液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應用畢業(yè)設計

1、目 錄第1章 液壓傳動的發(fā)展概況和應用11.1液壓傳動的發(fā)展概況11.2液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應用2第2章 液壓傳動的工作原理和組成32.1工作原理32.2液壓系統(tǒng)的基本組成3第3章 液壓系統(tǒng)工況分析53.1運動分析、負載分析、負載計算53.2液壓缸的確定6第4章 擬定液壓系統(tǒng)圖84.1選擇液壓泵型式和液壓回路84.2選擇液壓回路和液壓系統(tǒng)的合成8第5章 液壓元件的選擇115.1選擇液壓泵和電機115.2輔助元件的選擇125.3確定管道尺寸125.4確定油箱容積12第6章 液壓系統(tǒng)的性能驗136.1管路系統(tǒng)壓力損失驗算136.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算13注意事項15致謝16參考文獻

2、17附表18第1液壓傳動的發(fā)展概況和應用1.1液壓傳動的發(fā)展概況液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是據(jù)17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理發(fā)展起來的一門新興技術，是工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中廣為應用的一門技術。當今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。20世紀50年代我國的液壓工業(yè)才開始，液壓元件初用于鍛壓和機床設備上。六十年代有了進一步的發(fā)展，滲透到了各個工業(yè)部門，在工程機械、冶金、機床、汽車等工業(yè)中得到廣泛的應用。如今的液壓系統(tǒng)技術向著高壓、高速、高效率、高集成等方向發(fā)展。同時，新元件的應用、計算機的仿真和優(yōu)化等工作，也取得了卓有的成效。工程機械主要的配套件有動力元件、傳動元件、

3、液壓元件及電器元件等。內(nèi)燃式柴油發(fā)動機是目前工程機械動力元件基本上都采用的；傳動分為機械傳動、液力機械傳動等。液力機械傳動時現(xiàn)在最普遍使用的。液壓元件主要有泵、缸、密封件和液壓附件等。當前，我國的液壓件也已從低壓到高壓形成系列。我國機械工業(yè)引進并吸收新技術的基礎上，進行研究，獲得了符合國際標準的液壓產(chǎn)品。并進一步的優(yōu)化自己的產(chǎn)業(yè)結構，得到性能更好符合國際標準的產(chǎn)品。國外的工程機械主要配套件的特點是生產(chǎn)歷史悠久、技術成熟、生產(chǎn)集中度高、品牌效應突出。主機和配套件是互相影響、互相促進的。當下，國外工程機械配套件的發(fā)展形勢較好。最近，這些年國外的工程機械有一種趨勢，就是：主機的制造企業(yè)逐步向組裝企業(yè)

4、方向發(fā)展，配套件由供應商提供。美國的凱斯、卡特彼勒，瑞典的沃爾沃等是世界上實力最強的主機制造企業(yè)，其配套件的配套能力也是非常強的，數(shù)量上也是逐年大幅的增長，配套件主由零部件制造企業(yè)來提供。在科技大爆炸的今天，計算機技術、網(wǎng)絡技術、通信技術等現(xiàn)代信息技術對人類的生產(chǎn)生活產(chǎn)生了前所未有的影響。這也為今后制造業(yè)的發(fā)展，設計方法與制造技術模式的改變指明了方向，為數(shù)字化的設計資源與制造資源的遠程共享，提高產(chǎn)品效率奠定了基礎。目前，在液壓領域中，特別是中小企業(yè)在進行液壓傳動系統(tǒng)的設計時，存在零部件種類繁多、系統(tǒng)集成復雜、參考資料缺乏等一系列困難，而遠程設計服務可以解決這些問題。1.2液壓傳動的特點及在機械

5、行業(yè)中的應用1、液壓傳動的優(yōu)點：（1）單位功率的重量輕，即在相同功率輸出的條件下，體積小、重量輕、慣性小、結構緊湊、動態(tài)特性好。（2）可實現(xiàn)較大范圍的無級調(diào)速。（3）工作平穩(wěn)、沖擊小、能快速的啟動、制動和頻繁換向。（4）獲得很大的力和轉矩容易。（5）操作方便，調(diào)節(jié)簡單，易于實現(xiàn)自動化。（6）易于實現(xiàn)過載保護，安全性好。（7）液壓元件以實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，便于液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用。2、液壓系統(tǒng)的缺點：（1）液壓系統(tǒng)中存在著泄漏、油液的可壓縮性等，這些都影響運動的傳遞的準確性，不宜用于對傳動比要求精確地場合。（2）液壓油對溫度敏感，因此它的性能會隨溫度的變化而改變。因此，不宜用于問

6、短變化范圍大的場合。（3）工作過程中存在多的能量損失，液壓傳動的效率不高，不宜用于遠距離傳送。（4）液壓元件的制造精度要求較高，制造成本大，故液壓系統(tǒng)的故障較難診斷排除。3液壓系統(tǒng)在機械行業(yè)中的應用：工程機械裝載機、推土機等。汽車工業(yè)平板車、高空作業(yè)等。機床工業(yè)車床銑、床刨、床磨等。冶金機械軋鋼機控制系統(tǒng)、電爐控制系統(tǒng)等。起重運輸機械起重機、裝卸機械等。鑄造機械加料機、壓鑄機等。第2章 液壓傳動的工作原理和組成液壓傳動是以液體為工作介質來傳遞動力（能量）的，它又分為液壓傳動和液力傳動兩種形式。液壓傳動中心戶要是以液體壓力能來進行傳遞動力的，液力傳動主要是以液體動能來傳遞動力。液壓系統(tǒng)是利用液壓

7、泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，g經(jīng)各種控制閥、管路和液壓執(zhí)行元件將液體的壓力能轉換成為機械能，來驅動工作機構，實現(xiàn)直線往復運動和會回轉運動。油箱液壓泵溢流閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸及連接這些元件的油管、接頭等組成了驅動機床工作臺的液壓系統(tǒng)。2.1工作原理液油在電動機驅動液壓泵的作用下經(jīng)濾油器從油箱中被吸出，加油后的液油由泵的進油口輸入管路。再經(jīng)開停閥節(jié)流閥換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動。液壓缸里的油液經(jīng)換向閥和回油管排回油箱。節(jié)流閥用來調(diào)節(jié)工作臺的移動速度。調(diào)大節(jié)流閥，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度就增大；調(diào)小節(jié)流閥，進入液壓缸的油量就減少，工作臺的移動速度減少。

8、故速度是由油量決定的，液壓系統(tǒng)的原理圖見圖2。2.2液壓系統(tǒng)的基本組成（1）動力元件：液壓缸將原動機輸入的機械能轉換為壓力能，向系統(tǒng)提供壓力介質。（2）執(zhí)行元件：液壓缸直線運動，輸出力、位移；液壓馬達回轉運動，輸出轉矩轉速。執(zhí)行元件是將介質的壓力能轉換為機械能的能量輸出裝置。（3）控制元件：壓力、方向、流量控制的元件。用來控制液壓系統(tǒng)所需的壓力、流量、方向和工作性能，以保證執(zhí)行元件實現(xiàn)各種不同的工作要求。（4）輔助元件：油箱、管路、壓力表等。它們對保證液壓系統(tǒng)可靠和穩(wěn)定工作具有非常重要的作用。（5）工作介質：液壓油。是傳遞能量的介質。第3章 液壓系統(tǒng)工況分析3.1運動分析、負載分析、負載計算繪

9、制動力滑臺的工作循環(huán)圖，如圖1-1（a）所示。（a）圖表 1 (b) (c)快進工進快退3.2液壓缸的確定3.2.1液壓缸工作負載的計算（1）工作負載： （2）摩擦阻力：靜摩擦阻力動摩擦阻力（3）慣性阻力動力滑臺起動加速，反向起動加速和快退減速制動的加速度的絕對值相等，即v=0.1m/s，t=0.2m/s,故慣性阻力為：根據(jù)以上的計算，可得到液壓缸各階段的各各動作負載，見表1所示，并繪制負載循環(huán)圖，如圖1-c所示。表1液壓缸各階段工作負載計算工況計算公式液壓缸負載/n液壓缸推力f/n起動2 0002 222加速1 5001 667快進1 0001 111工進f= +13 00014 444反向

10、起動f =2 0002 222加速f = +1 5001 667快退f =1 0001 111制動f =500556注：液壓缸的機械效率取=0.93.2.2 確定缸的內(nèi)徑和活塞桿的直徑參見課本資料，初選液壓缸的工作壓力為p1=25105 pa。液壓缸的面積由a=計算，按機床要求選用a1=2a2 的差動連接液壓缸，液壓缸回油腔的被壓取，并初步選定快進、快退時回油壓力損失。液壓缸的內(nèi)徑為：圓整取標準直徑d=95mm，為實現(xiàn)快進與快退速度相等，采用液壓缸差動連接，則d=0.707d，即d=0.70795=67.165mm，圓整取標準直徑d=71mm。液壓缸實際有效面積計算無桿腔面積有桿腔面積3.2.

11、3計算液壓缸在工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率的實際值結果見表3所示。表3液壓缸各工況所需壓力、流量和功率工況負載f/n回油腔壓力p2 (p2)/ (105 pa)進油腔壓力p1/(105 pa)輸入流量q/(l/min)輸入功率p/kw計算公式快進啟動2 2225.6_p1=(f+p2 a2)/(a1 -a2)q=(a1 -a2)v1p=p1 q10-3加速1 6678.4_快速1 11123.723.70.33工進14 44423.10.20.0077p1=(f+p2 a2)/ a1q= a1v2p= p1q10-3快退啟動2 2227.1_p1=(f+p2 a1)/ a1q= a2v

12、2p=p1q10-3加速1 66721.1_快退1 11119.40.0750.024制動55617.6_第4章 擬定液壓系統(tǒng)圖4.1選擇液壓泵型式和液壓回路由工況圖可知，系統(tǒng)循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段順序組成。從提高系統(tǒng)的效率考慮，選用限壓式變量葉片泵或雙聯(lián)葉片泵較好。將兩者進行比較（見表2）故選用雙聯(lián)葉片泵較好。表2雙聯(lián)葉片泵限壓式變量葉片泵1流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小1流量突變時，定子反應滯后，液壓沖擊大2內(nèi)部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作性能較好。2內(nèi)部徑向力不平衡，軸承較大，壓力波動及噪聲較大，工作平衡性差3須配有溢流閥、卸載閥組，系統(tǒng)較復

13、雜3系統(tǒng)較簡單4有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高4無溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升較低4.2選擇液壓回路和液壓系統(tǒng)的合成1、（1）調(diào)速回路的選擇由工況圖可知，該液壓系統(tǒng)功率較小，工作負載變化不大，故可選用節(jié)流調(diào)速方式。由于鉆孔屬連續(xù)切削且是正負載，故采用進口節(jié)流調(diào)速較好。為防止工件鉆通時工作負載突然消失而引起前沖現(xiàn)象，在回油路上加背壓閥（見圖3-a）。（2）快速運動回路與速度換接回路的選擇采用液壓缸差動連接實現(xiàn)了快進和快退速度相等。在快進轉工進是，系統(tǒng)流量變化較大，故選用行程閥，使其速度換接平穩(wěn)。從工進轉快退時，回路中通過的流量很大，為保證換向平穩(wěn)，選用電液換向閥的換接回路，換向閥為三位五通閥

14、（見圖3-b）。（3）壓力控制回路的選擇由于采用雙泵供油，故用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵的卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為方便觀察壓力，在液壓泵的出口處，背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點（見圖3-c）。2、液壓系統(tǒng)的合成在選定的基本回路的基礎上，綜合考慮多種因素得到完整的液壓系統(tǒng)，如圖 所示。（1）在液壓換向回路中串入一個單向閥6，將工進時的進油路、回油路隔斷。可解決滑臺工進時進油路、回油路連通而無壓力的問題。（2）在回油路上串入一個液控順序閥7，以防止油液在快進階段返回油箱，可解決滑臺快速前進時，回油路接通油箱而液壓缸無差動連接問題。（3）在電液換向閥的出口處增設一個單向閥1

15、3，可防止機床停止時系統(tǒng)中的油液流回油箱，引起空氣進入系統(tǒng)影響滑臺運動 平穩(wěn)性的問題。（4）在調(diào)速閥出口處增設一個壓力繼電器，可使系統(tǒng)自動發(fā)出快速退回信號。（5）設置一個多點壓力計開關口12，可方便觀察和調(diào)整系統(tǒng)壓力。電磁鐵和行程閥動作順序見表4電磁鐵和行程閥動作順序表4工況 元件1ya2ya行程閥壓力繼電器快進+-工進+-+快退-+-停止-圖3 a雙聯(lián)葉片泵 b三位五通電液換向閥 c用行程閥控制的換接回路第5章 液壓元件的選擇5.1選擇液壓泵和電機5.1.1確定液壓泵的工作壓力、流量（1）液壓泵的工作壓力已確定液壓缸的最大工作壓力為2.5 mpa。在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，工進是進油管路較

16、復雜，取進油路上的壓力損失30105 pa,則小流量泵的最高工作壓力為p=(25+30)105 pa =55105 pa 。 大流量液壓泵只在快速時向液壓缸供油，由工況圖可知，液壓缸快退時的進油路比較簡單，取其壓力損失為 4105 pa，則大流量泵的最高工作壓力為pp2=(19.4105+4105) =23.5105 pa。（2）液壓泵的流量由工況圖可知，進入液壓缸的最大流量在快進時，其值為 23.7l/min ，最小流量在快退時，其值為0.075 l/min，若取系統(tǒng)泄漏系數(shù)k=1.2，則液壓泵最大流量為=1.223.7 l/min=28.44 l/min 由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3 l/

17、min，工進時的流量為0.2 l/min，所以小流量泵的流量最小應為3.2 l/min。5.1.2液壓泵的確定根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)，查閱產(chǎn)品目錄，選用相近規(guī)格yyb-aa36/6b型雙聯(lián)葉片泵。 液壓泵電動機功率為：由工況圖可知，液壓缸的最大輸出功率出現(xiàn)在快進工況，其值為 0.33kw。此時，泵的輸出壓力應為=8.4105 pa ，流量為=(36+6) l/min= 42l/min 。取泵的總效率p= 0.75 ，則電動機所需功率計算為/ 有上述計算，可選額定功率為1.1kw的標準型號的電動機。5.2輔助元件的選擇根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過閥的實際流量就可選擇各個閥類元件和輔助元件，其型號可查閱有關

18、液壓手冊。液壓泵選定后，液壓缸在各個階段的進出流量與原定值不同，需重新計算，見表5。表5快進工進快退輸入流量/（l/min）排出流量/（l/min）運動速度/（l/min）5.3確定管道尺寸由于本液壓系統(tǒng)的液壓缸為差動連接時，油管通油量較大，其實際流量q約為75.28l/min=1.25510-3 m3/s，取允許流速v=3m/s。主壓力油管根據(jù)公式計算：d=圓整后取d=20mm。5.4確定油箱容積按經(jīng)驗公式v=(57)，選取油箱容積為:第6章 液壓系統(tǒng)的性能驗6.1管路系統(tǒng)壓力損失驗算 由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下

19、：已知：進油管、回油管長約為l=5m，油管內(nèi)徑d=20mm，壓力有的密度為9000kg/ m3，工作溫度下的運動粘度=46 m3s。選用lhm32全損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15，右路總的局部阻力系數(shù)為=7.2。6.1.1判斷液流類型利用下式計算出雷諾數(shù)為層流。6.1.2沿程壓力損失利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。沿程壓力損失p1=75590004646/1304202=0.058mpa 局部壓力損失工進時總的沿程損失為6.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算 本機床的工作時間主要是工進工況，為簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量:

20、h= p1(1-)=0.33(1-0.90.75)kw=0.11kw散熱量: k取145當系統(tǒng)達到熱平衡時 即h=h0=14.5最高溫度為t+15=44100,故不需采用相應的散熱措施。注意事項（1）使用者應明白液壓系統(tǒng)的工作原理，熟悉各種操作和調(diào)整手柄的位置及旋向等。（2）開車前應檢查系統(tǒng)上各調(diào)整手柄、手輪是否被無關人員動過，電氣開關和行程開關的位置是否正常，主機上工具的安裝是否正確和牢固等，再對導軌和活塞桿的外露部分進行擦拭，而后才可開車。 （3）開車時，首先啟動控制油路的液壓泵，無專用的控制油路液壓泵時，可直接啟動主液壓泵。（4）液壓油要定期檢查更換，對于新投入使用的液壓設備，使用3 個

21、月左右即應清洗油箱，更換新油。以后每隔半年至1 年進行清洗和換油一次。 （5）工作中應隨時注意油液，正常工作時，油箱中油液溫度應不超過60。油溫過高應設法冷卻，并使用粘度較高的液壓油。溫度過低時，應進行預熱，或在運轉前進行間歇運轉，使油溫逐步升高后，再進入正式工作運轉狀態(tài)。 （6）檢查油面，保證系統(tǒng)有足夠的油量。 （7）有排氣裝置的系統(tǒng)應進行排氣，無排氣裝置的系統(tǒng)應往復運轉多次，使之自然排出氣體。 （8）油箱應加蓋密封，油箱上面的通氣孔處應設置空氣過濾器，防止污物和水分的侵入。加油時應進行過濾，使油液清潔。 （9）系統(tǒng)中應根據(jù)需要配置粗、精過濾器，對過濾器應經(jīng)常地檢查、清洗和更換。（10）對壓

22、力控制元件的調(diào)整，一般首先調(diào)整系統(tǒng)壓力控制閥-溢流閥，從壓力為零時開調(diào)，逐步提高壓力，使之達到規(guī)定壓力值；然后依次調(diào)整各回路的壓力控制閥。主油路液壓泵的安全溢流閥的調(diào)整壓力一般要大于執(zhí)行元件所需工作壓力的10%-25%。快速運動液壓泵的壓力閥，其調(diào)整壓力一般大于所需壓力10%-20%。如果用卸荷壓力供給控制油路和潤滑油路時，壓力應保持在0.3-0.6mpa范圍內(nèi)。壓力繼電器的調(diào)整壓力一般應低于供油壓力0.3-0.5mpa。（11）流量控制閥要從小流量調(diào)到大流量，并且應逐步調(diào)整。同步運動執(zhí)行元件的流量控制閥應同時調(diào)整，要保證運動的平穩(wěn)性。致謝經(jīng)過近兩個月的緊張努力，我如愿的完成了設計的任務。通過

23、本次的學習，收獲甚是豐富。不僅培養(yǎng)了對設計工程的設計能力，還為以后的工作打下基礎，不斷積累經(jīng)驗和提高自身的技能。懂得了只有把從課本中學到的理論知識和中和設計資料的綜合利用，才可以在設計過程中少犯錯誤。畢業(yè)設計綜合的考核了設計者的專業(yè)知識、搜集信息及整合的能力。自己的論文雖不是最佳的，但自己還是滿意的，應該給自己以肯定的態(tài)度。畢業(yè)設計，可視為一次任務，也可看成是對自身的檢測。畢業(yè)設計總避免不了一些不足，還請閱批這多給予批評和建議。最后，真誠的感謝輔導老師對我們的指導和幫助。因存在著這樣或那樣的問題，設計書中難免會有疏漏和欠缺的地方，懇請老師批評指正，以便在今后的工作和學習中不犯同樣或類似的錯誤。

24、圖表2 液壓系統(tǒng)的原理圖目錄第一節(jié) 設計任務- (1)第二節(jié) 方案設計分析 - (2)第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計算- (17)第四節(jié) 設計小結- (23)第一節(jié) 設計任務抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一，常用的有桿抽油設備有三部分組成：一是地面驅動設備即抽油機；二是井下的抽油泵，它懸掛在油井油管的下端；三是抽油桿，它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵。抽油機由電動機驅動，經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉動變轉為往復移動）帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復移動，從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。圖11假設電動機做勻速轉動，抽油機的運動周期為t，抽油桿的上沖程時間與下沖程時間相

25、等。沖程s=1.4m，沖次n11次/min，上沖程由于舉升原油，作用于懸點的載荷等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量為40kn，下沖程原油已釋放，作用于懸點的載荷就等于抽油桿和柱塞自身的重量為15kn。要求： 根據(jù)任務要求，進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計，確定減速傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。 根據(jù)設計參數(shù)和設計要求，采用優(yōu)化算法進行執(zhí)行系統(tǒng)（執(zhí)行機構）的運動尺寸設計，優(yōu)化目標為抽油桿上沖程懸點加速度為最小，并應使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。 建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入、輸出（懸點）之間的位移、速度和加速度關系，并編程進行數(shù)值計算，繪制一個周期內(nèi)懸點位移、速度和加速度線圖（取抽油桿最

26、低位置作為機構零位）。 選擇電機型號，分配減速傳動系統(tǒng)中各級傳動的 傳動比，并進行傳動機構的工作能力設計計算。 對抽油機機械系統(tǒng)進行結構設計，繪制裝配圖及關鍵零件工作圖。第二節(jié) 方案設計分析一.抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計 根據(jù)抽油機功率大，沖次小，傳動比大等特點，初步?jīng)Q定采用以下總體方案，如框圖所示：圖211. 執(zhí)行系統(tǒng)方案設計 圖22 圖23由于執(zhí)行機構是將連續(xù)的單向轉動轉化為往復移動，所以采用四連桿式執(zhí)行機構，簡單示意如圖22所示 p點表示懸點位置；ab桿表示輸入端，與減速器輸出端相連，逆時針方向旋轉；cd表示輸出端；ad 表示機架；e 為懸臂長度，通常取e/c=1.35;行程s等于cd相

27、對于ad轉過的角度與e的積。 抽油桿上沖程時間與下沖程時間相等，即上沖程曲柄轉角與下沖程曲柄轉角相等，0，屬于iii型曲柄搖桿機構 .為了研究方便，將機架旋轉至水平位置， 如圖 23所示。圖中c1,c2位置分別表示懸點的最高和最低位置。行程,從圖中可以看出以下關系：取為設計變量，根據(jù)工程需求：所以，始終滿足最小傳動角的要求。由于是iii型曲柄搖桿機構，故有優(yōu)化計算方法：在限定范圍內(nèi)取，計算c,a,b,d,得曲柄搖桿機構各構件尺寸，取抽油桿最低位置為機構零位：曲柄轉角，求上沖程曲柄轉過某一角度時，搖桿擺角，角速度和角加速度，懸點加速度ac=1.35c,找出上沖程過程中的懸點最大加速度,最后在所有

28、的最大加速度中找出最小者，它所對應的機構尺寸極為最優(yōu)者。具體過程如下：采用網(wǎng)格法進行優(yōu)化，按增量劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格交點作為計算點。如圖24所示。 圖24 圖25在圖25所示的鉸鏈四桿機構abcd看作一封閉矢量多邊形，若以a,b,c,d分別表示各構件的矢量，該機構的矢量方程式為a+b=c+d,以復數(shù)形式表示為 （*）規(guī)定角以x軸的正向逆時針方向度量。按歐拉公式展開得按方程式的實部和虛部分別相等，即， 消去得利用萬能公式，以及根據(jù)該機構裝配特點，得從而可得將式（*）對時間求導數(shù)得 （#）消去，取實部得將式（#）對時間求導數(shù)得 消去，取實部得。又懸點的位移表達式為s=e（+arcos）,速度表達式為v=

29、e,加速度表達式為ac=e。由于存在初始角，所以要加上一個角度為arccos(b/d),即=+ arccos(b/d). 從0開始到360。接下來采用matlab軟件進行編程計算和畫圖，具體程序在附錄中。其中通過機構優(yōu)化設計程序運行得到結果為：最小值=1.2141m/,a=0.505m,b= 2.112m, c=1.320m, d= 2.439m通過求懸點上沖程中最大速度的程序運行得到結果為：最大速度 =0.7954 m/s2. 總體傳動方案選擇v帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.940.980.980.980.990.867；為v帶的效率，為第一對軸承的效率，為第二

30、對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為6級精度，稀油潤滑）。3.電動機的選擇電動機所需工作功率為： pp/35.351/0.86740.77 kw執(zhí)行機構的曲柄轉速為n11r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為nin（16160）111761760r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為y2280s6的三相異步電動機，額定功率為45kw，額定電流85.9a，滿載轉速n980 r/min，同步轉速10

31、00r/min。4.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為in/n980/1189.091（2） 傳動裝置傳動比分配iii式中i，i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i3.61，則減速器傳動比為ii/ i89.091/3.6124.679。根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i6.3，則ii/ i3.925.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉速 nn/ i980/3.61271.47r/min nn/ i271.47/6.343.09 r/min nn/ （ii）11 r/min（2）

32、各軸輸入功率pp40.770.9442.3 kw pp42.30.980.9941.04 kwpp41.040.980.9939.82 kw（3）各軸輸入轉矩軸 t9550 p/ n=955042.3/271.47=1.488 knm 軸 t9550 p/ n=955041.04/43.09=9.096 knm 軸 t9550 p/ n=955039.82/11=34.5 knm.帶傳動的設計確定計算功率式中為工作情況系數(shù)， 為電機輸出功率選擇帶型號根據(jù)，查圖初步選用型帶選取帶輪基準直徑查表選取小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑式中為帶的滑動率，通常?。?%2%），查表后取驗算帶速v在m/s范圍

33、內(nèi)，帶充分發(fā)揮。確定中心距a和帶的基準長度在范圍內(nèi)，初定中心距，所以帶長查圖選取型帶的基準長度，得實際中心距取驗算小帶輪包角，包角合適。確定v帶根數(shù)z因，帶速，傳動比i=3.61,查表得單根v帶所能傳遞的功率，功率增量，包角修正系數(shù)，帶長修正系數(shù)，則由公式得故選6根帶。確定帶的初拉力單根普通帶張緊后的初拉力為計算帶輪所受壓力利用公式.齒輪的設計計算（一）高速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為20crmnti。齒面滲碳淬火，齒面硬度為5862hrc，有效硬化層深0.50.9mm。經(jīng)查

34、圖，取1500mpa，500mpa。（2）齒輪精度按gb/t100951998，選擇級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核持面接觸疲勞強度。（1）計算小齒輪傳遞的轉矩knm（2）確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z19，zi z6.319120傳動比誤差 iuz/ z120/196.316i0.255，允許（3）初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得0.6（4）初選螺旋角 初定螺旋角 15（5）載荷系數(shù)k使用系數(shù)k 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得k1.25動載荷系數(shù)k 估計齒輪圓周速度v0.75m/s 查

35、圖得k1.01;齒向載荷分布系數(shù)k 預估齒寬b40mm 查圖得k1.17，初取b/h6，再查圖得k1.13齒間載荷分配系數(shù) 查表得kk1.1載荷系數(shù)kk k k k=1.251.011.11.131.57（6）齒形系數(shù)y和應力修正系數(shù)y當量齒數(shù) zz/cos19/ cos21.08 zz/cos120/ cos133.15查圖得y2.8 y2.17 y1.56 y1.82（7）重合度系數(shù)y端面重合度近似為【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos151.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609因為/cos

36、，則重合度系數(shù)為y0.25+0.75 cos/0.696（8）螺旋角系數(shù)y軸向重合度 1.024,取為1y10.878（9）許用彎曲應力 安全系數(shù)由表查得s1.25工作壽命兩班制，7年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)n160nkt60271.4717300285.47310大齒輪應力循環(huán)次數(shù)n2n1/u5.47310/6.3160.86610查圖得壽命系數(shù), ;實驗齒輪的應力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較, 取(10) 計算模數(shù) 按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取 (11)初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬,取,齒寬系數(shù)(12)驗

37、算載荷系數(shù)圓周速度查得按，查得，又因，查圖得，則k1.6，又y=0.930，y=0.688，。從而得滿足齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度（1）載荷系數(shù)，（2）確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) 查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得重合度系數(shù) 查圖得螺旋角系數(shù) （3）許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；安全系數(shù) 查表得；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：?。?）校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。（二）低速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為45

38、鋼。調(diào)質后表面淬火，齒面硬度為4050hrc。經(jīng)查圖，取1200mpa，370mpa。（2） 齒輪精度按gb/t100951998，選擇級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核持面接觸疲勞強度。（10）計算小齒輪傳遞的轉矩 knm（11）確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z33，zi z3.9233129傳動比誤差 iuz/ z129/333,909i0.285，允許（12）初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得0.6（13）初選螺旋角 初定螺旋角 12（14）載荷系數(shù)k使用系數(shù)k 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以

39、查表得k1.25動載荷系數(shù)k 估計齒輪圓周速度v0.443m/s 查圖得k1.01;齒向載荷分布系數(shù)k 預估齒寬b80mm 查圖得k1.171，初取b/h6，再查圖得k1.14齒間載荷分配系數(shù) 查表得kk1.1載荷系數(shù)kk k k k=1.251.011.11.141.58（15）齒形系數(shù)y和應力修正系數(shù)y當量齒數(shù) zz/cos19/ cos35.26 zz/cos120/ cos137.84查圖得y2.45 y2.15 y1.65 y1.83（16）重合度系數(shù)y端面重合度近似為【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos121.72arctg（tg/cos）a

40、rctg（tg20/cos12）20.4103111.26652因為/cos，則重合度系數(shù)為y0.25+0.75 cos/0.669（17）螺旋角系數(shù)y軸向重合度 1.34,取為1y10.669（18）許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得s1.25工作壽命兩班制，7年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)n160nkt6043.0917300288.68710大齒輪應力循環(huán)次數(shù)n2n1/u8.68710/3.9092.2210查圖得壽命系數(shù), ;實驗齒輪的應力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較, 取(10) 計算模數(shù) 按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取 (11)初算主要尺寸初算中心

41、距,取a=500mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬,取,齒寬系數(shù)(12)驗算載荷系數(shù)圓周速度查得按，查得，又因，查圖得，則k1.611，又y=0.887，y=0.667，。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度（5）載荷系數(shù)，（6）確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) 查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得重合度系數(shù) 查圖得螺旋角系數(shù) （7）許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；安全系數(shù) 查表得；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：?。?）校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設計（1）高速軸i材料為20crmnti,經(jīng)調(diào)質處理，硬度為241286hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑（2）軸ii材