某大型水压机的驱动系统和控制系统驱动系统设计3.doc
XYY01-102@某大型水压机的驱动系统和控制系统
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机械毕业设计全套
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XYY01-102@某大型水压机的驱动系统和控制系统,机械毕业设计全套
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- 11 - 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）。 hsv a)b)00hc)a+0图 3.1 顶杆的运动线图 nts- 12 - 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： mmstgddrs5.749.1058.0 22.09.100 （ 3.1） 则凸轮的基圆半径为 0r74.5mm，考虑到凸轮轴的尺寸，初选为0r=100mm，则滚子的半径 1510)15.01.0(0 rr rmm，取 10rr mm 。 选择凸轮的材料为 40 rC ，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 HRC58 62。 （ 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 nts- 13 - 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： tguPF )12(1 co s/ （ 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： fPF 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=0.15 沿支杆方向的力 ： fPFF 1co s1 （ 3.4） 凸轮轴上的扭矩量：（两个凸轮） r t grf PFrT F 1s inc o s)1(s in （ 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） 15.01 8.9150011 fPFN1.172946.12782 则： NF 1.17294max 根据 公式（ 3.5），凸轮轴上的扭矩量为： 301.1 7 2 9 4)9.101 0 0(1 tgtgrT F mmN 14.1107309 （ 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 :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； mmr 1000 ， mmrrr 101.0 0 ； nts- 14 - 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 （ mm） 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 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 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 nts- 15 - 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 nts- 16 - 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： )/( 2mmNbpFz 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， mm； 综合曲率半径。 2121 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mmmm21 两个外凸面接触用“ +” ，外凸与内凹接触时用“ -” ； Hz 综合弹性系数（ 2/ mmN ）； 21212413.0 EE EEz H （ 3.7） 式中 1E , 2E 分别为凸轮和从动件接触端材料的弹性模量 ,N/ 2mm ； 钢对钢时 , 8.189Hz ；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 )/(22001900 2mmNH 。 则根据公式（ 3.6），该凸轮机构的接触应力为： HHH mmNbFz 20 /2.1999901090102030c os1.172948.189 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。 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。 nts- 17 - 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。 nts- 18 - 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 mmN 14.1107309 ，则根据公式nPT 9550000， 可以得到：m in12.4314.1107 309 59550 0009550 000 rTPn 3.2.2 求作用在轴上的零件上的力 （ 1） 作用在齿轮上的力 Nd TF t 96.1 6 2 8 31 3 6 14.1 1 0 7 3 0 9221 NtgtgFF ta 88.59262096.16283 NtgFF ntr 5.1004720c o s58.096.16283c o s （ 2） 作用在凸轮上的力 NfPF 1.1729415.01 8.915001m a x1 NFF 1.1 9 9 7 030c o s 1.1 7 2 9 4c o s m a xm a x 作用在凸轮轴上的扭矩为： 301.17294)9.10100(m a x tgr F tgT mmN 14.1107309 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： TTT dnPWT 32.09 55 0 0 00 （ 3.8） nts- 19 - 式中： T 扭转切应力， MP； T 轴所受的扭矩， N.mm； TW 轴的抗扭截面系数， 3mm ； n 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； T 许 用扭转切应力，aMP； 由上式可知轴的直径 333 2.09550002.09550000 nPnPd TT 3 nPC （ 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 110C ；根据公式（ 3.9）可得 mmnPCd 6.5312.43 5110 33m i n 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 mmd 100 ，故增大 20%35%，取 22%；因此有 mmd 65min ；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： nts- 20 - 图 3.7 轴的结构设计及轴上零件的固定 nts- 21 - 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。 平键凸轮紧定螺钉轴挡圈图 3.8 凸轮的轴向和周向固定方法 轴滚动轴承轴用弹性挡圈图 3.9 滚动轴承的轴向固定 nts- 22 - 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mmd ba 65 ，选择特轻系列滚动轴承 60013。其尺寸 1810065 BDd 。根据mmd fe 65 ，选择轻系列的滚动轴承 60213，其基本尺寸为 BDd = 2312065 。因此 mmdddpofeba 65 ；由于轴 fe 段和轴 po 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=（ 0.07 0.1）d ，故取 h=6.5mm 。因此轴 gf 段和 on 段的直径尺寸初步选择为mmdd ongf 80 。根据轴的机构和轴肩定位的要求，拟定轴 mh 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)(402 1 51 2 0 mmBDd 。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 mmlkj 40 。 2.取安装 1、 4阀凸轮的轴段的轴径为 mmddongf 80 。根据分配器的尺寸)(3 0 04 2 06 0 0 mm 的要求及分配阀的分布状态和轴肩定位的要求， 取 fel 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 hg 段和 nm 段的直径为 mmddnmhg 95 ，取 mmlon 114 。 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 mmlml 27 ， mmlih 27 ； 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 2512M 。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 2512M 。 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 mmd 682 ， 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 mmd 1242 ， m=3.2mm， n6mm；因此 mmlledcb 3 lkji ll 3mm。 5.安装齿轮的轴段的直径为 mmddc 65 ，取 mmldc 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 mmdqp 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 GB/T1096-1979， 11,18 hb ； 2.1、 4阀凸轮的周向固定选择的是 B 3622 GB/T1096-1979， 14,22 hb ； nts- 23 - 3.2、 3阀凸轮的周向固定选择的是 B 4525 GB/T1096-1979， 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 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 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 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： NV a 88.5926 NV b 05.8647 NV c 05.8647 NHa 96.16283NHb 75.9984NHc 75.9984可以求得 1、 2、 3 轴承处的作用力： NV 8.118531 NV 4.29632 NV 66.135683 NH 5.289531 NH 4.32572 NH 9.326103 nts- 24 - 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 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 HM 、VM、 M 和caM的值列与表 3.2中。 表 3.2 截面 1 1 处的 HM 、VM、 M 和caM的值 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 R NH 5.289531 NH 4.32572 NH 9.326103 NV 8.118531 NV 4.29632 NV 66.135683 弯矩 M mmNM H 1 9 9 7 9 7 61 mmNMV 2.7 2 7 1 9 61 总弯矩 mmNM 95 2.18 60 93 8 扭矩 T mmNT 14.1 1 0 7 3 0 91 计算弯矩caMmmNMca 5.1 9 7 5 9 8 11 （ 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： 67.253.76997 5.19 75 98 11 WM caca aMP前已选定轴的材料为 45号钢 ，调质处理，由设计手册查得 aMP551 ，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。 nts- 25 - 图 3.11 轴的载荷分布图 nts- 26 - 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 sm/ 。 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： mmn vd 9.13214.4314.3 3.06000060000 11 圆整后取 mmd 1361 。 34413 611 mdz齿顶高： mmmhhhaaa 421 ； 齿根高： mmmchhhaff 5425.1)(21 ； 齿高： mmmchhha 9425.2)2( *21 ； 齿轮的齿顶圆直径： mmmhddaa 14481362 11 1 ； 齿 轮的齿根圆直径： mmhddff 126101362 11 ； 齿距： mmmP 56.12 ； 齿条齿宽： mmb 802 ； 齿轮齿宽： mmb 751 ； （ 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： nts- 27 - 齿条齿轮齿条键轴图 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： HtEH uubdKFZ 15.21MPa （ 3.10） 式中： EZ 弹性影响系数； K 载荷系数； tF 作用在齿轮上的周向力， N； b 齿轮的设计宽度， mm； 1d 齿轮的分度圆直径， mm； u 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 MPaH 1100。相应得，根据机械设计手册可以得到，该机构的 MPaZ E 8.189 ， K=1.26， u =1.2；因此，根据公式 3.10，该齿轮、齿条机构的接触应力为： 2.112.11367596.1628326.18.1895.215.21uubdKFZ tEH 8.1895.2 1.9=901.6MPa MPaH 1100 根据以上的强度验算，设计出的齿轮 、齿条机构符合要求。 nts- 28 - 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，以及设计的零件的重量只能进行估算，所以粗选钢板的厚度为 20mm 。 nts- 29 - 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 ZG230-450。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。 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 GB/T1096-1979， 11,18 hb ； 键的工作长度为 mml 70 ，键的材料用 45号钢，由设计手册有 M PaP 120100。 普通平键联接的强度条件为： PP kldT 3102 MPa （ 3.11） 式中： T 传递的转矩， mN ； k 键与轮毂键槽的接触高度， hk 5.0 ，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 3.11 65705.5 14.1 1 0 7 3 0 921023k ldTP88.49 M P aP 120100 因此，该键的强度符合要求。 nts- 30 - a）分配器的主视图 nts- 31 - b）分配器的俯视图 nts- 32 - c）分配器的侧视图 图 3.14 分配器的装配图 nts- 33 - （ 2） 固定 1、 4 阀凸轮的键的校核 1、 4阀凸轮的周向固定选 择的是 B 3622 GB/T1096-1979， 14,22 hb ； 键的工作长度为 mml 36 ，键的材料用 45号钢，由设计手册有 M P aP 120100 因此，根据公式 3.11 93.5480367 14.11073091023 k l
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