球面零件专用切削机床设计【优秀机械机电毕业设计论文】【A6123】
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球面
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机械
机电
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毕业设计
论文
a6123
- 资源描述：
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文档包括:
说明书一份,37页,14500字左右.
任务书一份.
图纸共8张:
A0-床头箱装配图1.dwg
A0-床头箱装配图2.dwg
A0-总装图.dwg
A1-电气原理图1.dwg
A1-电气原理图2.dwg
A1-液压进给机构.dwg
A1-液压图.dwg
A3-零件图.dwg
- 内容简介：
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沈阳 理 工 大 学学士学位论文 1 第 1 章 球面车削专用设备总体设计 加工零件方案设计分析 本次毕业设计我的课题是球面车削专用设备设计，指定的被加工零件为“螺杆保护帽”，零件图见图。工件的材料为 #45 钢，被加工的部位是 求加工后表面粗糙度达到 生产率为 50万件。由于其表面粗糙度要求不高，因此采用 粗车加工一次走刀完成 。 床的运动的确定 一般来说，工艺方法决定机床的运动。由上述分析确定出主轴回转为主运动，由主电动机带动，经床头箱中齿轮传动形成 4级转速； 纵向进给液压缸 及横向进给液压缸 形成纵、横两 方向运动，由液压泵电机带动 。 床主要技术参数的确定 轴转速的确定 专用机床用于完成特定的工艺，当该工艺长期稳定时，主轴只需一种固定的转速，但某些专用机床为了工艺上有灵活性和留有一定的技术储备（适应工艺的改变，采用先进刀具，加工其它类似的零件等），也要求主轴变速，但一般变速级数不多。因此，转速范围初定为 350700r/ 给量的确定 由于主轴转速为等比数列，因此进给量也为等比数列排布。该工序为粗车。由新编车工计 算手册表 4r,最小进给量为 r 运动驱动电动机功率的确定 电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。机床主运动驱动电动机功率，常采用计算和统计分析相结合的方法来确定。这里主要依据计算法。 机床主运动驱动电动机的功率 N=切N+空N+附N 消耗于切削的功率，又称为有效工率（千瓦） 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 2 955000平均 空载功率（千瓦） 附N 载荷附加功率（千瓦） 切N= ： 切削力的切削分力（牛） f=2000 5 000牛 V 切削速度（米 /分） 切N= 100/6000=瓦 （ 2）空载功率空服空气阻力等消耗的功率，它 与有无载荷以及载荷的大小无 关，而随传动件的增加而增大。 空N= （(千瓦 ) 式中： K 系数， K=3050之间，其中较小的值用于润滑良好、运转灵活的传动件，取 K=35 平均d 除主轴外所有传动轴轴颈的平均直径（厘米） 平均d=（ 4+4） /2=4（厘米） 参加空运转的各传动轴转速之和（转 /分） 主n 空运转时主轴转速（转 /分） 主n=700（转 /分） C 系数， C=1c 平均主 系数，对于滚动轴承 1c =主d 主轴直径（厘米） 主厘米 所以 C=9/4=此 空N=35 4 (1187+700)/955000=瓦 ) （ 3）载荷附加功率 附它随切削功率的沈阳 理 工 大 学学士学位论文 3 增加而增大。 附N=切 主传动链的机械效率 因此，主传动驱动电动机功率为 N=切N+附N+空N= 切N+空N+(切N=切N+空N=床切 床 机床总机械效率，对于主运动 为回转运动的机床 床=： N=床切n = 瓦） 由中小型电机选型手册表 3180功率 11速 727r/率 功率因数 定转矩 定电流 重150 第二章 主传动设计 传动的运动设计 机床的主传动系因机床的类型、性能、规格尺寸等因数的不同， 应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析。一般应满足下述基本要求： （ 1）满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床的主轴有足够的转沈阳 理 工 大 学学士学位论文 4 速范围和转速级数（对于主传动为直线运动的机床，则有足够的每分钟双行程数范围及边速级数）。传动系设计合理，操作方便灵活、迅速、安全可靠等。 （ 2）满足机床传递力要求。主电动机和传动机构能提供和传递足够的功率和扭矩，具有较高的传动效率。 （ 3）满足机床的工作性能的要求。主传动中所有零、 部件要有足够的刚度、精度和抗振性，热变形特性稳定。 （ 4）满足产品设计经济性的要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节省材料。降低成本。 （ 5）调整维修方便，结构简单、合理，便于加工和装配。防护性能好，使用寿命长。 定公比 （ 1）本次课题中被加工的零件“螺杆保护帽”的年产量为 50万件，属于大批量生产，对于此类专用机床，公比应取小一些，所以取公比 为 前提可知：最高转速 为00r/ 最低转速为 350r/则变速范围为nR=700/250=2 则变速级数为 Z=1+4 按标准转速数列为 350、 441、 556、 700r/ 2）选择结构式 1确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目 4=2 2 共需要两个变速组 2确定不同传动副数的各变数组的排列次序。 根据“前多后少” 的原则，选择 4=2 2 的方案 3确定变速组的扩大顺序 根据“前密后疏” 的原则，选择 4=21 22 的结构式 4验算变速组的变速范围 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 5 最后扩大组的变速 r= )1( =)12( = 在允许的变速范围之内，因此选择的公比合理。 （ 3）分配各变速组的传动比 根据“前紧后松（前缓后急）”的原则，确定各变速组的最小传动比，一般最后扩大组取极限传动比。 各变速组所取最小传动比如下： -轴之间 1 -轴之间 21 （ 4）画转速图 轮齿数的计算 根据各传动副的传动比，由机械制造装备设计表 3 -轴之间： 1u =1=1 取 1z =38 86 则 1z =48 2z =43 86 则 2z =43 -轴之间： 1u =21 = 2u =1 取 1z =34 88 则 1z =54 2z =44 88 则 2z =44 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 6 传动的结构设计 机床的主传动是用来实现机床主运动的，它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。因此，在设计机床的过程中必须给予充分的重视。 主传动包括从动力源（电动机）至机床工作的执行件（主轴或工作台）等几部分组成： （ 1） 定比传动机构 即具有固定的传动比的传动机构，用来实现降速或升速，一般常用齿轮、胶带及链传动等，有时也可采用联轴带直接传动。本次课题中主电机与轴采用带传动，其余各轴间采用齿轮传动。 （ 2）变速装置 机床中的变速装置有齿轮变速机构，机械无级变速机构以及液压无级变速装置等。本课题采用两个双列滑移齿轮变速。 （ 3）主轴组件 机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。本课题中主轴及与其相配的轴承和齿轮等见图。 （ 4）开、停装置 用来控制机床主运动执行件（如主轴）的启动和停止。通常采用离 合器或直接开停电动机。本课题采用在电动机不停的状态下通断一个电磁离合器的方法来实现主轴的开、停。 （ 5）制动装置 用来使机床主运动执行件（如主轴）尽快的停止运动，以减少辅助时间，通常采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。本课题在传动轴上安装一个电磁式制动器来实现主轴的制动。 （ 6）操作机构 机床的开、停、变速、制动等都需要通过操作机构来控制。本课题中机床的变速采用拨叉拨动滑移齿轮来实现，而开、停及制动均采用操作面板上的按钮来控制相应的电磁阀来实现。 （ 7）润滑与密封装置 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 7 为了保证主传动装置的正常工 作和使用寿命，机床须配有良好的润滑装置与可靠的密封装置。 （ 8）箱体 用来安装上述各组成部分。 齿轮的设计计算 轮接触疲劳强度计算 1z =34, 2z =54 3 2214)(1(2 (1)确定公式内的各计算数值 1 1 2计算小 齿轮名义转速 10611105 查表d=宽系数） 4节点区域系数 由表 12z =6由图 12215902=4801=4502=390计算应力循环次数 1N =601n 0 700 1 (2 8 300 10)=109 2N = =109 8由图 12沈阳 理 工 大 学学士学位论文 8 1, 2 9计算许用应力。 取失效概率为 1%，接触疲劳强 度最小安全系数 1 1 H = z 111 1590=590 H =s z 221 1480=4802)设计计算 1计算小齿轮分度圆直径 3 () =圆周速度 00060 11 nd 0 0 060 7 0 05 3 =s 3确定载荷系数 1 所以k =2k =以+（=k= 1=按实际载荷系数校正小齿轮分度圆直径计算值 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 9 1d = 3 确定主要几何参数和尺寸 (1)模数 m=11 整标准值为 m=3 (2)分度圆直径 1d =3 34=102d =m 2z =3 54=1623)中心矩 a=z + 2z )=3 (34+54)=1324)齿宽 取 1b =2b =30理 1z =44, 2z =44 1T =510 N = 2N =910 235 ) =00060 11 nd t=100060 =s +(2)11(110 =k= 1=d = 3 1)模数 m=11m=3 (2)分度圆直径 1d =3 44=132d =m 2z =3 44=132阳 理 工 大 学学士学位论文 10 (3)中心矩 a=z + 2z )=3 (44+44)=1324)齿宽 取 1b =2b =30z =38, 2z =48 1T =510 N =910 2N = =910 235 ) =00060 11 nd t=1 0 0 060 7 0 05 3 =s +(22) =k= 1=d = 3 1)模 数 m=11 m=3 (2)分度圆直径 1d =3 38=114d =m 2z =3 48=1443)中心距 a=z + 2z )=3 (38+48)=1294)齿宽 取 1b =2b =30z =43, 2z =43 1T =510 N = 2N =910 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 11 235 ) =00060 11 nd t=100060 =s +(2)11( =k= 1=d = 3 1)模数 m=11 m=3 (2)分度圆直径 1d =3 43=129d =m 2z =3 43=1293)中心距 a=z + 2z )=3 (43+43)=1294)齿宽 取 1b =2b =30轴组件的设计 轴组件的功用 主轴组件是机床的执行件。它的功用是支承并带动工件或刀具，完成表面成形运动，同时还起到传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力的作用。由于主轴组件的工作性能直接影响到机床的加工质量和生产率，因此它是机床中的一个关键组件。 轴组件的基本要求 对主轴组件总的要求是，保证在一定的载荷与转速下，带动工件或刀具精确而稳定的绕其轴心线旋转，并长期的保持这种性能。为此，主轴组件应满足旋转精度、刚度、抗振性、温升及热变形、精度保持性等方面的基本要求。 轴组件的布局 为提高刚度和抗振性，主轴组件采用三支承主轴轴承的配置型式。主轴前支承采用沈阳 理 工 大 学学士学位论文 12 双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承组合而成。松开右端螺母和左端紧定螺钉，拧动螺母，就可以调整轴承的径向间隙或欲紧程度 ，同时两推力球轴承也得到欲加负荷。调整后，拧紧螺母，并略松螺母使推力球轴承有适当间隙，最后将螺钉锁紧。后轴承也采用双列向心短圆柱滚子轴承，间隙用螺母调整，由螺钉锁紧。用一只单列向心短圆柱滚子轴承作为中间辅助支承。 主轴上的两个传动齿轮布置在前中支承之间，为了减少主轴的弯曲变形和扭矩变形，尽可能缩短主轴受扭部分的长度，且将传递扭矩较大的齿轮放在靠近前支承端。 轴的设计计算 (1)由金属切削机床设计表 5取主轴材料牌号为 45 钢，调质热处理，硬度为250,许用弯曲应力 1 b=552)由表 5D =110主轴后轴径为 2D =（ 1D =110=77轴的平均直径为 D =2 21 =2 77110 =主轴的孔径为 d=60核壁厚 范围内，所以主轴壁厚合格。 （ 3）主轴前端悬伸量 主轴悬伸量 中点或前径向支承中点 )的距离。它主要取决于主轴端部的结构、前支承配置和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度 、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。 由表 5即1 则悬伸量 a= 4）主轴主要支承间跨距 合理确定主轴主要支承见间的跨距 L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距越小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；沈阳 理 工 大 学学士学位论文 13 反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲 变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此存在一个最佳跨距0L，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前端的总位移量为最小。一般取0L=(2但是在实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距 （ 5）主轴传动件位置的合理布局 1传动件在主轴上轴向位置的合理布局 合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可 以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。合理布置的原则是传动力引起的主轴弯曲变形要小；引起主轴前轴端在影响加工精度敏感方向上的位移要小。因此主轴上传动件轴向布置时，应尽量靠近前支承，有多个传动件时，其中最大传动件应靠近前支承。 2驱动主轴的传动轴位置的合理布局 主轴受到的驱动力相对于切削力的方向取决于驱动主轴的传动轴位置。应尽可能将该驱动轴布置在合适的位置，使驱动力引起的主轴变形可抵消一部分因切削力引起的主轴轴端精度敏感方向的位移。 （ 6）按弯扭合成强度校核轴的强度 1绘制轴受力简图 (图 a) 2绘制垂直面弯矩图 (图 b) 轴承支承反力 2 = =016+算弯矩 截面 L=面 L=绘制水平弯矩图 (图 c) 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 14 轴支承反力 22786=1393N 截面 绘制合成弯矩图 (图 d) 22M = 22 = 22 )( M = 22 =绘制转矩图 (图 e) T= =绘制当量弯矩图 (图 f) 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 =面 c 处的当量弯矩为22 )( = 22 ) 8 =校核危险截面的强度 e=331.0 3 =5阳 理 工 大 学学士学位论文 15 动轴的设计计算 (1)轴直径的计算 D=1084 084 70011= D=402)轴直径的 计算 D=1084 084 70011= D=40 三 章 主轴箱展开图的设计 主轴箱展开图是反应各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸，并以此为依据绘制零件工作图。 零件结构和尺寸设计 计内容和步骤 通过绘图设计轴的结构尺寸以及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。 关零件结构和尺寸的确定 传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其 他零件的结构尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。 1） 传动轴的估算 见前一节 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 16 2） 齿轮相关尺寸的计算 齿宽影响齿的强度。轮齿越宽承载能力越高。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数 60，则齿宽 B=m=10表 3 齿轮的齿厚 齿轮 1 2 3 4 齿厚 25 20 35 30 35 30 30 30 由计算公式； 齿顶：1 2 21 ( 2 ) ( 1 ) ; ( 2 )ad z m h d z 齿根：11 ( 2 2 ) ( 0 . 2 5 )f z h c m 得到下列尺寸表 齿轮的直径决定了各轴之间的尺寸。各主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如下表 3 3齿轮的直径 齿轮 1 2 3 4 分度圆直径(48 136 225 90 144 171 66 249 齿顶圆直径(52 140 231 96 150 177 72 255 齿根圆直径（ 43 131 表 3以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表 3示 表 3各轴的中心距 轴 离 230 160 3)确定齿轮的轴向布置 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 17 为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度。一般留有间隙 1以首先设计滑移齿 轮。 上的滑移齿轮的两个齿轮轮齿之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在 1围内时，间隙必须不小于 5模数在 围内时，间隙必须不小于 6 应留有足够的空间滑移，据此选出三片齿轮间的间隙分别为5由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮间的距离至少是 60取齿轮间的间距为 64 704） 轴承的选择及其配置 主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承 。轴承类型及型号选用主要根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。 同样尺寸的轴承，线接触的磙子轴承比点接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低，多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大，不同轴承承受载荷类型及大小不同。为了 提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承。 通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承，或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用 25 度或 15 度的接触角。轴向载荷为主且精 度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。 本设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两各方面必须考虑。 轴结构的设计 轴的一端与带轮相连，将轴的结构草图绘制如图 3沈阳 理 工 大 学学士学位论文 18 图 3轴其结构完全按标准确定，根据其周详的尺寸可将结构简图绘制如图 3示： 图 3 主轴组件的刚度和刚度损失的计算 最佳跨距的确定： 取弹性模量 E= 0 N/ 2 D=（ 90+65） /2= 主轴截面惯距： 44 64() 1 . 6 4 1 02m m 截面面积 ； A=主轴最大输出转矩： 59 5 5 0 0 0 0 5 . 1 2 1 0 M N m / 2 0 0 2 5 6 04 5 0 / 2 N0 . 5 1 2 8 0 N故总切削力 为： 22 2 8 6 2 . 1 7 F N 估算时，暂取0 / 3,取 270后支承支反力 3 8 1 6 5 4 033000N/3 . 6 7 1 0 / m m沈阳 理 工 大 学学士学位论文 19 3 0 . 3 3 8 则0 / 0L=225在上式计算中，忽略了 影响，故0L=225轴端部挠度的计算： 已知齿轮最少齿数为 30，模数为 3，则分度圆直径为 90 则齿轮的圆周力：2 m a 2 9 1 1p T d N径向力： 0 . 5 1 4 5 5 . 5p N则传动力在水平面和垂直面内有分力为： 水平面： 2 7 3 5 直面： 2 4 5 1 计算齿轮与前支承的距离为 66与后支承的距离为 384 切削力的计算：已知车床拖板最大回转直径m a x 400D m m。 则主切削力： 1310p N径向切削力： 0 . 5 6 5 5p N轴向切削力： 0 . 3 5 4 5 8 . 5p N当量切削力的计算： P=（ a=B） /a 3639 对于车床 B=60水平面内： 1 8 1 9 直面内： 1 2 7 3 轴端部的挠度计算： 3 221211( 1 ) ( 1 ) ( 1 ) ( )3 a a a a E A L K L K L 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 20 38 . 1 9 6 1 0m m， 35 . 7 3 7 1 0m m 传动力的作用下，主轴端位移的计算公式见下式： 212( ) 1 ( 1 ) ( 1 )6Qb c L c a b a a L k L L K L 式中：“”号表示位移方向上与力反向， b 表示齿轮与前支承的距离， c 表示齿轮与后支承的距离，将各值带入，得 34 7 1 0 33 . 8 6 1 0 水平面内： 33 . 8 8 9 1 0HY m m垂直面内： 31 . 8 7 7 1 0vY m m则主轴最大端位移为： 3m a x 4 . 3 9 1 0Y m m已知主轴最大端位移许用值为 y y ，符合要求。 主轴倾角的验算： 在切削力 p 的作用下主轴前轴承处的倾角为： 水平面： 57 . 1 1 0 r a p L 垂直面内： 54 . 9 1 0 r a p L 传动力 Q 作用下主轴倾角为： 水平面内： 53 7 1 0 直面内： 53 . 4 6 5 1 0H 主轴前轴承处的角为 53 . 2 3 3 1 0 r a H Q H 垂直面内： 51 . 4 3 5 1 0V P V Q V 2 5m a x 3 . 5 3 7 1 0 r a 故符合要求。 承的校核 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 21 齿轮受切向力 2911向 力： 0 . 5 1 4 5 5 . 5p N；切削力 F=1310N，径向切削力 0 . 5 6 5 5rF p N轴向切削力 0 . 3 5 4 5 8 . 5aF p N， 转速 n=4000r/d=90 垂直面内的受力分析： 1 66 2 1 3 . 4 74502 384 1 2 4 2 . 0 3450 水平面内的受力分析： 1 9 0 3 8 4 2 6 1 5 . 0 5450r t 2 5 4 0 6 6 359450r t F 故合力： 1 2 6 2 3 1 2 9 2 两轴承的轴向力 :对 70000轴承 1 10 . 6 8 1 7 7 8 . 2 3d r rF e F F N 2 2 20 . 6 8 8 7 9 . 2d r rF e F F N 12 1 3 3 7 . 7a a F N 22 8 7 9 . 2 N101 3 3 7 . 7 0 . 0 1 2108 228 7 9 . 2 0 . 0 1 94 6 . 2两次计算的差值不大，因此，确定 ， 当量动载荷： 1 111 3 3 7 . 7 0 . 5 0 92 6 2 3 . 7 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 22 1 128 7 9 . 2 0 . 6 81 2 9 2 . 8 9 对两轴承取 X=1， Y=0； X=1， Y=0； 由载荷性质，轻载有冲击故取 当量载荷： 1 1 1( ) 1 . 5 2 6 2 3 . 7 3 9 3 5 . 6f X F N 2 2 2( ) 1 . 5 1 2 9 2 . 8 9 1 9 3 9 . 3f X F N 。 因为12以可知其寿命 6110 ( ) 1 4 3 3 4 660轴承也符合刚度要求。 配图的设计 根据主轴展开图第一阶段的设计，已将主轴部件的各个部分的零件确定下来，展开图在设计中附。 第 4 章 液压进给机构设计 给机构结构设计 进给传动有机械、液压与电气等方式，机械传动方式简单可靠，目前在机床上用得最多 于液压传动工作平稳，在工作过程中能无级变速 ,便于实现自动化，能很方便地实现频繁往复运动，在同等功率情况下，液压传动装置的体积小，重量轻 ,机构进凑 ,惯性小，动作灵敏，因此，目前在机床的进给传动中得到广泛应用。本机床的进给机构就采用液压传动 . 向进给液压缸性能参数的计算 向进给液压缸主要尺寸的确定 （ 1）纵向进给液压缸工作压力的确定 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 23 液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定 ,对不同用途的液压设备 ,由于工作 条件不同 ,通常采用的压力范围也不同 可用类比法来确定。 纵向进给液压缸的工作压力初步确定为 1p =2 （ 2）液压缸内径 D 和活塞杆直径 F=式中 F 作用在活塞上的最大机械载荷 ,000N； P 作用在活塞上的实际工作载荷； 液压缸的机械效率，一般 P= 2105N 又 P=122 )(4 按液压缸工作压力 1p =2取 2105=4 22 ) 5 得 D=圆整取液压缸内径 D=50活塞杆直径 d=50=24（ 3）纵向进给液压缸壁厚和外径 1D 的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知 , 液压缸的壁厚可按下面的公式计算 : ) 式中 液压缸壁厚 ( D 液压缸内径（ 试验压力，一般取最大工作压力的（ 倍 , 取 2= 缸筒材料的许用应力，其值为：锻钢 =110 120钢沈阳 理 工 大 学学士学位论文 24 =100 110 无缝钢管 =100 110 高强度铸铁 =60 灰铸铁 =25 夹紧缸缸体材料为 45钢 ,采用 模锻进行锻造 ,其许用应力 =115 则 5(250 壁厚 =10缸筒外径 21 0+10 2=70 4）纵向进给液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度 ,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，本机床液压缸的实际工作最大行程为 600此它的工作行程为 600 （ 5）纵向进给 液压缸缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖 ,其有效厚度 t 按强度要求可用下面公式进行近似计算。 中 t 缸盖有效厚度 ( 缸盖止口内径 ( 取 0mm 缸盖孔的直径 ( 缸盖材料的许用应力 ,其材料为 =25 夹紧缸缸盖无孔 ,按公式 (算得 : t t=15 5）纵向进给液压缸缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和 般液压缸缸体长度不应大于内径的 20 30 倍。因此取纵向液压缸缸体长度 00 向进给液压缸活塞杆的稳定性验算和强度校核 沈阳 理 工 大 学学士学位论文 25 （ 1）活塞杆的稳定性验算 根据材料力学的理论 ,一根受压的细长直杆 ,在其轴向负载 过稳定性临界力 失去原有直线状态下的平衡 ,称为失稳。 因此 ,受轴向压力的活塞杆的稳定条件可表示为 : F 式中 K 稳定性安全系数 ,一般取 K =2 4，本设计取 K =2. 活塞杆的临界力 按材料力学中下面公式计算： 22)( =22)251( =1068N 200021068=534N 因此活塞稳定性合格。 （ 2）活塞杆强度校核 活塞杆强度的计算可由下面公式算出： )(4212 式中 空心活塞杆内径 ,对实心活塞杆 ； 活塞杆材料的许用应力，其材料为 45钢，则 =270 则 =270塞杆的强度满足要求。 向进给液压缸主要参数的确定 根据纵向进给液压缸的设计要求，可以算出横向进给液压的主要参数如下： 横向进给液压缸的工作压力 P=向进给液压缸内径 D=45 活塞杆直径 d=20向进给液压缸壁厚 =8 外径 1D =56阳 理 工 大 学学士学位论文 26 横向进给液压缸工作行程为 60向进给液压缸缸盖厚度 t=14向进给液压缸缸体长度 L=200 5 章 液压系统的设计 压系统的组成 本液压系统由从纵向进给液压缸及横向进给液压缸两大部分组成。液压油从油缸流出后进入滤油器从而进入液压泵，由液压泵打出的油经溢流阀调节压力，其压力的调节结果可由压力表查出。为防止油液倒流，用单向阀形成背压。经过单向阀后，油路一分为二，分别进入纵向进给液压缸部分和横向进给液压 缸部分。 压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后 ,就进行各部分的结构设计。主要包括 :缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同 ,结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。 （ 1）缸体与缸盖的联接形式 缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关 钢管的缸体上焊接上法兰盘，再用螺钉与端盖固紧。这种连接结构简单，加工和装拆都很方便。 (2)活塞与活塞杆的联接 活塞 与活塞杆的联接主要有螺纹联接和卡键联接两种。本设计采用卡键联接。这种联接的方法可以使活塞在活塞杆上浮动，使活塞与缸体不易卡住，它比螺纹联接要好，但结构稍微复杂。 (3)活塞杆导向部分的结构 活塞杆导向部分的结构 ,包括活塞杆与端盖导向套的结构 ,以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向 ,也可以做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损后便于更换 ,所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧 ,也可以装在外侧。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构 ,有利于导向套的润沈阳 理 工 大 学学士学位论文 27 滑；而油压即常采用装 在外侧的结构 ,在高压下工作时 ,使密封圈有足够的油压将唇边张开 ,以提高密封性能。 活塞杆处的密封形式有 O 形、 V 形、 Y 形和 密封圈 保证油液清洁及减少磨损 ,在端盖外侧增加防尘圈。常用的有无骨架防尘圈和 也可用毛毡圈防尘。为了结构简单 ,本设计采用防尘圈。 (4)活塞及活塞杆处密封圈的选用 活塞及活塞杆处的密封圈的选用 ,应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。活塞及活塞杆与密封腔体处的密封采用 形密封圈相配合使用 进行密封。 (5)液压缸的缓冲装置 当液压缸带动工作部件作快速往复运动时 ,由于运动件的质量较大 ,运动速度较高 ,则在到达行程终点时 ,会产生液压冲击 ,甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞。为了防止这种现象的发生，保证安全，应采取缓冲措施，在行程末端设置缓冲装置。 (6)液压缸的排气装置 液压传动系统往往会混入空气，使系统工作不稳定，产生振动、爬行或前冲等现象，严重时会使系统不能正常工作。因此，设计液压缸时，必须考虑空气的排除。液压缸若无专用的排气装置，进、出油口应设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。 算在各工作阶段液压缸所需流量 向进给液压缸 (1)确定纵向进给液压缸的三个工作状态 (快进、工进、快退 )的速度 参考同类机床，确定纵向进给液压缸的三种速度分别为 : 快进V=快退V=3m/ 工进V=40mm/2)确定相应的流量 由流量公式 Q=快进Q=快进（ 22 =( 22 ) 3 =m =18L/退Q=快退 =m =24L/阳 理 工 大 学学士学位论文 28 工进Q=工进（ 22 =2 ）（ =m =中 向进给液压缸 (1)确定横向进给液压缸的两个工作状态 (工进、快退 )的速度 参考同类机床，确定横向进给液压缸的两种速度分别为 : 快退V=3m/ 工进V=50mm/2)确定相应的流量 由流量公式 Q=快退Q=快退 =m =19L/进Q=工进（ 22 =0 2 ）（ =m =泵电机的选择 本机床的油箱装油约 400 升，油箱顶盖上安装一个电机用来驱动叶片泵，其吸油管的前端装有滤油器，泵的压力分别供机床的各部分使用。 （ 1）确定油泵的型号 因 系 统 在 纵 向 快 退 时 所 需 流 量 最 大 ， 为 Q=24L/因此 , 油 泵 的 流 量泵Q=4 =第三章知，两液压缸中最大的工作压
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