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某大型水压机的驱动系统和控制系统 水压机系统和 大型水压机的驱动系统和控制系统 驱动系统及控制系统 压机和水压机

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内容简介：

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：600*300*420（mm）B阀开启力：15KNC开启曲线：12.5度推程10.9mmD阀数量：4个（通径）E驱动方式：液压驱动FPLC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（CVE10），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12.5度推程10.9mm，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”。 1.分配器 2.FHS 58 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。图2.2 用液压缸驱动阀的分配器的原理简图图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（PLC）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，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PLC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PLC的选型和确定整个系统的控制、操作系统框图。9- -3 驱动系统设计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，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）。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=30，限制推程的压力角=30，则对心直动推杆凸轮机构的基圆为： （3.1）则凸轮的基圆半径为74.5mm，考虑到凸轮轴的尺寸，初选为=100mm，则滚子的半径mm，取mm 。选择凸轮的材料为40，热处理方法：高频淬火，表面56-60HRC,芯部45-50HRC。滚子材料选为T8，淬火HRC5862。（2）凸轮机构中的作用力 凸轮机构受力如图3.2所示： 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： （3.2）其中，被称为摩擦因子，用代替，是从动件悬臂长度与导向支承长度之比，则： （3.3）其中，从动件上升时取“+” ，从动件下降取“-” ；取的平均值=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=0.15沿支杆方向的力： （3.4）凸轮轴上的扭矩量：（两个凸轮） （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） 则： 根据公式（3.5），凸轮轴上的扭矩量为： （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,为推杆的推程(单位:mm)；已知：开启曲线 12.5推程10.9mm ； 在工作过程中，推杆等速上升； ， ；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02.555.71012.5（mm）02.184.366.548.7410.9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12.5按2.5一个分点等分,得等分角线OA、OB、OC、OD、OE；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OA、OB、OC、OD、OE，由基圆开始向外量取，得点a，b，c，d，e，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 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： (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，mm； 综合曲率半径。 式中 两个外凸面接触用“+” ，外凸与内凹接触时用“-” ； 综合弹性系数（）； （3.7）式中 ,分别为凸轮和从动件接触端材料的弹性模量,N/； 钢对钢时, ；根据机械设计手册，40Cr和T8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。 则根据公式（3.6），该凸轮机构的接触应力为：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。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T8，顶杆的材料选为45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。 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=5KW，已知凸轮作用在凸轮轴上的最大的扭矩为T，则根据公式，可以得到：3.2.2 求作用在轴上的零件上的力（1）作用在齿轮上的力 （2）作用在凸轮上的力 作用在凸轮轴上的扭矩为： 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： （3.8）式中： 扭转切应力，MP； 轴所受的扭矩，N.mm； 轴的抗扭截面系数，； 轴的转速，r/min； P 轴传递的功率，KW； d 计算截面处轴的直径，mm； 许用扭转切应力，；由上式可知轴的直径 （3.9）选择轴的材料为45号钢，调质处理，根据机械设计手册，取；根据公式（3.9）可得 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，故增大20%35%，取22%；因此有；此即为承受扭矩轴段的最小直径。3.2.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，根据设计的要求，轴上必须安装轴承，轴承座，凸轮，平键，齿轮，编码器，挡圈等零件。由于分配阀的分布呈中心对称，拟定轴上的零件分别从左边和右边装入，这样就对各轴段的粗细有了初步的安排。（2）根据轴上零件定位的要求确定轴各段的长度轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行周向和轴向的定位，以保证其准确的工作位置。具体的结构和定位方式如图3.7所示：图3.7 轴的结构设计及轴上零件的固定如图所示，凸轮的轴向定位一边用锁紧挡圈（如图3.8所示），挡圈用内六角锥端紧定螺钉固定，另一边用轴肩来定位；周向用普通平键来固定。中间的滚动轴承内圈用轴用弹性挡圈固定（如图3.9所示），外圈用轴承端盖来定位。右边的滚动轴承的内圈用轴肩来固定，外圈用轴承座来固定。编码器采用直插销来固定在轴端。齿轮的周向定位平键，轴向定位采用锁紧挡圈，齿轮两边的滚动轴承一边用挡圈来定位，一边用轴承盖来定位。图3.8 凸轮的轴向和周向固定方法图3.9 滚动轴承的轴向固定根据轴向定位的要求确定轴的各段长度1.初步选择滚动轴承：因轴承只受到径向力，故选择深沟球轴承。根据，选择特轻系列滚动轴承60013。其尺寸。根据，选择轻系列的滚动轴承60213，其基本尺寸为=。因此；由于轴段和轴上的深沟球轴承的其中一边用轴肩定位，根据机械设计手册，利用轴肩定位时，轴肩的高度h=（0.070.1），故取h=6.5mm 。因此轴段和段的直径尺寸初步选择为 。根据轴的机构和轴肩定位的要求，拟定轴段的直径为120mm。根据该轴段的直径，拟定选择中系列的深沟球轴承60224，其基本尺寸为。该轴承的内圈采用轴用弹性挡圈来定位，根据机械设计手册取。2.取安装1、4阀凸轮的轴段的轴径为。根据分配器的尺寸的要求及分配阀的分布状态和轴肩定位的要求，取120mm。 由于1、4阀凸轮的一边用轴肩来定位，根据轴肩定位的要求，故拟定轴段和段的直径为，取。3.轴承60213的端盖的厚度为49mm；轴承60224的端盖的厚度为20mm；轴承60013的端盖的厚度为40mm。根据轴的机构的要求，取，；4.挡圈的选择：用来固定凸轮1、4的挡圈选为螺钉锁紧挡圈，为GB/T884-1986 ，H=22mm、D=115mm；螺钉用。用来固定凸轮2、3的挡圈选为也选为螺钉锁紧挡圈，为GB/T884-1986 ，基本尺寸为H=25mm，D=130mm；螺钉选为。用来固定滚动轴承60013的轴用弹性挡圈选为A型，挡圈GB/T894-1986。基本尺寸为D=69.2mm，s=2.5mm；沟槽的尺寸为，m=2.7mm，n4.5mm。用来固定滚动轴承60224的挡圈为GB/T894-1986 ，其基本尺寸为D=127mm，s=3mm。沟槽的基本尺寸为，m=3.2mm，n6mm；因此 3mm。5.安装齿轮的轴段的直径为，取。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，。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 GB/T1096-1979，； 2.1、4阀凸轮的周向固定选择的是B GB/T1096-1979，； 3.2、3阀凸轮的周向固定选择的是B GB/T1096-1979，；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H7/k6，凸轮轮毂与轴的配合为H7/k6。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。确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端的倒角为，各轴肩的圆角半径见附录图FPQ-04。3.2.5轴的强度校核（1）确定轴上的载荷 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3.10）图3.10 2、3凸轮工作时轴的计算简图图3.10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3.10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： 可以求得1、2、3轴承处的作用力： 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3.11）。 从轴的结构图和计算弯矩图可以看出截面11处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算出的截面11处的、和的值列与表3.2中。表3.2 截面11处的、和的值载荷水平面垂直面支反力 弯矩总弯矩扭矩计算弯矩（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11）进行校核，根据轴的强度校核公式及表3-3中的数据有： 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得，因此，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。图3.11 轴的载荷分布图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=1107309.14 N.mm；假设传递的功率为P=5Kw；齿条的移动的速度为0.3。 选择齿轮的模数为4。 选择齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度240HBS，齿条的材料为ZG340-640，常化处理，硬度190HBS； 则有： 圆整后取。 齿顶高： ； 齿根高： ； 齿高： ；齿轮的齿顶圆直径： ；齿轮的齿根圆直径： ；齿距： ；齿条齿宽： ；齿轮齿宽： ；（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3.12所示：图3.12 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3.10： （3.10）式中：弹性影响系数； 载荷系数； 作用在齿轮上的周向力，N； b齿轮的设计宽度，mm； 齿轮的分度圆直径，mm； 齿数比； 由于选择齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度240HBS，齿条的材料为ZG340-640，常化处理，硬度190HBS；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。相应得，根据机械设计手册可以得到，该机构的，K=1.26，=1.2；因此，根据公式3.10，该齿轮、齿条机构的接触应力为： 1.9=901.6 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3.13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。图 3.13 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3.13所示，由于不知道分配器的具体重量，以及设计