導(dǎo)軌式液壓升降平臺(tái)設(shè)計(jì)
16頁(yè) 3200字?jǐn)?shù)+論文說明書+5張CAD圖紙【詳情如下】
墊塊.dwg
導(dǎo)軌式液壓升降平臺(tái)設(shè)計(jì)說明書.doc
液壓原理圖.dwg
液壓平臺(tái)結(jié)構(gòu)圖.dwg
起重板.dwg
鏈接塊.dwg
導(dǎo)軌式升降臺(tái)說明書
一、液壓系統(tǒng)的選型
1.1 液壓缸尺寸選擇
根據(jù)已知條件可知，總負(fù)載為300Kg，a=2m/s2
可得：加速上升F=3600N 加速下降F=2400N
有效行程為0-1.2米。我們初定工作壓力為P=7MPa。
由公式
求得D>26mm,查手冊(cè)取油缸內(nèi)徑D為40mm，活塞桿直徑為25mm，以增加油缸的受力力面積，提高安全系數(shù)。
根據(jù)
經(jīng)過查表驗(yàn)算可得：D=63mm S=1200mm L=1300mm
取5mm,材料選用45#，此外還考慮內(nèi)管的兩端都有螺紋連接。所以厚度取大一點(diǎn)。
式中D————缸筒內(nèi)徑 （mm）
Pmax————最高允許壓力 (MPa)
σ—————缸筒材料的許用應(yīng)力 (MPa)
σb—————缸筒材料的抗拉強(qiáng)度(MPa)
n ———— 安全系數(shù), 當(dāng)P＜7MPa時(shí)，n=8,P≤17.5Mpa時(shí)，n=6,p＞17.5Mpa,n=4
1.1.2缸筒驗(yàn)算
液壓缸的額定壓力Pn值應(yīng)低于一定的極限值，以保證工作安全
MPa
=52MPa
滿足以上條件。
為了避免缸筒在工作時(shí)發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力 值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比便范圍。
=30.45MPa
=87MPa
液壓缸的額定壓力完全滿足以上條件
缸筒的徑向變形 值應(yīng)在允許范圍內(nèi)，而不應(yīng)超過密封件允許范圍。
式中 D————缸筒內(nèi)徑（m）
D1————缸筒外徑（m）
Pn————液壓缸的額定壓力（MPa）
————缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力（MPa）
————液壓缸耐壓試驗(yàn)壓力（MPa）
————缸筒發(fā)生爆裂時(shí)壓力（MPa）
————缸筒材料的屈服強(qiáng)度（MPa）
————缸筒材料的彈性模數(shù)（MPa）
————缸筒材料的泊1桑系數(shù)
鋼材：
1.1.3活塞桿穩(wěn)定性驗(yàn)算
(1) 縱向彎曲極限力計(jì)算
根據(jù)資料計(jì)算
根據(jù)升降臺(tái)的結(jié)構(gòu)，可知液壓缸為前端螺栓連接的形式，則可得n=1/4（n為端點(diǎn)安裝形式系數(shù)）。
式中： 為液壓缸產(chǎn)生軸線彎曲時(shí)的極限力 N；
f為材料強(qiáng)度實(shí)驗(yàn)值，對(duì)鋼取f 490 MPa；
A為活塞桿橫截面的面積， ；
a為系數(shù)，對(duì)鋼取 ；
k為活塞桿橫截面回轉(zhuǎn)半徑，k = d/0.25 m.
由前面的計(jì)算可知，活塞桿的外徑d=25mm,計(jì)算長(zhǎng)度l=1.22m，則可計(jì)算出
= 21850 (N)
(2) 縱向彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
(6-10)
式中： 為安全系數(shù)，一般取 =2～4；
為活塞桿的推力， N.
因?yàn)? =3600N
所以 <4× =4×3600N=14400N
應(yīng)此活塞桿強(qiáng)度符合要求。
1.2、液壓元件的選擇與計(jì)算
1.2.1、液壓泵的選擇：
已知：平臺(tái)的最大位移速度v=0.3m/s ,活塞桿底面積為
得出系統(tǒng)需求的流量：
已知：整個(gè)液壓系統(tǒng)的壓力為7Mpa，通過查力士樂液壓柱塞泵選型手冊(cè)，定液壓泵的型號(hào)為：A10VSO45DFR/31R-PPA12NOO
1.2.2、電機(jī)的確定
根據(jù)液壓源需要的功率對(duì)電動(dòng)機(jī)進(jìn)行選擇，其具體參數(shù)如下：
電機(jī)功率：15KW
轉(zhuǎn)速：1450r/min
級(jí)數(shù)：4
1.2.3、單向閥的選擇
單向閥所能通過的流量必須大于等于主泵所能提供的最大流量，根力士樂液壓元件樣本可得型號(hào)為：S15A 1.0
1.2.4、過濾器的選擇
根據(jù)參考資料，過濾器過濾精度的選擇可知，對(duì)于高壓系統(tǒng)一般要求推薦的過濾精度為10 m，再根據(jù)濾油器的通過流量必須大于等于主泵所流過的最大流量。并且在進(jìn)入伺服閥的時(shí)候要求精度更高。除此之外，還要考慮濾油器長(zhǎng)時(shí)間工作可能因局部堵塞而減少通過的流量，因此要選擇稍微大流量的濾油器。終確定選用HYPM110H51FD。
1.2.5、伺服閥的選擇
伺服閥的空載流量：
查閱產(chǎn)品樣本，選出一個(gè)閥的壓力p=7MPa處額定流量為45L/min的電液流量伺服閥。這樣比計(jì)算出來的39.1L/min大15%（在15%~30%范圍內(nèi)），符合要求，可以采用。選擇力士樂4WSE3E16-1X型電液伺服閥額定流量Qn=45L/min，額定電流In=10mA。
1.2.6、液壓鎖的選擇
由于整個(gè)系統(tǒng)是在垂直方向上受力，為了防止閥的不密封造成平臺(tái)整體不穩(wěn)定，必須配有液壓鎖。
已知系統(tǒng)需求的流量：
得液壓鎖允許通過的流量要大于22.6，通過力士樂液壓元件樣本，最后確定型號(hào)為Z2S-6-1-6X+V。
1.2.7、溢流閥的選擇
系統(tǒng)啟動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生瞬時(shí)高壓，甚至壓力有時(shí)會(huì)超過額定壓力的好幾倍，這里我們必須使用溢流閥，來使壓力保持平穩(wěn)，保護(hù)液壓設(shè)備。
通過力士樂液壓元件樣本，最后確定型號(hào)為ZDR-6-DP2-4X/75YM。
1.2.8、油箱的確定
油箱要有足夠的容量以保證必要的散熱能力，并在工作時(shí)保持一定的油位高度。由于工作條件的差異很大，而且影響散熱的因素也很多。同一油泵的流量和系統(tǒng)效率，若工作壓力不同，所需散發(fā)的熱量也不同。故一般推薦的油箱有效容量，其數(shù)值變化范圍很大，約為油泵每分鐘流量的2～7倍。
則所選油箱的容量為：
V=45×5=225 (L)
這里我們根據(jù)資料取標(biāo)準(zhǔn)為：250L
1.2.8、液壓表的選擇
液壓表是讓我們能過直觀上清楚的知道整個(gè)液壓系統(tǒng)的壓力，通過資料我們得知，液壓表的壓力一般去系統(tǒng)額定壓力的1.5倍，從而確定液壓表的型號(hào)為213.53.063.G1/4。
二 系統(tǒng)的分析
1、控制基本方程和開環(huán)傳遞函數(shù)建立
1.1.1 控制基本方程建立
偏差電壓信號(hào)為
1 導(dǎo)軌式升降臺(tái)說明書 一、液壓系統(tǒng)的選型 壓缸尺寸選擇 根據(jù)已知條件可知，總負(fù)載為 300a=2m/得：加速上升 F=3600N 加速下降 F=2400N 有效行程為 。我們初定工作壓力為 P=7 由公式 ? 求得 D>26手冊(cè)取油缸內(nèi)徑 D 為 40塞桿直徑為 25增加油缸的受力力面積，提高安全系數(shù)。 根據(jù) 220 ? 經(jīng)過查表驗(yàn)算可得： D=63=1200=1300 油缸壁厚計(jì)算 [σ ]=σ b/600/6=100 / ? 時(shí) m a x / 2? （ m） ? 取 5料選用 45#，此外還考慮內(nèi)管的兩端都有螺紋連接。所以厚度取大一點(diǎn)。 式中 D———— 缸筒內(nèi)徑 （ —— 最高允許壓力 (σ ————— 缸筒材料的許用應(yīng)力 (σ b————— 缸筒材料的抗拉強(qiáng)度 (n ———— 安全系數(shù) , 當(dāng) P＜ 7， n=8,P≤ ， n=6,p＞n=4 筒驗(yàn)算 液壓缸的額定壓力 保證工作安全 21221 )( ? 2 2220 7 0 6 0 ?2足以上條件。 為了避免缸筒在工作時(shí)發(fā)生塑性變形， 液壓缸的額定壓力 P )??=DP ?=87壓缸的額定壓力完全滿足以上條件 缸筒的徑向變形 D? 值應(yīng)在允許范圍內(nèi)，而不應(yīng)超過密封件允許范圍。 )( 221221 ?????? D? =允許變化的范圍之內(nèi)。 為了確保液壓缸安 全的使用，缸筒的爆裂壓力 T E ???=870 P ? 式中 D———— 缸筒內(nèi)徑（ m） —— 缸筒外徑（ m） —— 液壓缸的額定壓力（ ——— 缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力（ ——— 液壓缸耐壓試驗(yàn)壓力（ ——— 缸筒發(fā)生爆裂時(shí)壓力（ B? ———— 缸筒材料的屈服強(qiáng)度（ S?———— 缸筒材料的彈性模數(shù)（ 3 ? ———— 缸筒材料的泊 1桑系數(shù) 鋼材： 塞桿穩(wěn)定性驗(yàn)算 (1) 縱向彎曲極限力計(jì)算 根據(jù)資料計(jì)算 根據(jù)升降臺(tái)的結(jié)構(gòu)，可知液壓缸為前端螺栓連接的形式，則可得 n=1/4（ 因?yàn)?l/k=以選取 100 11126 . 0 4 / 5 . 5 1 0 /1 1 1 0qp a m P a ? ? ? ??在供油壓力為 21 1110 /Pa m 這個(gè)數(shù)量級(jí)容易得到。 11 統(tǒng)傳遞函數(shù)的建立 開環(huán)傳遞函數(shù)為： ? ?? ?20 s v 2 0 s 1G ( s ) H ss s 21 s 1????????????? ??? ? ?????? ? ??? ??? ? ? ? 2022K 2 . 4 4 1 0G s H s s s 2 0 . 8 s s 2 0 . 8 . 3 1 5 6 4 5 6 4 6 2 8 6 2 8???? ? ? ? ???? ? ? ? ??? ? ? ? ??? ? ? ? ?2、 系統(tǒng)性能分析 統(tǒng)穩(wěn)定性的分析 運(yùn)用 序如下：（其中令 ） %系統(tǒng)的參數(shù)條件 o=1; 28; ; 64; 建立系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù) o*1/],1/ 2*o 1],[1/ 2*])) tf(%繪制系統(tǒng)的開環(huán) ) 12 程序運(yùn)行后得到的開環(huán) 為 系統(tǒng) 開環(huán) K=1） 由圖可知道系統(tǒng)不穩(wěn)定，則需要調(diào)節(jié) 使系統(tǒng)穩(wěn)定，所以調(diào)節(jié) ，并且得到最滿意的 。即 30 時(shí)系統(tǒng)穩(wěn)定，并且也將系統(tǒng)的閉環(huán) 域仿真圖一同仿真，程序如下： %系統(tǒng)的參數(shù)條件 o=130; 28; ; 64; 13 %建立系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù) o*[1/],1/ 2*o 1],[1/ 2*])) tf(%繪制系統(tǒng)的開環(huán) ) 序運(yùn)行后得到的仿真圖為 系統(tǒng) 開環(huán) K=130） 由圖可以知道，幅值穿越頻率c?=166，相位裕量為 r=頻穿越頻率 g?=318值裕量為 足系統(tǒng)穩(wěn)定的要求，所以該系統(tǒng)穩(wěn)定。 則，放大系數(shù)的 定 o× 30× 08 14 統(tǒng)快速性的分析 系統(tǒng)滿足了穩(wěn)定性，但是還需要滿足快速性，其主要原因是液壓伺服系統(tǒng)需要快速的相應(yīng)，總是有 輸入就有輸出。運(yùn)用 行仿真，其程序如下所示： %系統(tǒng)的參數(shù)條件 o=130; 28; ; 64; 建立系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù) o*1/],1/ 2*o 1],[1/ 2*])) tf(%建立系統(tǒng)閉環(huán)傳遞函數(shù) s +繪制系統(tǒng)的閉環(huán) ) 繪制系統(tǒng)的時(shí)間響應(yīng)圖 ) 15 程序運(yùn)行后，可得到下圖，首先由圖 知，在系統(tǒng)幅值下降 1，系統(tǒng)的頻率為 338設(shè)計(jì)要求的 f≥ ? 51.4 大；其次由圖 統(tǒng)的最大超調(diào)量為： 系統(tǒng) 閉環(huán) 16 系統(tǒng)時(shí)域階躍仿真曲線 由圖可 知， ( 100%=最大超調(diào)量在 間，滿足要求。 1 導(dǎo)軌式升降臺(tái)說明書 一、液壓系統(tǒng)的選型 壓缸尺寸選擇 根據(jù)已知條件可知，總負(fù)載為 300a=2m/得：加速上升 F=3600N 加速下降 F=2400N 有效行程為 。我們初定工作壓力為 P=7 由公式 ? 求得 D>26手冊(cè)取油缸內(nèi)徑 D 為 40塞桿直徑為 25增加油缸的受力力面積，提高安全系數(shù)。 根據(jù) 220 ? 經(jīng)過查表驗(yàn)算可得： D=63=1200=1300 油缸壁厚計(jì)算 [σ ]=σ b/600/6=100 / ? 時(shí) m a x / 2? （ m） ? 取 5料選用 45#，此外還考慮內(nèi)管的兩端都有螺紋連接。所以厚度取大一點(diǎn)。 式中 D———— 缸筒內(nèi)徑 （ —— 最高允許壓力 (σ ————— 缸筒材料的許用應(yīng)力 (σ b————— 缸筒材料的抗拉強(qiáng)度 (n ———— 安全系數(shù) , 當(dāng) P＜ 7， n=8,P≤ ， n=6,p＞n=4 筒驗(yàn)算 液壓缸的額定壓力 保證工作安全 21221 )( ? 2 2220 7 0 6 0 ?2足以上條件。 為了避免缸筒在工作時(shí)發(fā)生塑性變形， 液壓缸的額定壓力 P )??=DP ?=87壓缸的額定壓力完全滿足以上條件 缸筒的徑向變形 D? 值應(yīng)在允許范圍內(nèi)，而不應(yīng)超過密封件允許范圍。 )( 221221 ?????? D? =允許變化的范圍之內(nèi)。 為了確保液壓缸安 全的使用，缸筒的爆裂壓力 T E ???=870 P ? 式中 D———— 缸筒內(nèi)徑（ m） —— 缸筒外徑（ m） —— 液壓缸的額定壓力（ ——— 缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力（ ——— 液壓缸耐壓試驗(yàn)壓力（ ——— 缸筒發(fā)生爆裂時(shí)壓力（ B? ———— 缸筒材料的屈服強(qiáng)度（ S?———— 缸筒材料的彈性模數(shù)（ 3 ? ———— 缸筒材料的泊 1桑系數(shù) 鋼材： 塞桿穩(wěn)定性驗(yàn)算 (1) 縱向彎曲極限力計(jì)算 根據(jù)資料計(jì)算 根據(jù)升降臺(tái)的結(jié)構(gòu)，可知液壓缸為前端螺栓連接的形式，則可得 n=1/4（ 因?yàn)?l/k=以選取 100 11126 . 0 4 / 5 . 5 1 0 /1 1 1 0qp a m P a ? ? ? ??在供油壓力為 21 1110 /Pa m 這個(gè)數(shù)量級(jí)容易得到。 11 統(tǒng)傳遞函數(shù)的建立 開環(huán)傳遞函數(shù)為： ? ?? ?20 s v 2 0 s 1G ( s ) H ss s 21 s 1????????????? ??? ? ?????? ? ??? ??? ? ? ? 2022K 2 . 4 4 1 0G s H s s s 2 0 . 8 s s 2 0 . 8 . 3 1 5 6 4 5 6 4 6 2 8 6 2 8???? ? ? ? ???? ? ? ? ??? ? ? ? ??? ? ? ? ?2、 系統(tǒng)性能分析 統(tǒng)穩(wěn)定性的分析 運(yùn)用 序如下：（其中令 ） %系統(tǒng)的參數(shù)條件 o=1; 28; ; 64; 建立系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù) o*1/],1/ 2*o 1],[1/ 2*])) tf(%繪制系統(tǒng)的開環(huán) ) 12 程序運(yùn)行后得到的開環(huán) 為 系統(tǒng) 開環(huán) K=1） 由圖可知道系統(tǒng)不穩(wěn)定，則需要調(diào)節(jié) 使系統(tǒng)穩(wěn)定，所以調(diào)節(jié) ，并且得到最滿意的 。即 30 時(shí)系統(tǒng)穩(wěn)定，并且也將系統(tǒng)的閉環(huán) 域仿真圖一同仿真，程序如下： %系統(tǒng)的參數(shù)條件 o=130; 28; ; 64; 13 %建立系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù) o*[1/],1/ 2*o 1],[1/ 2*])) tf(%繪制系統(tǒng)的開環(huán) ) 序運(yùn)行后得到的仿真圖為 系統(tǒng) 開環(huán) K=130） 由圖可以知道，幅值穿越頻率c?=166，相位裕量為 r=頻穿越頻率 g?=318值裕量為 足系統(tǒng)穩(wěn)定的要求，所以該系統(tǒng)穩(wěn)定。 則，放大系數(shù)的 定 o× 30× 08 14 統(tǒng)快速性的分析 系統(tǒng)滿足了穩(wěn)定性，但是還需要滿足快速性，其主要原因是液壓伺服系統(tǒng)需要快速的相應(yīng)，總是有 輸入就有輸出。運(yùn)用 行仿真，其程序如下所示： %系統(tǒng)的參數(shù)條件 o=130; 28; ; 64; 建立系統(tǒng)開環(huán)傳遞函數(shù) o*1/],1/ 2*o 1],[1/ 2*])) tf(%建立系統(tǒng)閉環(huán)傳遞函數(shù) s +繪制系統(tǒng)的閉環(huán) ) 繪制系統(tǒng)的時(shí)間響應(yīng)圖 ) 15 程序運(yùn)行后，可得到下圖，首先由圖 知，在系統(tǒng)幅值下降 1，系統(tǒng)的頻率為 338設(shè)計(jì)要求的 f≥ ? 51.4 大；其次由圖 統(tǒng)的最大超調(diào)量為： 系統(tǒng) 閉環(huán) 16 系統(tǒng)時(shí)域階躍仿真曲線 由圖可 知， ( 100%=最大超調(diào)量在 間，滿足要求。