得 。在计算：1=0.415， 2=0.4111=11=0.415710=2952=22=0.4111185=4871=1=2952=1=487646=16010=29563800=0.004620=16063800=0.002519两次计算的 值相差不大，因此确定 ，0 1=0.415， 2=0.410， 1=2952=160（5）求轴承的当量动载荷 和 。因为：1 2(23) 11=295710=0.415=122=1601185=0.1352由机械设计表 13-5 分别查表或插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承 1： 1=1， 1=0对轴承 2： 2=0.44， 2=1.004因轴承运载中有中等冲击载荷，按机械设计表 13-6，取 。则：=1.51=（ 11+11） =1.5（ 1710+01221） =10652=（ 22+22） =1.5（ 0.441185+1.004160） =1023(6)验算轴承寿命。因为 ，所以俺轴承 1 的受力大小验算：12=10660（ 1） = 10660186（ 862001065） 3=47512598(24)轴承的预期计算寿命 因 故所选轴承满=283004=20000。 ，足寿命的要求。4.7 键的选择与校核键的选择包括尺寸选择和类型选择两个方面。类型选择圆头普通平键；尺寸的选址根据相应轴径的大小和长度来选择 9。平键联接传动扭矩时，起主要失效形式为工作被压溃，依据这一点来对键的强度进行校核。轴和齿轮处的联接均为键联接，这里主要校核联接与驱动轴齿轮相啮合的齿轮处的键，因为该键传递的扭矩最大 10。由机械设计式 6-1，键的校核公式为：20(25)=2103其中 k=0.5h，此处 h 为键的高度；l=L-b，L 为键的公称长度；d 为轴的直径；T为键的传递的扭矩。键公称直径 14 9.将各数据代入上式中，计算得出 ， =60查机械设计表 6-2，查得 ，故安全。=110， 4.8 润滑系统的设计考虑到动力头立卧安装的以及齿轮布局特点，对润滑的控制不方便，不宜采用体内供油。因此，本设计中采用体外供油的方式对各零件进行润滑，既可以减轻 重力 负载，同时也方便对润滑的控制。在主轴箱的外部设置一液压泵，液压泵与油箱连接，当系统工作时，液压泵转动，讲油液运送至固定在主轴箱顶上圆形分油器，然后经过圆形分油器的分油作用，涌过各油管，讲油液输送至各润滑点进行润滑 11。润滑的原理示意图如图 7 所示。图 5 润滑原理示意图Fig5 Princple of lubrication选取液压泵电机的型号为 Y90L-2，液压泵的型号为 YB1-63，圆形分油器的型号为 ZIR31-2.液压泵电机由开关系统控制，当系统开始工作时，电机启动，润滑开始，当系统停止工作时，电机停止，此时，系统停止润滑。5 液压系统的设计进给运动采用液压系统进行控制。相比于电气控制，液压 控制具有以下一些优点：（1）在同等的体积下，液压装置能比电气装置产生更多的动力，因为液压系统中的压力可以比电枢磁场中的磁力打出 30-40 倍。在同等的功率下，液压装置的体积小，重量轻，结构紧凑。（2）其次，液压装置工作比较平稳。由于重量轻，惯性小，反应快，液压装置21易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压装置的换向频率，在往回转运时可达500 次/min，实现往复直线运动时刻达 1000 次/min。（3）液压传动易于自动化，这是因为它对液压压力、流量或流动方向易于进行调节或控制的缘故。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，接受远程控制 13。（4）液压装置能在大范围内实现无极调速（调速范围可达 2000） ，它还可以在运动的过程中进行调速。（5）液压系统易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在失速状态下工作而不会过热，这是电气装置和机械传动装置无法办到的。液压元件能自行润滑，使用寿命较长。（6）由于液压元件一实现了标准化，系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也具有较大的机动性 14。（7）用液压传动来实现直线运动远比用机械传动简单。综合以上各优点，同时考虑到本机的特点，采用液压系统来控制进给运动较为合适。5.1 分析主机该组合镗床动力头完成凸轮轴与曲轴孔的精镗工序，为保证加工零件的精度和表面粗糙度的要求，因此该液压系统的平稳性要好 15，同时由于该动力头需立卧式安装，要求运动的过程中防止产生振动。5.2 分析工况5.2.1 运动分析运动循环：启动 快进 工件 停留 快退 停止。由于切削行程为 1200mm， 工进行程 ；取快进行程：1=80。根据以上所计算的总的2=120； 总 行程： =1+2=350+500=1200进给力，以及所需的最小进给速度、工进行程、结合多轴箱轮廓尺寸，考虑工进稳定性，选用 1HY40-H1 型液压滑台。快进速度：8m/min工进速度： 1=0.2186103=0.037/2=0.2318103=0.063/快退速度：8m/min取 V=0.037m/min22绘制速度图，如图 6 所示:图 6 液压缸负载速度图Fig6 Cylinder load speed plans5.2.2 负载分析（1）工作负载：由前面的计算知 =864（2）惯性负载： 估算 G=4900N=49009.8 8600.2=333 （3）摩擦阻力（双矩形导轨）：静摩擦阻力： =980N=49000.2动摩擦阻力： =490N=49000.1（3） 重力： =4900（4） 密封阻力： （不 单 独 计 算， 计 入机械效率）（5） 液压缸的机械效率取 =0.9.由此可得液压缸在各工作阶段的负载，如表 2所示。 表 2 液压缸在各阶段的负载Table 2 Hydraulic cylinders at various stages of the load工况 负载组成 负载值（N） 推力 F/（N）启动 F= 980 1089加速 F= 823 914+快进 F= 490 544工进 F= 1354 1504+快退 F= 490 544 5.3 液压缸主要参数的确定由负载图可知，液压缸在快退时所受的负载最大，根据液压传动表 11-2 和2311-3 可知，组合机床液压系统在最大负载小于 5000N 事选用工作压力 1=1。动力滑台快进和快退的速度相等，液压缸选用单杆式活塞液压缸，并在快进时做差动联接 16。这种情况下液压缸无杆腔工作面积 应为有杆腔工作面积 的两倍，1 2即活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 成 d=0.707D 的关系。在孔加工时，液压缸回路上必须有被压 P2 以防止孔加工完成后滑台突然前冲。根据液压工程手册表 12.3-13 中推荐值，可取 P2=0.8MPa。快进时液压缸虽然做差动联接，但由于油管中有压降 P 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算可取P=0.5MPa。快退时回油腔是有背压的，这时 P 也可按 0.5MPa 估算取 2=0.5。按工时时的推力计算液压缸的面积，由液压传动式 5-3：F=1122=112（ 2/2)故有： 1= 122= 150410.42=25.072(26)D= (27)41/=5.6； =0.7.7=0.7075.6=4当按 GB2348-93 将这些直径圆整成酒劲标准值时得;D=6cm;d=4cm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：1=24 =28.262； 1=（ 22)4 =28.262；经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述 D 与 d 的值，可估算液压缸在各个阶段中的压力、流量个功率。并绘出工况图，如表 3 所示表 3 液压缸工况表Table3 Cylinder condition Table工况 负载 回油与进油腔压力 输入流量 q（L/min） 输入功率 P(KW)24快进启动 1089 ， 2=0 1=0.87快进加速 914 ， 2=1.231=0.73快进恒速 544 ， q=10.05，P=0.0742=0.941=0.44工进 1504 ， q=0.1.5，P=0.00142=0.81=0.54快退启动 1089 ， 2=0 1=0.69快退加速 914 2=0.5， 1=0.59快速恒速 544 q=12.56，P=0.0752=0.5， 1=0.365.4 液压系统图的拟定5.4.1 液压回路的选择（1）调速回路。从工况图中可以清楚的看到，在这个液压系统的工作循环内，这台机床液压系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流调速回路在孔加工完成后滑台突然前冲的现象，回油路上要设置背压阀。此外，最大流量和最小流量之比约为 119，快进和快退所需的时间 与工进所需的时间 分别为：1 21=（ 11） +(33)=17.4(28) 2=22=129。21=7.4.调 速回路采用 进 口 节 流 调 速（2）快速回路和换向回路。不管采用什么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。在本系列中，单杆液压缸做差动联接来实现快进运动。(3)速度换接回路。由液压缸工况表 3 知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸流量由 10.05L/min 降为 0.105L/min，滑台的速度变化比较大，因此本系统采用行程阀来控制速度的换接，以减少液压的冲击。当滑台由工进转为快退时，回路中流量很大-进油路中通过 12.56L/min，回油路中通过 12.56（28.26/15.7）=22.6L/min。为了保证换向平稳，可采用电液换向阀式换接回路（见图 8）。由于这一回路要实现压缸的差动联接，换向阀必须是五通的（4）压力控制回路。系统的调压问题在油源中解决，卸荷问题如采用中位机能为 Y型的三位换向阀来实现，就不需要在设置专用的元件或油路了。5.4.2 液压回路的综合25综合以上的各种回路，发现系统有如下几个地方还需要改进：（1）为了解决滑台工进时进油路回路相互接通，无法建立压力的问题，必须在液压换向回路中串联一个单向阀，将工进时的进油路、回油路隔断。(2)为了解决滑台快速前进时回油路接通油箱，无法实现液压缸的差动联接的问题，必须在回油路上串联一个顺序阀以阻止油液在快进阶段返回油箱。（3）为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性的问题，必须在电业换向阀的出口处增设一个单向阀。（4）为了便于系统快进到位时电机启动旋转和自动发出快速退回信号起见，在调速阀输出端需增加一个压力继电器。经整理后的液压系统图如图 7 所示。5.5 液压元件的选择5.5.1 选择液压泵和电动机（1）确定液压泵的工作压力：前面已确定液压缸的最大工作压力为 1.23MPa，选取进油管路压力损失 0.8MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力值为 0.5MPa。所以泵的最大