【正文】 ，且盡量選用標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑和壁厚的鋼管和鋁合金管，詳情見表 所以氣缸 D=80mm， d=34mm，壁厚為 8mm 尾座 撓度、轉(zhuǎn)角、鎖緊力的計算及校核 機(jī)床尾座 的尾座受力簡圖 : 圖 6 尾座受力圖 根據(jù)工件最大長度和最大旋轉(zhuǎn)外徑假設(shè)工件最大重量 Q=2760N 頂尖和三爪卡盤支撐工件 可簡化為簡支梁，因此尾座負(fù)重 Q/2=1380N 尾座主軸伸出尾座體最大長度 130mm 長 春 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計（論文）紙 共 33 頁 第 25 頁 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 尾座套筒直徑 80mm 鋼的彈性模量 E = 106kgf/cm2 斷面慣性矩 I644D??=201104mm4 頂尖伸出套筒長 109mm 根據(jù)公 式 NfaKF pcc )(? (615) 查表可知單位切削力 cK = 2305N/mm2 f = 故切削力 cF = 2370N 機(jī)床加工如此重的工件時 ，尾座主軸一般緊縮在尾座體內(nèi)，現(xiàn)在假設(shè)尾座主軸伸出為尾座主軸伸出尾座體最大長度的 1/2，即伸出 65mm，懸臂65mm+109mm=174mm。 EIPl3 3?? (616) )13802370(63??? ??? ? l? ? 許用撓度［ ly ］ ? ～ , ?ly [ ly ],ly 在范圍之內(nèi)。 EIPl2 2?? (617) )13802370(62??? ??? ? 許用轉(zhuǎn)角 [? ] ? ～ ， ? 在 [? ]范圍內(nèi)。 在機(jī)床尾座上通過一組兩個相同的螺栓連接尾座和導(dǎo)軌的，并用壓板固定。壓板的作用是連接尾座和導(dǎo)軌，并通過連接螺栓的緊固或松開來確定尾座在導(dǎo)軌上的位置。下面我們來確定連接螺栓的直徑。 長 春 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計（論文）紙 共 33 頁 第 26 頁 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 選用螺栓的材料為 35 號鋼，則許用抗拉強(qiáng)度〔σ〕 =540Mpa，由作用力與反作用力定理可知尾座的上部和下部之間的摩擦力 f 等于通過頂尖作用在尾座上的軸向力 F ，即 fF? ，旋轉(zhuǎn) 時產(chǎn)生的軸向分力 。 ?F (~) cF ， NF ??? 。為了滿足加工后的工件的精度要求，在工件重量較大和扭轉(zhuǎn) 力較大 的情況下機(jī)床不發(fā)生共振，取軸向力 F N1800? 。 F ? ,取摩擦系數(shù)為 ? ? 由 Nf ?? 可知作用在下箱體上的壓力 ?fN? ?? (618) 從而可得轉(zhuǎn)動凸輪軸端的方形部分所需要的力至少為 ，那么作用在每個螺栓上的力為 39。 ??? NF KN (619) 因為壓板與導(dǎo)軌之間的連接形式為松連接，由公式 ： ][439。??Fd ? (620) 于是可得 ： ][439。??Fd ? ??? ? 現(xiàn)螺栓直徑為 mm16 ，故螺栓選擇合理。其長度可以根據(jù)尾座體和螺栓所在尾座體來確定，取 mmL 225? 。 由于尾座芯軸的頂緊力為 20KN ，故壓板和床身的摩擦力 F要大于 20KN ，?。? ?F 20 KN 由公式 )( gmAPfF ???? (621) 得： cmKgAmgfFP 58)( ??? f —— 摩擦系數(shù)，導(dǎo)軌材料為鑄鐵，活塞材料為銅，取 ， m —— 尾座重量，取 250Kg , 尾座軸向力主要由尾座頂桿承擔(dān)，鎖緊壓板主要承受的是傾覆力矩，故應(yīng)完全能夠滿足要求。 長 春 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計（論文）紙 共 33 頁 第 27 頁 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 第七章機(jī)床底座設(shè)計 材 料 設(shè)計 機(jī)床底座整體采用方鋼， 結(jié)構(gòu)如下圖 因其只在活塞一側(cè)有活塞桿，所以壓縮空氣作用在活塞兩側(cè)的有效面積不等，活塞左行時活塞桿產(chǎn)生推力 F1，活塞右行時活塞桿產(chǎn)生拉力為 F2 F1= D178。pFz （ 71） F2= (D178。d178。)PFz （ 72） 式中 F1—— —— 活塞桿推力（ N） F2—— —— 活塞桿的拉力 （ N） D—— —— 活塞直徑（ m） d—— —— 活塞桿的直徑 （ m） p—— —— 氣缸工作壓力 （ Pa） Fz—— —— 氣缸工作時的總阻力（ N） 氣缸工作時的總阻力 Fz與眾多因素有關(guān)，如運動部件慣性力、背壓阻力、密封處摩擦力等。以上因素可以用載荷率 記入公式。則氣缸的靜推力 F1 和靜拉力 F2 為 F1= D178。p （ 73） F2= (D178。d178。)p （ 74） 計入載荷率就能保證氣缸工作時的動態(tài)特性。若氣缸動態(tài)參數(shù)要求較高；且工作頻率高，其載荷率一般取 η=~，速度高時取小值，速度低時取大值。若氣缸動態(tài)參數(shù)要求一般，且工作頻率低，基本是勻速，其載荷率可取η=~。 由式（ 1）（ 2）可求得氣缸直徑 D 當(dāng)推力作用時 長 春 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計（論文）紙 共 33 頁 第 28 頁 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ D= D=98 (75) 當(dāng)拉力作功時 D= D=105 (76) 用式（ 6）計算時，活塞桿直徑 d 可根據(jù)氣缸拉力預(yù)先固定，詳細(xì)計算見活塞桿的計算。估定活塞桿直徑可按 d/D=~ 代入式（ 6），則可得 D=（ ~） D=98 (77) 式中系數(shù)在缸徑較大時取小值，缸徑較小時取大值。 以上公式計算出的氣缸內(nèi)徑 D 應(yīng)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值（ 1） 綜合上值對 D 取整 110mm （ 2）活塞桿的計算 1. 按強(qiáng)度條件計算。當(dāng)活塞桿的長度 L 較小時（ L 10d），可以只按強(qiáng)度條件計算活塞桿直徑 d d d 30 (78) 綜合考 慮 d 取 40 式中 F1—— 氣缸的推力（ N） —— 活塞桿材料的許用應(yīng)力（ pa）， = /S； —— 材料的抗拉強(qiáng)度（ pa）； S—— 安全系數(shù)， S 。 2. 按縱向彎曲極限力計算。氣缸承受向壓力以后，會產(chǎn)生軸向彎曲，當(dāng)縱向力達(dá)到極限力 F1 以后，活塞桿會產(chǎn)生永久性彎曲變形，出現(xiàn)不穩(wěn)定現(xiàn)象。該極限力與缸的安裝方式、活塞桿直徑及行程有關(guān)。 當(dāng)長細(xì)比 85 時 Fi= （ 79） 當(dāng)長細(xì)比 85 時 Fi= （ 710） 式中 L—— 活塞桿計算長度（ m）見表 i—— 活塞桿橫截面慣性半徑 長 春 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計（論文）紙 共 33 頁 第 29 頁 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 實心桿 i= = 空心桿 i= ； I—— 活塞桿橫截面慣性距 實心桿 I= 空心桿 I= ； —— 空心活塞桿內(nèi)孔直徑（ m）； A1—— 活塞桿截面積 實心桿 A1= d178。 空心桿 A1= （ d178。d178。0） 。 n—— 系數(shù)，見上表 E—— 材料彈性模量，對鋼取 E= 1011Pa f—— 材料強(qiáng)度實驗值，對鋼取 f=49 107Pa a—— 系數(shù)，對鋼取 a=1/5000。 若縱向推力載荷（總載荷）超過極限力 Fi，就應(yīng)采取相應(yīng)措施。在其他條件不變的前提下，多以加大活塞桿直徑 d 來解決 （ 3）缸筒壁厚的計算 缸筒直接承受壓力，需有一定厚度。由于一般氣缸缸筒壁厚與內(nèi)徑之比 δ／長 春 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計（論文）紙 共 33 頁 第 30 頁