毕业设计10轴钻床 - 图文

1 总体设计

1.1 概述

机床的总体设计，就是针对具体的被加工零件，在选定的工艺和结构方案的基础上，进行方案和图纸的设计。这些图纸包括：被加工零件工序图，加工示意图，生产率计算卡片，机床联系尺寸图等。

专用机床区别于普通机床的基本特点就是它是专为某一固定工序服务的。因此，专用机床又可广义的称为工艺装备，它包括具有通用部件的组合机床。由于专用机床是为某一固定的程序服务的，所以专用机床的先进程度、种类、型式和规格都取决于工艺需要。只有定出先进合理的工艺，才能设计出合理的专用机床。

本次设计的题目为多轴钻床，多轴钻床是为加工汽车轮辐，为汽车轮辐外侧的扩孔而专门设计的专用机床，由底座、液压立式滑台、立体床身、动力头以及多轴箱、专用夹具等有关部件组成。

1.2 工艺方案的制定

在生产中用机械加工方法直接改变毛坯的形状，尺寸和材料性能，使之成为零件的过程，叫做机械加工工艺过程。设计时，工艺方案的制定是否合理，对生产效率和产品质量有着及其大的影响。

制定工艺方案时，应首先分析生产类型。生产类型是衡量生产规模的标志。 本次毕业实习实在强力车轮公司，该公司是一家专门生产车轮轮辐的公司，常年为一汽和东风二汽等大型的汽车制造公司生产轮辐。其生产特点具有年产量大，产品种类只有一种，生产过程不断重复，机器设备广泛采用专用和高效率设备。刀具多为专用的和标准的；工人操作技术可以低一点；生产周期短；还有大多数工作地点及工序内容经常不变等等。

生产类型不同，生产组织，生产管理，车间布置以及毛坯、设备、工具、加工方法和工人熟练程度等方面的要求程度均有所不同。在大量生产下，每个工序任务

注： 1

比较稳定，因此，有条件采用高效率专用机床和工夹具，劳动效率可大大提高，产品成本也可降低。但产量小的情况下，如果仍使用这些高效率的专用机床和工夹具，由于加工对象经常改变，势必造成机床调整的复杂化，降低机床利用率，提高加工成本。所以制定的工艺过程应与生产类型相适应，以取得合理的经济效果。

1.2.1 制定工艺方案的原始条件分析

在制定工艺方案时，首先对产品的装配图进行研究分析，熟悉该产品的用途性能及工作条件，明确该工件在产品中的地位和作用，然后对工件的工作图进行分析和工艺审查。

从零件图，图1-1中可见，图纸比较完整，技术要求也一般，没什么难加工的结构。根据机床所完成的工序，对轮辐的10个孔进行扩孔，而10个孔位于同一平面上沿圆周均匀分布。扩孔后，只需保证其位置精度，其他没有特殊要求，用一般扩孔钻进行扩孔就可以达到要求。

工件的材料为碳结构钢（Q235B），无特殊要求，在进行加工前无热处理，没有硬度要求。

与该零件结构相同的还有几种，但其10个孔的沿圆周均布及中心距是不变的，只需更换一下钻头，同样适合在这台设备上加工，便于有效的利用设备。但由于厂内的实际需及经济实力以及生产规模的制约，工件在机床间的流动还主要靠人工搬运，所以不考虑流水线生产。

1.2.2 工艺基准的选择——定位基准

在选择基准时尽量选择设计基准作为定位基准，这样可避免由于设计基准和定位基准不重合所引起的定位误差。如图1-1所示：

注： 2

×面面

图1－1 扩孔前的零件图

由于10个孔均布，则选择任意两对称孔为定位基准用浮动销定位，则只剩下Z↑向的一个自由度，选择N面均匀支撑。当工件不断向上进给时，压向G面的压料半板和N面的均匀支撑便限制了Z↑的自由度，随着进给的继续进行钻头下钻，浮动销被钻头下压，钻头变成为新的定位装置。

1.2.3 工艺定路线的制定

1. 制定工艺过程

由于本道工序仅需一次扩孔可完成，故工艺过程比较简单，其工艺过程如下： (1) 钻（扩孔）：按图纸要求对10ⅹ￠23.5进行扩孔至10ⅹ￠26.5±0.2（精度无特别要求）；

（2）检验：按图纸要求，检查各孔的位置精度。 2. 绘制工序简图

(1) 被加工零件工序图的作用和要求

被加工零件工序图是根据选定的工艺方案，表示在一台机床上或一条流水线上

注： 3

完成的工艺内容，加工部位的尺寸及精度，技术要求，加工用定位基准，夹压部位，以及被加工零件的材料、硬度和在本机床加工前毛坯形状的图纸。它是在原有的工件图基础上，以突出本机床或自动线加工内容，加上必要说明绘制的。它是机床设计的主要依据，也是制造使用时调整机床，检查精度的重要技术文件。

(2) 工件工序图所包含的内容：

1）在图上表示出被加工零件的形状，尤其要设置中间导向时，应表示出工件内部筋的布置和尺寸，以便检查工件装进夹具是否相碰，以及刀具通过的可能性；

2）在图上表示出加工用基面和夹压的方向及位置，以便依次进行夹具的支撑，定位及夹压系统的设计；

3）在图上表示出加工表面的尺寸，精度，光洁度，位置尺寸及精度和技术条件（包括对上道工序的要求及本机床保证的部分）；

4）图中还应注明被加工零件的名称、编号、材料、硬度以及被加工部位的余量；

5）为了使工序图清晰明了和突出本机床的加工内容，绘制时对本机床的加工部位用粗实线表示，其尺寸打上方框，其余部位用细实线表示。

(3) 如图1-2所示：被加工零件加工示意图：扩圆柱孔

图1-2 扩孔示意图

注： 4

备注：

（1）被加工零件

名称及编号：汽车轮辐8.5-20-I，STR扩孔。 材料及硬度：碳结构钢Q235 重 量：20～25kg （2）加工余量 ￠26.5-￠23.5=3.0mm

则每个孔的直径上加工余量为3.0mm （3）技术条件

1）本机床加工前应保证零件图上的所有尺寸； 2）本机床保证：

a、加工后各对称孔的中心距不变； b、加工后的孔的尺寸为￠26.5±0.2； c、其余尺寸不变。

1.3 刀具的选择及切削用量的确定

1.3.1 刀具的选择

1. 刀具与工艺方案的关系

专用机床刀具，是专用机床主要组成部分之一。刀具的选用、设计、制造正确与否，对机床的加工精度和效率有着重要影响。在专用机床上常采用多刀，复合刀具及特种刀具，从而使工序集中，机床结构简化，提高产品质量和生产效率。

2. 刀具的选择原则

（1）如果条件允许，应该首先选取标准刀具；

（2）为提高工序集中程度，或达到更高的精度，可采用复合刀具。但在确定复合刀具结构时，应尽可能采用组装式复合刀具。

3. 切削用量的确定

注： 5

（1）切削速度

V??Dn1000?m/min?

式中： D—工件或刀具的外径（mm）；

n—工件或刀具的每分钟转速（转/每分）。

（2）吃刀深度

t?D?d26.5?23.5??1.5mm 22式中： D—待加工表面直径（mm）

d—已加工表面直径（mm）

注： 6

2 机床总体布局

2.1 机床总体布局的基本要求

1. 保证给定的工艺过程要求（对于组合机床，还应满足参数标准所规定的要求）。最大限度地考虑机床部件的通用化；

2. 保证机床的刚度，精度，抗振性和稳定性，力求减轻机床的重量； 3.保证机床结构简单，且尽量采用较短的传动链，以提高传动精度和传动效率； 4.保证良好的加工工艺性，以便于机床的加工和装配； 5.保证生产安全，便于操作、调整和维修； 6.纳入自动线，并便于排除铁屑； 7.尽可能减小机床的战地面积； 8.机床外形美观，大方。

2.2 机床总体布局方案分析

在方案的拟订当中，起决定作用的是正确分析与确定机床的总体布局方案。 上面叙述了各种因素对机床总体布局的影响，然而就同一类机床来说，尚需对专用机床的支承部件、传动部件和执行部件等三大部分的布局进行方案分析。

2.2.1 同类机床总体布局方案分析

1.支撑部件的布局：

支撑部件通常是由床身、立柱、底座、横梁、横臂等组成，这些部件或着单独使用，或者组合起来，用做机床的支撑。这些部件安放位置的不同，就形成了不同的支撑形式。常见的支撑形式有以下几种：

（1）横“一”字支撑。支撑部件是床身或床身与底座的结合。由这种支撑部件组成的机床称为卧式机床。

（2）竖“一”字支撑。支撑部件是立柱，或床身和立柱的组合。由这种部件所组成的机床，称之为立式机床。

注： 7

（3）倒“丁”字机床。支撑部件是床身和立柱的组合。有它组成的机床称为复合式机床。

（4）侧开口行支撑。支撑部件是床身（或底座），立柱、横梁的组合。有它组成的机床称为单臂式机床。

（5）方框形支撑。机床的支撑部件由床身、横梁以及两个立柱组合而成，形成封闭的方框，其所组成的机床，称之为龙门式机床。

2.上述机床有如下特点： (1) 立式机床 ① 战地面积小； ② 动运自由度大；

③ 操作方便，操作者可站在机床的前面，左面，右面操作； ④当工作件较长时，机床的重心偏高，易造成加工时工件的振动。 （2）卧式机床的特点： ① 占地面积较大；

② 机床的重心低；有利于减少机床的振动； ③ 机床的执行部件可以在纵横两方面移动。 (3) 单臂式机床的特点；

可加工横向尺寸较大的工件，但受力时横梁相当于悬臂梁，机床的刚度地较低。横梁越大，则可加工的横向尺寸越大，但刚度也就越低。 （4）龙门机床的特点：

它的支撑部件组成了封闭的方框。因此，大大提高了机床的刚度。但龙门式机床的支撑部件较多，结构复杂庞大布局时要特别注意，避免支撑部件对操作者视线的妨碍。

(5) 复合式机床的特点

根据多面同时加工的需要所配置的形式。就同一类机床而言，确定机床配置部

注： 8

件的形式时，应注意下面问题：

① 机床的支撑部件要有足够的刚度和较好的受力情况； ② 力求结构简单，维修方便； ③ 保证较高的加工质量和生产效率； ④ 要保证操纵的方便性、习惯性。 3.传动部件的布局：

机床上的传动方案主要可分为集中传动和分离传动，无级变速与齿轮变速。 4.执行元件的布局：

执行部件一般指安装刀具与工件的部件，如主轴部件，工作台布件及刀架等，

2.2.2 汽车轮辐扩孔加工专用机床总体布局方案分析

1.单位提出的设计任务：

（1）设计为加工汽车轮辐的专用机床；

（2）在该机床上完成对零件图上十个螺栓空的扩孔加工； （3）各孔的精度、光洁度、无特殊要求，只需保证各孔的位置度； （4）毛坯的材料是碳结构钢Q235B； （5）要求大批量生产。 2.工艺分析：（见上）

3.机床总体布局方案的确定（三方案）

（1）卧式机床：考虑到零件的夹具设计，采用卧式机床将导致零件的装夹难度增加；

（2）悬臂式机床：考虑到零件的横向尺寸不大，所以没有必要采用这种形式的机床；

（3）立式机床：立式机床运动自由度大，操作方便，足可以满足该零件的加工。战地面积小，动运自由度大，操作方便，操作者可站在机床的前面，左面，右面进行操作。

注： 9

综上所述，决定采用立式机床这一形式：

图2-1 立式钻床简图

2.3运动联系分析

本次设计任务为立式钻床，该钻床采用主运动和动力源为机械联系。其传动系统图如图2-2所示：

1245376

图2-2 传动系统图

1—电动机 2—标准减速器 3—连轴器 4—大齿轮 5—小齿轮十个 6—工作轴十根 7—大齿轮轴

图2-2即为此立式多轴钻床的传动系统图，该机床的主运动（主轴旋转）的驱

注： 10

动力为机械的，由电动机经主轴箱变速传递为钻头的旋转。扩孔时，由液压驱动的工件向上做进给运动，整个扩孔过程便由两个简单的运动组成，即主轴带动钻头的主运动和液压推动工件的进给运动。

此机床由于机械、液压的联合作用，实现了较多的自动化动作，从而使生产率高，自动化程度高，占地面积小等特点。

注： 11

3 主轴箱及传动件的设计

3.1 主轴箱传动系统设计的一般要求

1.在保证主轴的强度、刚度、转速和转向要求的前提下，力求

是传动轴和轮为最少。应尽量用一根传动轴带动多根主轴；当齿轮 啮合中心距不符合要求时，可采用齿轮变位的方法来凑中心距；

z?z2（1）?m???0.15时，采用正常齿轮； 当 A? 2 z?z2（1）?m???0.15时，采用修正齿轮。 A? 2

式中：A——实际中心矩；

M——为模数；

z1、z2——分别为两啮合齿轮齿数。

2.在保证有足够强度的前提下，主轴、传动轴和齿轮的规格要

尽可能少，以减少各类零件的品种；

3.通常应避免通过主动主轴带动主轴，否则将增加主动主轴的

负荷；

4.最佳传动比为11.5，但允许采用到3～3.5； 5.尽可能避免升速传动，必要的升速最好放在传动链的最末

一、二级，以减少功率损失。

3.2 动力部件的选择

动力部件是用以实现切削刀具的旋转和进给运动（动力头）只

用于进给运动（动力滑台），是组合机床最主要的通用部件。选用 何种动力部件，应当根据具体的加工工艺，机床型式，使用条件，

注： 12

生产条件来确定。例如：对于一般的多轴钻床和镗孔机床，可用机械或液压动力头，对于铣削、镗端面孔机床、精镗等机床，应用动力滑台配以相应的铣头，镗孔，车端面头，精镗等；立式机床宜采用动力滑台或机械动力头等。总之，选用合适的动力部件，使机床具有先进的工艺水平和技术水平，以及良好的工艺效果。

3.3 电动机的选择计算

3.3.1 电动机功率的估算

1. 钻头扩孔时的扭矩及轴向力的估算 扭矩公式：

M?CM?DqM?txM?S?yM?K料（公斤力?米）?轴向力公式：

P0?Cp?Dqp?txp?Syp?K料?(公斤力)

式中：t?0.5?(D?d)

D——为钻头直径。(mm) d——为工件扩孔前直径。(mm)

S?0.9mm/r（查《机械制造手册》——辽宁出版社） [工件的材料为Q235碳素结构钢]

S?0.9

mm/r

CM?0.09 ， qM?1.0 ， xM?0.9 ， yM?0.8 ，

Cp?37.8 ，xp?1.3 ， yp?0.7 。

（以上轴向力、力矩公式和数值来自

《专用机床设计与制造》——黑龙江人民出版社 P679）

np?0.75

注： 13

K料??6????? ；np?0.75

75??np?b?23.5公斤力/mm2

?b?235Mp?23.5公斤力/mm2

K料?则：

K料??0.42

?6???23.5???????7575????np0.75?0.42

M?1.33

公斤力?米

0.9?26.5?23.5?M?0.09?26.5???2??1.0?0.90.8?0.42

?1.33（公斤力?米）

P0?24.721.3P0?37.8??0.5?(26.5?23.5)??0.90.8?0.42

（公斤力） ?24.72

2.切削功率的计算：

公斤力

v?18m/min

M?n(kw) ——《专用机床设计与制造》 9741000vn?(r/min)

?DN?v——刀具转速：v?18m/min

D——刀具直径(mm)。

则有：

n?216.32

r/min

N?0.2954kw

n?1000?18?216.32r/min

??26.51.33?216.32?0.2954kw N?974则10根钻头的总功率为：

N总?2.954kw

N总?10?0.2954?2.954kw

P减＝4.29kw

注： 14

3.求减速器的输出功率

P减?其中：

N总?＝0.6887

?4.29kw

??1?0.99

162103?2?0.99

???1?????0.6887 ?1?0.99——联轴器的效率； ?2?0.99——滚动轴承的效率；

?3?0.98

?3?0.98——圆柱齿轮的效率。

4.计算所需电动机的输出功率 减速器的输出功率：

P减?4.29kw

??0.9

P减?4.29kw ；

单级标准件速器的效率为：??0.9 ； 则：

P4.77kw 电机＝

P电机?P减??4.29?4.77kw 0.9K?1.1

——《新编机械设计师手册》上

所需电动机的输出功率为：

Pr?5.247kw

K?1.1） Pr?P电?K （取工况系数?4.77?1.1 ?5.247kw

3.3.2 选择电动机的型号

1.电动机选择时要考虑的问题：

注： 15

均应选用三相交流电动机。其中以三相异步带能动机应用最多，常

用为Y系列三相异步电动机。

（2）电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济 性都有影响。功率选的过小不能保证工作机的正常工作，或使电动

机因超载而过早损坏；功率选的过大则电动机的价格高，能力又得 不到充分的发挥，而且由于电动机经常不在满载下运转，其效率和

功率因数都较低而造成能源的浪费 （3）电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，

价格愈低。但是电动机转速相对于工作机转速过高势必使总传动比 加大，致使传动装置结构复杂，外廓尺寸增加，制造成本提高。而

选用较低转速的电动机，其优缺点刚好相反。因此，在确定电动机

的转速时，应进行分析比较，权衡利弊，按最佳方案选择。

2.电动机功率的选择 考虑到减速器的降速比不宜过大，所以初步选择电动机的转速

ns?750r/min

再根据所须电动机功率为Pr?5.247kw。

查简明机械设计手册P925 续表

电动机

选用三相异步电动机，型号为Y160L-8，其输出功率P=7.5kw Y180L-8 但是，根据现场使用情况输出功率7.5kw有点小，应选用输出P=11kw

功率为11kw的电动机，其型号为Y180L-8。其主要性能参数如表n=730r/min

3-1所示。

表3-1 电动机主要性能参数

电动机的功率P 11 kw （1）由于一般生产单位多采用三相交流电源，故无特殊要求时

注： 16

电动机满载转速n 堵转转矩 / 额定转矩 电动机的效率 电动机的重量 3.电动机的安装型式

选用B5基本结构型式，机座不带底脚，端盖有凸缘。安装结构型式为V1

制造范围（机座号）为80-315。其示意图如图3-1所示：

730 r/min 2.0 0.86 175kg

机座号 80-315

图3-1 电动机的安装示意图

主要安装型式尺寸如表3-2所示。

表3-2 电动机主要安装尺寸

电动机轴伸直径D 电动机轴伸长度E 轴伸上键槽的尺寸 电动机法兰外径尺寸 电动机法兰内径尺寸 电动机法兰螺栓孔均不圆直径 48mm 110mm 14mm?9mm 350mm 250mm` 300mm 注： 17

法兰螺栓孔的数量和直径 电动机的总高度L 710mm 3.4 减速器的选择

电动机额定功率为P?11kw，电动机的转速n?730r/min

考虑到降速比不宜过大，这样功率损失比较严重。所以选择单级减 速器，另外如果降速比过小，减速器输出的转速将会比较高，这样

会使主轴箱的速比加大， 从而使大小齿轮的齿数比加大，这样的减速器型号：

NWG-L31-9

话工作轴的转速就会升高。综合考虑后，选择的标准减速器的型号

JB3724-84

为：

NGW—L 3 1—9 GB3724—84

NGW—行星齿轮减速器

L—表示立式

3—机座号

1—表示单级减速器

9—第9种传动比，公称传动比i=10

JB3724—84—标准号

所选单级减速器高速轴许用输入功率为11.2kw大于电动机的

额定功率11kw。

减速器与电动机的连接是直连式，

减速器的主要外形和安装尺寸如表3-3所示

表3-3 减速器主要安装尺寸

法兰外径D1 430mm

法兰内径D2 330mm

4??19

注： 18

法兰上螺栓均布的圆周直径D3 法兰上螺栓孔的直径和个数n-d1 法兰的厚度 减速器轴伸直径d 减速器轴伸长度l 轴与键的总高度t 键的宽度b 减速器的重量 减速器的长度L 380mm 6?18mm 6mm 70mm 105mm 74.5mm 20mm 120kg 按所配电机确定

3.5 齿轮齿数的确定

由被加工零件的工作图可以看出：十根扩孔钻分布的圆周直径为d?336mm。即十个小齿轮的分布圆直径也是d=336mm。 主轴箱里齿轮的分布简图如图3-2所示：

‘132

图3-2 主轴箱大小齿轮的分布

1—大齿轮分度圆直径d1 2—小齿轮分度圆直径d2 3—十个小齿轮的分布圆直径d。

注： 19

初选齿轮的模数为m=3mm（厂方经现场实践，要求至少用此数）

由公式：

m（?z1?z2）d' ?

22

式中： z1—小齿轮齿数；

z2—小齿轮齿数。

带入数据得齿数和：z1+z2=112 大齿轮的转速（经过减速器）

n大?73r/min

n小?200r/min

n大?式中：

n730??73r/min i10电动机转速：n=730r/min 标准减速器的公称传动比：i=10

查阅手册资料，扩孔钻的转速一般在200r/min左右，不超过210r/min，这也是小齿轮的转速。

所以取小齿轮的转速即：大小齿轮的传动比

i1?2.74

n小?200r/min

z1?29 z2?83

i1?n小n大?200?2.74 73查《机械制造装备设计》表3-6，可选：

小齿轮的齿数：z1=29； 大齿轮的齿数：z2=112-27=83。

n1?73r/min

3.6 运动参数的计算

注： 20

1.各轴转速的计算 大齿轮轴的转速：

n?209r/min

n1?n730??73r/min i10小齿轮轴的转速：

n?n1n73?1??209r/min

29i1z283z1

P1?4.63kw

2.各轴功率的计算 大齿轮轴的功率

P2?0.325kw

P1?Pr??1??2??3

?5.247?0.9?.0.99?0.99＝4.63kw

小齿轮轴的功率

?1?0.9

?2?0.99

10?0.325kw

P2?式中：

1510P1??3??4?3?0.99 ?4?0.99

减速器的效率 ： ?1?0.9； 连轴器的效率 ： ?2?0.99； 轴承传动的效率： ?3?0.99； 齿轮传动的效率： ?4?0.99。 3.各轴扭矩的计算 大齿轮轴的扭矩：

T1?605.7N?m

T2?14.85N?m

P4.63T1?95501?9550??605.7N?m

n173小齿轮轴的扭矩：

注： 21

P0.325T2?95502?9550??14.85N?m

n2209将以上计算数据列表如表3-4所示

表3-4 运动参数

轴的 代号 电机轴 大齿 转速 输出功率 输出扭矩 传动 效率 n（r/min） P（kw） 730 7.3 5.247 4.63 T（N?m） 比i 68.6 11 605.7 2.863 0.8 0.87 轮轴 小齿 209 轮轴 0.325 14.85 3.7 齿轮的校核及几何尺寸的计算

3.7.1 按弯曲疲劳强度进行校核

根据《机械设计第七版》设计计算公式，式（10—4）

?F??FYS?0aKFtYFaYSAbm?[?F] 进行计算

Ft1?4865N

1.确定公式中的各计算值： （1）齿轮上的圆周力Ft 大齿轮上的圆周力：

Ft2?366.7N

Ft1?2T12?605.7??4865N d1249?10?3大齿轮上的圆周力：

?FE?500MPa

注： 22

Ft2?2T22?14.85??366.7N d287?10?3N2?1.354?10N1?4.73?10

99

（2）齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS,则： 由《机械设计第七版》图10－20c，

查得齿轮的弯曲疲劳强度极限：?FE?500MPa （3）计算应力循环次数N

KFN1?0.94 KFN2?0.91

9N2?60n2jLh =60?209?1?（2?12?300?15）=1.354?1029N1?1.354?10??10?4.73?109

839

s ?1.35

由《机械设计第七版》图10－18，查得弯曲疲劳寿命系数：

??F ?1?349.5MP aKFN1?0.94；KFN2?0.91

（4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s ?1.35， 由《机械设计第七版》式（10-12）得：

??F ?2?337.03

MP a

KA?1.0

??F ?1?K FN 1?FE S ?0.94?500?349.5MP a

1.35??F ?2?K FN 2?FE S （5）计算载荷系数K

?0.91?500?337.04MP a

1.35V?0.95m/s

K?K A K V KF ?K F ?

由《机械设计第七版》表10-2查得使用系数KA?1.0； 计算圆周速度V

Kv?1.06

V??d1n160?1000???249?7360?1000?0.95m/s

注： 23

根据V?0.95m/s，7级精度，

由《机械设计第七版》图10－8查得动载系数Kv?1.06； 直齿轮，

KH??KF??1.1

KAFt??1.0?4865?139N/min?100N/min

35

由《机械设计第七版》表10－3查得：

KH??1.309

KH??KF??1.1；

由《机械设计第七版》表10－4查得： 7级精度、齿轮相对支撑为对称布置时

KF??1.41

KH??1.12?0.18?d2?0.23?10?3b

?1.12?0.18?1?0.23?10?40?1.309

2?3K?1.644

b35?5.2，KH??1.309， 由?h2.25?3查《机械设计第七版》图10－13得：KF??1.41； 故载荷系数

YFa1?2.23 YSa1?1.7736K?K A K V KF ?K F ??1.0?1.06?1.1?1.41?1.644

（6）查取齿形系数YFa，应力校正系数YSa

由《机械设计第七版》表10－5可查得：

YFa2?2.53 YSa2?1.62

YFa1?2.23 ； YSa1?1.7736；

YFa2?2.53 ； YSa2?1.62。

2.代数据计算：

?F1?263.5MPa

?F1?KFt1YFa1YSa1

bm注： 24

4865?2.23?1.773?40?3

?263.5MPa???F?1

?F2?23.53MPa

?F2KFt2YFa2YSa?

bm

1.644?366.7?2.53?1.6235?3

?23.53MPa???F?2?故：按弯曲强度校核两齿轮符合要求。

3.7.2 按接触疲劳强度计算

按《机械设计第七版》式（10－8a） ?H?EEK?1.526

ZE?189.8Mpa12KFtu?1????H? 进行计算 bdu1.确定公式内得各计算数值 （1）计算载荷系数 K?KAKVKH?KH?

?1?1.06?1.1?1.309?1.526

（2）由《机械设计第七版》表10－6， 查得材料的弹性影响系数：ZE?189.8Mpa （3）齿轮的宽度：b?40mm

（4）齿轮分度圆直径： d1?249mm；d2?87mm

12b?40mm

d1?249mmd2?87mmFt1?4865NFt2?366.7Nu?8329

N；Ft2?366.7N （5）齿轮所受圆周力 ：Ft1?4865

?Hlim?600MPa

注： 25

（6）齿数比 ： u?z183 ?z229K HN1?0.96 K HN2?0.98s?1

（7）由《机械设计第七版》图10-21d， 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限： ?Hlim?600MPa

（8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数

[?H]1?576MPa

K HN1?0.96 ； K HN2?0.98

（9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ； 安全系数s?1 由《机械设计第七版》式（10-12）得

[?H]2?588MPa

[?H]1?KHN1?Hlim1sKHN1?Hlim1s?0.96?600MPa?576MPa

[?H]1??0.98?600MPa?588MPa

2.带入数值计算：

?H1?475.88MPa

?H1?2.5ZEKFt1u?1

bd1u83?11.526?486529 ?2.5?189.8??8340?24929?475.88MPa???H?1

?H2?221.7MPa

?H2?2.5ZEKFt2u?1? bd2u注： 26

83?11.526?486529?2.5?189.8??

8340?8729 ?221.7MPa???H?2

故：按接触疲劳强度校核两齿轮也均符合要求。

d1?249mmd2?87mm

ha1?ha2?3mm

hf1?hf2?3.75mmh1?h2

?6.75mm

3.7.3 大小齿轮的几何尺寸计算

1.分度圆直径：

d1?m?z1?3?83?249mmd2?m?z2?3?29?87mm

da1?255mm

*2.齿顶高：ha1?ha2?ha?m?1?3?3mm

da2?93mm

3.齿根高：

*hf1?hf2?（ha?c*）?m

?（1?0.25）?3?3.75mm

4.全齿高：h1?h2?ha1?hf1?3?3.75?6.75mm 5.齿顶圆直径：

df1?241.5mmdf2?79.5mm

a?168mm

da2?d2?2ha?87?2?3?93mm

6.齿根圆直径：

df1?d1?2hf?249?2?3.75?241.5mm

df2?d2?2ha?87?2?3.75?79.5mm 7.两齿轮中心距：

11a?（d1?d2）?（249?87）?168mm

22

3.7.4 齿轮的结构设计

1.小齿轮的齿顶圆直径小于160mm，故做成实心结构的齿轮。

da1?d1?2ha?249?2?3?255mm注： 27

大齿轮的齿顶圆直径大于160mm，而小于500mm应做成腹板式结构。

但考虑到该厂的生产条件，还是做成实心结构的齿轮。

3.8 轴的设计

3.8.1大齿轮轴的设计计算

1.选择轴的材料。

轴的材料一般为45钢，此轴的材料也用45钢。热处理为调质处理。

2.初步确定轴的最小轴径

先按《机械设计第七版》式（15-2）初步估算

d?44.6mm

d?A0?3P4.63?112?3?44.6mm n73式中： 轴的功率 P?P1?4.63km； 轴的转速n?n1?73r/min；

根据《机械设计第七版》表（15-3）取A0?112；

大齿轮轴的最小轴径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩 ： Tca?KA?T1

查《机械设计第七版》表14-1，（考虑到转矩变化很小） 故：取KA?1.3， 又：T1?605.7N?m

则：Tca?KA?T3?1.3?605.7?787.4N?m

KA?1.3

Tca?787.4N?m

HL5联轴器

J70?107

J50?107GB/T5014-85

注： 28

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《简明机械设计手册》，选用钢制弹性柱销联轴器，其型号和参数如下

J70?107型号： HL5联轴器 GB/T5014-85

J50?107公称转矩为2000N?m； 质量为30kg； 直径D ?220mm； 半联轴器的长度L＝142mm；

轴器与轴配合的毂孔长度L1?107mm；

半联轴器的孔径d＝50mm，故取与联轴器相连的轴的直径为

d?????50mm

d?????50mm。

3.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

此轴的零件装配方案简图如图3-3所示

d??－???＝60mmD 1?54mm

ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ

L1?107mm

l?－??＝105mm。

图3-3 大齿轮轴的零件装配方案图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，??????轴段右端需制出一轴肩，取d??－???＝60mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D 1?54mm。

注： 29

半联轴器与轴的配合的毂孔长度L1?107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故????段的长度应比L 1略短一些，现取l?－??＝ 105mm。2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

根据d??－???＝60mm，查《简明机械设计手册》

选单列圆锥滚子轴承 30212 GB/T297-94;

其尺寸为：d?D?T?60mm?110mm?23.75mm， 故：d??－???＝dV?－V???60mm；而：lV?－V??＝24mm

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由《简明机械设计册》查得30212型轴承的安装尺寸Da＝69mm，因此dV?V??69mm

3）取安装齿轮处的轴段????V?的直径d????V?＝65mm。齿轮

圆锥滚子轴承

30212

GB/T297-94

lV?－V??＝24mm

Da＝69mm

dV?V??69mmd????V?＝65mm

l???－V??37mm

d?V?V?78mm

l?V?V?13mml?V?V?114mm

的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为40mm， 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故

取l???－V??37mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度

h?0.07d，取h＝6.5mm；则轴环处的直径d?V?V?78mm；轴环 宽度b?1.4h，取l?V?V?13mm。

4）轴承端盖的总宽度为25mm。综合考虑后，取

d????V?＝65mm

b×h＝18×11 GB/T1096-79

l?V?V?114mm。

至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的轴向定位

注： 30

齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接。

由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）按

倒角为2?45

?d????V?＝65mm

由《简明机械设计手册》查得平键截面：

圆角半径为

b×h＝18×11（GB/T1096-79）； R=2mm

键槽用键槽铣刀加工，长为36（标准键长）。同时为了保证齿

轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6。 同样，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定

位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

?参考《机械设计第七版》表15－2，取轴端倒角为2?45；各

轴肩处的圆角半径为R=2mm。

4.轴的强度校核

大齿轮轴理论上受到很大的弯曲应力，但是仔细分析发现，其

上的径向力，轴向力都几乎抵消完了。

故：此轴只按扭转强度条件进行校核

由《机械设计第七版》式（15－1）

T ?T??[?T]

WT 式中： ?T ——扭转切应力，单位为MPa； T ——轴所受的扭矩，单位为N?mm； WT ——轴的抗扭截面系数，单位为mm； [?T] ——许用扭转切应力，单位为MPa；

3[?T]?25~45

MPa

注： 31

（1）确定式中各参数的具体数值 T?T1?605.7N?m＝605700N?mm

查《机械设计第七版》表15－3，[?T]?25~45MPa；

此轴只对两处有键槽的轴段????和轴段????V进行扭转强度校核

1）对于轴段????来说其上有一个键槽， 则；由《机械设计第七版》表15－3查得， 抗扭截面系数的计算公式：

2bt（d?t）WT??

162d

WT?22644mm

3

?d3?T?26.7MPa

???50316214?5.5?（50?5.5）??22644.6mm3

2?50式中：d——轴直径，此处d＝50mm； b——键槽的宽度，此处b＝14mm； t——键槽的深度，此处t＝5.5mm；

T605700所以有： ?T???26.7MPa?[?T]

WT22644.6WT?47374.2mm3

故，此轴径强度符合

2）对于轴段?????V来说其上有两个键槽，则

查《机械设计第七版》表15－3得，抗扭截面系数的计算公式：

2bt（d?t）WT??

16d??d3?T?12.8MPa2

???65163?18?7?（65?7）?47374.2mm3

65

注： 32

式中：d——轴直径，此处d＝65mm； b——键槽的宽度，此处b＝18mm； t——键槽的深度，此处t＝7mm； 所以有：?T?

T605700??12.8MPa?[?T] WT47374.2故，此轴径强度符合

3.8.2小齿轮轴的设计计算

1.选择轴的材料

因为小齿轮轴轴伸和扩孔钻联接处的结构比较复杂，加工比较困难；所以其材料要稍微选的好一些，耐用度高一点，故小齿轮轴的材料选为40Cr，热处理为调质处理。

2.按扭矩估算轴伸的最小轴径 按《机械设计》式（15－2）估算 d?A0?3d?11.9~15mm

A0?97~112

P0.325?（97~112）?3?11.9~15mm n209式中： A0?97~112

P?P2?0.325kwn?n2?209r/min

因为小齿轮轴上要开一个比较深的孔用来轴向定位，而且其一端要与扩孔钻相联，这段轴径要比较大，考虑到强度和结构工艺性等方面的因素，最小轴径定为40mm。

3.初定轴的结构

根据轴上零件的布置、装拆、和定位的需要，小齿轮轴的各段直径和长度及跨度尺寸如图3-4所示

注： 33

40.75L1图3-4 小齿轮轴的装配方案

40AB18165.75L2C88.5L3100D

注： 34

圆锥滚子轴承 30208

GB/T297－94

b×h=12×8 GB/T297－94

AL1BFrFtL2CL3DRAZRAYFtRAYMBYRCZRCYabRCYcFrdFt?341.4N

RAZMBZMBRCZeFr?124.3N

fRAY?210.8NT

图3-5 小齿轮的载荷分析图

gRCY?130.6N

MBY?8590N?m

4.初选滚动轴承的型号

因为小齿轮轴既受轴向载荷又受径向载荷的作用，所以其上的两个

注： 35

滚动轴承均为单列圆锥滚子轴承。

查《简明机械设计手册》选圆锥滚子轴承的型号为

30208 GB/T297－94

5.初选键的尺寸

由于齿轮不在轴端，所以被选键为圆头普通平键（A型）。根据装齿轮处轴径d＝35mm，查《简明机械设计手册》其尺寸为

b×h×l＝12mm×8mm×25mm（GB/T297－94） 6.小齿轮的计算简图如图3-5（a）所示 小齿轮的受力计算

RAZ?76.7N

RCZ?47.6N

MBZ?3125.5N?mm

2?14.85?＝341.4N 圆周力：Ft?d0.0872TMB?9130M?mm

式中：T?T2?14.85N?m；

d＝d2＝ 87mm＝0.087m；

径向力：Fr＝Ft?tan?＝341.4?tan20?＝124.3N

绘出小齿轮轴的空间受力图，如图3-5（a）

7.求垂直面内的支撑反力，作垂直面内的弯矩图3-5（b和c）

F?l341.4?65.75

＝210.8N Mc?0，RAY?t2? l1?l240.75＋65.75

Y?0， RCY?Ft－RAY?341.4?210.8?130.6N

求垂直面内B点的弯矩

MBY?RAY?l1?210.8?40.75?8590.1N?mm

作垂直面内的弯矩图，如图3-5（c）所示

8.求水平面内的支撑反力，作水平面内的弯矩图3-5（d和e）

??

注： 36

?Mc?0，RAZF?l124.3?65.75?r2?＝76.7N l1?l240.75＋65.75?Z?0， RCZ?Fr－RAZ?124.3?76.7?47.6N

求水平面内B点的弯矩

MBZ?RAZ?l1?76.7?40.75＝3125.5N?mm

作水平内的弯矩图，如图3-5（e）所示

?ca?17.1MPa

9.求合成弯矩，作合成弯矩图如图3-5（f）所示

求B点的合成弯矩值：

22MB?MBY?MBZ

22?8590.1?3125.5?9130N?mm

10.轴的扭矩图，如图3-5（g）所示

扭矩：T?T2?14.85N?m?14850N?mm

11.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的

危险截面。计算出的截面B处的MY、MZ、M的值如表3-5所示 W?551404 3表3-5 B处载荷值

mm载荷 水平面Z 垂直面Y RAZ?76.7N, 支反力R RAY?210.8N， RCZ?47.6N 弯矩M 总弯矩 扭矩T RCY?130.6N MBZ?3125.5N?mm MBY?8590N?mm MB?9130N?mm T?14850N?mm

[??1]?70MPa

12.按弯扭合成应力校核轴的强度

注： 37

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。 根据《机械设计第七版》式（15－5） 轴的计算应力为：

d＝60mm D＝110mm

?ca?22MB?（??T）W

23125.52?（0.6?14850） ??17.1MPa

5514014式中：

轴所受的扭矩：T?14850N?mm； 总弯矩：MB?9130N?mm； 折合系数：??0.6； 轴的抗弯截面系数：

查《机械设计第七版》表15－4得

2b?t（?d?t）W??

322d??d3 ?其中：

??40332?10?5?（40?5）?551404mm3

2?40键槽宽度b＝10 mm； 轴的直径d＝40mm； 轴上键槽深度t＝5mm；

查《机械设计第七版》表15－1得：

对称循环变应力时轴的许用弯曲应力[??1]?70MPa 因此有：?ca?[??1]，故安全。

fP?1.8

Fa?2000N

p?3600N

注： 38

3.9 滚动轴承的选择与寿命计算

3.9.1 大齿轮轴上的轴承

1.主要参数

前面已选择滚动轴承的类型为：

30212 GB/T297-94 此型号滚动轴承的主要参数，

查《简明机械设计手册》表5－5－23得

内径：d＝60mm；外径：D＝110mm； 径向当量动载荷：Cr?102000N； 径向当量静载荷：C0r?130000N； 计算系数：e＝0.4；Y＝1.5；Y0?0.8 2.轴承的校核

因为轴承上主要承受了轴向力，径向力几乎被抵消，所以只用轴向力进行校核。

由《机械设计第七版》式（13－10a）得； 当量动载荷：P?fPFa

查《机械设计第七版》表13－6，载荷系数取fP?1.8； 轴向力Fa主要是轴上零件重力， 估算轴和它上面零件的重力约为：

??10/3

Lh?15831356h

d＝40mm D＝80mm

Fa?2000N

所以有：P?1.8?2000?3600N

根据《机械设计第七版》式（13－5），计算轴承寿命

注： 39

106C?（?） Lh? 60?nP式中： 对于圆锥滚子轴承??10/3； 转速n＝73r/min；

基本额定当量动载荷C?Cr?102000N; 当量动载荷P＝3600N；

带入数值计算

RA?224.3N RB?139N

P0?247.2N

SA?70.1N

101061020003 Lh?h ?（）＝1583135660?733600故：选用30212轴承的寿命式足够的。

SB?43.4N

3.9.2 小齿轮轴上的轴承

1、主要参数

已选滚动轴承的类型为： 30208 GB/T297－94

此型号轴承的主要参数，查《简明机械设计手册》表5－5－23得：

内径：d＝40mm；外径：D＝80mm； 径向当量动载荷：Cr?63000N； 径向当量静载荷：C0r?74000N； 计算系数：e＝0.37；Y＝1.6；Y0?0.9； 当当

FAa?290.6NFBa?43.4N

FaFaFrFr?e时；X＝1；Y＝0； 〉e时；X＝0.4；Y＝1.6；

PA?998.4N

2.计算轴承的受力 1）径向力

fF?1.8

注： 40

22RA?RAY?RAZ?210.82?76.72?224.3N

RB?R2BY?R2BZ?130.6?47.6?139N22

2)轴向外载荷KA。 KA?P0?247.2N

3)附加轴向力S。

PB?250.2N

KA224.3??70.1N2Y2?1.6

KB139SB???43.4N2Y2?1.6SA?4)实际轴向力Fa。

因为：SB?SA?43.4?247.2?2190.6N?SA?70.1N 所以：各轴承的实际轴向力为

??10/3

FAa?SA?KA?290.6N FBa?SB?43.4N

3.计算当量动载荷 对于轴承A

FAa290.6??1.3?e?0.37 FAr224.3所以X＝0.4；Y＝1.6； 则：PA?fF(XFAr?YFAa)

L＝90mm

k=4.5mm l=76mm

（0.4?224.3?1.6?290.6）?998.4N ?1.8?式中：取动载荷系数fF?1.8； 对于轴承B

注： 41

F43.4 Ba??0.31?e?0.37

FBr139则： PB?fF?FBr?1.8?139?250.2N 4.计算轴承寿命

[?P]?110MPa

106C?Lh?（?）

60?nP式中：??10/3；n?209r/min； C?Cr?63000 N； P?PA?998.4N；

带入数值进行计算得

?P?70.8MPa

106630003 Lh??（）＝7766839.93h

60?209998.4故，选用30208轴承寿命是足够的。

103.10 键联接的选择和验算

3.10.1 联轴器与大齿轮轴的轴伸的键联接

查《简明机械设计手册》表5－2－1，采用圆头普通平键

L?36mm

[?P]?135MPa

K=5.5mm

b?h＝14mm?9mm（GB/T1096-79）

因半联轴器与轴配合的毂孔长度107mm，参考键的长度系列 故取键长L＝90mm；

已知：

l?18mm

此处轴径：d＝50mm；

键与轮毂键槽的接触高度：k＝0.5h＝0.5×9＝4.5mm；

14＝76mm； 键的工作长度：l＝L－b＝90－

注： 42

轴的扭矩：T?T1?605.7N?m；

又：键、轴和半联轴器的材料都是钢，查《机械设计第七版》表6－2得

许用挤压应力[?P]?100~120MPa；取其平均

?P?188.25MPa

1.5l?27mm

[?P]?110MPa

于是根据《机械设计》式（6－1）进行校核

2T1?103 ?P?

kld2?605.7?103＝＝70.8MPa?[?P]

4.5?76?50故此键联接强度足够。

?P?1225.5MPa

3.10.2 大齿轮与大齿轮轴的联接

查《简明机械设计手册》表5－2－1，采用圆头普通平键

b?h＝18mm?11mm（GB/T1096-79）

因齿轮宽度为40mm，参考键的长度系列，故取键长L?36mm；

由键、轴和齿轮的材料都是钢，查《机械设计》表6－2得 许用挤压应力：[?P]?120~150MPa，取其平均[?P]?135MPa

L?25mm

[?P]?135MPa

已知：

此处轴径d＝65mm；

键与轮毂键槽的接触高度k＝0.5h＝0.5×11＝5.5mm； k=4mm

l=13mm 18mm； 键的工作长度l＝L－b＝36-18＝

轴的扭矩T?T1?605.7N?m；

于是根据《机械设计第七版》式（6－1）进行校核

注： 43

2T1?10 kld3 ?P?

2?605.7?103＝＝188.25MPa?[?P]

5.5?18?65可见此键联接的挤压强度不够。

考虑到强度相差较大，因此改用双键，相隔180?布置。双键的

?P?14.3MPa

1.5l?1.5?18?27mm 工作长度l＝再根据《机械设计第七版》式（6－1）进行校核

2T1?103 ?P?

kld2?605.7?103＝＝125.5MPa?[?P]

5.5?27?65故采用双键联接合适。

3.10.3 小齿轮与小齿轮轴的联接

查《简明机械设计手册》表5－2－1，采用圆头普通平键

b?h＝12mm?8mm（GB/T1096-79）

因小齿轮宽度为35mm，参考键的长度系列，故取键长

L?25mm；

键、轴和齿轮的材料都是钢，查《机械设计》表6－2得 许用挤压应力[?P]?120~150MPa，取其平均[?P]?135MPa

已知：

此处轴径d＝40mm；

键与轮毂键槽的接触高度k＝0.5h＝0.5×8＝4mm；

12＝13mm； 键的工作长度l＝L－b＝25－

注： 44

轴的扭矩T?T2?14.85N?m；

于是根据《机械设计》式（6－1）进行校核

2T2?103 ?P?kld

2?14.85?103＝＝14.3MPa?[?P]

4?13?40故此键联接强度足够。

注： 45

4 液压系统的设计

4.1液压系统的设计要求

1. 加工对象为10孔汽车轮辐。

2. 其为成批生产，为提高效率，系统应能满足自动化要求 3. 工作台快进速度为0.072m/s，工进速度为3?10m/s 4 .系统发热量小 5 .维修方便

?34.2液压系统方案设计

4.2.1 液压系统方案设计的简述

根据主机的工作情况、主机对液压系统的技术要求、液压系统的工作条件和环境环境条件以及成本、经济性、经济性、供货情况等诸多因素，进行全面、综合的设计，从而拟定出一定各方面比较合理的、可实现的液压系统的方案。其内容包括：油路循环方式的分析与选择，油源形式的分析与选择，液压回路的分析、选择与合成，液压系统原理图的拟定、设计与分析。

4.2.2 液压系统原理图设计

1.油路循环方式的分析与选择

液压系统油路行环方式分为开式和闭式两种，它们各自的特点及其相互比较见下表。

表4－1 两种循环方式的特点

油液循环方式 散热条件 抗污染性 开式系统 开式系统 较方便，但油箱较大 较差，但可采用压力油箱闭式系统 闭式系统 较复杂、须用辅泵换油冷却 较好，但油液过滤要求较高

注： 46

或呼吸器来改善 管路压力损失较大。用节系统效率 流调速时效率低 速时，效率较高 液压泵由电动机拖动时限用平衡阀进行能耗限速，限速、制动形式 速及制动过程中拖动电机管路压力损失较小，容积调用制动阀进行能耗制动，能向电网输电，回收部分能引起油液发热 量，即是再生限速（可省去平衡阀）及再生制动 其他 对泵的自吸性能要求高 对主泵的自吸性能要求低 油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡备有较大空间可以存放油箱且不需另设散热装置的系统。要求结构尽可能简单的系统，采用节流调速或容积一节济调速 的系统，均宜采用开式系统。例如，泵向多个液压执行元件供油且功率较小的机器（如组合机床、磨床等）、内燃机驱动的机器（如铲车、高空作业车、液压汽车起重机，装载机及挖掘机等）以及固定式机械。

凡允许采用辅助泵进行补油并通过换油来达到冷却目的的系统，对工作稳定性和效率有较高要求的系统、采用容积调速的系统，都宜采用闭式系统，对工作稳定性大且换向频繁的机构（如一些起重机的旋转、运行机构及龙门刨床，拉床的工作台等）、重力下降机构（如不平衡类型的起升、动臂摆动机构等）、要求结构特别紧凑的运动式机械（如液压汽车平板车、拖拉机、矿车及飞机等）。大型货轮的舵、工程船舶调距桨等系统也常用闭式系统。

2.开式系统油路组合方式的分析与选择

当系统有多个液压执行元件时，开式系统按油路的不同连接方式，又可分为串联、并联、独联以及它们的组合－复联等。

（1）串联： 串联方式除第一个液压执行元件的进油口和最后一个执行元件的

注： 47

回油口分别与液压泵和油箱连接外，其余压执行元件的进、出口依次相连。这种连接方式的特点是多个液压执行元件同时动作时，其运动速度不随外负载而变，故轻载时可多个液压执行远件同时动作；但液压泵的压力负担重，受原动机功率限制，故重载时不宜多个液压执行元件同时动作。另外，系统的压力损失也较大。 串联连接方式适用于中小型工程机械液压系统、单泵供油的工程机械的行走机构，以保证行走的直线性。

（2）并联： 在并联连接方式中，液压泵与所有液压执行元件的进油口相连，而其回油口都接油箱。 这种连接方式的特点是多个液压执行元件同时动作时，负载小的液压执行元件的速度会增大，但液压泵的压力负担轻，为任一液压执行远件的负载压力与其相应回路的压力损失之和。

并联连接方式适用于多个液压执行元件不要求同时动作；或要求同时动作但功率较小，或工作时间较短的，如机床、机械手等；也常用于大型工程机械的双液压泵双回路系统。

4.3 工况分析与初定液压系统的主要参数

4.3.1工况分析

为了使设计的液压系统合理、实用，必须对其进行工况分析，以明确机构在运动过程中的运动规律和负载的大小及其变化规律。多轴钻床的液压系统主要是在多轴钻床工作时，活塞杆推动工作台进给和后退。下面将对机构进行运动分析和负载的分析以便确定所设计的液压系统的主要参数。

1.负载分析

液压缸推动工作台做直线往复运动，其克服的主要负载有：工作负载 Fp；摩擦负载 Ft；惯性负载 Fm；重力负载 Fg；弹簧压力 Ff。受力示意图如图4-1所示。

注： 48

图4－1 液压系统受力示意图

1—液压缸推力 2—摩擦负载 3—重力负载4—摩擦负载 5—工作负载 6—弹簧压力

（1）工作负载

多轴钻床的工作负载即为扩削时钻头产生的轴向力，计算结果：

Fp?Fo?10?247?10?2470N

式中： Fo—单个钻头扩削时所受轴向力

注： 49

（2）摩擦负载

摩擦负载Ff主要包括两个方面，一个是工作台的8个滑块与方形柱面之间产生的摩擦力Ff'，二是液压缸密封装置的摩擦阻力Ff\。

其中，滑块与方形柱面间的摩擦力Ff'包括两个部分

''a.动摩擦Ffd；b.静摩擦Ffs '其中： Ffd??Ni?f

式中：

Ni—作用在单个柱面的预紧力；

f—柱面与滑块间的摩擦系数； 取 N?20N， 则：

'Ffs?0.2?8?20?32NF?0.1?8?20?16N液压缸密封装置的摩擦阻力F效率?m?0.95）。

（3）惯性负载Fm

\f'fd

计入液压缸的机械效率中，（取液压缸的机械

惯性负载是活塞，活塞杆，夹具和工件，工作台在加速和制动的过程中的惯性力，其平均值：

Fm?式中：

G?v?(N) g?tg—重力加速度

注： 50

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