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壳体中心扩孔加工的机床液压传动、电气控制及工装设计说明书.doc
郑州科技，壳体中心扩孔加工（48孔）夹具设计、机床液压传动、电气控制及工装设计【含CAD图纸、说明书】
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含CAD图纸、说明书
中心扩孔加工
机床 液压传动
电气控制及工装设计
壳体中心扩孔加工
机床夹具设计
设计及夹具设计
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本科毕业设计（论文）题 目 壳体中心扩孔加工的机床液压传动、电气控制及工装设计姓 名 专 业 学 号 指导教师 郑州科技学院电气工程学院 二一六年四月十日摘 要 本文以壳体中心扩孔加工的机床液压传动、电气控制及工装设计为研究对象,通过对主要结构和运动形式的探究以及对机床的工作过程和控制要求分析,给出了机床动作循环图、液压元件动作表;并采用PLC控制系统的设计方法, 进行了软硬件设计,列出了PLC的I/O地址分配表,绘制了PLC的I/O分配图和单循环自动工作流程图，编写PLC控制程序的梯形图使整个控制系统的操作变得简单，大大提高了系统的自动化程度和实用性。本文首先介绍PLC和机床的历史与发展，并着重论述了组合机床的结构和运动形式以及控制方式，接着对PLC的组成和结构进行了分析，并对PLC控制系统的总体设计和程序的表达方式做了概述，接着根据相关内容画出顺序功能图并利用FX-2N画出PLC梯形图。在文章的最后还介绍了PLC控制系统安装维护以及对论文的进一步总结。关键词：壳体，PLC控制系统，液压系统IVAbstractIn this paper, the housing center reaming machining machine hydraulic transmission, electrical control and tooling design for the study, by exploring the main structure and form of exercise as well as the machines work process analysis and control requirements, given the machine operation cycle diagram, hydraulic components operation table; and design method of PLC control system hardware and software design were lists of PLC I / O address allocation table, drawn PLCs I / O assignment and Robin FIG automatic workflow diagram, write PLC ladder control program allows the operator to control the entire system becomes simple, greatly improving the degree of automation and system availability.This paper introduces the history and development of PLC and machine tools, and focuses on the structure and form and motion control combined machine, followed by the composition and structure of the PLC were analyzed, and the expression of PLC control system for the overall design and procedures We are outlined, and then draw the sequential function chart according to the content and use of FX-2N draw PLC ladder. In the final article also describes the PLC control system installation and maintenance as well as a further summary of the paper.Keywords: Housing, PLC control system, hydraulic system目 录摘 要IAbstractII目 录III1 绪论11.1 课题研究意义11.2 钻孔专用设备应用11.3 钻孔专用设备趋势22 壳体扩48孔夹具设计32.1 零件的分析32.1.1 零件的作用32.1.2 零件的工艺分析32.2 壳体加工主要工序安排42.3 研究内容62.4 定位、夹紧方案的选择62.5 切削力及夹紧力的计算62.6 误差分析与计算82.7 夹具设计及操作的简要说明93 液压系统设计103.1 液压传动方案103.2 液压执行元件的配置103.3 液压缸的结构113.4 油缸主要部位的计算校核143.4.1 活塞杆强度和液压缸稳定性计算143.4.2 缸筒壁厚的验算163.4.3 缸筒的加工要求183.4.4 法兰设计183.4.5 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算193.5 活塞的设计203.6 液压泵及其驱动电动机的选择213.6.1 液压泵的最大工作压力223.6.2 计算液压泵的最大流量223.6.3 选择液压泵的规格233.7其他液压元件的选择253.7.1液压阀及过滤器的选择253.7.2油管的选择263.7.3 油箱及其辅件的确定263.8 液压系统压力损失验算283.9油箱的设计293.9.1油箱有效容积的确定293.9.2液压油箱的外形尺寸304 基于PLC控制系统设计324.1 引言324.2 壳体专用机床的运动及控制要求324.3 PLC控制系统的硬件设计334.4 plc控制系统的程序设计344.5 结束语36结 论37致 谢38参考文献39壳体中心扩孔加工的机床液压传动、电气控制及工装设计1 绪论1.1 课题研究意义市场的开放性和全球化使产品的竞争日趋激烈。而决定产品竞争力的指标是产品的开发时间(Time ) ， 产品(Quality)，成本(Cost)，创新能力(Creation)和服务(Service)。用户在追求高质量产品的同时，会更多的追求较低的价格和较短的交货周期。美国制造业在20世纪50至40年代主要以扩大生产规模作为企业竞争力的第一要素，而在70年代竞争力的第一要素为降低生产成本，80年代为提高产品质量，90年代为市场响应速度。所以现代企业都期望通过提高自身的科技含量，增强竞争力。制造业是国家重要的基础工业之一，制造业的基础是。是众多机械制造的母机，它的发展水平，与制造业的生产能力和制造精度有着直接关系，关系到国家机械工业以至整个制造业的发展水平.是先进制造技术的基本单元载体，机械产品的质量、更新速度、对市场的应变能力、生产效率等在很大程度上取决于的效能。因此，制造业对于一个国家经济发展起着举足轻重的作用我国是世界上产量最多的国家.根据德国工业协会(VD W )2000年统计资料，在主要的生产国家中，中国排名为世界第五位。但是在国际市场竞争中仍处于较低水平:即使在国内市场也面临着严峻的形势:一方面国内市场对各类产品有着大量的需求，而另一方面却有不少国产滞销积压，国外产品充斥市场。1.2 钻孔专用设备应用据统计，一般在车间中普通机床的平均切削时间很少超过全部工作时间的15%。其余时间是看图、装卸工件、调换刀具、操作机床、测量以及清除铁屑等等。使用数控机床虽然能提高85%，但购置费用大。某些情况下，即使生产率高，但加工相同的零件，其成本不一定比普通机床低。故必须更多地缩短加工时间。不同的加工方法有不同的特点，就钻削加工而言，钻孔专用设备是一种通过少量投资来提高生产率的有效措施。虽然不可调式多轴头在自动线中早有应用，但只局限于大批量生产。即使采用可调式多轴头扩大了使用范围，仍然远不能满足批量小、孔型复杂的要求。尤其随着工业的发展，大型复杂的钻孔专用设备更是引人注目。例如原子能发电站中大型冷凝器水冷壁管板有15000个20孔，若以摇臂钻床加工，单单钻孔与锪沉头孔就要841.5小时，另外还要划线工时151.1小时。但若以数控八轴落地钻床加工，钻锪孔只要171.6小时，划线也简单，只要1.9小时。因此，利用数控控制的二个坐标轴，使刀具正确地对准加工位置，结合钻孔专用设备不但可以扩大加工范围，而且在提高精度的基础上还能大大地提高工效，迅速地制造出原来不易加工的零件。有人分析大型高速柴油机30种箱形与杆形零件的2000多个钻孔操作中，有40%可以在自动更换主轴箱机床中用二轴、三轴或四轴多轴头加工，平均可减少20%的加工时间。1975年法国巴黎机床展览会也反映了钻孔专用设备的使用愈来愈多这一趋势。1.3 钻孔专用设备趋势钻孔专用设备生产效率高，投资少，生产准备周期短，产品改型时设备损失少。而且随着我国数控技术的发展，钻孔专用设备的范围一定会愈来愈广，加工效率也会不断提高。402 壳体扩48孔夹具设计2.1 零件的分析2.1.1 零件的作用题目给出的零件是壳体,壳体零件的加工质量，壳体零件的加工质量，并确保组件正确安装。图2.1 壳体工件图2.1.2 零件的工艺分析壳体类零件图。壳体是一个壳体零件，别安装在五个平面的外表面加工的需要。支持前和后孔。此外，表面还需加工一系列孔。可分三组加工表面。分析如下：（1）以84的底平面为加工面。这一组加工表面包括：底面铣削加工；4-7mm孔,沉孔16加工其中底面为。（2）以48H7mm的支承孔为加工面。这一组包括：48H7mm、孔。（3）以30凸台面加工面。这一组加工表面包括：30凸台面铣削加工；12孔、20孔为，主要加工表面有以下5个主要加工表面;1.端面 通过粗铣精铣达到1.6精度要求2.内圆 粗镗、半粗镗、精镗达到6.3的精度要求3.内表面 先粗铣后精铣的3.2的精度要求4.底面 通过粗铣直接使底面精度达到12.55. 凸台端面 在凸台端面使其达到12.5的精度要求2.2 壳体加工主要工序安排用于零件的批量生产，总是首先产生均匀的基准。第一步先处理基准面。具体安排先面后孔。第二步是定位两个工艺孔。由于顶面处理后到管道基础处理已经完成，定位基准。因此，孔底面也应在两个工艺孔加工工艺处理。工序安排应该是尽可能地先加工表面然后再加工孔。首先粗加工面，然后粗加工孔。螺纹孔加工中心的钻头，切削力大，也应在粗加工阶段完成。对于工件，需要精加工是支持前孔与平面结束后。根据以上原则应该先完成加工平面加工孔，但在本装置实际生产不易保证孔和端面互相垂直的。因此，工艺方案实际上是用于精加工轴承孔，从而支持扩孔芯棒定位端处理，所以容易保证的端部的图纸上的全跳动公差。螺纹孔攻丝时，切削力小，可以分散在后期阶段。加工完成后，还要检验入库等操作，卫生打扫干净。工艺路线一：1、铸造2、.时效处理3、铣84的底平面4、粗铣精铣顶平面5、铣30的凸台面6、钻、扩、铰30H7mm孔及C1倒角7、粗镗精镗48H7mm孔及C1倒角8、钻顶平面12mm孔9、钻孔攻丝顶平面M6螺纹孔10、钻顶平面6-7mm孔,沉孔1611、钻底平面4-7mm孔,沉孔1612、铣宽度为28的槽13、钻8、12mm孔及钻孔攻丝2-M6螺纹孔14、钻12、20mm孔15、表面去毛刺、清洗入库工艺路线二：1、铸造2、.时效处理3、铣84的底平面4、粗铣精铣顶平面5、铣30的凸台面6、粗镗精镗48H7mm孔及C1倒角7、钻、扩、铰30H7mm孔及C1倒角8、钻顶平面12mm孔9、钻孔攻丝顶平面M6螺纹孔10、钻顶平面6-7mm孔,沉孔1611、钻底平面4-7mm孔,沉孔1612、铣宽度为28的槽13、钻8、12mm孔及钻孔攻丝2-M6螺纹孔14、钻12、20mm孔15、表面去毛刺、清洗入库根据加工要求和提高效率时间等因素综合选择方案一：1、铸造2、.时效处理3、铣84的底平面4、粗铣精铣顶平面5、铣30的凸台面6、钻、扩、铰30H7mm孔及C1倒角7、粗镗精镗48H7mm孔及C1倒角8、钻顶平面12mm孔9、钻孔攻丝顶平面M6螺纹孔10、钻顶平面6-7mm孔,沉孔1611、钻底平面4-7mm孔,沉孔1612、铣宽度为28的槽13、钻8、12mm孔及钻孔攻丝2-M6螺纹孔14、钻12、20mm孔15、表面去毛刺、清洗入库2.3 研究内容利用本夹具主要用来加工48mm孔，加工时除了要满足粗糙度要求外，还应满足两孔轴线间公差要求。为了保证技术要求，最关键是找到定位基准。同时，应考虑如何提高劳动生产率和降低劳动强度。2.4 定位、夹紧方案的选择由零件图可知：在对壳体孔加工前，底平面进行了粗、精铣加工因此，定位、夹紧方案有：在加工中用作确定工件在夹具中占有正确位置的基准，称为定位基准。据夹具手册知定位基准应尽可能与工序基准重合，在同一工件的各道工序中，应尽量采用同一定位基准进行加工。该方案以一面2销定位，油缸实现夹紧。2.5 切削力及夹紧力的计算扩孔钻刀具的几何参数： 由参考文献5查表可得：圆周切削分力公式： 式中 查5表得： 查5表 取 由表可得参数： 即：同理：径向切削分力公式 ： 式中参数： 即：轴向切削分力公式 ： 式中参数： 即：根据工件受力切削力、夹紧力的作用情况，找出在加工过程中对夹紧最不利的瞬间状态，按静力平衡原理计算出理论夹紧力。最后为保证夹紧可靠，再乘以安全系数作为实际所需夹紧力的数值。即：安全系数K可按下式计算有：式中：为各种因素的安全系数，查参考文献5表可得： 所以有： 螺旋夹紧时产生的夹紧力按以下公式计算有：式中参数由参考文献5可查得： 其中： 螺旋夹紧力：该夹具采用螺旋夹紧机构，用螺栓通过弧形压块压紧工件，受力简图2-2如下：图2-2 移动压板受力简图由表得：原动力计算公式 即： 由上述计算易得： 由计算可知所需实际夹紧力不是很大，为了使其夹具结构简单、操作方便，决定选用液压缸夹紧机构。液压缸的计算前面在液压系统中已经做了计算，在这不需要再次计算。2.6 误差分析与计算该夹具以一个平面和和2个定位销定位，要求保证孔轴线间的尺寸公差。为了满足工序的加工要求，必须使工序中误差总和等于或小于该工序所规定的尺寸公差。由5和6可得：1 定位误差： 当以任意边接触时 通过分析可得： 因此：当以任意边接触时 2 夹紧误差 ： 其中接触变形位移值： 磨损造成的加工误差：通常不超过 夹具相对刀具位置误差：取误差总和：从以上的分析可见，所设计的夹具能满足零件的加工精度要求。2.7 夹具设计及操作的简要说明如前所述，该工件为提高生产率，经过方案的认真分析和比较，选用了手动夹紧方式（螺旋夹紧机构）。这类夹紧机构结构简单、夹紧可靠、通用性大，在机床夹具中很广泛的应用。此外，当夹具有制造误差，工作过程出现磨损，以及零件尺寸变化时，影响定位、夹紧的可靠。为防止此现象，选用可换定位销。以便随时根据情况进行调整换取。3 液压系统设计3.1 液压传动方案壳体专用机床液压传动系统原理图如图3-1所示，其原理：手动换向阀6推向左位（即左位接入系统），此时活塞在压力油的作用下向下运动，对板料进行剪切加工，当加工完成后，将阀6手柄推向位（即位接入系统），活塞向上运动，即刀片上抬，到了一定位置，将阀6手柄推入中位，这样活塞就停留在此位置不动。然后剪切第二次时，重复上述操作。手动换向阀6也可改为电气控制的换向阀，从而实现自动连续剪切，提高效率。.油箱 .粗过滤器 .液压泵 4.溢流阀 5.调速阀 6.手动三位四通换向阀 7.液压缸图3-1 液压传动系统原理图液压壳体专用机床采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小。壳体专用机床的制作过程包括：液压缸的结构、装置、机架。并根据系统压力、流量选择了液压阀、电机、泵。本文的设计能够满足壳体专用机床要求。3.2 液压执行元件的配置由于壳体专用机床要求布置，行程较小，故选用缸筒固定的单杆活塞杆（取缸的机械效率）。3.3 液压缸的结构液压缸通常由后端盖、缸筒、活塞杆、活塞组件、前端盖等主要部分组成；为防止油液向液压缸外泄漏或由高压腔向低压腔泄漏，在缸筒与端盖、活塞与活塞杆、活塞与缸筒、活塞杆与前端盖之间均设置有密封装置，在前端盖外侧，还装有防尘装置；为防止活塞快速退回到行程终端时撞击缸盖，液压缸端部还设置缓冲装置；有时还需设置排气装置。1-缸底，2-卡键，3、5、9、11-密封圈，4-活塞，6-缸筒，7-活塞杆，8-导向套，10-缸盖，12-防尘圈图3-2 双作用单活塞杆液压缸结构图上图给出了双作用单活塞杆液压缸的结构图，该液压缸主要由缸底 1、缸筒 6、缸盖 10、活塞 4、活塞杆 7 和导向套 8 等组成；缸筒一端与缸底焊接，另一端与缸盖采用螺纹连接。活塞与活塞杆采用卡键连接，为了保证液压缸的可靠密封，在相应位置设置了密封圈 3、5、9、11 和防尘圈 12。根据负载状况，可以初步选择查得油缸的液压缸的内径为125mm,活塞杆直径为70mm,有效行程为200 mm 表3-1 液压缸内径系列 mm810121620253240506380100125160200250320400500液压缸缸体厚度计算 缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn 16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=25MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.2525=31.25MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =16.25mm满足。取液压缸厚度17.5mm。 取液压缸缸体外径为160mm。4.液压缸长度的确定 液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表3-2选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表3-2中的a、b、c选用。表3-2（a）液压缸行程系列（GB 2349-80）62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表3-2（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80）6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表3-2（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80）6240260300340380420480530600650750850950105012001300150017001900210024002600300034003800液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。 L=200mm 查油缸参数得到的5. 活塞杆直径的设计查液压传动与控制手册根据杆径比d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取d/D=0.5-0.7。本设计我选择d/D=0.55，即d=0.7D=0.55125=68.75mm。表3-3 活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=70mm。2.活塞杆强度计算：式中 许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375-500MPa，取400MPa，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中）3活塞杆的结构设计 活塞杆的外端头部与负载的拖动电机机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等6。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。 液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表3-4选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表3-4中的a、b、c选用。表3-4（a）液压缸行程系列（GB 2349-80）62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表3-4（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80）6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表3-4（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80）62402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038003.4 油缸主要部位的计算校核3.4.1 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。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。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3-5； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3-5。表3-5液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3-6 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3.4.2 缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： A液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： 式（3-4）根据式（3-4）得到：B为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围： 式（3-5） 式（3-6）先根据式（3-6）得到：=41.21C耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，液压缸在此压力 下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。各国规范多数规定: 当额定压力时（MPa）D为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： (MPa） 式（3-7）因为查表已知=596MPa，根据式（3-7）得到：至于耐压试验压力应为：因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中: 缸筒内径（）； 缸筒外径（）； 液压缸的额定压力（） 液压缸发生完全塑形变形的压力（）； 液压缸耐压试验压力（）； 缸筒发生爆破时压力（）； 缸筒材料抗拉强度（）； 缸筒材料的屈服强度（； 缸筒材料的弹性模量（）； 缸筒材料的泊桑系数 钢材：=0.33.4.3 缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.4.4 法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算： 式（3-8）式中， -法兰厚度（m）；系统工作压力（pa）；=25MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服点353MPa；螺钉孔分布圆直径（m）；=55mm密封环平均直径（m）；=45mm法兰材料的许用应力（Pa）；=/n=353/5=70.6MPa法兰受力总合力（m） 所以=13.2mm为了安全取=14mm3.4.5 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3-3 缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）合成应力 (MPa) 式（3-11）式中, 液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是螺纹预紧系数，不变载荷=1.251.5，变载荷=2.54；液压缸内径；缸体螺纹外径；螺纹内经；螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.54；材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3-9）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3-11）得到合成应力为：=367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。3.5 活塞的设计活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）125=（75-125）mm取=80mm由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。3.6 液压泵及其驱动电动机的选择确定液压执行元件的形式液压执行元件大体分为液压缸或液压泵。前者实现直线运动，后者完成回转运动，二者的特点及适用场合见下表3-7：表3-7 各执行元件的特点名 称特 点适 用 场 合双活塞杆液压缸双向对称双作用往复运动柱塞缸结构简单单向工作，靠重力或其他外力返回齿轮泵结构简单，价格便宜高转速低扭矩的回转运动叶片泵体积小，转动惯量小高转速低扭矩动作灵敏的回转运动摆线齿轮泵体积小，输出扭矩大低速，小功率，大扭矩的回转运动轴向柱塞泵运动平稳、扭矩大、转速范围宽大扭矩的回转运动径向柱塞泵转速低，结构复杂，输出大扭矩低速大扭矩的回转运动注：A1无杆腔的活塞面积 A2有杆腔的活塞面积常用液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵等类型，各种泵间的特性有很大差异。选择液压泵的主要依据是其最大工作压力和最大流量。同时还要考虑定量或变量、原动机类型、转速、容积效率、总效率、自吸特性、噪声等因素。这些因素通常在产品样本中均有反映。叶片泵也就是常说的离心泵，优点是结构简单，流量大，调节也很方便。故选择叶片泵作为系统的油源。通过查资料，得知叶片泵的额定压力是16Mpa，中压，排量1350mL/r，最高转速5004000r/min，最大功率320kW，容积效率8094%，总效率7590%，适用黏度20200mm2/s，自吸能力好，功率质量比大，输出压力脉动小，污染敏感度大，叶片磨损后效率下降较小，黏度对效率的影响较小，噪声小中，价格中，适用于机床、液压机、注塑机、工程机械、飞机及要求噪声较低的场合。3.6.1 液压泵的最大工作压力液压泵的最大工作压力pp取决于执行元件（液压缸或液压马达）的最大工作压力，即 ppp1+(4.1)式中 p1液压缸或液压马达的最大工作压力，16MPa；系统进油路上的总压力损失系统管路未曾确定前，可按经验进行估取，简单系统取=（0.20.5）106Pa，复杂系统取=（0.51.5）106Pa，该系统中取为0.5106Pa。故可知 pp16106+0.5106=16.5106Pa，即液压泵的最大工作压力为17Mpa。3.6.2 计算液压泵的最大流量主液压缸的最大流量qP（m3/s）取决于系统所需流量qv对于采用差动缸回路的系统，液压泵的最大流量为 qPqv=K(A1-A2)vmax (4.2)式中 A1、A2液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积，m3；vmax液压缸的最大移动速度，m/s；K系统的泄漏系数，一般取1.11.3（大流量取小值，小流量取大值）。由于壳体专用机床每分钟循环次数为86次，故可知两个液压缸循环一次约为0.7s，初选竖直液压缸和液压缸前进和后退的时间相同，故每次前进或者后退的时间约为0.175s。故由公式可知 (4.3)=(4.4)可知=0.175m/s 可知液压缸的最大移动速度为0.175m/s。液压缸的工作行程根据公式S=0.15m (4.5)故液压泵的最大流量 竖直液压缸qv=K(A1-A2)=1.1 m3/s 液压缸 取液压泵的最大流量为1203.6.3 选择液压泵的规格 按照液压系统图中拟订的液压泵的型式及上述计算得到的pp和qP值，由产品样本或手册选取相应的液压泵规格。为了保证系统不致因过渡过程中过高的动态压力作用被破坏，液压泵应有一定的压力储备量，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%60%（高压系统取小值，中低压系统取大值）。关于泵的流量，在实际选择中，由于产品样本上通常给出泵的排量、转速范围及典型转速下不同压力下的输出流量，故在系统所需流量qv已知的情况下，泵的流量（L/min）、转速n(r/min)与排量V（mL/r）应综合考虑。事实上，由于泵的输出流量qP为 = 10-3 v(4.6)式中 v泵的容积效率，%； 所以，一般首先根据系统所需流量qv（L/min）和初选的液压泵转速n1(r/min)及泵的容积效率v（可从产品样本查得或估取为v=0.9）计算泵排量参考值，即Vg= (4.7)然后再倒算（复算）出泵的实际流量即可，对于定量泵，最终选择的泵流量尽可能与系统所需流量相符合。根据上述计算公式，可知 Vg=mL/r泵的输出流量 =20m根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取YB-25型单级叶3.6.4 计算液压泵的驱动功率并选择原动机a. 驱动功率的计算若工作循环中，泵的压力和流量比较恒定（即工况图上p-t曲线和q-t曲线变化较为平稳），则液压泵驱动功率应按下式计算 （W） (4.8)式中 为液压泵的最大工作压力（Pa）和最大流量（m/s）；为液压泵的总效率，取80%。 =b. 电动机的选择 固定设备的液压系统，其液压泵通常用电动机驱动。根据上述计算出的功率和液压泵的转速及其使用环境，从产品样本或手册中选定其型号规格额定功率、转速、电源、结构型式（立式、卧式，开式、封闭式等），并对其进行超载能力核算，以保证每个工作阶段电动机的峰值超载量都低于25%50%。根据液压传动系统设计与使用的参数信息，选择同步转速为3000r/min的Y225M-2三相异步电动机。满载转速为2970r/min，额定功率为45kW，额定转矩为2.2Nm。3.7其他液压元件的选择3.7.1液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。壳体专用机床系统中，所有液压阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，所有元件的规格型号列于下表中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图中的序号一致。 表3-8 液压元件明细表序 号元件名称最大通过流量/L型 号1双叶片叶片泵120YB252溢流阀4Y-10B3、16、18压力表K-6B4溢流阀4Y-10B5、6、7液控顺序阀1.6XY-25B8溢流阀4Y-10B9、10、11液控顺序阀1.6XY-25B12顺序阀1.6XY-25B13单向阀20I-25B14、15三位四通换向阀3235-63BY17、19压力继电器20二位二通换向阀323.7.2油管的选择方案一：在液压、气压传动及润滑的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管等，钢管能承受较高的压力，价廉，但安装时的弯曲半径不能太小，多用在装配位置比较方便的地方。这里作者们采用钢管连接。管道内径计算 (5.9)式中 Q通过管道内的流量v管道内允许流速 允许流速推荐值表5.3 允许流速推荐值油液流经的管道推荐流速 m/s液压泵吸油管道0.51.5，一般取1以下液压系统压油管道36，压力高，管道粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6取=0.8m/s，=4m/s, =2m/s.分别应用上述公式得=20.2mm,=10.7mm,=15.2mm。根据内径按标准系列选取相应的管子。按表37-9-1经过圆整后分别选取=20mm，=10.7mm, =15mm。对应管子壁厚。方案二：根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达240L/min。综上所述，液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管（YB 231-70）。3.7.3 油箱及其辅件的确定油箱在液压系统中除了储存油液外，还起着散发油液中的热量（在周围环境温度较低的情况下则是保持油液中热量）、分离油液中的气泡、沉淀固体杂质等作用。油箱中安装有很多辅件，如空气滤清器及液位计等。设计油箱时应考虑如下几点：a .油箱必须有足够大的容积。以满足散热要求，停车时能容纳液压系统中所有的油；而工作时又保持适当的油位要求等。b. 吸油管及回油管应插入最低油位以下。以防止吸油管吸入空气；回油管飞溅产生气泡。管口一般与油箱底、箱壁的距离不小于管径的3倍。吸油管应安装80或100m的网式或线隙式滤油器，安装位置要便于装卸或清洗滤油器。回油管口斜切45角并面向箱壁，以防回油冲击油箱底部的沉积物。c. 吸油管和回油管的距离尽可能远一点，中间要设置隔板，使油液在油箱中流动速度缓慢一点，时间长一些，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。d. 为了保持油液清洁，油箱应有密封的顶盖，顶盖上应没有带滤油网的注油口及带空气滤清器的通气孔，注油及通气一般都由一个空气滤清器来完成。为了便于放掉油，油箱底应有一定倾斜度，最低处设放油阀。e. 箱壁上应考虑安装液面指示器、冷却器。加热器及温度计等位置。f.油箱也可以设计成完全密封的充压式油箱，用以改善液压的吸油状况。一般充气压力为0.070.1MPa。根据以上六点设计要点以及对照本设计的需要，绘制油箱简图如下：图3-4 油箱简图初始设计时，先按经验确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。初始设计时，先按经验公式确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。初设计时，按经验公式(5.10)式中液压泵每分钟排出压力油的容积 经验系数,按下表取 =5：表3-9 各系统经验系数系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金机械12245761210中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的57倍，故油箱容积为=5120=600L3.8 液压系统压力损失验算验算的目的在于了解执行元件能否得到所需工作压力。系统进油路上的压力损失由管道的沿程压力损失、局部压力损失两部分组成，即 =+（Pa） (5.11)a. 沿程压力损失=（Pa） (5.12)式中 沿程阻力系数，可按液压传动系统设计与使用表2-34相应的公式进行计算，也可以由图2-14查得； 管道长度，m； 液体密度，； 液流平均速度，。因此由公式可得沿程压力损失 =0.1（Pa） b. 局部压力损失 （Pa）(5.13)式中 局部阻力系数，其具体数值与局部阻力装置的类型和雷诺数有关，通常，当Re时，； 液体密度，；液流平均速度，。因此由公式可得局部压力损失（Pa）3.9油箱的设计液压油箱的作用是贮存液压油、分离液压油中杂质和空气，同时还起到散热的作用。3.9.1油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。液压油箱的有效容量V可概略地确定为：在低压系统中p2.5MPa可取： (4.1)在中压系统中p6.3MPa可取： (4.3)式中V液压油箱有效容量； 液压泵额定流量。在本课题中，应当注意：设备停止运转后，设备中的那部分油液会因策略作用而流回液压油箱。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油位不能太高，一般不应超过液压油箱高度的80%。根据设计条件，本实验台属于中压系统，油箱有效容积取200L。3.9.2液压油箱的外形尺寸表3-10 BEX系列液压油箱外形尺寸 尺寸（mm）型号AbcBEX63A550450600BEX100700500600BEX160800600660BEX2501000650680BEX-100018001100800液压油箱的有效容积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般尺寸比（长：宽：高）为1：1：11：2：3。为提高冷却效率，在安装位置不受时，可将液压油箱的容量予以增大。如果所设计的液压油箱能满足下列尺寸的要求，则可以从中选择一种。由于我国液压油箱还没有统一的标准，本文只介绍其中的一种。此次选用的油箱型号为BEX-63A，可满足设计所需要求。设计图如4.1所示。图3-5 油箱主视图4 基于PLC控制系统设计 4.1 引言可编程控制器(plc)是以微处理机为基础，综合了计算机技术、自动控制技术和通信技术等现代科技而发展起来的一种新型工业自动控制装置，其具有逻辑控制、计时、计数、数据处理、联网与通信等强大功能，同时，由于plc具有很高的可靠性和极大的应用灵活性，用它来替代传统的继电接触控制系统巳成为必然。大量采用传统继电一接触控制系统的设备通过改造更新，成为plc控制的自动化系统，而且具有改造成本低、周期短和可靠性高等特点。本文介绍单工位液压传动壳体专用机床plc控制系统的设计与应用。4.2 壳体专用机床的运动及控制要求壳体专用机床指可同时进行多种或多处加工的机床，壳体专用机床的加工动作常常是按预定的步骤安排的，类似于简单的程序控制，这也正是plc最擅长的。单工位液压传动壳体专用机床采用三台电动机进行拖动，m1、m2为左动力头电动机，m3为冷却泵电动机，其对应的控制交流接触器分别为km1、km2。sa1为左动力头单独调整开关，sa2为动力头单独调整开关，通过它们可实现左、动力头的单独调整。sa3为冷却泵电动机工作选择开关。该机床的左动力头的工作循环如图4-1 所示，电磁阀动作顺序表见表4-1。表4-1 电磁阀动作顺序表图4-1 动力头的工作循环图由图4-1和表4-1可知，壳体专用机床为自动循环状态时，按下启动按钮后，左、动力头电动机m1、m2同时旋转，按下“快进”按钮，电磁阀yv1、yv3通电， 左、动力头快速进给并离开原位，行程开关sq1、sq2、sq5、sq6先复位，行程sq3、sq4后复位。当sq3、sq4复位后，在动力头进给过程 中，靠各自行程阀自动变快进为工进，同时压下行程开关sq，冷却泵电动机m3工作，供给冷却液。当左动力头加工完毕，将压下sq7并顶在死挡铁上，其油路 油压升高使kp1动作，当动力头加工完毕，将压下sq8并使kp2动作，yv2、yv4将通电，同时yv1、yv3也将失电，左、动力头将快退。当左 动力头使sq复位后，冷却泵电动机将停转。左动力头快退至原位时，先压下sq3、sq4，再压下sq1、sq2、sq5、sq6，使动力头电动机m1、 m2断电，同时yv2、yv4断电，动力头停止，机床循环结束。加工过程中，可随时使左、动力头快退至原位停止。4.3 PLC控制系统的硬件设计单工位液压传动壳体专用机床的控制系统首先应满足上述工作循环的基本要求，再根据工作循环及控制需要的行程开关数目，加之按钮、压力继电器、热继电器触点所需的工作点数来选择可编程控制器，plc输入输出接线图如图2所示。图4-2 单工位壳体专用机床plc输入/输出接线图该plc有21个输入信号（4个按钮、9个行程开关、3个热继电器动断触点、2个压力继电器触点、3个转换开关），则需占用21个输入点。在实际应用中， 为节省plc的点数，可适当改变输人信号接线，如将sq8与kp2串联后作为plc的一个输入信号，就能减少一个输入点。这时plc的输入点数由21点减 少至13点，这样可以降低设备的成本，然而由于有些接点采用了串、并联的形式输入，可能降低输入器件的可靠性和整个控制系统的可靠性。 可编程控制器输出控制对象主要是控制电路中的执行器件，如接触器、电磁阀等。单工位液压传动壳体专用机床中的执行器件有交流接触器km1、km2、 km3，电磁阀yv1、yv2、yv3、yv4，需占用7个输出点。依据它们的工作电压，可设计出plc的输出口接线图，由于接触器与电磁阀线圈所加电压 的种类与高
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