卧式数控鞋楦加工机总体及C向驱动系统设计毕业论文.doc

详细资料请加qq：648569809卧式数控鞋楦加工机总体及C向驱动系统设计毕业论文第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。图2-1 数控鞋楦机工作原理图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2-2 总体布局方案一2.1.2 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2-3 总体布局方案二图2-4 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。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/s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=14.217N则总体切削力为F =4F=56.870N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：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 （3-1）（2）折算到电机轴上的等效转动惯量 （3-2）（3）则电机所需扭矩 （3-3）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。将（3-1）（3-2）式代入（3-3）式 最佳传动比产生的条件，即令计算过程：得到i的计算表达式如下 （3-4）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。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（r/min）6000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 （3-5）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号钢由1表15-3可知道=30Mp 所以 所以最小轴径处取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： 将所有的已知条件代入到（3-5）式当中去得当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 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号钢由1表15-3可知道=30Mp 所以 所以最小轴径处取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，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 。当，对=8.35Kgcm2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。图3-2 电机工作图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）式中负载峰值力矩()；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=9.84 电动机负载峰值转速=70r/min=1.2r/s传动装置的效率这里取0.8则计算出电动机功率后,就可比校核电机是否满足所需功率;查2P248知道,只要满足:就可。所选电机额定功率该电机满足功率要求.3.5.4 转矩过载校核 查2P251转矩过载校核的公式为: 式中折算到电动机轴上的负载力矩的最大值 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该电机满足转矩过载校核原则.需要指出的是,电动机的选择不仅取决于功率,还取决于系统的动态性能要求、稳态精度、低速平稳性、电源是直流还是交流等因素。同时，还应保证最大负载力矩、持续作用时间不超过电动机允许过载倍数的持续时间范围。综上所述,选用MSNA系列中惯量电动机,额定功率的伺服电动机满足要求。3.6本章小结本章主要对电动机选择的相关计算包括计算铣刀对工件的弯矩、加工鞋楦的转动惯量、传动齿轮的转动惯量，电机和减速器的选择、电动机的校核。第4章 滚珠丝杆副设计计算4.1 滚珠丝杆螺母副的计算滚珠丝杆螺母副具有传动效率高，运动平稳，传动可逆和不自锁性，能够预紧，定位精度和重复定位精度高，同步性好，使用寿命长，使用可靠、润滑简单、维修方便等优点而被广泛运用于数控机床中。本设计也采用滚珠丝杆螺母副。它是由专门厂家制造的，当型号、类别和校核后可求购。滚珠丝杆螺母副的类别主要从循环方式、循环列数与圈数、预紧方式来考虑。钢珠每一个循环闭路称为列。每个滚珠循环闭路内所含导程数称为圈。为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度可预加载荷，预载后刚度可提高2倍。本设计中考虑到装配和经济性选用了外循环式滚珠丝杆副，而为了提高刚度进行了预加载即预紧。其预紧方式有垫片式，罗纹式，齿差式和变导程式等。下面就进行选择计算和校核。4.1.1 计算最大工作载荷最大共组载荷= 1.2X14.217+0.005X(500-56.870)+4X5=41.28 N式中 考虑颠覆力矩影响的实验系数，滚动导轨取=1.2G 工作台重量（N） C向切削力（N） C向受力（N） 滚动导轨摩擦系数： 取0.005 滑块摩擦力，取5N4.1.2 计算最大动负载最大动负载 式中 滚珠丝杆导程，初选 =5mm 最大切削力下的进给速度，可取最高进给速度的，则取=2m/min（向快进速度 0.1m/s即6m/min） 使用寿命，数控机床按15000 h 运转系数，一般运转 取1.4 寿命，以转为单位 =400 r/min =360 =410.9 N4.2 滚珠丝杆螺母副的选型根据最大动载荷，选择FL3205型滚珠丝杆副。其公称直径为32，基本导程5mm ，精度等级4级，额定动载荷为8400N，满足要求。4.2.1 传动效率计算传动效率式中 螺旋升角，为 摩擦角，取 则 =0.944.2.2刚度验算最大牵引力为41.28N，支承间距L=750mm轴承进行预紧，预紧力为最大轴向负荷的1/2 丝杆的拉伸或压缩变形量式中 在工作负载作用下引起每一导程变化量（mm） 工作负载，即进给率引力（N） 滚珠丝杆导程（mm） E 材料弹性模数，钢 （N/） F 滚珠丝杆截面积 （按内径计算，内径28.7）（） “+”号用于拉伸，“-”号用于压缩 =646.6 = = =0.002254.2.3 滚珠与滚螺纹滚道间接触变形= =式中 轴向工作负载 （kgf） 滚珠直径 （mm） 滚珠数量，=2X圈数X列数 Z 一圈的滚珠数， Z=（外循环） 滚珠丝杆公称直径 则 4.2.4 支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形采用51205推力球轴承 =0.0024 =式中 轴向工作载荷， =4.128 kgf 滚动体直径，=7.5 mm Z 滚动体数量=15.1则取Z=15进行预紧，则= =0.000225+0.001+0.00026=0.0032 为许用稳定性安全系数，一般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。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 =0.25KN图5-1滑块受力图5.2.2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=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，滚道硬度不得低于HRC58）。故有，Ca Pc L/K /()=0.283KN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 7推荐活塞杆直径(0.50.55)D(0.60.7)D0.7D表6-2液压缸往复速度比推荐值液压缸工作压力P（MPa）101.252020往复速度比y1.331.4622计算所得的液压缸内经D和活塞杆直经d应圆整为标准系列参见新编液压工程手册。液压缸的缸筒长度由活塞最大行程，活塞长度，活塞杆导向套长度，活塞杆密封长度和特殊要求的长度确定。其中活塞长度为（0.61.0）D；导向套长度为（0.61.5）d。为减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的2030倍。6.2 液压缸的校核6.2.1缸筒壁厚的验算中、高压液压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即d/D0.08，此时，可根据材料力学中薄壁圆筒的计算公式验算缸筒的壁厚，即 当d/D0.3时，可用下式校核缸筒壁厚 当液压缸采用铸造缸筒时，壁厚由铸造工艺确定，这时应按厚壁圆筒计算公式验算壁厚。当d/D=0.080.3时，可用下式校核缸筒的壁厚 式中缸筒内的最高工作压力 s缸筒材料的许允应力6.2.2液压缸稳定性验算 活塞杆长度根据液压缸最大行程L而定。对于工作行程中受压的活塞杆，当活塞杆长度L与其直径d之比大于15时，应对活塞杆进行稳定性验算，在本次设计过程中，所取活塞杆与直径其比值小于15而无需进行稳定性验算。6.3 液压缸的结构设计液压缸一般由后端盖、缸筒、活塞杆、活塞组件、前端盖等主要部分组成；为防止油液向液压缸外泄或由高压腔向低压腔泄漏，在缸筒与端盖、活塞与活塞杆、活塞与缸筒、活塞杆与前端盖之间均设置有密封装置，在前端盖外側，还装有防尘装置；为防止活塞快速退回到行程终端时撞击后缸盖，液压缸端部还设置缓冲装置；有时还需设置排气装置。进行液压缸设计时，根据工作压力，运动速度，工作条件，加工工艺及装拆检修等方面的要求，往往综合考虑液压缸的各部分结构。6.3.1缸筒与端盖的连接常见的缸体与缸盖的连接结构有：（1）法兰式连接，结构简单，加工方便，连接可靠，但是要求缸筒端部有足够的壁厚，用以按装螺栓或旋入螺钉。缸筒端部一般用铸造、镦粗或焊接方式制成粗大的外径，它是常用的一种连接形式。（2）半环式连接，分为外半环连接和内半环连接两种连接形式，半环连接工艺性好，连接可靠，结构紧凑，但削弱了缸筒强度。半环连接应用十分普遍，常用于无缝钢管缸筒与端盖的连接中。（3）螺纹式连接，有外螺纹连接和内螺纹连接两种，其特点是体积小，重量轻，结构紧凑，但缸筒端部结构较复杂，这种连接形式一般用于要求外形尺寸小，重量轻的场合。（4）拉杆式连接，结构简单，工艺性好，通用性强，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响密封效果。只适用于长度不大的中、低压液压缸。（5）焊接式连接，强度高，制造简单，但焊接时易引起缸筒变形。缸筒是液压缸的主体，其内孔一般采用镗削、绞孔、滚压或珩磨等精密加工工艺制造，要求表面粗造度在0.1mm0.4mm，使活塞及其密封件、支承件能顺利滑动，从而保证密封效果，减少磨损；缸筒要承受很大的液压力，因此，应具有足够的强度和刚度。端盖装在缸筒两端，与缸筒形成封闭油腔，同样承受很大的液压力，因此，端盖及其连接件都应有足够的强度。设计时既要考虑强度，又要选择工艺性较好的结构形式。导向套对活塞杆或柱塞起导向和支承作用，有些液压缸不设导向套，直接用端盖孔导向，这种结构简单，但磨损后必须更换端盖。缸筒，端盖和导向套的材料选择和技术要求可参考液压设计手冊。6.3.2 活塞与活塞杆的连接形式如图所示，活塞与活塞杆的连接最常用的有螺纹连接和半环连接形式，除此之外还有整体式结构、焊接式结构、锥销式结构等。螺纹式连接如图6-1（a）所示，结构简单，装拆方便，但一般需备螺母防松装置；半环式连接如图6-1（b）所示，连接强度高，但结构复杂，装拆不便，半环连接多用于高压和振动较大的场合；整体式连接和焊接式连接结构简单，轴向尺寸紧凑，但损坏后需整体更换，对活塞与活塞杆比值较小、行程较短或尺寸不大的液压缸，其活塞与活塞杆可采用整体或焊接式连接；锥销式连接加工容易，装配简单，但承载能力小，且需要有必要的防止脱落措施，在轻载情况下可采用锥销式连接。图6-1 常见活塞与活塞杆连接图6.3.3活塞组件的密封活塞装置主要用来防止液压油的泄漏。对密封装置的基本要求是具有良好的密封性能，并随压力的增加能自动提高密封性，除此以外，摩擦阻力要小，耐油，抗腐蚀，耐磨，寿命长，制造简单，拆装方便。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。（1）O形密封圈图6-2 O形圈密封原理图图6-3双向受压，密封圈结构图O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。O形密封圈安装方便，价格便宜，可在的温度范围内工作，但与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封（可与其它密封件组合使用）。 O形圈密封的原理如图所示，O形圈装入密封槽后,其截面受到压缩后变形。在无液压力时，靠O形圈的弹性对接触面产生预接触压力，实现初始密封，当密封腔充入压力油后，在液压力的作用下，O形圈挤向槽一侧，密封面上的接触压力上升，提高了密封效果。任何形状的密封圈在安装时，必须保证适当的预压缩量，过小不能密封，过大则摩擦力增大，且易于损坏，因此，安装密封圈的沟槽尺寸和表面精度必须按有关手册给出的数据严格保证。在动密封中，当压力大于10MPa时，O形圈就会被挤入间隙中而损坏，为此需在O形圈低压侧设置聚四氟乙烯或尼龙制成的挡圈，其厚度为1.252.5mm，双向受高压时，两側都要加挡圈, 其结构如图6-3所示。（2）V形密封圈V形圈的截面为V形，如图6-4所示，V形密封装置是由压环，V形圈和支承环组成。当工作压力高于10MPa时，可增加V形圈的数量，提高密封效果。安装时，V形圈的开口应面向压力高的一侧。图6-4 V行密封圈结构图V形圈密封性能良好，耐高压，寿命长，通过调节压紧力，可获得最佳的密封效果，但V形密封装置的摩擦阻力及结构尺寸较大，主要用于活塞杆的往复运动密封，它适宜在工作压力为P50MPa，温度的条件下工作。(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。图6-5 Y形密封圈的截面图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。 图6-6 活塞杆和活塞连接图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。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，使机床的结构庞大。一般推荐80120。齿数和虽应尽可能小，但应考虑下列因素（1）使最小齿数不产生根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数Zmin=1820（2）受结构限制的最小齿数的各齿轮，应能可靠地装到轴上或进行套装（3）两轴的最小中心距应取得适当。由于齿轮副传动比施标准公比的整数次方，且齿轮模数相同，所以以中心距离为标准根据查表法确定齿轮的齿数为58。齿轮齿数的确定往往须反复多次计算才能确定，合理与否还要在结构设计中进一步检验，必要时还要作一定修正。7.4 主轴部件设计计算主轴轴系由轴，轴承，和安装于轴上的传动体，密封件及定位件组成。其主要功能在于支承旋转零件，传递扭矩和运动。作为执行件的主轴对保证机械功能，完成机械主运动有着直接影响，因此对主轴有较高的要求。在主轴的设计过程中，存在着一个精度保持的问题。具体应考虑到滑动和滚动轴承的磨损，为此，轴系组件中的各滑动表面，包括轴系轴颈和滑动轴承的配合表面都必须具备一定的硬度和耐磨性。因此必须保证这些表面的耐磨性和有调整间隙的可能。影响耐磨性的因素是轴件，轴承的材料与热处理，轴承（或衬套）的类型及润滑方式等。同时还应满足下列要求：（1）轴件的定位要可靠，轴系在受力作用下，应有可靠的径向和轴向定位，使轴系在工作时所受到的力通过轴承可靠地传递到箱体等基础零件上去；（2）对于主轴轴系，主轴前端结构应保证工件或刀具装夹可靠，并有足够的定位精度；（3）结构工艺性好，在保证耗用的基础上，尽可能地做到好造，好装，好拆及好修，并尽可能的降低轴系组件的成本。主轴最小直径的确定 式中P轴传递的功率，为1Kw N轴的转速，为80r/min 许用的转切应力，在选取轴的材