伸臂式焊接變位機設(shè)計--液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、畢業(yè)設(shè)計(論文任務書 青島理工大學本科畢業(yè)設(shè)計(論文說明書摘要焊接作為一種工藝手段,已經(jīng)成為很重要的熱處理加工技術(shù)。焊接技術(shù)是隨著金屬的應用出現(xiàn)的,金屬焊接的方法有很多種,各種壓焊方法的共同特點是在焊接過程中施加壓力而不加填充材料。焊接產(chǎn)品質(zhì)量的好壞不僅取決于焊接工藝質(zhì)量,與備料、裝配等工序也有密切聯(lián)系。因此,在整個焊接生產(chǎn)過程中,不論產(chǎn)品的質(zhì)量要求和批量的大小,均應考慮采用生產(chǎn)工藝裝備。焊接質(zhì)量與生產(chǎn)裝備工業(yè)密不可分,其中裝載工件的工作臺是在焊接過程中利用自身的各部分完成焊接變位的機械。本次設(shè)計的主要內(nèi)容是:已知工作臺的裝載能力,焊接時要求的工作臺的變位各種參數(shù),設(shè)計出利用液壓系統(tǒng)傳動的0.

2、5t液壓焊接變位機械,其中包括液壓系統(tǒng)的設(shè)計,對液壓元件的選用,和工作臺中回轉(zhuǎn)機構(gòu)的計算設(shè)計。再根據(jù)總體上對軸、軸承、聯(lián)軸器等的剛度、壽命要求、綜合位移要求等等,確定其余零部件。關(guān)鍵詞:液壓;變位;焊接;傳動IAbstractWith the high level of modern industrial development and the continuous advancement of welding technology, welding metal as a way to connect the technology in the production of metal stru

3、ctures has basically replaced the rivets connecting process. The quality of welding quality depends not only on the quality of welding technology, but also on the preparation and assembly processes are closely linked. Hence, throughout the welding process, regardless of the quality of the product re

4、quirements and batch size,we should consider the use of production technology and equipment. Among them, the wheel frame is welding driving wheel with the workpiece by means of friction between the cylindrical workpiece driven welding positioner rotating machinery, mainly used in the cylindrical wor

5、kpiece and welding assembly. This paper studys the following:Cylindrical workpiece in a known weight and rotation speed under the premise of the process of taking into account the transmission efficiency of the existence of friction and, ultimately, the output power to determine the motor type. Then

6、 selected based on speed, calculated the transmission gear ratio, so as to further determine the selection of the drive reducer form, quantity, and so on. The quality of welding quality depends not only on the quality of welding technology, but also on the preparation and assembly processes are clos

7、ely linked. On the basis of the whole shaft, bearings, couplings, such as stiffness, longevity requirements,integrated displacement requirements. we could determine the remaining components.Key words: hydradulic ;pressure,;jointing,;changing ,;drive目錄摘要. I Abstract. II 目錄. I II 第1章緒論. (11.1液壓傳動系統(tǒng)的發(fā)展

8、概況 (11.2焊接結(jié)構(gòu)生產(chǎn)現(xiàn)狀及發(fā)展方向 (1第2章液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算 (22.1液壓缸負載分析 (22.2初選系統(tǒng)工作壓力 (62.3計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸和液壓馬達排量 (72.4 計算液壓元件實際工作壓力 (102.5 計算液壓元件實際所需流量 (102.6 制定系統(tǒng)方案和擬訂液壓系統(tǒng)圖圖 (112.7 液壓元件的選擇.16.第3章傳動部分設(shè)計計算 (183.1齒輪的設(shè)計計算 (183.2軸的設(shè)計計算 (21結(jié)論 (26參考文獻 (27后記 (28附件1 (29附件2 .第1章緒論液壓傳動相對機械傳動來說,是一門新的傳動技術(shù)。如果從世界上第一臺水壓機問世算起,至今已有200余年的歷史

9、。然而,直到20世紀30年代液壓傳動才真正得到推廣應用。在第二次世界大戰(zhàn)期間,由于軍事工業(yè)需要反應快、精度高、功率大的液壓傳動裝置而推動了液壓技術(shù)的發(fā)展。戰(zhàn)后,液壓技術(shù)迅速轉(zhuǎn)向民用,在機床、工程機械、農(nóng)業(yè)機械、汽車等行業(yè)中逐步得到推廣。20世紀60年代后,隨著原子能、空間技術(shù)、計算機技術(shù)的發(fā)展,液壓技術(shù)也得到了很大發(fā)展,并滲透到各個工業(yè)領(lǐng)域。當前液壓技術(shù)正向著高壓、液壓傳動高速、大功率、高效率、低噪聲、長壽命、高度集成化、復合化、小型化以及輕量化等方向發(fā)展。同時,新型液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助測試(CAT、計算機直接控制(CDC、機電一體化技術(shù)、計算機仿真和優(yōu)化設(shè)計技術(shù)、可靠性技術(shù)以及污染

10、控制方面,這也是當前液壓技術(shù)發(fā)展和研究的方向。隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展和焊接技術(shù)的不斷進步,焊接作為一種金屬連接的工藝方法,在金屬結(jié)構(gòu)生產(chǎn)中已基本取代了鉚接連接工藝。焊接與鍛造,鍛壓,切削加工,熱處理等金屬加工工藝方法的組合,成為機械制造業(yè)的主要加工工藝方法。由于焊接焊接結(jié)構(gòu)的多樣化及生產(chǎn)過程的復雜性,目前焊接生產(chǎn)過程的機械化,自動化的程度還是比較低,手工操作在某些產(chǎn)品,甚至某些行業(yè)中仍占有相當?shù)谋壤?。焊接結(jié)構(gòu)生產(chǎn)地整個過程同其他任何一種生產(chǎn)過程一樣,除了基本的生產(chǎn)工序外,還包括大量的輔助工序,其主要是焊接零件的制備,裝配,工序間的傳送和制品的變位與清理等。另外,制品工序間的檢驗和成品的檢驗也占

11、有相當大的工作量。因此,要提高焊接結(jié)構(gòu)的生產(chǎn)率和產(chǎn)品質(zhì)量,應考慮整個焊接結(jié)構(gòu)生產(chǎn)過程的機械化和自動化,焊接工件的工作臺的適時變位是這次課題研究的主要內(nèi)容。第2章 液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算2.1 負載分析工件的質(zhì)量定為500kg ,工作臺最大回轉(zhuǎn)力矩100N.M ,工作臺回轉(zhuǎn)速度01r/min,工作臺回轉(zhuǎn)角度360工作臺傾斜角度130受力示意圖(如下取工作臺和工件總重G=1300kg ,L=24001.主臂液壓缸載荷分析,當主臂水平時受載荷最大 G L=285F 1Fy=127.7 (KNFx=12.77 (KNF=128.3(KN所以液壓系統(tǒng)主缸的外載荷F 1=64.2(KN 慣性載荷F a =tV

12、 -速度變化量 M/St v =1 m/s 2 F 1a =tg V G =18.913000=1300(N在當工作臺靜止時液壓缸受載荷F1=64.2(KN 當工作臺和主臂向上抬時,液壓缸此時受載荷F1=F+ F1a=65.5(KN 圖21受力示意圖受力示意圖(如下因為除去主臂的重量所以副臂,工作臺和工件重量估算為1t,除去主臂的長度,估算液壓缸到工件的重心距離為2100mm副臂液壓缸的動作要使的副臂與工作臺能傾斜一定角度,因此F220=102100(5.114KNF=F2a =tgVG=11000=1000(N在當工作臺靜止時液壓缸受載荷F2=114.5(KN 當工作臺和副臂向上抬時,液壓缸

13、此時受載荷F2=F+ F2a=115.5(KN 圖22受力示意圖受力分析示意圖(如下除去主臂和副臂的一段距離則估算液壓缸到工件重心的距離為1000 mm,工件的重量估算為800kg2F150F=33.3(KNF3a =tgVG=0.8(KN 圖23受力示意圖在當工作臺靜止時液壓缸受載荷F3=33.3 (KN 當工作臺發(fā)生傾斜時,液壓缸此時受載荷F 3=F+F 3a =34.1(KN估算液壓缸機械效率為W =90%,液壓缸的實際載荷為 F=WWF 1主臂液壓缸實際載荷 在當工作臺靜止時液壓缸受載荷F 1=WWF =.02.64= 當工作臺和主臂向上抬時,液壓缸此時受載荷 F 1=WWF =9.0

14、5.65=72.8(KN 2副臂液壓缸實際載荷 在當工作臺靜止時液壓缸受載荷F 2=WWF =.05.114KN = 當工作臺和副臂向上抬時,液壓缸此時受載荷 F 1=WWF =.05.115=(KN 3傾斜液壓缸實際載荷分析 在當工作臺靜止時液壓缸受載荷F 3=WWF =379.03.33= (KN 當工作臺發(fā)生傾斜時,液壓缸此時受載荷 F 3=WWF =.01.34= (KN 3,液壓馬達載荷力矩的計算 工作臺的回轉(zhuǎn)功率P c P c =T 2N =1006014.3214.32=65.73 W 液壓馬達的載荷力矩TT w =n P c 2=87.650.25 N.m 取齒輪傳動效率為0.

15、95,渦輪蝸桿減速器效率為0.4,液壓馬達的機械效率為0.9 T=wwT =92.2 初選系統(tǒng)工作壓力壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設(shè)備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間,經(jīng)濟條件及元件供應情況等限制。在載荷一定得情況下,工作壓力低,勢必要加大執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸,對某些設(shè)備來說,尺寸要受到限制,從材料消耗角度看也不經(jīng)濟;反之,壓力選的太高,對泵,缸,閥等元件的材質(zhì),密封,制造精度也要求較高,必然要提高設(shè)備的成本。一般來說,對于固定的尺寸不太受限的設(shè)備,壓力選的低一些,行走機械重載設(shè)備壓力選的高一些。表21 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 表22 系統(tǒng)按載荷選擇工作壓力 根據(jù)載荷和機械類型(小型工程機

16、械初選系統(tǒng)工作壓力為1018MP a2.3 計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸和液壓馬達的排量 2.3.1 液壓缸的有關(guān)設(shè)計參數(shù)見下圖 圖24受力示意圖活塞桿受壓時F=WWF =P 1A 1P 2A 2 (21活塞桿手拉時F=WWF =P 1A 2P 2A 1 (22式中A 1=24D 無桿腔活塞有效作用面積(m 2 A 2=(422d D -有桿腔活塞有效作用面積(m 2P 1液壓缸工作腔壓力(P a P 2液壓缸回油腔壓力,即背壓力。其值根據(jù)回路的具體情況而定,初算時可參照下表。D 活塞直徑(m d 活塞桿直徑(m 表23 執(zhí)行元件背壓力 一般液壓缸在受壓狀態(tài)下工作,其活塞面積為 A 1=122p

17、A p F + (23 須先確定A 1和A 2的關(guān)系,或是活塞桿徑d 與活塞直徑D 的關(guān)系,桿徑比Dd=,其比值可按下表選取表24 按工作壓力選取d 表25 按速比要求確定 取=d/D=0.55 活塞直徑或缸徑D=1(4221-P P F(24液壓缸直徑D 和活塞桿直徑d 的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關(guān)標準進行圓整。如與標準液壓缸參數(shù)相近,最好選用國產(chǎn)標準液壓缸,免于自行設(shè)計加工。 以下是常用液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑表26常用液壓缸內(nèi)徑D 表27活塞桿直徑 1主臂液壓缸的缸徑D1,取P1=12MPa,背壓力P2aD1=1(4221-PPF=55.01(12(1078.72423-=96.28

18、(mm取標準缸徑100mm活塞桿直徑d1=D=10055.0=55mm2副臂液壓缸的缸徑D2,取P1=12MPa,背壓力P2aD2=1(4221-PPF=55.01(12(103.128423-=127.97(mm取標準缸徑150mm活塞桿直徑d2=D=15055.0=82.5mm,取標準活塞桿直徑85mm3傾斜液壓缸的缸徑D3,取P1=12MPa,背壓力P2aD3=1(4221-PPF=55.01(12(108.37423-=69.68(mm取標準缸徑80mm活塞桿直徑d3=D=8055.0=44mm,取標準活塞桿直徑45mm2.3.2 計算液壓馬達的排量取液壓馬達的機械效率為=液壓馬達的排

19、量為 q v =P T2 式中 T 液壓馬達的載荷轉(zhuǎn)矩(N.m 21P P p -=液壓馬達的進出口壓差(P a 取P 1=12MP a ,P 2=0.3MP a q v =P T 2=9.03.012(73.014.32-=0.44610- m 3/r 2.4 計算液壓執(zhí)行元件實際工作壓力按最后確定的液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸和液壓馬達排量,計算出工況時液壓執(zhí)行元件實際工作壓力,見下表表28液壓元件的系統(tǒng)壓力 2.5 計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量根據(jù)最后確定的液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸或液壓馬達的排量及其運動速度或轉(zhuǎn)速,計算出各液壓執(zhí)行元件實際所需流量,見下表表29液壓元件實際所需流量 2.6 制定系統(tǒng)方案和擬訂液

20、壓系統(tǒng)圖2.6.1 執(zhí)行機構(gòu)的確定本機動作機構(gòu)除工作臺回轉(zhuǎn)外,其他機構(gòu)均為直線往復運動。各直線運動機構(gòu)均采用單活塞桿雙作用液壓缸驅(qū)動,回轉(zhuǎn)機構(gòu)則用液壓馬達驅(qū)動。2.6.2 液壓源的選擇為滿足壓力穩(wěn)定的要求,在焊接工件時,保持工作臺靜止,液壓缸保持一定得壓力,除采用鎖緊回路外,液壓源采用遠程調(diào)壓回路,控制整個液壓系統(tǒng)或局部支路油液壓力,使之保持恒定或限制其最高值。液壓系統(tǒng)中的壓力調(diào)定必須與載荷相適應,才能既滿足主機要求又減少動力耗損。將溢流閥的控制口上可再接一個壓力較小的遠程調(diào)壓閥,滿足穩(wěn)定系統(tǒng)不同的工作壓力的要求。 圖25調(diào)壓回路2.6.3 主臂液壓缸和副臂液壓缸采用相同的工作回路當執(zhí)行機構(gòu)質(zhì)

21、量較大運動速度較高時,若突然換向或停止時,會產(chǎn)生很大的沖擊和振動。為了減少或消除沖擊,除了對執(zhí)行機構(gòu)本身采取一些措施外,也可以在液壓系統(tǒng)上采取一些辦法實現(xiàn)緩沖,這種回路也稱為緩沖回路。在系統(tǒng)進油加上單向節(jié)流閥,調(diào)節(jié)單向節(jié)流閥開口量,限制流入液壓缸的流量,達到緩沖的目的,和控制液壓缸活塞移動的速度,達到控制工作臺傾斜的速度。 圖26緩沖回路在液壓缸的進油口加上液控單向閥,作為液壓缸的支撐閥,有保壓的作用,防止回油,保持系統(tǒng)的壓力,在焊接工件時保持工作臺的靜止。 圖27單向鎖緊回路另外在此加上鎖緊回路,當換向閥處于中位時,使液控單向閥進油及控制油口與油箱相通,液控單向閥迅速封閉,液壓缸活塞向左方向

22、的運動被液控單向閥鎖緊,向右方向則可以運動,故僅能實現(xiàn)單向鎖緊。傾斜液壓缸的回路只有鎖緊回路與主臂液壓缸不同,其余相同。在進油和出油口都加上液控單向閥。在工程機械液壓系統(tǒng)中常使用此類鎖緊回路。當三位四通電磁換向閥處于中位時,兩個液控單向閥進油及控制油口都與油箱相通,使兩個液控單向閥迅速關(guān)閉,可實現(xiàn)對液壓 圖28雙向鎖緊回路的雙向鎖緊。2.6.5 液壓馬達的工作回路在液壓馬達與電磁換向閥之間加入安全補油回路,可保證液壓馬達的流量穩(wěn)定,從而使工作臺以均勻的速度的回轉(zhuǎn)。 2.6.6 擬訂液壓系統(tǒng)圖和動作循環(huán)表表210電磁鐵動作循環(huán)表 圖25液壓系統(tǒng)2.7 液壓元件的選擇 2.7.1 液壓泵的選擇1

23、液壓泵工作壓力的確定 P p P +p 1P 1是液壓執(zhí)行元件的最高工作壓力,對于本系統(tǒng),最高工作壓力是液壓馬達的工作壓力。 P 1=11MP ap是泵到執(zhí)行元件間總的管路損失,在此取p =0.5 MP a液壓泵的工作壓力為P p =11+0.5=11.5 MP a 2液壓泵的流量確定 q vp max Q K取泄露系數(shù)K=1.2,Q max發(fā)生在工作臺發(fā)生傾斜和回轉(zhuǎn)時,選用CBF E18齒輪泵,工作壓力級別為E ,16MP a ,流量為18ml/r , 額定轉(zhuǎn)速為2500r/min 。2.7.2 電動機功率的確定P=336101016=15KW 2.7.3 液壓閥的選擇選擇液壓閥主要根據(jù)閥的

24、工作壓力和通過閥的流量表210 液壓閥明細表 2.7.4 液壓馬達的選擇根據(jù)以上算出的排量選用BYM80型擺線液壓馬達,排量80ml/r,轉(zhuǎn)速為10400r/min,最大工作壓力,最大轉(zhuǎn)矩為105N/m。為12MPa第三章 傳動部分設(shè)計計算3.1 齒輪的設(shè)計計算1選用直齒圓柱齒輪,工作臺的回轉(zhuǎn)速度不高,選用7級精度, 2材料選擇。由表(機械設(shè)計選擇小齒輪材料為20C i n r T M ,滲碳后淬火,硬度為60HRC ;大齒輪材料為40C r 調(diào)質(zhì)后表面淬火,硬度為50HRC 。3選擇小齒輪的齒數(shù)為20,大齒輪100,傳動比為i=5 4按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T

25、 1=115105.95n P =573.65105.95212.56410 N.mm (32 3由文獻1表107查的選擇齒寬系數(shù)d =14由文獻1表106查的材料的彈性影響系數(shù)Z E =189.8MP a由文獻1圖1021d 查的按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限a H MP 6001lim =;大齒輪的接觸疲勞強度極限a H MP 5502lim =5由式計算應力循環(huán)次數(shù)N 1=60h jL n 1=60=1530082(15216510 (331021657計算接觸疲勞許用應力取失效效率為1%,安全系數(shù)S=1,由式得SK HN H lim = (35 1H =540MP a2H =5

26、22.5 MP a計算小齒輪分度圓直徑,代入H 中較小的值.5228.189(2.32.411056.123.132.2324=mm (36 8計算齒寬b=t d d 1.=197.79=79.97 mm (37 模數(shù)m=11Z d t =2097.79=3.9985 mm (38 9按齒根彎曲強度設(shè)計1設(shè)計公式:m 3211(2F sa Fa d Y Y Z KT (39 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)由文獻1圖1020C 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限a FE MP 5001=;大齒輪的彎曲強度極限a FE MP 3802=;由文獻1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 85.01=FN ,K 88.02=

27、FN ;計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由S.150085.0111= (310 a FE FN F MP S K 86.2384.138088.0222= 計算載荷系數(shù)K 。K=512.135.1112.11=F F V A K K K K (311 查取齒形系數(shù)由文獻1的表105查的 Y 80.21=Fa ;Y 18.22=Fa查取應力校正系數(shù)由文獻1的表105查的 Y 55.11=Sa ;Y 79.12=Sa10計算大小齒輪的F Sa Fa Y Y 并加以比較111F Sa Fa Y Y =57.30355.180.2=0.0142965 (312 222F Sa F

28、a Y Y =86.23879.118.2=0.017813 大齒輪的數(shù)值大2設(shè)計計算 m =324017813.024110948.9512.12 3.974mm 對于此結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),可取由彎曲強度算的的模數(shù)3.974并圓整為標準值4mm ,按接觸強度算得的分度圓直徑d mm 97.791=,算出小齒輪的齒數(shù) Z 20974.397.7911=m d (313 大齒輪齒數(shù)Z 1005202=這樣設(shè)計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲

29、勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到了結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費。11幾何尺寸計算1計算分度圓直徑 d 42011=m Z =80mmd =m Z 221004=400mm (314 2計算中心距 a=+=+240080221d d 240mm (315 3計算齒輪寬度 b=mm d d 808011= (316 取B mm 802=;B mm 851=3.2.1 計算軸的直徑選用材料45鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由表查的材料力學性能數(shù)據(jù)為:a b MP 650=a s MP 360=a MP 2701=-a MP 1551=-E=2.15105MP a工作臺和工件的估計重量1.3t ,G=13009.8=

30、12740N偏心距e=20mm ,高度h=150+400=550mm=-Kn 1.=5.15.12755.061.1MP a 直徑d =+32210e h G =+3622101.6102.055.08.910130085.8mm 取d=86mm3.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計包括定出軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)的尺寸。軸的結(jié)構(gòu)主要取決于以下因素:軸在機器中的安裝位置及形式;軸上安裝的零件的類型,尺寸,數(shù)量以及和軸連接的方法;載荷的性質(zhì),大小,方向及分布情況;軸的加工工藝等。由于影響軸的結(jié)構(gòu)因素多,且其結(jié)構(gòu)形式又要隨著具體情況的不同而異,所以沒有標準的結(jié)構(gòu)形式。設(shè)計時必須針對不同情況進行具體分析

31、。但是,不論何種具體條件,軸的結(jié)構(gòu)都應滿足:軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置;軸上的零件應便于拆裝和調(diào)整;軸應具有良好的制造工藝性。下圖是回轉(zhuǎn)機構(gòu)的主軸的結(jié)構(gòu)圖軸上零件的定位:為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動,軸桑零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求外,都必須進行軸向或周向定位,以保證其準確的工作位置。 圖31軸的結(jié)構(gòu)示意圖3.2.3 軸的強度校核計算按彎扭合成強度條件計算通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,軸的主要尺寸,軸上零件的位置,以及外載荷和支反力的作用位置均已確定,軸上的載荷(彎矩和扭矩已可以求得,因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。步驟如下:1做出軸的計算簡圖(力學模型2做出彎矩

32、圖 3校核軸的強度 F 112d T t =(317 F tan =t r F (318 F cos tn F =(319 式中T 1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,N.m ;d 1小齒輪的節(jié)圓直徑,對標準齒輪即為分度圓的直徑,mm ; 嚙合角,20度F t =80=3140 NF r =3140702420tan = N F =20cos 7024n 17656 N 危險截面的轉(zhuǎn)矩與扭矩:T =21D已知軸的彎矩和扭矩,可針對危險截面做彎扭組合的強度校核計算。按第三強度理論,計算應力224+=ca (式320 通常由彎矩產(chǎn)生額的彎曲應力是對稱循環(huán)應力,而由扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應力則常不是對稱循環(huán)應力。為了考慮

33、兩者循環(huán)特性不同的影響,引入折合系數(shù),則計算應力為224(+=ca=+=+WT M WT W M 2222(2(4(187MP a 270MP a軸滿足強度要求結(jié)論本論文結(jié)合0.5t液壓伸臂式焊接變位機的基本要求和特點,對液壓系統(tǒng)進行了設(shè)計以及計算,所做的工作主要有以下幾個方面:(1液壓系統(tǒng)的分析(2液壓伸臂式焊接變位機的組成(3液壓伸臂式焊接變位機的工作原理(4液壓系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)中的傳動部分的設(shè)計計算(5回轉(zhuǎn)機構(gòu)裝配圖的繪制(6液壓伸臂式焊接變位機裝配圖的繪制(7回轉(zhuǎn)機構(gòu)箱體零件的繪制參考文獻1 浦良貴紀名剛. 機械設(shè)計第八版. M 北京:高等教育出版社,2006.3 機械設(shè)計手冊編委會機械

34、設(shè)計手冊4 (液壓分冊M 北京:機械工業(yè)出版社20044 王積偉章鴻甲黃誼. 液壓傳動 M第二版北京:機械工業(yè)出版社 20065沈世瑤. 焊接方法及設(shè)備. J 北京:機械工業(yè)出版社,1982.6上海船舶工業(yè)設(shè)計研究院機械工業(yè)部第五設(shè)計研究院北京船舶工程第五設(shè)計研究所. 焊接設(shè)備選用手冊. M 北京:機械工業(yè)出版社,1984.7機械設(shè)計手冊新版3.M 北京:機械工業(yè)出版社.8機械設(shè)計手冊第二版. M 北京:機械工業(yè)出版社.9周壽森.焊接機構(gòu)生產(chǎn)及裝備. M 北京:機械工業(yè)出版社,1999.10劉鴻文. 材料力學. M 北京:高等教育出版社,2006.11張海根. 機電傳動控制. M 北京:高等教

35、育出版社,2001.12陳于萍周兆元. 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ). M 北京:機械工業(yè)出版社,2007.13 李慶芬朱世范陳其廉. 機電工程專業(yè)英語. M 哈爾濱:哈爾濱工程大學出版社,2007.14 Hirokazu Araya ,Masayuki Kagoshima,Semi-automatic control system for hydraulic shovel JKobe Steel, Ltd., Nishi-ku, Kobe Hyogo,2007后記大學生活即將結(jié)束,畢業(yè)設(shè)計是對大學四年學過的知識的總結(jié),是對各科專業(yè)課的運用的檢驗。畢業(yè)設(shè)計的制作培養(yǎng)我們靈活運用知識,獨立思考的能力,這

36、些在以后的工作中至關(guān)重要?；厥自O(shè)計的這段時間,感到收獲很多。首先畢業(yè)設(shè)計給了我們把四年學到知識進行一次系統(tǒng)復習,綜合運用的機會。在此次設(shè)計中,設(shè)計步驟上有時確實有很大的困難,不過通過積極地討論和互相幫助學習解決了不少,真正感受到團隊協(xié)作的重要性。這些都為即將踏上工作崗位的我們有很大的幫助。在設(shè)計中我始終都受到劉老師的精心指導。通過不斷地努力,改進自己方案中的錯誤,按時的完成了設(shè)計任務。在即將離開校園的時候向老師們道聲:謝謝!附件1外文資料翻譯液壓挖掘機的半自動控制系統(tǒng)Hirokazu Araya ,Masayuki Kagoshima日本機械工程研究實驗室Kobe Steel, Ltd., N

37、ishi-ku, Kobe Hyogo 651 2271,2000年7月27日摘要開發(fā)出了一種應用于液壓挖掘機的半自動控制系統(tǒng)。采用該系統(tǒng),即使是不熟練的操作者也能容易和精確地操控液壓挖掘機。構(gòu)造出了具有控制器的液壓挖掘機的精確數(shù)學控制模型,同時通過模擬實驗研發(fā)出了其控制算法,并將其應用在液壓挖掘機上,由此可以估算出它的工作效率。依照此法,可通過正反饋及前饋控制、非線性補償、狀態(tài)反饋和增益調(diào)度等各種手段獲得較高的控制精度和穩(wěn)定性能。自然雜志2001 版權(quán)所有關(guān)鍵詞:施工機械;液壓挖掘機;前饋;狀態(tài)反饋;操作液壓挖掘機,被稱為大型鉸接式機器人,是一種施工機械。采用這種機器進行挖掘和裝載操作,要求

38、司機要具備高水平的操作技能,即便是熟練的司機也會產(chǎn)生相當大的疲勞。另一方面,隨著操作者年齡增大,熟練司機的數(shù)量因而也將會減少。開發(fā)出一種讓任何人都能容易操控的液壓挖掘機就非常必要了1-5。液壓挖掘機之所以要求較高的操作技能,其理由如下。1.液壓挖掘機的操作,至少有兩個操作手柄必須同時操作并且要協(xié)調(diào)好。2.操作手柄的動作方向與其所控的臂桿組件的運動方向不同。例如,液壓挖掘機的反鏟水平動作,必須同時操控三個操作手柄(動臂,斗柄,鏟斗使鏟斗的頂部沿著水平面(圖1運動。在這種情況下,操作手柄的操作表明了執(zhí)行元件的動作方向,但是這種方向與工作方向不同。如果司機只要操控一個操作桿,而其它自由桿臂自動的隨動

39、動作,操作就變得非常簡單。這就是所謂的半自動控制系統(tǒng)。開發(fā)這種半自動控制系統(tǒng),必須解決以下兩個技術(shù)難題。1. 自動控制系統(tǒng)必須采用普通的控制閥。2. 液壓挖掘機必須補償其動態(tài)特性以提高其控制精度。現(xiàn)已經(jīng)研發(fā)一種控制算法系統(tǒng)來解決這些技術(shù)問題,通過在實際的液壓挖掘機上試驗證實了該控制算法的作用。而且我們已采用這種控制算法,設(shè)計出了液壓挖掘機的半自動控制系統(tǒng)。具體闡述如下。 為了研究液壓挖掘機的控制算法,必須分析液壓挖掘機的數(shù)學模型。液壓挖掘機的動臂、斗柄、鏟斗都是由液壓力驅(qū)動,其模型如圖2所示。模型的具體描述如下。 2.1 動態(tài)模型6假定每一臂桿組件都是剛體,由拉格朗日運動方程可得以下表達式:

40、其中 g是重力加速度;i鉸接點角度;i是提供的扭矩;li組件的長度;lgi轉(zhuǎn)軸中心到重心之距;mi組件的質(zhì)量;Ii是重心處的轉(zhuǎn)動慣量(下標i=1-3;依次表示動臂,斗柄,鏟斗。2.2 挖掘機模型每一臂桿組件都是由液壓缸驅(qū)動,液壓缸的流量是滑閥控制的,如圖3所示?？勺魅缦录僭O(shè):1.液壓閥的開度與閥芯的位移成比例。2.系統(tǒng)無液壓油泄漏。3.液壓油流經(jīng)液壓管道時無壓力損失。4.液壓缸的頂部與桿的兩側(cè)同樣都是有效區(qū)域。在這個問題上,對于每一臂桿組件,從液壓缸的壓力流量特性可得出以下方程: 當 時;其中,Ai是液壓缸的有效橫截面積;hi是液壓缸的長度;Xi是滑芯的位置;Psi是供給壓力;P1i是液壓缸的

41、頂邊壓力;P2i是液壓缸的桿邊壓力;Vi是在液壓缸和管道的油量;Bi是滑閥的寬度;是油的密度;K是油分子的黏度;c是流量系數(shù)。 2.3 連桿關(guān)系在圖1所示模型中,液壓缸長度改變率與桿臂的旋轉(zhuǎn)角速度的關(guān)系如下:(1動臂 (2斗柄 (3鏟斗 當時, 2.4 扭矩關(guān)系從2.3節(jié)的連桿關(guān)系可知,考慮到液壓缸的摩擦力,提供的扭矩i如下 其中,Cci是粘滯摩擦系數(shù);Fi是液壓缸的動摩擦力。2.5 滑閥的反應特性滑閥動作對液壓挖掘機的控制特性產(chǎn)生會很大的影響。因而,假定滑閥相對參考輸入有以下的一階延遲。 其中,是滑芯位移的參考輸入;是時間常數(shù)。3 角度控制系統(tǒng)如圖4所示,角基本上由隨動參考輸入角通過位置反饋

42、來控制。為了獲得更精確的控制,非線性補償和狀態(tài)反饋均加入位置反饋中。以下詳細討論其控制算法。 3.1 非線性補償在普通的自動控制系統(tǒng)中,常使用如伺服閥這一類新的控制裝置。在半自動控制系統(tǒng)中,為了實現(xiàn)自控與手控的協(xié)調(diào),必須使用手動的主控閥。這一類閥中,閥芯的位移與閥的開度是非線性的關(guān)系。因此,自動控制操作中,利用這種關(guān)系,閥芯位移可由所要求的閥的開度反推出來。同時,非線性是可以補償?shù)?圖5。 3.2 狀態(tài)反饋建立在第2節(jié)所討論的模型的基礎(chǔ)上,若動臂角度控制動態(tài)特性以一定的標準位置逼近而線性化(滑芯位移X 10,液壓缸壓力差P 110,動臂夾角10,則該閉環(huán)傳遞函數(shù)為 其中,Kp是位置反饋增益系數(shù)

43、; 由于系統(tǒng)有較小的系數(shù)a1,所以反應是不穩(wěn)定的。例如,大型液壓挖掘機SK-16中。X10是0,給出的系數(shù)a0=2.710,a1=6.010,a2=1.210.加上加速度反饋放大系數(shù)Ka,因而閉環(huán)(圖4 的上環(huán)的傳遞函數(shù)就是 加入這個因素,系數(shù)S就變大,系統(tǒng)趨于穩(wěn)定。可見,利用加速度反饋來提高反應特性效果明顯。但是,一般很難精確的測出加速度。為了避免這個問題,改用液壓缸力反饋取代加速度反饋(圖4的下環(huán)。于是,液壓缸力由測出的缸內(nèi)的壓力計算而濾掉其低頻部分7,8。這就是所謂的壓力反饋。4 伺服控制系統(tǒng)當一聯(lián)軸器是手動操控,而其它的聯(lián)軸器是因此而被隨動作控制時,這必須使用伺服控制系統(tǒng)。例如,如圖6所示,在反鏟水平動作控制中,動臂的控制是通過保持斗柄底部Z(由1與2計算所得與Zr 的高度。為了獲得更精確的控制引入以下控制系統(tǒng)。4.1 前饋控制由圖1計算Z,可以得到 將方程(8兩邊對時間求導,得到以下關(guān)系式, 右邊第一個式子看作是表達式(反饋部分將替換成1,右