数控车床液压尾座设计【含CAD高清图纸和说明书】
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分析和实验输出式凸轮阀系统的液压挺杆 Won-Jin Kim-, Hyuck-Soo Jeon- and Youn-Sik Park-(1989年9月11日)在本文中,跟随型凸轮式阀系统采用了液压挺杆的运动分析和实验研究研究。首先,为每个相应的凸轮角度和凸轮与从动件之间的接触点,做精确的运动分析。 6自由度J弹簧阻尼器模型构建模拟阀动作解析。构建模型时,大多数参数已确定。但一些值,这是很难派生的,如阻尼系数的实验测定与工程参数。为了显示的效果分析模型,预测凸轮阀动作,直接比较,测得的气门和挺杆运动。关键词:指跟随(OscillatiW滚子从动件),顶置凸轮轴(OHC),凸轮阀门系统,跳跃,弹跳NOMENCLATURE-A E:在挺杆油腔的等效截面积,C.C.2 C.3:等效阻尼系数阀阀座C.e:阻尼系数,N-S / MC,F,CVF,CFE:等效阻尼系数接触C,P:挺杆:ns / m的等效阻尼系数0:基本的自然频率,气门弹簧,赫兹H:汽缸和活塞,毫米之间的空隙。K.1K. 2 K.3:阀的等效刚度系数K.:刚度挺杆,N / m的弹簧软K,F,KVF,KFE:接触的等效刚度系数L:柱塞长度,mm杠杆臂,力Ff“毫米VF:毫米力FVF,杠杆臂跟随质量,kgMT:相当于挺杆质量,kgMV:相当的阀门质量,kg;1 简介 设计凸轮的气门传动装置的内部燃烧引擎,有很多事情要考虑,如阀面积,峰值的凸轮加速,正确的凸轮运行角度,由于增加的速度斜坡内燃机,凸轮阀的动态效果系统变得更重要。最近,一些研究聚焦的动态效果上的凸轮气门系统已经完成。秋叶等(1981)构建了一个自由度模型来分析OHV(顶置气门)式凸轮气门系统,并研究了系统运动的动态效果。Jean和Pink(1989年)试图来分析同一个类型的阀门集中质量的动态模型,并设计了一个系统最佳的凸轮形状考虑动态模型。皮萨诺和弗罗丹斯顿(1982)开发了一个动态模型的高速度阀系统能够预测既有正常系统响应以非正常系统的跳跃。目前几乎出现集中在高速凸轮系统的研究系统上具有恒定的摇杆臂比和阀体的分离现象。特别是凸轮的分析系统与液压挺杆的关系一直没有彻底研究。在这项工作中,一个顶置凸轮轴凸轮的气门液压挺杆和从动件的分析,解析与分析集中质量模型的疑难和验证了其可靠性。这项工作中所用的凸轮从动系统是具有复杂的动态液压挺杆和非线性不同摇臂比率的。 从摇臂比值偏离高达34的基线值和凸轮之间的接触跟随移动。从动件的摆动不支持在一个固定的点摆动,但可以在一个顶部安装垂直移动的支点的液压挺杆下摆动。液压挺杆的主要作用是消除气门间隙,排除气门机构内的有害影响。但是在高工作速度区域,液压挺杆可以让一个不寻常的气门运动恢复正常。因此,液压挺杆的特性,必须考虑其在配气机构的动态模型中的地位。研究的主要目标类似CAM系统,它是由陈和皮萨诺(1987年)建立的六自由度模型考虑平移和旋转运动的跟随型阀门。遗憾的是他们用一个简单的单自由度模型的液压挺杆作为分析对象。他们只注重分析工作,并没有试图验证实验的结果2 阀门建模OHC式凸轮气门实际的整体形状是如图1.所示,为了准确地描述阀运动,阀为6个自由度。阀的开闭运动YV,液压挺杆平移运动Y,跟随平移和旋转运动Y和8,和两个额外程度的自由YS和YS2代表气门弹簧平移运动。采取气门弹簧YS和YS2的原因是考虑气门弹簧激增的现象。它是已知的的阀簧影响阀动作之一,尤其是在运行速度是很高的时候。由于凸轮轴可视为刚性的和固定在其轴承上,其动态特性在模型中被忽略,建模过程的细节解释如下。图1 结构示意图2.1联络点建模如图1中所示 ,跟随型凸轮气门有4个气门传动的部件之间的接触点。那些是从动件和挺杆之间的联系,凸轮从动和阀的阀座和阀。阀座的接触点与其他接触件发生周期性的运动,不同接触件应该保持其自身的运动方式。阀座刚度(KSE)和阻尼(CSE)的的均取自以前发表的文献(陈和皮萨诺,1987)上,另一方面,相当于阻尼和刚度系数在其他的接触点进行了预测接触理论利用形状系数,弹性模量。 AJ假设适当的范围内的接触的力量,相应于接触刚度计算中的接触理论。然后,等效刚度在每个接触点的最小误差曲线中获得的接触刚度(Roark和青年,1976年)。它假定挺杆和从动件之间的接触是凸轮和跟随器两个领域之间的内在联系相当于互相接触的两个气缸,从动件和阀之间是在一个平面上的气缸的接触。在每个接触点的阻尼系数假设为0.06,临界阻尼系数(CCR)使用式(I)的计算。 M,和Mz相当于群众每个接触的部件。它假定每个接触组件的等效质量(M,和Mz)被连接由一个弹簧和一个阻尼器连接。在每个接触从动件的等效质量(Me)的点,可以得到由式(2)考虑到跟随器的转动惯量。MF是跟随同等质量和同等距离之间的的从动件质量中心和每个相应的联系点。在接触点的等效质量的凸轮轴点估计到无穷大的,它是刚性的,固定在其轴承上。相当于群众的挺杆和阀在其他的接触点M,和MV。图2 使用的模型2.2气门弹簧建模为了考虑阀弹簧缓冲效果,该阀弹簧建模与式2(M,MZ),一些假设的阀簧建模。这些是:(1)对称性(K.,KSA和C),(2)等效的静态刚度和基本的自然频率与模型模型和实际之间具有固有的频率系统,(3)适当的阻尼假设。由于考虑到气门弹簧夹紧,夹紧边界条件,次级自然频率阀春时的基本春天的两倍自然频率。所有的上述假设给出:弹簧刚度和固有频率的使用阀弹簧假定比例为4的粘性阻尼。2.3液压挺杆建模图3所示液压挺杆的横截面示意图。油通过入口进入和填充中央挺杆柱塞腔。当柱塞向下移动时单向阀被关闭,油从油室通过狭窄的活塞和汽缸之间的间隙产生出的阻尼力。在下一步骤中,当柱塞向上移动,由于内部的弹簧定位腔室,所述单向阀被油打开,油重新填充阀室。液压挺杆的变化如简化图3所示,右侧等效刚度的挺杆被假设估计,所流体是完全以压缩的形式流过径向间隙。 关系式:其中,E是体积弹性模量,他的长度是压缩的油室,Ae是柱塞面积。另一方面,等效阻尼系数证明油是完全不可压缩的。它认为过多的油脂因柱塞运动完全通过流动的径向间隙。然后等效阻尼值可以预测理论流体力学。它是已知的阻尼系数柱塞运动的方向变化。这些得出其中J1是油的粘性系数,L是柱塞长度,RP柱塞的半径,h为间隙缸和柱塞。所有挺杆尺寸和性能列于表1中。方程(4,5),来自上述两种极端的情形。一为假设完全压缩,和另一种是完全不可压缩的。但在实际情况中,由于阻力(FD),柱塞运动将被放置在中间的某个地方两个值(Kreuter,马萨诸塞州,1987)。于是于推出了两款系数a和P(O A I,OP 1),阻力可建模为式(6)。其中,a和p可以通过比较模型确定模拟结果与实验测得的记录。2.4质量和转动惯量建模阀,柱塞挺杆,和从动件质量(MV,山和MF)直接测量。从动件的转动惯量如果考虑其几何形状必须经过精心计算。所有用过的质量,刚度和阻尼值进行了总结于表2。图3液压挺杆和简单的操作图。表1挺杆的尺寸和性能和表2使用的模型参数3 分析手指跟随型ORC凸轮气门系统的特征在于与不同的凸轮轴摇臂比旋转。所以搜索确切的运动学分析联络点凸轮与从动件之间是不可避免的,做动态分析。3.1运动学分析凸轮和从动接触时,挺杆被认为是固定的点。结果发现,挺杆运动时接触点的影响是可以忽略不计。挺杆运动,这是在大多数O.I(毫米)。就足够小了,可以忽略不计不同凸轮升程的幅度。当凸轮给出的数据是与所需的实际的凸轮形状的凸轮升程时(S),(X,Y),接触与平坦的跟随,可以得到由式(7)的基准摇臂比为1.47的波动范围摇杆在循环过程中,臂比从1.15至1.97不等。其中,Rc为凸轮基圆。 0是凸轮角,S是平面从动位移,且X和Y指定的凸轮形状。增量可以计算出三条曲线间的平面从动位移,当凸轮的形状(X. Y),凸轮和从动件之间的接触点,可以进行运动学分析。图4所示的想法是如何找到联系点的顺序。首先,旋转的从动件围绕一个固定的凸轮。然后再找出轨迹跟随中心(CC)。搜索每个跟随的联络点旋转角度(OC),使用原则的接触点的连接线的凸轮中心(A)和跟随中心(任何点位点CC),交叉对应的凸轮角度的切线。然后CON轨迹可以通过以下来确定旋转接触点下落后可能相应凸轮角(8e)的。的运动学尺寸图。 4给出于表3。瞬时摇臂比的计算方法除以与手指跟随器的总长度枢转点和凸轮和之间的水平距离为每个相应的凸轮从动接触点角度。得到的接触点轨迹和相应的波动摇臂比本研究示于图中。图5(a),(b)所示。图4滚子从动件的运动学分析图5接触点轨迹和波动摇臂比3.2动力学分析根据凸轮形状,操作速度和从动件的形状的运动规律,运动方程可以很容易地构造。在计算过程中的接触点,所有尺寸的L FC(挺杆和跟随质心之间的距离),之间,和L的(阀和从动质量中心之间的距离,L u和LVF表3中给出的是恒定的。LFC计算的是瞬时接触点。影响波动的气门摇臂比动力学表示通过LFC改变。所以方程的运动可以被构造为其中Fo是气门弹簧的预压缩力(在本研究中,FO= 275N)的接触迫使Ff的FFC,FOF可以被确定为式(9)。由于研究式(8,9),被耦合所有方程是非线性的。因此,数值积分方法(在本研究中龙格 - 库塔法),让所有的组件运动。由于计算的运动方程,分离在阀的现象,如跳跃,可以在每次实例检查得到。该分离可以被检测通过检查的接触力。标准判断在每一个接触点的跳跃现象是如下所示,不明原因发热,Ffeo是在每一个初次接触力联系点。在计算凸轮阀动作,分离的每次实例的标准进行了测试。上述标准是较为满意,则接触力变为零,并且我们可以判断发生分离之间的相应的组件。表3运动尺寸图6实验装置4 实验为了证明模型模拟的有效性,实验工作已经完成,且相互比较。图6示出的是实验装置。虽然OHC式凸轮配气机构主要由一个100千瓦 DC电机,阀门位移和液压挺杆运动同时测量。阀位移测量的选择如下(非接触式光学位移测定装置),和挺杆运动测量间隙传感器。的编码器被放置在凸轮轴的一端,所测量的信号的平均值。特别注意消除循环发动机油所引起的问题。所有的测量进行改变凸轮轴的运行速度从600转上升至2450转。 5 RUSULT与讨论图7比较了测量和模拟的挺杆凸轮轴转速900每分钟1600转的下落过程。图8显示测得的最大挺杆下落条件。这是众所周知,液压挺杆被硬化的速度凸轮轴增加。最大压缩液压挺杆大约是每分钟800转,100/ LM接近限制的约60/lm凸轮轴速度超越3000转,如示于图 8。如前所述,在测量挺杆的运动来确定确定柱塞拖力,通过最小二乘法拟合曲线之间的测量和分析记录。结果发现,加权参数随操作速度。例如,a和图3其中0.0071和0.28时,凸轮轴是由900转,但值分别改变为0.0094和0.30时的运行速度提高到1600RPM。图9,图10,图11示出的测量和模拟阀位移和速度。阀速度通过不同的测量阀位移记录。图9比较了测量和分析的阀运动时,凸轮轴驱动600转。它可以是说,该模型不仅可以模拟峰值阀位移也相当精确的凸轮的角度。图10,图11显示的分析的是测量凸轮轴的速度是每分钟1600转2450rpm。(一)凸轮轴转速900转(二)凸轮轴转速1600转图7挺杆下落分析图8最大挺杆下落与凸轮轴转速9,10,11,我们可以得出这样的结论:6自由度集中质量模型用于这项工作是相当可靠的预测阀运动,即使在高运行速度情况下也适用。图12显示了一个示例,在所有接触的接触力点时的运行速度是2450转。它可以观察到,在第一峰值位置的接触力减少,并在所述第二峰值位置突出与恒定摇臂比凸轮值相比摇臂比的系统。由于检查接触力的记录,我们可以很容易地预测最可能的领域和相应的凸轮角不必要的阀分离可以发生。实验验证模型可扩展不只预测的最大操作速度也阀气门和凸轮形状。图9阀门的位移和速度(凸轮轴转速600转)图10阀的位移和速度(凸轮转速1600转))图11阀的位移和速度(凸轮转速2450转)(一)挺杆和从动件的关系(二)凸轮与从动件的关系(三)在阀和从动件的关系图12接触力模拟(凸轮轴转速2450 转)6结论在这项工作中,一个6自由度集中质量模型构建和有效性实验验证。变摇臂比有效地纳入动态模型的运动学分析和其效果从仿真结果可以观察到接触力。为支点的液压挺杆模型,构建了挺杆的摆动以及从动结束的实验数据。因此,人们发现,所构建的数值模型是相当有效的预测OHC阀动作。致谢这项研究是由韩国大宇汽车公司通过KAIST产业联盟项目。参考文献:陈,C.的皮萨诺,A.,1987年,“动态模型的波动摇臂比CAM系统“,ASME J,机械式。在设计自动化。 pp.356-365。全度妍,HS,公园,KJ,公园,YS,1989年,“最佳凸轮轮廓曲线设计Considemg的动态特性凸轮气门系统,“实验力学,第357 - 363。Kreuter,P.的马斯,G.,1987年,“液压的影响气门间隙调节器动态特性的阀门列车“,SAE技术论文8号0086。皮萨诺,AP和弗罗丹斯顿,F.,1982年,“实验动态响应的调查和分析高速凸轮随动系统。第1部分和第2部分“,ASME J,机械。反式脂肪。设计,自动化。 105-692-704。含有Roark,R.和年轻的,W.,1976年,“应力公式麦格劳 - 希尔。酒井,H.和Kosaki的的,H.,1976,“分析阀动作,在顶置气门之间的联系气门弹簧浪涌的角色阀动作“,JoumaJ工程学院,东京大学的(B)中,卷33,第4期pp.441-446。秋叶,K.,清水,和酒井,H.,“全面的电梯模拟:离子高速驱动阀列车“,SAE技术文件编号810865。 本科毕业设计(论文)题目:数控车床尾座套筒液压装置设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 导 师 2013年 4 月 27日数控车床尾座套筒液压装置设计摘要 为了完成本课题的设计,在设计之前的准备工作必须做好,首先是搜集和分析资料,主要包括国内外数控机床的发展现状;液压技术和液压传动系统的基本资料;同等机床液压尾座的图纸和资料等。其次是初步确定液压尾座的总体布局,包括配置形式、液压系统的布置及选择液压能源及相应的配套元件等。最后主要是关于尾座的设计计算。数控机床变档卡紧及尾座顶紧的控制方式基本上是手工控制,在通常的加工过程中,需先用手工控制的方式完成变档和卡紧工作,然后再进行装夹,在装夹完毕后还需要使用手工控制的方式完成尾座的顶紧工作。由此可知,在数控机床的加工作效率效率并不高,而且工人劳动强度大,耗时又耗力,还会增加企业成本。因此,本课题研究所要达到的预期效果是在数控车床加工过程中,当需要使用尾座时,使用本课题所设计的尾座可以提高加工过程的机械化和自动化水平,提高生产效率,降低工人的劳动强度,降低企业成本。关键词:数控机床;尾座;液压系统;液压缸 IIAbstract The design of CNC machine Tailstock Hydraulic system Abstract To accomplish this design, I collected and analysed the information before the design, including domestic and international development of CNC machine tools; hydraulic system of hydraulic technology and the basic information; equal hydraulic machine Tailstock the drawings and information . Then is tentatively determined the overall layout of hydraulic Tailstock, including the allocation of form, layout and the hydraulic system of hydraulic energy, and select the appropriate matching components, such as. This was followed by the main Tailstock the design and calculation.CNC machine tools changed file cards bear and Tailstock top tight is basically manual control, in the conventional process, the change required manual card file and clamping a tight and then again after the fixture also need to use a manual Tailstock The top tight. Therefore, in the process of CNC machine tools in efficiency is not high, workers in labor intensity and great. Therefore, the issue of the Institute to achieve the desired results in the CNC lathe processing, when the need to use Tailstock, the use of this issue by the Tailstock design can improve the process of mechanization and automation level, increase production efficiency and reduce Workers in the labor intensity.Key words:Numerically-controlled machine;Tailstock;Hydraulic system;Hydraulic cylinder inside diameterII目录1 绪论 11.1 研究背景和意义11.2 液压传动介绍11.3 国内外数控机床的发展现状21.3.1 国外数控机床发展现状21.3.2 国内数控机床发展现状31.4 本文研究对象42 液压尾座液压传动总体设计52.1 尾座简介52.2 回路设计52.2.1 液压尾座顶针液压回路62.2.2 液压尾座顶针夹紧液压回路73 尾座部分的设计93.1 液压系统压力93.2 顶针油缸的计算9 3.2.1 顶针轴向力9 3.2.2 液压油缸计算103.3 液压泵的设计12 3.3.1 液压泵工作压力的确定13 3.3.2 液压泵流量的确定13 3.3.3 电动机功率的确定153.4 液压元件的选择16 3.4.1 油管及管接头16 3.4.2 过滤器的选择16 3.4.3 油箱的选择17 3.4.4 油箱容积的确定173.5 液压系统的性能验算 18 3.5.1 液压系统压力损失计算18 3.5.2 液压系统发热温升的验算19I4 液压尾座结构设计214.1 液压尾座箱体设计214.2 尾座顶尖的设计214.3 尾座主轴的设计214.4 尾座导轨的设计224.4 尾座孔系设计23 4.4.1 套筒与尾座体的配合244.4.2 套筒与顶尖、尾座活塞轴的配合244.4.3 孔和键的设计245 尾座精度的设计265.1 表面粗糙度的确定265.2 尾座与机床形位公差的确定265.3 底面及立导向面形位公差的确定26结 论28参考文献29致 谢30毕业设计(论文)知识产权声明31 毕业设计(论文)独创性声明32IV1 绪论1 绪论1.1 研究背景和意义随着科技的进步,生活水平提高,为了减小工人工作强度,自动化技术被广泛运用到各行各业。自动化(Automation)是指机器设备、系统或过程(生产、管理过程)在没有人或较少人的直接参与下,按照人的要求,经过自动检测、信息处理、分析判断、操纵控制,实现预期的目标的过程。自动化技术广泛用于工业、农业、军事、科学研究、交通运输、商业、医疗、服务和家庭等方面。采用自动化技术不仅可以把人从繁重的体力劳动、部分脑力劳动以及恶劣、危险的工作环境中解放出来,而且能扩展人的器官功能,极大地提高劳动生产率,增强人类认识世界和改造世界的能力。因此,自动化是工业、农业、国防和科学技术现代化的重要条件和显著标志。液压自动化技术被运用到数控车床,减小了工人的工作强度和提高了加工质量。数控机床给机械制造业带来了革命性的变化。数控加工具有如下特点:加工柔性好,加工精度高,生产率高,减轻操作 者劳动强度、改善劳动条件,有利于生产管理的现代化以及经济效益的提高。数控机床是一种高度机电一体化的产品,适用于加工多品种小批量零件、结构较复杂、精度要求较高的零件、需要频繁改型的零件、价格昂贵不允许报废的关键零件、要求精密复制的零件、需要缩短生产周期的急需零件以及要求100%检验的零件。数控机床的特点及其应用范围使其成为国民经济和国防建设发展的重要装备。目前,我国已经熟练掌握了液压传动技术,但是在某些环节上还不及发达国家,但是在五星红旗的照耀下,一切问题都将被我们所克服。社会主义制度的优越性决定了液压传动技术绝对能发挥其长处。它不仅能为我国的经济建设带来高度的生产力和巨大的经济效益,而且将为我国的宇宙开发、海洋开发、核能利用等新兴领域的发展做出卓越的贡献。数控机床是一种装有程序控制系统的自动化机床。该控制系统能够逻辑地处理具有控制编码或其他符号指令规定的程序,并将其译码,从而使机床动作加工零件。数控机床含盖了自动化技术、计算机技术、伺服驱动、精密测量和精密机械等各个领域的技术成果,是一门新兴的工业控制技术。随着国内数控机床的迅速发展, 数控机床的应用普及,数控机床出现故障高发时段。然而,目前的数控维修工作混乱无序,根本不能适应数控行业快速发展的步伐。为了使数控维修工作适应现代化制造业的发展,提高数控设备维修质量,那么规范数控维护也将会增加难度,所以要大号基础,热心研究。I 西安工业大学北方信息工程学院毕业设计(论文)1.2 液压传动介绍 液压传动是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技I 术,是工农业生产中广为应用的一门技术,液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制的一种传动形式。利用有压的液体经过油压管路以及方向控制阀,压力控制阀等控制原件来实现指定的动作。相对传统的机械传动方式来说,液压传动具有输出力大,重量轻,惯性小,调速方便以及易于控制等优点,因而广泛应用于工程机械,建筑机械和机床等设备上。液压传动的发展历史:近代液压传动技术是由19世纪崛起并蓬勃发展的石油工业推动起来的,最早实践成功的液压传动装置是舰船上的炮塔转位器,其后出现了液压六角车床和磨床。第二次世界大战(1941-1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。在一些兵器上用上了功率大,反应快,动作准的液压传动和控制装置,大大提高了兵器的性能,也大大促进了液压技术的发展。战后,液压技术迅速转向民用,并随着各种标准的不断制订和完善,各类元件的标准化,规格化,系列化而在机械制造,工程机械,材料科学,控制技术,农业机械,汽车制造等行业中推广开来。由于军事及建设需要的刺激,液压技术日益成熟。20世纪60年代后,原子能技术,空间技术,计算机技术等的发展再次将液压技术推向前进,使它发展成为包括传动,控制,检测在内的一门完整的自动化技术,在国民经济的各个方面都得到了应用。如工程机械,数控加工中心,冶金自动线等。液压传动在某些领域内甚至已占有压倒性优势。 液压传动有许多突出的优点,因此它的应用非常广泛,如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等;行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等;钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整 装置等;土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等;发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等;船舶用的甲板起重机械(绞车)、船头门、舱壁阀、船尾推进器等;特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等;军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置。 国内外发展现状:今天,为了和最新技术的发展保持同步,液压技术必须不断发展,不断提高和改进元件和系统的性能,以满足日益变化的市场需求。与世界上主要的工业国家相比,我国的液压工业还是相当落后的,标准化的工作有待于继续做好,优质化的工作须形成声势,智能化的工作则刚刚在准备起步,为此必须急起直追,才能迎头赶上。可以预见,为满足国民经济发展需要,液压技术也将继续获得飞速的发展,它在各个部门中的应用也越来越广泛。1.3 国内外数控机床的发展现状1.3.1 国外数控机床发展现状数控车床、车削中心,是一种高精度、高效率的自动化机床。配备多工位刀塔或动力刀塔,机床就具有广泛的加工艺性能,可加工直线圆柱、斜线圆柱、圆弧和各种螺纹、槽、I 蜗杆等复杂工件。具有直线插补、圆弧插补各种补偿功能,并在复杂零件的批量生产中发挥 了良好的经济效果。 数控(英文名字:Numerical Control 简称:NC)技术是指用数字、文字和符号组成的数字指令来实现一台或多台机械设备动作控制的技术。数控一般是采用通用或专用计算机实现数字程序控制,因此数控也称为计算机数控(Computerized Numerical Control ),简称CNC,国外一般都称为CNC,很少再用NC这个概念了。 国外数控技术主要以以美、德、日三国为代表。美、德、日三国是当今世上在数控机床科研、设计、制造和使用上,技术最先进、经验最多的国家。美国1952年研制出世界第一台数控机床、1958年创制出加工中心、70年代初研制成FMS、1987年首创开放式数控系统等。数控技术被广泛运用到大量大批生产自动化所需的自动线,故其高性能数控机床技术在世界也一直领先。当今美国生产宇航等使用的高性能数控机床,国外国家特别重视数控机床主机及配套件之先进实用,其机、电、液、气、光、刀具、测量、数控系统、各种功能部件,在质量、性能上居世界前列。如西门子公司之数控系统,均为世界闻名,竞相采用。日本通过规划、法规(如“机振法”、“机电法”、“机信法”等)引导数控机床工业发展。1.3.2 国内数控机床发展现状 我国数控技术的发展起步于二十世纪五十年代,中国于1958年研制出第一台数控机床,发展过程大致可分为两大阶段。在19581979年间为第一阶段,从1979年至今为第二阶段。第一阶段中对数控机床特点、发展条件缺乏认识,在人员素质差、基础薄弱、配套件不过关的情况下。在第二阶段从日、德、美、西班牙先后引进数控系统技术,并逐步向前发展。特别是最近几年,我国数控产业发展迅速,19982004年国产数控机床产量和消费量的年平均增长率分别为39.3%和34.9%。尽管如此,进口机床的发展势头依然强劲,从2002年开始,中国连续三年成为世界机床消费第一大国、机床进口第一大国,2004年中国机床主机消费高达94.6亿美元,国内数控机床制造企业在中高档与大型数控机床的研究开发方面与国外的差距更加明显,70%以上的此类设备和绝大多数的功能部件均依赖进口。由此可以看出国产数控机床特别是中高档数控机床仍然缺乏市场竞争力,究其原因主要在于国产数控机床的研究开发深度不够、制造水平依然落后、服务意识与能力欠缺、数控,系统生产应用推广不力及数控人才缺乏等。我们应看清形势,充分认识国产数控机床的不足,努力发展先进技术,加大技术创新与培训服务力度,以缩短与发达国家之问的差距。 在20余年间,数控机床的设计和制造技术有较大提高,主要表现在三大方面:培训一批设计、制造、使用和维护的人才;通过合作生产先进数控机床,使设计、制造、使用水平大大提高,缩小了与世界先进技术的差距;通过利用国外先进元部件、数控系统配套,开始能自行设计及制造高速、高性能、五面或五轴联动加工的数控机床,供应国内市场的需求,但对关键技术的试验、消化、掌握及创新却较差。至今许多重要功能部件、自I 动化刀具、数控系统依靠国外技术支撑,不能独立发展,基本上处于从仿制走向自行开发6 阶段,与日本数控机床的水平差距很大。存在的主要问题包括:缺乏象日本“机电法”、“机信法”那样的指引;严重缺乏各方面专家人才和熟练技术工人;缺少深入系统的科研工作;元部件和数控系统不配套;企业和专业间缺乏合作,基本上孤军作战,虽然厂多人众,但形成不了合力。我们国家机床业最薄弱的环节在数控系统。机床精度 (1)机械加工机床精度分静精度、加工精度(包括尺寸精度和几何精度)、定位精度、重复定位精度等5种。(2)机床精度体系 目前我们国家内承认的大致是四种体系:德国VDI标准、日本JIS标准、国际标准ISO标准、国标GB,国标和国际标准差不多。(3)看一台机床水平的高低,要看它的重复定位精度,一台机床的重复定位精度如果能达到0.005mm(ISO标准.、统计法),就是一台高精度机床,在0.005mm(ISO标准.、统计法)以下,就是超高精度机床,高精度的机床,要有最好的轴承、丝杠。(4)加工出高精度零件,不只要求机床精度高,还要有好的工艺方法、好的夹具、好的刀具。1.4 本文研究对象 在机械制造行业中,数控车床被广泛用来加工盘类或轴类零件。在加工这类零件的时候,有许多零件需要用内孔作为定位夹紧面来进行外圆、端面、螺纹等的切削加工。目前,用数控车床对这类零件进行加工时的定位装夹通常采用人工手动夹紧,因此数控车床的尾座结构普遍是手动控制结构,用手动方式旋转手轮带动尾座套筒使尾座上的顶尖伸出以顶紧工件,实现对工件的定位,再扳动手柄实现锁紧。采用这种手动控制方式,工作效率低,劳动强度大,夹紧力大小难以精确控制,定位准确性和稳定性都比较差。故设计一种车床尾座的液压控制机构代替传统的手动式控制是完全有必要的,可进一步完善和提高数控车床的自动化程度。数控车床的尾座是在加工轴类零件时,使用其顶尖顶紧工件,保证加工的稳定性。尾座的运动包括尾座体的移动和尾座套筒的移动。 尾座体的移动有两个作用:一个作用是在加工轴类零件时,将尾座调整到使用位置;另一个作用是在加工短轴和盘类零件时,将尾座调至非干涉位置。尾座套筒的移动是为了使顶尖顶紧或松开工件的,通常是由液压缸控制的。 本文主要研究数控机床尾座的设计,并将液压传动运动运用到尾座上,实现尾座的自动顶紧与松开。设计出液压尾座的结构以及液压传动图、液压缸。其要求具体参数:数控车床的切削用量f=0.1-0.3mm/r;切削速度为v=50-80m/min;最大车削工件直径400mm,最大加工长度350mm,切削粗糙度为Ra1.6-3.2m。 2 液压尾座液压传动总体设计I 2 液压尾座液压传动总体设计尾座是车床的重要部件,其作用是固定轴类零件,当加工轴类零件时,除用卡盘外,还需要尾座将其加紧,同时具有辅助支撑和夹紧的功能。本文设计的尾座采用的是整体式结构,整体式结构尾座由尾座体、套筒、芯轴结构、套筒液压测力装置、尾座和套筒移动机构、尾座和套筒夹紧与放松结构及液压装置等组成,其夹紧与松开,靠液压控制,液压控制具有,冲击小,对零件的损害小,抗震性好,能吸收一定震动,能实现高精度的加工。液压系统设计对整个尾座来说,非常重要,因此液压系统的设计十分关键。2.1 尾座简介(1)机床采用标准液压尾座,尾座套筒可编程控制,尾座体移动通过销轴由托板带动。根据用户需求也可提供可程控尾座、内置旋转活络顶尖等(特殊配置)。尾座单元安装在床身导轨上,可沿导轨纵向调整其位置。它的功用是用顶尖支承长工件,也可以安装钻头、铰刀等孔加工刀具进行孔加工。(2)尾座应具有足够的净刚度和较高的刚度-重量比,后者在很大程度上反应了设计的合理性;应具有良好的动态性,这包括较大的动刚度和阻尼,与其它件配合,使整机的各个固有频率不致与激振频率重合而发生共振;应具有良好热变形性,使整机的热变形较小或热变形对加工精度的影响最小;应具有良好的工艺性,以便于制造和装配。图2.1 液压尾座组成I 2.2 回路设计 液压尾座主要由两部分组成,顶针部分,加紧部分。顶针部分是将轴顶紧;加紧部分:当顶针已经到工作状态时,这时需要加紧机构将其加紧,保证零件装夹的精度,进而保证加工精度,其组成如图2.1所示。尾座顶针实现的是加紧与松开两个动作,因此其动作主要分为:夹紧,保压,松开。其运动时序图如图2.2所示。图2.2 液压缸运动时序图2.2.1 液压尾座顶针液压回路为了实现尾座的这些过程,设计如图2.3所示,液压系统原理图,该液压回路主要有:液压缸,电磁阀,调速阀,单向阀,溢流阀等组成,下面将分别对其进行说明。夹紧:加紧的过程是尾座缓缓移动,将零件顶住,为了避免大的碰撞,对工件以及机I 床本身造成伤害,因此加紧的速度应十分缓慢。保压:保压是零件正处于加工中,这时尾座压力系统的稳定性因足够的好,这样才能保证零件的位置没有便宜,这样零件的精度才会比较高。松开:松开是零件加工完后,将零件卸下,这时尾座应该先快速的松开,这样才能提高生产效率,因此尾座松开时的速度应该比较快。为了实现快速的加紧与慢慢的松开两中功能,因此在回路中采用了调速阀,以及增速回路,先接受缓慢加紧的回路:当电磁发工作位在左边时,这时,单向阀截至,不能通过,回路只能从调速阀过,因此油缸的速度将是比较慢的。当电磁阀位于右边工位时,这时系统构成一个增速回路,实现尾座的快速缩回。同时在油路还设有溢流阀,主要设置油路的最高工作范围,防止超负荷运行,保证工人,机器的安全。10 1.液压缸 2.调速阀 3.单向阀 4.电磁阀 5.溢流阀 6.液压泵 7.油箱图2.3 原理图2.2.2 液压尾座顶针加紧液压回路当顶针顶住工件时,这时加紧油缸需要运动,并将顶针加紧。其动作比较简单,只需实现,工步顶紧,和快速松开两个功能,因此为了实现这个设计液压回路如图2.4所示。液压油缸加紧:当顶针顶针轴后,加紧油缸控制电磁阀将处于左边工作为,通过调速阀,油缸将缓慢的伸出,将顶针夹紧。液压油缸缩回:当零件加工完,需要拆下零件时,这时夹紧油缸电磁阀处于右边工作位,油缸将快速缩回,松开顶针。这样,液压缸就能进行完整的工作,为尾座提供顶紧工件的动力,顺利的保压给工件提供相应的稳定压力,安全稳定的进行相关生产,当工件完成加工后,顶尖又能快速的退回,提高工作效率,让生产安全顺利的进行下去。 1.调速阀 2.溢流阀 3.单向阀 4.电磁阀图2.4 顶针夹紧油缸回路 I 3 尾座液压系统设计I 3 尾座液压系统设计 前面章节已经设计好液压尾座的控制回路,本章将从计算方面来设计液压缸的,以及液压泵的设计。液压缸的设计主要分为顶针油缸,顶针夹紧油缸。3.1 液压系统压力液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定,此外,还需要考虑以下因素: (1)各类设备的不同特点和使用场合,如表3.1所示。 (2)考虑经济和重量因素,压力选得低,则元件尺寸大,重量重;压力选得高一些,则元件尺寸小,重量轻,但对元件的制造精度,密封性能要求高,如表3.2所示。 所以,液压缸的工作压力的选择有两种方式:一是根据机械类型选;二是根据切削负载选。表3.1 负载与工作压力的关系表负载F/kN50工作压力p/Mpa57表3.2 机械类型与工作压力的关系表机床类型磨床车床铣床龙门刨床拉床组合机床工作压力p/Mpa224881035根据表3.1与3.2,选定液压尾座的工作压力为:2Mpa。3.2 顶针油缸的计算 液压尾座工作要求:主要技术参数:数控车床的切削用量f=0.1-0.3mm/r;切削速度为v=50-80m/min;最大车削工件直径400mm,最大加工长度350mm,切削粗糙度为Ra1.6-3.2m。毕业设计(论文)3.2.1顶针轴向力尾座顶针如图3.1所示。顶针在受到外力主要来自于两部分:第一部分,来自与工件的自重在轴向产生的轴向分力;第二部分,来自与工件在切削时,刀具对工件产生一个切削力,这个切削力将会在轴向产生一个分力。因此顶针收到外力应该是这两个分力之和。图3.1 顶针示意图(1) 工件重力产生的分力根据工件最大长度和最大旋转外径假设工件最大重量,顶尖和三爪卡盘支撑工件可简化为简支梁,如图3.2所示。图3.2 尾座顶尖受力分析图因此尾座负重 (3-1) 其中G为工件重力,取最大加工工件的重量,其直径为400mm,长度为350mm,代入公式得 a为顶针与工件之间的夹角,取60o。带入公式得: (2) 切削力的计算 根据本文设计要求:要技术参数:数控车床的切削用量;切削速度为。由于切削量越大,切削速度越大,其切削力越大,因此取切量为0.3mm/r,切削速度为80m/min的切削力,材料为不锈钢。根据表3.314所示常见的工件材料的单位切削力Kc值。 表3.3 常见的工件材料的单位切削力Kc值工件材料HB硬度材质粗略分类Kc()非合金钢类110C0.25%2200150C0.8%2600310C450硬化、调质4500根据公式 (3-2)其中Kc为单位切削力,由表3.3取Kc值为2453;为背吃刀量,由表3.3取。将上面参数带入公式3-2,得切削力 切削力将会在轴向上产生一个轴向分力,这个就是尾座需要克服的反作用力,根据根据金属切削原理与刀具切削时产生的轴向分力 (0.10.6) (3-3) 为了安全,取 为了满足加工后的工件的精度要求,在工件重量较大和切削力较大的情况下机床不发生共振,取轴向力。因此尾座需要克服的最大反作用力为:3.2.2液压油缸计算 由前面计算可得尾座最大轴向力为,因此尾座液压油缸需要克服这一轴向力,因此,液压油缸的外作用力为,根表据3.1与3.2,取尾座液压系统加紧时的压力为2,背压取0.5。则液压油缸的内径为: (3-4) 其中D:油缸内径; :输出力; :液压系统输出压力; :液压系统背压;将以上数据带入公式可得,液压油缸的直径为:元整选取液压油缸的,。得出活塞杆直接。如在计算液压缸尺寸时需要考虑背压,可初定参考数值,回路确定之后再修改,参考背压值见表3.413所示。表3.4 液压缸背压参考系统类型背压回油路上有节流阀的调速系统2-5回油路上有调速阀的调速系统5-8回油路上装有背压阀5-15带补油泵的闭式回路8-153.3液压泵的设计液压泵是液压系统中的动力装置,也是能量转换元件,起着向系统提供动力源的作用。原动机驱动偏心轮1旋转时,柱塞2将做往复运动。使密封容积a的大小发生周期性的交替变化。当a由小变大就行程部分真空,油箱中的油液在大气压作用下,经吸油管顶开单向阀6进入邮箱a而实现吸油;当a有大变小时,a中吸满的油液将顶开单向阀5流入系统而实现压油。原动机驱动偏心轮不断旋转,液压泵就不断地吸油和压油,这样液压泵就将原动机输入的机械能转换成液体的压力能输出。原理图如图3.3所示。液压泵为整个液压系统提供动力,能使液压缸稳定安全的工作,是整个液压系统中的最根本装置。1.偏心轮 2.柱塞 3.缸体 4.弹簧 5.6.单向阀 a.油箱图3.3 单柱塞液压泵的工作原理图3.3.1液压泵工作压力的确定 液压泵的工作压力p是液压泵实际工作时的输出压力称为工作压力。工作压力的大笑取决与外负载的大小和排油管路上的压力损失,而与液压泵的流量无关。 液压泵工作压力计算公式: (3-5) 是液压执行元件的最高工作压力,对于本系统,工作压力为2MPa;取1.5安全系数,。是泵到执行元件间总的管路压力损失。由系统图可见,从泵到增压缸之间取。 具体压力损失见表3.57所示。表3.5 液压系统元件压力损失表元件名称额定压力损失单向阀电磁阀调速阀液压泵工作压力为 当系统压力p21,选用柱塞泵。 3.3.2液压泵流量的确定 因为液压泵的流量由得出, 由工况图看出,系统最大流量发生在顶紧油缸工作顶紧过程中,根据车床的通常参数,通常情况下取活塞杆的最大速度为v2m/s。 (3-6) 其中D为液压缸的直径,v为液压的速度 取泄漏系数K为1.2,求得液压泵流量 液压泵一般分为齿轮泵,叶片泵,柱塞泵。齿轮泵由于油压变化比较大,不适合作为精密仪器供给留量,柱塞泵通常用于高压系统,根据本文实际要求:一般油压系统,且系统工作精度高,因此本系统选择叶片泵,为了提高液压系统的寿命,选用双作用式。根据液压泵的选型手册,确定液压泵的型号为YYB-BCl71/48B型双联叶片泵,当压力为时,泵流量为。双作用式叶片泵的组成同单作用式叶片泵一样。它分别有两个吸油口和两个压油口。定子1和转子2的中心重合,定子内表面近似于长径为R、短径为r的椭圆形,并有两对均布的配油窗口。两个相对的窗口连通后分别接近、出油口,构成两个吸油口和两个压油口。转子每转一周,每个密封工作空间完成考两次吸油和压油。其工作原理如图3.4所示。 1.定子 2.转子 3.叶片图3.4 双作用式叶片泵的工作原理图一般来说。各种类型的液压泵由于其结构原理,运转方式和性能特点各有不同,因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵。一般在负载小、功率小的机械设备中,选择齿轮泵、双作用叶片泵;精度较高的机械设备(如磨床)选择螺杆泵、双作用叶片泵;对于负载较大,并有快速和慢速工作的机械设备(如组合机床)选择限压式变量叶片泵;对于负载大、功率大的设备(如龙门刨床、拉床等)选择柱塞泵;一般不太重要的液压系统(机床辅助装置中的送料、夹紧等)选择齿轮泵。各类液压泵的性能参数与比较见表3.67所示。对于液压泵的选取具有一定的参考作用及指导作用。表3.6 各类液压泵的性能比较齿轮泵单作用式叶片泵双作用式叶片泵轴向柱塞泵径向柱塞泵压力范围/(MPa)2-212.5-6.36.3-2121-4010-20排量范围/(mL/r)0.3-6501-3200.5-4800.2-360020-720转速范围/(r/min)300-7000500-2000500-4000600-6000700-1800容积效率(%)70-9585-9280-9488-9380-90总效率(%)63-8771-8565-8281-8881-83流量脉动(%)1-27功率质量比/(kW/kg)中小中中大小噪声稍高中中大中耐污能力中等中中大中价格最低中中低高高3.3.3电动机功率的确定 液压尾座系统的压力和流量都是变化的,所需功率变化较大。小泵供油压力为P13.8,其流量q=108,取泵的总效率0.8,泵的总驱动功率为: (3-7) 其中p为液压系统的压力,其最大压力为3.8Mpa,q为泵的流量为,q=108L/min,n为系统效率,带入公式得: 考虑顶紧过程时间短,不过3s,而电动机一般允许短时间超载25%,这样电动机功率还可降低一些,。验算其他工况时,液压泵的驱动功率均小于或近于此值。查产品样本,选用的电动机。3.4液压元件的选择3.4.1油管及管接头液压系统中的油管,主要分金属钢管和耐压软管,一般使用硬管,它比软管安全可靠,而且经济。软管则通常用于两个有相对运动的部件之间的连接。所以本系统选用钢管。钢管,分为无缝钢管和焊接钢管两大类。压力大于2.5MPa的场合可用无缝钢管,压力小于2.5MPa的场合用焊接钢管,钢管的特点是耐高压,变形小,耐油性、抗腐蚀性比较好,价格较低,弯曲与装配比较困难。综上所述,本液压系统最大压力3.8MPa,所以选用无缝钢管。管接头是油管与油管、油管与液压元件之间的连接件,它与满足连接牢固、密封可靠,装配方便、工艺性好、外形尺大小、通油能力强等性能要求,特别是管接头的密封性能是影响系统外泄的重要原因。常用管接头的性能特点比较如表3.715所示。表3.7 常用管接头的性能特点比较类型特点应用许用压力/MPa扩口式管接头结构简单,造价低适用于铜管、薄壁钢管、尼龙管和塑料管的链接焊接式管接头结构简单、制造方便、耐高压和振动、密封性能好适用于厚壁钢管的链接卡套式管接头不用密封件、工作可靠,拆卸方便,抗振性好,应用广泛应用场合广泛扣压式管接头连接软管用,需要在专用设备上扣押而成适用于软管链接快换管接头不需要任何工具就能实现迅速连接和断开用于经常拆装的液压管路 综上所述,液压系统压力为3.8MPa,选用的是无缝钢管,因此管接头选用扩口式管接头。3.4.2 过滤器的选择 在液压系统中,由于系统内污染物的形成或外界污染物的侵入,液压油中难免会存在各种污染物,油液的污染能加速液压元件的磨损,卡死阀芯,堵塞工作间隙和小孔,使元件失效,导致液压系统不能正常工作,据统计,约75%的故障和液压油的污染有关,因此必须对油液中的杂质和污染物进行清理,目前,控制液压油的清洁程度的最有效的方法就是采用过滤器。过滤器按过滤精度可分为四级:粗过滤器 普通过滤器 精过滤器 特精过滤器 过滤精度只要取决于系统的压力。表3.815所示为过滤精度推荐值。系统类型润滑系统传动系统伺服系统压力p/过滤精度/25-50 表3.8 过滤精度推荐值系统压力小于14,由表中得出选用普通过滤器网式过滤器。网式过滤器的优点是通油能力大,压力损失小,容易清洗,但过滤精度不高,主要用于泵吸油口,本系统恰好用于泵吸油口,所以选用网式过滤器经济划算。3.4.3 油箱的选择油箱主要用来储存油液,此外还起到散热、溢出油液中的空气以及沉淀杂质的作用。油箱有开式和闭式两种。 (1)开式油箱中的油液具有与大气相同的自由液面,常用于各种固定设备,应用广泛。开式油箱又分为整体式和分离式。整体式油箱利用主机的底座内腔作为油箱,这种油箱结构紧凑,各处液压元件的漏油易于回收,但增加了设计和制造的复杂性,维修不便,散热条件不好,且会使主机产生热变形。分离式油箱单独设置,与主机分开,减小了油箱发热的液压源振动对主机工作精度的影响,因此得到了普遍的应用,特别是在精密机械上。(2) 闭式油箱完全封闭,油箱中的油液与大气是隔绝的,由空压机向气罐充气,再由充气罐经过滤清、干燥、减压后进入油箱使液面压力高于大气压,从而改善了泵的吸油性能、减少了气蚀和噪声。常应用于水下设备、行走设备及车辆。综上所述。本课题选用开式整体式油箱。3.4.4油箱容积的确定 从油箱的散热、沉淀杂质等职能来看,油箱的容积越大越好,单容积过大会造成体积大,质量大,浪费材料又不节约空间。因此要合理地确定油箱容积。 一般来说,油箱的有效容积可以按液压泵的额定流量估计出来。一般容量可取最大流量的倍。对于机床的估算公式为 (3-8) 式中 V为油箱的有效容积,单位为; 为与系统有关的经验数字。低压系统=,中压系统=,高压系统 =; 为液压泵的额定流量,单位为。 上面已经计算出,流量代入公式得油箱的有效容积一般来说,油箱的有效容积指油面高度为油箱整体高度80%时的容积。所以油箱的总容积 油箱的选定应符合GB2876-81液压泵站油箱公称容量系列的规定,选取容量为4.0的油箱3.5 液压系统的性能验算 在前面的设计过程中,由于系统还没有完全计算完毕,很多参数都是粗略估算的。液压系统设计完成后,需要在对其的技术性能进行验算,以便判断设计质量。3.5.1液压系统压力损失验算 验算系统压力损失的目的之一是为了正确确定泵的工作压力即系统的调整压力(系统溢流阀的调整压力),当系统执行元件的工作压力已确定时,系统的调整压力可根据管路中的压力损失进行计算。本系统选用的阀类元件有调速阀、单向阀、电磁阀。系统总压力损失: (3-9) 式中 管路的沿程压力损失; 为局部压力损失。油路压力损失经验值见下表3.97所示。表3.9 油路压力损失经验值系统结构情况总压力损失一般节流调速及管路间单的系统进油路有调速阀及管路复杂的系统 本系统进油路上存在调速阀,所以取其压力损失最大值1.5MPa,即=1.5.局部压力损失在本文中3.3.1液压泵工作压力的确定中已经确定,=0.8。那么将、代入公式(3-9)得到 液压泵应用一定的压力储备量,如果计算出的系统调整压力大于液压泵额定压力的75%,则应该重新进行计算。 前面已计算液压泵的工作压力。 所以液压系统压力损失在允许范围之内。3.5.2液压系统发热温升的验算 液压系统工作时,液压泵和执行元件存在着容积损失和机械损失,管路和各种阀类元件通过液流时要产生压力损失和泄露。所有的这样损失所消耗的能量均转变成热能,使油温升高。连续工作一段时间后,系统所产生的热量与散发到空气中的热量相等即达到热平衡状态,此后温度不再升高。不同的主机,因工作条件与工况的不同,最高允许油温是不同的,系统发热温升的验算,就是计算系统的实际油温,如果实际油温小于最高允许油温,则系统满足要求。系统中发热的主要元件是油箱。系统单位时间的发热量为 (3-10)式中 为液压泵的输入功率; 为系统的输出功率,执行元件是液压缸时为液压缸的输出功率。油箱单位时间的散热量为 (3-11)式中 A为油箱散热面积(); 为系统升温,();系统达到热平衡时的油温(); 为环境温度即工作场地温度取27; 为油箱散热系数()。当自然冷却通风很差时,=();自然冷却通风良好时,;当油箱专用冷却器时,。 液压系统系统达到热平衡时,即 (3-12) 如果油箱三个边长的比例在1:1:1到1:2:3范围内,且油箱高度为油箱高度的80%,其散热面积近似为 (3-13)式中 为油箱有效面积(L)。 为液压泵的输入功率即为电机功率,=0.55kW, 将、代入式(3-10)得。 因为油箱容积,将其代入公式(3-13)得。 取自然冷却通风良好时,油箱散热系数。 因为时,将以上得出的数据代入公式(3-12)得。有温升验算公式 (3-14) 式中 为最高允许油温,对于一般机床,=;对粗加工机械、=。 将、代入公式(3-14)得油温在最高允许油温范围之内。 34 4 液压尾座结构设计4 液压尾座结构设计 尾座是卧式车床的重要附件,其主要作用:轴类零件定心,同时具有辅助支撑和夹紧的功能。本文设计的尾座采用的是整体式结构。整体式尾座的组成为:尾座体、套筒、芯轴结构、尾座和套筒移动机构、尾座和套筒夹紧与放松结构及液压装置等组成。整体式尾座,将分体式尾座上、下体合为一个尾座整体,经有限元分析、计算,通过对尾座内部筋板的合理布置,提高了尾座的刚度和固有频率,尾座采用高强度低应力铸铁铸造,经良好的时效处理,热变形小,刚度高、抗震性能好,精度高,精度保持性好动、静刚度好,精度高。在承受最大工件重量和最大额定切削力的情况下芯轴结构选用高精度的进口轴承支承。结构更加简单、优化、合理,整体式尾座将分体式尾座上、下体合为一个尾座整体,取消了分体式尾座联结的定位键和把合螺钉,总零件数和标准件数更少,取消了分体式尾座上、下体的配合加工面,取消了分体式尾座上、下体的装配环节,加工、装配工艺性更好,节约了加工、装配总费用,降低了尾座的总重量和总成本。下面将从尾座座体,尾座主轴,尾座顶针,尾座导轨设计。4.1液压尾座箱体设计尾座体的材料采用HT200,铸造加工而成。在尾座体的设计过程中考虑到加工工艺,需要设计出工艺凸台和工艺孔。在铸造设计过程中应注意:尾座体的壁厚要尽量均匀,拐角处要设计成圆角以减少集中应力。将尾座箱体固定在导轨上,这样才能使尾座工作。从尾座上为导轨加润滑油,油杯选择为直径为10,此油杯为压配式压注油杯,此油杯使用比较方面,当润滑主轴时只需将油口对准油杯口即可往里注油,不用拆装尾座即可起到润滑的作用。此尾座壳体的前面有防尘罩,此防尘罩的作用是防止主轴伸出时有杂质粘在上面,也防止杂质渗入影响主轴伸出的速度及稳定性。此键的作用是固定主轴,使其不能左右旋转只能伸缩,在其旁边有一定位螺钉,此作用是将键牢牢固定于壳体,防止键定位不准。4.2尾座顶尖的设计顶针是定位工件,它安装在尾座前端轴内的套筒,并起到定心的作用,因此要求具有较高的精度。尾座总体尺寸并不是很大所以选择莫氏4号的顶尖。莫氏锥度是一个锥度的国际标准,用于静配合以精确定位。由于锥度很小,可以传递一定的扭距,又因为有锥度,又便于拆卸。在使用中要使尾座的轴心线与机床主轴的轴心线保证较高的同轴度在进行工件的加工过程中多采用前后顶尖来支承工件,来确定工件的旋转中心并承受刀具作用在工件上的切削力。顶尖是机械加工中的机床的重要部件,它可对端面复杂的零件和不允许打中心孔的零件进行支承。顶尖的一端可顶中心孔或管料的内孔,另一端则放入到尾座套筒内。顶尖的锁紧主要是靠顶紧力和液压缸提供的压力,加工时一般紧缩在尾座套筒内。顶毕业设计(论文)尖一般由专门的工厂生产,我们只要根据自己的需要买产品。利用的就是摩擦力的原理,在一定的锥度范围内,工件可以自由的拆装,同时在工作时又不会影响到使用效果,比如钻孔的锥柄钻。在锥柄上好后,钻头可以将工件钻出需要的孔,而锥柄处不会出现转动现象。又比如钻孔的锥柄钻,如果使用中需要拆卸钻头磨削,拆卸后重新装上不会影响钻头的中心位置。如图4.1所示。图4.1 莫氏4号顶尖4.3尾座主轴的设计液压尾座主轴的作用就是安装尾座活塞轴和顶尖,利用液压缸提供的压力和莫氏锥度本身的结构特性顶紧顶尖,使顶尖在顶着工件加工时不会随工件一起转动。顶尖在顶着工件加工时也不会随工件一起转动了。从而提高了套筒的使用寿命。由于顶尖是利用莫氏锥度本身的结构特性卡紧的,但是在工作中需要拆卸顶尖,因此需要在尾座体的后面
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