專用鉆床設計
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目 錄 摘 要 I Abstract II 第一章緒論 1 1.1課題的來源與研究的目的與意義 1 1.2本課題研究的主要內(nèi)容 2 第二章機械結(jié)構的設計 4 2.1電機的選型計算 6 2.2軸承的選型計算 6 2.3直線導軌的選型計算 7 第三章確定液壓系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)圖 7 3.1調(diào)速方案 8 3.2換向，換節(jié)方式 10 3.2.1泵源的選擇 11 3.3液壓系統(tǒng)的組合 12 3.3.1運動和動力參數(shù) 13 3.4繪制液壓系統(tǒng)圖 13 第四章液壓滑臺的液壓動力系統(tǒng)設計 14 4.1運動負載分析計算 14 4.2確定執(zhí)行元件類型及基本參數(shù) 15 4.3確定液壓控制方案 15 4.4確定液壓控制元件 16 4.5校核 18 第五章液壓系統(tǒng)的計算和元件選型 19 5.1選擇油泵 20 5.2選擇電動機 21 5.3選擇控制閥 22 5.4確定油管尺寸 23 5.5確定油箱容量 24 第六章專用鉆床各部分強度的校核 25 6.1軸承強度的校核 27 結(jié) 論 28 致 謝 29 參考文獻 30 摘 要 專用鉆床是傳統(tǒng)鉆床的某些功能，用以鉆孔、攻牙的自動化設備。它可代替普通臺式鉆床加工空間固定，不能靈活移動鉆孔、攻牙的缺陷，能在旋轉(zhuǎn)的360度的區(qū)域里面完成任意位置任意工件的鉆孔、攻牙，因而廣泛應用于機械制造、模具加工，鍛造，冶金等等領域，在加工領域占據(jù)了越來越重要的位置。 本文主要進行了專用鉆床的總體結(jié)構設計。專用鉆床的機械結(jié)構由液壓系統(tǒng)、驅(qū)動裝置和鉆孔裝置等組成，可實現(xiàn)對工件的鉆孔，攻牙的操作。液壓部分的設計主要是選擇合適的控制閥，設計合理的液壓控制回路，通過控制和調(diào)節(jié)氣缸壓縮空氣的壓力、流量和方向來使液壓執(zhí)行機構獲得必要的力、動作速度和改變運動方向，并按規(guī)定的程序工作。 關鍵詞：專用鉆床；液壓系統(tǒng)；鉆孔；工作 Absracte Pneumatic manipulator is a automated devices that can mimic the human hand and arm movements to do something，aslo can according to a fixed procedure to moving objects or control tools. It can replace the heavy labor in order to achieve the production mechanization and automation, and can work in dangerous working environments to protect the personal safety, Therefore widely used in machine building, metallurgy, electronics, light industry and atomic energy sectors. This article is mainly of the pneumatic manipulator the overall design, and pneumatic design. This mechanism of manipulator includes cylinders and claws and connectors parts, it can move according to the due track on the movement of grabbing, carrying and unloading. The pneumatic part of the design is primarily to choose the right valves and design a reasonable pneumatic control loop, by controlling and regulating pressure, flow and direction of the compressed air to make it get the necessary strength, speed and changed the direction of movement in the prescribed procedure work. Key word: pneumatic manipulator；cylinder；pneumatic loop；Four degrees of freedom. 第1章 緒論 1.1課題的來源與研究的目的和意義 我國生產(chǎn)的專用鉆床結(jié)構簡陋，加工效率始終不高，雖然經(jīng)過幾十年的發(fā)展，近期產(chǎn)品的質(zhì)量較早期有所提高。但受國產(chǎn)配套件質(zhì)量及設計水平等的影響，我國目前生產(chǎn)的專用鉆床的總體水平與進口產(chǎn)品及港口用戶的要求仍有較大差距，專用鉆床的生產(chǎn)也是如此，為滿足市場需求，開發(fā)出一種新型的專用鉆床勢在必行！ 相信此種專用鉆床的出現(xiàn)將會大大提高工件的加工能力和質(zhì)量，為企業(yè)的生產(chǎn)的年產(chǎn)能方面，以及經(jīng)濟效益方面能夠帶來顯著的進步，同時也在某種程度上推進了機械工業(yè)的不斷發(fā)展。 隨著國際標準化（SIO）的實施，世界專用鉆床以采用新材料、新技術、新工藝、新結(jié)構為基礎,19世紀80年代，美國的HUGER公司將新開發(fā)的專用鉆床應用到該公司的子公司---一個生產(chǎn)專用鉆床的機械公司，經(jīng)過幾年的運行，為該公司創(chuàng)造了不菲的利潤。繼美國HUGER公司之后，德國的DESTO公司也看到了工件加工機的利潤所在，投入了相當大的人力和精力來開發(fā)研制工件加工機，并且與二十世紀中期投入到了北美等市場。當前，全世界各大機械人廠商為了提高產(chǎn)品的競爭力，都大力進行專用鉆床的研發(fā)工作。現(xiàn)在國外等著名專用鉆床的品牌中，都有專用鉆床的銷售，全世界專用鉆床的應用越來越廣泛。有一點值得注意的是，專用鉆床的市場，由最初的日本，歐洲，已經(jīng)滲透到北美市場，因此專用鉆床是當今棒料生產(chǎn)加工企業(yè)比配的設備已經(jīng)成為主要趨勢。西方資本主義國家有巨大的專用鉆床銷售市場，機械人工業(yè)是西方資本主義國家的機械工業(yè)之一。 目前國外特別是美國正在考慮發(fā)展專用鉆床的功率最大化，產(chǎn)能最優(yōu)化的問題。自“九五”期間專用鉆床的開發(fā)和研制已經(jīng)被列入美國的重大科技攻關計劃，以跟蹤世界技術的發(fā)展和開發(fā)適合美國機械工業(yè)發(fā)展的專用鉆床。 我國從1953年開始生產(chǎn)專用鉆床，于1958年自行設計制造加工半徑在50、70、90、120、500等工件的專用鉆床之后，為了適應工件生產(chǎn)廠家的需要，1959年又制造了500、1000、1200等大直徑的專用鉆床。 為了滿足工件生產(chǎn)工業(yè)發(fā)展需要，我國于1970年研制了大型專用鉆床。經(jīng)運轉(zhuǎn)實踐證明效果很好。同年，福建的金明公司更是大量引入外來技術人才，全身心地投入到了工件加工機的研發(fā)中，利用豐富的人力資源和設備，研發(fā)出了多種可夾持不同直徑棒料的加工機，與同年12也投入市場，獲得了非常大的經(jīng)濟利潤。近幾年又研制出PX1400/170專用鉆床，其設計能力為1750t/h，實際達到2508t/h，是設計值的1.6倍。 目前機械式專用鉆床將逐漸被全自動專用鉆床所代替。傳統(tǒng)的機械式的專用鉆床已經(jīng)不能完全滿足當今市場的需要，迫切需要各種多功能的專用鉆床來滿足市場需求，如是福建金明公司加大人力開發(fā)出了五個規(guī)格十四種類型的專用鉆床，然而我國機械人業(yè)所需的專用鉆床全部依賴進口，這使得國產(chǎn)機械人配備專用鉆床后，成本增加很大，而裝備自行開發(fā)生產(chǎn)專用鉆床，其成本提高不大，說明專用鉆床的市場前景令人樂觀。傳統(tǒng)的專用鉆床的產(chǎn)品圖如下圖1、圖2所示： 圖1 圖2 1.2本課題研究的主要內(nèi)容 專用鉆床作為機械加工設備的一種，在機械公司有著非常普及的應用，目前市面上的專用鉆床加工精度不高是主要的問題，所以在參考了以往的類似的專用鉆床的基礎上，通過市場調(diào)研和歸納總結(jié)，得出了本次設計的專用鉆床的總體方案與具體結(jié)構。 本次設計主要針對專用鉆床進行設計，從專用鉆床的整體方案出發(fā)，然后具體細化出具體內(nèi)部結(jié)構，其具體內(nèi)部結(jié)構主要包括以下幾個方面： （1）通過網(wǎng)絡和圖書館查找各種關于專用鉆床的相關資料，對專用鉆床進行方案的比較和預定。 （2）分析專用鉆床的結(jié)構與參數(shù) （3）確定設計總體方案 （4）確定具體設計方案 （5）專用鉆床的裝配圖、零件圖的繪制。 （6）說明書的整理 第2章 機械結(jié)構的設計 2.1 電機的選型計算 根據(jù)公式： N=＝4(KW) G－專用鉆床的生產(chǎn)能力，1000kg/h W－加工1kg物料耗用能量，其值與孔眼直徑有關，d小則w大，當d＝3mm， 取w＝0.0030kw.h/kg。（查B5p） －傳動效率，取0.75 所以根據(jù)N＝4kw，n＝1500r/min，查B1表10-4-1選用Y112M-4，再查B1表10-4-2得Y112M-4電機的結(jié)構。 圖4-1 Y112M-4電動機的外觀圖 2.2 軸承的選型計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=48720小時； (1）已知nⅡ=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N； 初先兩軸承為深溝球軸承6204型。 根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N； (2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N； (3)計算當量載荷 P1、P2根據(jù)課本P263表（11-9）取fP=1.5;根據(jù)課本P262（11-6）式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3N； P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N； (4)軸承壽命計算 ∵P1=P2故取P=750.3N； ∵深溝球軸承 ε=3； 2.3 直線導軌的選型計算 直線導軌在機械傳動中經(jīng)常遇到，主要用在移動部分，在專用鉆床中，主要是和汽缸配合使用的，直線導軌的傳動精度的好壞，與專用鉆床的切割效果有直接的關系。 1直線軸承的選擇 用于測試的POM工程塑料支架；鋼架適用于工作溫度；不銹鋼軸承適用于水，蒸汽，硝酸等腐蝕性介質(zhì)和真空的工作場所，按下列公式確定型軸承的計算。 硬度：硬度系數(shù)FH HRC58的硬度，hrc52-58，F(xiàn)H=0.6-1.0FH =1。 FT的溫度系數(shù)：工作溫度小于100C，F(xiàn)T = 1，溫度100oc-125oc，F(xiàn)T = 1.0-0.95。 接觸系數(shù)FC： 每根軸裝一套軸承，F(xiàn)C=1.0 每根軸裝二套軸承，F(xiàn)C=0.81 每根軸裝三套軸承，F(xiàn)C=0.72 每根軸裝四套軸承，F(xiàn)C=0.66 載荷系數(shù)FW： 小于15米/分鐘的速度，無沖擊，無振動，F(xiàn)W = 1.0-1.5； 小于60米/分鐘的速度，超調(diào)量小或振蕩，F(xiàn)W = 1.5~2.0； 運行速度大于60米/分鐘，或有更大的沖擊，振動，F(xiàn)W = 2.0～5.0。 時間是生命的LH =（100001）/ 2 * L（S * N1 * 60）（單位：小時）L：長度壽命 (萬米)， LS：工作行程 (米)， N1：每分鐘往復次數(shù) 根據(jù)系統(tǒng)工況，我們知道，切割部位的往返移動形成為300MM，工作時間每天8小時，負載15KG，期望壽命Lh=5000小時，試選擇軸承型號。 按以上工作條件： 直線軸承潤滑和灰塵：軸承廠是涂上防銹油，使用時需要添加潤滑油。低噪音潤滑脂，常用的有2鋰基潤滑脂和低噪音軸承潤滑脂填脂量為邊間隙1 / 3，在軸承使軸的摩擦，造成非預期的軸承損壞。鐵將大大降低軸承的使用壽命，灰塵和污物阻塞球體保持航道，不能轉(zhuǎn)動，造成損壞，橡膠球架。密封軸承可用于一般的無塵車間，如木工機械，在塵土中鑄造機械等許多場合，在兩端的軸承和密封，以防止灰塵和降低油品損耗。 軸承載荷和沖擊載荷下的生活：運動和變化，或當軸承是固定的，本機和其他因素的振動會使與形成凹坑接觸。外部硬盤進入軸承，而且在表面壓痕的形成，超過一定限度，直線的永久變形，這將阻礙運動平穩(wěn)，振動和噪聲引起的振動，將進一步削弱周圍的物質(zhì)，造成惡性循環(huán)，凹面積擴大，基本額定靜載荷由永久變形有限公司。靜態(tài)負荷容量等于鋼球直徑的1 / 10000球環(huán)的兩個時間之間的接觸點的永久變形，稱為基本額定靜載荷C0。軸承的使用，影響是難以衡量的，常用的靜態(tài)負荷選擇適當?shù)陌踩到y(tǒng)，保證軸承靜負荷不超過額定靜負荷。靜載荷P0=C0 /FS選擇軸承，振動和沖擊。FS1FS2~ 71.5，由振動和沖擊的場所。 由于重復荷載作用下軸承工作在地表以下一定深度，對裂紋形成的較弱的部分，然后用金屬片狀剝離表面的接觸，這被稱為疲勞剝落。在安裝過程中，潤滑，密封在正常情況下，軸承失效是絕大多數(shù)人的疲勞失效，壽命一般在軸承，是指軸承疲勞壽命。額定壽命直線軸承是50000米，通過定義基本額定動載荷確保。由于軸承的壽命是分散的，使用同樣的材料，同樣的過程，使用相同的軸承壽命的條件是不一樣的，所以軸承基本額定動載荷C被定義為一組相同的軸承在相同的條件下運行50000米，沒有任何疲勞剝落現(xiàn)象的動態(tài)承載能力。 由于本次汽缸通過直線導軌驅(qū)動切割部位往復移動，其中切割部位的重量為15KG，我們可以采用一邊一組直線導軌，兩邊軸承座為固定式的，中間六個為可以隨著絲桿螺母上下滑動。六個導向光桿加上絲桿螺母，這樣每個導向光桿的滑動軸承處的所受負載為166N。根據(jù)此次的切割部位的移動方式和距離，我們選擇HNK系列直線導軌系列。 第3章 確定液壓系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)圖 3.1調(diào)速方案 由工況要求所知，執(zhí)行元件采用油缸實現(xiàn)往復運動：組合機床進給功率較小，同時為了增加進給運動的平穩(wěn)性，因此采用回油路節(jié)流調(diào)速方案。為保證切削過程速度穩(wěn)定，選用調(diào)速閥調(diào)速。 3.2換向，換節(jié)方式 本機床的動力滑臺在調(diào)整時，需停在任意位置上，故采用三位五通換向閥進行換向。當動力滑臺由差動快進換接為工進時，與調(diào)速閥并聯(lián)的二為二通電磁閥關閉，泵壓升高，使液控順序閥逐漸打開，使差動油路斷開，油缸回油經(jīng)調(diào)速閥，三位五通電磁閥和液控順序閥流回油箱。這樣可使速度換接平穩(wěn)。采用回路見圖6-36，6-37。 3.2.1泵源的選擇 工況特點是快速時低壓大流量，時間短；工進是中壓升秒度小流量，時間長。目前多數(shù)采用雙聯(lián)定量葉片泵（圖6-38a，b）或限壓式變量葉片泵（圖6-38c），僅在功率較小時，才用定量泵（圖3-38d）。為了減少功率損失，可選用限壓式變量葉片泵，快速時全流量供油，工進時限壓變量，與油缸所需流量相適應。 電磁鐵 快進 工進 快退 1DT + + - 2DT + - + 3DT - - + 電磁鐵 快進 Ⅰ工進 Ⅱ工進 快退 1DT + + + - 2DT + - - + 3DT + + - + 4DT - - - + 圖6-36 臥置滑臺液壓回路 圖6-37 立置滑臺液壓回路 圖6-38 泵源選擇 3.3液壓系統(tǒng)的組合 立置與臥置滑臺的負載不同，速度要求也不同，要保證同時動作，又不相互干擾，兩回路組合時，在各自進油油路上串接一個節(jié)流閥，變量泵的調(diào)節(jié)流量應大于兩個動力滑臺同時快進時通過兩個節(jié)流閥的流量。 測壓點布置在泵源出口和節(jié)流閥后，便于調(diào)整油泵和液控順序閥的壓力。 本機床液壓系統(tǒng)，過濾精度要求不高，故在泵進口處安裝網(wǎng)式濾油器即可。 3.3.1運動和動力參數(shù) 表 6-16 滑臺名稱 切削力R（公斤力） 移動件重（公斤力） 速度V（米/分） 行程 S （毫米） 啟動制動時間⊿t Ⅰ工進 Ⅱ工進 快速 Ⅰ工進 Ⅱ工進 快進 1工進 Ⅱ工進 快退 立置滑臺 12000 4000 25000 4.5 0.045 0.028 207 35 8 250 0.2 臥置滑臺 3000 3200 6 0.025 162 40 202 0.2 立置滑臺寬為320毫米，采用平導軌。臥置滑臺寬為200毫米，采用平面和V型（α=90）導軌組合方式，靜摩擦系數(shù)U=0.2，動摩擦時U=0.1。 自動化程度 采用液壓與電氣配合，實現(xiàn)工作自動循環(huán)。為提高生產(chǎn)效率，要求二滑臺同時實現(xiàn)工作循環(huán)，但要防止相互干擾。 確定外負載，作工況循環(huán)圖 立制動力力滑臺外負載計算見表6-17，切削負載圖，速度循環(huán)圖見圖6-32，外負載循環(huán)圖見圖6-33。 臥置動力滑臺外負載計算見表6-18，切削負載圖，速度循環(huán)圖見圖6-34，外負載循環(huán)圖見圖6-35。 表6-17 工 況 公 式 計 算 結(jié)果P（公斤力） 啟動加速 1950 Ⅰ工進 PhΙ=RΙ=1200 PhI=RI=12000 12000 Ⅱ工進 PhΠ=RΠ=745 PhII=RII=745 745 反響啟動 980 制動 -1950 注：1.立置動力滑臺的運動部件重量用鋼通過滑座頂端的話輪富副重錘平衡，故不計靜止狀態(tài)重量的作用力； 2.導軌的磨檫力和滑輪副的磨檫咯去不計； 3.第Ⅱ工進的速度很低，故不考虜制動過程的慣性力。 表6-18 工 況 公式 計 算 結(jié)果P（公斤力） 啟動加速 115 快 進 39 工 進 PhΙ=RΙ=294 PhI= Fd+R=39+255 294 返向啟動 115 快 退 PhΙ=RΙ=6.4 6.4 制 動 31.6 圖6-32 立置滑臺切削負載，速度循環(huán)圖 圖 6-33 立置動力滑臺外負載循環(huán)圖圖6-34 臥置動力滑臺切削負載，速度循環(huán)圖 圖6-35 臥置動力滑臺外負載循環(huán)圖 3.4繪制液壓系統(tǒng)圖 根據(jù)上述所選回路液壓系統(tǒng)，并繪制液壓系統(tǒng)圖（如圖6-39）。圖中附有油缸的工作循環(huán)圖和電磁鐵動作表。 工 況 4DT 5DT 6DT 7DT 快 進 + - + + Ⅰ工進 + - - + Ⅱ工進 + - - - 停 留 + - - - 快 退 - + + + 原 位 - - - + 立置滑臺電磁鐵動作循序表 臥置滑臺電磁鐵動作循序表 工 況 1DT 2DT 3DT 快 進 + + - 工 進 + - - 停 留 + - - 快 退 - + + 原 位 - - - 6-39 液壓系統(tǒng)圖 工況 油缸壓力計算式 外負載Ph（公斤力） 壓力值P （公斤力/厘米2） 速 度 V 時間 T 行程S 缸 流 量 Q 缸 功 率 N 說明 ∑⊿P2 ⊿Pm P2 P1 快進 Ph+⊿Pm A1= P1A1-P2A2 P1=P2-∑⊿P2 0 1.9 6.8 4.9 4.6 2.81 209 14.1 0.109 ∑⊿P2 =（⊿P1+⊿ P3+2⊿P2）.（12.7/25）2 1工進 P1=Ph/A1+⊿Pm + A2/A1P2 1210 5 25 0.046 47.3 36 0.2 0.01 2工進 同上 745 1.5 5 17 0.03 17 9 0.14 0.004 快退 P1=Ph/A2+A1/A2 (⊿Pm+∑⊿P2) 0 1.5 1.5 7 4.6 3.4 255 14.1 0.14 快進 Ph+⊿PmA1= P1 A1- P2A2 P1= P2-∑⊿P2 39 0.5 7.3 6.8 7 1.64 164 6 0.07 ∑⊿P2=(⊿P1+P2+⊿P3). (7.5/25)2 工進 P1= Ph/A1+⊿Pm +A2/A1 P2 294 5 16.8 0.026 98 50 0.05 0.002 快退 P1=Ph/A1+ A1/A2 .(⊿Pm+∑⊿P2) 39 0.5 0.5 7.5 7 2.04 204 5054 0.06 ⊿P2=P2=⊿P1 . (13.4/25)2 注： 1.立置滑臺油缸A1=56.7厘米2，A2=28.3厘米2；臥置滑臺油缸A1=23.74厘米2，A2=11.2厘米2； 2.快進時為差動聯(lián)接，回油腔至進油腔的油路上各閥實際通過量時壓損失為∑⊿P2，其中公稱流量下各閥壓力損失；三位P1=1.5公斤力/米2，單向閥⊿P3=2公斤力/厘米2；差動回油腔壓力為P2=P1+∑⊿P2； 3.工進時，回油腔壓力P2只計調(diào)速閥的壓力損失⊿P4=5公斤力/厘米2； 4.啟動制動階段的過程很難確定，故不另外計算，油缸動作時最底摩擦阻力的壓力取⊿Pm=1.5公斤力/厘米2。 計算兩動力滑臺油缸各工作階段實際所需壓力，流量和功率（見表6-21），并作出工況圖（見圖6-40）。 第四章 液壓滑臺的液壓動力系統(tǒng)設計 4.1運動負載分析計算 專用機床動力滑臺參數(shù)：工作循環(huán)為，快進——工進——快退，快進、快退的速度均為5cm/s，工進速度為0.45cm/s，工進時最大切削力為N31035，動力滑臺的總重量為400Kg，行程為300mm，滑動軌道靜摩擦系數(shù)0.2，動摩擦系數(shù)0.1，啟動加速和制動減速的時間為0.08s。 4.2確定執(zhí)行元件類型及基本參數(shù) 4.2.1選液壓缸工作壓力 由負載值大小查表、資料，參考同類型機床，取液壓缸工作壓力為3.5Pa。 4.2.2確定液壓缸的主要結(jié)構參數(shù) 由表1看出最大負載為工進階段的負載F=39324N，則查設計手冊，按液壓缸內(nèi)徑系列表將以上計算值圓整為標準徑，取 D=125mm。為了實現(xiàn)快進速度與快退速度相等，采用差動連接，則d=0.7D，所以)(088.01257.0m同樣圓整成標準系列活塞桿直徑，取d=88mm。由D=125mm，d=70mm算出 液壓缸無桿腔有效作用面積為221012.04 mDA，有桿腔有效作用面積為 2222006.0)(4mdDA工進若采用調(diào)速閥調(diào)速，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量min/05.0minLqv則： 4.2.3計算液壓缸的工作壓力、流量和功率 (1)復算工作壓力查表暫定背壓為MPapb5.0。液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓力1p計算：差動快進階段則有： 第五章 液壓系統(tǒng)的計算和元件選型 5.1選擇油泵 由上述計算和工況循環(huán)圖可知，油缸工作壓力最高點是立置滑臺油缸I工進階段。此時，P1=25公斤力/厘米2，泵最高壓力應是P泵≥P1+⊿P1。⊿P1為泵至油缸的進油壓力損失，由液壓系統(tǒng)圖6-39所示。由于進油路中元件較少，可取 ⊿P1=5公斤力/厘米2 故 P泵=30公斤力/厘米2 泵最大流量是兩滑臺油缸同時快進時流量之和，考慮總泄露量，則 Q=K(Q立+QW臥)=1.21（14.1+6）=24.32升/分 取泵流量Q=25升/分 由產(chǎn)品樣本中查得限壓式葉片變量泵規(guī)格為YBP-25。 5.2選擇電動機 由表6-21計算可知，油缸最大驅(qū)動功率在快退工作階段。此時，臥置 滑臺油缸在快退時壓力為7.5公斤力/厘米2，又計入進由路上節(jié)流閥，換向閥的壓力損失約7～10公斤力/厘米2，若取P泵=15公斤力/厘米2，廁電動機功率N=P泵Q/612η=1525/6120.7=0.9千瓦 選用電動機N=1.1千瓦，n=960轉(zhuǎn)/分。 5.3選擇控制閥 根據(jù)回路中最高壓力和最大通過流量選取控制閥。選用控制閥公稱壓力均為63公斤力/厘米2，流量均為25升/分（僅調(diào)速閥?。≦－10B），具體規(guī)格型號，見壓力系統(tǒng)圖6－39。 5.4確定油管尺寸 設油泵吸油管流速V=1.0米/秒；泵出油管流速V=2米/秒；壓油管流速V=3.54米/秒。 油泵吸油管管徑 選用2824毫米銅管 油泵出油管管徑 選用1816毫米銅管 立置滑臺油缸差動連接油管管徑 選用1412毫米銅管 臥置滑臺油缸差動連接油管管徑 選用1210毫米銅管 為便于選購，立置滑臺油缸連接管道，均選用1210毫米銅管，臥置滑臺油缸連接管道，均選用1210毫米銅管。 控制油管及測油管，均選用43毫米銅管。 管接頭選用中低壓口薄管式，其規(guī)格按油管通徑選取。 5.5確定油箱容量 油箱有效容積 V》（5～7）Q 取 V=6Q=725=175升 油箱有效容積取150升。 第六章 專用鉆床各部分強度的校核 6.1軸承強度的校核 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=48720小時； 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N； 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型。 根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N； (2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N； (3)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本P263表得e=0.68FA1/FR1
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