罗壮_大功率机车牵引拉杆拆装小车设计

1、目录大功率机车牵引拉杆拆装小车设计专 业：车辆工程 学 号：20111310010426 学生姓名：罗壮 指导老师：肖乾摘 要 随着经济的发展，大功率机车在铁路运输中扮演着越来越重要的角色，大功率机车的检修作业也随之增加。在机车保有量不变的前提下，则检修作业的效率与铁路运输的效益息息相关。然而，机车牵引拉杆不仅大而笨重，并且由于安装在车底，不能用天车调运，给维修人员造成很大的困扰。本次设计在借鉴现有大功率机车牵引拉杆拆装小车的基础上，对其在实际使用过程中的一些不足进行了改良和优化。小车走行部分采用后轮驱动，减速器采用蜗杆传动，前轮为万向导轮。操作平台部分具有纵向和横向的微调能力，并采用三级油缸

2、双缸同步控制来实现操作平台的升降，且能满足牵引拉杆的倾斜拆装。设计过程使用了CAD、Pro/E等工程制图软件进行了大功率机车牵引拉杆拆装小车机械结构以及液压缸的建模，并用FluidSIM进行了液压系统的设计与仿真。关键词：牵引拉杆； 拆装小车； 机械结构； 液压缸； 液压系统； 仿真AbstractThe design of the trolley used for disassembly and assembly of the draw bar of the high-power locomotivesAbstract With the development of economy, the

3、 high-power locomotives plays a more and more important role in railway transportationin, and the maintenance of high-power locomotives is also increasing. On the premise of the same amount of thelocomotive,the efficiency of maintenance is closely related to the benefit of railway transportation.How

4、ever , the draw bar of the locomotive is not only big but also heavy, and because of installed under the vehicle, it can not be transported with a crane, so caused a great distress to maintenance personnel. The design improved some shortcomings of the existing trolley used for disassembly and assemb

5、ly in actual use. The rotate of the rear wheel drive the trolley, and the rear wheel rotated by the worm gear reducer, the front wheel can be rotated at any angle.The operating platform can move laterally and vertically a little distance and rise or fall by two hydraulic cylinders which can move tog

6、ether, moreover it can be tilted when need. I have used the engineering drawing software,such as CAD, Pro/E to build the geometric model of the mechanical structure of the trolley and the hydraulic cylinder,besides I have designed and simulated the hydraulic system by FluidSIM.Key words: draw bar; t

7、he trolley used for disassembly and assembly; mechanical structure; Hydraulic cylinder; the hydraulic system; simulation 目录目 录第1章 绪 论11.1 大功率机车牵引拉杆拆装设备现状11.2 牵引拉杆拆装小车的设计要求2第2章 小车运动部分设计计算32.1 设计方案3 2.2 电动机选型.32.3 蜗轮蜗杆计算42.4 轴的设计82.5 轴承与键的强度校核132.6 钢架结构设计152.7 小车运动部分仿真15第3章 操作平台的设计建模与仿真173.1 操作平台设计方案1

8、73.2 主要零部件的建模203.3 操作平台的仿真22第4章 液压缸选型244.1 液压缸的种类和特点244.2 伸缩式液压缸工作原理24第5章 液压缸设计计算265.1 液压缸工况分析265.2 三级缸基本参数选择265.3 活塞杆强度及稳定性校核275.4 三级缸缸筒的设计与校核295.5 三级缸缸底结构及厚度计算295.6 三级缸活塞及导向套设计295.7 二级缸尺寸计算305.8 一级缸尺寸计算315.9 液压缸尺寸参数确定32第6章 液压系统的设计与仿真336.1 Fluidsim软件的介绍336.2 设计要求336.3 液压系统的设计336.4 液压系统的仿真36结 论38参考文

9、献39致 谢40附 录.41 外文翻译.41华东交通大学毕业设计（论文）第1章 绪 论随着近年来随着中国经济的持续较快增长，铁路货运的需求也随着增加，因此大功率机车在铁路运输中扮演着越来越重要的角色，渐渐取代了东风系列的内燃机车和韶山系列的电力机车，与此同时，大功率机车的检修作业也随之增加。为了保证机车的正常运行，除了机车乘务员的日常检查和维修外，还必须进行各种定期检修1。在机车保有量不变的前提下，检修作业的效率关系到整个铁路运输的效益。所以，提高检修效率是很有必要的。然而，机车牵引拉杆不仅大而笨重，并且由于安装在车底，不能用天车调运，给维修人员造成很大的困扰。本次设计在借鉴现有大功率机车牵引

10、拉杆拆装小车的基础上，对其在实际使用过程中的一些不足进行了改良和优化。使用了CAD、Pro/E等工程制图软件进行了拆装小车机械部分的设计与建模，并用FluidSIM进行了液压系统的设计与仿真。1.1 大功率机车牵引拉杆拆装设备现状牵引装置是传递转向架与车体之间的牵引力和制动力的机械装置，在机车通过曲线或上下振动时，使转向架与车体自由回转和摆动，对高速机车来说，连接装置性能的好坏，直接影响机车动力学性能，车体与转向架之间良好的横向弹性连接，可以改善机车横向的运行平稳性及粘着重量利用率2。为了保障机车的正常运行，必须按规定对牵引装置进行定期检修，检查牵引拉杆、连杆、法兰以及牵引座有无裂纹，牵引橡胶

11、关节、连杆橡胶关节有无裂纹和老化，检查各紧固螺栓有无松动脱落等。武汉铁路局大功率机车检修段采用的是由株洲市三源铁路机电有限公司设计的拆装设备，设备由电动牵引杆拆装车、车载式液压站、二级举升油缸双缸同步控制系统、微调对位系统、小车驱动电机、液压控制系统等组成。设备为自行走式拆装机，设置为1个升降平台，1个辅助平台，采用二级油缸双缸同步控制。具备自走行和液压系统控制举升功能。完成第一组牵引杆拆卸后，举升托架将牵引杆放在辅助平台上，再拆卸第二组牵引杆，该设备也可以完成上述部件的安装。拆卸时采用微调对位系统精确对位，整机可托举牵引杆在检修工位之间普通地面上行驶。襄阳国铁机电有限公司也设计了一款牵引装置

12、拆卸专用装置，与前者类似，由前后轮轮径不一的小车承载的操作平台，具有一定的横向移动能力和升举能力，拆装牵引拉杆时，将小车移动至车底，并调节平台到合适高度进行拆装，只是操作平台的设计略有不同，左右各有三个液压缸，通过左右液压缸的高度不同来实现倾斜。1.2 牵引拉杆拆装小车的设计要求1.2.1 拆装小车的功能要求大功率机车牵引拉杆拆装小车可以大大减轻检修人员拆装牵引拉杆的劳动强度，并提高效率。适用于HXD1、HXD2、HXD3型大功率电力机车牵引杆和牵引座的拆卸、组装及更换作业的牵引杆拆装设备应满足和谐型六轴交流传动电力机车2年检,6年检过程中按牵引杆的检修工艺，进行分解拆卸及安装。拆装车能托举牵

13、引杆组件方便的从转向架底部移进、移出，并在普通地面上行驶。并且，产品设计要求应当能安全、高效、保质的工作，噪音小，具有技术先进，结构设计合理、操作简便、安全可靠、便于维护且具有良好的维修性等优点。1.2.2 牵引拉杆的技术参数包括HXD1、HXD2、HXD3在内的机车牵引拉杆的主要技术参数如下所示： 牵引杆重量（kg） 1000最大外形尺寸 4050×460×175其中，HXD2、HXD3机车牵引拉杆是一体式倾斜安装的，而HXD1机车牵引拉杆则是组合式的，如下图1-1所示，5和9分别指代牵引杆一和牵引杆二，二者之间由图示圆圈部分的连杆及牵引销套连接。图1-1 HXD1机车牵

14、引拉杆结构图1.2.3 拆装小车的技术参数大功率机车牵引拉杆拆装小车主要包括两大部分，小车运动部分以及操作平台部分，小车运动部分包含电动机和减速箱的设计计算以及车体结构的设计，而操作平台部分则包括液压缸的选型与设计计算以及液压系统的设计与仿真。运动部分与操作平台部分的技术参数如下。（1） 运动部分的技术参数 小车承载能力 最大质量为4t左右 小车运行速度 0.2m/s左右，即12m/min（2）操作平台的技术参数操作平台的作用是拆装牵引拉杆，应满足以下要求： 1、能够稳定升举，最大升举高度为1000mm左右，最大升举力为2t； 2、能够实现平台倾斜，倾斜角度最大为11°左右； 3、有

15、一定的横向和纵向移动能力，保证牵引拉杆准确高效的拆装。第2章 小车运动部分设计计算2.1 设计方案根据小车运动部分的技术参数，运动部分分以下几步进行设计。首先确定小车驱动方式，小车后轮采用电机驱动，前轮使用万向导轮，便于转向灵活。然后根据传动比选择减速箱传动形式，同时由于小车速度很慢，需要的传动比比较大，减速器传动形式选择蜗杆传动。接着确定小车车体结构，小车车体支撑采用由角钢与槽钢组合的钢架结构，角钢与槽钢之间用螺栓连接固定，在满足小车的承载强度的同时，自重也比较轻。最后对运动部分进行运动仿真分析，保证各方面设计能够满足要求。2.2 电动机选型拆装小车在室内工作运行，车轮滚动所需要的滚动摩擦力

16、4 （2-1）式中 滚动摩阻系数，查下表2-1取=10； R车轮半径，R=150mm； P小车受到的总重力，40kN。表2-1 常用材料的滚动摩阻系数材料名称材料名称铸铁与铸铁铁质车轮与钢轨木与钢木与木软木与软木淬火钢珠与钢0.50.050.30.40.50.81.50.01软钢与钢有滚珠轴承的料车与钢轨无滚珠轴承的料车与钢轨钢质车轮与路面轮胎与路面0.50.090.211.52.5210 由公式2-1计算得到 小车行走速度为0.2m/s，故有用功Pw=Fv=2.67kN0.2m/s=0.53kW。闭式蜗杆传动机械效率主要取决于计入啮合摩擦损耗时的效率，当蜗杆头数为1时，近似的取总的机械效率为

17、0.75。则电动机功率=0.53kW/0.75=0.71kW 小车的驱动方式为后轮驱动，后轮轮径为300mm，后轮轮胎周长=0.33.14=0.942m，12m/min换算成转速即为12.74r/min。则电机转速范围为nd=（580）12.74r/min=（63.71019.2）r/min 综上，查表5选取电机额定功率为0.75kW，转速为910r/min。2.3 蜗轮蜗杆计算 蜗杆传动是一种在空间交错的两根轴之间传递运动和动力的传动形式，两轴线之间的夹角可为任意值，一般为的为90°，在动力传动中，蜗杆传动传动比一般为i=5803。2.3.1 选择蜗杆传动类型根据蜗杆形状的不同蜗杆

18、传动可分为圆柱蜗杆传动，环面蜗杆传动以及锥蜗杆传动等，其中圆柱蜗杆传动还分为阿基米德（ZA）蜗杆、渐开线（ZI）蜗杆、法向直廓（ZN）蜗杆、锥面包络圆柱（ZK）蜗杆及圆弧圆柱（ZC）蜗杆传动6。根据GB/T10085-1988的推荐，选择渐开线（ZI）蜗杆传动。2.3.2 选择材料由于蜗杆的传动效率不是很大，速度不快，故蜗杆材料采用45钢；蜗杆螺旋齿面要求表面淬火，硬度为4555HRC，这样处理效率高，耐磨性好。齿面粗糙度Ra=1.60.8um。涡轮的轮芯用灰铸铁HT150，齿圈用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3，金属模铸造。2.3.3 按齿面接触疲劳强度设计计算根据闭式蜗杆传动的设计准则，蜗轮

19、蜗杆的尺寸参数先按齿面接触疲劳强度来进行设计，再由计算所得到的尺寸参数来校核齿根弯曲疲劳强度。 传动中心距的计算公式如下2-2所示 （2-2）（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2 转矩的计算公式如下2-3所示 （2-3） 按z1=1，暂时先选择效率为0.75，传动比为82，由公式2-3得（2）确定载荷系数K工作载荷比较稳定，选择载荷分布不均匀系数=1；每小时启动次数较小，查表选取使用系数=1;又蜗轮转速较低，冲击较小，选择动载系数=1.05，则有载荷系数。（3） 确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸铝铁青铜蜗轮配合蜗杆，蜗杆材料为45钢，故ZE=160Mpa1/2。 （4）确定接触系数先估选蜗杆分度

20、圆直径d1和传动中心距a的比值为0.36，则查得=2.85。（5） 确定许用接触应力由于蜗轮材料为铸铝铁青铜（ZCuAl10Fe3），且金属模铸造，因此蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，由此查表得到蜗轮的基本许用应力为=268.0Mpa，而许用接触应力的大小由基本许用应力以及寿命系数共同来确定，寿命系数的计算公式如下2-4所示。 （2-4） 应力循环次数N=60jn2Lh=60111.112000=7.992106 由公式2-4计算得，寿命系数为则 =1.028268Mpa=277.504Mpa（6） 计算中心距中心距圆整为a=125mm，因为传动比i=82，故查下表2-2选取模数m=2.5

21、，则有蜗杆分度圆直径d1= 45mm，这时d1/a=0.36，与初选值相差不大，因此计算结果不必改动。表2-2 普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数部分表7中心距a/mm传动比i模数m/mm蜗杆分度圆直径d1/mm蜗杆头数z1蜗轮齿数z2变位系数x2导程角1255.176.363631-0.65877.756.363431-0.658710.25550441-0.50012.75440451+0.75015.56.363231-0.658720.5550241-0.50025.5440251+0.75316.363131-0.658741550141-0.50051440151+0.75623.1556

22、162-0.2063693.1535.5109-0.4524822.5451820.0002.3.5 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆轴向齿距mm；直径系数q=d1/m=18;齿顶圆直径=45+212.5=50mm；齿根圆直径=45-2（2.5+0.2）=39.6mm；分度圆导程角=；蜗杆轴向齿厚=3.925mm。 （2）蜗轮蜗轮齿数z2=82；变位系数x2=0；蜗轮分度圆直径 d2=mz2=2.582mm=205mm蜗轮齿顶高 ha2=m（+x2）=2.51mm=2.5mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=（205+22.5）mm=210mm蜗轮齿根高 hf2=m(-x2+c*

23、）=2.51.2mm=3mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=（205-23）mm=199mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-0.5da2=（125-0.5210）mm=20mm2.3.6 校核齿根弯曲疲劳强度 （2-5） 蜗轮当量齿数 根据变位系数x2=0，当量齿数zv2=82.38，查得齿形系数YFa2=2.22。螺旋角系数 =1-/140°=0.9774 根据公式2-5计算得到蜗轮齿根弯曲疲劳强度如下而许用弯曲应力 查表得蜗轮材料为铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3的基本许用弯曲应力=90Mpa。寿命系数则有，=900.794Mpa=71.46Mpa，而所以，弯曲强度是满足的。

24、蜗杆的截面图如下图2-1所示图2-1 蜗杆截面图 蜗轮的截面图如下图2-2所示 图2-2 蜗轮截面图蜗轮蜗杆装配图如下图2-3所示 图2-3 蜗轮蜗杆装配图2.4 轴的设计2.4.1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2，以及蜗杆上的转矩T1 若取蜗轮蜗杆的效率（包括轴承）为0.7，则 =0.750.7kW=0.525kW又 n2=n1/i=91082r/min=11.10r/min于是根据公式2-3可得 同理有 T1=95500000.759102.4.2 求作用在蜗轮蜗杆上的力因已知蜗轮蜗杆的分度圆直径为d1= 45mm，d2=mz2=2.582mm=205mm，则有 其中、为作用在蜗

25、杆上的切向力、轴向力以及径向力，、为作用在蜗轮上的切向力、轴向力和径向力。2.4.3 初步确定最小轴径 （2-6）对于高速轴，A0选较大值，查下表2-3取A0=120，根据公式2-6计算得 对于低速轴，A0选较小值，查下表2-3取A0=104，根据公式2-6计算得输入轴的最小轴径为联轴器安装座，取d1min=16mm，输出轴的最小轴径为轮座，取d2min=38mm。表2-3 轴常用几种材料的A0值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13A0149126135112126103 112972.4.4 轴的结构设计蜗轮

26、轴在齿轮箱处的结构与装配如下图2-4所示 图2-4 轴的结构与装配简图在上图2-4中，除轴和箱体外，从左到右依次为左侧轴承端盖、左侧轴承、套筒、蜗轮、右侧轴承以及右侧轴承端盖。最外边两侧轴径为40mm，因此初步选择轴承的内径为45mm，由于轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，根据工作要求从轴承产品目录中初步选择0基本游隙、标准精度级别的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为，因此轴承所在的轴段的直径定为45mm，右侧轴承所在的轴段长取为20mm。 右侧滚动轴承左端的轴向定位方式采用轴肩进行，由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取右侧轴承左边的轴段的直

27、径为57mm。 取安装蜗轮处轴段的直径为50mm，蜗轮的左端与左侧轴承之间采用套筒定位方式，由前面的计算已知蜗轮轮毂的宽度为50mm，则为了保证套筒的右侧端面能够可靠的压紧蜗轮，因此，此处轴段的长度应稍微比轮毂宽度要短，取蜗轮所在轴段的长度为46mm，蜗轮的右侧直接采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径为62mm，又轴环宽度b>1.4h，所以取轴环的长度为12mm。轴承端盖的总宽度为18mm（根据减速器和轴承端盖的结构设计来确定）。取蜗轮两侧距离箱体内壁的距离a=16mm，此外，在确定滚动轴承位置的时候，考虑到箱体可能存在的铸造误差，应该距离箱体内壁一

28、段距离s，取s=8mm，查表可知滚动轴承宽度的为T=20.75mm，因此可以确定左侧轴承所在的轴段长度L=（20+8+16+4）mm=48mm。最后，由于是单级减速器，根据蜗轮左右对称的原则，得出箱体两内壁之间的距离为82mm，两外壁之间的距离为150mm。综上，初步确定轴的各段长度（从左侧轴承所在轴段开始）分别为48mm、46mm、12mm、12mm、20mm；以及轴的各段直径（始于左侧轴承所在轴段）45mm、50mm、62mm、57mm、45mm；轴的其余轴径为40mm，轮座所在处为38mm，轴的总长为850mm。蜗轮与轴的之间采用平键连接的周向定位方式。根据轴径50mm查表得平键截面bh

29、=14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为40mm6。而蜗杆轴最小轴径在联轴器处，为16mm，则取轴承处所在轴径为20mm，轴承型号为30204，宽度T=12.25mm。各轴段长见图2.1蜗杆断面图。2.4.5 求轴上的载荷首先，根据轴的结构图，画出轴的计算简图。对于30209型圆锥滚子轴承，其支点位置从手册中查得a=18mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L1=L2=59mm。 图2-5 轴的水平面内受力分析 水平面内受力FNH1、FNH2、Ft2，受力分析如上图2-5所示，则有FNH1=FNH2=0.5Ft2=2195N段内弯矩的大小为（） 段内弯矩的大小为（） 则当x=59mm时有最大

30、弯矩 水平面内弯矩图8如上图2-5所示。 图2-6 轴的竖直面内受力分析竖直面内受力、，将移动到轴上，则轴上同时还承受一个弯矩，大小为 竖直面内的受力分析如上图2-6所示，由合力偶为0得 解之得 段内弯矩的大小为（） 当x=59mm时，有最大值 段内弯矩的大小为（） 当x=59mm时，有最大值 竖直面内弯矩图如上图2-6所示。根据下式2-7计算总弯矩 （2-7）由前面计算得到、，由公式2-7可得 轴的总弯矩图如下图2-7所示，同时，轴上承受的扭矩为T=225000，扭矩图如下图2-7所示。图2-7 轴的总弯矩图与扭矩图2.4.6 按弯扭合成应力校核轴的强度在校核轴的强度时，一般只需要校核轴上的

31、危险截面（也就是承受最大弯矩和扭矩的截面）的强度即可，校核公式如下2-8。 （2-8）式中：轴的计算应力，Mpa； M轴所受到的弯矩，； T轴所受到的扭矩，； W轴的抗弯截面系数，mm3，圆形截面近似为0.1d3； 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，大小与材料有关，可查表得到。根据上式及之前算得的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 之前已经选定轴的材料是45钢，热处理方式为调质，查表得=60Mpa。因此<，所以安全。2.5 轴承与键的强度校核2.5.1 轴承的强度校核 （1）求两轴承受到的径向载荷之前计算出，由勾股定理可得 （2）求两轴承的计算轴向

32、力和 对于30209型轴承，根据轴承的安装方式，两轴承产生的派生轴向力相对向里，而蜗轮产生的轴向力向左，即与反向，与同向。圆锥滚子轴承派生轴向力的计算公式为下式2-9 （2-9）Y是计算系数，查表得30209的圆锥滚子轴承Y=1.5。于是两轴承产生的派生轴向力、分别为 由于 则有，轴承2（右端）被“放松”，轴承1（左端）被“压紧”，被“放松”的轴承2受到的力只有它本身派生的轴向力 而轴承1所受的总轴向力由受力平衡公式计算得到 （3）求轴承当量动载荷和 对于30209型轴承，查表得计算系数=0.4，因为所以 然后又由于 则有 （4）验算轴承寿命 因为，所以按轴承1的受力大小来验算，轴承寿命计算公

33、式2-10如下所示 （2-10） 由上式2-10计算可得， 因此，所选轴承寿命较大，满足寿命要求。2.5.2 键的强度校核普通平键的主要失效形式是工作面被压溃，除非有严重过载，一般不会出现键的剪断，因此，通常只需要按工作面的挤压应力进行强度校核计算，假定载荷在键的工作面上均匀分布，则强度计算公式2-11如下所示 （2-11） 式中：T传递的扭矩，； k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm； l键的工作长度，mm，圆头平键l=L-b，这里L为键的公称长度，mm； b为键的宽度，mm； d轴的直径，mm； 键、轴、轮毂三者中最弱的材料的许用挤压应力，Mpa，这里取 =100

34、Mpa。蜗轮处轴段的键槽为，则有键工作长度 接触高度 传递的转矩 T=22500=225根据公式2-11计算可得，因此，键连接强度符合要求。2.6 钢架结构设计 小车的钢架结构如图2-8所示，小车左右各两组以及前后各一组一共六组钢架，每组由一个槽钢，两个角钢以及12个螺栓构成。 图2-8 小车钢架支撑结构2.7 小车运动部分仿真2.7.1 虚拟装配约束的定义 小车车轮采用销钉连接，销钉连接通过轴对齐以及平移两个约束来定义，轴对齐约束直接确定车轮的旋转中心，而平移约束则固定车轮在旋转轴方向上的位置，确保车轮在图2-8所示位置稳定旋转，销钉约束的定义如下图2-9所示。 图2-9 销钉约束的定义此外

35、，蜗杆也使用销钉连接约束，蜗杆旋转轴线与电机旋转中心对齐。而电机以及齿轮箱则直接采用刚性约束固定在小车上，不随车轮的转动而转动，始终与小车保持相对静止，蜗轮则因为要与随车轮一起转动，所以与车轮之间刚性连接。另外，还有轴承、轴承端盖等根据运动状态给予相应的约束，在此不再赘述。2.7.2 蜗杆机构的定义除了虚拟装配外，要实现机械的运动仿真还需要定义机构，本次仿真中主要要用到的是齿轮连接中的蜗杆机构，蜗杆机构的定义如下图2-10所示。 图2-10 蜗杆机构的定义首先在蜗轮窗口点击图2-10中的箭头，选择蜗轮的旋转轴，然后定义蜗轮的分度圆直径，再切换到轮盘窗口定义蜗轮的旋转轴以及分度圆直径，最后切换到

36、属性窗口定义蜗杆传动的压力角以及螺旋角等基本属性。2.7.3 电机的定义 定义好约束与机构之后，最后定义电机即可实现仿真，如图2-11所示。 图2-11 电机的定义 在电动机下的伺服上右击鼠标，弹出伺服电机定义窗口，在类型窗口点击图2-11所示箭头，选择电机的运动轴，然后切换到轮廓窗口，在规范栏中选择速度，选择模为常数，最后定义电机的转速A，点击分析，即可实现仿真。第3章 操作平台的设计建模与仿真 3.1 操作平台设计方案 小车根据操作平台的设计要求，有以下三个设计方案 3.1.1 方案一： 小车上部左右各平行放置两条导轨，导轨上的板与丝杆机构连接，通过电机带动丝杆转动，左右两块板可在丝杆的作

37、用下，在各自导轨的范围内左右移动，即可实现纵向的微调。板上前后放置两个同步液压缸，顶部是一个可拆卸的金属杆，拆卸时可先将杆取下，当液压缸升举到合适高度后，将杆装上，然后用双头钩一头钩在杆上，一头钩住牵引拉杆上面的吊孔，若要实现倾斜，可通过左右两对液压缸升举高度的控制即可实现。另外左右两块板还可以作为放置牵引拉杆的辅助平台，同时拆装两组拉杆。方案一的三维图如下图3-1和图3-2所示： 图3-1 方案一操作平台总体图 图3-2 方案一操作平台局部图 方案一的优点是结构简单，可操作性强，但是缺点也很明显，受牵引拉杆吊孔位置的限制很大。3.1.2 方案二： 小车上部左右各水平放置两根导轨，导轨上同样是

38、有金属板通过板下的丝杆机构实现左右横向移动，与方案一不同的是两边导轨上的板是一个整体，板上左右各一个液压缸专门负责升举平台，最大升举高度为540mm，平台上左边有一液压缸，最大升举高度为425mm，主要功能是使牵引拉杆倾斜。液压缸上铰接一个承载板支承牵引拉杆，并还有夹紧功能，液压缸下部有一丝杆机构，可实现液压缸和承载板的纵向微调。方案二的三维图如下图3-3和图3-4所示： 图3-3 方案二操作平台总体图 图3-4 方案二操作平台局部图 方案二的优点是升举与倾斜互不干扰，控制系统简单，但是占用空间较大，同时油管布置困难。3.1.3 方案三： 操作平台的横向微调机构与方案二类似，只是横向移动板上只

39、有两个液压缸，上部直接铰接承载板支承牵引拉杆，既可举升，同时倾斜依靠左右两个液压缸升降高度不一来实现，方案三的夹紧装置与方案二的一样，夹紧装置下方有一丝杆机构，可实现承载板的纵向微调。方案三的三维图如下图3-5图3-6所示： 图3-5 方案三操作平台总体图 图3-6 方案三操作平台局部图 方案三的优点是能够在有限空间内保证足够大的升举高度，缺点是要实现升举的同时还需要实现倾斜，控制系统较为复杂。综合比较三种方案，选择方案三。3.2 主要零部件的建模3.2.1 横向微调机构横向微调通过丝杆机构来实现，小型电机带动丝杆旋转，转化为操作平台的横向移动，结构简单且定位精确可靠。横向微调部分的三维建模如

40、下图3-7所示。 图3-7 横向微调机构平台底部中间是由小型电机驱动的丝杆，然后平台两侧各有四个滑块，起到支撑以及导向的作用，每个滑块上部与平台底部用四个螺栓连接，下部则在固定在小车上的导轨上滑动，如上图3-7所示。3.2.2 纵向微调机构纵向微调机构同样由采用的是丝杆传动，三维建模如下图3-8所示。 图3-8 纵向微调机构 小型电机由四个螺栓固定在平台上，通过电机的正反转带动丝杆转动，从而使承载板能够纵向来回移动，丝杆两侧还有两个导杆，起到导向以及辅助承载的作用，如上图3-8所示。承载板上还有一个夹紧装置，用于固定上面的牵引拉杆，再加上如图3-5所示平台中间的两个滚筒，即可实现牵引拉杆纵向移

41、动。3.2.4 夹紧装置夹紧装置如上图3-8所示，夹紧装置由横向丝杆，两根横向导杆，两个拧紧螺母以及两块夹板构成。当牵引拉杆放上平台时候，旋转两侧的螺母，使两块夹板向里移动，夹紧牵引拉杆。夹板上部有一个凸起，可以扣住牵引拉杆的下侧，且在边缘有倒角，让受力更合理。夹紧装置建模如下图3-9所示。 图3-9 夹紧装置3.2.3 升降以及倾斜部分升降以及倾斜都是依靠液压缸来实现。升降时双缸同步动作，而倾斜时则采用一个液压缸上升，另一个液压缸静止来实现。液压缸的建模如上图3-7所示，缸体与平台之间用四个螺栓连接，液压缸的尺寸以及液压系统的设计详见本文第5章以及第6章。此外，在倾斜过程中，两液压缸的支点距

42、离会变长，而液压缸是固定的，因此，要实现倾斜，其中一侧液压缸的支点必须是活动式的，即支点采用滑槽连接，可滑动支点建模如下图3-10所示。 图3-10 可滑动支点结构可滑动式支点除了满足在平台导轨上滑动，同时还要求满足能够以液压缸为支点转动。三者之间的位置关系如下图3-11所示。 图3-11 倾斜机构的结构3.3 操作平台的仿真3.3.1 横向微调机构的仿真横向微调机构的仿真主要有丝杆的转动以及平台的横向移动这两大部分。首先是虚拟装配，这次仿真需要实现旋转以及平移两个运动，因此用到的约束有丝杆部分的销钉约束，以及滑块部分的滑动杆约束。销钉约束不再赘述，滑动杆连接通过轴对齐以及旋转两个约束来定义。

43、轴对齐是确定滑块与导轨的滑动中心，而旋转则是通过选取轴线上的两个面来固定滑块与导轨之间在轴线垂直面上的相对位置。滑动杆约束的定义如下图3-12所示。 图3-12 滑动杆约束具体仿真的思路是添加两个电机，一个电机定义在丝杆旋转中心，模采用常数，即可实现不停的旋转；另一个电机定义在一个滑块上，模采用余弦（也就是说电机的旋转方式为余弦函数），即可实现来回移动。电机旋转方式定义为常数在前面已经提到，现在再来介绍电机旋转方式定义为余弦的方法。如下图3-13所示。 图3-13 电机的定义（余弦）同样新建电机，在类型窗口选择电机的旋转中心，然后切换到轮廓窗口，规范选择速度，模选择余弦，不同于常数时只有一个电

44、机转速，这个时候有A、B、C、T、四个值，分别代表振幅、相位、偏距以及周期，然后根据横向移动的运动分析，四个值分别为60mm、0°、0以及20s（为便于观察仿真结果，时间设置的较短）。这表示平台可以在20s内移动到最右端60mm处，以及最左端60mm处然后回到原点。3.3.2 纵向微调机构的仿真纵向微调机构的仿真过程与横向微调机构的仿真类似，同样定义销钉以及滑动杆约束，定义两种电机。但是，由于纵向微调需要移动的距离较短，所以幅值A设置为40mm。3.3.3 平台升降与倾斜的仿真操作平台的升降是靠液压缸的伸缩来实现的，因此同样的可以采用滑动杆约束来定义，如图3-11所示。随后，在两同步

45、液压缸的中心线上分别定义电机，旋转方式均为余弦，然后相位设置为90°，即可实现液压缸升降的仿真。而操作平台的仿真较为复杂，升降的那个液压缸直接在活塞杆与平台之间采用销钉连接即可满足倾斜动作的约束。而静止的那个液压缸则采用活动式支点结构，在活塞杆与平台之间添加一个滑块，活塞杆与滑块的下侧采用销钉连接，连接方法如图2-9所示，同时滑块与固定在平台上的导轨之间采用滑动杆连接，连接方法如图3-11所示。然后给运动的那个液压缸定义仿真升降时一样的电机即可。第4章 液压缸选型4.1 液压缸的种类和特点 液压缸是液压系统中的执行元件，它的功能是把液体压力能转变为往复运动的机械能或者摆动的机械能。液

46、压缸种类繁多，按作用方式分可分为单作用式和双作用式两种，单作用液压缸是指其中一个方向的运动用油压实现，而返回时靠自重或弹簧等外力，这种油缸的活塞两端只有一端有油，另一端与空气接触，双作用液压缸就是活塞两端都有油，两个方向的动作都要靠油压来实现。按基本结构形式可分为活塞缸（单杆活塞缸和双杆活塞缸）、柱塞缸和摆动缸（单叶片式和双叶片式），活塞式液压缸由活塞及活塞杆组成运动件，在缸体中作直线往复运动，并把缸体分为活塞腔与活塞杆腔两个腔，在活塞外部有动密封圈，内部有静密封圈，以隔开油压不同的活塞腔与活塞杆腔；柱塞缸缸筒内没有活塞，只有一个柱塞，柱塞运动时，由缸盖上的导向套来导向，与缸体内壁有一定的间隙

47、，因此除安装导向套和密封的部分外，液压缸内壁可以粗加工或不加工，加工制造相对容易，但只能单作用，工作行程靠液压驱动，回程靠其他外力或自重推回；摆动缸是实现往复摆动的执行元件，输入的是压力和流量，输出的是转矩和角速度10。 此外，还有伸缩套筒缸，伸缩套筒缸是由两个或多个活塞式液压缸套装而成的，前一级活塞缸的活塞是后一级活塞缸的套筒11。伸出时，由大到小逐级伸出；缩回时，由小到大逐级缩回。这种缸最大的特点是工作时行程长，停止工作时长度较短，特别适用于工程机械和步进式输送装置上。 本次设计牵引拉杆拆卸小车由于空间有限，需要的行程较长，升举时通过油压实现，回程时可以依靠重力实现，故采用单作用伸缩套筒式

48、液压缸。4.2 伸缩式液压缸工作原理当压力油从无杆腔进入时，在同等压力的作用下，活塞有效面积最大的缸筒受力最大，开始伸出，当运动到终点时，则活塞有效面积次之的缸筒开始伸出。伸缩式液压是按由大到小的顺序依次伸出，这样可以在有限的空间内获得很长的工作行程，此外，在流量不变的条件下，外伸缸筒的有效面积越小，则伸出速度越快。因此，伸出速度有慢变快，且相应的液压推力由大变小；这种推力和速度的变化规律，正适合各种自动装卸机械对于推力和速度的要求。而缩回的顺序一般都是由小到大依次缩回，缩回到最小时的轴向长度较短，占用空间较小，结构十分紧凑。常用于工程机械和其他行走机械，如起重机、翻斗汽车等的液压系统中。伸缩

49、式液压缸的实物图如下图4-1所示： 图4-1 伸缩式液压缸实物图在CAD12中画得伸缩式液压缸的结构示意图如下图4-2所示：图4-2 伸缩式液压缸结构示意图 如上图所示，液压油首先从a口进入一级活塞的右侧，流经一级活塞下的b口和二级活塞下的c口，到达各级活塞的右侧，并且由于活塞面积的不同，按照从大到小的顺序依次推动第一级油缸的活塞杆（二级缸体）、第二级油缸的活塞杆（三级缸体）以及第三级油缸的活塞杆，使其向左伸出（向上升举）。此时第一、二、三级油缸的有杆腔内的空气向外排出。当油缸收缩时，由于液压缸支承重物的自重作用，压力油从c口流出，流经b口和a口，最后回到油箱，此时由小到大向右（下）逐级缩回。

50、第5章 液压缸设计计算5.1 液压缸工况分析 工况分析是拟定液压缸设计方案，计算并选择液压元件的重要依据，通过工况分析选择液压缸类型及其安装方式，列出初始参数，明确设计要求，为后续工作提供重要依据。 本设计液压缸用于工程机械，且为多级液压缸。液压缸的类型为单作用三级伸缩液压缸，根据活塞有效工作截面积的大小依次伸出，安装方式为一端固定，一端铰接，受竖直向下的力的作用。工作负载F（工作机构在满负荷情况下，以一定加速度起动时对液压缸产生的总阻力）包括负载（荷重）、惯性负载、摩擦负载、弹性负载和粘性负载，其中荷重起主导作用，其他几个负载相对来说可以忽略不计，总荷重不大于2t，故取单个液压缸受力为10kN，工作