CN103341997B - 大型水压机提阀的开启装置及其凸轮升程曲线设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种大型水压机提阀的开启装置及其凸轮升程曲线设计方法，齿条（2）与所述齿轮（4）啮合，所述齿轮（4）安装在所述的凸轮轴（7）上，所述的凸轮(6)和所述的顶杆(8)组成的凸轮顶杆机构为一个偏心机构即所述的顶杆(8)的轴线偏向所述的凸轮(6)的升程曲线一侧，所述的凸轮(6)的升程曲线由前段为渐开线、后段为二次曲线对接组合而成。本发明开启驱动力小，液压系统能耗低，装置重量轻，使用寿命增加。本发明公开的凸轮升程曲线设计方法适用于瞬变重载工况的凸轮曲线设计，凸轮曲线压力角变化过程与载荷特点相匹配，减少了附加力，提高了装置使用寿命。

Description

大型水压机提阀的开启装置及其凸轮升程曲线设计方法

技术领域

本发明涉及一种提阀的开启装置和凸轮升程曲线的设计方法，特别是涉及一种适用于瞬变重载工况的、应用于大型水压机提阀的开启装置和装置中的凸轮升程曲线设计方法。

背景技术

大型水压机提阀开启装置是利用齿轮齿条和凸轮顶杆作为传动装置，驱动提阀阀芯的启闭，从而实现水压机活动横梁位置和速度的控制。这种形式的提阀开启装置已经成功应用于我国最大的模锻水压机300MN水压机和其他大型的水压机上，其控制精度高，稳定性好。

提阀的开启需要液压缸提供开启驱动力。现场应用情况表明：提阀的开启力具有巨大和瞬变的特点，在提阀开启初始阶段需要一个很大瞬变的开启驱动力，然后所需驱动力迅速降低。由于所需开启驱动力巨大、瞬变和提阀开启装置设计不合理的原因，经常出现顶杆弯曲和顶不开等情况，导套磨损严重，甚至出现破裂，装置的使用寿命都不长。

通过优化装置的结构和尽量减小开启驱动力对装置的正常工作，使用寿命和安全性具有重要的意义。针对原有的提阀开启装置，通过合理布置各个元件的相对位置及设计与负载特性相匹配的凸轮升程曲线以减少系统的开启驱动力，减少驱动系统的能耗，提高装置的使用寿命和运行的安全性。

现有的提阀开启装置由齿条驱动齿轮，齿轮和凸轮安装在同一根轴上，凸轮推动顶杆实现阀芯的启闭过程。凸轮顶杆为一个对心机构，凸轮施加给顶杆的作用力可以分解为沿着导路方向的开启力和垂直与导路方向的附加力。出于加工方便和设计简单等原因的考虑，现有的凸轮轮廓升程曲线为一直线，其压力角变化规律为从大到小均匀变化，初始阶段压力角比较大，导致初始阶段对顶杆、导套的附加力比较大，因此，现有的对心凸轮布置方式和升程曲线在这种重载瞬变场合下并不适用。设计优异的凸轮升程曲线以适应重载情况下的小压力角显得非常重要。

传统升程曲线有谐波、梯形、摆线、圆弧曲线及其这些曲线的改进，随着CAD技术的发展，以高阶多项式曲线、摆线、贝塞尔曲线、B样条曲线等作为凸轮升程曲线也得到了应用，采用这些复杂曲线设计的凸轮，使得系统驱动更加柔性化，冲击振动更小。但是现场应用情况表明，阀芯的开启力是一个瞬变的过程，这些凸轮升程曲线压力角变化规律与负载特性不匹配，不适合水阀开启的初始阶段小压力角的要求，

根据上面的分析可知，现在提阀开启装置的主要的缺陷在于没有考虑开启力瞬变和重载的特点，导致了开启的初始阶段凸轮的压力角与负载特性不匹配，在阀芯开启力最大的时候凸轮的压力角也比较大，直接导致开启驱动力比较大，垂直于导路方向的附加力比较大，也导致了液压驱动系统比较庞大，同时降低了设备的运行安全性和使用寿命。

发明内容

本发明所要解决的第一个技术问题是提供一种开启驱动力减小、附加力减小、与瞬变重载工况特性相匹配、在重载时具有小压力角、在轻载时具有大升程、使用寿命长的大型水压机提阀的开启装置。

本发明所要解决的第二个技术问题是提供一种大型水压机提阀的开启装置的载荷特点相匹配的凸轮升程曲线设计方法。

为了解决上述第一个技术问题，本发明提供的大型水压机提阀的开启装置，包括液压缸、齿条、齿轮、凸轮、凸轮轴和顶杆，所述的齿条与所述齿轮啮合，所述齿轮安装在所述的凸轮轴上，所述的凸轮和所述的顶杆组成的凸轮顶杆机构为一个偏心机构，即所述的顶杆的轴线偏向所述的凸轮的升程曲线一侧，所述的凸轮的升程曲线是一种前段为渐开线、后段为二次曲线对接组合而成，所述的升程曲线的表达式如下：

凸轮转角θ_max，凸轮总升程为s，重载区升程为s₀，渐开线基圆半径r，凸轮升程h，设凸轮升程曲线方程是下面公式（1）：

$h=\left\{\begin{array}{cc}\frac{\mathrm{\π}}{180}\mathrm{r\θ}& 0\≤\mathrm{\θ}\≤{\mathrm{\θ}}_1\\ {\mathrm{a\θ}}^2+\mathrm{b\θ}+c& {\mathrm{\θ}}_1\≤\mathrm{\θ}\≤{\mathrm{\θ}}_{\max }\end{array}\right.---\left(1\right)$

其中a，b，c的取值符合下面公式（2）：

$\left\{\begin{array}{c}a=(\frac{s-s_0}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}-r)/({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)\\ b=\frac{{\mathrm{\θ}}_{\max }+{\mathrm{\θ}}_1}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}r-\frac{{2\mathrm{\θ}}_1}{{({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)}^2}(s-s_0)\\ c=\frac{{{\mathrm{\θ}}_1}^2}{{({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)}^2}(s-s_0)-\frac{{\mathrm{\θ}}_1}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}{s}_0\end{array}\right.---\left(2\right).$

凸轮的偏距圆半径大于渐开线的基圆半径。

所述的齿条与所述的液压缸的活塞杆为一个整体。

所述的顶杆下端安装滚轮与所述的凸轮接触。

为了解决上述第二个技术问题，本发明提供的大型水压机提阀的开启装置的凸轮升程曲线设计方法，设计步骤如下：

步骤1：凸轮基圆半径R的确定：

根据现场对大型水压机提阀开启力测试与分析，设计出凸轮轴的轴径，估算出凸轮的基圆半径R；

步骤2：渐开线基圆半径r确定：

凸轮重载区升程为s₀，渐开线转角为θ₁，整个凸轮升程s，凸轮总转角为θ_max，根据渐开线凸轮基圆半径为R，以阀芯开启的驱动力矩最小为优化目标，在满足渐开线与二次曲线的衔接点处光滑过渡的条件下通过数值计算得到半径r的范围。设则渐开线基圆半径r的取值范围为

$r=\frac{(s_0+\frac{s-s_0}{\mathrm{\λ}})}{{\mathrm{\θ}}_{\max }}---\left(3\right)$

其中λ的分段曲线对应的升程比，确定λ取值，初步确定了凸轮的升程曲线；

步骤3：最优偏距的设计：

首先建立压力角与偏距的数学模型，压力角可以表示为：

$\mathrm{\α}=\arctan \frac{r(h_0+\mathrm{r\θ})-e\sqrt{{(h_0+\mathrm{r\θ})}^2+r^2-e^2}}{{(h_0+\mathrm{r\θ})}^2-e^2}---\left(4\right)$

其中根据（4）可知，当偏心距e>r时，可以产生负压力角，当压力角值与摩擦系数相等时，负压力角与摩擦角平衡，从而顶杆所受的附加力为零，得到最优的偏心距e；

步骤4：修正凸轮升程曲线：

由于摩擦力的存在，偏心距e与渐开线基圆半径r不等，造成凸轮升程在小范围内变动，凸轮的设计升程h₁与实际升程h关系为

$h_1=\sqrt{{(h+\sqrt{R^2-e^2})}^2+e^2-r^2}-\sqrt{R^2-r^2}---\left(5\right)$

修正后升程曲线使其满足升程要求。

采用上述技术方案的大型水压机提阀的开启装置及其凸轮升程曲线设计方法，利用偏心凸轮顶杆机构取代原有的对心凸轮顶杆机构；其偏心量选择与基圆相关，凸轮的升程曲线是一个组合曲线，其轮廓线压力角的变化过程与负载特点相适应，与重载瞬变工况特性相匹配；凸轮升程曲线由渐开线和二次曲线组合而成，在阀芯开启的初始阶段，负载很大，利用渐开线凸轮轮廓实现零压力角，然后随着负载变小，采用二次曲线作为凸轮的升程曲线，满足阀芯开启的升程要求，实现了重载时的零压力角和轻载时的大升程。凸轮用前一段为渐开线和后一段为二次曲线的组合升程曲线代替原有的曲线；利用偏置量平衡摩擦力的影响。通过这三个手段，实现了凸轮开启过程中的凸轮升程曲线与负载特性相匹配，实现重载情况下的零压力角，轻载情况下的大升程。

综上所述，本发明所是一种开启驱动力减小，与瞬变重载工况相匹配的、在重载时具有零压力角，在轻载时具有大升程，减少液压系统的能耗，减轻了装置的重量，提高开启装置的使用寿命的大型水压机提阀的开启装置，其设计方法简便快捷。

附图说明

图1是本发明的结构示意图。

图2是本发明的结构凸轮示意图。

图3是本发明的凸轮升程曲线示意图。

图4是本发明的凸轮升程曲线实物图。

图5是本发明的凸轮顶杆机构受力分析示意图。

图6是本发明的偏心凸轮顶杆机构升程与转角关系示意图。

图7是本发明的组合凸轮升程曲线设计流程图。

图8是本发明的分段取值图。

图9是本发明的实例设计中不同偏心距时压力角与升程关系图。

图10是本发明的实例中不同偏心距时转矩与附加力关系图。

图11是转矩、侧向力与升程h的关系（e=25mm）图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作进一步说明。定义凸轮对顶杆的作用力在y轴上有正向分力时，此时的压力角定义为正压力角，反之定义为负压力角。

参见图1、图2、图3、图4、图5和图6，顶杆8与水压机水阀9阀杆通过螺母连接，齿轮4通过键固连在凸轮轴7的一端，齿条2与液压缸3的活塞杆为一个整体，液压缸3与比例流量阀1连接，齿条2与齿轮4啮合，凸轮6通过键固接凸轮轴7上，顶杆8轴线和凸轮轴7轴线在空间交叉，凸轮6与顶杆8接触组成的凸轮顶杆机构为一个偏心机构，即顶杆8的轴向中心线偏向凸轮6的升程曲线一侧，凸轮6的升程曲线是一种前段为渐开线、后段为二次曲线对接组合而成，所述的升程曲线的表达式如下：

凸轮转角θ_max，凸轮总升程为s，重载区升程为s₀，渐开线基圆半径r，凸轮升程h，设凸轮升程曲线方程是下面公式（1）：

$h=\left\{\begin{array}{cc}\frac{\mathrm{\π}}{180}\mathrm{r\θ}& 0\≤\mathrm{\θ}\≤{\mathrm{\θ}}_1\\ {\mathrm{a\θ}}^2+\mathrm{b\θ}+c& {\mathrm{\θ}}_1\≤\mathrm{\θ}\≤{\mathrm{\θ}}_{\max }\end{array}\right.---\left(6\right)$

其中a，b，c的取值符合下面公式（2）：

$\left\{\begin{array}{c}a=(\frac{s-s_0}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}-r)/({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)\\ b=\frac{{\mathrm{\θ}}_{\max }+{\mathrm{\θ}}_1}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}r-\frac{{2\mathrm{\θ}}_1}{{({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)}^2}(s-s_0)\\ c=\frac{{{\mathrm{\θ}}_1}^2}{{({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)}^2}(s-s_0)-\frac{{\mathrm{\θ}}_1}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}{s}_0\end{array}\right.---\left(7\right).$

凸轮6的升程曲线与重载瞬变工况特性相匹配，实现凸轮的凸轮升程升程曲线与负载特点相匹配，即实现在重载情况下的负压力角与摩擦角平衡，满足重载时的零压力角，轻载情况下的大升程。

作本发明的一种改进，顶杆8下端安装滚轮10与凸轮6接触，以减少摩擦。

作本发明的一种改进，凸轮的偏距圆半径大于渐开线的基圆半径。

比例流量阀1前有一套液压驱动系统，比例流量阀1控制进入液压缸3的流体的方向和流量控制液压缸3的位置和速度，驱动与液压缸3的活塞杆连接的齿条2，齿条2与齿轮4啮合传动，带动凸轮轴7转动，凸轮轴7带动凸轮顶杆机构运动。

其凸轮升程曲线的设计过程如下步骤：

步骤1：凸轮基圆半径R的确定。根据现场对大型水压机提阀开启力测试与分析，设计出凸轮轴的轴径，估算出凸轮的基圆半径。

步骤2：渐开线基圆半径r确定。根据渐开线凸轮基圆半径R，凸轮重载区升程为s₀，渐开线转角为θ₁，整个凸轮升程s，凸轮总转角为θ_max，以阀芯开启的驱动力矩最小为优化目标，在满足渐开线与二次曲线的衔接点处光滑过渡的条件下通过数值计算得到半径r的范围。设则渐开线基圆半径r的取值范围为

$r=\frac{(s_0+\frac{s-s_0}{\mathrm{\λ}})}{{\mathrm{\θ}}_{\max }}---\left(3\right)$

其中λ的分段曲线对应的升程比，初步确定了凸轮的升程曲线。

步骤3：最优偏距的设计，首先建立压力角与偏距的数学模型，压力角可以表示为：

$\mathrm{\α}=\arctan \frac{r(h_0+\mathrm{r\θ})-e\sqrt{{(h_0+\mathrm{r\θ})}^2+r^2-e^2}}{{(h_0+\mathrm{r\θ})}^2-e^2}---\left(4\right)$

其中根据（4）可知，当偏心距e>r时，可以产生负压力角。如图5和图6的受力分析可知，当压力角值与摩擦系数相等时，负压力角与摩擦角平衡，从而顶杆所受的附加力为零。得到最优的偏心距e。

步骤4：修正凸轮升程曲线。由于摩擦力的存在，偏心距e与渐开线基圆半径r不等，造成凸轮升程在小范围内变动，凸轮的设计升程h₁与实际升程h关系为

$h_1=\sqrt{{(h+\sqrt{R^2-e^2})}^2+e^2-r^2}-\sqrt{R^2-r^2}---\left(5\right)$

修正后升程曲线使其满足升程要求。

实例分析

下面以具体实例对凸轮轮廓设计方法进行进一步说明。以我国最大的模锻水压机300MN水压机水阀开启的相关参数为例，说明该设计方法。相关参数有：阀芯开启力G=48.9KN，凸轮总转角θ_max=80⁰，凸轮与凸轮间的摩擦系数μ₁=0.1。重载区凸轮升程12mm，总升程30mm。

步骤1：根据现场对大型水压机提阀开启力测试与分析，取凸轮理论基圆半径R=100mm。

步骤2：渐开线基圆半径r的取值决定了组合升程曲线的衔接点位置，系统的动态特性。故选择合适的产生渐开线的基圆半径r对系统的影响至关重要。

对于λ取值不同，凸轮的升程关系如图8所示，当λ=1时，凸轮轮廓全段为渐开线，半径r=21mm，凸轮所受的转矩M很大，当λ→∞时，半径r=8.6mm，凸轮转动80°，凸轮的升程只完成了12mm。

综合上面的分析，为了保证凸轮轮廓突变小，衔接点柔性好，取1.5≤λ≤3，根据公式（1）计算得到产生渐开线的基圆半径r的取值范围为12.89mm≤r≤17.19mm。选取中间值，取λ=2时，即r=15mm。

步骤3：偏心距e的取值对压力角的大小影响很大，通过选取合适的e值，可以大大改善凸轮机构的受力状态。

根据公式（2）得到不同的偏置时的压力角变化过程，如图9所示，当r=e=15mm时，压力角α=0；当e≥15mm时，压力角α≤0，随着偏心距e的值增大，压力角的绝对值逐渐增大；偏心距一定时，随着重载区升程h的变化，压力角α缓慢增大，变化幅度非常小，对凸轮的受力影响非常小。分析不同偏置时的凸轮转矩，由图10可知，不同的偏心距的取值对凸轮转矩影响较小，但是对附加力的大小影响非常明显，所以偏心距的取值对整个提阀开启装置的受力特性非常重要。

由于凸轮和导杆之间的摩擦系数μ1为0.1，此时的摩擦角故当负压力角值时，压力角和摩擦角刚好抵消。根据图9所示，偏心距e≈25mm时，负压力角值α≈0.1，附加侧向力F₁≈0KN。减小了附加力对顶杆使用寿命的影响。

当偏心距e=25mm时，凸轮的转矩和附加力随着重载区升程的关系如图11所示，从图11可知，凸轮在重载区所受的附加侧向力很小，附加力最大为0.45KN，转矩最大为1245N·m

当渐开线基圆半径取值不同，为了使α≈-0.1时，偏心距e取值不同，根据计算，可列出下表1。

表1300MN水压机偏心距e的取值

r（mm）	13	14	15	16	17
						e（mm）	23	24	25	26	27

步骤4：凸轮轮廓线按照渐开线基圆半径设计，当偏心距与半径不等时，凸轮升程有稍许变化，为了保证升程要求，凸轮的升程曲线需要修正。

当渐开线基圆半径r=15mm，e=25mm时，由公式（5）可知，当升程h=12mm时，h₁=11.78mm，当升程h=30mm时，h₁=29.52mm。显然实际的升程与初始设计的升程存在一定的变化，需要对凸轮升程曲线进行修正。

产生渐开线轮廓基圆半径r=15mm，按图3和图4所示升程曲线设计，根据公式（5），取设计升程s₀=11.78mm，能够保证偏心25mm情况下凸轮实际升程12mm，满足重载区凸轮升程要求，取s=29.52mm，保证偏心25mm情况凸轮总升程30mm的要求。组合升程曲线发生略微变化。

本发明实现了凸轮的升程曲线的压力角与负载工况的相匹配，凸轮6的轮廓线曲线由渐开线和二次曲线组合而成，实现阀芯开启过程重载情况下具有零压力角，轻载情况下的大升程。减小了开启驱动力，降低了液压系统的能耗，减轻了装置的重量，提高了开启装置的使用寿命。

Claims (5)

1.一种大型水压机提阀的开启装置，包括液压缸(3)、齿条(2)、齿轮(4)、凸轮(6)、凸轮轴(7)和顶杆(8)，其特征是：所述的齿条(2)与所述齿轮(4)啮合，所述齿轮(4)安装在所述的凸轮轴(7)上，所述的凸轮(6)和所述的顶杆(8)组成的凸轮顶杆机构为一个偏心机构，即所述的顶杆(8)的轴线偏向所述的凸轮(6)的升程曲线一侧，所述的凸轮(6)的升程曲线是一种前段为渐开线、后段为二次曲线对接组合而成，所述的升程曲线的表达式如下：

凸轮转角θ_max，凸轮总升程为s，重载区升程为s₀，渐开线基圆半径r，凸轮升程h，设θ₁＝180s₀πe，凸轮升程曲线方程是下面公式(1)：

$h=\left\{\begin{array}{cc}\frac{\mathrm{\π}}{180}\mathrm{r\θ}& 0\≤\mathrm{\θ}\≤{\mathrm{\θ}}_1\\ {\mathrm{a\θ}}^2+\mathrm{b\θ}+c& {\mathrm{\θ}}_1\≤\mathrm{\θ}\≤{\mathrm{\θ}}_{\max }\end{array}\right.---\left(1\right)$

其中a，b，c的取值符合下面公式(2)：

$\left\{\begin{array}{c}a=(\frac{s-s_0}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}-r)/({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)\\ b=\frac{{\mathrm{\θ}}_{\max }+{\mathrm{\θ}}_1}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}r-\frac{2{\mathrm{\θ}}_1}{{({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)}^2}(s-s_0)\\ c=\frac{{{\mathrm{\θ}}_1}^2}{{({\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1)}^2}(s-s_0)-\frac{{\mathrm{\θ}}_1}{{\mathrm{\θ}}_{\max }-{\mathrm{\θ}}_1}{s}_0\end{array}\right.---\left(2\right).$

2.根据权利要求1所述的大型水压机提阀的开启装置，其特征是：凸轮的偏心距大于渐开线的基圆半径。

3.根据权利要求1或2所述的大型水压机提阀的开启装置，其特征是：所述的齿条(2)与所述的液压缸(3)的活塞杆为一个整体。

4.根据权利要求1或2所述的大型水压机提阀的开启装置，其特征是：所述的顶杆(8)下端安装滚轮(10)与所述的凸轮(6)接触。

5.根据权利要求1所述的大型水压机提阀的开启装置的凸轮升程曲线设计方法，其特征是：设计步骤如下：

步骤1：渐开线凸轮基圆半径R的确定：

根据现场对大型水压机提阀开启力测试与分析，设计出凸轮轴的轴径，估算出渐开线凸轮的基圆半径；

步骤2：渐开线基圆半径r确定：

根据渐开线凸轮基圆半径R，以阀芯开启的驱动力矩最小为优化目标，在满足渐开线与二次曲线的衔接点处光滑过渡的条件下通过数值计算得到半径r的范围，设则渐开线基圆半径r的取值范围为

$r=\frac{(s_0+\frac{s-s_0}{\mathrm{\λ}})}{{\mathrm{\θ}}_{\max }}---\left(3\right)$

其中λ的分段曲线对应的升程比，初步确定了凸轮的升程曲线；

步骤3：最优偏心距的设计：

首先建立压力角与偏心距的数学模型，压力角表示为：

$\mathrm{\α}=\arctan \frac{r(h_0+\mathrm{r\θ})-e\sqrt{{(h_0+\mathrm{r\θ})}^2+r^2-e^2}}{{(h_0+\mathrm{r\θ})}^2-e^2}---\left(4\right)$

其中根据公式(2)可知，当偏心距e>r时，产生负压力角，当压力角值与摩擦系数相等时，负压力角与摩擦角平衡，从而顶杆所受的附加力为零，得到最优的偏心距e；

步骤4：修正凸轮升程曲线：

由于摩擦力的存在，偏心距e与渐开线基圆半径r不等，造成凸轮升程在小范围内变动，凸轮的设计升程h₁与实际升程h关系为

$h_1=\sqrt{{(h+\sqrt{R^2-e^2})}^2+e^2-r^2}-\sqrt{R^2-r^2}---\left(5\right)$

修正后升程曲线使其满足升程要求。