雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)設(shè)計【16張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】

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Compared with other transmission control technology, hydraulic technology with high energy density configuration flexibility steady speed range, good work and quick and easy to control and overload protection easy to automate and integrate ﹑ hydraulic integrated system design and manufacturing and maintenance of a variety of significant technological advantage and convenient, thus making it essential technical elements constitute the basic technology and modern control engineering, modern mechanical engineering. The main contents of this research is two-sided hole drilled through the combination of horizontal hydraulic machine power sliding feed system design. The design of the hydraulic system is part of the machine design, and its mission is based on the use, characteristics and requirements of the machine, using the basic principles of hydraulic transmission, hydraulic system to work out a reasonable figure, and then after the necessary calculations to determine the parameters of the hydraulic system then follow these parameters to choose the specifications of hydraulic components and structural design of the system, and finally to the main performance hydraulic system checking. Keywords: hydraulic components;; slipway hydraulic system; hydraulic system performance 雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)設(shè)計 目錄 摘 要 I ABSTRACT II 目錄 1 1 緒論 1 1.1本課題的研究內(nèi)容和意義 1 1.2國內(nèi)外的發(fā)展概況 1 1.3本課題應(yīng)達到的要求 2 2方案討論及總體設(shè)計 3 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計算 5 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設(shè)計要求分析 5 3.2 負載分析 6 3.2.1 工作負載 6 3.2.2 摩擦負載 6 3.2.3 慣性負載 6 3.2.4 液壓缸在各階段的負載值 6 3.2.5 負載圖與速度圖的繪制 7 3.3 液壓缸主要參數(shù)的確定 7 3.4 計算和確定液壓缸的主要尺寸 8 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 17 3.6 計算與選擇液壓元件 19 3.6.1 液壓泵及驅(qū)動電機計算與選定 19 3.6.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 20 3.6.3油管的選擇 21 3.6.4液壓系統(tǒng)的驗算 23 3.7 設(shè)計雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)總裝配圖 26 4結(jié)論與展望 31 4.1結(jié)論 31 4.2不足之處及未來展望 31 致 謝 32 參考文獻 33 1 緒論 本課題來源于生產(chǎn)實踐，液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，從而驅(qū)動工作機構(gòu)，實現(xiàn)直線往復(fù)運動和回轉(zhuǎn)運動。其中的液體稱為工作介質(zhì)，一般為礦物油，它的作用和機械傳動中的皮帶、傳動它是以液壓油為工作介質(zhì)，通過動力元件將原動機的機械能變?yōu)橐簤河偷膲毫︽湕l和齒輪等傳動元件相類似。液壓能，再通過控制元件，然后借助執(zhí)行元件將壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，驅(qū)動負載實現(xiàn)直線或回轉(zhuǎn)運動，且通過對控制元件擾動時，執(zhí)行元件的輸出量一般要偏離原有調(diào)定值，產(chǎn)生一定的誤差。液壓系統(tǒng)主要由：動力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質(zhì)等五部分組成。在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統(tǒng)，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。液壓傳動有許多突出的優(yōu)點，因此它的應(yīng)用非常廣泛。 未來社會是一個環(huán)保的，低污染，低消耗的社會，這就要求我們在改善液壓系統(tǒng)的技術(shù)方面下功夫，作為即將走進社會的我們更應(yīng)該關(guān)注新技術(shù)的應(yīng)用和開發(fā)。 1.1本課題的研究內(nèi)容和意義 本課題來源于生產(chǎn)實踐，液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，從而驅(qū)動工作機構(gòu)，實現(xiàn)直線往復(fù)運動和回轉(zhuǎn)運動。 1.2國內(nèi)外的發(fā)展概況 液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據(jù) 17 世紀帕斯卡提出的液 體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術(shù)，是工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中廣為應(yīng)用的一門技術(shù)。如今，流體傳動技術(shù)水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。第一個使用液壓原理的是 1795 年英國約瑟夫·布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在倫敦用水作為工作介質(zhì),以水壓機的形式將其應(yīng)用 于工業(yè)上,誕生了世界上第一臺水壓機。1905 年他又將工作介質(zhì)水改為油, 進一步得到改善。 第一次世界大戰(zhàn)(1914-1918)后液壓傳動廣泛應(yīng)用,特別是 1920 年以后,發(fā) 展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀末 20 世紀初的 20 年間,才開始進入 正規(guī)的工業(yè)生產(chǎn)階段。1925 年維克斯(F.Vikers)發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為 近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動 的逐步建立奠定了基礎(chǔ)。20 世紀初康斯坦 丁·尼斯克(G·Constantimsco)對能量波動傳遞所進行的理論及實際研究;1910 年對液力傳動(液力聯(lián)軸節(jié)、液力變矩器等)方面的貢獻，使這兩方面領(lǐng)域 得到了發(fā)展。 我國的液壓工業(yè)開始于 20 世紀 50 年代，液壓元件最初應(yīng)用于機床和 鍛壓設(shè)備。60 年代獲得較大發(fā)展，已滲透到各個工業(yè)部門，在機床、工程 機械、冶金、農(nóng)業(yè)機械、汽車、船舶、航空、石油以及軍工等工業(yè)中都得到了普遍的應(yīng)用。當(dāng)前液壓技術(shù)正向高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、低能耗、長壽命、高度集成化等方向發(fā)展。同時，新元件的應(yīng)用、系統(tǒng)計算機輔助設(shè)計、計算機仿真和優(yōu)化、微機控制等工作，也取得了顯著成果。 目前，我國的液壓件已從低壓到高壓形成系列，并生產(chǎn)出許多新型元 件，如插裝式錐閥、電液比例閥、電液伺服閥、電業(yè)數(shù)字控制閥等。我國機械工業(yè)在認真消化、推廣國外引進的先進液壓技術(shù)的同時，大力研制、開發(fā)國產(chǎn)液壓件新產(chǎn)品，加強產(chǎn)品質(zhì)量可靠性和新技術(shù)應(yīng)用的研究，積極采用國際標準，合理調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，對一些性能差而且不符合國家標準的液壓件產(chǎn)品，采用逐步淘汰的措施。由此可見，隨著科學(xué)技術(shù)的迅速發(fā)展，液壓技術(shù)將獲得進一步發(fā)展，在各種機械設(shè)備上的應(yīng)用將更加廣泛。 1.3本課題應(yīng)達到的要求 1.設(shè)計技術(shù)要求 分析被加工零件的形不狀和主要輪廓尺寸以及本工序機床設(shè)計有關(guān)部位結(jié)構(gòu)形狀和尺寸；本工序所選的定位基準、壓緊部位及加緊方向；本工序加工表面的尺寸、精度、表面粗糙度、形位公差等技術(shù)要求以及對上道工序的技術(shù)要求并擬定機械加工工藝路線、進行工藝規(guī)程設(shè)計、設(shè)計一套適用該變速箱加工的雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)。 2．設(shè)計工作量要求 設(shè)計技術(shù)圖樣不少于折合A0三張； 設(shè)計說明書一份（不少于10000字）。 英文翻譯資料：英文8000字符（相當(dāng)中文4000字）。 雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)設(shè)計 2方案討論及總體設(shè)計 組合機床是由大量的通用部件為基礎(chǔ)，配以少量專用部件組成的一種高效專用機床。它能對一種或幾種零件進行多刀、多軸、多面、多工位加工，在組合機床上可以完成鉆孔、擴孔、鉸孔、鏜孔、攻絲、車削、銑削、磨削及滾壓等工序；生產(chǎn)效力高，加工質(zhì)量穩(wěn)定。其組成是：床身（側(cè)底座）、底座（中間底座、立柱底座）、動力滑臺、夾具、動力箱、多軸箱、立拄、墊鐵、液壓裝置、電器控制設(shè)備、刀具等。 總體方案設(shè)計主要包括制定工藝方案（確定零件在組合機床完成的工藝內(nèi)容及加工方法，選擇定位基準和夾緊部位，決定工步和刀具結(jié)構(gòu)形式、種類及切削用量等）、確定機床裝配形式、制定影響機床總體布局和技術(shù)性能的主要部件的結(jié)構(gòu)方案。 根據(jù)題目要求，該組合機床采用液壓滑臺驅(qū)動，實現(xiàn)進給運動。本設(shè)計為鉆雙面孔，分析可知，其加工為單工位的平面加工，且其加工的精度要求不是不高，生產(chǎn)需要為大批大量生產(chǎn)，故該組合機床的通用部件使用大型部件。 （1）由工序集中的原則 考慮該工件加工孔間相對位置有嚴格的精度要求，所以應(yīng)該在一次工序中集中加工，以免2次安裝產(chǎn)生的誤差影響和便于機床精度調(diào)整與找正 切削用量的確定 切削用量選擇是否合理，對組合機床的加工精度、生產(chǎn)率、刀具耐用度、機床的結(jié)構(gòu)型式及工作可靠性均有較大影響。由于鉆孔要求較高的切削速度和較小的進給量，查表7-19 高速鋼鉆頭切削用量 有刀具切削速度為v=（10～18）m/min，進給量為f=(0.1～0.18)mm/r,現(xiàn)取v=18m/min、f=0.15mm/r。 確定切削力、切削轉(zhuǎn)矩、切削功率 根據(jù)選定的切削用量（主要指切削速度v及進給量f），確定進給力作為選用動力滑臺及設(shè)計夾具的依據(jù)；確定切削轉(zhuǎn)矩用以確定主軸及其他傳動件的尺寸；確定切削功率用作選擇主傳動電機功率。 根據(jù)表7-24組合機床設(shè)計中推薦的切削力、扭矩及功率計算公式有 按照孔的直徑為￠7孔來計算：、 （注意 以下各計算公式均為一個孔加工的數(shù)據(jù)） 切削力 F= = =（N） 切削轉(zhuǎn)矩 T= = = （N*mm） 切削功率 P=Tv/（9740ΠD） = = 0.2KW 根據(jù)上述計算，結(jié)合該工件上的各個孔眾多，所以可以假設(shè) 軸向切削力12000N,工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進行程為300 mm，工進行程為100 mm,快進、快退速度4m/min,工進速度20-1000mm/min,往復(fù)運動加、減速時間0.5s,工作臺采用平導(dǎo)軌) 本題目為新課題，培養(yǎng)學(xué)生綜合應(yīng)用所學(xué)知識，結(jié)合實踐知識，初步具有設(shè)計一個中等復(fù)雜液壓系統(tǒng)的能力。 雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)設(shè)計 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計算 液壓系統(tǒng)設(shè)計是指組成一個新的能量傳遞系統(tǒng)，以完成一項專門的任務(wù)。系統(tǒng)功能原理設(shè)計是根據(jù)主機的工藝目的或用途、工作循環(huán)、負載條件和主要技術(shù)要求，通過配置執(zhí)行元件，負載分析、運動分析及編制執(zhí)行元件的工況圖，對同類主機及其傳動系統(tǒng)的分析比較，選擇設(shè)計參數(shù)，確定液壓系統(tǒng)的工作壓力、流量和執(zhí)行元件主要幾何參數(shù)等，擬定液壓系統(tǒng)方案和傳動系統(tǒng)原理圖，并對組成系統(tǒng)的各標準液壓元件輔件進行選型，最后對液壓系統(tǒng)的主要性能（壓力損失、發(fā)熱溫升等）進行驗算。 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設(shè)計要求分析 設(shè)計題目 設(shè)計工作循環(huán)為：快進→工進→快退→停止。 1.已知參數(shù) 設(shè)計一滑臺的液壓系統(tǒng)，實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。根據(jù)前述說明，假設(shè)主要性能參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力12000N,工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進行程為300 mm，工進行程為100 mm,快進、快退速度4m/min,工進速度20-1000mm/min,往復(fù)運動加、減速時間0.5s,工作臺采用平導(dǎo)軌 2 明確設(shè)計要求 該液壓系統(tǒng)的功率較大，空行程和加壓行程速度差異較大，因此要求功率利用合理。且該系統(tǒng)的壓制力較大，因此對于工作的平穩(wěn)性、安全性要求較大。 3 設(shè)計方案 根據(jù)已知參數(shù)和表2-1所示液壓系統(tǒng)工作臺的執(zhí)行元件為單桿活塞缸， 活塞桿 3.2 負載分析 3.2.1 工作負載 工作負載Fe 液壓缸的常見工作負載有重力、切削力、擠壓力等。阻力負載為正，超越負載為負。 工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，軸向切削力力F=FL=12000N 3.2.2 摩擦負載 假設(shè)靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1 3.2.3 慣性負載 慣性負載Fi 慣性負載時運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，其平均值可按下式計算 Fi =G/g*?v/?t (N) 式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s2 ?v=速度變化量， m/s2 ?t=啟動或制動時間，s 一般機械?t =0.1~0.5s， 3.2.4 液壓缸在各階段的負載值 （1） 查液壓缸的機械效率，可計算出液壓缸在各工作階段的負載情況，如下表表1所示： 表1 　液壓缸各階段的負載情況 工　況 負載計算公式 液壓缸負載 液壓缸推力/N 啟　　動 2700 3000 加　　速 2038.78 2265.31 快　　進 1350 1500 工　　進 12130 13477.78 快　　退 1350 1500 3.2.5 負載圖與速度圖的繪制 根據(jù)工況負載和以知速度和及行程S，可繪制負載圖和速度圖，如下圖（圖1、圖2）所示： 圖1(負載圖) 圖2（速度圖） 3.3 液壓缸主要參數(shù)的確定 （1）液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿的內(nèi)徑 表3-1 按負載選擇工作壓力[1] 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力[1] 機械類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械 工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 滑臺 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 銑床 龍門 刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 ①初選系統(tǒng)壓力P=16Mpa 3.4 計算和確定液壓缸的主要尺寸 1 液壓缸缸徑的計算 內(nèi)徑D可按下列公式初步計算： 液壓缸的負載為推力 式（3-1） 式中F—液壓缸實際使用推力13477.78（N）(最大負載的情況下)； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設(shè)計中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=16MPa； 故根據(jù)實際需要，可能會超載，稍微取大一點，查缸筒內(nèi)徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為40mm。 液壓氣動系統(tǒng)及元件 缸內(nèi)徑及活塞桿外徑 標準編號：GB/T 2348-1993 表 GB/T 2348-1993 直徑系列 直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 ④根據(jù)下表3-1： 由于快進速度和快退速度相等，屬于差動連接， 可以得到d=0.707D, 代入計算并取標準直得d=28.107mm，根據(jù)標準系列，取d=28mm 2活塞寬度的確定 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）×40=（24-40）mm 取=32mm 3缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部的長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應(yīng)大于缸體內(nèi)徑的20-30倍。 即：缸體內(nèi)部長度快進行程L1=300mm，工進行程L2=100mm 總行程L= L1+ L2=400 mm 4缸筒壁厚的計算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時，必須進行強度校核。 當(dāng)時，稱為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計算，計算公式為 式（3-2） 式中，—缸筒內(nèi)最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當(dāng)時，一般取。 當(dāng)時,按式（3-3）計算 (該設(shè)計采用無縫鋼管) 式（3-3） 根據(jù)缸徑查手冊預(yù)取=30 此時 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以： =161.5=24MP []=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計算為 滿足要求，就取壁厚為5mm。 5 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 A.活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 式中，為活塞桿上的作用力； 為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。 滿足要求 B.液壓缸穩(wěn)定性計算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當(dāng)活塞桿的細長比時 b.當(dāng)活塞桿的細長比時 式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關(guān)，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼取；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。 表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值 支承方式 支承說明 末端系數(shù) 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3-3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當(dāng)時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。 此設(shè)計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。 6缸筒壁厚的驗算 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4） 根據(jù)式（3-4）得到： 顯然，額定油壓==16MP，滿足條件； B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6） 先根據(jù)式（3-6）得到： =41.21 顯然，滿足條件； C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內(nèi)，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異常現(xiàn)象。 各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當(dāng)額定壓力時 （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力： (MPa） 式（3-7） 因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3-7）得到： 至于耐壓試驗壓力應(yīng)為： 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內(nèi)徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸耐壓試驗壓力（）； —缸筒發(fā)生爆破時壓力（）； —缸筒材料抗拉強度（）； —缸筒材料的屈服強度（； —缸筒材料的彈性模量（）； —缸筒材料的泊桑系數(shù) 鋼材：=0.3 7缸筒的加工要求 缸筒內(nèi)徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨； 熱處理：調(diào)制，HB240； 缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半； 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 8法蘭設(shè)計 液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計選擇法蘭式端蓋 （缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進行計算： 式（3-8） 式中， -法蘭厚度（m）； —密封環(huán)內(nèi)經(jīng)d=40mm（m）； 密封環(huán)外徑（m）；=50mm 系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa 附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa； 螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm 密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm 法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa —法蘭受力總合力（m） 所以=13.2mm 為了安全取=14mm 9缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 連接圖如下： 圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-前端蓋；2-缸筒 螺栓強度根據(jù)下式計算： 螺紋處的拉應(yīng)力: (MPa) 式（3-9） 螺紋處的剪應(yīng)力 (MPa) 式（3-10） 合成應(yīng)力 (MPa) 式（3-11） 式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是 —螺紋預(yù)緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內(nèi)徑； —缸體螺紋外徑； —螺紋內(nèi)經(jīng)； —螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個數(shù)。 最大推力為： 使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12 根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應(yīng)力為： = 根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應(yīng)力為： 根據(jù)式（3-11）得到合成應(yīng)力為： ==367.6MPa 由以上運算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級為12.9級； 查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級合適。 10密封件的選用 A.對密封件的要求 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應(yīng)范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當(dāng)?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復(fù)運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復(fù)運動的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾取? 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復(fù)雜，造價高。對內(nèi)泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調(diào)節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經(jīng)濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設(shè)計選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象； b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長； c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3-2 密封方式圖 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)的設(shè)計是整個機器設(shè)計的一部分，它的任務(wù)是根據(jù)機器的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，在經(jīng)過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。根據(jù)對機器的工作情況進行詳細的分析，該機床需要快進、工進和快退三步一次進給運動。其工作過程由液壓系統(tǒng)來實現(xiàn)。液壓滑臺是由滑臺、滑座及油缸三部分組成，液壓滑臺是通過電氣控制由夜壓系統(tǒng)來實現(xiàn)的?；_的工進速度由節(jié)流閥調(diào)節(jié)，可實現(xiàn)無級調(diào)速。電氣控制電路一般采用行程、時間原則及壓力控制方式。 具有一次進給的液壓動力滑臺電氣控制電路如圖所示： 電磁鐵 YA1 YA2 YA3 轉(zhuǎn)換主令 快進 + - + SB5 工進 + - - SB6 快退 - + - SB7 停止 - - - SB2 3.5.1 滑臺原位停止 滑臺由油缸YG拖動前后進給，電磁鐵YA1、YA2、YA3均為斷電狀態(tài)，滑臺原位停止。 3.5.2 滑臺快進 按下SB0按扭， YA1、YA3電磁鐵得電，將電磁閥1HF及2HF推向右端，于是泵壓出的壓力油經(jīng)1HF流入滑臺油缸左腔，右腔流出的油經(jīng)1HF、2HF也流入左腔構(gòu)成差動快速回路使滑臺快進。 3.5.3 滑臺工進 當(dāng)擋鐵壓動行程開關(guān)SQ1， YA3斷電，電磁閥2HF復(fù)位，滑臺右腔流出的油只能經(jīng)節(jié)流閥流入油箱，滑臺轉(zhuǎn)為工進。 3.5.4 滑臺快退 當(dāng)滑臺工進到終點， YA2得電，使電磁閥1HF推向左，變量泵壓出的壓力油經(jīng)1HF流入滑臺油缸右腔，左腔流出的油經(jīng)1HF直接流入油箱，滑臺快退。 在上述電路中，若需要使滑臺工進到終點，延時停留，即工作循環(huán)成為：快進工進延時停留快退。 圖3-2液壓滑臺液壓系統(tǒng)原理圖 3.6 計算與選擇液壓元件 3.6.1 液壓泵及驅(qū)動電機計算與選定 （1）、液壓泵的選擇 液壓泵的最高工作壓力計算 由工況圖4-1可以查得液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進階段，即由于進油路元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失估取為。則液壓泵的最高工作壓力為 所需的液壓泵最大供油量qp按液壓缸的最大輸入流量估算。取泄漏系數(shù)K=1.1則 qp=1.1* 18.4=20.24(L/min) 暫取泵的容積效率?v=0.90可算得泵的排量參考值為 Vg=1000qv/n?v=1000*20.24/1500*0.9=14.9mL/r 根據(jù)以上計算結(jié)果查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的25YCY14—1B壓力補償變量型斜盤式軸向柱塞泵，其額定壓力Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容積效率?v=0.92，qp=Vn?v=25*1500*0.92=34.5L/min，符合系統(tǒng)對流量的要求 （2）、電動機的選擇 固定設(shè)備的液壓系統(tǒng)，其液壓泵通常用電動機驅(qū)動。 根據(jù)算出的功率和液壓泵的轉(zhuǎn)速及其使用環(huán)境，從產(chǎn)品樣本或手冊中選定其型號規(guī)格[額定功率、轉(zhuǎn)速、電源、結(jié)構(gòu)形式（立式、臥式，開式、封閉式的等）]，并對其進行核算，以保證每個工作階段電動機的峰值超載量都低于25%。 由于液壓泵通常在空載下啟動，故對電動機的啟動轉(zhuǎn)矩沒有過高的要求，負荷變化比較平穩(wěn)，啟動次數(shù)不多，故可采用籠型三相異步電動機。但若液壓系統(tǒng)功率較大而電網(wǎng)容量不大時，可采用繞線轉(zhuǎn)子電動機。對于采用變頻調(diào)節(jié)流量方案的液壓泵，則應(yīng)采用變頻調(diào)速或電磁調(diào)速控制的交流異步電動機驅(qū)動液壓泵。 由工況圖知，最大功率出現(xiàn)在終壓階段t=0.395s時，由此時的液壓缸工作壓力和流量可算得此時液壓泵的最大理論功率 Pt=（p+?p）Kq=（8+0.5）*（1.1*4.7）/60=0.73Kw 取泵的總效率為?p=0.85，則算得液壓泵驅(qū)動功率為 Pp=Pt/?p=0.73/0.85=0.86Kw 查手冊，選用規(guī)格相近的Y90L1—4型封閉式三相異步電動機，轉(zhuǎn)速1440r/min，額定功率為1.5Kw。 按所選電動機轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵的最大實際流量為 大于計算所需流量20.24L/min,滿足使用要求。 3.6.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格和系統(tǒng)的工作情況，容易選擇系統(tǒng)的其他液壓元件，一并列入表8-1 序號 元件名稱 估計通過流量 型號 規(guī)格 1 斜盤式柱塞泵 25 25YCY14－1B 32Mpa，驅(qū)動功率24.6KN 2 WU網(wǎng)式濾油器 25 WU-25*180 15通徑，壓力損失0.01MPa 3 直動式溢流閥 12 YEF-10B 10通徑，32Mpa，板式聯(lián)接 4 背壓閥 63 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯(lián)接 5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B 6 三位四通電磁閥 60 34F3-Ea6B 6通徑，壓力31.5MPa 7 液控單向閥 40 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 8 調(diào)速閥 80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa 9 調(diào)速閥 80 QF3-E10B 10通徑，16MPa 10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa 11 壓力繼電器 － DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa 12 壓力表開關(guān) － KF3-E3B 32Mpa，6測點 13 油箱 14 液控單向閥 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 15 上液壓缸 16 下液壓缸 17 單向節(jié)流閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 18 單向單向閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 19 三位四通電磁換向閥 25 34EF30-E6B 6通徑，16MPa 20 減壓閥 40 JF3-10B 10通徑，板式連接 3.6.3油管的選擇 油管系統(tǒng)中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環(huán)境和工作壓力來正確選用。本設(shè)計中油管采用鋼管，因為本設(shè)計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設(shè)計在彎曲的地方可以用管接頭來實現(xiàn)彎曲。 尼龍管用在低壓系統(tǒng)；塑料管一般用在回油管用。 膠管用做聯(lián)接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。 1. 管接頭的選用： 管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯(lián)接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。 管接頭的種類很多，液壓系統(tǒng)中油管與管接頭的常見聯(lián)接方式有： 焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國際標準米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統(tǒng)；細牙螺紋密封性好，常用于高壓系統(tǒng)，但要求采用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也采用紫銅墊圈。 2.管道內(nèi)徑計算： （1） 式中 Q——通過管道內(nèi)的流量 v——管內(nèi)允許流速 ，見表： 表3.2：液壓系統(tǒng)各管道流速推薦值 油液流經(jīng)的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管 0.5～1.5 液壓系統(tǒng)壓油管道 3～6，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5～2.6 (1). 液壓泵壓油管道的內(nèi)徑： 取v=4m/s 根據(jù)《簡明手冊》P111查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm; 管接頭聯(lián)接螺紋M27×2。 (2) . 液壓泵回油管道的內(nèi)徑： 取v=2.4m/s d=21mm 根據(jù)《簡明手冊》P111查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm; 管接頭聯(lián)接螺紋M33×2。 3. 管道壁厚的計算 式中： p——管道內(nèi)最高工作壓力 Pa d——管道內(nèi)徑 m ——管道材料的許用應(yīng)力 Pa， ——管道材料的抗拉強度 Pa n——安全系數(shù)，對鋼管來說，時，取n=8；時， 取n=6； 時，取n=4。 根據(jù)上述的參數(shù)可以得到： 我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度=600MPa; (1). 液壓泵壓油管道的壁厚 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 3.6.4液壓系統(tǒng)的驗算 前述液壓系統(tǒng)的初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)的情況下進行的，當(dāng)液壓系統(tǒng)原理圖，組成元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對設(shè)計的系統(tǒng)進行各項性能分析計算，其目的在于對液壓系統(tǒng)的設(shè)計質(zhì)量作出評價和評判，若出現(xiàn)問題，則應(yīng)對液壓系統(tǒng)某些不合理的設(shè)計進行修正或重新調(diào)整，或采取其他的必要的措施，性能驗算內(nèi)容一般包括壓力損失，效率，發(fā)熱與升溫，液壓沖擊等，對于較重要的系統(tǒng)，還應(yīng)對其動態(tài)性能進行驗算或計算機仿真。計算時通常只采用一些簡化公式以求得概略結(jié)果。 1、液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 上面已經(jīng)計算出該液壓系統(tǒng)中進，回油管的內(nèi)徑分別為20mm,25mm。 但是由于系統(tǒng)的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。（1）工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為50mm/s，進給時的最大流量為18.7L/min，則液壓油在管內(nèi)流速為 管道雷諾數(shù)為 ，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù) 雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)設(shè)計 進油管道BC的沿程壓力損失為 查得換向閥34EF30-E6B的壓力損失 忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失為 （2）工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則 回油管道的沿程壓力損失為： 查產(chǎn)品樣本知換向閥23EF3B-E10B的壓力損失，換向閥34EF30-E10B的壓力損失，調(diào)速閥AQF3-E10B壓力損失。 回油路總壓力損失為 （3）變量泵出口處得壓力 （4）快進時的壓力損失?？爝M時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即390L/min，AC段管路的沿程壓力損失為 同樣可求管道AB段及AD段得沿程壓力損失和為 查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34EF30-E10B的壓力損失，23EF3B-E10B的壓力損失 據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明，無需修改原設(shè)計。 2、液壓系統(tǒng)效率η的估算 估算液壓系統(tǒng)效率η時，主要應(yīng)考慮液壓泵的總效率ηp、液壓執(zhí)行元件的總效率ηA及液壓回路的效率ηC。 η=ηPηCη 3、系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的發(fā)熱量，然后取其值進行分析。 當(dāng)V=10mm/s時，即v=600mm/min 即q=7.4L/min 此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為20MP，則有 kw 此時的功率損失為： 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取， 油箱的散熱面積A為 系統(tǒng)的溫升為 油箱中溫度一般推薦30-50 所以驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。 3.7 設(shè)計雙面鉆通孔臥式組合機床動力滑臺液壓進給系統(tǒng)總裝配圖 1.總圖的作用與內(nèi)容 機床聯(lián)系尺寸總圖是以被加工零件工序圖和加工示意圖為依據(jù)，并按初步選定的主要通用部件以及確定的專用部件的總體結(jié)構(gòu)而繪制的。是用來表示機床的配置型式、主要構(gòu)成及各部件安裝位置、相互聯(lián)系、運動關(guān)系和操作方式的總體布局。用以檢驗各部件相對位置及尺寸聯(lián)系能否滿足加工要求和通用部件選擇是否合適；它為多軸箱、夾具等專用部件設(shè)計提供重要依據(jù)；它可以看成是機床總體外觀圖。由其輪廓尺寸、占地面積、操作方式等可以檢驗是否適應(yīng)用戶現(xiàn)場使用環(huán)境。 2.繪制機床聯(lián)系尺寸總圖之前應(yīng)確定的主要內(nèi)容 （1）選擇動力部件 動力部件的選擇主要是確定動力箱（或各種工藝切削頭）和動力滑臺。動力箱規(guī)格要與滑臺匹配，其驅(qū)動功率主要依據(jù)多軸箱所需傳遞的切削功率來選用。在不需要精確計算多軸箱功率或多軸箱尚未設(shè)計出來之前，可按下列簡化公式進行估算： P多軸箱=P切削 /η 式中P切削——消耗于各主軸的切削功率的總和，單位為KW；計算公式查表6-20計算。 η——多軸箱的傳動效率，加工黑色金屬時取0.8～0.9，加工有色金屬時取0.7～0.8；取η為0.8。 則：P多軸箱=P切削/η=2/0.8 =2.5KW 查表7-9 1TD32-1TD50動力箱性能 ，多軸箱選用1TD40Ⅲ型動力箱，其內(nèi)部電動機型號為Y132M-4，電動機功率為3.0KW，電動機轉(zhuǎn)速為960r·min-1。驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速為480r·min-1。 （2） 確定機床裝料高度H 裝料高度一般是指工件安裝基面至地面的垂直距離。在確定機床裝料高度時，首先要考慮工人操作的方便性；對于流水線要考慮車間運送工件的滾道高度；對于自動線要考慮中間底座的足夠高度，以便允許內(nèi)腔通過隨行夾具返回系統(tǒng)或泠卻排屑系統(tǒng)。其次是機床內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸限制和剛性要求。如工件最底孔位置h2、多軸箱允許的最底主軸高度h1和通用部件、中間底座及夾具底座基本尺寸的限制等?？紤]上述剛度、結(jié)構(gòu)功能和使用要求等因素，新國家標準裝料高度為1060mm，與國際標準ISO一致。實際設(shè)計時常在850～1060mm之間選取。本課題取裝料高度為H=930.5mm。 （3） 確定夾具輪廓尺寸 主要確定底座的長、寬、高尺寸。工件的輪廓尺寸和形狀是確定夾具底座輪廓尺寸的基本依據(jù)。具體要考慮布置工件的定位、限位、夾緊機構(gòu)、刀具導(dǎo)向裝置以及夾具底座排屑和安裝等方面的空間和面積需要。 加工示意圖中已確定了一個或幾個加工方向的工件與導(dǎo)向間距離以及導(dǎo)向套的尺寸。這里主要是合理確定設(shè)置導(dǎo)向的鉆模架體尺寸，可初步確定它在加工方向的尺寸一般不小于導(dǎo)向長度，取L長503mm,至于寬度尺寸可據(jù)導(dǎo)向分布尺寸及工件限位元件安置需要確定，取L寬480mm，工件夾緊高度L=1072.5mm,夾具底座的高度尺寸，一方面要保證其有足夠的剛度，同時要考慮機床的裝料高度、中間底座的剛度、排屑的方便性和便于設(shè)置定位、夾緊機構(gòu)，一般不小于240mm。本課題高度為240mm。對于較復(fù)雜的夾具，繪制聯(lián)系尺寸總圖之前應(yīng)繪制夾具夾具結(jié)構(gòu)草圖，以便于確定夾具的主要參數(shù)、基本結(jié)構(gòu)方案及其外形控制尺寸。 （4） 確定中間底座尺寸 中間底座的輪廓尺寸，在長寬方向應(yīng)滿足夾具的安裝需要。它在加工方向的尺寸，實際已由加工示意圖所確定，圖中已規(guī)定了機床在加工終了時工件端面至多軸箱前端面的距離。由此，根據(jù)選定的動力箱、滑臺、側(cè)底座等標準的位置關(guān)系，并考慮滑臺的前備量，通過尺寸鏈就可以計算確定中間底座加工方向的尺寸（本課題選前備量為30mm，計算長度為740mm）。算出長度通常應(yīng)圓整，并按R20優(yōu)選數(shù)系選用。應(yīng)注意，考慮到毛坯誤差和裝配偏移，中間底座支承夾具底座的空余邊緣尺寸。當(dāng)機床不用泠卻液時不要小于10～15mm；使用冷卻液時不小于70～100mm。還須注意：當(dāng)加工終了時，多軸箱與夾具體輪廓間應(yīng)有足夠的距離，以便于調(diào)整和維修，并應(yīng)有一定的前備量。 確定中間底座的高度方向尺寸時，應(yīng)注意機床的剛性要求、冷卻排屑系統(tǒng)要求以及側(cè)底座連接尺寸要求。裝料高度和夾具底座高度確定后，中間底座高度就已確定，本課題中高度為560mm。 （5）確定多軸箱輪廓尺寸 標準通用鉆、鏜類多軸箱的厚度是一定的、臥式為325mm，立式為340mm。因此，確定多軸箱尺寸，主要是確定多軸箱的寬度B和高度H及最底主軸高度h1。見圖多軸箱寬度B、高度H的大小主要與被加工零件孔的分布位置有關(guān)，可按下式確定：B=b+2b1 H=h+h1+b1 式中 b——工件在寬度方向相距最遠的兩孔距離，單位為mm； b1——最邊緣主軸中心至箱體外壁距離，單位為mm； h——工件在高度方向相距最遠的兩孔距離，單位為mm； h1——最底主軸高度，單位為mm。 b和h為已知尺寸，從加工工序圖中查得：b=197.5mm， h=192mm。 為保證多軸箱內(nèi)有足夠安排齒輪的空間，推薦b1>70～100mm。取b1=100mm，多軸箱最底主軸高度h1必須考慮與工件最低孔位置h2、機床裝料高度H、滑臺總高h3、側(cè)底座高度h4等尺寸之間的關(guān)系而確定。推薦h1>85～140mm，取h1=108mm。H、B的計算如下： B= b+2b1=197.5+2*100=397.5mm H= h+h1+b1=192+108+100=400mm 查表5-40 1TD25-1TD80動力箱與多軸箱、滑臺的聯(lián)系尺寸 及表7-3 多軸箱體規(guī)格尺寸及動力箱法蘭尺寸，考慮到兩者間的安裝連接，應(yīng)該選用 B*H=630mm*500mm的多軸箱。 3 機床生產(chǎn)率計算卡 加工零件 圖號 毛坯種類 灰鑄鐵 名稱 毛坯重量 38Kg 材料 HT200 硬度 HB242 工序名稱 鉆孔 工序號 序號 工步名稱 零件個數(shù) 加工直徑/mm 加工長度 工作行程/mm 切削速度 每分鐘轉(zhuǎn)速 每轉(zhuǎn)進給量 每分鐘進給量 工時/min 機動時間 輔助時間 共計 1 裝入工件 1 0.75 2