缸体气缸孔镗削动力头设计

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1、 目 录 摘 要 1 关键词 1 1 前言 3 2 设计参数的选定 2 3 切削力的计算 4 4 选择电动机 4 5 传动方案设计 4 6 齿轮选择 5 7 轴设计 8 7.1 主动轴 8 7.1.1 主动轴的设计 8 7.1.2 选用键校核 11 7.2 从动轴 12 7.2.1 从动轴设计 12 7.2.2 选用校核键 14 8 联轴器选择 14 9 轴承选择 14 10 箱体 14 11 润滑与密封 15 11.1 润滑 15 11.2 密封 15 12 液压系统设计 16 12.1 负载分析 16 12.2 负载图和速度图的绘制 16 12.3 液压缸主要参数的确定 17 12.4 液

2、压系统图的拟定 18 12.4.1 液压回路的选择 18 12.4.2 液压元件的选择 19 12.5 油液温升验算 21 13 总结 22 参考文献 22 致 谢 错误！未定义书签。 1 缸体气缸孔镗削动力头设计 摘 要：根据发动机缸体气缸孔的加工要求，首先确定组合镗床动力头的运动和动力参数，然后完成方案原理设计、分析以及机构的设计，最后完成进给运动控制系统的设计。结构设计中，主要是对多轴箱的设计，动力箱和滑台属于通用件，可根据设计的参数进行选取。进给运动由液压系统进行控制，完成工作加工过程中的快进、工进和快退的动作循环。从而通过控制滑台的运动完成对孔的镗削。 关键词：镗床；动力头；齿轮；主

3、轴；液压控制 2 The Design of Boring Power Head for Cylinder Block Cylinder Hole Abstract: According to the requirements of processing for the engine block cylinder hole, firstly, the movement of the power boring machine and dynamic parameters should be decided; then the design of structure, the analysis a

4、nd the design of plan principle are completed, and finally the design of the control system of sports is finished. In the design of Structure, it put emphasis on the design of the axis, power box and Slide belongs to the common parts, the parameters could be selected according to the design.Feed mot

5、ion is controlled by the hydraulic system, and it would be finished the fast forward, normal speed and rewind operation cycle during the processing. Thus by controlling the slider movement is complete hole boring. Key words: Boring machine; Power head; Gear; Axis; Hydraulic control 3 1 前言 动力头也称动力刀座，

6、指的是安装在动力刀塔上、可由伺服电机驱动的刀座。这种刀座一般应用在车铣复合机上，也有少数可应用在带动力刀塔的加工中心上。 伴随着加工件的日益复杂化、精度等级以及加工效率的提高，多轴向、高转速成为工具机必备的条件，除了加工中心机走向机能复合化外，车床方面已由早期的卧式车床开发出许多新的加工形态，例如双刀塔、立式车床、倒立车床、以及车铣复合机种，以顺应新时代加工方式的需求。其中车铣新概念复合机无疑是一项新技术结合的工具机杰作，最大的优点在于可轻易地在同一机台上做复杂零件的加工，可同时进行车削、钻孔、攻牙、端面切槽、侧面切槽、侧面铣削、角度钻孔、曲线铣削等等。藉由一台工具机即可完成一个零件的所有加工

7、流程，大大降低上下料换机台加工的时间，以及减少人为公差的机会，达到“Do In One”的加工概念。在新世代车铣复合机中，不论是具分度的C 轴头部、副主轴、Y 轴等，都必须搭配动力刀塔才能具备车铣复合的功能，因此一款功能性佳、精度高的C 轴动力刀塔，将使新世代车铣复合机更臻完善。 缸体气缸孔的加工是发动机加工的重要工序。加工完成后的孔必须满足一定的尺寸精度、形状精度、位置精度和表面粗糙度等要求。因此，在发动机大批量生产当中，为了保证气缸孔的精度和生产率，必须采取合适加工设备和工艺手段，本论文研究的题目是基于液压控制的发动机缸体气缸孔组合镗床动力头的设计，研究的意义在于保证孔相应的精度的同时，充

8、分提高了劳动生产率、降低了成本。组合镗床与一般镗床相比，它具有设计制造方便，加工范围广，加工灵活性高和效率高的特点。在发动机缸体气缸孔的加工中，广泛采用组合镗床加工。动力头作为组合机床的关键部件，其性能直接决定机床的整体性能和加工零件的精度。因此，动力头的设计是组合机床设计中的最重要的环节1。 本设计对气缸孔的精镗工序，由主轴箱主轴带动镗杆对孔进行加工，一次性完成的过程。为了保证加工精度的要求，对动力头的各组成部分都有相应的要求。其中主轴的影响最为关键，主轴的径向跳动和轴向窜动将直接影响孔的圆度、平行度等精度的要求。 进给圆度主要通过滑台实现。滑台分为液压滑台和机械滑台，液压滑台由液压系统控制

9、实现进给运动，机械滑台是依靠电机通过机械传动来驱动滑台实现进给运动。不同的进给控制方式有各自的特点。本设计由液压滑台来实现进给，液压滑台由液压 4 系统驱动，实现工作过程中的快进、工进和快退的循环过程。 2 设计参数的选定 根据设计要求：气缸孔加工精度为7 级，直径为40mm，深度为80mm。可知加工方式为精镗2， 查取文献3知切削参数定为：进给量：f=0.2mm/r， 背吃刀量：ap=0.3mm，切削速度：v=80m/min，刀具选择为硬质合金刀具。 则机床转速为： n=401000v=40801000 =636.7r/min （ 1） 3 切削力的计算 根据相关文献，利用指数参数来计算切削

10、力及切削功率，即： Fc=9.81 CFc apxFp fyFp vnFp KFp （ 2） =9.81 270 0.3 0.20.75 636.7-0.2 0.7535 =57.7N 式中CFc工件材料和切削条件对切削力的影响系数； xFp背吃刀量ap对切削力的影响系数； yFp进给量对切削力的影响系数。 切削功率Pc=Fc v=157.7 240/60=0.23KW （ 3） 效率总=2齿轮 4轴承 2联轴器=0.8858 （ 4） 电动机功率Pd=8858. 02Pc=0.52 KW801 4 选择电动机 根据转速和功率查表4，选取Y801-4 型电动机。 表 1 Y801-4型电动机性

11、能参数 Table 1 The performance parameter of Y801-4 motors 额定功率/KW 满载转速r/min 额定转矩 最大转矩 质量/kg 0.55 1390 2.4 2.3 17 5 传动方案设计 传动装置总传动比 i=n电机/n机床=1390/636.7=2.2 （ 5） 因为传动比较小，所以一级传动减速器就可以了。此种减速器稳定性相对较好， 5 而且采用的齿轮和轴的数量也相对合理 5 。 计算各传动装置的传动参数和动力参数 1）各轴传递 轴 1 n1=nm=1390 r/min 轴 2 n2=n1/i1 齿=1390/2.2=636.7 r/min

12、（ 6） 2)各轴功率 轴 1 P1=P0t轴承t联=550 0.99 0.99=445.5W （ 7） 轴 2 P2=P1t2 轴承t齿=445.5 0.992 0.97=428.7W （ 8） 3）各轴转矩 轴 1 T1=9549P1/n1=9549 0.4455/1390 （ 9） =3.06Nm 轴 2 T2=9549P2/n2=9549 0.4287/636.7 （ 10） =6.43 Nm 将计算结果整理并填入下表 表 2 轴上的相关数据 Table 2 The data of axis 转速r/min 功率W 转矩Nm 主动轴 1390 445.5 3.06 从动轴 636.7

13、428.7 6.43 6 齿轮选择 齿轮设计 小齿轮转矩 T1 已知 T1=3.06 Nm 选材料，确定许用应力 选材料 小齿轮：45 钢调质，平均齿面硬度200HBS 大齿轮：45 钢调质，平均齿面硬度160HBS 初选齿数 取小齿轮齿数 z1=17 则大齿轮齿数 z2=iz=2.2 17=37.4 （ 11） 6 取 z2=38 齿数比 u=z2/z1=38/17=2.2 （ 12） 齿面接触疲劳强度计算 确定许用接触应力H 总工作时间，假设工作10 年（每年工作300 天） ，每天工作8 个小时，则 th=830010=24000h （ 13） 计算应力循环次数 N1=60n1jth=6

14、02825124000=4.07109 （ 14） N2=4.07109/2.2=1.85109 （ 15） 取寿命系数KHN1=0.9 KHN2=0.95 取疲劳强度Him1=320MPa Him1=190Mpa 取失效概率1%，安全系数S=1， d=1， ZE=190Mpa1/2 H1= KHN1Him1/S=0.9320=288 Mpa （ 16） H2= KHNHim12/S=0.95580=180.5 Mpa （ 17） 计算所需小齿轮直径d1 td1 2.32 312) 1(uuKTZedH=48.32mm （ 18） V=1000601114. 3 nd=3.52m/s （ 19

15、） 计算齿宽 b= dd1t=148.32=48.32mm （ 20） 计算齿宽齿高之比 b/h 模数 mt=d1t/z1=48.32/17=2.84mm （ 21） 齿高 h=2.25mt=2.25 2.84=6.39mm （ 22） b/h=48.32/6.39=7.56 （ 23） 计算载荷系数 根据v=3.52m/s ， 7 级精度，取载荷系数Kv=1.18 直齿轮 KH=KF=1 7 取使用系数 KA=1 非对称布置 KH=1.421 由 b/h=7.55， KH=1.419，查图，KF=1.32 故载荷系数 K=KAKV KHKH=11.1811.421=1.677 （ 24） 校

16、正所算分度圆直径 d1=dt 3KtK=48.3233 . 1677. 1 =49.17mm （ 25） 计算模数 m=d1/z1=49.17/17=2.89mm （ 26） 按齿根弯曲强度设计 m321112FsaFaYYzdKT （ 27） 确定各计算值 小齿轮弯曲疲劳极限FE1=370 Mpa 大齿轮弯曲疲劳极限 FE2=320 Mpa 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.86 KFN2=0.88 取安全系数S=1.4 F1= KFN1FE1/S=0.86380/1.4=233.4 Mpa （ 28） F2= KFN2FE2/S=0.88320/1.4=201.1 Mpa （ 29） 计算

17、载荷系数K K=KAKV KFKF=11.1811.32=1.56 （ 30） 查取齿形系数 Yfa1=2.97 Yfa2=2.23 查取应力校正系数 Ysa1=1.52 Ysa2=1.76 小齿轮 Yfa1 Ysa1/F1=0.01951 （ 31） 大齿轮 Yfa2 Ysa2/F2=0.01952 （ 32） 8 大齿轮数值大 设计计算 m321112FsaFaYYzdKT （ 33） =2.16mm 取就近圆整为标准值 m=3mm z1=d1/m=49.17/3 16 （ 34） z2=2.2 16=35.2，取z2=35 （ 35） 几何尺寸计算 d1=16 3=48mm （ 36）

18、d2=353=105mm （ 37） 中心距 a=(d1+d2)/2=(48+105)/2=76.5mm （ 38） 齿轮宽度 b= d d1=1 48=48mm （ 39） 取 B2=48mm B1=50mm 7 轴设计 7.1 主动轴 7.1.1 主动轴的设计 输入轴上功率P1=445.5W ，转速n1=1390r/min，转矩T1=3.06Nm。 作用在齿轮上的力 Ft=2T1/d1=23.06103/50=122.4 N （ 40） Fr=Fttan20o=44.5N （ 41） 初定最小直径 选择轴的材料为45 钢调质，取A0=112 dmin=A0 311np=1123139044

19、55. 0 =7.67mm （ 42） 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2，为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器孔径相适应，故所需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表，取KA=1.3，则 Tca=KAT1=1.33.06103=3.98103 （ 43） 查手册，选用LT1 型弹性柱销联轴器 ，其公称转矩为6.3 Nm，联轴器的孔径d1=9mm，故取d1=9mm，半联轴器的长度L=20mm，半联轴器与轴配合的縠孔长度 9 L1=14mm。 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见下图） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度 为 满 足 半 联 轴 器

20、 的 轴 向 定 位 要 求 ， 1 轴 段 右 端 需 制 出 一 轴 肩 ， 轴 肩 高 度h=0.070.1d，故取2 段的直径d2=13mm， l=16mm。半联轴器与轴配合的縠孔长度L1=14mm。为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l1长度比L1略短，现取l1=12mm。 初步选取滚动轴承，参照要求并根据d3=16mm，初选型号6003 的轴承，其尺寸为 D d b=35 17 10，基本额定动载荷Cr=6.00kN ，基本定载荷C0 r=3.25kN，da=19.4mm， Da=32.6mm，故d3=d8=17mm，轴段7 的长度与轴承宽度相同，故取l3=l8=2

21、1mm。 取齿轮左端面与箱体内壁间有足够的间距，取l4=30mm，为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段4 的直径应根据6003 的深沟球轴承的定位肩直径da确定 d4 =21mm 轴段上齿轮的安装，为了便于齿轮的安装，d5应略大于d4，可取d5=24mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧。轴段5 的长度l5 应比齿轮縠孔略短，已知齿宽b1=50mm，故取l5=48mm，齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段6 的直径。轴肩高度h=0.070.1d，取d6=28mm， l6=1.2h，故取h=5mm。 为减少应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段7 的直径根据6003 的深沟

22、球轴承的定位肩直径da确定。 d7=21mm， l7=12mm 取齿轮齿宽中间为作用点，则可以得到L1=38mmm， L2=64mm， L3=50mm l1 l2 l3 l4 l5 l6 l7 l8 图 1 主动轴简图 10 Figure 1 The driving shaft 画空间受力图 图 2 空间受力简图 Figure 2 The diagram of force in space 轴向受力 Ft=122.4N 轴承反力 FAV 114+Ft 50=0 （ 44） FAV=53.7N FBV=Ft FAV=122.4 53.7=68.7N （ 45） 水平面受力 Fr=44.5N 轴承

23、反力 FAH 114 Fr 50=0 （ 46） FAH=19.5N FBH=Fr FAH=44.5 19.5=25N （ 47） 计算弯矩并作弯矩图 MH=FAH64=1248 Nmm （ 48） MV=FAV64=3436.8 Nmm （ 49） 11 M= 3656.4 Nmm （ 50） 图 3 弯矩简图 Figure 3 The bending diagram 7.1.2 选用键校核 键连接 联轴器：选用圆头平键（C） b h=3 3 L=6 齿 轮：选普通平键（A） b h=8 7 L=35mm p=4T1/dbl =4 3.06/(4 9 3 6 10 9)=75.6Mpa （

24、51） 查表 得 p=100120 Mpa p p 键校核安全 齿轮： k=0.5h=4 l=L b=35 10=25 p=4T1/kd5l=4 3.06/(24 4 25 10 9)=51Mpa （ 52） 查表 得 p=100120 Mpa p p 键校核安全 按弯矩合成应力校核轴的强度 取 =0.6 轴计算应力 12 Ca=)(12aTM /w=26.3 Mpa （ 53） 查表 -1=60 Mpa Ca -1 轴校核安全 校核轴承A 和计算寿命 取X=0.56，相对轴向载荷 Fa/CO=504.77/7880=0.0641 ， 在表中介于0.0400.070之间，对应的e 值为0.24

25、0.27 之间，对应Y 值为1.81.6 ，用插值法 X=0.56 Y=1.782 取 fp=1.2，则A 轴承的当量动载荷 PA=fp(XFAR+YFAA)=1237.3N Cr 校核安全 （ 54） 该轴承寿命 LAH= 67910h 合格 同理校核轴承B，也合格。 7.2 从动轴 7.2.1 从动轴设计 输出轴上功率P2=428.7W ，转速n2=636.7r/min，转矩T2=6.43Nm。 作用在齿轮上的力 Ft=2T2/d2=26.43104/105=122.5 N （ 55） Fr=Fttan20o=44.6N （ 56） 初定最小直径 选择轴的材料为45 钢调质，取A0=112

26、 dmin=A0322np =11237 .6364287. 0=9.8mm （ 57） d1=10mm 拟定轴的结构和尺寸 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴段2 和轴段7 用来安装轴承，根据d1=10mm，初选型号6302 的轴承，其尺寸为 D d b=42 15 13，基本额定动载荷Cr=11.5kN，基本定载荷C0r=5.42kN，da=21mm，Da=36mm，故 d2=18mm，l2=16mm，轴段1 和 6 的长度与轴承宽度相同，故取l1=l6=15mm。 为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段3 和 6 的直径应根据6301 的深沟球轴承的定位肩直径da 确定 即

27、d3=d6=da=18mm,取 l6=20mm 轴段5 上安装低速级齿轮，为了便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可取d5=22mm。 13 齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧。轴段5 的长度l5 应比齿轮縠孔略短，已知齿宽b2=48mm，故取l5=46mm，齿轮左端用轴肩固定，由此可确定轴段4 的直径。轴肩高度h=0.070.1d，取d4=26mm， l4=1.2h，故取l4=5mm。 取齿轮右端面与箱体内壁间有足够间距，取l3=45mm，为末端连接方便l7=20mm。 l1 l2 l3 l4 l5 l6 l7 图 4 从动轴简图 Figure 4 The driven

28、shaft. 受力分析 轴向受力 Ft=122.5N 轴承反力 FAV 134+Ft 39=0 （ 58） FAV=35.7N FBV=Ft FAV=122.5 35.7=86.8N （ 59） 水平面受力 Fr=44.6N 轴承反力 FAH 134 Fr 39=0 （ 60） FAH=13N FBH=Fr FAH=31.6N （ 61） 水平和垂直平面弯矩 MH=FAH95=1235Nmm （ 62） MV=FAV95=3391.5 Nmm （ 63） M= 3609.5 Nmm 按弯矩合成应力校核轴的强度 14 取 =0.6 轴计算应力 = )(12aTM/w=26.7 Mpa （ 64）

29、 查表 -1=60 Mpa Ca -1 轴校核安全 7.2.2 选用校核键 低速级大齿轮的键 选用圆头平键（A） b h=6 6 L=38mm k=0.5h=5.5 l=L b=38 6=32mm p=4T2/kd5l=83.3Mpa （ 65） 查表 得 p=100120 Mpa p p 键校核安全 校核轴承A 和计算寿命 取 X=0.54 Y=1.766 取 fp=1.2，则A 轴承的当量动载荷 PA=fp(XFAR+YFAA)=3726.4N Cr 校核安全 （ 66） 该轴承寿命 LAH= 58977h 合格 同理校核轴承B，也合格。 8 联轴器选择 选用LT1 型弹性柱销联轴器一支

30、选用LT2 型弹性柱销联轴器一支 9 轴承选择 选用6003 型滚动轴承一对 选用6302 型滚动轴承一对 10 箱体 加速器箱体起着支持和紧固轴系零件，保证轴系运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。故箱体采用剖分式结构，剖分面一般通过轴心线。 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用67fH配合6。 （ 1）机体有足够的刚度在机体边加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度； （ 2）考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 为 21mm,为保证机 15

31、 盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3 . 6； （ 3） 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8， 圆角半径为R=3-5。 机体外型简单，拔模方便； （ 4）对附件设计 1 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M7 紧固； 2 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面

32、，并加封油圈加以密封； 3 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出； 4 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡； 5 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹； 6 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度； 7 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。 11 润滑与密封 11.1 润滑 齿轮采用浸油润滑。当齿

33、轮圆周速度v 12m/s 时，圆柱齿轮浸入油的深度约为一个齿高，三分之一齿轮的半径，大齿轮的齿顶到油面的距离30 60mm。轴承采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的1/3 1/3,采用稠度较小的润滑脂。 11.2 密封 防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。高低速轴密封圈为：唇形密封圈（FB 型）GB/T9877.1-1998. 16 12 液压系统设计 设计的镗床动力头使用液压系统控制，以实现“快进工进快退停止”的工作循环。已知：要加工一个直径为40mm， 深度为80mm 的气缸孔，刀具为硬质合金刀具。所以设计最大工进行程为120mm，最大快进行程为320mm，快进速度v

34、1=8m/min，工进速度为v2。 12.1 负载分析 工作负载： 镗刀镗孔时的轴向切削力：Fc=57.7N 重力估算：FG=1000N 惯性负载：Fm=mtv =1002 . 0608=66.7N （ 67） 阻力负载： 静摩擦阻力：Ffs=0.2 980=196N （ 68） 动摩擦阻力：Ffd=0.1 980=98N （ 69） 液压缸在各个工作阶段的负载值 表 3 工作负载表 Table 3 The table of load 工况 负载组成 负载值F 推力F/ 起动 F=Ffs 196 211 加速 F=Ffd Fm 165 183 快进 F=Ffd 98 109 工进 F=Ffd

35、Ft 209 232 快退 F=Ffd 49 54 1、 液压缸的机械效率取m=0.9； 2、 不考虑动滑台上颠覆力矩的作用。 12.2 负载图和速度图的绘制 负载图按上面的数据绘制，如图所示。速度图按已知数据v1=v3=8.0m/min，快进行程l1=180mm，工进行程l2=90mm，快退行程l3=l1 l2=180 90=270mm 和工进速度v2等 绘 制 。 其 中v2由 主 轴 转 速 及 每 转 进 给 量 求 出 ， 即v2=0.2 10-3m/r 626.7r/min=0.12m/min 17 图 5 负载与速度图 Figure 5 The figure of load an

36、d speed 12.3 液压缸主要参数的确定 由表可知，组合机床液压系统在最大负载约为250N，故宜取P1=0.6MPa。 鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单杆式的，并在快进是做差动连接7。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔A2的两倍，即活塞杆直径d 与缸筒直径D 的关系为d=0.707D。 在镗削加工时，液压缸回油路上必须有背压P2，以防孔被镗削台突然前冲。 根据手册手册中的推荐值，可取P2=0.4MPa。快进时液压缸虽然做差动连接，但由于油管中有压降 p 的存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取 p=0.15MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时P

37、2 可按0.3MPa 估算。 由工进时的推力公式，计算液压缸的面积 F/m A1P1-A2P2 A1P1-(A1/2)P2 （ 70） 故有 A1 (mF)/(P1-22P) 250 10-6/(0.624 . 0) 6.39 10-4m2 （ 71） D14A 28.2mm； d=0.707D=19.9mm （ 72） 当按照GB/T2348-2001 将这些直径圆整成就近标准值时得：D=30mm， d=20mm。 由此求得两腔的实际有效面积为 A1= D2/4=7.07 10-4m2 （ 73） A2= (D2-d2)/4=3.92 10-4m2 （ 74） 18 经检验，活塞杆的强度和稳

38、定性均符合要求。 根据上述D 和 d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表 4 所示，并据此绘出工况图。 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率 表 4 工况表 Table 4 The table of condition 工 况 推 力 F/N 回 油 腔 压 力P2/ MPa 进油腔压力 P1/ MPa 输入流量 q/L min-1 输出功率 P/W 快 进 起 动 211 0 0.3 - - 加 速 183 0.276 0.218 - - 恒 速 109 0.187 0.163 3.136 24.4 工 进 232 0.59 0.33 0.475 0.46 快 退

39、起 动 211 0.54 0 - - 加 速 183 0.47 0.04 - - 恒 速 109 0.28 0.15 3.236 24.4 12.4 液压系统图的拟定 12.4.1 液压回路的选择 首先要选择回路。由图可知，机床的液压系统的功率很小，滑台的速度低，工作负责变化小，可采用进口节流的调整方式。为了解决进口节流调整回路在镗削时的滑台突进现象，回油路上要设置背压阀8。 由于液压系统选用了节流调整的方式，系统中油液的循环必然是开式的。 从工况图中可以清楚的看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替的提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为7， 而快进退所需的

40、时间t1 和工进所需的时间t2 分别为： t1=l3/v1=(60 270 10-3)/8=2.03s （ 75） t2=l2/v2=(60 90 10-3) /0.12=45s （ 76） 亦即是t2/t1=22。因此从提高系统的效率、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为采油源显然是不合适的，而因采用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案。 其次是选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调整回路后，不管采用什么油 19 源方式都必须有单独的由路直接向液压缸两腔供油，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要做差动连接，所以他的快进快退换向回路应采用v2 的形式。 再次是选择速度连接回路。由工

41、况图v2中的v2曲线可知，当滑台从快进转为工进时，液压缸的流量由3.136 L min-1降到0.475 L min-1，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击。当滑台由工进转为快退时，回路中流量很大进油路中流量为3.236 L min-1，回油路中流量为 5.836 L min-1。为了保证换向平稳，可采用电液换向阀式的换接回路。 由于这一回路要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。 最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题和卸荷问题已在油源中解决，就不需要再设置专用的元件或回路。 12.4.2 液压元件的选择 （ 1）液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作

42、压力是0.59 MPa，如取进油路上的压力损失为 0.2 MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值的0.3 MPa，则小流量泵的最大工作压力为： Pp1=(0.59+0.2+0.3) MPa=1.09 Mpa （ 77） 大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由图知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取油路上的压力损失为0.3 MPa，则大流量泵的最高工作压力为： Pp2=(0.28+0.3) MPa=0.58 Mpa （ 78） 两个液压泵应向液压缸提供的最大理想流量为3.236 L min-1，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则两个泵的总流量应为 qp=1.1

43、3.236 L min-1=3.56 L min-1。 （ 79） 由于液流阀的最小稳定溢流量为3 L min-1， 而工进时的输入液压缸的流量为0.475 L min-1，由小流量液压缸单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为4 L min-1。 根据以上压力和流量的数据查问产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26 型双联叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为6mL/r 和 26mL/r，若取液压泵的容积效率v=0.9，则当转速为710r/min 时，液压泵的实际输出流量为： qp=(1+6) 940 0.9/1000L/min=4.47 L/min （ 80） 由于液压缸在快退时的输入功率最

44、大，这时液压泵的工作压力为0.58 MPa，流量为 5.922 L/min。取泵的总效率p=0.75，则液压泵的驱动电动机所需的功率为： 20 P=ppqqP=75. 06047. 458. 0=76.3W （ 81） 据此数据选取YS6324 型电动机，其额定功率为Pn=180W， 额定转速nn=1400r/min. （ 2）阀类元件及辅助元件 根据阀类及辅助元件所在油路是最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格。如下表 表 5 元件的型号 Table 5 Modle of components 序 号 元件名称 估计流量 额定流量 额定压力 额定压降 型号 1

45、 双联叶片泵 - 5.922 16/14 - PV2R12-6/26 2 三位五通电液阀 8 50 16 0.5 35DYF3Y-E10B 3 行程阀 12 25 16 0.2 4 调速阀 0.3 0.7-25 16 - AXQF 5 单向阀 15 40 16 0.2 AF3-Ea15B 6 单向阀 10 40 16 0.2 AF3-Ea10B 7 液控顺序阀 8 40 16 0.2 XF3-Ea10B 8 背压阀 0.3 40 16 - YF3-Ea10B 9 液流阀 1.5 40 16 YF3-Ea10B 10 单向阀 8 40 16 0.2 AF3-Ea10B 11 过滤器 10 63

46、16 0.2 XU-63-80-J 12 单向阀 15 40 16 0.2 AF3-Ea10B 13 压力继电器 - - 10 - HED1KA/10 （ 3）油管 各元件连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出口油管则按输入、输出的最大排量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出来了已与原定数值不同，所以要重新计算如表6 所示。表中数值说明，液压缸快进、快退速度v1、 v3与设计要求相近。这说明选用的液压泵的型号、规格是合适的。 21 表 6 液压缸的进、出流量和速度运动 Table 6 The speed and fload of hydraulic cylinder

47、流量/速度 快进 工进 快退 输入流量/ L min-1 8.11 0.33 4.47 输出流量/ L min-1 4.47 0.18 8.06 速 度 / m min-1 12.2 0.08 11.4 根据表中的数据可以算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管的内径分别为： d1 2)( vq=2)60103(1011. 836 7.57mm （ 82） d2 2)( vq=2)60103(1047. 436 5.62mm （ 83） 这两根油管都按GB/T2351-2005 选用的无缝钢管。 （ 4）油箱 按油箱容积式计算，当 7 时，求得其容积为： V qp 7 4.47 31.27L （ 8

48、4） 按 GB/T7938-1999 的规定，取标准值V 80L。 12.5 油液温升验算 工进在整个工作循环中所占的确切时间比例大，所以系统发热和油液温升可用工进情况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为： P0 Fv6008. 0232 0.31W （ 85） 这时大流量泵通过顺序阀卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率（即系统输入功率）为： Pi2211ppppqpqp 9.1W （ 86） 由此得液压系统的发热量为： Hi Pi P0 9.1 0.31 8.79W （ 87） 按公式求出油液温升的近似值： T 8.79/32150 0.31 （ 88） 22

49、温升没有超出允许范围，液压系统不需要设置冷却器。 13 总结 在机床中，动力头是机床的核心部件，直接反应着机床的加工性能。而零件是否能达到加工要求，主要处决于机床本身动力头的设计与制造精度是否达到了一定的程度。本课题研究动力头的加工对象是缸体的气缸孔，气缸孔的精度和粗糙度以及孔的中心度必须靠动力头保证，对机床和动力头的要求较大，而动力头外形紧凑，容易安装，容易组装成切削加工专用机床（组合机床）或自动生产线具有深远的研究意义。 参考文献 1 谢家瀛主编。组合机床设计简明手册M。北京：机械工业出版社，1996: 87 102. 2 温松明主编。互换性与技术测量基础M。长沙：湖南大学出版社，2000

50、: 37 42. 3武文革，辛志杰主编。金属切削原理及刀具M。北京：国防工业出版社，2009: 151 166. 4 徐灏主编。机械设计手册M。北京：机械工业出版社，2004: 233 265. 5 吴宗泽，罗圣国主编。机械设计课程设计手册，2 版 M。北京：高等教育出版社，1999:23232. 6 李益民主编。机械制造工艺设计简明手册M。北京：机械工业出版社，1993: 45 56. 7成大先主编。液压控制（单行本）。北京：机械工业出版社，2004: 217 247. 8洪钟德，林大钧，董冰主编。简明机械设计手册M。上海：同济大学出版社，2002.: 256 371. 9 成大先主编。机械

51、设计手册M。北京：化学工业出版社，2004. : 326 331. 10 王旭、王积森主编。机械设计课程设计M。北京：机械工业出版社，2003. : 189 201. 11 方键主编。机械结构手册M 北京：化学工业出版社2004: 179 198. 12 赵韩、黄康、陈科主编。机械系统设计M。北京：高等教育出版社，2003: 317 325. 13 孙恒，作模主编。机械原理（第六版）M。北京：高等教育出版社，2001: 223 243. 14 濮良贵，纪名刚主编。机械设计M。北京：高等教育出版社，2007: 207 253. 15李柱，徐振高，蒋向前主编。互换性与测量技术M。北京：高等教育出版社，2004: 56 74 16邹慧君主编。机构系统设计与应用创新M。北京：机械工业出版社，2008: 153 166 17刘朝儒，彭福荫，高政一主编。机械制图M。北京：高等教育出版社，2001: 253 278. 18张淑娟，全腊珍主编。画法几何与机械制图M。北京：中国农业出版社，2007: 312 333. 19Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House, 1985. 20Orlov P. Fundamentals of Machine Design. Moscow: Mir Pub, 1987.