专用拉床机械装置与液压系统结构设计.docx

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专用拉床机械装置与液压系统结构设计

专用拉床机械装置与液压系统结构设计

1.前言

1.1选题背景及意义

随着互联网的普及和市场经济的发展，人们对产品的需求日益苛刻，不仅要求加工精度高，而且从设计到拿到成品要求时间越来越短，生产企业能够赚取的利润也越来越小了，同行间竞争激烈。

所以谁以成本低，制造精度高和制造周期短，谁就是赢家，因此企业都想尽一切办法改良自己的机床。

机床是指制造机器的机器，亦称工作母机或工具机，其中拉床是以工件不动刀具作直线切削运动的机床。

1898年，美国制造了第一台机械传动卧式内拉床,发展至今拉床已经实现液压传动、FANUC系统数控。

虽然我国在机床产值领域世界第一，但在技术方面远不及工业发达国家，现“低端混战，高端失守”的局面，究其根底就是需求企业对现代化的应用不重视，不立足长远目标，得利且利。

伴随“十二五”国家重点经济建设，机床领域迎来一个“黄金期”，机床企业百家争鸣，同时机床的技术也日星月异，利用新兴技术机床取代传统机床，这使国内机床技术得到大力发展，技术上将追上世界主流，在经济上创造可观的GDP。

1.2课题的发展历史及研究现状

拉床，是一种用来加工孔眼、键槽、外表面的金属切削机床，加工时工件一般不动而是拉刀在做直线切削运动。

拉床分为卧式和立式，广泛应用于工件圆孔、键槽、成型孔、花键以及平面、成型表面和齿轮等加工，适合成批量大批量生产。

虽然拉刀昂贵，但是其加工尺寸精度高、生产效率高、加工简便，特别是加工花键这种要求同轴度特别高的工件时，拉床优于其他机床。

1898年，美国的J.N.拉普安特制造了第一台机械传动卧式内拉床，20世纪30年代，德国首先制成双缸立式内拉床，至50年代初出现了连续拉床。

发展至今，鉴于FANUC系统在加工机床上的应用普及，出现了数控拉床，真正达到了：

快速设计—快速反应—快速制造—快速发货。

目前世界各国正在掀起工业现代化的浪潮，机床技术日星月异。

我国在机床领域尚且不足，使用的很多都是老式机床，在加工制造上暂时落后，暂不能对某些高工艺的零件进行加工。

所以很多零件都依赖进口，至今没有一台独立制造的先进航空发动机，令人堪忧

液压传动是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，液压系统以简单可靠、体积与重量小、推力大等优点在现代轻重设备中取代了传统的机械式，其原理是：

在密闭的容器内，利用有压力的液体作为工作介质来实现能量转换和传递动力，以实现机械能转换为压力能，再变为另一种机械能从而达到工作目的。

1795年英国约瑟夫•布拉曼（JosephBraman,1749-1814）制造了第一台水压机。

1905年将介质改为油以后性能得到改善，逐渐在工业中崭头露角，于第一次世界大战（1914-1918）后液压传动得到广泛应用，第二次世界大战（1941-1945）期间,有30%美国机床应用了液压传动，值得一提的是日本液压传动发展比欧美等国家晚了20年，但在20世纪末发展速度最快，现已处世界领先地位。

国内液压传动20世纪后半叶逐渐发展起来的，现也处于较先进地位，但离世界领先水平尚有一段距离。

研究液压传动及其应用，有利于液压传动这门学科得到推广应用，也使得其蓬勃发展，争夺世界领先地位。

液压传动易于控制，装置简单，要控制液压缸伸缩只需一个换向阀辅以其他器件就能实现，不用复杂的机械结构，节省了人力物力，所以现在的拉床设计都是以液压系统为动力基础，几乎看不到机械式的。

PLC（可编程逻辑控制器：

ProgrammableLogicController），它采用一类可编程的存储器，用于其内部存储程序，执行逻辑运算、顺序控制、定时、计数与算术操作等面向用户的指令，并通过数字或模拟式输入/输出控制各种类型的机械或生产过程，其实质是一种专用于工业控制的计算机，其硬件结构基本上与微型计算机相同。

1968年美国通用汽车公司提出研究新的技术取代传统继电器，由美国数字设备公司于1969年研制出第一台PLC，后4年中日本与德国西门子相继研制出自己的PLC，我国是1974年研制成功的。

20世纪80年代初，可编程逻辑控制器在先进工业国家中已获得广泛应用，已步入成熟阶段，至20世纪末，可编程逻辑控制器逐渐进入过程控制领域，在某些应用上取代了在过程控制领域处于统治地位的DCS（DistributedControlSystem）系统，成为现代过程控制的领军。

随着世界经济市场发展的需求，与人工成本的增长，将PLC应用于机床不仅能极大的提高生产效率，更能节省人力物力、创造可观的经济收益，同时，具有稳定可靠且使用寿命长的特性，这是传统机床的人工控制比不了的。

在我大学中所学的控制类器件中，PLC能实现直接控制，不同于单片机需要辅助电路，我们都知道电器里面的电路板元件坏了维修非常麻烦，非专业人士望尘莫及。

PLC坏了直接更换即可，插线对号入座，所以维修简便，工作可靠，经济性好。

1.3选题目的

此次设计是我们大学生活的尾声，也是考验我们大学所学知识的时候，我们全力以赴完成学校交给我们的课题。

希望通过此次设计，能大大提高我们的实践经验，为我们步入社会打下良好基础。

同时也希望通过此次设计，达到以下目的：

（1）提高机械设计的经验。

（2）了解现在液压行业的先进程度和应用水平。

（3）锻炼自己的毅力。

（4）将自己的所学应用在实践中，检验自己的能力。

（5）增加专业知识。

（6）顺利完成毕业设计，拿到学位证，成为一名合格的毕业生。

2.明确设计要求

2.1课题的工艺性分析

2.1.1明确所加工零件的尺寸

根据任务书中加工齿轮花键槽宽10mm,其中D为大径，d为小径，B为键宽查询GB/T1144-2001，如图中

图2.1花键系列

查出：

B=10mm的花键键数为8键，有两种系列两种规格：

任务书中未指定齿轮花键的规格，应当选取最大规格8×56×65×10，以便向下能通用。

则：

键数N=8键宽B=10mm大径D=65mm小径d=56mm。

2.1.2计算相关的拉削力

根据拉床工作特点可知，最大切削力出现在粗切阶段，因为粗切阶段齿升量大，产生的拉削力就大，虽然精切阶段同时工作的刀齿较多，但齿升量很小，不会产生很大的切削力。

固以粗切部分切削力为基准拉削力计算。

根据《金属切削刀具课程设计指导书》75页（下同）表4.21中计算公式

式（2-1）

式中Fz'----为切削刃单位长度上的切削力（N/mm）；

∑aw----为总切削宽度，∑aw=zB（z为花键键数、B为键宽尺寸）；

Zemax---为最大同时工作齿数；

K0------为切削状态修正系数；

K1------为刀齿磨损状态修正系数；

K2------为切削液状况修正系数；

K3------为刀齿前脚状况修正系数；

根据任务书中齿轮材料为45号钢（中碳钢）由表4.4：

矩形花键拉刀齿升量0.05~0.08mm，取0.07mm；同时工作齿数5~8，取Zemax=4，；由表4.23查得加工中碳钢齿升量为0.07mm时的单位长度切削力F=213（N/mm）；由表4.22取K0=1，K1=1.15，K2=1.13，K3=1.13，K4=1.20。

由上述公式算得：

Fmax=213×8×10×4×1×1.15×1.13×1.13×1.20KN

=120.106KN

2.1.3选择拉刀

图2-2拉刀样图

本次设计假想刀具为哈尔滨第一工具制造有限公的JB/T3253－1983标准拉刀系列，其图如上，拉床本身尺寸也按照其刀具接受范围内设计。

2.2拉床综合概述

2.2.1明确拉床的工况

拉床是工件不动，液压缸推动刀架，刀架带着拉刀做直线切削运动的机床,卧式拉床工作流程大致为：

图2-3拉床工况图

当然，本次设计的是立式拉床，快进无意义且增加制造成本，故取消传统拉床中的快进阶段，直接工进。

2.2.2拉床整体结构的初步构想

1、若占地面积小该为立式下拉床。

2、众所周知液压缸压力越高制造越困难，所以尽可能降低工作压力，选用双缸同步比较适合。

3、若要使劳动强度降低，还要有辅助卸刀和上刀装置，故采用一个小缸配合夹紧油缸实现。

液压缸伸出为工进，缩回为快退，正好与卧式拉床的液压缸工作方式相反，具体图示如下：

图2-4拉床整体主、侧视图

其中1处为工作液压缸，即同步缸1和缸2；2处为拉床床身；3处为导柱，引导刀架4工作；5为夹紧油缸；6为单杆双作用油缸，7处为顶板；8处为工作台。

3.液压缸的主要参数计算

3.1概述

作为液压系统的执行元件，液压缸能将液体流动的能量转化为机械能，输入是液体的流量和压力，输出的是直线速速和力，液压缸的结构简单，工作可靠性高，被广泛地应用于工厂生产、日常设备及运输设备中，由于液压缸使用场合与条件的各所不同，为了满足不同类型机械的各种需求，液压缸具有多种不同的类型，除了能从现有标准产品系列选型外，基本上需要根据具体使用场合来自行进行设计，比如此次设计的插销油缸、装卸刀油缸、夹紧油缸能从市场选购得到合适的产品，推动拉刀的油缸则不能选购，需自行设计。

液压缸的设计是整个液压系统设计的一部分，通常需要对整个液压系统进行工况分析后才能进行。

设计内容为确定各组成部分（缸盖和缸筒、活塞杆和活塞、活塞杆导向套和排气装置、密封装置、缓冲装置等等）的结构形式、尺寸、材料及相关技术要求等，并在所绘制的液压缸装配图和非标准零件图中反映这些内容。

但是，在现有液压缸的设计中某些基本公式还不够合理，只能用来作初步的计算，实际应用中还得根据使用情况适量调整数据。

通常要采用保守的计算方法，选取较大的安全系数，以弥补计算中的某些不足，就是宁可取其大，不可取其小。

相信今后通过科学家丰富的实验数据，不断完善其设计制造及其应用，向着重量轻、载荷大、制造简单的方向发展。

目前液压缸可广泛的分为通用型结构和专用型结构，通用型结构液压缸可分为三种典型结构形式：

（1）拉杆型液压缸。

（2）焊接型液压缸（3）法兰型液压缸。

拉杆型牢固，结构紧凑，适用于工作空间有限的地方；焊接型经济，结构稳定；法兰型安装方便，应用广。

因此我们在设计时应当考虑以上要素，从实际出发，结合国内外设计经验。

3.1.1已知参数

通过前面2.12计算出的拉削力Fmax=120.106KN，因为是双缸同步，所以每个缸的受力是120.106/2=60.053KN，加工键槽宽度B=10mm,材料为45号钢，拉刀行程速度为10m/min。

取速度比为1;2，则液压缸快退的速度为20m/min.

3.1.2液压缸的工况分析

根据拉床初步想象图和任务书中拉刀行程速度10m/min,可知速度变换无需频繁，也无需装好工件后以快进的方式达到工进工位，所以只有工进，快退两个阶段，启动和制动阶段肯定很短，暂时不考虑。

（a）液压缸工作循环图

（b）液压缸位移循环图

（c）液压缸速度循环图

图3-1液压缸的工作循环图、位移循环图和速度循环图

3.2液压缸的负载分析与计算

3.2.1负载分析

液压缸的负载外负载包括惯性负载、摩擦负载（垂直安装的液压缸可忽略不计）和惯性负载三个类别。

其中工作负载主要来源于拉削力；摩擦负载来源于液压缸所驱动的工作机构产生的摩擦力；惯性负载主要来源于速度变化而产生的负载。

设运动机构自重m=190kg，（包括活塞杆、拉刀架、拉刀、拉刀卡头等）,另外液压缸密封装置的摩擦是不定的，难以计算，故归入机械机械效率η中，η=0.90~0.95，由于现在的机加工精确度高，所以机械效率η=0.93。

①工作负载Fe已知拉削力F=120.106KN，考虑运动机构自重G。

②机械摩擦负载Ff液压缸垂直安装忽略不计。

③惯性负载Fi惯性负载是机构加速减速过程中产生的惯性力，其平均值可按下式中公式计算

（N）式（3-1）

式中g------重力加速度，

，g=9.81

；

-----速度变化量,m/s；

------启动或制动时间，s；一般机械

=0.1~0.5s，轻载低速运动部件取最小，重载高速部件取最大值，这里取0.2S;

G------部件自重，N，G=mg;

其中

=190kg

，a为加速度；

计算下拉

计算退刀

计算运动机构自重

G=mg=190×9.81N=1864N

上述三种负载的和就为液压缸的外负载F。

本次拉床的液压缸在工作过程中分为两种情况，工进和快退，都要经过启动、工进、制动、快退四个阶段，其中恒速为工进或快退，分别有自己的负载。

设下拉为正，各阶段的计算公式如下（Ff已忽略）

启动阶段F=±Fe∓G±Fi（N）式（3-2）

恒速阶段F=±Fe∓G）（N）式（3-3）

制动阶段F=±Fe∓G）∓Fi（N）式（3-4）

由于只有工进阶段才有工作负载Fe，故下列计算可适当去掉，但要考虑机械效率η。

3.2.2负载计算

工进的负载分析与计算：

（1）启动阶段F=（-G+Fi）×η=-1864+185.53×0.93N=-1678.7N

（2）工进阶段F=（Fe-G）/η=（120.106-1.864）/0.93KN=127.14KN

（3）制动阶段F=（-G-Fi）×η=（-1864-185.53）×0.93N=-1906.06N

退刀的负载分析与计算：

（1）启动阶段F=（G-Fi）/η=（1864-185.53）/0.93N=1678.48N

（2）快退阶段F=（G+Fi）/η=（1864+316.7）/0.93N=2344.84N

（3）制动阶段F=（G-Fi）×η=1864-316.7）×0.93N=1438.99N

因此由上述计算可看出液压缸的最大负载在工进阶段，而且下拉启动阶段和制动阶段还会出现负压！

因此液压缸会产生前冲和缸内空穴，损坏液压缸。

为有效防止这种现象发生，只能在回油路上装背压阀解决，采用溢流阀背压阀。

查阅书籍《液压与气压传动》184页表9-1，选取背压力0.6MPa.

3.3液压缸的设计与计算

根据《液压传动设计指南》17页表2-3拉床的设计压力8~10MPa取Ps=9MPa；背压力Ps’=MPa；液压缸效率η同样取0.93；拉削力Fmax=120.106KN。

由于液压缸垂直于地面，摩擦负载Ff据经验按拉削力的5%~10%取5%，即Ff=120.106×5%=6.0053KN。

故总负载F为120.106KN+6.0053KN=126.1113KN。

设置无杆腔为工作腔。

3.3.1液压缸内径的计算

根据上述数据，查《液压系统经典设计实例》11页公式可计算无杆腔活塞面积A，即：

（㎡）式（3-5）

（㎡）式（3-6）

式中F------液压缸的工作压力；

Η-----液压缸机械效率，通常为0.85~0.99；

D------活塞直径。

由式计算得

由于是双缸同步，A只取一半计算，A/2=0.007535㎡

再由式2变换得

根据GB/T2348-1993进行整圆得D=100mm。

3.3.2液压缸壁厚的计算

因为工作压力9MPa属于低压系统，所以壁厚δ按薄壁缸计算，根据《液压传动设计指南》122页公式

（m）式（3-7）

（MPa）式（3-8）

式中Py-----试验压力，MPa，工作压力P≤16MPa时，Py=1.5P；工作

压力≥16MPa时，Py=1.25P；

D------液压缸内径，m；

[σ]-----缸体材料的许用应力，MPa；

------缸体材料的抗拉强度，MPa；

n------安全系数，n=3.5~5，一般取5；

对于锻钢[σ]=100~120MPa;铸钢[σ]=100~110MPa;钢管[σ]=100~110MPa；铸铁[σ]=60MPa。

缸筒材料取45号钢的高精度冷拔无缝钢管，参考厂家为成都油缸厂，则[σ]取110MPa，查询《材料力学》中GB/T699-1999的45钢抗拉强度不低于为600MPa。

则

，所以110MPa绰绰有余；

计算Py=1.5×9MPa=13.5MPa；

就可计算

因设计只是纸上谈兵，在实际应用中要考虑液压缸因长度带来的刚性问题和制图问题，只能根据长度按一定比例增厚液压缸缸壁，以达到实际使用要求，这是目前液压缸设计公式的缺陷。

根据拉床初步设想，拉刀长度会在1300mm左右，加上需要装刀卸刀装料的移动空间，液压缸长度不太会低于1500mm，故6.14mm的厚度不满足缸筒的刚度要求，参考以往小缸设计经验，缸壁增厚至11mm较合理。

3.3.3液压缸外径的计算

D1=D+2δ（mm）式（3-9）

式中D1------液压缸外径,mm;

D------液压缸内径,mm;

δ-----液压缸壁厚,mm;

D1=100mm+2×11mm=122mm，由于厂家生产可能会产生偏差，请以实际为准。

3.3.4液压缸行程S的确定

液压缸的行程S主要是靠工作机构实际运动的距离来确定，因为拉床加工工件有自定位作用，不需要考虑稳定性。

根据拉刀长度1300，通常花盘厚度加上工件厚度、床壁厚度不会超过200mm，且为了加工简便和降低成本，尽量按照液压缸标准行程系列，所以按照GB/T2349-1980上第二系列选取S=1400mm。

3.3.5液压缸油口尺寸的确定

液压缸的油口包括油口孔和连接螺纹，布置在缸筒上面密封难解决，而且拆装维护不便，故将油口布置在缸底端盖上与活塞杆同轴心，这样就能在侧面制作缓冲。

由《液压传动设计指南》120页公式确定油口尺寸

（m）式（3-10）

其中D------液压缸内径，m；

---液压缸最大输出速度，m/min；

------油口液流速度，m/s，一般不大于5m/s。

油口连接螺纹应当符合GB/T2878-1993《液压元件螺纹连接-油口形式和尺寸》的规定。

计算

（m）

所以油口按照标准取20mm。

3.3.6液压缸缸底的计算

缸底材料选为铸铁，选用缸底有油孔的缸底，预留缓冲装置，根据《液压传动设计指南》123页公式计算缸底厚度h

（m）式（3-11）

式中[σ]----缸底材料的许用应力，MPa;

------缸底油孔直径，m;

其余符号均与前式相同。

计算

但实际应用中尺寸千变万化，不是一成不变，根据已得出数据，最终h≥54mm即可。

实物图以图纸为准。

3.3.7液压缸缸头的计算

由于在缸筒头部有活塞杆和导向孔，还有油口，所有其厚度计算和缸底是不同的，常用的法兰式缸头计算据《液压传动设计指南》124页公式

（m）式（3-12）

式中F------法兰受力总和，N,

式（3-13）

d------密封环内径，m；

----密封环外径，m；

p------工作压力，Pa；

q------附加密封压力，Pa，若采用金属材料密封时，其值取其屈服点；

-----螺钉孔分布圆直径，m；

-----密封环平均直径，m；

[σ]----法兰材料的需用应力，Pa。

查询缸筒结构图纸得：

d=114mm

=130mmp=9MPaq=2MPa

=172mm

=122mm[σ]=60MPa

计算

=97995.39N

=0.0253m

所以，缸头法兰厚度为h=25.3mm，至于附加密封，实际应用中密封材料通常不为金属材料，因此附加密封压力会远远低于2MPa,所以法兰厚度25.3mm是足够的。

另外前端盖应当分为两部分，后部分是有油口和排气孔的，前部分装导向套的，不然因为法兰式端盖难以加工。

3.4活塞杆及活塞的设计与计算

根据液压缸无杆腔活塞有效面积A及速比确定活塞杆直径d当遵循以下原则：

若活塞杆承受的的是拉力，一般取d/D的0.3~0.5；当活塞杆受的是压力时，为了保证活塞杆的稳定性一般取d/D的0.5~0.7。

或者按原则：

d/D=0.5~0.55（P≤5.0MPa）；

d/D=0.6~0.7（5.0MPa＜p≤7.0MPa）;

d/D=0.7（p≥7.0MPa）。

另外，活塞杆选用45号调质钢，调质硬度241~285HB

3.4.1活塞杆直径计算

依据工作压力原则和速比原则，选取活塞杆直径d=0.7D=70mm

3.4.2活塞杆强度校验

活塞杆在稳定状态下多受轴向压应力，极少的拉应力，由前面工况分析可知最大应力出现在工进拉削阶段，根据《液压传动设计指南》117页校核公式

（m）式（3-14）

式中F------活塞杆输出力，N；

[σ]----活塞杆材料的许用应力，Pa；

已知拉削力F=120.106KN，[σ]与缸筒材料相符取110MPa,

计算

m

所以我所设计的活塞杆直径0.07m＞0.0264m,符合使用条件。

3.4.3活塞杆长度计算

此项设计较灵活，因素不定，但基本尺寸能满足行程要求即可，请参考本设计图纸《活塞杆》零件图。

3.5导向套的设计

全金属导向套通常采用摩擦因数小、耐磨性好的铸造青铜或铸铁，此处应当用铸铁制造，降低成本，非金属材料就不用考虑了。

3.5.1导向长度的确定

导向长度太短会因为油缸配合间隙引起初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性，从而影响加工产品的质量，因此，设计时必须保证液压缸的最小导向长度，根据《液压传动设计指南》134页公式

（mm）式（3-15）

式中L------液压缸最大行程，mm；

D------缸筒内径，mm；

计算

mm

所以只要导向长度超过120mm都是可以的。

3.5.2导向套的结构设计

本导向套制成法兰式，选择端盖式加导向环，密封形式选用O型密封圈密封，导向孔中分别压入防尘圈、导向环、密封环，请参阅图纸《导向套》零件，与油口端盖视为一体，满足使用即可。

3.6活塞尺寸的确定

根据《液压传动设计》134页说明，B活塞宽度，单位mm，B=（0.6~1.0）D,此设计取B=1.0D=100mm。

具体图形请参照《活塞》零件图。

3.7确定油缸各零件间的结构形式及密封

3.7.1活塞与活塞杆的连接形式

查阅《液压传动设计指南》（下同）129页表4-10活塞和活塞杆的连接形式，选择半环连接，密封采用O型密封圈密封。

具体为活塞前加缓冲套，活塞后加半环卡键、轴套、轴用弹性挡圈。

具体请参阅《液压缸装配图》。

3.7.2活塞与缸筒的密封

第130页表4-12选择O型密封圈密封。

4.液压系统的设计

本次设计液压系统中执行元件除了同步工作的两个油缸外，还需要：

一个夹紧油缸，用作夹紧拉刀尾部；一个长型小缸，用于把刀从卡头中退出或插装；一个短型小缸，用于插销。

所以整个液压系统中负载是变化的，但不会叠加，

4.1液压系统的流量分析

图4-1液压系统流量输出

如图，1处为夹紧缸夹紧拉刀；2为上面长型小缸伸出装刀；3为夹紧缸放松和下面短型小缸插销；4为加工工进；5为快退；6为夹紧缸夹紧和下面短型小缸拔销；7为上面长型小缸缩回卸刀。

除1第一次夹紧需要手动，5需手动按，其余均为自动控制。

结合图3-1，液压系统最大负载均在加工工进阶段，此阶段不光是整个液压系统中压力最大的时候，也是泄露最严重和压力损失最大的时候，所以一切参照均按照此阶段来进行。

另外最大流速出现在快退阶段，因此要考虑最大流速问题。

4.2液压系统的流量计算

根据已设计好的液压缸，内径为100mm，活塞杆直径为70mm，液压缸机械效率η=0.93，工进时速度为10m/min，快退时20m/s，且双缸同步，计算时应当考虑。

这部分还不包括长型小缸、短型小缸和液压卡盘的流量，由于它们不是同时工作的，而且所需的流量非常小，所以还是以大缸消耗