機車柴油機汽缸套加工工藝

韓增盛 董天立 孟慶功

（①鄭州鐵路職業(yè)技術學院，河南鄭州 450052；②鄭州鐵路局鄭州客車車輛段，河南鄭州 450052）

機車柴油機汽缸套加工工藝

韓增盛①董天立①孟慶功②

（①鄭州鐵路職業(yè)技術學院，河南鄭州 450052；②鄭州鐵路局鄭州客車車輛段，河南鄭州 450052）

針對組合四軸鏜床加工柴油機汽缸套時主軸剛度不足的問題，提出了采用了三支承型式剛性主軸以提高主軸剛度的設計方案。根據(jù)撓度計算公式討論了剛度與被加工孔精度之間的關系，確定了三支承型式剛性主軸中間支點的最佳位置，并選定了“浮動”支承點。該設計方案在現(xiàn)場實際應用后獲得了顯著效果。

主軸剛度 汽缸套 鏜床 機車

1 問題的提出

在鐵道機車車輛制造與檢修過程中，經(jīng)常會遇到柴油機4個汽缸缸套安裝孔（圖1）需要加工。這4個汽缸套安裝孔的中心距尺寸精度要求較高，同軸度的要求較為嚴格。4個缸套安裝孔要一次使用鏜床加工完成，而且，為了提高生產(chǎn)效率，粗加工、半精加工也需一次完成。為滿足上述加工工藝要求，需要機床有較大的切削力和較高的主軸剛度。目前，我國組合鏜床專用主軸箱的剛性主軸均采用的是二支承型式。這種二支承型式的主軸剛度經(jīng)計算達不到設計要求，給實際加工質(zhì)量帶來了不利的影響。基于此，我們研究設計了增加“浮動”支承點的三支承剛性主軸，并確定“浮動”支承點的最佳位置。經(jīng)生產(chǎn)驗證，較好地解決了這類問題。下面以加工柴油機汽缸套安裝孔為例進行分析。

2 方案研究

2.1 二支承型式主軸剛度分析

主軸部件的剛度直接影響鏜床的工作性能。主軸部件剛度越大，則主軸的抗振性越好，加工精度越高，同時可縮短加工時間。主軸剛度不足，加工中易出現(xiàn)打刀，加工精度低，加工表面粗糙度達不到要求。

柴油機缸體上缸套安裝孔的中心距是100～107 mm，在二支承型式主軸設計方案中，A支承處軸承外徑已達到φ90 mm，如以加大主軸軸徑的方法來提高主軸剛度，由于空間位置不夠，主軸在A支承處的軸承將產(chǎn)生相互干涉，這一方案顯然無法實現(xiàn)。

2.2 三支承型式主軸剛度分析

經(jīng)過對缸套安裝孔加工圖及二支承剛性主軸設計方案的分析，我們提出了三支承型式剛性主軸的設計方案。下面對二支承型式主軸與三支承型式主軸，在相同外載荷作用下的撓度進行分析比較。

2.2.1 二支承型式主軸（圖3）

D點撓度為

式中：E為材料彈性模量；I為軸的斷面抗彎慣性矩。

2.2.2 三支承型式主軸（圖4）

D點撓度為

比較式（1）、（2）可以看出：三支承型式主軸懸臂端點的撓度fD2比二支承型式主軸懸臂端點的撓度fD1大大減小了，因此，采用三支承型式設計方案可以提高主軸剛度。

2.3 三支承型式中間支承點位置確定

三支承型式主軸是在二支承型式主軸的基礎上增加一個中間支承點。中間支承點處于不同位置，對主軸懸臂端點撓度的影響各不相同。而使主軸懸臂端點撓度最小的中間支承點位置就是中間支承點最佳位置。

三支承型式主軸為超靜定結(jié)構(gòu)。由于專用主軸箱上同一主軸的三個軸承安裝孔必然存在同軸度誤差，軸承安裝時，如果三個軸承外圈與主軸箱上安裝孔都采用過盈配合，主軸在安裝狀態(tài)后必然會產(chǎn)生彎曲，從而造成主軸懸臂端點撓度增大和主軸轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生疲勞破壞。因此，在三個軸承中必須設置一個“浮動”支承點，即在安裝主軸軸承時，二個軸承外圈與主軸箱安裝孔的配合采用過盈配合，一個軸承采用間隙配合，使這個軸承處于“浮動”狀態(tài)。主軸組裝后，主軸軸線處于直線狀態(tài)，排除了主軸箱安裝孔同軸度誤差的影響。適當控制間隙量，主軸在外力作用時，“浮動”支承起支承作用。

“浮動”支承點設在不同位置，對主軸懸臂端點撓度的影響也各不相同。因此，要建立一個剛性好、切削穩(wěn)定、使用壽命長的三支承型式主軸系統(tǒng)，必須解決的主要問題有：中間支承點最佳位置的確定和“浮動”支承點的選擇。

2.3.1 中間支承點最佳位置的確定

三支承型式主軸受力見圖5。

參數(shù)的選取：

中間支承點坐標距：X mm

前支承處軸承反力矩：M=44.73 N·m

徑向切削力：P=1 050 N

齒輪傳動徑向力：Q=1 730 N

軸向切削力：PX=330 N

主軸懸臂端點容許撓度：［yD］=0.064 mm（組合機床設計）

中間支承最大反力：RB=3 300 N

剛性主軸在圖5所示受力狀態(tài)下，僅有支承點B至后支承點A的距離X是一個可變參數(shù)，其余均為常數(shù)，D點的撓度yD是X的函數(shù)yD=F（X）。因而，只要求函數(shù)yD=F（X）為最小值時，X的對應值，即求出了中間支承點B的最佳位置。

設圖5中B點的撓度為0，支承反力為RB（近似地將支承反力RB視為常量），則可拆去支承點B，使超靜定結(jié)構(gòu)簡化為靜定結(jié)構(gòu)進行計算。

主軸懸臂端點的撓度yD

式中，yD（i）為在各項外載荷作用下，主軸懸臂端點的撓度。

驗算主軸懸臂端點撓度yD，取X=135 mm，計算得

所以，中間支承B點最佳位置是距A支承點的135 mm處。

2.3.2 “浮動”支承點的選擇

設“浮動”支承點的浮動量為定值，外載荷不變，當“浮動”支承點的位置不同時，主軸懸臂端點撓度的定量比較。

參數(shù)的選取

浮動量：△ mm

外載荷：P N

懸臂長：a mm

主軸中后支承距：b=135 mm

主軸前后支承距：l=320 mm

當“浮動”支承點在C點時（圖6）：

同理，可求得當“浮動”支承點在B點和A點時的撓度為

從上述定量計算可知：yB＜yA＜yC

“浮動”支承點在B點時，主軸懸臂端點撓度最小，在C點時，撓度最大。因此，三支承剛性主軸“浮動”支承點選在前支承處為最好。

3 結(jié)語

通過上述的研究分析，可以得出如下結(jié)論：

（1）多軸專用鏜床或其他類型的多軸專用機床，采用三支承型式剛性主軸結(jié)構(gòu)形式既可提高主軸剛度，又能滿足主軸安裝條件；

（2）三支承型式主軸，中間支承的位置設置合理，可使主軸懸臂端點撓度最小；

（3）“浮動”支承點設在主軸前支承處，對主軸懸臂端撓度影響最小；

（4）采用三支承型式剛性主軸的組合四軸鏜床，主軸剛性較好、切削平穩(wěn)、噪聲小、汽缸套安裝孔加工質(zhì)量穩(wěn)定。

1 徐秀玲，姜軍，王紅亮.機床主軸回轉(zhuǎn)誤差測試系統(tǒng)的研究.制造技術與機床，2008（10）：136 ～139，154

2 袁榮娟.機床主軸剛度研究.機械研究與應用，2006（3）：35～38

3 謝家瀛.組合機床設計簡明手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2002.

4 劉延柱，楊海興，朱本華.理論力學.北京：高等教育出版社，2005.

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Processing Technology of Diesel Cylinder of Locomotive

HAN Zengsheng①，DONG Tianli①，MENG Qinggong②
（ Zhengzhou Railway Vocational&Technical College，Zhengzhou 450052，CHN；②Zhengzhou Rolling Stock Depot of Zhengzhou Railway Bureau，Zhengzhou 450052，CHN）

To the problem of deficient stiffness of spindle of finish machining cylinder on diesel by combination four－ spindle boring machine，a design scheme of using three supporting rigid spindle so as to raise the stiffness of spindle was put forward.The relation between rigidity and processing accuracy was discussed based on the calculation formula of deflection，the optimal location of the middle support on three supporting rigid spindle was fixed on，and the floating support was determined.The design scheme has been put into practice and achieved remarkable results.

Stiffness of Spindle；Cylinder；Boring Machine；Locomotive

韓增盛，男，1966年生，副教授，碩士，研究方向：機械工程，發(fā)表論文30余篇。

（編輯 周富榮） （收修改稿日期：2009－07－21）

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