50#拉刀机构设计说明书

2021-08-15 来源：步旅网

摘要…………………………………………………………………………………………Ⅰ ABSTRACT………………………………………………………………………...............Ⅱ 第1章绪论………………………………………………………………………………...1 第2章总体结构分析……………………………………………………………………...2

2.1 拉刀机构设计目的………………………………………………………………………..2 2.2 机构原理分析…………………………………………………………………………….2

第3章机械零件的设计与计算………………………………………………………….5

3.1 机械零件设计的性质和任务………………………………………………………............5 3.2 机械零件设计步骤和准则…………………………………………………………………5 3.3 主轴主要参数的确定………………………………………………………………….......6

3.3.1主轴前轴颈D1的选取………………………………………………….6 3.3.2主轴内孔直径d的确定…………………………………………………7 3.3.3主轴前端悬伸量a的确定……………………………………………….7 3.3.4主轴支承跨距L的确定………………………………………………....9

3.4 碟形弹簧的选择与计算……………….…………………………………………………..10

3.4.1碟形弹簧的特点……………………………………………………….10 3.4.2碟形弹簧的选取与计算………………………………………………....12 3.4.3碟形弹簧的技术要求…………………………………………………...12

3.5 拉杆的设计与计算………………………………………………………………………..13

3.5.1标准钢球的选取……………………………………………………….13 3.5.2拉杆的尺寸确定及校核…………………………………………………17

3.6 螺纹联接的设计与计算…………………………………………………………………...20

3.6.1螺纹基本尺寸的确定…………………………………………………...20 3.6.2螺母的选取…………………………………………………………...23 3.6.3垫片的选取…………………………………………………………...24

3.7 拉杆套的设计与计算……………………………………………………………………...25 3.8 液压缸的设计与计算……………………………………………………………………...25

3.8.1液压缸的载荷组成与计算…………………………………………….....25 3.8.2液压缸主要参数的确定…………………………………………………26 3.8.3活塞及活塞杆的设计…………………………………………………...27

3.8.4缸筒的设计…………………………………………………………....30 3.8.5缸盖的设计……………………………………………………………33

第4章液压系统的设计…………………………………………………...........................35

4.1 液压系统设计概述………………………………………………………………...............35 4.2 液压传动特点………………………………………………………………......................35 4.3 液压传动原理………………………………………………………………………..........36 4.4 液压元件的选择…………………………………………………………………………...37

4.4.1 确定液压泵的最大工作压力Pp……………………………………………37 4.4.2 确定液压泵的流量Qp……………………………………………………38 4.4.3 选择液压泵的规格………………………………………………………38 4.4.4 液压阀的选择……………………………………………………….....38 4.4.5 油箱容量的确定………………………………………………………...39

4.5 液压系统的性能验算………………………………………………………………............39

4.5.1 回路压力损失验算………………………………………………………39 4.5.2 油液温升验算………………………………………………………......39

第5章 PLC的控制与编程……………………………………………………………........41

5.1 行程程序控制概述………………………………………………………………………....41 5.2 PLC的选型及编程………………………………………………………………….............41

5.2.1 PLC的概述……………………………………………………………41 5.2.2 PLC的编程……………………………………………………………42 5.2.3 PLC的接线图………………………………………………………....44

第6章结论………………………………………………………………………………...45 参考文献……………………………………………………………………………………...47

致谢…………………………………………………………………………………………...48

第一章绪论

近年来，随着科学技术的迅速发展，机械产品的形状和结构不断的改进，机电产品

日趋精密复杂。产品精度要求越来越高、更新换代周期也越来越短，这就要求机床设备具有较好的通用性和较大的灵活性，以适应生产对象频繁变化的需要，特别是对于宇宙航行、航空等部门中的加工批量不大、生产周期要求短、改型短、改进频繁、形状复杂、精度要求又很高的这一类零件的加工。如何提高劳动生产率、提高产品质量、降低产品成本及改善劳动条件已成为目前迫切需要解决的问题。

数控机床是综合运用了计算机技术、自动控制、精密测量及机床结构设计等各种技术的最新成就而发展起来的一种新型机床。它具有通用性、灵活性及高度自动化的特点，具有提高劳动生产率和加工精度、缩短生产准备周期、减轻体力劳动强度、减少设备周期、降低生产成本等优点，已被广泛应用于机械制造、航空工业、造船和车辆工业、金属加工部门等。数控机床机构主要由控制介质、数控装置、伺服系统和机床本体四个部分组成。其加工原理是按照零件加工的技术要求和工艺要求，编写零件的加工程序，然后将加工程序输入到数控装置，通过数控装置控制机床的主轴运动、进给运动、更换刀具，以及工件的夹紧与松开、冷却、润滑泵的开与关，使刀具、工件和其他辅助装置严格按照加工程序规定的顺序、轨迹和参数进行工作，从而加工出符合图纸要求的零件。此次设计的课题，就是在拉刀力为12000N、主电机功率为5.5KW的条件下设计一个50#刀柄的拉刀机构。其中主要应用三个原理：机构原理、液压驱动原理、电器控制原理。所以在设计过程中分别应用了与之相对应的知识。一方面加深了对所学理论知识的认识，另一方面在老师的指导下，学会运用所学知识去分析和解决一些实际问题，学会应用手册、标准、规范等资料。做此设计主要解决的问题就是对整个机构工作原理的理解并对各个部分进行设计与计算。通过改造设计使此装置在满足技术性能的前提下又能获得最佳的经济效益。

此说明书共分为五大部分：总体结构分析、机械零件的设计与计算、液压系统设计、电气自动控制设计、总结。设计过程中参考了诸多文献，列表附说明书末页

第二章总体结构分析

2.1拉刀机构设计的目的

机械设计制造及其自动化专业是为了培养从事机械设计、制造行业的人才而开设的专业。而拉刀机构设计不仅培养设计者对机械的认识、运用能力,而且也增进了对机械工业发展的了解和认知。

拉刀机构的设计涉及：机械、液压、气压、电气等相关基本理论知识。设计目的：

1.培养查阅文献、运用资料的基本能力； 2.培养学生的机电产品设计的基本能力；

3.扩展学生的知识结构，加强理论与实践相结合的能力；

2.2 机构原理分析

50＃刀柄拉刀机构为大型机床主轴内部刀具自动夹紧机构。油缸接到松刀信号时，

将压力油通入主轴尾部的油缸右腔，活塞推动拉杆向左移动，同时使碟形弹簧压紧。拉杆的左移使左端的钢球的分布直径变大，解除了刀杆上的拉力，机械手便取出刀杆。当刀具由机械手或用其他方法装到主轴孔后，其刀柄后部的拉钉便被送到主轴内拉杆的前端，当接到夹紧信号时，将压力油通入主轴尾部的油缸左腔，活塞向右移动，拉杆在碟形弹簧的作用下也向右移动，其前端圆周上的钢球在主轴锥孔的逼迫下收缩分布直径，将刀柄拉钉紧紧拉住。另外，拉杆是空心的，为的是每次换刀时要用压缩空气清洁主轴孔和刀具锥柄，以保证刀具的准确安装。图2-1是该机构的总体结构图。

刀杆采用7：24的大锥度锥柄，在锥柄的尾端轴颈被拉紧的同时，通过锥面的定心

和摩擦作用将刀杆夹紧于主轴的端部。大锥度的锥柄既利于定心，也为松夹带来了方便。在碟形弹簧5的作用下，拉杆4始终保持约10000N的拉力，并通过拉杆左端的刚球3将刀杆的尾部轴颈拉紧。换刀前必须首先将刀柄松开，即将压力油通入主轴尾部的油缸右腔，活塞11推动拉杆4向左移动，同时使碟形弹簧5压紧。拉杆4的左移使左端的钢球3位于套筒的喇叭口处，解除了刀杆上的拉力。机械手便取出刀杆。当活塞处于左右两个极限位置时，相应的限位行程开关发出松开和夹紧的信号。

图2-1总体结构

1-BT型刀柄 2-P型拉钉，3-钢球、4-拉杆、5-碟形弹簧、6-拉杆套、

7-垫片、8-螺母、9-缸盖、10-缸筒、11-活塞

自动清除主轴孔中的切屑和灰尘是换刀操作中的一个不容忽视的问题。如果在主轴锥孔中掉进了切屑或其它污物，在拉紧刀杆时，主轴锥孔表面和刀杆的锥柄就会被划伤，甚至使刀杆发生偏斜，破坏了刀具正确的定位，影响加工零件的精度，甚至使零件报废。为了保持主轴锥孔的清洁，常用压缩空气吹屑。图1.1的活塞11的心部钻有压缩空气通道，当活塞向左移动时，压缩空气经过活塞主轴孔内的空气喷嘴吹喷出。将锥孔清理干净。喷气小孔要有合理的喷射角度，并均匀分布，以提高其吹屑效果。

此结构采用的是7：24圆锥刀柄，这种标准的7：24锥联接有许多优点：因为自锁，可实现快速装卸刀具；刀柄的锥体在拉杆轴向拉力的作用下，紧紧地与主轴的内锥面接触，实心的锥体直接在主轴孔内支承刀具，可以减少刀具的悬伸量；这种联结只有一个尺寸即锥角需加工到很高的精度，所以成本较低，而且可靠，多年来应用较广泛。但是，7：24锥联结也有一些缺点：锥度较大，锥炳较长，锥体表面同时要起两个作用，即刀具相对于主轴的精确定位及实现刀具夹紧并提供足够的联结刚度，由于它不能实现与主轴端面和内锥面同时定位。所以标准的7：24刀/轴锥联结在主轴端面和刀柄法兰端面有较大的间隙。7：24锥度联结的刚度对锥角的变化和轴向拉力的变化很敏感，当拉力增

第二章总体结构分析

大4～8倍时联结的刚度可提高20%～50%。但是过大的拉力在频繁的换刀过程中，会加速主轴内孔的磨损，使主轴内孔膨胀影响主轴前轴承的寿命。

在了解了设计结构的基础上，我将从三方面对起进行设计与计算。首先在机构方面设计相关的零件，如碟形弹簧、拉杆、拉杆套、拉钉、活塞、缸筒等，并对标准件进行选型；其次是对其气、液压部分进行气、液压系统的设计；最后是对PLC控制部分的设计与编程。

第三章机械零件的设计与计算

3.1机械零件设计的性质和任务

机械是人类用来减轻体力劳动和提高劳动生产率的工具。机械化程度的高低是衡量一个国家社会生产率发展水平的重要标志。在新技术革命中，最大限度的提高劳动生产率和产品质量，为工业、农业、国防、轻工、化工、交通、能源及能源开发以及新的科学实验基地提供更多的先进设备，这是机械工业的伟大历史使命。不论是制造新的机械设备还是改进原有的机械设备，都要进行大量的机械设计工作。“机械”是一个总称，习惯上包括机构和机器。机构是由相对运动的构件组成的。它的作用是传递运动并变换运动形式和改变运动量；机器是由若干基本单元构成的，构成机器的这些单元称为机械零件，如轴、齿轮和螺栓等。通常又把为完成同一使命的零件组合在一起，构成一套协调工作的整体，这个整体称为部件，如联轴器、减速器等。由此可知，机械零件是组成机械的基本单元。

机械零件设计是根据零件在机器中的工作条件，阐明其设计原则，设计方法和设计规范的。其主要任务包括：进行基本的力学计算，确定零件的最适当外形尺寸；选择材料、精度等级和表面质量以及制造上的技术要求等，最后绘制工作图。

3.2 机械零件设计准则和设计步骤

设计的机械零件既要工作可靠，又要成本低廉。要解决前一个问题，零件在其强度、刚度、表面质量等方面必须满足一定的条件，这些零件是判断零件工作能力的准则。

要降低零件的制造成本，必须从设计和制造两方面着手。就设计而言，设计时要正确选择材料、合理规定公差等级及认真考虑零件的加工工艺性和装配工艺性。具体说来设计机械零件时必须考虑以下要点：

1.设计的机械零件要确实能满足机器的使用要求，充分发挥其机能，具有各方面的可靠性。

2.使用寿命要长，要能耐腐蚀、耐疲劳、耐磨损、耐蠕变、耐高温等。 3.结构要简单，制造费用要低廉。

4.重量要尽可能轻，尺寸要尽可能小，占地面积要尽可能少。 5.尽量使所设计的机械零件标准化、系列化、通用化。根据上述要点，机械零件设计的一般步骤为：

1.了解设计要求，收集有关设计资料，拟订最好的结构形式。

第三章机械零件的设计与计算

2.根据零件的结构和受力情况建立力学模型，据此算出作用在零件上的外载荷大小和变化性质，求出计算载荷。

3.对由计算载荷产生的应力和变形进行计算，选取满足要求的材料，用计算方法确定零件的基本尺寸，确定热处理方法。

4.进行强度校核计算，确定零件的全部结构尺寸。 5.绘制工作图和编制技术条件。

3.3 主轴主要参数的确定

此次设计主轴不用详细设计，但该参数对后面的机械零件的设计相关，故在此对其有用部分进行说明。

主轴的主要结构参数有：主轴前、后轴颈D1、D2，主轴内孔直径d，主轴前端悬伸量a和主轴主要支承间的跨距L，这些参数直接影响旋转精度和主轴刚度。

3.3.1主轴前轴颈D1的选取

一般按机床类型、主轴传递的功率或最大的加工直径（参考表（3-1））选取D1，后轴颈D2≈（0.7～0.85）D1。

表3-1 主轴前轴颈直径

功率P/KW 车床升降台铣床外圆磨床功率P/KW 车床升降台铣床外圆磨床 1.47～2.5 60～80 50～90 —— 7.4～11 110～145 90～105 75～90 2.6～3.6 70～90 60～90 50～60 11～14.7 140～165 110～115 75～100 3.7～5.5 70～105 60～95 55～90 14.8～18.4 150～169 —— 90～100 5.6～7.3 95～130 75～100 70～80 18.5～22 220 —— 105

由设计任务书上数据知主机功率P=12KW，故可选取D1=115mm,D2=0.8D1=92mm,在此

取主轴外径D=100mm.

3.3.2 主轴内孔直径d的确定

很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关，如车床主轴内孔用来通过棒料或安装送夹料机构。铣床主轴内孔通过拉杆来拉紧刀杆等。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床的主轴孔径d可比刀具拉杆直径大5～10mm。在此初步定d孔=35mm。由于主轴内孔直径在一定范围内对主轴刚度影响很小，若超出此范围，则能使主轴刚度急剧下降，由材料力学知识可知刚度K正比于截面惯性矩I，它与直径间有下列关系，即

(Dd)K0KI0I644D641(dD)14444

（3-1）

d，D——主轴内外径

K0，I0——空心主轴的刚度和截面惯性矩 K，I——实心主轴的刚度和截面惯性矩

一般取ε≤0.7对刚度影响不大，若ε>0.7将使刚度下降，这里ε=35/100=0.35<0.7，故满足刚度要求。

由上知一般主轴孔径比拉杆直径大5～10mm，故现在预取拉杆外径D后面的拉杆设计与计算过程中将对其进行刚度校核。

拉杆=25mm。在

3.3.3 主轴前端悬伸量a的确定

主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴颈径向支反力作用中点（或前径向支承中点）的距离，它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸。由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。

此次设计的机构主轴前端部结构主要是50＃7：24大锥度的标准锥柄及与之相对应的标准化的拉钉的结构，由这两者的尺寸可初步选取a=130，刀柄及拉钉的结构与尺寸见下图：

第三章机械零件的设计与计算

图3-1 BT型刀柄

表3-2 BT型刀柄规格

图3-2 P型拉钉表3-3 P型拉钉规格

规格 Type P30T-1 P30T-2 P40T-1 P40T-2 P40T-3 P50T-1 P50T-2 P50T-3

43 43 60 60 60 85 85 85 23 23 35 35 35 45 45 45 18 18 28 28 28 35 35 35 16.5 16.5 23 23 23 38 38 38 12.5 45 12.5 60 17 17 17 25 25 25 45 60 90 45 60 90 M12 M12 M16 M16 M16 M24 M24 M24 13 13 19 19 19 30 30 30 L L1 L2 D D  G Sw 其中选择的刀柄号是50#BT型刀柄，拉钉型号相对应的是P型拉钉，值取45°。

3.3.4 主轴支承跨距L的确定

合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一，支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽量减小，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移，因此存在一个最佳的跨距L0，在该跨距时主轴

第三章机械零件的设计与计算

弯曲变形和支撑变形引起主轴前轴端的总位移量最小，一般取L0=（2～3.5）a，但在实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距L0。

故初步取L0=3a=3×115=345mm，取L=360mm，则由整个机构的装配关系可预取

L拉杆=300mm。

最后根据碟形弹簧及其他主轴部件的结构最终确定主轴的外形的尺寸，如图3-3所

示：

图3-3主轴

3.4 碟形弹簧的选择与计算 3.4.1 碟形弹簧的特点

碟形弹簧是一种用于钢板冲压的截锥形的薄板压缩弹簧，如图3-4所示。其具有如下特点： 1）

刚度大，缓冲吸振能力强。适用于负荷大，而轴向空间要求小的地方，例如，在机床的夹紧，卸载等装置中，得到了广泛的应用；

2）

具有变刚度的特性。根据设计选用的内锥高度h0于碟簧厚度的比值可得到不同的弹簧特性曲线（图3-5）。当需要近似于线性特性时，可选用h0/t=0.4～0.8的碟簧片。当要求随着变形的增加，压力变化很小时，选用h0与t的比值大于1.4的碟簧片最为合适；

3）

为满足大负荷或大变形量的要求，碟簧可按不同方式组合，可得到不同的负荷---变形特性曲线（表3-4）。

图 3-4 碟形弹簧

表3-4碟簧的组合型式及特性曲线

型式叠合简图及特性载荷及变形的计算公式 Fz=nf fz=f Hz=H0 +(n-1)t 说明 F—单片弹簧的载荷（N）Fz—总载荷（N）（mm） f—单片弹簧变形量fz—总变形量（mm）对合 Fz=F fz=if Hz=iH0 n—叠合层数 i—对合层数 H0—单片弹簧的自由高度（mm） Hz—组合弹簧的自由高度复合 Fz=nF fz=iF Hz=i[H0 +(n-1) t] （mm） t—单片弹簧的厚度（mm）

图3-5

3.4.2 碟形弹簧的计算

弹簧一般用50CrV或60Si2Mn的带，板材或锻造比不得小于2的锻造坯料制造。此材料回火淬硬后，综合力学性能好，强度高，冲击韧性好，高温性能稳定，能在250°C～

第三章机械零件的设计与计算

300°C以下工作。

根据设计任务书数据拉刀力F=12000N。则根据拉杆的外径D拉杆=25mm及F值可选取弹簧尺寸如下表3-5所示：

表3-5弹簧尺寸

D/mm d/mm t/mm ho H/mm F/N 变形量 f/mm 最大计算拉力弹簧与导向件/Mpa 直径差/mm 40 20.4 2.25 0.9 3.15 6500 0.68 1330 0.4

计算单片弹簧的受力情况：

拟定预压缩量X0=0.2mm，由D/d=100/35=2.85，查《机械零件设计手册（中）》表25-21，并用插值法可求得K1=0.686，取K4=1（即无承载面），又E=2.06×1011N/m2。

由公式： K=

dFdf4E12=

t32将上述数据代入公式（2-2）可得K=4025.3N/mm,取△X=0.3mm，则预拉伸力F预拉=K（XO+△X）=4025.3×（0.2+0.3）=2012.6 N，所以复合碟簧的叠合层数：i=F/F预拉=12000/2012.6≈5.962,故将i取整数得：i=6 。

验算：F=6×2012.6=12075.6 N ＞12000 N。初步拟定行程量L=10mm，则对合碟簧片组数n为： n=L/f'=L/2(X+△X)=10。则复合碟簧组的自由高度H0为：

H0K1DK4{K4[(22h0t)23h0ft232(ft)]1} （3-2）

2=n[H+（i-1）t] (3-3)

将数据代入得H0=144 mm。

3.4.3 碟形弹簧的技术要求

1．参数的公差及偏差；

表3-6 参数的公差及偏差

碟簧在 Ff 内径公差 =0.75h0x厚度公差mm 外径公差内外径的同自由高度公轴度mm 差mm 时的弹簧负荷公差，% +35 -15 +0.18 -0.22 Mm mm (h14) (H14) 0.20 +0.25 -0.15 2．碟簧锥面加热前的光洁度，车削时不得低于▽5，磨削时不得低于▽7；对于Ⅱ级

精度碟簧，在厚度≦4mm时，可按高级精度冷轧钢板供货表面状态；

3．碟簧淬火次数不得超过两次，经两次淬火后的Ⅰ级精度碟簧应进行脱碳层深度检

查。单面全脱碳层深度，当厚度≦3mm时，不得超过厚度的5%。碟簧的硬度应在HRC=42～52范围内；

4．碟簧表面不得有毛刷、发裂、斑疤等缺陷，淬火后应清除氧化皮，盐浴痕迹及其

他污物。Ⅱ级精度碟簧表面允许有微笑的厚度公差范围以内的凹陷；

5．所以碟簧应全部进行强压处理。处理方法为：一次持续压平，持续时间不小于12

小时，短时压平，压平次数不少于5次。压平力不小于Ff=0.75h0的二倍，自由高度应稳定；

6．碟簧表面处理：（如镀锌、镀镉、磷化）的要求，根据需要在产品图样或有关文

件中注明。经电镀处理的碟簧必须进行去氢处理；

3.5 拉杆的设计与计算及相应的强度校核 3.5.1 标准钢球的选择

根据中华人民共和国国家标准GB308-2002，钢球的材料为高碳铬轴承钢，优先采用的钢球公差直径如下表3-7所示

表 3-7优先采用的钢球公称直径

球公称直径 Dw mm 相应的英制球公称直径相应的英制球公称直径相应的英制尺寸（参考） in 尺寸（参考） Dw in Mm 尺寸（参考） Dw in Mm 13

第三章机械零件的设计与计算

0.3 0.397 0.4 0.5 0.508 0.6 0.635 0.68 0.7 0.794 0.8 1 1.191 1.2 1.5 1.588 1.984 2 2.381 2.5 2.778 1/64 0.020 0.025 1/32 3/64 1/16 5/64 3/32 7/64 3 3.175 3.5 3.572 3.969 4 4.366 4.5 4.762 5 5.159 5.5 5.556 5.953 6 6.35 6.5 6.747 7 7.144 7.5 1/8 9/54 5/32 11/64 3/16 13/64 7/32 15/64 1/4 17/64 9/32 7.541 7.938 8 8.334 8.5 8.731 9 9.128 9.5 9.525 9.992 10 10.319 10.5 11 11.112 11.5 11.509 11.906 12 12.303 19/64 5/16 21/64 11/32 23/64 3/8 25/64 13/32 7/16 29/64 15/32 31/64 其技术要求为：

1．材料及热处理

钢球采用符合GB/T18254-2000，GB/T18579-2001规定的轴承钢制造，热处理质

量应符合JB/T1255的规定；

1．硬度几压碎载荷

成品钢球硬度按表 3-8的规定，其中3mm～50.8mm 。

表3-8成品钢球硬度

球公称直径Dw/mm

成品钢球硬度 14

超过 — 30 50 到 30 50 — HRC 61～66 59～64 58～64

钢球的压碎载荷值不应小于表3-9，其中3mm～50.8mm 。 1. 公差等级

钢球按制造的尺寸公差，形状公差，规值及表面粗糙度可分成 3、5、10、16、20、24、28、40、60、100、200十一个等级，精度依次由高到低。 2. 几何形状和表面质量

对每一个公差等级钢球几何形状和表面质量，规定有以下几个方面： —球直径变动差，见表3-10 —球星误差，见表3-10 —表面粗糙度，见表3-10

表3-9钢球的最小压碎载荷值

球公称直径压碎载荷/N 4 800 5 890 6 570 6 840 8 430 8 530 10150 10780 12050 13830 14050 15970 16270 球公称直径压碎载荷/N 62 720 63 700 66 510 68 600 73 500 74 480 78 400 80 810 83 300 87 200 94 080 100940 104860 球公称直径压碎载荷/N 281 260 287 140 300 700 309 680 318 500 328 200 337 940 357 700 385 740 396 900 439 040 441 000 487 060 Dw/mm 3 3.175 3.5 3.572 3.969 4 4.366 4.5 4.762 5 5.169 5.5 5.556 Dw/mm 11 11.112 11.5 11.609 11.806 12 12.303 12.5 12.7 13 13.494 14 14.288 Dw/mm 23.812 21 24.606 25 25.4 26 260194 260988 28 28.575 30 30.462 31.75 15

第三章机械零件的设计与计算

5.953 18130 15 115640 32 491 900 6 19010 15.081 118620 33 524 070 6.35 21270 15.875 123380 33.338 584 100 6.5 22340 16 131320 34 557 620 6.747 24000 16.669 142100 34.925 582 420 7 25870 17 147000 35 588 000 7.144 26950 17.462 154840 36 617 400 7.5 29690 18 164640 36.512 632 100 7.541 29980 18.206 168560 38 683 040 7.938 32830 19 182770 38.1 689 000 8 33320 19.04 183260 39.688 735 820 8.334 36170 19.894 198940 40 745 780 8.5 37630 20 201880 41.275 798 700 8.731 39690 20.5 211830 42.862 852 600 9 41940 20.638 214620 44.45 911 400 9.128 43170 21 221480 45 931 000 9.5 46840 21.431 229810 46.038 972 840 9.525 47040 22 241030 47.625 1038800 9.922 51120 22.285 246960 49.212 1116620 10 51940 22.5 252490 50 1158400 10.319 51850 23 262640 50.8 1165200 10.5 56910 23.019 263070 所以根据上述要求及结构要求预选其公称直径Dw/mm为8mm 。

表3-10形状误差和表面粗糙度

等级球直径变动量VDW 球形误差表面粗糙度Ra Max Max max G3 0.08 0.08 0.010 G5 0.13 0.13 0.014 16

G10 G16 G20 G24 G28 G40 G60 G100 G200 0.25 0.4 0.5 0.6 0.7 1 1.5 2.5 5 0.25 0.4 0.5 0.6 0.7 1 1.5 2.5 5 0.020 0.025 0.032 0.040 0.050 0.060 0.080 0.100 0.150 注：表中示值未考虑表面缺陷，因此，测量中应避开这样的缺陷。

3.5.2 拉杆的尺寸确定及校核

从价格比及性能上可选取材料为45号优质碳素结构钢，则b=600Ms=300Mpapa，

，[]=140Mpa,由整个机构的工作原理可将拉杆的结构设计如下图所示：

图3-6 拉杆结构

对拉杆轴向尺寸确定的说明：根据拉刀机构主轴的尺寸及其内部零件的装配关系可以初步拟定拉杆的轴向尺寸为L=290mm，拉杆的外径D=20mm，根据机构的工作原理知拉杆的受力分析如下：

拉刀时：拉杆受力如图3-7所示： 17

第三章机械零件的设计与计算

图3-7 松刀时受力分析

其中，F2＞F弹》F1

危险截面m-m处受力最大、最危险，但是右端BC很短，即使在受压条件下也不能轻易被弯曲，故此情况下不作为拉杆稳定性校核的依据。所以可以根据装配图的机构来确定拉杆的最终尺寸为：L=290mm 。拉刀时：拉杆受力如图3-8所示：

图3-8 拉刀时受力分析

初步设计拉杆的内径d=8mm 。校核：1）刚度校核

(Dd)422 （3-4）

将D=20mm，d=8mm代入得 A=(D2d2)/4=263.9m2

FNA (3-5)

pa将F=12000N代入得=45.5M

[]=

s

[S] (3-6)

将数据代入得[]=167Mpa 。

因为＜[]，所以强度满足要求，故初选的拉杆内径d=8mm安全可以采用。其中的[S]是最小许用安全系数，（根据《机械设计》（第四版）P15表3.2可知，表3-11），在此取[S]=1.5。

表3-11 最小许用安全系数[S]值

s／b 0.45－0.55 0.55－0.70 1.4-1.8 0.70－0.90 1.7-2.2 铸件 1.6-2.5 [S] 1.2-1.5

拉杆左边部分锥孔的设计与相应的强度校核：

根据拉刀机构的原理及其装配图的结构可以初步设计拉杆的锥孔外形尺寸和位置尺寸，如图 3-9所示：

图 3-9 拉杆锥孔尺寸

1．锥孔与钢球接触部分的挤压强度校核： p=带入数据得[ps[Sp]]=300／1.25=240M （3-7）

其中[Sp]为许用挤压安全系数。对于刚来说[Sp]=1～1.25，这里取1.25 。

p=其中F=12000／4=3000N 。

FA （3-8）

A=X1×X2 （3-9）其中X1为钢球的直径，X2为拉杆头的厚度，计算得X1=8mm,X2=5.5mm 。带入数据计算

第三章机械零件的设计与计算

得A=44mm2，将数据带入（3-8）得：p=68.1M所以锥孔部分的挤压强度满足要求。

2.锥孔与钢球接触部分的剪切强度校核：

=

FApa＜[p]。

（3-10）

其中A=X1×X3，X3由锥孔的形状及位置尺寸确定，计算得X3=7mm 。代入数据得=53.5Mpa＜[]=140Mpa

所以锥孔部分的剪切强度满足要求。

综合上面之设计可知拉杆锥孔部分设计满足要求，可以采用。

3.6 螺纹联接的设计与计算

在机器设备上，常用螺纹与螺纹联接件实现机件与机件之间的联接。螺纹联接的结构简单、形式多样、联接可靠、装拆方便、成本低廉，因此得到广泛应用。螺纹种类繁多，根据用途可分为传动螺纹和联接螺纹。传动螺纹主要用来传递运动和动力，它的牙型常采用梯形、矩形、锯齿型。螺纹联接的牙型常采用三角形，因为三角形之间摩擦力大、自锁性好、联接牢固可靠。

螺纹根据螺距的不同可分为粗牙螺纹和细牙螺纹。粗牙螺纹一般用于联接，细牙螺纹的小径较大，螺杆强度高，但螺纹牙齿细小，所以螺纹牙的强度比粗牙螺纹低，由于细牙螺纹的螺距小，螺纹深度浅，导程和升角小自锁性能好，因此它适用于薄壁零件及微调装置。

3.6.1 螺纹基本尺寸的确定

根据拉杆的外径可选择螺纹的型号及基本尺寸：如图3-10，初步拟定螺纹的长度为：L=26mm，其余径向尺寸的选择见表3-12

D-内螺纹大径；d-外螺纹大径；D2内螺纹中径；

d2-外螺纹中径；D1内螺纹小径；d1外螺纹小径； P-螺距；H-原始三角形高度图3-10 普通螺纹的基本牙型

表3-12 螺纹基本尺寸

公称直径D 20

螺距P 2.5 中径D2，d2 18.376 小径D1，d1 17.294 螺纹危险截面的强度校核： H≈0.866P=0.866×2.5=2.165mm

螺纹部分危险截面的计算直径dc=d1－H／6=17.294-2.1656=15.129=16.933mm 螺纹部分的强度条件为： 4F 2＜[] （3-11）其中的[]是许用力，

F=F拉+K△X (3-12) 其中△X根据碟形弹簧松刀时的行程计算可得：

△X=0.3mm，又F拉=12000N，代数据可计算出F=12000+4025.3×0.3=13207.6N。又将F的值代入公式（3-11）得：

4F／dc2=4×13207.6／（3.14×15.1292）=73.5M

padc

第三章机械零件的设计与计算

又螺纹的许用拉应力[]=s／[ss]=300／4=75M因为满足式（3-11），所以其强度满足要求。

其中[ss]根据螺纹尺寸及材料可选取范围4～2.5，这里取4 。

由机械设计知识可知，螺纹螺距变化差主要靠旋合各圈螺纹牙的变形来补偿。一般从传力算起的第一圈螺纹变形最大，因而受力也最大，以后各圈递减。旋合圈数越多，受力不均匀程度也越明显，到第8～10圈以后，螺纹牙几乎不受力。所以这里取旋合长度L＞10p=25mm。又由《机械设计课程设计手册》表3-2可选取旋合长度为L=26mm。在拉杆头的部分还要开环形的槽用以安装0型橡胶密封圈，根据《机械设计课程设计手册》（第二版）中表7-13可以选取代号为GB-3452.1-92D的0型橡胶密封圈的尺寸。并且可以相应的选取拉杆头部分相应的沟槽尺寸，如图3-11所示：

图3-11 密封圈及其沟槽表3-13 沟槽尺寸1

沟槽尺寸（GB3452.3-88） d2 1.8 b H D3偏差值 r1 r2 0.2～0.4 0.1～0.3 0.4～0.8 2.4 1.38 0 -0.04 2.65 3.6 2.07 0 -0.05 3.55 4.8 2.74 0 -0.06 5.3 7.1 4.19 0 0.8～1.2 22

-0.07 7.0 9.5 5.67 0 -0.09

表3-14 沟槽尺寸2

内径 D1 极限偏差截面直径d2 1.08 ± 0.08 2.65 ± 0.09 ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ 3.55 ± 0.10 ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ 19.0 20.0 21.2 22.4 23.6 25.0 25.8 26.5 28.0 30.0 ±0.22 ±0.22 ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※ ※

其中※表示取相同的值，根据上面的表格可以选取相应的数值，取d1=23.6mm，d2=3.55mm，则从表格中查取其他相应的数值。

3.6.2 螺母的选取

根据螺纹尺寸可选取螺母型号为：Ⅰ型六角螺母 GB6170—86 M20 。其基本尺寸及结构如图3-12所示：

第三章机械零件的设计与计算

图3-12 螺母外形及尺寸

表3-15 螺母基本尺寸螺纹规格D da Max dw min e Min S max c Max M M20 21.6 27.7 32.95 3c 0.8 9 3.6.3 垫片的选取

由螺纹的尺寸可选取垫片型号：小垫圈GB848—8524—140HV，其基本的尺寸及结构图如下：

图3-13 垫片外形和参数

表3-16 垫圈的基本尺寸 mm

螺纹规格d 20 d1 21 d2 34 h 3 3.7 拉杆套的设计与计算

拉杆套的材料选取45#钢。其结构与尺寸如下图所示：

图 3-14 拉杆套结构根据其机构特点取其内径、外径分别为：D外=42mm，D内=20mm，h=20mm。对拉杆套进行挤压强度的校核：

p=F／2A=13207.6／（2×20×11）=30.0Mpa＜[p]=240Mpa 经过上述校核可知拉杆套的设计满足要求，因此可以采用。而且拉杆套是上的O型密封圈沟槽的尺寸可由表3-13及3-14查取。

3.8 液压缸的设计与计算 3.8.1 液压缸的载荷组成与计算

作用在活塞杆上的外部载荷Fw包括：工作载荷Fg、因速度变化而产生的惯性力

Fa。

1）工作载荷Fg

常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向与活塞运动方向相同时为负，相反时为正。由以上设计可知

Fgmax13207.6N

第三章机械零件的设计与计算

2）惯性载荷Fa

Fa=（G／g）（△V／△t）

式中△V－速度变化量，△t－启动或制动时间，一般机械△t=0.1～0.5s，对轻载低速运动部件取小值。对重载高速部件取大值。行走机械一般取△V／△t= 0.5～1.5 。

22 活塞杆体积：V=（d外d内）L

将d外=35mm，d内=8mm，L=290mm代入上式得V=0.0011m3 活塞材料为45号钢，其密度=7.9×103Kg／m3。由上式可简化为Fa=V（△V／△t）=86.9N。其中△V／△t=1。以上载荷之和为液压缸的外载荷Fw 。 3）密封阻力Fm

除外载荷Fw外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，由

于各种缸的密封材质和密封形式不同，密封阻力难以精确计算。一般估算为Fm=（1-m）F 。

式中m—液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95 。这里取0.95 。

所以经以上分析计算可得最大负载F=7038N 。

3.8.2 液压缸主要参数的确定

由下表可初步确定液压缸的工作压力：

表3-17 负载与工作压力的关系

负载F(N) ＜5000 500010000 工作压力P(Mpa～1000020000 2．5～3 ～2000030000 3～4 ～3000050000 4～5 ～＞50000 ＜0．8～1 1．5～2 ＞5～7 )

此次设计的最大负载在5000～10000M范围，所以取其工作压力为P=2M行原件的背压力可由表3-18选取。

表3-18 执行原件背压力

pa，执

系统类型简单系统或轻载节流调速系统回油路带调速阀系统回油路设置有背亚阀系统用补油泵的闭式回路背压力M0.2～0.5 0.4～0.6 0.5～1.5 0.8～1.5 pa 根据整体机构工作原理知选用单杆活塞缸并由上表可选取P2=0.5M由下表又可初步确定活塞杆直径与缸筒内径的关系：

表3-19 活塞杆直径与缸筒内径关系

活塞杆受力情况活塞杆直径（0.3～0.5）D 受拉伸受压缩，工作压力P1（MP1≤5 （0.5～0.55）D papa。

） P1＞7 0.7D 5＜P1≤7 （0.6～0.7）D

由上表可知P1=2Mpa＜5Mpa，所以可初步确定两者关系为：活塞杆直径d=0.52D

单杆活塞缸的进、出口的布置视其安装方式而定，可以缸筒固定，也可以活塞杆固定，工作台的移动范围都是活塞（或缸筒）的有效行程的两倍。由工作原理知所选择的安装方式为缸筒固定。如下表所示：

图3-15 单杆活塞缸简图

（a）缸无杆腔进油（b）缸有杆腔进油

3.8.3 活塞及活塞杆的设计

根据拉刀机构液压缸的工作原理可以初步拟定活塞及活塞杆的尺寸，如图3-16所示: 27

第三章机械零件的设计与计算

图3-16 活塞

由于液压缸两腔的有效工作面积不等，因此它在两个方向上的输出推力和速度亦不等，在松刀时无杆腔进油，所以根据公式：

F1=(P1A1p2A2)m=

4[(P1P2)D2P2d2]m (3-13)

其中m=0.95，将数值代入上式可得：

13207.6=（/4）[（2-0.5）D20.5(0.52D)2]×95% 则可得D=65.8mm，d=0.52D=34.36mm 。

按GB2348－80将这些直径圆整成就近标准值时得D=66mm，d=35mm 。

由于活塞左部是锥面，其形状和尺寸由液压缸的工作原理及部件的装配关系可以确定。活塞上面的O型橡胶密封圈的沟槽可以由前面表3-13和3-14查取。活塞杆的长度尺寸由液压缸的工作原理及行程要求可以确定。在活塞杆的左端面上安装由O型橡胶密封圈，其尺寸可参照表3-13和3-14选取。活塞杆的右边部分的螺纹根据相应的标准选取为：M30×1.5的普通细牙螺纹和ZM13的锥螺纹。活塞杆内部的孔采用和拉杆内孔一样的尺寸，均取内孔直径为8mm 。 1．活塞杆直径的校核：

D内=8mm 根据工作要求，要留有孔供吹屑。所以活塞杆为空心杆。其尺寸为D外=35mm，

刚度校核：活塞杆材料为45钢。其b=600M 4Fpa，

(D外D内)22 （3-14）

代入数据后得：

4×13207.3／（35282）=14.19Mpa＜[]=b／1.4=428.57Mpa

说明：b为材料抗拉强度，[]为活塞材料的许用应力。 2. 活塞杆稳定性的校核：

活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力F不能超过使活塞杆保持稳定工作允许的临界负载Fk，以免发生纵向弯曲而破坏液压缸的正常工作。Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆稳定性的校核如下式进行：

F≤Fk／nk，式中nk为安全系数，一般取nk=3～4 。预取活塞杆的长度为L=39mm 。当活塞杆的细长比L／rk＞m／n

Fn2EJk=

L2 （3-15）

当活塞杆的细长比L／rk1≤m／n时，且m／n=20～120时，则 FfAk=

（3-16）

1an(Lr)2k式中，L为安装长度，其值与安装方式有关，rk为活塞杆截面最小回转半径，rk=

m为柔性系数，其值见表3-21；

n为由液压缸支承方式决定的末端系数，n=

12,

为安装及导向系数，其值见表3-20；

E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取E=2.06×1011N／m2； J为活塞杆横截面惯性矩；

A为活塞杆横截面积； f为由材料强度决定的实验值；

a为系数，具体值均见表3-20 。

表3-20 液压缸支承方式和末端系数值

第三章机械零件的设计与计算

表3-21 试验数值

设计中

rkJA4

4J=A=

(D外D内)6422

（D外D内）4将数据代入可得rk=8.95 。又m／n=85＞rk，且m／n=20～120；所以将数据代入（2-16），其中f=4.9×108N／m2，a=

15000Fk／nk=445000，m=85,n=2。得Fk=445000N，

／4=111230N＞F。其中nk取最大为4 。所以活塞杆是相当稳定的，其尺寸满足要求，可以采用。

3.8.4 缸筒的设计

根据液压缸的装配图的结构可初步拟定缸筒的尺寸和形状，如图3-17所示：

图3-17

液压缸的缸筒长度可根据最大行程确定，缸筒的长度一般不超过其内径的20倍，在此初步拟定其长度L=67mm 。液压缸的作用时间t为 t=

4VQ=

AsQ （3-18）

4式中t—液压缸的作用时间 s；V—液压缸的容积 m3；A—液压缸的作用面积 m2；活塞杆伸出时A=

D；活塞杆缩入时A=

2，参照表d；S—液压缸行程（由主机决定）

23-24可选取S=63mm，Q—进入（或流出）液压缸的流量 m 表3-24 液压缸气缸行程参数系列 mm

25① 125① 260③ 420③ 650③ 1050③ 1700③ 2600③ 40② 140② 280② 450② 700② 1100② 1800② 2800② 50① 160① 300③ 480③ 750③ 1200③ 1900③ 3000③ 63② 180② 320① 500① 800① 1250① 2000① 3200① 80① 200① 340③ 530③ 850③ 1300③ 2100③ 3400③ 90② 220② 360② 550② 900② 1400② 2200② 3600② 3s

100① 240③ 380③ 600③ 950③ 1500③ 2400③ 3800③ 110② 250① 400① 630① 1000① 1600① 2500① 4000① 注：液压缸气压缸行程参数的优先选用次序为①、②、③

第三章机械零件的设计与计算

其中液压缸的动作时间t也可在附录2的液压缸作用时间计算图上查出。

图解法：由给定的D（AL），s值，在AL、s轴上查出相应点并连接，该线交于V轴上一点，将此点与Q轴上给定Q值的对应点连接，延长并与t轴相交，该交点的指示值即为所求的液压缸的动作时间t 。

在此取t=4.8s，则平均速度V平均=s／t=0.063／4.8=0.13m／s

又速度比v=2／21=1／[（d／D）],代入数据得2／1=1.45，按标准取1.46 所以得1=0.11m／s，2=0.16m／s

故液压缸油口直径根据活塞运动最高速度v和油口最高液流速度v0而定。

d00.13D （3-19）

式中 d00－液压缸油口直径 m，D－液压缸直径 m，v－液压缸最大输出速度m／s v0－油口液流速度m／s，v0可由下表查取表3-25 允许流速推荐值

油液流经管道推荐流速m／s 液压泵吸油管道 0.5～1.5一般取1m／s 液压系统压油管道 3～6压力高、管道短、粘度小取大值液压系统回油管道 1.5～2.6 由上表可选取v0=1m／s，将值代入得d0≈6mm 。

液压缸缸筒壁厚的校核：

其中液压缸的外径可由表3-26中选取。

表3-26 工程机械用液压缸外径系列

液压缸外径mm 缸径mm P≤16Mpa 20 25 31.5 40 50 50 50 54 50 60 60 60 63.5 66 76 82 83 93 80 95 95 102 102 90 108 108 114 114

100 110 125 140 160 180 200

121 133 146 168 194 219 245 121 133 146 168 194 219 245 121 133 152 168 194 219 245 127 140 152 168 194 219 245 由上表及缸筒内径D=66mm，知缸筒外径为82mm，即缸筒厚度=16mm。

则D／=66／16=4.125＜10，厚壁按下式进行校核

[]1.3P工作压力P=2.6Mpa，[]缸体材料的许用压力。选缸筒材料为45钢，故[]=b／

2≥

D([]0.4P1) （3-20）

n=600／5=120Mpa。b为材料抗拉强度；n为安全系数，一般取n=5，将上述数据代入

式（3-16）得=0.16＜1.42 。所以满足要求。

3.8.5 缸盖的设计

缸盖受油压时，最大应力发生在边缘上，缸盖的厚度计算公式为：

h=0.43DP/[] （3-21）

h－缸盖厚度 mm；D－缸体内径 mm；P－供油压力M铸钢取[]=40Mpapa；[]－许用应力Mpapa

，锻钢取[]=30Mpa。在此取[]=30M。

将数据代入公式计算可得h=8.55mm≈9mm，又根据液压缸的装配图结构综合考虑，最后确定缸盖的厚度为h=22mm。其余尺寸可根据装配关系初步拟定，并经过验证而最终确定。缸盖的形状及尺寸如图所示：

第三章机械零件的设计与计算

图3-18

缸体与缸盖采用螺钉联接。液压缸盖固定螺栓直径按下式计算

ds5.2kFZ[] （3-22）

式中，液压负载F=7.38N；固定螺钉个数Z=3；螺纹拧紧系数k≈1.12～1.5，取k=1.5；[]=s／（1.2～1.5），取[]=s／1.2 。因选用材料为45钢，所以材料屈服极限

s=300M。

代入式公式得ds=6.98mm，取ds=8mm。

pa螺纹处的拉应力为：kF （3-23）

螺纹处的切应力为：4K1KFd31dz2100.2dZ （3-24）

K1－螺纹摩擦系数，一般取K1=0.12,d0－螺纹外径,d1－螺纹内径,n－合成应力

根据前面公式将数据代入得=166Mn=2pa，=83.3Mpa。

pa32≈1.3=215Mpa,[]=s／1.2=250M，因n＜[]，所以满足条

件。

第四章液压系统的设计

4.1 液压系统设计概述

液压系统有液压传动系统和液压控制系统之分，一般所说的液压系统设计则是指液压传动系统的设计。任何液压系统的设计，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，除了应满足主机在动作和性能方面规定的种种要求外，还必须符合重量轻、体积小、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维护方便等一些公认的普遍设计原则。液压系统设计的一般步骤如下：

1. 确定液压执行元件的形式。 2. 分析系统工况。 3. 拟定液压系统草图。 4. 选择液压元件。 5. 验算液压系统性能。机床液压传动的特点：

1. 以油液为传动介质

2. 必须在密封的容器中进行传动，因为油液没有固定的形状。 3. 油液只能受压力，而不能受其他应力。 4. 机床的液压传动是以静压传动原理工作的。机床液压系统的组成部分：

1. 动力部分－液压泵。

2. 执行机构－液压缸（液压马达）。

3. 控制调节装置－换向阀、节流阀、溢流阀等。 4. 辅助装置－油箱、滤油器、压力表、油管等。

4.2 液压传动的特点

液压传动属于流体传动的分支，它以液压油为工作介质，进行能量的传递和控制的传动技术，相对与机械传动、电气传动等传动技术，液压传动是新兴的工程技术。由于它们具有许多机械传动所不具有的优点。所以其发展速度较快，应用范围也越来越广，目前也广泛应用于工程技术中的各个领域。

1. 在产生同样功率的情况下，液压传动结构紧凑、重量轻、惯性小。 2. 液压传动运动平稳，便于

实现平稳而频繁的换向，并能防止机床的过载现象

3. 液压传动能以较简单的结构，在较大的范围内实现无极变速。

第四章液压系统的设计

4. 液压传动在使用过程中比较安全，液压原件磨损小，寿命长，并且便于实现机床的自动化。

5. 液压原件易于实现标准化、通用化、互换型强。有利就有弊，机床的液压传动也存在如下缺点：

1. 液压传动不能保证精确的传动比。

2. 由于油液的粘度随着温度高低而变化，因此，液压传动系统的性能受温度变化的

影响较大，故液压系统一般不宜于温度变化很大或很高及很低条件下工作。 3. 液压元件的制造、装配、调整及维修等需要较高的水平。

4.3 液压传动原理

本次设计涉及的液压系统较为简单，因为在数控机床上机床的自动操作全由数字控制机来控制，不需要特别的液压回路来实现自动控制，因此，液压系统主要是提供一个液压动力源而已。图4-1是用标准符号来表示的此次设计液压系统。图4-2是自动清屑装置的气压传动系统图。

图4-1 液压系统图

1－油箱 2－粗滤油器 3－液压泵 4－精滤油器 5－单向阀 6－节流阀 7－三位四通电磁换向阀 8－单杆活塞液压缸 9－溢流阀

工作原理：换刀之后将刀柄通过拉杆作用而固定，油箱1中的油液从粗滤油器2吸入液压泵3，压力油从液压泵3再经精滤油器4、单向阀5、节流阀6输送到机床的液压

系统中去。压力油经过换向阀的左端进入液压缸8的左端，使活塞向右移动，则通过其碟簧作用的变化又可拉紧拉杆从而把刀柄固定。油缸右腔的油液通过换向阀7，再经节流阀流回油箱1。转动节流阀6的阀芯，可改变回油速度的快慢，从而可调节活塞杆运动的速度。从液压泵3输出的压力油也接通到溢流阀9，溢流阀的作用是保持机床液压系统中的压力稳定和把多余的油液排回油箱1。

当换向阀7的手柄搬到右边，则从油泵输出的压力油经换向阀7而进入油缸8的右腔，并推动活塞向左移动，这就实现了松刀过程。当换向阀的手柄处于中间位置时，换向阀的进油口和回油口都被截断，活塞将停止运动。

图4-2 自动清屑装置气压传动系统

4.4液压元件的选择

4.4.1 确定液压泵的最大工作压力p

p 确定液压泵的最大工作压力p，取p≥P1 +△P

pp式中：P1－液压缸最大工作压力，取2.6Mpa。

△P－从液压泵出口到液压缸入口之间总的管路损失，△P的准确计算需要在元

第四章液压系统的设计

件选定之后并绘处管路图时才能进行。初算时，可按经验数据选取：管路简单，流速不大的，取△P=（0.2～0.5）MMpapa；管路简单，有进口调速阀的，取△P=（0.5～1.5）

，所以取pp=3.0Mpa

p4.4.2 确定液压泵的流量Q

液压泵的输出流量Qp≥K（Qmax） m3／s

式中K－系统液流系数，一般取K=1.1～1.3，在此取K=1.3。

Qmax－同时动作的液压杆或液压马达的最大总流量，可以在（Q-t）图上查得，（见

附录2）。对于在工作过程中用节流调速的系统，还必须加上溢流阀的最小溢流量，一般取0.5×104m3／s，又由单杆活塞式液压缸和柱塞式液压缸活塞外伸时的速度V1 =Q1／A1可得Q1=0.0049m3／s，Q2=0.0015m3／s，所以Qp≥K（Qmax）=1.3（49+0.5）×104=6.4×104m3／s

4.4.3 选择液压泵的规格

根据前面求得的Q和p值，按系统中拟定的液压泵的形式，从《机械设计手册》

pp（5）第6章可选择相应的液压泵，为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25～60%，所以选取型号为YB1-6的双片泵。其参数如下表4-1：表4-1 YB1-6的技术规格

型号排量 m1／r 额定压力 Mpa转数 r／min 1450 驱动功率 Kw 重量kg 生产厂 YB1-6 6 6.3 1.5 5.3 阜新液压件长从上表的驱动功率可选取电动机的型号，选择Y100L-4，其额定功率为2.2kw

4.4.4 液压阀的选择

1）阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流速，选择有定型产品

的阀件；溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时应考虑最小稳定流量是否满足执行机构最低稳定速度的要求；控制阀的流量一般要所选的比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20%以内的短时间过流量。

2）阀的形式，按安装和操作方式选择。方案如表3-2。

表4-2 元件的型号和规格

元件名称型号最大压力范围M三位四通电磁换向阀单向阀溢流阀 DF-E400B YF3-E400B 21～35 7～21 30～1200 100～1200 10～80 20～80 pa额定流量 L／min 180～1000 公称通径mm 生产厂 34WEH-C400-B 28～35 16、25、32 北京液压件厂榆次系列榆次液压件厂节流阀 LDF-E400B ～14 75～1250 10～80 榆次系列

4.4.5 油箱容量的确定

油箱的有效容积（油面高度为油箱高度80%时的容积）应根据液压系统发热、散热

平衡的原则来计算，这项计算在系统负载较大、长期连续工作时是必不可少的，但对于一般情况来说，油箱的有效面积可以按液压泵的额定流量Qp估计出来，估算式为V=Qp，其中为与系统压力有关的经验识字：低压系统=2～4，中亚系统=5～7，高压系统=10～12。在此取=3。将Qp=384L／min代入估算式得V=1152L。

4.5 液压系统的性能验算

液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况所设计的系统进行各项性能分析。

4.5.1 回路压力损失验算

由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅阀类元件对压力损失所造成的影响可以看出，供调定系统中某些压力值参考，这里估算从略。

4.5.2 油液温升验算

拉刀时液压缸的有效功率为

P0=p2q2=F2v2=输出功率为Pi=1.5kw

由此得液压系统的发热量为Hi=Pi-P0=1.5-0.021=1.45kw 按下式求出油液温升近似值

80000.1610603=0.021kw

第四章液压系统的设计

△T=

Hi3由于数控机床的机械允许油温为：正常工作温度30～50℃，最高允许温度55～70℃，所以温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。 V2×10=

31.481033=13.5℃

11522

第五章

电气自动控制设计

5.1 概述

根据生产流程，对控制对象按一定顺序进行控制叫程序控制。程序控制是生产自动化中广泛采用的一种方法，它包括行程程序控制、时间程序控制和数字程序控制，气动程序控制中，应用最广泛的是行程程序控制，根据该设计的工作原理因此采用行程程序控制，其简图如下：

其一般模式如5.1。

图5.1 行程程序控制方框图

发出气动信号，经逻辑控制回路运算后，发出第一个执行信号，控制主控阀换向，推动第一个执行元件动作。动作完成后，在行程终端触发第一个行程发信器，发出新的信号，控制第二个主控阀换向，推动第二个执行元件动作，„„一次循环，直至启动阀断开为止，显然，只有前一个动作完成后才能进行后一步动作，这种控制方法具有连锁作用，能使执行元件按预定的程序动作，因此安全可靠。

本设计中的执行元件为液压缸，行程发信器为行程开关，逻辑回路接收由行程末端行程发信器发来的信号经过与、非或记忆等逻辑运算，输出执行信号。

5.2 PLC的编程 5.2.1 PLC的概述

可编程控制器是在继电器控制和计算机控制基础上发展而来的新型工业自动控制装置。PLC实际上是一种工业控制微机，因而它的硬件结构与一般微机控制系统相似，其主体由微处理器（CPU）、存储器、输入模块、输出模块、电源及编程器等组件构成。图5-2是PLC的系统构成框图。

第五章电气自动控制设计

PLC是通过一种周期工作方式来完成控制的，每个周期包括输入采样、程序执行、输出刷新。

图5-2 PLC的系统构成

PLC的特点：

1.通用性强

2.硬件设计和接线简单 3.可靠性高，抗干扰能力强 4.体积小、功耗小、性能价格比高

5.2.2 PLC的编程

PLC的程序表达方式采用继电器梯形图，这种表达方式与传统的继电器电路图非常相似；直观、形象，对于那些熟悉继电器控制的人来说，最易于被接受。

梯形图按自上而下、从左到右的顺序排列。每一个继电器线圈为一个逻辑行，即一层阶梯。梯形图是形象化的编程手段，其左右母线不接任何电源，因而梯形图中没有真实的物流电感，而只有“概念”电流。“概念”电流只能从左到右流动，层次的改变只能先上后下。

PLC的指令一般都要针对一个元器件而言，每个器件有器件名称的编号。生产成家不同，元件类型有所不同，但主要元件的功能是一致的。该设计采用的是日本三菱公司的小型PLC，F-40M。

本设计中输入继电器、输出继电器、辅助继电器、定时器的编号如下： SQ1：X400

SQ2：X401 KA： M100 KT1：T450 KT2：T451 YA1：Y430 YA2：Y431 YA3：Y432

根据上述编号及PLC控制梯形图如图5-3所示：

图5-3 PLC控制梯形图

上图的指令编程如下：

LD1 X400 AND M100 OUT Y430 AND T450 LD X400 OUT Y431 ANI T451 LD X401 OUT M100 OUT Y432 OUT T450 OUT T451 LDI X401 END

5.2.3 PLC接线图

第五章电气自动控制设计

控制接线图： 5-4 端子接线图

第六章结论

图5-4为本机构的PLC

四川理工学院毕业设计（论文）

毕业设计过程是大学四年来对所学专业知识的巩固过程，在这次毕业设计过程中，使自己巩固了机械方面的一些知识。通过在实地观察机器的运转，在某些模糊的认识上得到了很强的理解，有种豁然开朗的感觉，原来在大学期间觉得很抽象的机械制图一下就觉得在思维上有了很强的跳跃感觉，通过对比图和立体实物，突然就觉得简单了不少，使自己对照图纸的“空想”立体思维得到了非常大的提高。并经过在图书馆查阅大量的专业书籍、上网搜索等，首先了解了数控机床拉刀机构的结构和工作原理，在此基础上对50#拉刀机构的整体结构及其工作原理进行分析，通过反复的思考和老师的指导，清楚了这次设计主要分为三部分：机械、液压、电气部分的设计。其中，机械部分的设计就是对拉刀机构中零件的设计及其相应的校核；液压部分的设计就是液压传动系统的设计及其液压元件的选型；而电气部分的设计就是PLC控制的设计。

这次毕业设计的核心就是机械零件部分的设计。根据拉刀机构的原理及总体结构装配图，首先必须了解机构中各个部门零件的结构及功能，然后再根据给定的设计条件来进行零件尺寸和形状的具体设计。机械零件的设计中用到的知识包括《材料力学》、《机械设计》、《机械原理》、《理论力学》等等，设计过程中对各个零件尺寸进行设计并对其进行强度或刚度的校核，这是相当繁琐和复杂的，它和大学期间学某一门课代用现成的公式和数据有很大的区别，必须自己动手，动脑，频繁查阅资料，验证核算，必须把相关知识点一个一个的串起来，一步一步计算下去。

其次就是液压系统和电气控制系统的设计。液压系统的设计运动用到《液压传动》、《材料力学》、《理论力学》、《机械设计》等等。液压系统中液压缸部分的设计是最主要的。而电气控制设计主要是对《机床电气自动控制》的复习，设计过程中复习知识的同时，查阅可编程控制器类书籍对PLC进行选型，画出梯形图并编写程序。

在上述的设计完成后就是装配图及零件图的绘制，在刚开始的时候有种无从下手的感觉，在绘制过程中也遇到了许多的问题，但困难是用来克服的，我最终还是完成了全部的绘制，并且使自己熟悉了CAD软件和CAXA软件的使用，与设计之前相比较，自己在绘图方面能力的提高是显而易见的。

经过这次毕业设计，将理论与实践结合，在加深和巩固大学四年来所学知识的同时我明白和学到了更多的东西，在心理和认识上有了更多的收获。我不但对单个设计有了系统的理解，而且从无数次的失败中吸取了宝贵的经验教训，随着时间的推移，自己的意志也得到了磨练，恐惧心理也逐渐地消失。我时刻提醒自己，唯有不断努力，才能与时俱进。总之，这次设计的意义，对我来说已不再是完成学分、完成毕业的任务，而是在人生的历程里迈出了坚实的一步。为以后的工作、学习和生活打下基础。这次毕业设

第六章结论

参考文献

计让我受益匪浅。

四川理工学院毕业设计（论文）

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致谢

经过半年的忙碌，转眼间这次毕业设计就要结束了，这也就意味着大学生活即将结束。作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起的同学们的支持和帮助，想要完成这个设计是难以想象的。在大学这四年多的时间里，我学到了许多东西，不仅有文化知识方面的，更学到了很多做人的道理，对我来说终身受益。

首先，这次毕业设计的顺利完成要感谢导师王汗胜老师的殷切指导，在毕业设计过程中王老师一丝不苟的指导和无微不至的帮助，让我顺利完成毕业设计的同时，他严谨的治学精神和求实创新的工作作风影响着我，让我在今后的人生路上受益无穷，在此，谨向王老师致以诚挚的敬意和衷心的感谢！

然后，要感谢四年来机电系的老师们的关心与教导，他们不但给予我学习和生活上的帮助，而且在学到专业知识的同时，更学到许多做人的道理。在此向他（她）们表示由衷的祝愿，祝他们天天开心，身体健康！

另外，感谢大学四年来陪我一起风雨同舟的同学们，我们在一起是那么的开心，生活过的是那么顺畅，正是有了你们的支持与鼓励，才顺利完成了这次毕业设计。谢谢你们带给我美好的回忆，希望你们在人生路上一路走好！

当然，还要感谢我的室友们，大家从不同的地方不约而同的来到同一个城市，同一所学校，甚至同一间宿舍，愿我们的友谊长存，正是有了你们，让我的大学生活过得愉快而不孤独。

最后，也要感谢我敬爱的父母，是他们辛勤的劳作和默默的巨大支持让我顺利完成了漫长的学业，感谢他们为我所做的一切，感谢他们对我的理解和支持。

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