卧式数控鞋楦加工机 总体及C向驱动系统设计

目 录第 1 章 绪论 .11.1 鞋楦机的介绍 .11.2 选题的意义 .11.3 本文主要内容 .1第 2 章 加工机总体方案设计 .22.1 鞋楦加工机总体设计 .22.2 方案的优选 .42.3 本章小结 .4第 3 章 C 向伺服系统的电机选型 .53.1 电机选择相关参数的计算 .53.2 力学模型的建立及分析 .63.3 电机和减速器的选择 .73.4 初步选择伺服电机 .83.5 选择电机的校核 .103.6 本章小结 .12第 4 章 滚珠丝杆副设计计算 .134.1 滚珠丝杆螺母副的计算 .134.2 滚珠丝杆螺母副的选型 .144.3 稳定性校核 .164.4 本章小结 .16第 5 章 直线滚动导轨副设计计算 .175.1 滚动导轨的选型 .175.2 直线滚动导轨副设计计算 .175.3 摩擦力计算 .185.4 本章小结 .19第 6 章 尾架部件的设计 .206.1 液压缸的设计计算 .206.2 液压缸的校核 .216.3 液压缸的结构设计 .216.5 本章小结 .25第 7 章 C 向部件结构设计 .267.1 各类传动链的优缺点分析 .267.2 C 向传动系统整体布局及部件设计 .267.3 齿轮模数齿数的确定 .277.4 主轴部件设计计算 .287.5 主轴组件的润滑和密封 .307.6 部件相关校核 .317.7 本章小结 .34结论 .35致谢 .36参 考 文 献 .37卧式数控鞋楦加工机 总体及 C 向驱动系统设计摘要 本文针对卧式数控鞋楦加工机总体及 C 向伺服系统设计。介绍了鞋楦的发展趋势，并对鞋楦机进行简介，根据已知的鞋楦加工机的设计技术参数， 对 鞋楦加工机进行了设计，主要任务是对鞋楦加工机的总体及其 C 向部件 结构、 驱动系统、滚珠丝杆副、直线导轨和尾架部件的设计。并提出了合理的 C 向伺服系统传动方案，以及行星减速器和伺服 电机的选择方法，主轴组件的结构设计有效的保证了鞋楦的加工质量。 关键词 鞋楦机 驱动系统 总体Abstract This paper aimed at the design of horizontal numerical control shoe last machine-overall design with C-direction. It presented the development trend of shoe last and the synopsis of shoe last machine, according to the known technical parameters, carried on the design of numerical control shoe last machine. The main task was to carry on the design of overall processing machine shoe last and the component structure of C-direction, drive system, ball screw, linear rails and tail aircraft components. And this design has put forward the rational transmission scheme of the C-direction servo system, and the choice method of planetary decelerator and servo electrical machinery, and the structural design of spindle components guaranteed the quality of shoe last effectively. Key words shoe last machine drive Overall第 1 章 绪论1.1 鞋楦机的介绍鞋楦：鞋楦是鞋的母体。是鞋的成型模具。鞋楦不仅决定鞋造型和式样，更决定着鞋是否合脚，能否起到保护脚的作用。因此，鞋楦设计必须以脚型为基础，但又不能与脚型一样，因为脚在静止和运动状态下，其形状、尺寸、应力等都有变化，加上鞋的品种、式样、加工工艺，原辅材料性能，穿着环境和条件也不同，鞋楦的造型和各部位尺寸不可能与脚型完全一样。数控刻楦机是一个集CAM、数控技术、机械原理、电气电路技术于一身的高精尖设备，国内目前只有极少数厂家花费巨资引进了国外的数控设备，但使用情况并不理想，目前广东也有在做数控机但加工精度也不是很高，大多数厂家依旧沿用传统仿型机生产方式。而国外的刻楦机已经有了很大的发展，他们改变了传统模式，全部采用封闭式结构，毛坯楦竖向固定在刻楦机上，极大地减少了噪音和粉尘污染，节约了设备占地面积。刻楦机也不使用母楦，而是将在计算机三维系统上进行的鞋楦设计数据做成软盘，直接插入数控刻楦机的计算机，即可按设计的鞋楦数据，刻出所需的楦型。这大大提高了鞋楦加工的效率，节省了许多材料。1.2 选题的意义制鞋强国的经验表明:数控技术应用到鞋楦设计制造上 ,不但能使产品能最大限度符合设计师的意图,而且能大大缩短样品设计制造时间、提高了产品质量。我国已加入 WTO,制鞋业既有机遇,又有挑战。在这种形势下,要想迅速提高我国鞋业设计制造水平,全面提升企业竞争力,研制开发新型数控刻楦机和鞋楦 CAD/CAM 系统势在必行。要提升我国鞋类产品在国际和国内市场的竞争力并赶超制鞋强国,分析制楦的工艺发展过程,找出关键技术所在有十分重要的意义。1.3 本文主要内容（1）加工机总体方案设计。（2）伺服电机选型（包括等效转矩计算、等效转动惯量计算） 。（3）滚珠丝杆副设计计算。（4）直线滚动导轨副设计计算。（5）尾架结构设计。（6）C 向部件结构设计。（7）主要零件设计计算。第 2 章 加工机总体方案设计2.1 鞋楦加工机总体设计鞋楦机的工作原理:鞋楦由夹具固定后 ,作 C 向回转运动,高速旋转且倾斜一定角度的刀具在 X-Z平面内作 Z 向上升运动和 X 向的进给运动,在鞋楦表面形成螺旋线加工轨迹,数控刻楦机通过控制(C, X, Z)切削毛坯楦得到成品楦。为了实现这一加工路径,数控刻楦机采用三轴联动方式,在设计时,在数控系统和机床机械本体两个方面都要围绕这一加工方式展开,数控系统需要完成 C、X、Z 三个伺服轴的控制,读取由各个轴运动位置值构成的数控程序后,进行插补运算,控制三台伺服电机完成刀具在X、Z 两个方向上的进给运动和鞋楦的 C 向回转运动。机床本体由夹具系统、C 向进给装置、Z 向进给装置、X 向进给装置、刀具系统和辅助装置构成。其中,夹具系统实现鞋楦的夹持; C 向进给装置负责实现鞋楦 C 向回转运动 ;刀具系统实现切削刀具的高速回转运动 ,并且固定在 X 向进给装置上实现 X 向进给运动,同时, X 向进给装置又固定在 Z 向进给装置上实现刀具的 Z 向运动;辅助装置由排屑、加工窗升降门、照明及防护等装置构成。2.1.1 方案一如图 2-2 所示采用主轴箱，尾架和底座各自独立布局。用螺栓锁紧在大底板上。采用该方法主要考虑到：（1）各加工面较大，分开独立布局有利于加工；（2）搬运时拆卸方便。但该方案存在以下缺点：（1）由于分开加工且加工面过多，组装后精度低；（2）主轴箱和尾架太高垂直精度不容易保证；（3）分离式布局整体刚度不够，容易松动。图 2-1 数控鞋楦机工作原理图2.1.2 方案二由于考虑到方案一的一个很致命的缺点（精度低）而有可能达不到生产厂商要求的加工精度，这样就体现不出数控鞋楦加工机应有的精度优势，等于浪费了大量金钱去做无用的数控设备。因此我对现有机加工技术进行分析以求改进结构提高其精度。从现实加工中我了解到现有加工技术已经有能力加工整个较大表面达到该设计所需的精度要求，所以我打算采用如图 2-3,图 2-4 的方案图 2-2 总体布局方案一主主主图 2-3 总体布局方案二 图 2-3 是图 2-4 的右视图。该方案中把主轴箱部分和尾架部分的下半部截掉，而把整个底座做成一体，底座由钢板焊接而成，在焊完后再进行整体加工，这样整个底座的加工面和加工孔可在一次装夹中加工出来。这很大的提高了精度。在该方案中还把尾架部分做成移动式这样可大大提高加工的范围，同时也更有利于提高较小鞋楦的加工精度。因为若尾架是固定式的，在加工较小鞋楦时液压杆要伸出很长，在很大的切向冲击力作用下其刚度不够好，很容易产生弯曲变形，而影响了加工精度。综合以上因素，可看出方案耳与方案一相比具有如下优点：（1）加工面大大减少，整体精度有很大提高；（2）主轴箱和尾架高度减少了近一半，其垂直度得到保证；（3）整体刚度大大提高，工作起来更稳定；（4）加工范围大大提高，几乎可满足各种正常鞋楦加工需求。2.2 方案的优选在经过对以上方案从机加工能力，机床本身精度分析和经济性等方面的比较后可看出方案二在整体上更合理，更优秀。2.3 本章小结本章主要是对鞋楦机总体设计方案的分析，并得出最佳的设计方案。图 2-4 总体布局方案二第 3 章 C 向伺服系统的电机选型3.1 电机选择相关参数的计算3.1.1 计算铣刀对工件的弯矩铣刀的半径为 42mm，铣刀的转速已知为 12000 转/分钟,加工鞋楦的最大回转半径 130mm。铣刀的角速度 = = =1256rad/s602n1204.3则铣刀的线速度 V=r=12560.042=52.752m/s由于铣刀的电机功率为 21.5 千瓦，因为本机床为四把刀具同时加工四只鞋楦，所以每把刀具所需要的驱动功率为 0.75Kw。主切削力 F= = =14.217NVP52.7103则总体切削力为 F =4F=56.870N总按照极值情况，取鞋楦的最大回转半径。则铣刀对切削工件的总弯矩ML=F 总 r 回转 =56.8700.13=7.3931Nm3.1.2 加工鞋楦的转动惯量鞋楦质量 m=2Kg 平均回转半径取 100mm，则加工鞋楦的转动惯量 JL 可由下式计算得出：24222 1055810mKgcmKgmDJL 3.1.3 传动齿轮的转动惯量初定齿轮的分度圆直径为 116mm，模数取为 2，则齿数 Z=58，确定齿宽为 20mm 八个齿轮之间的传动比均为 1，则每个齿轮的转动惯量均相等J1=0.78D4L10-3(Kgcm2)=28.246 Kgcm2图 3-1 力学模型图3.2 力学模型的建立及分析力学模型的建立如上图所示，鞋楦的转动惯量 JL，主轴齿轮和过渡齿轮的转动惯量均为 J1，传动比 i2 为 1，减速器的传动比率待定。从图中可以看出要合理的选择电机的话就要把从工件到其他的传动链中各组件的转动惯量折算到电机主轴上并且同时列出电机主轴的等效力矩的数学表达式。（1）电机轴上的等效力矩 （3-)(7654321减 速 器iiMLa1）（2）折算到电机轴上的等效转动惯量 （3-2 8765431LJ4i JJJJa 主 轴减 速 器2）（3）则电机所需扭矩 （3-iaJMTamx)(电 机3）分析计算公式，对于负载力矩一定时：由（3-1）式可以看出电机轴上的等效力矩和齿轮的总传动比成反比，i 越大，折算到电机轴上的等效力矩越小；由（3-2）式可以看出折算到电机轴上的等效转动惯量和齿轮的总传动比的平方成反比，i 越大，折算到电机轴上的等效转动惯量越小；单从这两个式子来看，选择较大的的传动比就可以选用较小容量的伺服电机，但事实上，负载存在一个 amax 参数， amax 为危险截面时 C 向允许的最大角加速度，负载的 amax 折算到电机轴上的等效加速度为 amaxi,齿轮的总传动比 i 越大，则等效加速度越大，电机消耗的转矩也就越大，由此可以知道当总传动比越大时则折算到电机上的最大角加速度也就越大，也就是说电机本身所消耗掉的转矩也就越大，即电机输出的有效转矩越小，因此传动比的大小对选择伺服电机的容量的大小起着关键性的作用。相应地，输出转矩则降低。因此存在最佳传动比的选择问题。由以上分析可知,当电机消耗的转矩最小时,此时的传动比为最佳的传动比 i，对（3-3）式来说，即 时，可获得最佳传动比率 i。0diT将（3-1） （3-2）式代入（3-3）式iai JJJJJiMLL mx2 8765431 )4(T主 轴减 速 器电 机最佳传动比产生的条件，即令 0diT计算过程： 减 速 器电 机主 轴 J)44(M287654321L i JJJJdiT L得到 i 的计算表达式如下（3-maxL1)(J4JMiL电 机减 速 器 主 轴4）3.3 电机和减速器的选择C 轴为楦坯的回转轴，它由交流伺服电机驱动，同轴装有高精度的脉冲编码器，分辨率为2500p/r,检测脉冲倍频（DMR）nDMR 为 4，即 4 倍频后 C 轴的脉冲当量 Scp 为PnDMRScp/036.25360max8K行星减速器特点说明：行星减速器是一种共轴线式传动形式，具有共轴线传动特点，在结构上采用了对称分流传动结构，即用几个完全相同的行星轮均匀分布在中心轮圆周附近共同分担载荷，减速级数越大，回程间隙越大，精度也随之降低，因此在选择行星减速器时应该优先考虑级数为 1的行星减速器型号。减速级数行星齿轮的套数。由于一套行星齿轮无法满足较大的传动比，有时需要二套或三套来满足用户对较大传动比的要求。由于增加了行星齿轮的数量，所以二级或三机减速级的长度会有所增加，效率会有所下降。回程间隙将输出端固定，输入端顺时针和逆时针方向旋转，使输出端产生额定扭矩+-2%扭矩时，减速机输入端有一个微小的角位移，此角位移即为回程间隙。根据安装的空间排布需要，主加工轴通过联轴器与行星减速器相接，行星减速器再与电机相接，考虑空间利用的合理性，电机输入轴朝上，因此要求减速器输入端和输出端呈 90 度角，NEUGART 系列的减速器中有两种型号是 90 度转角的， WPLS 系列和 WPLE 系列的。在选择减速器的时候也要综合考虑，同时粗选的电机的额定转矩与所选的减速器的额定转矩之间存在一个比例系数 i， 即为所选减速器的减速比，即 Ti减 速 器 电 机 。在考虑减速器的减速比的选择的时候，由于当减速器的级比越大时，减速器的回程间隙也就越大，回程间隙越大，则在整个的传动过程中的传动准确性也就越低，所以综合考虑决定选用级比为 1 的行星减速器，这样就可以可靠的保证在整个的传动过程中传动的精度及准确性。选择德国 NEUGART 产，型号 WPLE120。性能参数如下：级数 1 最大输入速度 6000（r/min）减速比 8 额定输入速度(r/min) 3000额定输出扭矩 （Nm）120 最大径向力(N) 3500转动惯量(Kgcm2)2.89 最大轴向力(N) 28003.4 初步选择伺服电机电机选择的依据：当已经初选了电机和行星减速器后，就可以在初选了电机和减速器的基础上可以计算出一个最佳的传动比，当计算出的最佳传动比与比所选减速器的传动比小而且又比较接近减速器的传动比时，同时由公式所计算出的电机轴上的转矩小于所选电机的额定转矩，就说明所选的电机和减速器是合适的。鞋楦本身的加工过程为变加速运动，加工主轴的角加速度较大，危险截面的 折算到电机主max轴上，则电机主轴承受更大的扭矩损耗。鞋楦加工机具有较高的精度要求，确定采用松下伺服电机，其优点明显：（1）采用松下公司独特算法，使速度频率响应提高 2 倍，达到 500HZ ；定位超调整定时间缩短为以往产品 1/4 。（2）具有共振抑制和控制功能：可弥补机械的刚性不足，从而实现高速定位。（3）具有全闭环控制功能：通过外接高精度的光栅尺，构成全闭环控制，进一步提高系统精度。（4）具有一系列方便使用的功能。初选松下 MDMA（中惯量）系列电机，参数如下：额定功率 4Kw额定转矩 18.8Nm最大转矩 56.4Nm不带制动器电机惯量 42.510-4Kgm2平均分配到四根主轴的电机功率为 1Kw（3-mnPAnPdTT 33332.0952.0955）式中P轴传递的功率，为 1KwN轴的转速，为 80r/min许用的转切应力，在选取轴的材料时候，选用 45 号钢T由1表 15-3 可知道 =30MpT所以 75.16302.95.0953 TA所以 mnPd.87.163最小轴径处取 30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为 35mm，轴长取 400mmJ 主轴 =0.78D4L10-3=4.7Kgcm2由危险截面处的 amax=628K，代入（3-4）式，得到：KJMiL628)(4L1电 机减 速 器 主 轴将所有的已知条件代入到（3-5）式当中去得 Ki 62810)5.4289.()7391.744当 K=0.5 时 i=3.57；并且此时算代入到公式（ 3-3）中验算所选的电机的转矩是否符合要求，又验算得到所需要的转矩 故此时所选的电机是符合要求，但是考虑要最大限度的利用电yT电 机机。继续对 区不同的数值，只要所选的数值与减速器的减速比的乘积为整数就可以，因为电机在k单位时间内所发出的脉冲数应该为整数而不能是小数，所以综合考虑选 K=1 时，根据前面同样的计算方法可以计算出此时的最佳传动比 i=3.13 ，通过验算公式可以计算得到此时所需的电机的转矩 当 时，计算得到相应的传动比 ，通过验算公式也可以得到 ，随yT电 机 2k2.9iyT电 机K 值的增大最佳传动比是不断下降的，得到的所需转矩均小于电机输出转矩，但考虑和选择的行星减速器 i=8 有非常大的差距。考虑另行选择伺服电机。初选松下 MSMA（小惯量）系列电机，参数如下：额定功率 3Kw额定转矩 9.54Nm最大转矩 28.6Nm不带制动器电机惯量 6.7710-4Kgm2平均分配到四根主轴的电机功率为 1Kw mnPAnPdTT 33332.0952.095式中P轴传递的功率，为 1KwN轴的转速，为 80r/min许用的转切应力，在选取轴的材料时候，选用 45 号钢T由1表 15-3 可知道 =30MpT所以 75.16302.95.0953 TA所以 mnPd.87.163最小轴径处取 30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为 35mm，轴长取 400mmJ 主轴 =0.78D4L10-3=4.7Kgcm2将所有的已知条件代入到（3-5）式当中去得 Ki 62810)9.78.()54391.7 4当 K=0.5 时， i=7.79 并且此时算代入到公式（ 3-3）中验算所选的电机的转矩是否符合要求，又验算得到所需要的转矩 故此时所选的电机是符合要求，但是考虑要最大限度的利用电yT电 机机。继续对 区不同的数值，只要所选的数值与减速器的减速比的乘积为整数就可以了，因为电机k在单位时间内所发出的脉冲数应该为整数而不能是小数，所以综合考虑选 K=1 时，根据前面同样的计算方法可以计算出此时的最佳传动比 i=6.94 ，通过验算公式可以计算得到此时所需的电机的转矩 当 k=1.5 时，计算得到相应的传动比 i=6.77，通过验算公式也可以得到 ，yT电 机 yT电 机随 K 值的增大最佳传动比是不断下降的，得到的所需转矩均小于电机输出转矩，考虑和选择的行星减速器 i=8 的差距不大。考虑选择该伺服电机。3.5 选择电机的校核3.5.1 惯量匹配校核惯量匹配校核 比值的大小对伺服系统性能有很大的影响,中小惯量的伺服电机特点式转em/J矩/惯量比大,时间常数校,加减速能力强 ,所以其动态性能好 ,相应快.但是,使用中小惯量电动机容易发生对电源频率的响应共振,当存在间隙、死区时容易造成振荡或蠕动，这才提出了“惯量匹配原则”，并有了在数控机床伺服进给系统采用大惯量电动机的必要性. 对于惯量较小的交流服电机，其比值推荐 。3/1Jma当 ，对em/J 2 8765431LJ4i JJJa 主 轴减 速 器=8.35Kgcm2286.7.89.23/105.1/Jma符合要求且比值偏小小有利于提高伺服电机的灵敏度和缩短响应时间。3.5.2 电机发热校核对于连续工作负载不变场合的电动机,要求在整个转速范围内,负载转矩在额定转矩范围内.对于长期连续的、周期性的工作在变负载条件下的电动机,应该满足电动机发热条件的等效原则。理论上应该进一步验算电机的温升是否满足要求，但鞋楦加工机是断续工作状态，即工作三分钟，停机三分钟，因此，所选电机符合要求。3.5.3 转速校核经核算鞋楦加工机主轴最高转速为 80rpm，折算到电机轴上的转速为 640rpm，远小于电机的额定转速 3000rpm，故电机转速符合要求。电动机功率校核:查2P248 式（634）(m)mn1.529LPMP式中图 3-2 电机工作图LPM负载峰值力矩( mN)；n电动机负载峰值转速(r/s)；传动装置的效率,初步估算时取 =0.70.9；系数,属经验数据,考虑了初步估算负载力矩有可能取不全面或不精确,以及电动(1.52):机有一部分功率要消耗在电动机转子上。由上面的计算可以知道各参数的值:负载峰值力矩 LPM=9.84 mN 电动机负载峰值转速 n=70r/min=1.2r/s传动装置的效率 这里取 0.8则 9.84120.95mPKw计算出电动机功率 后,就可比校核电机是否满足所需功率;m查2P 248 知道,只要满足: 就可。NP所选电机额定功率 m=3.5k 0.19k该电机满足功率要求.3.5.4 转矩过载校核查2P 251 转矩过载校核的公式为 :maxax()()LeM式中 ax()Le折算到电动机轴上的负载力矩的最大值m电动机输出转矩的最大值( 过载转矩 )折算到电机轴上的负载力矩最大值 eaxmax()2.46 mkn8.475.kn为许用稳定性安全系数，一般k 4.2k则此滚珠丝杆不会产生失稳4.4 本章小结本章主要是对滚珠丝杆副进行相关计算，选型的依据和校核。第 5 章 直线滚动导轨副设计计算5.1 滚动导轨的选型导轨按导轨面间的摩擦特性可分为：(1) 动摩擦导轨副 其是应用较广的一种，也是其他类型导轨的基础，它的截面形状及其组合形式亦适用于静压导轨和滚动导轨。 (2)滚动摩擦导轨副 其导向精度高，耐磨性好，广泛应用于精密机床、数控机床和测量机等。(3) 流体摩擦导轨副。 根据设计要求,我采用直线滚动导轨。5.1.1 滚动导轨的结构及配置直线滚动导轨副分为整体型直线滚动导轨副和分离型直线滚动导轨副。选用滚动体做循环运动的直线滚动导轨，其中有基准面的为基准导轨，另一条是从动导轨。如此设置是为了满足装配要求。5.1.2 滚动导轨副选择滚动导轨与滑动导轨相比，滚动导轨具有以下优点：(1) 摩擦系数小(0.0030.005)，运动灵活，这也是滚动导轨的最大优点；(2) 动、静摩擦系数很接近，因而启动阻力小，低速运动平稳性好，且不易发生爬行；(3) 可以预紧，刚度高；(4) 寿命长；(5) 精度高，定位精度可达 0.10.2m，重复精度可达 0.2m；(6) 润滑方便，可以采用润滑脂，一次装填，长期使用；(7) 由专业厂生产，可以外购选用；(8) 结构比较复杂、制造比较困难、成本比较高。(9) 抗振和抗冲击能力差，对灰尘屑末较敏感，必须有良好的防护装置。由于数控机床采用了伺服系统，要求有恒定的摩擦阻力和无爬行现象，所以数控机床大多数采用滚动导轨。同时为了提高精度和刚度，选用整体型直线滚动导轨副，已由厂家预紧。5.2 直线滚动导轨副设计计算已知条件：工作台质量 m=50kg,有效行程 =0.5m，每分钟往复次数 =2。sl sn工作条件：常温，无明显冲击或振动，目标寿命为 6 年。5.2.1 计算各滑块载荷：按下图计算各滑块的载荷分别为：P1=P2=P3=P4= 500/2 =0.25KN5.2.2 按目标寿命换算为 km：寿命按每年工作 300 天，每天 2 班工作，每班 8h，开机率 80%，计算预期寿命时数为，Lh=6300280.8=23040 h额定寿命 L=2Lsns60Lh/1000=20.526023040/1000= 2764.8km5.2.3 计算额定动负荷：查表 4.3.1【2】 ，温度系数 =1，表 4.3.2【2】 ，接触系数 =0.81，表 4.3.3【2】 ，精度系数tf cf=0.9，表 4.3.4【2】 ，载荷系数 =1.8 取硬度系数 （根据产品技术要求规定，滚道硬度不af whf1得低于 HRC58） 。故有，Ca Pc L/K /( )=0.283KNwfhftcfa根据以上计算选用 KL 滚动直线导轨副 JSA-LG15KL 型，其额定动载荷=9.5KN 其额定静载荷=7.94KN，故符合要求。5.3 摩擦力计算由已知条件可知F mP1234FP1,3P2,4图 5-1 滑块受力图滚动导轨副所产生的摩擦力为F 摩 = *P + f其中为摩擦系数，=0.0030.005；P为法向载荷；f为密封阻力，假定每个滑座取 f =5N。当 P/Coa 0.1 时，= 0.0030.005；P/Coa = 0.05 时，=0.01 ；P/Coa 50MPa，温度 C804的条件下工作。(3)Y(Yx)形密封圈Y 形密封圈的截面为 Y 形，属唇形密封圈。它是一种密封性、稳定性和耐压性较好、摩擦阻力小、寿命较长的密封圈，故应用也很普遍。Y 形圈主要用于往复运动的密封，根据截面长宽比例的不同，Y 形圈可分为宽断面和窄断面两种形式，图 6-5 所示为宽断面 Y 形密封圈。Y 形圈的密封作用依赖于它的唇边对藕合面的紧密接触，并在压力油作用下产生较大的接触压力，达到密封目的。当液压力升高时，唇边与藕合面贴得更紧，接触压力更高，密封性能更好。Y 形圈安装时，唇口端面应对着液压力高的一侧，当压力变化较大，滑动速度较高时，要使用支承图 6-4 V 行密封圈结构图图 6-5 Y 形密封圈的截面图环，以固定密封圈，如图 6-5(b)所示。宽断面 Y 形圈一般适用于工作压力 P20MPa 的场合；窄断面 Y 形圈一般适用于工作压力P32MPa 下工作。6.3.4 尾架设计结论最终方案的确定，缸体和前端盖之间的采用焊接式连接，强度高，制造简单。考虑缸体本身质量不大，缸体和后端盖采用螺纹连接，结构小，质量轻，结构紧凑。在设计过程中应考虑缸盖和缸体的强度问题，同时考虑结构工艺性优良的一类结构形式。考虑活塞的往返运动，缸体中间开油孔。缸体内活塞杆和活塞的连接靠两个圆螺母锁紧，且可调，活塞件和缸体的密封采用同轴密封圈以及支承环 O 型密封圈相配合的形式，有效保证密封效果。由于工艺性上的问题，机床安装之后，无法一次性保证尾架顶针和加工轴轴心的对心，因此在液压缸后端盖配合的法兰盘和尾架机架之间靠螺钉以及圆柱销定位调整，这样，在出现无法对心一致的情况通过调整法兰盘的位置可以保证双轴对心，保证加工的精度要求。6.5 本章小结本章主要进行液压缸的设计计算、选型、校核，以及缸筒与端盖的连接方式、活塞与活塞杆的连接形式的分析和设计。图 6-6 活塞杆和活塞连接图第 7 章 C 向部件结构设计7.1 各类传动链的优缺点分析此次课题中 C 向的驱动设计即是传动链的设计和选择。我们有必要先分析各类传动链的优缺。齿轮传动的主要特点：（1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的试用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠，寿命长；（4）传动比稳定，传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。带传动特点：带传动是两个或多个带轮之间用带作为扰性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦或啮合来传递运动或动力。根据带的截面形状不同而有各种不同的传动类型。同时带传动的工作速度一般为 5m/s10m/s，使用高速环型胶带时可达到 60m/s；使用锦纶复合平带时，可达到80m/s，胶布平皮带的传递功率小于 500Kw，普通 V 带传递功率小于 700m/s。从设计的基本要求出发：（1）满足机电装备使用性能的要求（2）满足机电装备传递动力的要求（3）具有足够的精度和刚度，传动平稳。 （4）具有足够的抗振性和热稳定性，噪声低（5）满足产品设计的经济性要求（6）调整维修方便，结构简单，合理，工艺性好，防护性能好。在此次设计当中，C 向的传动采用齿轮传动的设计方案。7.2 C 向传动系统整体布局及部件设计图 7-1 C 向传动系统整体布局图C 向加工轴的空间排布如上图，一次加工过程加工两双鞋楦，上两轴和下两轴之间的中心距离为 225mm，中间轴之间的中心距离为 300mm。主轴转向方面，由于加工鞋楦适用左右脚，要求上两轴转向一致，下两轴转向一致，但上下轴的方向相反，这样一次走刀加工可以加工出一致的两双配对的鞋楦。根据这样的情况，由于四轴的转速均一致，因此四轴尾端所装配的齿轮应完全相同，现在存在着消隙的合理性问题。C 向主传动系统中的传动齿除了本身要求很高的运动精度和工作平稳性以外，还需要尽可能消除传动齿轮副间的传动间隙。否则，齿侧间隙会造成传动系统滞后于指令信号，对传动精度影响很大，因此必须采用各种方法减小或消除齿轮传动间隙。7.2.1 方案比较（1）垫片调整 在加工相互啮合的两个齿轮时，将分度圆柱面制成带有小锥度的圆锥面，使轮齿厚在轴向上稍有变化，装配时只需改变垫片的厚度，使齿轮作轴向移动，调整两齿轮在轴向的相对位置即可达到消除齿侧间隙的目的。（2）双齿轮错齿调整 两个齿数相同的薄片齿轮与另一个宽齿轮啮合。薄片齿轮套装在一起，并可作相对回转运动。每个薄片齿轮上分别开有周向圆弧槽，并在齿轮的槽内压有弹簧凸耳，由于弹簧的作用使齿轮错位，分别与宽齿轮的齿槽左右侧贴紧，消除了齿侧间隙。（3）在两根主轴的传动链中加入两个可根据齿轮的磨损情况来调整它们位置的中间过渡齿轮。方案（1）结构简单，传动刚度好，能传递较大的动力，但齿轮磨损后齿侧间隙不能自动补偿，因此加工时对齿轮的齿厚及齿距公差要求较严格，否则传动的灵活性将受到影响。方案（2）调整方法结构较复杂，传动刚度低，不宜传递大扭矩，对齿轮的齿厚和齿距要求较低，适用于检测装置。方案（3）制造加工简单，通过调整过渡轮座的位置可以有效的调整齿轮之间的位置从而消除齿侧间隙。另一方面，针对加工需要可以改变加工轴转向。综上，各方案各有优点，考虑鞋楦加工机床的实际情况结合电机消耗功率的选择原则，选择方案。齿轮排布如下：图 7-2 齿轮排布图（注：左图为上两轴或下两轴的传动排布，右图为中间两轴的传动排布）7.3 齿轮模数齿数的确定7.3.1 齿轮模数的选取原则：（1）在强度和结构允许的条件下，应选取较小的模数；（2）对软齿面（HB=350）的外啮合的闭式传动，按照 m=（0.0070.02）a 初选模数；（3）在一般动力传动中，模数 m 不应小于 2mm。在 C 向的传动系统中，加工轴之间的中心距离根据鞋楦的回转半径是固定值，代入 225mm 计算，圆整后取模数 m=27.3.2 齿轮齿数的确定确定齿轮齿数时，须初步定出传动链内齿轮副的模数，以便根据结构尺寸判断其最小齿轮齿数或齿数和是否适宜。为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类应该尽可能少一些。因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况相差不多，故允许采用同一模数。齿数的确定注意的问题：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，