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说明书+CAD Y3150E 滚齿机 液压 系统 设计 说明书 CAD

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LETTERImproving the fatigue strength of the elements of a steel beltfor CVT by cavitation shotless peeningHitoshi Soyama Masanori Shimizu Yuji Hattori Yuji NagasawaReceived: 9 May 2008/Accepted: 19 May 2008/Published online: 6 June 2008? Springer Science+Business Media, LLC 2008The elements of steel belts used for continuously variabletransmission (CVT) are subjected to a bending load duringoperation. The weakest portion of the elements is at theroot of the neck which works into metallic rings. Inorder to reduce the stress concentration, the root of theneck is rounded and the shape of element is optimized.Nevertheless, if the fatigue strength of the elements can beimproved, the steel belt can be applied to larger engines.Although conventional shot peening is one way ofenhancing the fatigue strength, it is very difficult for shot toreach into deep and narrow regions.Recently, a peening method using the impact producedas cavitation bubbles collapse has been developed 19.This method is called cavitation shotless peening (CSP),as shot are not required 36, 8. CSP can peen the surfaceeven through deep narrow cavities, as the bubbles canreach these parts and collapse where peening is required.In the present article, improvement of the fatiguestrength of the elements of a CVT metallic belt by CSP wasdemonstrated experimentally. Elements were treated withdifferent processing times and evaluated by a fatigue test tofind the optimum processing time. In order to evaluate thepeening effect by CSP, the residual stress was measured.Note that this is the first report published on theimprovement made in the fatigue strength of a part withregions that cannot be hit directly by shot.Cavitation shotless peening was applied to the elementusing cavitating jet apparatus, the details of which can befound in references 36, 8. The jet was injected into theneck region through grooves in the elements, which werestacked and held together, and scanned perpendicularlyover the elements, as shown in Fig. 1. The processing timeper unit length, tp, is defined by the number of scans n andthe scanning speed v;tpnv1The cavitation number,r, a key parameter for cavitatingjets, is defined by the injection pressure, p1, the tankpressure, p2, and the saturated vapor pressure, pv, asfollows;r p2? pvp1? p2ffip2p12r can be simplified as indicated in Eq. 2 becausep1? p2? pv. Absolute pressure values were used todetermine the cavitation number. Considering the resultsfrom previous work 36, 8, the CSP conditions shown inTable 1 were selected.The shape of the element tested was identical to actualelements used in steel belts for CVT. The element wasmade of Japanese Industrial Standards JIS SK5 and washeat treated in the same way as actual elements.In order to examine the improvements made in thefatigue strength, the residual stress of the elements atposition A in Fig. 2 was measured using X-ray diffractionwith a two-dimensional position sensitive proportionalcounter (2D PSPC) using the 2D method 10. After CSP,part of the element was cut off and put into the X-rayH. Soyama (&)Tohoku University, 6-6-01 Aoba, Aramaki, Aoba-ku,Sendai 980-8579, Japane-mail: soyamamm.mech.tohoku.ac.jpM. Shimizu ? Y. HattoriToyota Motor Corporation, 1200 Mishuku, Susono 410-1193,JapanY. NagasawaToyota Central R&D Labs. Inc, 41-1 Yokomichi,Nagakute 480-1192, Japan123J Mater Sci (2008) 43:50285030DOI 10.1007/s10853-008-2743-6apparatus to detect diffractive X-rays, as shown in Fig. 2.A Cr tube operated at 35 kV and 40 mA was used. Thediameter of the collimator was 0.1 mm. X-rays werecounted for 20 min for each frame. The diffractive planewas the (211) plane of aFe, and the diffractive angle, 2h,was about 156 degree. The values used for Youngsmodulus and the Poisson ratio were 210 GPa and 0.28,respectively. The residual stress in the longitudinal direc-tion of the element was obtained from 13 frames using the2D method.In order to evaluate the fatigue strength of the element, abending fatigue test was carried out on the element, asshown in Fig. 3. As shown in the figure, the element wasfixed and a load F was applied perpendicularly.Figure 4 illustrates the relationship between the numberof cycles to failure, N, and the normalized amplitude of thebending force,?F, used in the fatigue test, for various pro-cessing times per unit length, tp. The amplitude of thebending force was normalized by the fatigue strength of thenon-peened specimen, which was obtained by Littlesmethod 11. The fatigue tests were terminated at N = 106,as it was confirmed that specimens which survived 106cycles also survived 107cycles. From the figure, it is clearthat CSP can extend the lifetime of specimens compared tonon-peened specimens. The normalized fatigue strength,?FFS, of specimens treated by CSP is 1.22 at tp= 2.5 s/mm,1.38 at tp= 5 s/mm, 1.48 at tp= 10 s/mm, 1.32 attp= 20 s/mm, and 1.28 at tp= 40 s/mm, respectively. Attp= 10 s/mm, the fatigue strength of the element has beenimproved by 48% compared with that of the non-peenedelement.Figure 5 shows the normalized fatigue strength?FFSas afunction of CSP processing time per unit length, tp.?FFSincreases with tpuntil tp= 10 s/mm and then decreasesTable 1 CSP conditionsInjection pressure p1MPa30Tank pressure p2Mpa0.42Cavitation number r0.014Nozzle diameter d mm2Standoff distance s mm80Fig. 2 Measurement position of the residual stress using X-raydiffractionFig. 3 Schematic diagram of the bending fatigue test of the elementFig. 4 Improvement of the fatigue strength of the element by CSPFig. 1 Setup of the elements treated by CSPJ Mater Sci (2008) 43:502850305029123slightly. This shows that, as with shot peening, there is anoptimum processing time, and that too long processingtimes cause the fatigue strength to decrease. For the con-ditions applied here, the optimum CSP processing time perunit length was 10 s/mm.Figure 6 shows the variation in the residual stress of theelement at position A in Fig. 2 with processing time perunit length, tp. In order to evaluate the reproducibility, theresidual stress of two elements was measured for eachvalue of tpusing the 2D X-ray diffraction method. Standarddeviations for each measurement are shown in Fig. 6.Without CSP, the residual stress was -140 50 MPa andafter CSP this was greater than -600 MPa. Thus, CSP canintroduce compressive residual stress into the surface evenwhere there are deep and narrow cavities. The impactinduced by collapsing cavitation bubbles can introducecompressive residual stress into surfaces that cannot be hitdirectly by shot (see Fig. 1). The residual stress on thesurface increased to between -800 MPa and -1,000 MPafor short processing times, tp= 2.5 s/mm, then decreasedslightly saturating at about -800 MPa, as shown in Fig. 6.According to a previous report 5, the compressiveresidual stress of the sub-surface in materials increasesafter the residual stress on the surface has saturated. Thusthe compressive residual stress of the sub-surface wouldincrease for tpC 2.5 s/mm. This is one of the reasons whythe optimum processing time for the present conditions wastp= 10 s/mm, even though the compressive residual stresshad reached its maximum at tp= 2.5 s/mm.In order to increase the fatigue strength of the elementsof a steel belt for CVT, the elements were treated by CSP.The fatigue strength of the element was evaluated and theresidual stress was measured by X-ray diffraction using a2D method with a 2D PSPC. It was revealed that thefatigue strength of the element could be improved by 48%by CSP. It was also shown that CSP can introduce com-pressive residual stress even into the surface of deep andnarrow cavities.This work was partly supported by Japan Society for thePromotion of Science under Grant-in-Aid for ScientificResearch (A) 20246030.References1. Soyama H, Park JD, Saka M (2000) Trans ASME J Manuf SciEng 122:83. doi:10.1115/1.5389112. Soyama H, Kusaka T, Saka M (2001) J Mater Sci Lett 20:1263.doi:10.1023/A:10109475283583. Soyama H, Saito K, Saka M (2002) Trans ASME J Eng MaterTechnol 124:135. doi:10.1115/1.14479264. Odhiambo D, Soyama H (2003) Inter J Fatigue 25:1217. doi:10.1016/S0142-1123(03)00121-X5. Soyama H, Sasaki K, Odhiambo D, Saka M (2003) JSME Int J46A:398. doi:10.1299/jsmea.46.3986. Soyama H, Macodiyo DO, Mall S (2004) Tribol Lett 17:501. doi:10.1023/B:TRIL.0000044497.45014.f27. Soyama H (2004) Trans ASME J Eng Mater Technol 126:123.doi:10.1115/1.16314348. Soyama H, Macodiyo DO (2005) Tribol Lett 18:181. doi:10.1007/s11249-004-1774-79. 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Little RE (1972) ASTM STP 511:29Fig. 5 Optimum CSP processing time per unit lengthFig. 6 Introduction of compressive residual stress into the elementby CSP5030J Mater Sci (2008) 43:50285030123附 录1：英文文献翻译及原文通过喷丸改善无级变速器钢带的疲劳强度无级变速器（CVT）采用的钢带在操作过程中要受到弯曲载荷。元件的最薄弱的部分是在作为金属环的“颈部”的根部。为了减少应力集中，颈部的根部做成圆形，并对钢带的形状进行了优化。不过，如果该元件可以提高疲劳强度，钢带可应用于大引擎。虽然传统的喷丸是一种提高疲劳强度的方法，但却很难到达深而窄的区域。最近，一种用冲击产生空化泡爆裂的冲击法已经开发出来。这种方法称为“气穴喷丸”，因为喷射不是必需的。由于泡沫可以通过深而窄的通道而到达凹面，并在需要的地方爆裂，所以CSP可以到达这些区域，并对表面进行加工。在本文中，CSP对无级变速器钢带疲劳强度的提高已被实验证明。元件分别进行了不同时间的处理，并进行了疲劳测试评估，以找出最佳的处理时间。为了评估CSP喷丸的效果，对残余应力进行了测量。请注意，这是第一篇发表的关于不直接喷射某一部分而使其疲劳强度提高的报告。CSP使用空化射流装置应用于元件，详情可见参考文献。气体通过堆叠的沟槽注入到元件的颈部，垂直地通过元件，如图1。每单位长度的处理时间tp，由流动数n和流动速度v定义：空化射流的关键参数空化数r，由注射压力p1定义，罐内压力p2和饱和蒸气压力pv，如下：可用式（2）简化表示，因为p1p2pv。绝对压力值被用来确定空化数。考虑到以往的工作成果，表1中所示的CSP处理条件是进行了筛选的。测试的元件形状与无级变速器实际使用的钢带元件是一样的。该元件是根据日本工业标准JIS SK5制造的，与实际元件的加热处理相同。为了检测疲劳强度的提高，在图2的A位置，通过一个二维位置X -射线衍射灵敏正比计数器，用二维的方法对元件的残余应力进行测量。CSP后，该元素的一部分被切断，进入X -射线衍射仪检测X射线，如图2所示。铬管在35千伏电压和40 毫安电流的条件下使用。准直器直径为0.1毫米。 X射线计数每帧为20分钟。衍射平面是一个-Fe平面（211），衍射角2，约156度。杨氏模量和泊松比使用的值分别为210 GPa和0.28。元件的纵向残余应力用二维的方法从13个单位获得。 为了评估元件的疲劳强度，对元件进行了一个弯曲疲劳测试，如图3所示。正如图所示，该元件是固定的，负载F为垂直方向。图4说明了在疲劳测试中用于多种单位长度处理时间tp的循环失败次数N和规范化的弯曲力振幅之间的关系。受弯力振幅是由非喷丸样品的疲劳强度规范，这是用里特的方法得到的。疲劳试验被终止在N = 106，因为它证实了能承受106次循环的样品，也能承受107次。从图中可明显看出，相对于非喷丸样品，CSP可延长样品的寿命。经CSP处理的样品的归一疲劳强度，当tp = 2.5 s/mm时，为1.22，当tp = 5 s/mm时，为1.38，当tp = 10 s/mm时，为1.48，当tp = 20 s/mm时，为1.32，当tp = 40 s/mm时，为1.28。当tp = 10 s/mm时，元件的疲劳强度相对于非喷丸元件提高了48%。图5所示为每单位长度的CSP处理时间tp的函数归疲劳强度。随着tp增加而升高，直到tp = 10 s/mm则有所降低。这表明，喷丸存在一个最佳的处理时间，如果处理时间过长会造成疲劳强度降低。对于在这里适用的条件，最佳的CSP每单位长度的处理时间为10 s/mm。图6显示的是图2中的A位置元件的残余应力在单位长度处理时间tp下的变化情况。为了评估的重复性，分别对两种元件的残余应力在单位长度的处理时间下用二维X射线衍射法进行了测试。 每次测量的标准偏差如图6所示。若不用CSP处理，残余应力为-140 50 MPa，而用CSP处理后，残余应力强于-600 MPa。因此，CSP可以对表面有残余压应力，即使是深而窄的腔。由空化旗袍爆裂产生的影响可以给表面带来残余压应力，是直接喷射所不能做到的（见图1）。当tp = 2.5 s/mm时，短时间处理的表面的残余应力提高到-800 MPa and -1,000 MPa之间，然后略有下降到大约-800 MPa，如图6所示。根据先前的一份报告，材料表面的残余应力饱和后，其次表面的残余压应力会增加。因此次表面的残余压应力在tp 2.5 s/mm时将增加。这就是目前条件下的最佳处理时间为tp = 10 s/mm的原因之一，即使当tp = 2.5 s/mm时残余压应力达到了最大值。为了使无级变速器钢带元件的疲劳强度增加，对元件进行了CSP处理。元件的疲劳强度进行了评估，且通过一个二维位置X -射线衍射灵敏正比计数器，用二维的方法对元件的残余应力进行了测量。它表明经过CSP处理后元件的疲劳强度可提高48%。也证明了CSP可以对元件表面有残余压应力，即使是深而窄的腔。附 录2：英文文献原文目录摘要3第一章概 述51.1 滚齿机国内外研究现状分析及发展趋势51.1.1滚齿机国内研究现状51.1.2滚齿机国外研究现状61.1.3 滚齿机研制技术发展趋势61.2 本文研究内容7第二章 滚齿机的液压系统分析92.1滚齿机的总体结构92.2滚齿机的主要技术规格参数102.3滚齿机液压系统组成及工作原理102.3.1滚齿机液压系统组成102.3.1滚齿机液压系统工作原理112.4初拟定液压系统原理图122.5滚齿机液压系统回路分析12第三章 液压系统工作台液压回路设计153.1确定设计要求153.2选择执行原件153.3液压系统分析以及主要参数计算153.4制定液压回路方案，拟定液压系统原理图183.5计算选择液压元件193.6验算液压系统性能21第四章 液压站的设计244.1 液压站简介244.2 油箱设计244.2.1油箱有效容积的确定244.2.2油箱的结构设计264.3 液压站的结构设计284.3.1 液压泵的安装方式284.3.2 液压泵与电动机的连接304.4 辅助元件314.4.1 滤油器314.4.2 空气滤清器324.4.3 液压油324.5液压系统清洗、使用与维护324.5.1 清洗液压系统324.5.2系统的使用和维护33第五章 冷却装置的设计345.1冷却系统结构345.2冷却液的选用355.3冷却装置使用36第六章 结 束 语37参考文献38摘要本文讲述了Y3150E滚齿机液压系统的基本原理和设计过程。本论文首先概述了滚齿机的发展趋势，了解了滚齿机的基本规格参数，然后明确技术要求对Y3150E滚齿机液压系统进行了分析和设计，其中包括液压系统各个回路的分析和元器件的选择。同时，对滚齿机的润滑系统和冷却系统进行了分析和设计。关键词：Y3150E滚齿机；液压系统；传动；冷却；润滑。ABSTRACT This paper introduced the Y3150E gear hobbing hydraulic system the basic principle and design process.This paper first outlines the development trend of gear hobbing. Understand the basic specifications the gear hobbing, and clarify the technical requirement of Y3150E gear hobbing hydraulic system is analyzed and design, including hydraulic system of each circuit analysis and components choice. Meanwhile, the lubrication system of gear hobbing and cooling system analysis and design.Keyword: Y3150E gear hobbing machine; Hydraulic system; Transmission system;Cooling system; Lubrication system.第一章 概 述1.1 滚齿机国内外研究现状分析及发展趋势1.1.1滚齿机国内研究现状 齿轮加工机床是一种技术含量高且结构复杂的机床系统，由于齿轮使用的量大面广，齿轮加工机床已成为汽车、摩托车、工程机械、船舶等行业的关键设备。特别是，随着汽车工业的高速发展，对齿轮的需求量日益增加:对齿轮加工的效率、质量及加工成本的要求愈来愈高，使齿轮加工机床在汽车、摩托车等行业中占有越来越重要的作用，滚齿机是齿轮加工机床中的一种，占齿轮加工机床拥有量的40%，它主要用来加工圆柱齿轮和蜗轮等1,2。我国生产滚齿机的历史始于1953年，经过30年的努力，到80年代初，已进入世界滚齿机主要生产国家行列。目前，国产滚齿机以传统的机械传动式为主，品种、系列齐全1。传统滚齿机完全依靠机械内联传动实现滚刀与工件的同步运动和差动运动，往往需要经过多级齿轮传动，并且引入蜗杆蜗轮机构，使得机械结构非常复杂，调整维护非常困难，也降低了加工精度。近几年，我国在滚齿机设计技术方面研究的主要经历了从传统机械式滚齿机通过数控改造发展为2 3轴(直线运动轴)实用型数控高效滚齿机，到全新的六轴四联动数控高速滚齿机的开发3，最大主轴转速一般为1200转/分。与发达国家同类产品相比，我国仍然存在着不小的差距，究其原因，主要还是因为基础研究差，整体设计能力不足，由此导致新技术应用慢和仿制比重较大，如零传动技术、干切技术在齿轮加工机床中的应用一直处于落后状态。目前国内齿轮加工机床的最高水平如下:在工作台直线移动方面，采用数控驱动系统代替普通滚齿机的各种交换挂轮，采用交流伺服电机通过多对降速齿轮副和一对滚珠丝杠副来驱动机床的运动部件;在滚刀回转运动方面，采用交流伺服电机通过2-3对降速齿轮副来实现;在工作台回转运动方面，绝大多数齿轮加工机床仍然需要采用多对高精度齿轮副和一对高精度蜗轮蜗杆副实现，由于存在着大量的机械传动元件甲对机床的加工精度产生极大的影响甲也使得机械结构变得更为复杂，调整维修也极不方便，例如，我国最大的齿轮加工机床生产厂重庆机床厂于2000年通过鉴定的YKS3120六轴四联动数控高速滚齿机曾被列入“国家重大技术装备创新项目”，被称为是国产高档数控滚齿机的里程碑4,但该机床仍然采用了滚珠丝杠副和齿轮传动链，因此，迄今为止国内在零传动齿轮机床方面还是一个空白。1.1.2滚齿机国外研究现状国际上生产滚齿机的强国主要是美国、德国和日本。美国的Gleason-Pfauter公司，德国的Liebherr公司,日本的三菱重工公司、坚藤、清和公司和意大利的SU公司是国外最具实力的滚齿机制造商。这些公司目前生产的滚齿机均是全数控式滚齿机，中小规格滚齿机都在朝着高速方向发展，所有高效机床均采用了全密封护罩加油雾分离器及磁力排屑器的方式部分地解决了环保问题3。国外滚齿机研制的热点是干式切削滚齿机，Liebherr，Gleason-Pfauter,三菱重工、SU、坚藤以及清和均开发了适用于高速干式切削的滚齿机产品。国外制造商由于基础研究厚实，积累了大量的经验，它们对滚齿机的研究已经达到比较高的水准，将滚刀轴驱动、工件轴驱动、各直线运动轴的驱动、控制以及控制软件的开发等因素作为一体来考虑，将多个因素结合在一起进行优化5,6。目前国外滚齿机研制水平如下5-10:1) 为了适应干式切削的需要，床身设计了大角度的斜坡，利于迅速将高温切屑排出机床，同时在床身内部采用循环水冷却以保证热稳定性。2) 尾架采用电机驱动的方式来代替传统的液压方式，不用安装限位装置。3） 刀架和活动支承的轴承采用水冷，可以达到更高的速度和最大的热稳定性。4）标准的热补偿系统能够根据机床温度的变化自动调整零件的加工尺寸。5）刀架采用机械方式锁紧，液压方式松开。6）滚刀轴旋转由电主轴直接驱动:工件轴旋转由力矩电机直接驱动，极大提升了加工速度。1.1.3 滚齿机研制技术发展趋势为适应齿轮加工行业对制造精度、生产效率、提高质量及清洁生产的要求，滚齿机及滚齿加工技术出现了以下发展趋势：a.全数控化 所谓的全数控化，指不仅滚齿机的各轴进给运动是数控的，而且机床的展成运动和差动运动也是数控的，即机床的各运动轴进行CNC控制及轴间实现联动。b.零传动化 “零传动”即直接驱动，由电机直接驱动滚刀、回转工作台及直线进给系统，完全取消所有机械传动环节，实现动力源对机床工作部件的直接传动，传动链的长度为零。c.高速、高精度化滚齿机的高速化，主要是指机床拥有高的刀具主轴转速和高的工作台转速，它们是影响切削效率的主要指标。提高加工精度的途径可分为两大类，一是提高机床本身的精度，二是通过误差补偿来减少加工误差。由于采用了高精度、具有预加负荷的高刚性直线导轨、滚珠丝杠、滚动轴承、电主轴、大扭矩同步力矩伺服电动机，使齿轮加工机床在高速加工的条件下精度得到保证并有所提高。 d.环保化 不使用切削液的干切削已成为改善生态环境，降低生产成本的有效措施，也是实现清洁化生产的一条重要途径。国内、外著名的齿轮加工机床制造商及齿轮刀具制造商，均把研制满足环保要求的干式切削机床和刀具作为产品开发的一项首要任务。e.集成化 齿轮机床（特别是大型齿轮机床）有集多种工艺于一体的趋势。如HURTI公司的WF3500滚齿机，将滚齿、插齿（包括插内齿轮）、磨齿和齿轮检测集于一体，工件一次装夹，只需更换切削头，就可实现相应的齿轮加工功能，同时还可以对加工过程中的齿轮进行检测，以决定加工用量。f.网络化 数控系统的通讯联网功能不断加强。开放的CNC系统可以方便地进入各级通用网络，从而可以柔性地实现DNC、FMS、CIMS和FA（自动化工厂）。g.智能化由于计算机技术及数控技术的发展，智能技术也逐渐用于高性能数控齿轮机床中，具体表现在：a.完成加工质量与加工过程智能控制。b.智能诊断。 1.2 本文研究内容在本次毕业设计之前，本人对滚齿机进行了大概的了解，总结了以前在工厂中实习的经验，对普通机床的结构、造型有了总体的认识，对滚齿机的工作原理也有了较深的了解。本人的主要设计内容为机床的液压系统设计。在正常情况下，其加工精度要求达到7级精度，表面粗糙度Ra达3.2m。设计的预期效果是机床应能满足强度、刚度、寿命、工艺性与经济性等方面的要求且运行平稳，工件可靠，结构合理，装卸方便，便于维修与调整，最后能满足加工要求，保证加工精度。针对自己设计的主要内容，在了解滚齿机的总体构造之外查阅了有关结构部件方面的书。在设计过程中，先对滚齿机进行总体的结构分析，再对滚齿机的液压系统分析，并设计好液压系统的各个回路。最后是设计冷却装置，主要满足工作要求及工艺性就行了。第二章 滚齿机的液压系统分析2.1滚齿机的总体结构工艺方法、刀具、工件的重量和尺寸对机床的结构和性能影响很大，工艺方法的改变常导致机床的运行、传动布局、结构和性能的变化。一般情况下，运动件的重量和尺寸越小，则需要电动机功率和传动件尺寸及惯性力也越小，机床的机构也可简化。根据这次设计的机床的设计依据及实际情况，选择立式布局。根据机床的刚度要求，选择了非封闭式的框架结构。为减少机床振动，采用分离传动，使主轴等工作部件与振动较大的部件分装在两个地方。为减少热变形对机床加工精度的影响，进行总体布局可用下述措施：a.采用分离传动等隔离热源；b.对热源采取冷却；c.热源平衡布置，使热传递和变形对称均匀；d.恰当布置热源控制热变形方向，使热变形与机床受力变形相互补偿，利用热变形提高机床精度。本次设计的滚齿机主要用于单件、小批和成批圆柱齿轮与蜗轮的铣削加工，所以对于机床的万能性和调整方便性很重要。为适合右手操作的习惯和便于观察测量，机床的主传动箱设在右面，操纵机构也设在右边以便于操作。工作台高度设在1米左右，以便于装卸工件。图2-1 滚齿机外形图 2.2滚齿机的主要技术规格参数最大工件直径- 550mm最大模数-8mm最大加工螺旋角-45最大安装刀具直径长度-160160mm工作台直径-510mm刀具主轴轴线至工作台距离： 最大-535mm 最小-235mm刀具主轴轴线至工作台回转轴线距离： 最大-330mm 最小-30mm外支架轴承孔下端面至工作台面距离： 最大-630mm 最小-380mm工作台液压快速移动距离-50mm刀具最大轴向串味距离-55mm(手动)机床净重-4500机床轮廓尺寸（长宽高）-2441371802.3滚齿机液压系统组成及工作原理2.3.1滚齿机液压系统组成滚齿机采用液压传动系统，液压系统若能正常工作必须由以下五部分组成： (1)动力装置 它是把原动机输入的机械能转换为液体压力能的能量转换装置，一般由电动机和液压系组成，其作用是为液压系统提供压力油。 (2)执行元件 它是将液体的压力能转换为机械能的能量转换装置，其作用是在压力油的推动下输出力和速度(直线运动)，或力矩和转速(回转运动)。这类元件包括各类液压缸和液压马达。 (3)控制调节元件 它是能控制或调节液压系统中油的压力、流量或方向，以保证执行装置完成预期工作的元件。这类元件主要包括各种液压阀，如溢流阀、节流阀以及换向阀等。 (4)辅助元件 辅助元件是指油箱、蓄能器、油管、管接头、滤油器、压力在以及流量计等。这些元件分别起散热贮油、蓄能、输油、连接、过滤、测量压力和测量流量等作用，以保证系统正常工作，是液压系统不可缺少的组成部分。(5)工作介质 它在液压传功及控制今起传递运动、动力从信号的作用。工作介质为液压油或其它合成液体。2.3.1滚齿机液压系统工作原理本机床液压系统工作压力油是由装在床身上的液压泵用电动机带动叶片油泵供给、系统工作压力为1.8-2.5Mpa中选择理想的档次试调合格为止。压力的大小由装在配油板上的中压溢流阀调节。将压力表开关的手柄推入，即可从安装在它上面的压力表看出系统压力的大小。工作油液采用HL46普通液压油。新安装的机床若打不进油就在泵的出油口加进油液，并清洗滤油器。油液首先由吸油管上的网式滤油器净化，流入油泵，再经过线式滤油器进一步将油液净洁后，经单向阀，通到配油板内。经配油板上的各电磁换向阀，然后分路通往各油缸。2.4初拟定液压系统原理图图2-2液压系统原理图 1-油箱 2-线式过滤器 3-单向定量液压泵 4-溢流阀 5-压力表开关 6-压力表 7-单向阀 8-手动三位转阀 9-双液控单向阀 10、11-三位四通电磁换向阀 12-溢流阀 13、14、15-油缸2.5滚齿机液压系统回路分析本机床液压系统工作压力油是由装在床身上的液压泵用电动机带动叶片油泵供给、系统工作压力为1.8-2.5Mpa中选择理想的档次试调合格为止。压力的大小由装在配油板上的溢流阀调节。将压力表开关的手柄推入，即可从安装在它上面的压力表看出系统压力的大小。新安装的机床若打不进油就在泵的出油口进油液，并清洗滤油器。油液首先由吸油管上的网式滤油器净化，流入油泵，再经单向阀，通到配油板内。经配油板上各电磁换向阀，然后通往各油缸。（1）工作台快速移动油缸回路分析 图2-3 工作台快速移动油缸回路当电磁换向阀得电时，压力油经电磁换向阀，管路进入油缸无活塞杆腔，推动活塞带动工作台向前快速移动。当电磁阀失电时，压力油经电磁换向阀，管路进入油缸有活塞杆腔，使工作台快速向后移动，回油流回油池。为操作安全，每次初始开机前，工作台进退旋钮，必需扳回退得位置。（2）刀架平衡移动油缸回路分析图2-4 刀架平衡移动油缸回路在刀架快速向上和轴向进给式，电磁阀失电，系统压力油经电磁换向阀、管路进入平衡油缸。只有当刀架快速向下时，电磁阀失电，压力油不再进入平衡油缸。此时，刀架平衡油缸向外排油经管路，电磁阀，溢流阀流回油池。其回油背压力由溢流阀调节，将压力调整为1.5-2Mpa。从装在配油板上的压力表可看出。（3）小立柱油缸回路分析图2-5 小立柱油缸回路压力油经管路进入手动三位转阀后再经双液控单向阀进入小立柱油缸，操纵转阀在不同的三个位置可使压力油路德方向改变，从而使小立柱外支架上升，下降，或停留在任何位置。双液控单向阀使外支架在停留位置时不会自动爬向上或向下，可靠地保证停留在任何位置。第三章 液压系统工作台液压回路设计3.1确定设计要求Y3150滚齿机机床，其卧式动力滑台（导轨为水平导轨，其静摩擦因素us=0.2，动摩擦因素ud=0.1）拟采用液压缸驱动，以完成工件加工时进给运动；工件的夹紧采用液压方式，以保证自动化要求。液压实现自动循环为：定位夹紧快进工进快退原位停止。工件部件终点定位精度无特殊要求。工件情况及动力滑台的以知参数见表3-1。表3-1 工件情况及动力滑台的已知参数动力滑台工况行程L/mm速度v/(m/s)运动部件重量G/N启动、制动时间t/s快速L1:50V1:待定98000.2快退L2:50V2:待定3.2选择执行原件根据上述技术要求，选择杆固定的单杆活塞缸作为驱动滑台实现切削进给运动的液压执行元件；夹紧控制则选用缸筒固定的单杆活塞缸作为液压执行元件。3.3液压系统分析以及主要参数计算1、对动力滑台液压缸进行分析计算（1） 运动分析a.速度分析 与相近金属切削机床相类比，确定滑台液压缸的快速进、退的速度相等，且v1=v2=0.1m/sb.各工况的动作持续时间 由行程和运动速度算得各工况的动作持续时间为 快进t1=L1/v1=1(s) 快退t3=(L1+L2)/v3=1.5(s)(2)动力分析动力滑台液压缸在快速进、退阶段，启动时的外负载时导轨静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；由式算得静摩擦负载 Ffs=us(G+Fn)=1960(N)由式算得动摩擦负载 Ffd=ud(G+Fn)=980(N)由式算得惯性负载 Fi=G/g v/t=500(N)上述各式中 G运动部件重力，N; Fn工作负载在导轨上的垂直分力，N； s 、d静摩擦，动摩擦因素，根据摩擦表面的材料及性质选定。表3-2动力滑台液压缸外负载计算结果工况外负载F/N计算公式结果快进启动F=Ffs1960加速F=Ffd+G/gv/t1480恒速F=Ffd980快退启动F=Ffs1960加速F=Ffd+G/gv/t1480恒速F=Ffd9802、预选系统设计压力本机床属于精加工阶段，载荷最大时为启动阶段，其它工况时载荷都不大，预选液压缸设计压力P1=4MPa.3、计算液压缸主要结构尺寸为了满足滑台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，将液压缸无杆腔作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2应满足A1=2A2，即活塞杆直径d和液压缸内径D的关系应为d=0.71D.为了防止工作台发生前冲，液压缸需保持一定的回油背压。暂取背压0.6MPa,并取液压缸机械效率为0.9，则可算得液压缸无杆腔的有效面积A1=9410-4（）液压缸内径 D= =0.109（m）按GB/T2348-1993,将液压缸内径圆整为D=110mm=11cm因A 1=2A,故活塞杆的直径为 d=0.71D=78.1(mm)按GB/T2348-1993,将活塞杆直径圆整为d=80mm则液压缸实际有效面积为A1= D2= 112/4=95(cm2)A2=(D2-d2) =44.7(cm2)A=A1-A2=50.3(2)式中 p1主工作腔压力，Pa P2回油腔压力，Pa A1无杆腔活塞的有效面积， A2液压缸有杆腔活塞的有效面积， D、d液压缸活塞内径、活塞杆直径，m液压缸机械效率，一般取0.90 0.97差动连接快进时，液压缸有杆腔压力p2必须大于无杆腔压力p1，其差值估取p=p2-p1=0.5(Mpa),并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时p=0，另外，取快退时的回油压力损失为0.7MPa。4、计算液压缸所需流量 液压缸的最大流量 qmax=Avmax式中 A液压缸的有效面积， Vmax液压缸的最大速度，m/s5、根据上述条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率。表3-3工作循环中各阶段的压力、流量和功率工作阶段计算公式负载F/N回油腔压力p2/Mpa工作腔压力p1/Mpa输入流量q/（10-3m3/s）输入功率P/W快进启动P1=F/0.9+A2p/A q=Av1;P=p1q1960-0.48-加速14801.270.77-恒速9801.160.660.5330快退启动P1=F/0.9+p2A1/A2q=A2v1 P=p1q1960-0.48-加速14800.71.86-恒速9800.71.730.457803.4制定液压回路方案，拟定液压系统原理图 图3-1液压系统原理图 1-油箱 2-线式过滤器 3-单向定量液压泵 4-溢流阀 5-压力表开关 6-压力表 7-单向阀 8-手动三位转阀 9-双液控单向阀 10、11-三位四通电磁换向阀 12-溢流阀 13、14、15-油缸3.5计算选择液压元件a.液压泵及其驱动电机计算与选定液压泵最高工作压力的计算 由工况图可以查的液压缸的最高工作压力出现在后退阶段，即p1=1.86Mpa,快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路压力损失为p=0.4MPa,则流量泵的最高工作压力pP=1.86+0.4=2.26Mpa液压泵的流量计算 泵的最小供油流量qP按液压缸的最大输入流量qmax=0.510-2m3/s进行估算，根据式取泄露系数K=1.2，泵最小供油流量qP应为qPqv=Kqmax=0.01610-3m3/s=16L/min式中 qV系统所需流量； K系统的泄露系数，一般取1.1 1.3确定液压泵的规格 根据系统所需流量，拟初选液压泵为转速为n1=1000r/min,泵的容积效率v=0.9， 根据式可算得泵的排量参考值为 Vg=1000qv/nv =9.5ml/r根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的YB1-10叶片油泵供给，泵额定压力为pn=6.3Mpa,泵排量为V=10ml/r,转速为1450r/min,驱动功率为2.2KW.容积效率为v=0.90,总效率为0.80。与系统所需流量相符合。确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号 由工况知，最大功率出现在快退阶段，以知泵的总功率为p=0.80,则液压泵快退所需的去驱动功率为 Pp=pPqP/P=0.883(KW)式中 pP、qP为液压泵的最大工作压力和最大流量；P为液压泵的总效率查表得，选用Y系列（IP44）中规格相近的Y90I6型卧式三相异步电动机，其额定功率1.1KW,转速为1000r/min,用此转速驱动液压泵时，能满足系统各工况对流量的要求。b.液压控制阀和液压辅助元件的选定首先根据所选择的液压泵规格及系统工况，算出液压缸在各阶段的实际进、出流量，运动速度和持续时间，以便为其他液压控制阀及辅件的选择的性能计算奠定基础。表3-4-液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间工作阶段流量/(L/min)速度/(m/s)时间/s无杆腔有杆腔快进q进=A1(qp1+qp2)/A=73.98q出=q进A2/A1=34.81v1=qp1+qp2=0.13t1=L1/v1=0.77快退q出=q进A1/A2=83.24q进=qp1+qp2=39.17v2=q进/A2=0.15t3=L1/v3=1.0根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本所选择的元件型号规格见表表3-5机床液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格序号名称通过流量/（L/min）额定流量/(L/min)额定压力 /MPa额定压降 /Mpa型 号1 线式过滤器39.17506.3-XU-502002单向定量液压泵-256.3-YB1-253溢流阀4.83106.3-Y-10B4压力表开光-K-6B5单向阀33.84636.30.2I-63B6手动三位转阀-606.3-DMT-03-3C7双液控单向阀-1625-C2G-8058三位四通电磁换向阀阀-1525-WE10E30/A9溢流阀4.83106.3-Y-10B管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。油箱容量按式计算，本系统属于中压系统，但考虑到要将泵组和阀组安装在油箱顶盖上，故取经验系数a=10,得油箱容量为 V=aqP=1016L=160200L3.6验算液压系统性能A.验算系统压力损失油管和管接头的确定 d= 式中 q通过油管的最大流量，m3/s; 油管中允许流速，m/s d油管内径，m 油管壁厚，m p管内最高工作压力，Mpa b管材抗拉强度，Mpa n安全系数 按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为d=12mm，进、回油管道长度均取为=2m;取油液运动黏度v=110-4/s ,油液密度=0.9174103kg/m3.由表查的工作循环中进、回油管道中通过的最大流量q=83.24L/min发生在 快退阶段，由此计算的液流雷诺数Re小于临界雷诺数Rec=2300,故可推论出，各工况下的进回油中的液流均为层流。 Re=vd/v=4q/3.14dv=981 将适用于层流的沿程阻力系数=75/Re=75d/(4q)和管道中液体流速v=4q/(d2)代入沿程压力损失计算公式得 p=475q/2d4=0.835108q 在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失 p=0.1p 各工况下的阀类元件的局部压力损失按式计算，即 p=ps(q/qs)2根据以上三式计算出的各工况下的进回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失见表3-6。表3-6 压力损失管道压力损失/Pa工况快进快退进油管道p1.1051050.545105p0.1111050.0545105p2.1011050.460105p3.2141051.0596105回油管道p0.4841051.1584105p0.04841050.11584105p0.6651054.85105p1.1971056.1242105 将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如快进工况下的总的压力损失为 p=3.241105+1.19710544.7/95Pa=0.3804Mpa式中 p系统进油路上的总压力损失，可按经验进行估取其余工况以此类推。尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统工作压力超过其能达到的最高压力。B.液压泵工作压力估算 泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力p1加上进油路上的压力损失p1及压力继电器比缸工作腔最高压力所大的压力值p2,即 pP1=3.96106+5105+5105Pa=4.96Mpa此值即为溢流阀的调整压力时的主要参考依据。 泵在快退时工作压力最高，其数值为 pP2=1.86106+1.059105Pa=1.966Mpa此值为顺序阀的调整压力时的主要参考依据。C.估算系统效率、发热和温升 由表可看出，本液压系统的进给缸在其工作循环持续时间中，主要是快进和快退，所以系统效率、发热和温升可概略用后退时的数值来代表。a. 计算系统效率 根据式可算得快退时的回路效率C=p1q1/(pP1qP1+pP2qP2)=0.067前已取液压泵的总效率P=0.80，现取液压缸的总效率cm=0.95,则可算得本液压系统的效率 =0.800.950.067=0.051足见共进时液压系统效率低，这主要是由于溢流损失造成的。b. 计算系统发热功率 根据系统的发热功率计算公式可算得后退阶段的发热功率Ph=Pp(1-)=580.16(W)c. 计算系统散热功率 前已初步求得油箱有效容积为200L=0.2m3,按式即V=0.8abh求得油箱各边之积为abh=V/0.8=0.2/0.8=0.25(m3)取油箱三边之比为a:b:h=1:1:1，则算得a=b=h=0.347(m)按式算得油箱散热面积为A=1.8(a+b)h+1.5ab=2.27+0.945=3.22()由式知油箱的散热功率为 Pho=KAt取油箱散热系数K=15W/(m),油温与环境温度之差t=25。算得Pho=KAt=1207.5(W) Ph=580.16W可见油箱散热能够满足液压系统的散热要求。第四章 液压站的设计4.1 液压站简介 液压站是由液压油箱、液压泵装置及液压控制装置三大部分组成。液压油箱装有空气滤清器、滤油器、液面指示器和清洗孔等。液压泵装置包括不同同类型的液压泵、驱动电机及其它们之间的联轴器等。液压控制装置是指组成液压系统的各阀类元件及其联接体。 机床液压站的结构型式有分散式和集中式两种类型。 (1)集中式 这种型式将机床按压系统的供油装置 , 控制调节装置独立于机床之外，单独设置一个液压站。这种结构的优点是安装维修方便，按压装置的振动、发热都与机床隔开；缺点是液压站增加了占地面积。控制调节装置独立于机床之卸，按压装置的振动、发热都与机床隅(2)分散式 这种型式将机床液压系统的供油装置、控制调节装置分散在机床的各处。例如利用机床床身或底座作为液压油箱存放液压油。把控制调节装置放任便于操作的地方。这种结构的优点是结构紧凑，泄漏油易回收，节省占地面积，但安装维修不方使。同时供油装置酌振动、液压油的发热都将对机床的工作精度产生不良影响，故较少采用，一般非标设备不推荐使用。4.2 油箱设计在开式传动的油路系统中，油箱是必不可少的，它的作用是，贮存油液，净化油液，使油液的温度保持在一定的范围内，以及减少吸油区油液中气泡的含量。因此，进行油箱设计时候，要考虑油箱的容积、油液在油箱中的冷却、油箱内的装置和防噪音等问题。4.2.1油箱有效容积的确定（一）油箱的有效容积油箱应贮存液压装置所需要的液压油，液压油的贮存量与液压泵流量有直接关系，在一般情况下，油箱的有效容积可以用经验公式确定： （ 4.1）式中，油箱的有效容积（L）； Q 油泵额定流量（L/min）； K 系数；查参考文献1，P47，取K=7，油泵额定流量Q=41.76 L/min，代入公式4.1，计算得： =641.76=292.32 L油箱有效容积确定后，还需要根据油温升高的允许植，进行油箱容积的验算。（二） 油箱容积的验算 液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失转化为热量，使系统油温升高，由此产生一系列不良影响。为此，必须对系统进行发热计算，以便对系统温升加以控制。液压系统发热的主要原因，是由于液压泵和执行元件的功率损失以及溢流阀的溢流损失所造成的，当液压油温度升高后，会引起油液粘度下降，从而导致液压元件性能的变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却,以保证液压系统正常工作。1 系统总的发热功率系统总的发热功率H是估算得来的，查参考文献1，P 46，得系统总的发热功率H估算公式： （4.2）式中，N液压泵输入功率（KW）； 执行元件的有效功率（KW）；若一个工作循环中有几种工况，则应求出其总平均有效功率，系统总的发热功率：H=N（1-） （4.3）式中 系统总效率。 由查参考文献5，液压泵输入功率：N=Nd1 （4.4）式中Nd电动机功率（KW）； 1联轴器传动效率。查参考文献5 P7，取=0.99，代入公式4.4得： N=0.997.5KW=7.425KW 所以，液压泵输入功率N=7.425KW。将N=7.425KW代入公式4.3，得： H= N（1-）=7.425（1-0.695）KW=2.265KW。2 散热功率及温升油路系统的散热,主要靠油箱表面散热,油箱的散热功率可以用下式进行估算： =KAT (KW) （4.5）式中, K油箱的散热系数（KW/）； A油箱散热面积（）；T系统温升植（）。其中，油箱的散热面积可以用下式估算A=0.065 （） （4.6）式中，油箱的有效容积（L）。 液压系统的热平衡条件： 机器在长期连续工作下，应该保持系统的热平衡，其热平衡式为： H-=0， （4.7） H-KAT =0， （4.8）T （4.9） 查参考文献1，P40，取K=0.025 KW/，将K=0.025代入公式4.9，得： T =29.7查参考文献1表3-32所给的允许值为：一般工作机械T35，故系统温升验算合格。 4.2.2油箱的结构设计1结构简介长期以来，液压油箱的结构型式，基本上是由矩形板折边压形成四棱柱，再用封板堵住两侧而构成。端部封板及中间隔板由冲压成形，箱体是经四次压圆角，接头外焊接而成的。这种结构的液压油箱制造工艺较差，主要表现在箱体钢板下料时要求的精度较高；压形的反弹量因每次供货钢板的机械性能不同有所不同，导致箱体的圆角与衬板的半径吻合不良；不同机型上的液压油箱必须使用自己专用的一套压型模具。每套模具的体积大、造价高、利用率低。图6.1所示的液压油箱完全不用压形模，而是利用折边机折边成形。箱底面及端部，以及箱底面和侧面分别折成形断面；再焊好加油口和中间隔板等附件后，扣合拼焊而成。这种结构的液压油箱具有以下优点：下料精度要求不高；对原材料机械性能适应力强；折边部位可随意调整，适合多品种小批量生产；不用模具，大大节省了费用，缩短了生产周期等等。这种结构的液压油箱，近年来被我们广泛应用在工程机械、建筑机械等行走机械上。 图6.12结构设计通过对油箱的了解，压装机的油箱，是单件的生产，因此，采用拼焊的方法焊接而成。进行油箱结构设计时,首先考虑的是油箱的刚度,其次考虑便于换油和清洗油箱以及安装和拆卸油泵装置,当然,从企业的方面考虑，油箱的结构应该尽量简单,以利于密封和降低造价。（1）油箱体 油箱体由A3钢板焊接而成,取钢板厚度36mm，箱体大者取大值，本压装机的油箱板厚度为4mm。在油箱侧壁上安装油位指示器。在油箱与隔板垂直的一个壁上常常开清洗孔，以便于清洗油箱。（2）油箱底部 油箱底部采用倾斜的方式，用焊接方法与壁板焊接而成，采用这种结构，便于排油，底部最低处有排油口，排油口与基础面的距离为150mm，。 焊接结构油箱，油箱用A3钢板，其厚度等于侧壁钢板的厚度，为4mm。（3）油箱隔板 为了使吸油区和压油区分开，便于回油中杂质的沉淀，油箱中设置了隔板。隔板的安装方式主要有两种，第一种：回油区的油液按一定方向流动，既有利于回油中的杂质、气泡的 分离，又有利于散热。第二种：回油经过隔板上方溢流至吸油区，或经过金属网进入吸油区，更有利于杂质和气泡的分离。在本压装机的设计中，采用隔板的方式，主要为了将沉淀的杂质分开。隔板的位置在油箱的中间，将吸油区和回油区分开，隔板的高度，为最低油面的1/2。隔板的厚度等于油箱侧壁厚度。（4）油箱盖 油箱盖多用铸铁或钢板两种材料制造，现采用钢板，在油箱盖上钻下列通孔：回油管孔、通大气孔（孔口有空气滤清器）以及安装液压集成装置的安装孔。3减少油箱噪音 防噪音问题是现代机械装备设计中必须考虑的问题之一。油路系统的噪音源，以泵站为首，因此，进行油箱设计时，从下列几方面减轻噪音：（1）油箱与箱盖间增加防振橡皮垫：（2）用地脚螺栓将油箱牢固固定在基础上；（3）油泵排油口用橡胶软管与阀类元件相连接；（4）回油管管接头振动噪音较大时，改变回油管直径或增设一条回油管，使每个回油管接头的通路减少。4.3 液压站的结构设计4.3.1 液压泵的安装方式 液压泵装置包括不同类型的液压泵驱动电动机及其联轴器等。其安装方式分为上置式和非上置式两种。 (1) 上置式安装 将液压泵和与之相联的油管放在液压油箱内(如图4.2)，这种结构型式紧凑、美观，同时电动机与液压泵的同轴度能保证，吸油条件好，漏油可直接回液压油箱，并节省内地面积。但散热条件不好。 图4.2 (2）非上置式安装 将液压泵和与电动机放在液压油箱旁，(如图4.3)所示，这种结构，振动较小，油箱的清洗比较容易，但占地面积较大，吸油管与泵连接要求严格，应用于较大型液压站。图6.3YZJ压装机的液压系统安放在压装机的结构架上面，要求结构紧凑，站地面积小，经过对比分析，采用上置式安装,通过螺栓将电机上的法兰与油箱和好的固定在一起,并且将泵放在油箱内,泵浸在油液中,可以改善泵的吸油条件。4.3.2 液压泵与电动机的连接 将液压泵与电动机连接方式,采用联轴器，用来把电动机轴与泵轴联接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器停车并将联接拆开后，两轴才能分离(如图6.4)。 图6.4 （一） 选择联轴器的类型 联轴器有刚性联轴器、挠性联釉器两大类，其中挠性联釉器又可以分为无弹性元件的挠性联釉器和有弹性元件的挠性联釉器两大类别。选择联釉器考虑以下几点： （1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减娠功能的要求。例如，对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器；对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动，可选用轮胎式联袖器等具有高弹性的联轴器。（2） 联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。液压泵与电机之间的联轴器，一般用简单弹性套柱销联轴器或弹性。其二者的共同特点是传递扭矩范围较大，转速较高，弹性好，能缓冲扭矩急剧变化引起的振动，能补偿轴位移。但在使用中应定期检查弹性圈。（二）计算联轴器的计算转矩 由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩Tca，查参考文献4 P343，计算转矩按下式计算；TCa=KAT （4.10）式中 T公称转矩，单位为Nm；KA工作情况系数。查参考文献4 表14-1，转矩变化小，原动机为电动机，得KA=1.3。KA=1.3代入公式4.10，计算得： =9550=49.74Nm。 TCa= KAT=1.349.74=64.66Nm。（三）确定联轴器的型号 根据计算转矩Tca及所选的联轴器类型，按照TcaT的条件出联轴器标准中选定该联轴器型号。查参考文献4表17-5，选择ML3型梅花形弹性联轴器，该型号联轴器公称扭矩为T=90NmTca，许用转速n=6700r/min，满足要求。（四）安装联轴器的技术要求 技术要求如下：（1）半联轴器做主动件。（2）联轴器与电动机轴配合时采用H7/H6配合，与泵轴则采用H8/H7的配合（3）最大同轴度偏差不大于0.1mm，轴线倾角不大于404.4 辅助元件4.4.1 滤油器 过滤器的功用是清除油液中的各种杂质，以免其划伤、磨损、甚至卡死有相对运动的零件，或堵塞零件上的小孔及缝隙，影响系统的正常工作，降低液压元件的寿命，甚至造成液压系统的故障。用过滤器对油液进行过滤是十分重要的。（一）选用过滤器的基本要求在选择过滤器的时候，考虑过滤器的过滤精度精度，过滤精度是指过滤器滤除杂质颗粒直d的公称尺寸，过滤器按过滤精度不同可分为四个等级：粗过滤器(d100m)；普通过滤器(d10100m)；精密过滤器(d510m)；特精过滤器(d1m )。在选择过滤器的同时，还考虑到过滤器的过滤能力过滤能力是指在一定压降下允许通过过滤器的最大流量。过滤器的过滤能力应大于通过它的最大流量，允许的压力降一般为0.030.07MPa。按滤芯材料和结构形式的不同，过滤器可分为网式、线隙式、纸芯式、烧结式过滤器及磁性过滤器等。查查参考文献2，表20-8-126中，传动系统压力7MPa的中高压系统时,过滤精度为1015m，在查表20-8-132，选择纸芯式，型号为：ZU-H4010S。4.4.2 空气滤清器空气滤清器是对空气进行净化的装置，它由壳体和滤芯组成，滤芯布置在壳体内。大气中有各种异物，例如灰尘、砂粒等，会对液压系统的油液造成污染，它们将加速系统的磨损，从而降低系统的使用寿命。空气滤清器能防止出现这种情况。查参考文献3，表6-68，选择QUQ2型空气滤清器。4.4.3 液压油液压设备出现的故障，有些是由于液压油选择不当所引起的。选择液压油时需要考虑的因素很多，其中最主要的是根据使用条件选用粘度合适的液压油。在确定液压油粘度时，应着重考虑下列因素；工作压力的高低、工作环境温度的高低、工作部件运动速度的大小和液压泵对液压油钻度的要求。考虑的具体原则是， 1)系统压力较高时，为了减少容积损失，宜选用粘度较高的液压油；压力较低时，可选用粘度较低的液压油；高压系统宜选用加有抗磨损添加剂的抗磨液压油。2)环境温度高，宜选用高粘度液压油；环境温度低，宜选用低粘度液压油。3)工作部件运动速度较低的往复运动液压系统低粘度的液压油，工作部件作旋转运动的液压系统，可选用粘度较高的液压油。查参考文献2，选用20号机油。4.5液压系统清洗、使用与维护4.5.1 清洗液压系统液压系统在制造、试验、使用和储存中都会受到污染，而清洗是清除污染，使液压油、液压元件和管道等保持清洁的重要手段。生产中，液压系统的清洗通常有主系统清洗和全系统清洗。全系统清洗是指对液压装置的整个回路进行清洗，在清洗前应将系统恢复到实际运转状态。清洗介质可用液压油，清洗时间一般为2-4小时，特殊情况下也不超过10小时，清洗效果以回路滤网上无杂质为标准。清洗时注意事项：1、一般液压系统清洗时，多采用工作用的液压油或试车油。不能用煤油、汽油、酒精、蒸气或其它液体，防止液压元件、管路、油箱和密封件等受腐蚀；2、清洗过程中，液压泵运转和清洗介质加热同时进行。清洗油液的温度为（50-80）时，系统内的橡胶渣是容易除掉的；3、清洗过程中，可用非金属锤棒敲击油管，可连续地敲击，也可不连