半自动管接头液动旋紧机设计(二)含9张CAD图
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半自动管接头液动旋紧机的设计摘要本次设计的题目是半自动管接头液动旋紧机(二)。因为旋紧机在抽油泵加工中起到很重要的作用。此次的设计液压旋紧机是应用于筒式深井泵的内衬螺旋夹紧的半自动专用设备。可以对长6m、直径为90到110mm的泵进行旋紧。此次的液动旋紧机主要分为两部分,一部分是液压旋紧机构,一部分是上联和送料机构。本设计主要是上料和送料机构。液压缸一柱塞运动实现了夹紧和松夹,液压缸二柱塞运动实现了送料和退料。本次设计的部分主要有夹紧机构,齿轮齿条传动机构,升降机构,滑动机构以及支撑机构。所设计的底座包括导轨,焊接机座等。本装置结构简单,维护方便,操作简单,制作成本相对较低。本机床使可以将泵体的两端帽进行旋紧,使泵的内衬套同心的连接在一起而不松。 关键词 液压旋紧;支撑机构;机床底座;送料机构AbstractThe subject of this design is semi-automatic pipe joint hydraulic tightening machine (two). Because the tightening machine plays a very important role in the processing of the oil well pump.The design of hydraulic tightening machine is used in the tube type deep well pump lining spiral clamping semi-automatic special equipment. A long 6m pump with a diameter of 90 to 110mm can be screwed. The hydraulic screwing machine is mainly divided into two parts, one part is the hydraulic screwing mechanism, a feeding mechanism and the upper part is. The design is mainly feeding and feeding mechanism. We choose the hydraulic pump as the power source, hydraulic pump piston movement to achieve the clamping and loose clamp, hydraulic pump two plunger movement to achieve feeding and withdrawal. The main parts of the design include clamping mechanism, gear rack drive mechanism, lifting mechanism, sliding mechanism and supporting mechanism. The designed base includes guide rail, welding frame and so on. The utility model has the advantages of simple structure, convenient maintenance, simple operation and relatively low production cost. The machine tool can make the two ends of the pump body be screwed, so that the inner lining of the pump is connected together without looseness.Key wordsHydraulic tightening; support mechanism; machine tool baseII半自动管接头液动旋紧机(二)目录摘要IAbstractII1. 绪论11.1 论文(设计)工作的理论意义和应用价值11.2 目前研究的概况和发展趋势12. 总体方案的选定33. 后支座的设计43.1 夹紧机构43.2 夹紧力的确定53.2 V型块的设计63.3 齿轮齿条传动机构设计73.4 滑动部分设计103.5 后支架设计114. 前支座的设计134.1 支撑机构134.2 升降机构145 机床底座的设计156. 导轨的设计177. PLC控制198. 结论21参考文献22致谢23附录 外文文献翻译及外文文献原文I1. 绪论1.1 论文(设计)工作的理论意义和应用价值 泵是世界上发明最早的机器之一,今天其使用量仅次于电机。泵在工农业等领域都有很广使用,泵可以起到提供压力、能量的作用。抽油泵在石油开采装备领域有着举足轻重的地位。抽油泵结构性能的不同,直接影响到石油产量和油田的效益。我国目前主要使用管式泵,因为它结构简单,制造容易。过去,我国主要使用传统的多段衬套管式泵,目前已经大范围使用整筒管式泵。美国主要使用杆式泵,杆式泵综合性能好。有杆抽油泵又分为整筒泵和组合泵(衬套泵),衬套式抽油泵专用结构管件是石油工业中的专用设备,泵筒衬套是其最重要的部件。泵筒衬套通过液压芯轴套装在泵筒内后,需使用泵筒两端管接头的螺纹接,通过专用旋紧机旋紧管接头以紧固泵筒衬套。因旋紧过程需要各机构传动平稳,且要求一定的承载能力和调速能力,故而液压传动系统更为适合旋紧机的工作。1.2 目前研究的概况和发展趋势 液压传动是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术。1795年英国约瑟夫布拉曼,以水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质由水改为油,又进一步得到改善。第一次世界大战后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。1925液压元件大约在19世纪末20世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。20世纪初康斯坦丁尼斯克对能量波动传递所进行的理论及实际究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献,使这两方面领域得到了发展。第二次世界大战期间,在美国机床中30%应用了液压传动。日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近20多年但在1955年前后,日本迅速发展液压传动,1956年成立了“液压工业会”。近30年间,日本液压传动发展之快,居世界领先地位。随着控制理论的出现和控制系统的发展,液压技术与电子技术的结合日臻完善,电液控制系统具有高响应、高精度、高功率-质量比和大功率的特点,从而广泛运用于武器和各工业部门及技术领域。但是我国在液压传动系统设计方面缺少与外国同行业的技术交流,并且我国的制造工艺要落后于发达国家,这就要求我们更努力的为发展我国的技术事业奋发图强。目前,不论国内还是国外,液压传动系统朝着一下两个方向发展,即: (1)减少能耗,充分利用能量。液压技术在将机械能转换成压力能及反转换方面,已取得很大进展,但一直存在能量损耗,主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用,则将使能量转换过程的效率得到显著提高。为减少压力能的损失,必须解决下面几个问题:减少元件和系统的内部压力损失,以减少功率损失;减少或消除系统的节流损失,尽量减少非安全需要的溢流量,避免采用节流系统来调节流量和压力;采用静压技术,新型密封材料,减少磨擦损失;发展小型化、轻量化、复合化电磁阀以及低功率电磁阀;改善液压系统性能,采用负荷传感系统,二次调节系统和采用蓄能器回路;及时维护液压系统。 (2)机电一体化。电子技术和液压传动技术相结合,使传统的液压传动与控制技术增加了活力,扩大了应用领域。实现机电一体化可以提高工作可靠性,实现液压系统柔性化、智能化,改变液压系统效率低,漏油、维修性差等缺点,充分发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点。2. 总体方案的选定 本次设计我们总共分成了三个部分,上料部分,夹紧与送进部分,以及最后的旋紧部分。三个部分是这次设计最重要的三个部分,因此每一部分我们都需要一个很好的机械设计。同时,一个好的机械设计的方案也是很重要的,所以我们需要一个相对比较合理的总体方案。第一种方案是上料,然后进行夹紧,夹紧后开始送进,将被加工件的一端深入到主机中,主机部分完成旋紧,然后是退出,松夹,下料,然后继续上料进行下一次的动作。第二种方案是上料后直接夹紧,两部可以进给的旋紧机到工作位置后相对反向对被加工件进行旋紧。然后主机退,松夹,下料,然后继续上料进行下一次的动作。两个方案进行对比后发现,第二个方案需要两个主机,因此会造成总设计过于复杂,成本也相对会增加,不是很合理。相比较之下,第一种方案的就比较合理。而且结构也相对简单。因此我们选用第一种方案,我们对此进行了结构方面的设计。主机和前支座是在机床底座上固定好不能动的。后支座安装在固定导轨上,同时后支座上装有两个液压泵负责夹紧以及水平方向的进给。整体方案见图2.1图2.1 总体方案3. 后支座的设计后支座是我本次设计的重点,也是我的主要任务之一,后制作需要承担夹紧,送料,退料,松夹等动作。因此我对后支座的设计大致分为以下两部分设计,夹紧部分的设计、滑动部分的设计。3.1 夹紧机构机床夹具是机床上用以装夹工件的一种装置。在对工件进项夹紧的同时对工件进行定位,从而保证工件和机器的相对位置。因此我们这次要设计一个专用夹具,用来保证泵筒的夹紧以及定位。 夹具的作用为1 保证加工质量2 缩短辅助工时以提高生产效率3 减轻了工人的劳动强度4 扩大了机床的工作范围本次设计的夹紧机构采用的是V型块定心夹紧,左右两个V型块共同向中间运动来夹紧圆形管,同时对圆管进行定位,保证圆管的中线轴线一直保持与主旋紧机的中心轴线同一高度。夹紧动力源的话我们选择液压缸作为动力源,因为我们此次设计所需要的动作行程不需要很长,同时对稳定性的要求比价高。传动机构我们选择齿轮齿条传动。右侧V型块的下部和齿条的右端进行连接,左侧与液压缸的柱塞进行连接。左侧V型块的下部也是一部分齿,通过齿轮与齿条的啮合,从而使左右两侧的V型块可以同时运动。从而实现对抽油泵泵筒的夹紧。此次V型块的工作角度选择为90度,角度过大会导致定位上的困难,角度过小则经常无法夹紧。因此我们选择90度的角度,两个支撑轮限制了被加工件的四个自由度,夹紧机构夹紧后能保证工件不会再进行窜动,可以满足我们的要求。夹紧机构的整体设计大致如图3.1:图3.1 夹紧机构用此结构对泵筒实施夹紧,需要把主机中心,前支撑座,夹紧机构的中心调到同一个高度上。在送料和退料的整个过程中,夹紧机构对泵筒应该保持稳定的夹紧力。保证泵筒和机器之间没有相对的运动。对工件进行定位。保证工件的位置。所以此夹紧机构必须要做到以下的几点: 1夹紧机构必须安全可靠2操作方便省时省力3能对工件进行固定,使工件得到定位4尽可能的简化结构,不复杂 本次的动力源选择液压缸。液压缸可以将液压能转变为机械能,从而使柱塞可以作直线往复运动。液压缸的传动比较平稳,考虑到此次的夹紧机构我们也需要一个比较平稳的力,因此液压缸是一个很好的选择,同时液压缸的在体积很小的情况下可以产生很大的压力,工作相对比较稳定和可靠,液压缸工作的噪声相对比较小,更适合我们的机器。3.2 夹紧力的确定由已知条件中可以知道旋紧机所需要的额定扭矩为350N.m。因此我们的夹紧机构必须也要提供一个相反方向的扭矩,防止工件打滑。夹紧机构产生夹紧力主要是四个夹紧点和抽油泵泵筒之间的摩擦力产生的。夹紧机构与抽油泵泵筒之间的摩擦系数取0.15。 每个点上的摩擦力为最终液压缸所需要的推力为 查机械设计手册下册后,决定选取内径为D=60mm的液压缸。活塞杆直径为32mm。缸的行程取S=100mm。由查表可得 L1=230mm L2=125mm L3=65mm L=100mm R=35mm缸的总长度为缸体总重约40公斤。缸体在安装时采用尾部耳环连接。耳环中心可以确定缸体的高度。在缸体活塞杆前端的螺纹部分和齿条固定后,才能确定缸体的位置。耳环可以做到对缸体的位置调节方便。3.2 V型块的设计V型块为夹紧装置,上部分的齿条固定在左侧 V型块底座的下端面,下部分的齿条连接在右侧V型块的底座下端面,两V型块的V型工作面相向面对。液压固定在机架上,液压缸的推杆与主动齿条的一端通过螺纹直接联接,齿条的运动带动中间齿轮的转动以及右侧的V型块水平方向的运动,齿轮的转动带动左侧V型块底座上的齿条运动,从而导致左右V型块能有水平反向的相对的运动。,齿轮与转轴相连接,转轴上有两个轴承, 轴承外有轴承座,轴承座固定在机床侧壁上。因此我们需要在机床侧壁上留下一定的空间用来安装轴承座。我们选择工作角为90度的 V型块,长度为55mm,宽度为30mm,高取110mm。同时V型块下部通过一个底座与齿条连接。底座的尺寸我们取长110mm,宽110毫米,高为110mm,厚20mm的钢板。V型块与底座通过四个尺寸为的螺栓连接在一起,同时为了考虑V型块V型块的高度较高,当夹紧的时候可能会因为受到很大的水平方向的推力力而发生断裂,所以在底座上边与V型块后边之间加装一个宽度为20mm的与V型块等高的斜三角加强筋。以此来保证V型块底座的强度。左侧V型块底座的下部分要安装齿条,用来和齿轮进行啮合。右侧V型块底座的下部分要连接一个竖板,用于与齿轮下边的齿条连接。从而使两个V型块可以同时运动。从而实现V型块夹紧。V型块与底座的连接方式大概如图3.2所示:图3-2 夹紧机构3.3 齿轮齿条传动机构设计 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。考虑到我们这次需要一个稳定的夹紧力,同时我们也并不需要一个很大的传动距离。因此我们选择齿轮齿条的传动方式。同时齿轮齿条都是比较常见的零件,标准化程度比较高。因此能使我们的设计有更好的经济性。本次我们的结构大致是,液压缸的活塞运动带动与其连接的齿条的水平方向的运动。齿条的运动带动中间齿轮的转动以及右侧的V型块水平方向的运动,齿轮的转动带动左侧V型块底座上的齿条运动,从而导致左右V型块能有水平反向的相对的运动。从而实现夹紧与松夹。考虑到我们齿轮的工作环境,本设计的齿轮处于机械内部,相当于只能给齿轮传动装一个简单的防护罩,但是齿轮的润滑比较方便,因此属于半开式齿轮传动。齿轮传动的主要特点有;1. 效率高2. 结构紧凑3. 工作可靠、寿命长4. 传动比稳定齿轮的失效方式有很多种,比较常见的有轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等一系列失效方式。做齿轮的材料很多,我们在选择的时候也要考虑到很多的因素。考虑到我们机器的工作环境,功率比较大,工作速度相对较低,此次我们的齿轮选择铸铁作为材料。灰铸铁齿轮厂用于工作平稳的场合。我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为,因此我们此次的压力角也选择为。模数m取2,齿数z取28。为方便下边是一些齿轮参数的计算: 齿距:齿厚:槽宽:齿顶高:齿根高:齿高:顶隙: 分度圆直径:齿根圆直径:齿顶圆直径; 因为齿轮载荷变动较大,且齿轮硬度比较大,所以 我们的齿宽系数取0.6。所以齿宽为。圆整后取。上齿条因为要和齿轮配合,因此模数m取2,压力角取20度。图3-3 齿条的计算周节: 齿厚:径向间隙:齿顶高: 齿根高:齿工作高度: 齿全高:基节:因为齿轮的宽度为34mm,因此上齿条有齿部分与齿轮的宽度相同也取34mm,v型块的行程大概是100mm,因此我们要比行程大一点我们取120mm。上齿条的齿数我们取z=120/5.92=20个齿。齿条总宽为60mm。中间是齿,两侧是20mm厚的板,通过4个沉孔螺钉与v型块底座相固定,通过齿轮带动齿条的运动,从而齿条带动了v型快的运动。因为我们上下齿条的运动方式基本相同,因此为了方便,我们上下齿条的参数也都选择完全一样的。周节:齿厚:径向间隙:齿顶高:齿根高:齿工作高度:齿全高:基节:所以下齿条有齿部分总长也是120mm,齿数也为18个。在齿轮齿条传动结构中,齿轮是悬空的设计,因此我们要对齿轮的强度进行校核。齿面疲劳强度的公式为扭矩为87.5N.M。K取1.2,b取30mm、d1为50mm查表得所以查表可得知道因为所以齿轮的强度符合。3.4 滑动部分设计当上料之后,夹紧装置对其进行夹紧之后,需要我们送料,滑动部分是送料的最重要的部分,夹紧后泵体左端和主机的距离为150mm,要深入主机的长度为200mm,因此我们滑动部分的行程为150mm+200mm=300mm。我们此次的动力源依旧选择液压缸。我们在底座上安装一个轨道。液压缸的伸缩推动后支柱在轨道上滑动,从而实现送料与退料。我们在轨道上设计一个凹槽。以便于滚轮更精确的滚动。为了考虑平衡和稳定,我们设计上下两组滚轮,每次是四个滚轮。上下两排,每排两个,由轴进行连接,轴和滚轮之间用轴承连接,既能使滚动更加的容易又能增加的运动的平稳性。3-4 滑动机构 滚轮材料的话选择尼龙。尼龙坚韧耐磨使用寿命长,普通塑料一般质地不太坚硬不耐老化耐磨性不如尼龙。使用寿命短,但是成本低。考虑到我们此次需要一个更耐用的滚轮,因此我们选择尼龙作为我们滚轮的材料。轴的话我们选择45号钢。 根据受力的影响,我们设计的滚轮的直径取70mm,总长度取110mm,左端中间加工成一个40mm的孔用来放置轴承,运动过程中为了防止轴发生运动,在轴承内圈与外挡板之间装有长10mm,厚度为4mm的套,来作为轴承的止动圈,装滚轮的轴装在与上板焊接在一起的两侧外当班之间,为了安装方便,采用侧装式,装入后,两端用螺母紧固,螺母的规格为M304,轴的总长定为470mm。 尼龙作为滚轮的优点有:1、 重量轻2、 耐磨性好,使用寿命长。3、 不产生摩擦火花,安全性能强。4、 能满足长期露天作业的要求。5、 自润滑,低温使用用寿命长 送料以及退料都是相对比较慢的速度,所以轴承选用特轻(1)系列106型号额定动负载为c=10400n,静负载为7000N,外径为55mm ,宽度为13mm。经过大致的估算,整个后支柱的重量大概是250kg,而尼龙和钢材之间的摩擦系数为0.22,所以液压缸需要的最小推力为:F=2509.80.22=539N,有液压缸的基本参数可以知道,我们选择最小的液压缸就可以了。3.5 后支架设计图3-5 支撑机构考虑到泵筒为圆柱形,而且重量比较重,同时还要发生左右的运动。所以此次设计我们的滚轮也应该选择曲线型,最大程度上与泵筒实现面接触,以减小应力同时可以更好的进行动作。滚轮中间我们选择用销轴作为支撑,同时在上下部分我们需要用轴承来连接滚轮与销轴,轴承用轴承内圈来固定。销轴末端用螺母固定在支架上,销轴的两端均加工出螺纹,在加工出20的轴肩,用来固定轴承内圈,轴径为15mm,销轴的总长度为150mm。滚轮总长度为90mm,上边圆柱部分长30mm。下部分为60mm,圆柱部分的直径为40mm,最大直径为70mm。装轴承孔下端加工深为14mm,孔的上端为13mm。下端为外圈加垫片,防止滚轮直接与轴承内环接触,妨碍滑动。此次轴承我们选择深沟球轴承,因为我们滚轮是倾斜的,因此我们的轴承可能会受部分轴向力,因为深沟球轴承转动灵活,可承受较大的径向力和部分轴向力,所以我们选择深沟球轴承。从机械设计师手册中我们选择了窄系列302型,泵筒的重量大约是160kg,有前后两个滚轮系统对其进行支撑,滚轮中心和铅垂面的夹角大概为30度,由受力分析可知道。后支撑的两个滚轮受力总和为F=809.8=554.3N.所以每个滚轮受力为277N。轴承受的静载荷为F/2=138N=5500N所以所选轴承符合滚轮顶部的固定用螺栓和螺母的哦配合。螺母用弹簧垫片预紧。安装过程要保证滚轮与框架之间有间隙,以防止出现摩擦。轴承采用定期的脂润滑。4. 前支座的设计前支座和后支座支撑部分的作用是一样的,主要是起支撑抽油泵泵体的的作用。后支座支撑部分和主机的中心高度是固定的,是不可变化的,但是泵筒的直径是在一定范围内变化的,因此为了使泵筒的中心和后支座支撑部分和主机的中心高度一定,前支座应该设计成可以调节高度的。4-1 前支座4.1 支撑机构考虑到泵筒为圆柱形,而且重量比较重,同时还要发生左右的运动。所以此次设计我们的滚轮也应该选择曲线型,最大程度上与泵筒实现面接触,以减小应力同时可以更好的进行动作。滚轮中间我们选择用销轴作为支撑,同时在上下部分我们需要用轴承来连接滚轮与销轴,轴承用轴承内圈来固定。销轴末端用螺固定在支架上,销轴的两端均加工出螺纹,在加工出20的轴肩,用来固定轴承内圈,轴径为15mm,销轴的总长度为150mm。滚轮总长度为90mm,上边圆柱部分长30mm。下部分为60mm,圆柱部分的直径为40mm,最大直径为70mm。装轴承孔下端加工深为14mm,孔的上端为13mm。下端为外圈加垫片,防止滚轮直接与轴承内环接触,妨碍滑动。此次轴承我们选择深沟球轴承,因为我们滚轮是倾斜的,因此我们的轴承可能会受部分轴向力,因为深沟球轴承转动灵活,可承受较大的径向力和部分轴向力,所以我们选择深沟球轴承。从机械设计师手册中我们选择了中窄系列302型,泵筒的重量大约是160kg,有前后两个滚轮系统对其进行支撑,滚轮中心和铅垂面的夹角大概为30度,由受力分析可知道。后支撑的两个滚轮受力总和为 所以每个滚轮受力为277N。轴承受的静载荷为F/2=138N=5500N所选轴承符合滚轮顶部的固定用螺栓和螺母的哦配合。螺母用弹簧垫片预紧。安装过程要保证滚轮与框架之间有间隙,以防止出现摩擦。轴承采用定期的脂润滑。4.2 升降机构后支座支撑部分和主机的中心高度是固定的,是不可变化的,但是泵筒的直径是在一定范围内变化的,因此为了使泵筒的中心和后支座支撑部分和主机的中心高度一定,前支座应该设计成可以调节高度的。此次我们选择的是螺纹升降机构。通过转盘的转动带动后支座上部分向上的运动,支座上部分的下边分制作成一个带外螺纹的圆柱状,下部分的套筒上边制作成内螺纹,通过人工旋转转盘,从而使转盘上部分可以有一个水品向上的运动。转盘上加工一个销孔,当支座高度确定好之后用一个销插入转盘的孔里边,从而固定支座。考虑到泵筒直径变化的范围可能在30mm左右,因此我们设置三个档位,每次转盘转三分之一圈,整个机构上升10mm,转盘转到的位置里边有一个和转盘上的孔对应的销孔。人共用销对升降机构进行固定。5 机床底座的设计首先来介绍机床底座,机床的底座主要是起承担整个机床重量的作用,机床底座上装有所有机床上工作的机构,机床底座是整个机床的稳定性的保障。所有机械部件的组装都是在机床底座为前提下的。同机床底座可以保证整个机床的平稳和稳定,同时能保证整个机床的精度。 图5-1 底座底座的结构较大,上边分布着各种各样的工作机构。本次设计的机床底坐宽度为1000mm。因为泵筒的长度为6米,泵筒还需要一个水平方向的移动,同时考虑到底座上还需要安装一个主机。因此我们的底座长度选择为7米。为所有工作机构准备了充分的空间,同时底座的尺寸更大,也可以保证机床的稳定性。考虑到此次整个机床的机构的重量很重。因此此次机床底座我们选择焊接的方式。机床腿部我们用厚10mm的钢板焊接成如图所示的形状。整个机床腿部的高度为200mm,底座上部分是用一块长7米宽为1000mm,厚度为10mm的钢板通过焊接的方式与机床腿部相结合。考虑到机床底座有些宽,为了增加其承重能力,我们在左右底座腿的中间部分加装一个支撑腿,长为7米,高为200mm,宽为20mm的钢结构支撑腿。考虑到机床整体比较重,运输途中也都有着诸多的不便之处。因此我们要在底座的两侧面各加装一个挂钩,以便于起重机对底座的移动和运输。图5-2 挂钩机床底座挂钩的位置如图所示,整个挂钩我们采用45钢制作,然后通过焊接与机床底座侧板连接在一起。考虑到安全方面的因素,挂钩所有外侧的部分均需要一定的圆角。6. 导轨的设计 当滚轮沿着承导件作直线运动时,导轨起支承和导向的作用,支撑着滚轮以及上边的机构。同时让上边的机构沿导轨凹槽方向进行直线运动。对导轨的我们要保证其导向精度。即保证运动部件运动的准确性。同时在运动过程中应该保证有一个均匀的速度,不能忽快忽慢。对于导轨来说,因为上边应常会发生摩擦,所以我们对导轨需要一个很好的耐磨性,要保证在使用过程中产生的摩擦最小化。因为导轨需要承受一定的重量,因此导轨需要的足够的刚度。在生活中,我们经常选择增加导轨面的宽度,从而使导轨的刚度更大。因为不断有摩擦在导轨的面上产生,所以可能会有一定的温度产生,因此 我们的导轨要保证在一定的温度变化下,导轨的精度不发生变化。还可以继续使用。在保证以上的要求前提下,我们要尽量使导轨的结构更简单,这样可以更加的方便我们对其加工和安装。图6-1 轨道 本次我们机床选择的是矩形导轨,矩形导轨的结构相对简单,制造、修理都相对方便;矩形导轨的导轨面较宽,承载力较大,刚度高,因此矩形导轨的应用比较广泛。矩形导轨的材料常用灰口铸铁。它的价格相对低,工艺性能相对比较好,热稳定性高等优点。同时灰口铸铁在润滑和防护良好的情况下,具有一定的耐磨性。两导轨之间的距离为160mm,导轨的高度为120mm,上边开有宽度比滚轮略宽度的凹槽,从而来保证滚轮的运动轨迹,考虑到易更换性,我们把导轨和机床底座通过螺栓连接起来。导轨的内侧伸出来20mm宽,并在上边每1000mm的地方打上直径为16mm的孔,用来和螺栓进行连接。考虑到本次的泵筒长度为6m,所以我们的导轨的长度应该至少为泵筒长度的2/3。因为前支座和后支座均在我们的导轨上边,所以此次我们的导轨的长度定为5m。 7. PLC控制PLC(可编程逻辑控制器)是一种专门为工业控制所设计出来的计算机。其主要构成有:电源,存储器,接线电路,CPU,功能模块和通信模块。CPU是整个PLC控制的中枢系统。PLC控制系统由输入,逻辑,输出三部分构成。PLC产生于 上世纪60年代末左右在美国产生。崛起于70年代末。PLC在工业控制这一方面有很大的优势。它的使用相对来说比较方便,控制的比较稳定,灵活性相对也比较强。 考虑到本设计需要控制的装置较为简单,点数相对较少。所以拟采用西门子S7-200PLC实现本次过程控制。本次选型采用西门子S7-200PLC,是由CPU221控制,八输入、八输出作为基本单元构成的控制器。由于本次设计中没有涉及到模拟量的应用与转化,所以在本文中不对AD/DA模块进行扩展与叙述。 为了更加方便的对液压缸单向阀进行时间上的可调控,我们采用人为按键的方式进行控制。在保证PLC正常供电的前提下,我们将按键接于PLC对应的输入模块,将电磁阀接入对应的输出模块。连线电气图如图7.1:图7-1 连线电气图 其中具体连接端口对应如下:I0.00 控制夹紧按钮I0.01 控制送料按钮I0.02 控制退料按钮I0.03 控制松夹按钮Q0.00 控制夹紧电磁阀Q0.01 控制送料电磁阀Q0.02 控制退料电磁阀Q0.03 控制松夹电磁阀其中按键1对应的为夹紧液压缸按钮,在PLC中连接的为I0.00输入点。按键2对应的为送料液压缸电磁阀按钮,在PLC中连接的为I0.01输入点。按键3对应的为退料液压缸电磁阀按钮,在PLC中连接的为I0.02输入点。按键4对应的为松夹液压缸电磁阀按钮,在PLC中连接的为I0.03输入点。上料过程:当按下按钮S1时,PLC接收到I0.00的信号,经过CPU处理后,PLC做出反应,产生一个输出信号给Q0.00,使得夹紧对应的液压缸电磁阀开始动作,产生压力,推动夹紧活塞进行作用,夹紧动作完成。按键2对应的是送料液压缸电磁阀按钮,在PLC中连接的为I0.02输入点。当按下按钮S2时,PLC接收到I0.01的信号,经过CPU处理后,PLC做出反应,产生一个输出信号给Q0.01,推动送料液压缸电磁阀开始进行动作,对内部供油,产生压力,推动活塞进行作用,完成推动前进动作。到此为止,器件前半部分动作已经完成。退料过程:在完成物料交接之后,我们需要进行退料动作。按下按钮S3后,PLC检测到I0.02的信号,经过PLC内部处理,做出反应,产生信号给Q0.02,控制退料电磁阀,退料活塞收回。当退料活塞收回之后,再按下按钮S4,给PLC一个松夹信号,PLC经过内部处理,给Q0.03信号,控制松夹电磁阀作用,活塞伸出,产生松夹动作。到此为止,退料过程完成,达到要求目标。8. 结论此次的设计液压旋紧机是应用于筒式深井泵的内衬螺旋夹紧的半自动专用设备。本次设计的部分主要是前支柱、后支柱、导轨和底座。后支柱是主要的涉及部分有夹紧机构、齿轮齿条传动机构、滑动机构以及支撑机构。所设计的底座包括导轨,焊接机座等。本装置结构简单,维护方便,操作简单,制作成本相对较低。本机床使可以将泵体的两端帽进行旋紧,使泵的内衬套同心的连接在一起而不松。通过此次设计的过程,让我学会了团队合作,我们三个同学共同学习,互相帮助,才使我们做成了这一个整体的设计。设计的过程中,我把我四年的学习的知识又回忆了一遍,是我对CAD的掌握又熟悉了几分,对三维图的制作也更加的熟练了。让我对机械有了一个更加全面的认识。参考文献1濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计M.(第九版).高等教育出版社.2013.2孙恒、陈作模、葛文杰.机械原理M.(第8版).高等教育出版社.2013.5.3闻邦椿.机械设计手册M.(第5版).机械工业出版社.2010.1.4机械工程师手册编委会.机械工程师手册M.(第3版).机械工业出版社.2007.3.5国建军.特种抽油泵及常用井下工具手册M.石油工业出版社.2002.6符达良.石油机械现代设计技术与方法M.石油工业出版社.1992.7曹建军、张建、李洋、胡明、王红美.基于PLC的液压机控制系统设计J.科技创新与应用.2013年第14期:11.8沈莲.机械工程材料(第3版).机械工业出版社.2007.99何希杰、陈岩、劳学苏.我国石油工业用泵技术发展概述J.通用机械.2011(3):32-38.10张楠.国内外新技术在机械采油领域的应用研究J.化学工程与装备.2009(7):130-131.11夏鑫鑫.大扭矩螺纹旋紧装置的设计D.大连交通大学.2015.6.12白柳.液压与气压传动.机械工业出版社.2009.8.13陈刚.车床液压系统PLC控制系统设计J.流体传动与控制.2010(3):17.14张佩琦、田正居.精密整筒式抽油泵泵筒用管的开发及其发展J.钢管.1990(6):47-53.15 M.CelikComparison of three and whole body models in spur gear analysisMechanism and Machine Theory1999,34:1227-1235.16VOGEL O,GRIEWANK A,BRG.Direct gear tooth contact analysis for hypoid bevel gearsJ. Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering,2002,191:3965-3982. 致谢这次的毕业论文设计是在我的指导老师吴蒙华老师的悉心指导下完成的。从毕业设计选题到设计完成,吴老师给予了我耐心的指导,给我们已一遍又一遍的讲了关于我们的题目,这些都是我所需要学习的,感谢吴老师给予了我这样一个学习机会,感谢与我一起做这个题目的另外两个同学,感谢学校领导、老师们,感谢你们给予我的帮助与关怀,感谢大连大学,特别感谢机械学院四年来为我提供的良好学习环境,谢谢!23附录 履带车辆液压传动同步控制策略研究杨清军,张朝,张辉机电工程学院哈尔滨工业大学哈尔滨,中国yqjhit.edu.cn电子邮件:吕青俊,杨蕾,熊庆辉科技对车辆传动实验室中国北方车辆研究所,北京,中国摘要 同步问题是静液压传动履带车辆在正常工作状态下的主要问题和技术挑战。考虑了参数扰动、摩擦阻力系数、泄漏系数和泵排量的不对称性。这些因素被视为干扰输入,并通过控制算法抑制。利用Matlab/Simulink开发了系统仿真模型,设计了履带车辆液压传动同步控制策略。用矩阵理论解耦耦合系统,基于滞后超前校正器完成耦合闭环校正。然后采用均衡同步电路和交叉耦合同步电路来减小同步误差。最后,提出了自抗扰控制器(ADRC)。仿真结果表明,交叉耦合同步电路对参数不对称性优于均衡同步电路。ADRC进一步提高同步性能,并具有更好的鲁棒性随时间变化的系统。关键词 液压传动;履带车辆;同步回路;自抗扰控制器1. 引言近年来,随着科技的发展,履带车辆的应用越来越广泛。他们逐步扩展到军用车辆,工程车辆,农业机械,和许多其他领域。静液压传动作为履带车辆的典型传动方式无级变速和转向的各种调控 1 。杨蕾 3 研究转向静液压驱动履带车辆主要用于直线行驶,值得学习。履带车辆液压传动一般采两套变量泵驱动变量马达。王艳 6 提高了系统的鲁棒性,通过Bang-Bang控制器。K. Dasgupta等人 7 对静液压传动的进一步研究,建立对履带车辆应用基础。虽然系统地开发了液压同步控制回路 11 ,但对履带车辆液压传动的适应性仍有待分析。重点研究了两种驱动单元的泵、电机参数不对称和运行工况对静液压驱动履带车辆同步的影响。建立线性模型,解耦校正。在不同的电路和自抗扰控制器之间进行仿真比较,以获得不同的鲁棒性和适应性。2. 建模和线性化2.1变排量泵驱动变量马达一般来说,变排量泵驱动变排量电机在履带车辆正常行驶时工作正常。内外电机均提供牵引力和输出功率。根据液压理论,该系统可以表示由一组方程。在全归一化位移泵,T是常数的变量泵,UI的控制信号,QPI是泵的输出流量,DP是电机全位移;Z P表示泵的转速;CIP,CEP,CIM和Cem的内部和外部的泵和电机漏磁系数;PI和PR的压力高压腔和低压腔分别为电机的归一化位移,DM是电机全位移;Z MI是电机的转速;V0是高压室总容积;Ee是液压弹性模量;Ti是电机负载;i 1 2,代不同的单位。2.2履带车辆履带车辆的受力分析图如图1所示。F1和F2的牵引力;FR1、FR2是摩擦力;FW是空气阻力;B是轨道中心的距离;L是履带接触地面的长度;m是转向阻力矩,R是转弯半径;V1和V2是内外毛毛虫的速度;Vc是车速中心;Z是转向角速度。根据履带车辆动力学,该模型可以表示如下:其中M是履带车辆的质量;J是履带车辆的惯性矩;f为摩擦阻力系数;M为地面附着系数K是传输效率;我是传动比;r为驱动轮的半径;Pmax是最大转向阻力系数。A是车辆的迎风面积;CD是空气阻力系数;U是空气密度。由于这些系统参数的不对称性,两个电机的速度彼此不同,发生同步误差。摩擦阻力系数,泄漏系数和泵排量被视为干扰输入。因此,假设f,Ct和A是可变的,上述方程的拉普拉斯变换,可以建立。2.3 线性化分析与修正履带车辆液压传动是一种具有双重输入双输出系统。变量泵驱动变量马达的工作过程分为两个阶段:变量泵驱动低速固定排量马达和固定排量泵驱动变量高速位移马达。电机和的位移分别设定为两个阶段的最大值。以变量泵驱动马达为例,U1和U2主通道的控制信号,N1和N2作为输出信号。该系统是线性化围绕一定的恒定速度,系统的伯德图如图2所示。从图2可以看出,卡特彼勒车内外有很强的耦合作用。为了准确地控制系统,去耦是必不可少的。图2伯德图引入一个新的控制向量。然后将系统转换为输出V和伪输入A之间的伪线性系统如下。解耦结果表明,传递矩阵耦合矩阵与速度有关。因此,该系统是时变。超前滞后补偿器的设计如下。在G1和G2 x1-n1信道匹配;应用X2N2通道。校正系统的示波图显示在图3。图显示校正后系统稳定动态特性接近。同步电路在超前滞后补偿器的基础上,起控制效果。根据控制理论,交叉控制器耦合电路设计g(s)0.039 s 1 s 0.45 s 1,其截止频。由于相同的系统参数的变化不同的同步策略的控制效果。仿真结果表明,与均衡同步电路相比,交叉耦合同步电路具有较好的同步性能。3.控制器对系统的内部扰动超前解耦补偿器是基于精确模型设计的,解耦后系统是随时间变化的。因此,当线性化点的速度发生变化时,交叉耦合同步电路的抗干扰能力就不能达到理想的效果。履带车辆液压传动。自抗扰控制器由三部分组成:跟踪微分器、扩展状态观测器和非线性状态误差反馈控制律 14 。根据分离定理,可以分别设计ADRC的三个部分。A.跟踪微分器由于履带车辆是三分之一阶系统,假设输入通过系统应用于三分之一阶系统。传递函数是ESO提供了不可测量系统的状态估计和未知扰动的实时动作。然后,通过补偿估计的等效干扰,提高了系统的性能。它的总参数变化的影响作为等效干扰作用在系统控制输入点。4.结论双变量的同步性能置换泵驱动可变位移电机研究过。已经对几种控制策略进行了研究取得了良好的成绩。该系统具有很强的耦合效应,因此具有很强的耦合效应解耦控制器已被开发为其他的基础控制策略。基于拉格-铅的交叉耦合控制器与之相比,每一侧的控制器性能更好均衡同步控制。适应干扰抑制控制效果最好性能,因为它观察到所有的单交易因素在控制输入中向系统注入干扰相应地取消等效的扰动。它还执行在不同的速度。
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