【毕业设计论文】某大型水压机的驱动系统和控制系统【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 绪论 1 . 1 课题的来源和研究的意义 自上世纪 5 0 年代以来， 我国的液压技术取得了飞速的发展， 就水压机来说， 1961 年 12 月，上海江南造船厂成功地建成国内第一台 12000 吨水压机，这台水压机的制 造成功，为中国重型机械工业填补了一项空白，也为我国的锻造事业跨进世界先进 行列起了重要作用。它主要用于锻造有色金属合金的一般锻件和带孔的复杂锻件， 特别是用于锻造航空航天工业需要的特殊加工部件，如飞机大梁、机翼龙骨、长征 火箭和巡肮导弹的端环等。它也是锻造万吨巨轮发动机主轴、大型发电机转子轴、 大型轧钢机架、炮管及导弹壳等不可缺少的设备。万吨水压机建成后，为国家电力、 冶金、化学、机械和国防工业等部门锻造了大批特大型锻件；30 多年来，仍在正常 运转，为社会主义建设作出了重大的贡献。本世纪 6 0 年代以后，液压技术随着原子 能、空间技术、计算机技术的发展而迅速发展。因此，液压传动真正的发展也只是 近三四十年的事。当前液压技术正向迅速、高压、大功率、高效、低噪声、经久耐 用、高度集成化的方向发展。同时，新型液压元件和液压系统的计算机辅助设计 ( C A D ) 、计算机辅助测试( C A T ) 、计算机直接控制( C D C ) 、机电一体化技术、可靠性技 术等方面也是当前液压传动及控制技术发展和研究的方向。随着微电子技术和计算 机技术的迅猛发展，传统的水压机不管是结构、功能、吨位、操作系统还是控制系 统都显得比较陈旧和落后。比如结构过于复杂、工作的压力比较小、体积庞大。因 此，现在研究水压机仍有十分重要的意义，尤其是对现有的水压机系统和结构进行 改造十分必要。 - 2 - 1 . 2 液压机的发展概况 液压传动相对于机械机械传动来说是一门新技术，但自从 1 8 世纪末，英国制成 世界上第一台水压机以来，液压技术已经发展了两百多年。直到 2 0世纪 3 0年代它 才较普遍地用于起重机、机床及工程机械。在第二次世界大战期间，由于战争需要， 出现了由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器。第二次世界大 战结束后，液压技术迅速转向民用工业，液压技术不断应用于各种自动机及自动生 产线。1 8 8 4年在英国曼彻斯特首次使用了锻造钢锭用的锻造水压机，由于它与锻锤 相比具有很多优点，因此发展很快，1 8 9 3 年建造了当时最大的 1 2 0 M N 的锻造水压机。 随着航空工业的迅速发展，模锻液压机的公称压力不断提高。1 9 3 4年德国制造 了 7 0 M N 的模锻水压机，第二次世界大战期间，德国又制造了一台 3 0 0 M N 的模锻水压 机。1 9 5 5 年左右，美国先后制造了二台 3 1 5 M N 及二台 4 5 0 M N 的大型模锻水压机。此 外在英国、法国、联邦德国也都先后建造过 2 0 0 M N 3 0 0 M N 的各种大型模锻液压机， 而在法国安装的由苏联设计与制造的 6 5 0 M N 模锻液压机，则是西欧目前最大的一台。 由于液压机在工作中的广泛适应性，它还普遍应用于国民经济的各个部门，如 板材成形，粉末冶金、管、线型材积压、胶合板压制、打包、人造金刚石、耐火砖 压制、电缆包覆、炭极压制成形、轮轴压装、较直等等。各种类型的中小型液压机 发展十分迅速，有力地促进了各种工业的发展。1 9 4 9年以前，我国没有自己独立的 工业体系，也根本没有液压机制造工业，只有一些修配用的小型液压机。1 9 4 9年以 后，我国迅速建立了自主的完整工业体系。我国已能自行设计和制造汽车、机车、 发电设备、轧钢设备、飞机、火箭、人造卫星等产品，这些都促进各种液压机的发 展。1 9 5 7 1 9 6 2年间，我国已开始自行设计、自行制造各种锻压设备，其中有近 3 0 台1 0 0 0 0KN到3 1 5 0 0 K N 的中型锻造水压机及二台1 2 0 M N 到1 2 5 M N 的大型锻造水压 机，同时，也初步建立了一支设计和制造液压机的技术队伍。 我国的液压技术开始于上世纪 5 0 年代，但是真正意义上的液压技术的发展开始 于上世纪 8 0 年代。5 0 年代，我国自行设计制造了 1 0 0 0 吨的水压机，这在当时，它 对我国锻造工业起着积极的推动作用。因此，一个时期以来它成为我国工业战线的 佼佼者。 8 0 年代以来，液压机技术有了飞速发展，主要表现在以下几个方面： 1 . 迅速采用数控（N C ）及计算机控制（C N C ）技术，以实现工艺过程自动化及提 高各运动部分的控制精度。例如中小型锻造液压机在逐步实现液压机及操作机联动 的基础上可以采取计算机程序控制，在锻件高度方向的尺寸公差，已可控制在 1 m m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 左右，目前，中小型快锻液压机已有取代老式蒸汽空气自由锻锤的趋势。在中小 型模锻液压机方面，采用微机辅助的检测控制系统，可以根据压力大小来补偿工作 台、机架、滑块及模具等环节受载变形带来的误差，从而使滑快停止位置达到很高 的精度. 在液压板料折弯机中，采用计算机控制的自动弯曲补偿装置，可经常保持折 弯机床身和上横梁之间的平行度，从而保证了 3 m 长的薄板弯曲件沿弯曲线的角度偏 差在 0 . 5 度。C N C 知道弯管机可以存储一千多个程序段，可以知道弯曲不同弧度的管 子，送进、夹紧、折弯自动化。可编程微处理机控制的知道矫正液压机，其控制块 包括检测、计算和存储，在考虑毛坯原始弯曲程度、材料硬度性能等原始条件下， 经过计算机运算，可得出优化的矫正过程。从一种矫正工件换到另一种所需辅助时 间仅为几分钟。矫正过程中出现的问题可随时在屏幕上显示出来，以便于修正。 2 . 采用各种先进的快速滑阀或插装阀，减少阀的换向时间，使阀的响应时间减 少到 1 0 m s 以下。 3 . 采用各种有效的缓冲扎，以减少冲载时的振动及噪声，扩大液压机的应用范 围。 4 . 逐步向柔性加工系统（F M S ）发展，即把微电子技术、自动检测反馈、工业机 器人和自动仓库结合在一起，将多台不同功过程中出现的问题可随时在屏幕上显示 出来，以便于修正。 5 . 出现了快速换模装置，它包括设立中间模具库、模具转台、横向换毡装置及 快速夹紧机构等，以适应多品种小批量的市场需求。例如 H a s e n c l e v e r 的 2 0 M N 下拉 式锻造液压机上，已能将换一副毡子的时间由 1 5 分钟减少到 1 分钟。又如瑞典制造 的 D P 2 0 0 A _ 1 0型深拉延液压机，模具初调在机外进行，安装完毕后进入压力机，新 型夹紧装置使模具在液压机上的拆装时间不到 1 分钟，同时完成行程、压力的调整， 再借助待加工板材进行生产调整，2 分钟内即可投入生产。 - 4 - 1 . 3 液压机的特点 液压机是一种利用液体压力能来传递能量，以实现各种压力加工工艺的机器。 液压机的工作循环一般包括停止，冲液行程，工作行程及回程。液压机的液压系统 包括各种高、低压泵，各种高低压容器（油箱、冲液罐等） ，各种阀及相应的连接管 道。液压机的工作介质主要有两种，采用乳化液的一般称为水压机，采用油的称为 油压机，两种都称为液压机。 乳化液由质量分数为 2 % 的乳化脂和质量分数为 9 8 % 的软水搅拌而成，它应具有 较好的防腐蚀和防锈能力，并有一定的润滑作用。乳化液价格便宜，不燃烧，不易 污染场地，故耗液量大的以及热加工用的液压机，多采用乳化液作为工作介质。 液压机与其他锻压设备相比具有以下特点： 1 基于液压传动的原理，执行元件（缸及注塞或活塞）结构简单，结构上易于 实现很大的工作压力、较大的工作空间和较长的工作行程，因此，适应性强，便于 压制大型工件或较长较高的工件。 2 在行程的任何位置均可产生压力机额定的最大压力。可以在下转换点长时间 保压，这对许多工艺来说，都是十分需要的。 3 可以用简单的办法（各种阀）在一个工作循环中调压或限压，不易超载，容 易保护各种模具。 4 滑块的总行程可以在一定范围内任意地无级地改变，滑块行程的下转换点可 以根据压力或行程位置来控制或改变。 5 滑块速度可以在一定范围内在相当大的程度上进行调节，从而可以适应工艺 过程对滑块速度的不同要求。用泵直接传动时，滑块速度的调节可与压力及行程无 关。 6 与锻锤相比，工作平稳，撞击、振动和噪声较小，对工人健康、厂房周围环 境及设备本身都有很大好处。 液压机的缺点是： 1 用泵直接传动时，安装功率比相应的机械压力机大。 2 由于工作缸内升压及降压都需要一定时间，阀的换向也需要一定的时间，而 且空程速度不够高，因此在快速性方面不如机械压力机。 3 由于液体有可压缩性，在快速卸载时，可能会引起液压机本体或液压系统的 振动，因此不太适合于冲载、剪切等工艺。 4 工作液体有一定的使用寿命，到一定的时间应更换。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 . 4 液压传动的优缺点 液压传动之所以能得到广泛的应用，是由于它具有以下的主要优点： 1 . 由于液压传动是油管连接，所以借助油管的连接可以方便灵活地布置传动机 构，这是比机械传动优越的地方。例如，在井下抽取石油的泵可采用液压传动来驱 动，以克服长驱动轴效率低的缺点。由于液压缸的推力很大，又加之极易布置，在 挖掘机等重型工程机械上，已基本取代了老式的机械传动，不仅操作方便，而且外 形美观大方。 2 . 液压传动装置的重量轻、结构紧凑、惯性小。例如，相同功率液压马达的体 积为电动机的 1 2 % 1 3 % 。液压泵和液压马达单位功率的重量指标，目前是发电机和 电动机的十分之一， 液压泵和液压马达可小至 0 . 0 0 2 5 N / W ( 牛/ 瓦) , 发电机和电动机则 约为 0 . 0 3 N / W 。 3 . 可在大范围内实现无级调速。借助阀或变量泵、变量马达，可以实现无级调 速，调速范围可达 1 2 0 0 0 ，并可在液压装置运行的过程中进行调速。 4 . 传递运动均匀平稳，负载变化时速度较稳定。正因为此特点，金属切削机床 中的磨床传动现在几乎都采用液压传动。 5 . 液压装置易于实现过载保护借助于设置溢流阀等，同时液压件能自行润 滑，因此使用寿命长。 6 . 液压传动容易实现自动化借助于各种控制阀，特别是采用液压控制和电 气控制结合使用时，能很容易地实现复杂的自动工作循环，而且可以实现遥控。 7 . 液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，便于设计、制造和推广使用。 液压传动的缺点是： 1 . 液压系统中的漏油等因素，影响运动的平稳性和正确性，使得液压传动不能 - 6 - 保证严格的传动比。 2 . 液压传动对油温的变化比较敏感，温度变化时，液体粘性变化，引起运动特 性的变化，使得工作的稳定性受到影响，所以它不宜在温度变化很大的环境条件下 工作。 3 . 为了减少泄漏，以及为了满足某些性能上的要求，液压元件的配合件制造精 度要求较高，加工工艺较复杂。 4 . 液压传动要求有单独的能源，不像电源那样使用方便。 5 . 液压系统发生故障不易检查和排除。 总之，液压传动的优点是主要的，随着设计制造和使用水平的不断提高，有些 缺点正在逐步加以克服，液压传动有着广泛的发展前景。 2 总体方案的确定 2 . 1 设计任务分析 2 . 1 . 1 设计要求 某大型水压机的各种动作是通过以分配器为主体的液压机构实现的。开启分配器 的力很大，是通过伺服系统驱动的。设计一驱动系统及控制系统，通过闭环反馈控制， 启闭分配器，实现水压机的控制。 主要设计参数及设计要求： A 分配器规格：6 0 0 * 3 0 0 * 4 2 0 （m m ） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 B 阀开启力：1 5 K N C 开启曲线：1 2 . 5 度推程 1 0 . 9 m m D 阀数量：4 个（通径） E 驱动方式：液压驱动 F P L C 控制 2 . 1 . 2 任务分析 该题目要求我们设计某大型水压机的驱动系统和控制系统，通过闭环反馈控制， 启闭分配器，实现水压机的控制。由于水压机的分配器的实质是根据不同的工作过 程来开闭相应的阀来完成动作。而阀的开启是依靠一个翻板机构的转动来将其顶开， 是由阀芯的运动完成的。因此，设计的重点是设计一个分配器，以及电液伺服控制 系统。设计的控制系统，要实现分配器的动作的自动控制。在设计的控制系统中， 要用到检测装置得到的数据来控制分配器的动作，因此，设计的液压控制系统是一 个闭环控制系统。综上所述，该设计题目的完成需要解决以下几个主要的问题： A . 由于阀的开启所需的开启力比较大，因此阀的开启用什么来驱动？ B . 分配器的具体结构的设计？ C . 如何驱动分配器的动作，使之对应相应的控制信号？ D . 系统要能实现自动操作，要有较高的控制精度和灵敏度，如何实现？ 2 . 2 总体方案的确定 2 . 2 . 1 分配器的设计方案 方案一：阀的开启采用机械系统来实现，如采用凸轮机构来驱动。基本的原理 - 8 - 如图 2 . 1 ：在这个方案中，液压缸带动齿条做往复的直线运动，齿条和齿轮啮合传动 将直线运动转换成圆周运动。 齿轮固定安装在轴上， 另外， 4 个凸轮也固定在该轴上。 凸轮的转动就将分配器上的阀顶开，驱动阀的动作，这样就可以运用液压系统实现 对水压机的操纵控制。在该轴的右端装备有一个单圈绝对型编码器（C V E 1 0 ） ，用此 检测器来检测轴旋转过的角度，藉此来控制阀的开启程度。由于题目要求的凸轮的 开启曲线为 1 2 . 5 度推程 1 0 . 9 m m ，需要凸轮旋转的角度不大，因此所选的检测器必须 将数据准确，快速地传送出来。在该方案中，操作形式为电控形式，分配器的控制 方式为“油控水” 。 分配器 1 . 分配器 2 . F H S 5 8 单圈绝对型编码器 3 . 凸轮 4 . 齿轮 5 . 齿条传动液压缸 6 . 电磁换向阀 图 2 . 1 用凸轮驱动阀的分配器的原理简图 方案二：阀的开启采用液压系统来实现。基本的原理如图 2 . 2 ：在该方案中，阀 的开启由液压缸直接顶开。如图 2 . 2 所示，每个阀的顶杆下方均有一个液压缸，通 过液压系统来控制阀的动作。 方案三：阀的开启采用机械系统来实现。跟方案一不同的是该方案的分配阀采 用的控制机构为摇杆式机构。这种方案的基本原理如图 2 . 3 所示：在这种方案中， 顶杆与转轴强制联接。这样同样也可以实现对分配阀的启闭控制。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 分配器 液压缸 电磁换向阀 图 2 . 2 用液压缸驱动阀的分配器的原理简图 - 10 - 图 2 . 3 强制联接的摇杆结构 2 . 2 . 2 方案的比较和选择 摇杆式结构的优点是可以采用顶杆与转轴强制联接的结构（图 2 . 3 ） 。这种结构 可以使阀可靠地关闭，不致发生因密封和导套处的摩擦使得顶杆中途阻滞而发生阀 关不住的现象。它的缺点是早开的阀必须随晚开的阀继续开启，阀的开启不能任意 的控制。 凸轮式结构的优点是阀的开启曲线可以任意的控制，而且凸轮式结构传递的运 动比较平稳，可靠。在分配阀阀腔并列排列时，较摇杆式可获得较小的力臂长度。 如果采用摇杆式结构，为了减小力臂长度，就得将进液阀和排液阀呈交错排列，但 这种排列确造成了分配器长度的增加，并且力臂的长度也仍较凸轮式为大。 采用液压缸来驱动分配阀的启闭可以获得比较大的开启力，而且结构也比较的 简单。但是液压系统的密封性要求比较高，一旦出现泄露问题，对分配阀的开启控 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 制就会出错。它没有机械系统那样安全、可靠。 方案一中凸轮轴的转动依靠齿轮、齿条的啮合传动来实现，采用齿轮传动有其 自身的优点： 1 ）效率高 在常见的机械传动中，以齿轮传动的效率最高，这对大功率的机械 传动来说十分的重要。 2 ）结构比较紧凑 。 3 ）工作可靠，工作寿命比较长 使用设计正确、合理，维护良好的齿轮机构， 工作十分可靠，寿命可达一、二十年，这也是其它的机械系统所不能比拟的。 4 ）传动比稳定。 综上所述，由于液压系统没有机械系统可靠，而且摇杆式机构的力臂过大，因 此选择第一种方案：分配阀的启闭用凸轮机构来驱动。因此，最终的方案就是，采 用伺服油缸来作为执行机构，推动齿轮齿条机构，带动凸轮机构的转动来驱动分配 阀的启闭。在凸轮轴的一端装备有检测装置来检测分配器的转动角度即油缸的位移， 反馈给控制器实际的位置信号。整个系统是一个数字电液伺服系统。由操作台上操 作手柄、按钮来发出控制信号。由可编程逻辑控制器（P L C ）来实现油压系统的控制， 从而驱动执行油缸，通过机械凸轮机构来实现分配阀的正确动作。 2 . 3 设计内容分析 确定采用方案一，即采用机械机构来驱动分配阀的启闭和正常的动作。由于水 压机的每一个动作都是通过不同的分配阀的启闭来实现的，因此在设计的第一个任 务是设计分配器的机械结构。由于水压机在正常的工作中需要完成的动作比较多， - 12 - 因此一台大型的水压机必须要有若干个分配器来实现水压机的动作，由于题目的要 求是设计某一个分配器，根据题目的要求，本次设计要设计的分配器上有四个分配 阀，而且并没有确定要设计的是什么分配器，所以在设计的过程中，只要实现分配 阀按照一定的规律打开、关闭就可以。假设每次打开两个分配阀，这样，凸轮机构 的设计就比较的简单。另外没有要求分配阀打开时间的运动规律，所以凸轮的廓线 就可以根据实际情况具体的设计，比较自主。 根据方案一，凸轮轴的转动采用齿条传动液压缸来驱动，因此本次设计的第二 个主要任务是设计液压驱动、控制系统。要采用液压系统来驱动液压缸动作来带动 凸轮机构的动作。并且要设计控制系统，要实现分配器的动作的自动控制。在设计 的控制系统中，要用到检测装置得到的数据来控制分配器的动作，因此，设计的液 压控制系统是一个闭环控制系统。设计的系统为一个数字电液伺服系统，由操作台 上操作手柄、按扭发出控制信号，由 P L C 实现油压系统的控制，从而驱动执行油缸， 通过凸轮机构，实现分配器的正确动作。 设计过程主要包括三个方面的内容： 1 . 确定总体方案。根据设计的要求及参考相关的资料，确定出整个设计的总体 方案，并且要比较选优，选择最合适的方案。 2 . 驱动系统设计。主要设计凸轮机构、凸轮轴、支架以及齿条传动液压缸。还 包括键的选择、校核；滚动轴承的选择、校核和挡圈的选择等内容。 3 . 液压系统、控制系统设计。液压系统主要是确定液压系统的基本原理图以及 选择各个液压元件的选择和计算。控制系统主要是 P L C 的选型和确定整个系统的控 制、操作系统框图。 3 驱动系统设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 . 1 凸轮机构的设计 在各种机械，特别是在自动机械和自动控制装置中，广泛地应用着凸轮机构。 凸轮是分配阀驱动系统中十分重要的元件，它可以将旋转运动转换成为直线往复运 动，而且机构简单紧凑。凸轮设计的主要任务是根据工作要求选择合适的凸轮机构 的型式，和推杆运动规律的确定，并合理的选定有关的结构尺寸，然后根据选定的 推杆的运动规律设计合适的凸轮的轮廓曲线。 3 . 1 . 1 推杆的运动规律，形状的确定 由于设计题目只是要求了推程, 考虑到分配器的开启力比较大, 因此推杆的运动 规律选择匀速运动即一次多项式运动规律, 这样分配阀的开启也比较的平稳，整个驱 动系统也就比较的平稳。 设凸轮以等角速度 转动，s 是推杆的位移。a 是推杆的加速度。在推程时， 凸轮的运动角为 0 ，推杆完成行程 h ，当采用一次多项式时，图 3 . 1 为其运动线图 （推程） 。 h s v a ) b ) 0 0 h c ) a + 0 - 14 - 图 3 . 1 顶杆的运动线图 由图可知，推杆在运动开始和终止的瞬时，因速度有突变，所以这时推杆的加 速度在理论上将出现瞬时的无穷大值，致使推杆突然产生非常大的惯性力，因而使 凸轮机构受到极大的冲击，这种冲击称为刚性冲击。这也就是该运动规律的缺点。 但总的来说，推杆的运动还是比较的平稳。 采用对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，这种推杆由于滚子与凸轮轮廓之间为滚 动摩擦，所以磨损比较小，可以用来传递比较大的动力。 3 . 1 . 2 凸轮机构基本尺寸的确定 （1 ）凸轮机构的压力角，基圆半径，凸轮材料的确定 根据实践经验在推程时，对直动推杆，许用压力角 的值一般为 = 3 0 ， 限制推程的压力角 = 3 0 ，则对心直动推杆凸轮机构的基圆为： mms tg d d r s 5 . 74 9 . 10 58 . 0 22 . 0 9 . 10 0 = （3 . 1 ） 则凸轮的基圆半径为 0 r7 4 . 5 m m ，考虑到凸轮轴的尺寸，初选为 0 r = 1 0 0 m m ，则滚 子的半径1510)15 . 0 1 . 0( 0 =rrrm m ，取10= r rm m 。 选择凸轮的材料为4 0 r C， 热处理方法： 高频淬火， 表面5 6 - 6 0 H R C , 芯部4 5 - 5 0 H R C 。 滚子材料选为 T 8 ，淬火 H R C 5 8 6 2 。 （2 ）凸轮机构中的作用力 凸轮机构受力如图 3 . 2 所示： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 图 3 . 2 凸轮机构的受力图 可以忽略滚子和凸轮之间的摩擦力，在这种情况下，以从动件为示力体，则其静力 平衡方程式为： tgu P F ) 12(1 cos/ + = （3 . 2 ） 其中，tgu) 12(+被称为摩擦因子，用f代替，是从动件悬臂长度与导向支 承长度之比，则： f P F = 1 cos/ （3 . 3 ） 其中，从动件上升时取“+ ” ，从动件下降取“- ” ；取u的平均值u= 0 . 1 ， 为了减少从动件支承处的反作用力，减少导轨的磨损，应尽量增大支承处的长 度和减小从动件悬臂长度故取= 0 . 8 ，则 f = 0 . 1 5 沿支杆方向的力： - 16 - f P FF = 1 cos 1 （3 . 4 ） 凸轮轴上的扭矩量： （两个凸轮） rtgr f P FrT F1 sin cos)1 ( sin= = （3 . 5 ） 其中，r 是从凸轮轴中心到所述点的半径，最大扭矩决定于凸轮轴上的载荷, 即 驱动系统所需的功率。 根据公式（3 . 4 ） ，推杆对凸轮轴的作用力： （两个凸轮） 15 . 0 1 8 . 91500 1 1 = = f P F N1 .172946 .12782= 则： NF 1 . 17294 max = 根据公式（3 . 5 ） ，凸轮轴上的扭矩量为： 301 .17294)9 .10100( 1 tgtgrT F += mmN14.1107309= （3 ）凸轮廓线的设计 根据题目的要求, 以及确定的推杆的运动规律, 用作图法设计凸轮的廓线. 其中 为凸轮的转角,s为推杆的推程( 单位: m m ) ； 已知：开启曲线 1 2 . 5 推程 1 0 . 9 m m ； 在工作过程中，推杆等速上升； mmr100 0 = ，mmrrr101 . 0 0 = ； 作图方法如下： 首先对运动角选定某一分度，并根据推杆的运动规律计算其在各分点时的位移 值。现选定分度角为 2 . 5 ，因推杆为等速运动，故可得各分点的位移值如表 3 . 1 所示： 表 3 . 1 各分点推杆的位移 0 2.5 5 5.7 10 12.5 s（m m ） 0 2.18 4.36 6.54 8.74 10.9 确定推杆在反转运动中占据的位置。为此，使推杆由起始位置沿方向绕轴 O 转动, 将推程运动角 1 2 . 5 按 2 . 5 一个分点等分, 得等分角线 O A 、O B 、O C 、O D 、O E ； 此即代表推杆在反转运动中依次占据的位置。 求推杆在复合运动中依次占据的位置。 为此将推程位移表中所计算出的位移值 s ， 直接在等分角线 O A 、O B 、O C 、O D 、O E ，由基圆开始向外量取，得点 a ，b ，c ，d ，e ， 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 次即为推杆的尖顶在复合运动中依次占据的位置。然后再以 o 、a 、c 、d 、e 为圆心， 以滚子的半径 r r为半径，作一系列的圆，再作此圆族的包络线，即为凸轮的廓线。 具体的作图过程如图 3 . 3 所示：图 3 . 4 为凸轮推程段的廓线的放大图。 图 3 . 3 作图法确定凸轮轮廓的示意图 - 18 - 图 3 . 4 推程段轮廓的局部放大图 考虑到凸轮轴的直径尺寸和为了节省凸轮的材料，因此，凸轮的结构如图 3 . 5 所示： 图 3 . 5 凸轮的机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 . 1 . 3 凸轮强度校核 由于分配阀的开启力比较大，所以凸轮的受力比较大，需要对滚子及凸轮轮廓 面间的接触强度进行校核。 滚子从动件盘形凸轮的强度校核公式为： )/( 2 mmN bp F z HHH = ( 3 . 6 ) 式中：F 凸轮与从动件在接触处的法向力，N ； b 凸轮与从动件的接触宽度，m m ； 综合曲率半径。 21 21 + = 式中 ；半径，从动件在接触处的曲率 ；率半径，凸轮轮廓在接触处的曲 mm mm 2 1 两个外凸面接触用“+ ” ，外凸与内凹接触时用“- ” ； H z综合弹性系数（ 2 /mmN） ； 21 21 2 413. 0 EE EE zH + = （3 . 7 ） 式中 1 E , 2 E 分别为凸轮和从动件接触端材料的弹性模量, N / 2 mm； 钢对钢时, 8 .189= H z ；根据机械设计手册，4 0 C r 和 T 8 配对时，对应于相应的热处理方法， 该凸轮机构的极限接触应力为 )/(22001900 2 mmN H =。 则根据公式（3 . 6 ） ，该凸轮机构的接触应力为： H HH mmN b F z = + = 2 0 /2 .1999 9010 9010 20 30cos 1 .17294 8 .189 由于在分配器的设计中，考虑到凸轮机构的摩擦力，设计了专门的润滑机构， 因此该凸轮机构的接触应力可以满足条件，设计出的凸轮机构符合要求。 - 20 - 3 . 1 . 4 顶杆的设计 （1 ）顶杆的材料选择和结构设计 根据凸轮机构的设计，滚子的材料选择 T 8 ，顶杆的材料选为 4 5 号钢。滚子和顶 杆用铆钉联结，并用开口销固定。具体的结构如图 3 . 6 所示。 在该系统中设计了专门的润滑机构。为了防止顶杆旋转，设计了导套，在导套 中开了一个键槽，相应地也设计了一个滑键，这样就可以让顶杆平稳的上下往复移 动以控制分配阀的启闭。滚子和顶杆用铆钉联结起来，滚子和铆钉采用间隙配合， 虽然磨损比较大，但也基本上可以满足要求。铆钉的另一端用一个开口销来防止铆 钉在水平方向的移动过大。导套用螺栓固定在支架上，这样顶杆的移动就比较的平 稳。 挡圈开口销 滚子 铆钉 导套 滑键 顶杆 联接装置 图 3 . 6 顶杆机构的结构图 3 . 2 凸轮轴的设计 轴是组成机器的主要零件之一。在该分配器中，凸轮机构的运动的传递必须通 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 过凸轮轴的转动来进行，它既可以传递动力而且可以支承回转零件。轴的设计主要 包括机构设计和工作能力的计算两个方面的内容。 3 . 2 . 1 确定轴上的功率 P ，转速 n 和转矩T 假设凸轮轴传递的功率为 P = 5 K W ，已知凸轮作用在凸轮轴上的最大的扭矩为 TmmN14.1107309=，则根据公式 n P T9550000=，可以得到： min 12.43 14.1107309 5 95500009550000 r T P n? 3 . 2 . 2 求作用在轴上的零件上的力 （1 ）作用在齿轮上的力 N d T Ft96.16283 136 14.110730922 1 = = NtgtgFF ta 88.59262096.16283= N tgF F nt r 5 . 10047 20cos 58 . 0 96.16283 cos = = （2 ）作用在凸轮上的力 N f P F 1 . 17294 15 . 0 1 8 . 91500 1 max1 = = = - 22 - N F F1 .19970 30cos 1 .17294 cos max max = = 作用在凸轮轴上的扭矩为： ?30 1 . 17294) 9 . 10100( max tgrFtgT mmN14.1107309= 由于凸轮和顶杆机构本身的重量和作用在凸轮轴上的力相比较而言比较小，因 此在轴的校核时可以忽略不计。 3 . 2 . 3 初步确定轴的最小直径 按扭转强度极限来计算，轴的扭转强度条件为： T T T d n P W T = 3 2 . 0 9550000 （3 . 8 ） 式中： T 扭转切应力，M P ； T 轴所受的扭矩，N . m m ； T W 轴的抗扭截面系数， 3 mm； n 轴的转速，r / m i n ； P 轴传递的功率，K W ； d 计算截面处轴的直径，m m ； ?T 许用扭转切应力， a MP ； 由上式可知轴的直径 3 33 2 . 0 955000 2 . 0 9550000 n P n P d TT = 3 n P C= （3 . 9 ） 选择轴的材料为 4 5 号钢，调质处理，根据机械设计手册 ，取110=C；根据 公式（3 . 9 ）可得 mm n P Cd6 .53 12.43 5 110 33 min = 由于轴上零件凸轮，齿轮与轴均用平键联结，因此在轴上有 5 个键槽，考虑到 键槽对轴的强度的削弱程度，应该适当的增大轴的直径。由于mmd100 4 . 5 m m 。用来固 定滚动轴承 6 0 2 2 4 的挡圈为 G B / T 8 9 4 - 1 9 8 6 ，其基本尺寸为 D = 1 2 7 m m ，s = 3 m m 。沟槽 的基本尺寸为mmd124 2 =，m = 3 . 2 m m ，n 6 m m ；因此mmll edcb 3 ? ? lkji ll 3 m m 。 5 . 安装齿轮的轴段的直径为mmd dc 65 ?，取mml dc 110 ?。 6 . 轴的右端与编码器相联结，根据选择的编码器的基本尺寸，取mmd qp 12 ?， mml qp 25 ?。 至此，已经初步确定了凸轮轴的各轴段的尺寸。 轴上零件的周向定位 1 . 齿轮的周向固定选择的是键 B 7018? G B / T 1 0 9 6 - 1 9 7 9 ，11,18=hb； 2 . 1 、4 阀凸轮的周向固定选择的是 B3622? G B / T 1 0 9 6 - 1 9 7 9 ，14,22?hb； 3 . 2 、3 阀凸轮的周向固定选择的是 B4525? G B / T 1 0 9 6 - 1 9 7 9 ，14,25=hb； 同时为了保证齿轮、凸轮的轮毂与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂 与轴的配合为 H 7 / k 6 ，凸轮轮毂与轴的配合为 H 7 / k 6 。滚动轴承与轴的配合是借助过 盈配合来保证的，选轴的直径公差为6k。 确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端的倒角为?452，各轴肩的圆角半径见附录图 F P Q - 0 4 。 3 . 2 . 5 轴的强度校核 （1 ）确定轴上的载荷 - 28 - 根据轴的结构图（图 3 . 7 ） ，首先作出 2 、3 凸轮作用时轴的计算简图（图 3 . 1 0 ） 图 3 . 1 0 2 、3 凸轮工作时轴的计算简图 图 3 . 1 0 为 2 、3 凸轮工作时的轴的计算简图，当 1 、4 凸轮工作时，计算简图和 3 . 1 0 相似，由轴上零件的分布状态可知，1 、4 凸轮工作时比 2 、3 凸轮工作时轴更 加安全。因此在轴的校核时，只要讨论 2 、3 凸轮工作的状况就可以了。 根据轴的计算简图，利用卡氏定理，可以求得轴上的作用力为： 已知： NVa88.5926= NVb05.8647? NVc05.8647? NHa96.16283= NHb75.9984? NHc75.9984? 可以求得 1 、2 、3 轴承处的作用力： NV8 .11853 1 = NV4 .2963 2 = NV66.13568 3 = NH5 .28953 1 = NH4 .3257 2 = NH 9 . 32610 3 = 根据轴的计算简图和各力的大小，画出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图（图 3 . 1 1 ） 。 从轴的结构图和计算弯矩图可以看出截面 1 1 处的计算弯矩最大， 是轴的危险 截面。现将计算出的截面 1 1 处的 H M、 V M 、M和 ca M的值列与表 3 . 2 中。 表 3 . 2 截面 1 1 处的 H M、 V M、M和 ca M的值 载荷 水平面H 垂直面V 支反力R NH5 .28953 1 = NH4 .3257 2 = NV8 .11853 1 = NV4 .2963 2 = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 NH 9 . 32610 3 = NV66.13568 3 = 弯矩M mmNM H 1997976 1 ? mmNMV2 .727196 1 = 总弯矩 mmNM 952.1860938 扭矩T mmNT14.1107309 1? 计算弯矩 ca M mmNMca 5 . 1975981 1 ? （2 ）按弯扭合成应力校核轴的强度 在校核时只对承受最大计算弯矩的截面（截面 1 1 ）进行校核，根据轴的强度 校核公式及表 3 - 3 中的数据有： 67.25 3 .76997 5 .1975981 1 ? W Mca ca a MP 前已选定轴的材料为 4 5 号钢，调质处理，由设计手册查得 a MP55 1 = ，因此 1 ca，故轴安全。 3 . 3 齿轮、齿条传动的设计 在设计的驱动系统中，凸轮轴的转动是依靠齿轮、齿条的啮合传动而不是依靠 电动机或者别的机构来实现的。因此本节主要介绍齿轮、齿条的机构和基本尺寸， 以及对该齿轮、齿条啮合传动的强度校核。由于该机构的齿条的移动是依靠来液压 缸来驱动的，因此本节也介绍了设计的液压缸的缸体的结构和基本的尺寸。 - 30 - 图 3 . 1 1 轴的载荷分布图 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 . 3 . 1 齿轮、齿条结构的设计和基本尺寸的确定 （1 ）基本尺寸的确定 传递的转矩 T = 1 1 0 7 3 0 9 . 1 4 N . m m ；假设传递的功率为 P = 5 K w ；齿条的移动的速度 为 0 . 3sm/。 选择齿轮的模数为 4 。 选择齿轮的材料为 4 5 号钢， 调质处理， 硬度 2 4 0 H B S ， 齿条的材料为 Z G 3 4 0 - 6 4 0 ， 常化处理，硬度 1 9 0 H B S ； 则有： mm n v d9 .132 14.4314. 3 3 . 06000060000 1 1 = = 圆整后取mmd136 1? 。 34 4 136 1 1 = m d z 齿顶高： mmmhhh aaa 4 21 = ； 齿根高： mmmchhh aff 5425. 1)( 21 =+= ； 齿高： mmmchhh a 9425. 2)2( * 21 =+=； 齿轮的齿顶圆直径： mmmhdd aa 14481362 11 1 =+=+=； 齿轮的齿根圆直径： mmhdd ff 126101362 1 1 =； 齿距： mmmP56.12? ； 齿条齿宽： mmb80 2 ?； 齿轮齿宽： mmb75 1? ； （2 ）基本结构的确定 根据确定的方案，齿条做在活塞液压缸的活塞杆上，齿条在上方，齿轮在下方， 具体的结构如图 3 . 1 2 所示： - 32 - 齿条 齿轮 齿条 键 轴 图 3 . 1 2 齿轮，齿条传动机构 3 . 3 . 2 齿轮，齿条机构强度的校核 根据选择的设计方案，该齿轮，齿条机构为闭式传动，因此该齿轮，齿条的最 主要的失效形式为齿面点蚀，因此在强度校核时主要计算其齿面接触疲劳强度。 根据校核公式 3 . 1 0 ： H t EH u u bd KF Z = 1 5 . 2 1 MPa（3 . 1 0 ） 式中： E Z弹性影响系数； K载荷系数； t F 作用在齿轮上的周向力，N ； b 齿轮的设计宽度，m m ； 1 d齿轮的分度圆直径，m m ； u齿数比； 由于选择齿轮的材料为 4 5 号钢，调质处理，硬度 2 4 0 H B S ，齿条的材料为 Z G 3 4 0 - 6 4 0 ，常化处理，硬度 1 9 0 H B S ；由机械设计中第十章齿轮传动中的图表可 知，该齿轮，齿条机构的极限接触应力为 ?MPa H 1100?。相应得，根据机械设 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 计手册可以得到，该机构的MPaZE8 .189?，K = 1 . 2 6 ，u= 1 . 2 ；因此，根据公式 3 . 1 0 ，该齿轮、齿条机构的接触应力为： 2 . 1 12 . 1 13675 96.1628326. 1 8 .1895 . 2 1 5 . 2 1 + = = u u bd KF Z t EH ?8 .1895 . 21 . 9 = 9 0 1 . 6MPa ?MPa H 1100? 根据以上的强度验算，设计出的齿轮、齿条机构符合要求。 3 . 4 支架的设计 在设计的分配器中包括凸轮轴、凸轮机构、液压缸以及滚动轴承，这些零件和 机构都必须依靠支架来支撑起来， 因此本节主要介绍设计的支架的结构和基本尺寸。 3 . 4 . 1 支架的结构设计 由于在该分配器中，支架只是将安装在凸轮轴上的零件支撑起来，并且考虑到 轴上零件的安装工艺，支架选择为焊接件。具体的结构如图 3 . 1 3 所示：支架的结构 为用钢板直接焊接而成，水平方向布置的为上下各一块钢板，形状为矩形，竖直方 向布置的为三块钢板，形状为梯形，中间挖出一个可以焊接轴承座的圆孔。并且在 支架的中间竖直焊接两块钢板，用此来作为固定顶杆导套的支架。 - 34 - 图 3 . 1 3 支架的结构和尺寸 3 . 4 . 2 支架的基本尺寸 根据设计的要求和给定的分配器的大小，支架的基本尺寸如图 3 . 1 3 所示，由于 不知道分配器的具体重量，以及设计的零件的重量只能进行估算，所以粗选钢板的 厚度为 2 0mm。 由于采用焊接件，所以选择的材料必须有比较好的可焊性。根据设计手册的要 求，选择 Z G 2 3 0 - 4 5 0 。在普通的条件下就可以焊接。 3 . 5 分配器的装配图 根据前面的设计内容，已经设计出了凸轮机构、凸轮轴、导套以及支架，并且 选择了滚动轴承、挡圈以及螺栓等零件。 如图 4.14 所示，a 图为装配图的主视图，b 图为装配图的俯视图，c 图为装配图 的左视图。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 . 6 其它轴上零件的设计、选择和校核 3 . 6 . 1 键的校核 （1 ）固定齿轮的平键的校核 齿轮的周向固定选择的是键 B 7018? G B / T 1 0 9 6 - 1 9 7 9 ，11,18=hb；键的工作 长度为mml70?，键的材料用 4 5 号钢，由设计手册有 ?MPa P 120100?。 普通平键联接的强度条件为： P P kld T = 3 102 MPa（3 . 1 1 ） 式中：T 传递的转矩，mN； k键与轮毂键槽的接触高度，hk5 . 0?，此处h为键的高度，mm； l键的工作长度，mm； d轴的直径，mm； 因此，根据公式 3 . 1 1 ? ? ? ? ? ? 65705 . 5 14.11073092102 3 kld T P 8 8 . 4 9 ?MPa P 120100? 因此，该键的强度符合要求。 - 36 - a ）分配器的主视图 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 - 38 - b ）分配器的俯视图 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643