機械畢業(yè)設(shè)計-三自由度全液壓機械手結(jié)構(gòu)設(shè)計（含CAD圖紙全套）,機械,畢業(yè)設(shè)計,自由度,液壓,機械手,結(jié)構(gòu)設(shè)計,cad,圖紙,全套 附件1：外文資料翻譯譯文 具有動態(tài)特性約束的高速靈活的機械手優(yōu)化設(shè)計 摘要：本文提出了一種強調(diào)時間獨立和位移約束的機器手優(yōu)化設(shè)計理論，該理論用數(shù)學(xué)編程的方法給予了實現(xiàn)。將各元件用靈活的連桿連接起來。設(shè)計變量即為零件橫截面尺寸。另用最關(guān)鍵的約束等量替換時間約束。結(jié)果表明，此方法產(chǎn)生的設(shè)計結(jié)果比運用Kresselmeier-Steinhauser函數(shù)，且利用等量約束所產(chǎn)生的設(shè)計方案更好。建立了序列二次方程基礎(chǔ)上的優(yōu)化設(shè)計方案，且設(shè)計靈敏度通過總體有限偏差來評定。動態(tài)非線性方程組包含了有效運動和實際運動的自由度。為了舉例說明程序，設(shè)計了一款平面機器人，其中利用某一特定的方案并且運用了不同的等量約束進行了設(shè)計。 版權(quán)屬于 1997年埃爾塞維爾科技有限公司 1． 導(dǎo)論 目前對高速機器人的設(shè)計要求越來越高，元件質(zhì)量的最小化是必不可少的要求。傳統(tǒng)機器手的設(shè)計取決于靜態(tài)體系中運動方式的多樣化，但這并不適合于高速系統(tǒng)即應(yīng)力和繞度均受動力效應(yīng)控制的系統(tǒng)。為了防止失敗，在設(shè)計的時候必須考慮到有效軌跡和實際運動軌跡之間的相互影響。 在暫態(tài)負載下對結(jié)構(gòu)系統(tǒng)進行設(shè)計已經(jīng)開始展開研究，該研究是基于下面幾個不同的等量約束條件下進行的，分別為對臨界點的選擇上[1] ， 反約束的時間限制[2] ，和Kreisselmeier - Steinhauser函數(shù)[3,4]的基礎(chǔ)上進行研究。在選擇臨界點時，假定臨界點的位置的時間是固定的，然而這種假設(shè)不適合高速系統(tǒng)。第二個辦法的缺點是等量約束在可行域內(nèi)幾乎為0，因此現(xiàn)在還沒有跡象表明這些約束是否重要。使用Kreisselmeier - Steinhauser函數(shù)在可行域中產(chǎn)生了非零的等量約束，但它定義了一個保守的約束，從而產(chǎn)生了一個過于安全的設(shè)計方法。 在設(shè)計機器手的時候，常規(guī)方法是考慮多靜態(tài)姿態(tài)[5-7]，而不是考慮時間上的約束。這種方法并不適合高速系統(tǒng)，原因是一些姿態(tài)不能代表整個系統(tǒng)的運動，此外，位移和應(yīng)力的計算也是不準確的，這是因為在計算的時候省略了剛性和彈性運動之間的聯(lián)系。事實上，這種聯(lián)系是靈活多體分析中最基本的[8-10] 。 在這項研究中，開發(fā)了一種設(shè)計高速機械手的方法，這種方法考慮了系統(tǒng)剛性彈性運動之間的聯(lián)系及時間獨立等約束。把最關(guān)鍵的約束作為等量約束。 最關(guān)鍵的約束的時間點可能隨著設(shè)計變量值的變化而變化。反應(yīng)靈敏度由整體偏移所決定，設(shè)計的最優(yōu)化取決于序列二次方程式。為了說明程序， 對雙桿平面機器手的強度和剛度進行了優(yōu)化。設(shè)計結(jié)果與那些采用了Kreisselmeier - Steinhauser函數(shù)的機器手進行對比。 2、設(shè)計理念 在這一節(jié)中，機器手的優(yōu)化設(shè)計方法使用用于計算強度和剛性的非線性數(shù)學(xué)編程方法。機器手由N個活動連桿組成，每一個連桿由Ek個有限零件柱組成。其目的是盡可能的減小機械手的質(zhì)量。與強度關(guān)聯(lián)的約束主要是應(yīng)力元素和剛性約束。這些約束將使得有效運動的位移產(chǎn)生偏移。設(shè)計變量就是連桿和零件的截面特性。 從數(shù)學(xué)上來說，目標函數(shù)應(yīng)滿足這樣的約束: （1）其中和分別是第k個機構(gòu)的第i個零件的密度和體積，x是設(shè)計變量的矢量，是時間約束總數(shù)。在驗證位移和應(yīng)力的時候，參考文獻[10]中的遞推公式可用來計算機器手有效軌跡與實際軌跡。 將連桿的變形與連桿參照系聯(lián)系起來，其中在一定邊界約束條件下做完整運動。這樣通過縮小模型就可以減少每個連桿的實際自由度數(shù)了。 系統(tǒng)的廣義坐標系是由連桿變量和模塊變量組成的。微粒P的運動速度可表式為 (2) 其中和是相互制約的系數(shù)。 凱恩（Kane）等人的方程式[12]曾被用來測定一些運動方程式如 (3) 其中是整體速度向量，F(xiàn)是合成外力向量，M、Q還有分別為總質(zhì)量、柯氏力、地心引力和彈力，計算公式如下： （4） （5） (6) 其中上標r和f分別代表有效自由度和實際自由度。K為對角矩陣，其對角線上的子矩陣是減少了的有效矩陣以連桿變量的形式出現(xiàn)的。為了驗證子矩陣在方程（4，5）中是否正確，和可表示如下： p, r=1,2,3; q=1,…,; s=1, …,12 (7a) p, r=1,2,3; q=1,…,m; s=1,…12 (7b) 其中是元件形狀函數(shù)，是連桿變量數(shù)，m是模塊變量數(shù)。方程式中的標注即多次出現(xiàn)的下標指數(shù)是以概括的形式出現(xiàn)的，這些下標只不過是公式的一部分，并不表示某一含義除非特定指明。這些子矩陣可表示成： 其中和；z,u=1,2,3； s,v=1,…,12是時間變量，是第k個機構(gòu)的第i個元件的質(zhì)量。在定義和時，柯氏力和地心引力可由下列算式計算出來： 這個運動方程式綜合了變量步長和變量預(yù)測校正的算法，以獲取坐標系和中的時間記錄。于是，有關(guān)物體參考系的節(jié)點位移可由模塊轉(zhuǎn)換公式獲得。由應(yīng)力與位移關(guān)系式計算出零件受到的壓應(yīng)力。整個參考系中各點的位移可用和機架的各節(jié)點位移算出。點的偏移可由那個點在實際運動和有效運動的位移差精確的求出。 應(yīng)當指出的是，在運動方程式中，設(shè)計變量函數(shù)的形式有矩陣，零件的質(zhì)量和初始矢量中的、陣列。因此在對靈敏度進行分析的時候，這些都應(yīng)與設(shè)計變量區(qū)分開來。然而，分析并且驗證靈敏度在這次研究中是個非常困難的項目。不全面的分析或是允許極小誤差的方式來研究這一問題也未嘗不是個好方法。 3.減少約束 對機器手進行動態(tài)分析的方法就是計算個獨立點在同一時間內(nèi)的運動。因此，約束數(shù)目最好滿足 ，而且這么多的約束在優(yōu)化設(shè)計時也是不切實際的。不過有一個很有效的辦法可以使約束數(shù)控制在范圍內(nèi)又可以使約束數(shù)滿足t的所有值，這就是用Kreisselmeier - Steinhauser函數(shù)[ 3 ]等量替換單個時間約束，此函數(shù)表示如下： 其中和C是正數(shù)并由和之間的關(guān)系決定即min().這可以說明Kreisselmeier-Steinhauser函數(shù)限定了一個保守的值域[4]比如總是比min()更重要，而且c的值越大和min()之間的差就越小。這就是所謂用最關(guān)鍵的約束等量替換了諸如 （11） 之類的約束。在這一方法中，用等量約束限定了分段函數(shù)并使其由向間斷的過渡。在這一值域里盡管左右突出的構(gòu)件在過渡點有差異，但他們具有相同的標識和梯度，因此可在過渡點自然結(jié)合。隨著時間逐步的趨近零點，等量約束也變得逐漸光滑。 上述所提到的非線性約束優(yōu)化問題可以由NLPQL[11]來解決，即運用序列二次方程的方法。這種優(yōu)化需要初始信息和，m=1,…, 這兩個可由目前研究出的有限差來計算。 4.舉例 雙桿平面機器人如圖1所示。運動原理是被動塊E沿直線從初始位置（θ1=120°，θ2=-150°）運動到終點位置（θ1=60°，θ2=-30°）。E的運動軌跡表示如下： 整個運動過程的時間T=0.5s。 每一個連桿的長度為0.6米并由兩個等長的零件連接著。其零件的外徑，其為本設(shè)計的變量，k=1,2；i=1,2。零件的厚度為0.1。物體的壓強和密度分別是E=72GPa,ρ=2700Kg/m-3。模塊變量縮小了形狀尺寸。最先結(jié)合的兩個模塊和最先有著固定自由的約束條件的軸也都被考慮到了。位于連接點B處的桿2質(zhì)量為2kg，被動物塊和有效載荷的總質(zhì)量為1kg。設(shè)計的約束條件如下： -75MPa≤σi≤75MPa i=1,…, δ≤0,001m 其中應(yīng)力約束由節(jié)點頂部或底部的個點來驗證。δ是E的實際運動軌跡與有效運動軌跡的偏離量（即x和y方向的最大偏移值）。初始設(shè)計變量 均為50mm. 圖1 平面機器手操作器 在這個例子里，等量約束是由最關(guān)鍵的約束組成的并且其結(jié)果與Kreisselmeier-Steunhauser函數(shù)的結(jié)果進行了比較。后者函數(shù)中適用了c的不同值，可以發(fā)現(xiàn)c的值越小其產(chǎn)生的設(shè)計就越死板。c=50時的設(shè)計是最理想的。應(yīng)當指出的是編譯器的限制可能會超過c的最大值，這完全取決于指數(shù)函數(shù)也就是只要設(shè)計變量的低限足夠的小。另一方面，最關(guān)鍵的約束會產(chǎn)生極小質(zhì)量的設(shè)計并且精確的迎合偏移位移量。最小的質(zhì)量，恰當?shù)闹睆胶头磸?fù)運動的次數(shù)在表1中列出。設(shè)計軌跡見表2。表KS-c表明了由Kreisselmeier-Steinhauser函數(shù)產(chǎn)生的結(jié)果，然而MCC表示關(guān)鍵約束?？梢姂?yīng)力遠遠小于允許值，因此應(yīng)力約束受到了限制。連桿2中間的應(yīng)力最大（見）圖3。被動物塊的偏移量δ的最佳解決方案見圖4 圖2 設(shè)計參數(shù) 表1 平面機器人控制器最佳方法 圖3 頂部連接兩個的平均壓力的最佳設(shè)計 圖4 最終效應(yīng)器偏差的最佳設(shè)計 5.總結(jié) 在研究中，高速遙控操縱器的最佳設(shè)計方案取決于動態(tài)特性。操縱器的固定軌跡與實際軌跡運動也必須考慮到。把最關(guān)鍵的約束用作等量約束。 最關(guān)鍵的約束的時間點可能隨著設(shè)計變量的改變而變化。這表明分段的等量約束并不會使設(shè)計過程產(chǎn)生缺陷。序列二次方程用于解決設(shè)計問題，其是運用整體偏差進行靈敏度計算。 高速平面遙控操縱器已被優(yōu)化設(shè)計成在應(yīng)力和偏差限制下的最小質(zhì)量?；贙reisselmeier - Steinhauser函數(shù)產(chǎn)生的保守設(shè)計下使用等量約束，最好的設(shè)計理念就是用最關(guān)鍵的約束。 附件2：外文原文（復(fù)印件） Compurrrs 8 f 2 m Y X v Vk shown below F O I Q kf mki 4 K1 6 u R 9b where the superscripts r and f refer to rigid body and The equations of motion are integrated by using elastic degrees of freedom respectively K is a block a variable step variable order predictor corrector diagonal matrix whose diagonal submatrices are the algorithm to obtain the time history of the z u 1 2 3 s v l 12 are the time invariant matrices and mk is the mass of ith finite element of the kth body By defining L A i 1 2 of the elements are taken as the design variables The wall thickness of each element is set to be 0 1 Dni The material properties are E 72 GPa and p 2700 kg rnm3 The problem size is reduced by using modal variables The first two bending modes and the first axial mode with fixed free boundary conditions are considered The Fig 1 A planar robotic manipulator 24 0 22 0 t t 20 0 18 0 f 16 0 14 0 12 0 0 5 10 15 20 25 30 35 Number of iterations Fig 2 Design histories 258 S Oral and S Kemal Ider Table 1 Optimum solutions for the planar robotic manipulator KS 10 KS 30 KS SO MCC Weight Dll 012 DZI 022 Number of N mm mm mm mm iterations 21 374 62 635 50 982 45 107 30 927 14 16 800 55 995 45 409 39 266 27 172 19 16 286 55 210 44 742 38 524 26 736 19 15 719 54 266 44 150 37 552 26 315 38 actuator of link 2 is located at joint B has a mass of 2 kg and the combined mass of the end effector and payload is 1 kg The design problem is solved under the following constraints 75MPa ai 75MPa i l n 6 0 001 m where the stress constraints are evaluated at n number of points which are the top and bottom points at each node 6 is the deviation magnitude of the resultant of deviations in x and y directions of the end effector E from the rigid motion The initial design is 50 mm for all design variables Dki In this example the equivalent constraints are formed by employing the most critical constraints and the results are compared by using the Kreisselmeier Steinhauser function In the latter different values of c have been tried It has been observed that the lower values of c resulted in highly conservative designs as expected A value of c 50 yielded a satisfactory design It should be noted that the compiler limits may be exceeded for large values of c due to the exponential function if the lower bounds on design variables are set too small On the other hand the most critical constraint approach resulted in the lightest design satisfying the deviation constraint exactly The minimum weights optimum diameters and number of iterations are tabulated in Table 1 The design histories are shown in Fig 2 The labels KS c denote the results obtained by the Kreisselmeier Steinhauser function whereas MCC denotes the use of most critical constraint approach It is seen that the stresses are far below the allowable 10 0 KS10 KS30 KS50 MCC 6 0 J 0 0 0 1 0 2 0 3 0 4 0 5 t w Fig 3 The stresses at the middle of link 2 at the top in the optimum designs 0 8 E 0 6 s P 0 4 0 2 Fig 4 The end effector deviation in the optimum designs High speed flexible robotic arms 259 values hence the stress constraints are inactive The stresses at the middle of link 2 at the top where the maximum stresses occur are plotted in Fig 3 The end effector deviation 6 for the optimum solution is shown in Fig 4 5 CONCLUSIONS In this study a methodology for the optimum design of high speed robotic manipulators subject to dynamic response constraints has been presented The coupled rigid elastic motion of the manipulator has been considered The large number of time de pendent constraints has been reduced by forming equivalent time independent constraints based on the most critical constraints whose time points may vary as the design variables change It has been shown that the piecewise smooth nature of this equivalent constraint does not cause a deficiency in the optimization process Sequential quadratic program ming is used in the solution of the design problem with sensitivities calculated by overall finite differ ences A high speed planar robotic manipulator has been optimized for minimum weight under stress and deviation constraints The use of equivalent con straints based on Kreisselmeier Steinhauser function yielded conservative designs while the most critical constraint approach resulted in the best design REFERENCES I W H Greene and R T Haftka Computational 2 3 4 5 6 I a 9 IO 11 12 aspects of sensitivity calculations in transient structural analysis Compur Strucr 32 433 443 1989 E J Haug and J S Arora Design sensitivity analysis of elastic mechanical systems Comput Meth uppl Mech Engng 15 3562 1978 G Kreisselmeier and R Steinhauser Systematic control design by optimizing a vector performance index In Proc IFAC Symp Computer Aided Design of Control Systems Zurich pp 113 I 17 1979 R T Haftka 2 Gurdal and M P Kamat Elements of Structural Optimization Kluwer Academic Dordreicht 1990 D A Saravanos and J S Lamancusa Optimum structural design of robotic manipulators with fiber reinforced composite materials Comput Struct 36 119 132 1990 M H Korayem and A Basu Formulation and numerical solution of elastic robot dynamic motion with maximum load carrying capacities Roboticu 12 253 261 1994 J H Park and H Asada Concurrent design optimization of mechanicai structure and control for high speed robots ASME J Dyn Systems Mesmt Control 116 344 356 1994 A A Shabana Dynamics of Multibody Systems Wiley New York 1989 S S Kim and E J Haug A recursive formulation for flexible multibody dynamics Part 1 open loop systems Comput Meth appl Mech Engng II 293 314 1988 S K Ider and F M L Amirouche Nonlinear modeling of flexible multibody systems dynamics subjected to variable constraints ASME J appl Mech 56 444451 1989 K Schittkowski NLPQL A Fortran subroutine solving constrained nonlinear programming problems Ann opns Res 5 485500 1985 T R Kane P W Likins and D A Levinson Spacecraft Dynamics McGraw Hill New York 1983 CAS 6512 E 摘要 機械手是能復(fù)制相對于人的手臂的動作來取得固定的程序，或者自動操作物體設(shè)備的操作。為了人們的生產(chǎn)需要，機械手需要許多的工作設(shè)置，褚如手動和自動（包括單周期，單步驟，連續(xù)和自動返回到初始狀態(tài)）的工作。在運動控制中，PLC可以用于控制一個線性運動或圓周性運動。所以，在使用PLC程序控制的，可以完成機械手應(yīng)用程序的控制。這里的規(guī)模方案是指電磁閥動作的操作，每一個極限開關(guān)位置，周期的連續(xù)運轉(zhuǎn)和精確性。關(guān)于液壓驅(qū)動系統(tǒng)，為了避免過度使用三相異步電動機，而且它更可以提供過載保護?？傮w來說機械手，PLC，是一個集高效，安全，經(jīng)濟，實用的特點于一身的液壓系統(tǒng)。 到目前為止，我主要介紹了設(shè)計進程開始具體工作： 本設(shè)計內(nèi)容包括：機械手的夾持機構(gòu)設(shè)計，液壓系統(tǒng)設(shè)計，PLC的軟件設(shè)計，PLC的硬件設(shè)計。 機械結(jié)構(gòu)是由機械手油缸，螺絲，導(dǎo)致管組成的液壓執(zhí)行器等機械裝備，可以任意伸縮的伸縮缸機械手，用旋轉(zhuǎn)圓筒轉(zhuǎn)動手腕，用缸架轉(zhuǎn)動柱，用升降油缸動作的機械手，在貨架上立柱可以用PLC控制電路中使用橫向移動油缸，用于FX2N PLC的類型，當連續(xù)按下啟動鍵后，PLC程序中指定的控制電磁閥的開關(guān)來控制機機械手的各個動作循環(huán)，當你反復(fù)按下停止按鈕時，機械手操作的幾個周期結(jié)束之后會停止運動。 關(guān)鍵詞：液壓機械手，液壓控制回路，PLC Abstract Handling robot can mimic some of the actions and arm function to obtain a fixed program, or equipment operation means moving object automatic operation. In order to meet production needs, the robot needs a variety of work settings, such as manual and automatic (including continuous, single-cycle, single step and automatically returns to its initial state) work. In the motion control, PLC can be used to control a circular motion or linear motion. Therefore, the use of PLC program control can be achieved robot control applications. Scale program to make the operation of the solenoid valve operation, each of the limit switch position, cycle-accurate and continuous operation. Hydraulic drive systems for vehicles, in order to avoid the use of three-phase asynchronous motors, it has the advantage of preventing overload. Overall, robot, PLC, by an efficient, safe, economical and practical features hydraulic system. The design includes:Clamping mechanism designed robot, hydraulic system design, software design of PLC, PLC hardware design. Mechanical structure robot tanks, screws, causing the hydraulic actuator tubes, machinery and equipment, retractable telescopic cylinders of the robot arm, wrist rotation with a rotating cylinder with cylinder rotary-column, with the lift cylinder operation of the robot, the column on the shelf PLC The control circuit traversing cylinders used for FX2N PLC type, press the start when continuous control solenoid valve switch PLC program to control various actions specified loop robot, when you repeatedly press the stop button, the robot operation Stop motion after the end of a cycle. Keywords: robot, hydraulic control circuit, PLC  目 錄 引言 1 第一章 手部的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 1.1 手爪的結(jié)構(gòu)選定 3 1.2 液壓缸的選用 4 1.2.1 液壓缸內(nèi)徑的確定 4 1.2.2 液壓缸外徑的確定 4 1.2.3 鋼筒壁厚校核 5 1.2.4 液壓缸活塞桿的確定及校核 5 1.2.5 活塞的最大行程 6 1.2.6 鋼筒底部厚度的確定 6 1.2.7 缸蓋螺釘?shù)挠嬎?6 1.2.8 缸筒頭部法蘭厚度的確定 7 1.2.9 液壓缸其他元件的確定 8 第二章 小臂的結(jié)構(gòu)設(shè)計 9 2.1 小臂的結(jié)構(gòu)初定 9 2.2 小臂受力分析 9 2.3 小臂液壓缸的選定 10 2.3.1 小臂液壓缸內(nèi)徑的確定 10 2.3.2 液壓缸內(nèi)徑的確定 11 2.3.3 液壓缸外徑的確定 11 2.3.4 缸筒壁厚校核 12 2.3.5 液壓缸活塞桿的確定及校核 12 2.3.6 活塞的最大行程 12 2.3.7 缸筒底部厚度的確定 13 2.3.8 液壓缸流量的確定 13 2.3.9 缸蓋螺釘?shù)挠嬎?14 2.3.10缸筒頭部法蘭厚度的確定 14 2.3.11 液壓缸其它元件的確定 15 第三章 手臂支座的設(shè)計 16 3.1 支座材料的選定 16 3.2 支座結(jié)構(gòu)的設(shè)計 16 第四章 手臂上下擺動的設(shè)計 17 4.1 手臂和手部的受力分析 17 4.2 手臂上下擺動液壓缸的確定 17 4.2.1 液壓缸內(nèi)徑的確定 18 4.2.2 液壓缸外徑的確定 18 4.2.3 缸筒壁厚的校核 19 4.2.4 液壓缸活塞桿的確定及校核 19 4.2.5 活塞桿的最大允許行程 20 4.2.6 缸筒底部厚度的確定 20 4.2.7 缸蓋螺釘?shù)挠嬎?20 4.2.8 缸蓋頭部法蘭厚度的確定 21 4.2.9 缸筒與端部焊接 22 4.2.10液壓缸其它元件的確定 22 第五章 手臂回轉(zhuǎn)的設(shè)計 23 5.1 回轉(zhuǎn)缸的確定 23 5.2 葉片螺釘?shù)倪x擇 24 5.3 缸蓋螺釘?shù)挠嬎?25 5.4 液壓缸其它元件的確定 25 第六章 底座的設(shè)計 26 6.1 底座材料和尺寸的確定 26 6.2 底板螺釘?shù)拇_定 26 6.2.1 受翻轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接 27 6.2.2 缸蓋螺釘?shù)挠嬎?27 第七章 液壓系統(tǒng)傳動方案的確定 28 7.1 各液壓缸的換向回路 28 7.2 調(diào)速方案 29 7.3 系統(tǒng)的安全可靠性 29 7.4 液壓系統(tǒng)的合成和完善 29 第八章 計算和選用液壓元件 29 8.1 閥的種類和功用 29 8.2 擬定液壓系統(tǒng) 30 8.3 油泵的選擇 31 8.4 液壓系統(tǒng)中的輔助裝置 32 第九章 液壓系統(tǒng)原理圖 33 總 結(jié) 35 參考文獻 36 致 謝 37 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 引言 47 引言 工業(yè)機械手是可以自動捕獲，操作的裝置，用于自動生產(chǎn)線，自動填充切割，數(shù)控自動換刀設(shè)備中，機械手通常的系統(tǒng)包括驅(qū)動系統(tǒng)，控制系統(tǒng)和人工該系統(tǒng)的智能組件，主要是完成過渡，旋轉(zhuǎn)等活動。 ? 通常的液壓與氣動技術(shù)，為驅(qū)動機械手。 液壓技術(shù)已經(jīng)滲透到許多領(lǐng)域，現(xiàn)在世界各國注重產(chǎn)品開發(fā)基地。在最近幾年，由于廣泛使用高科技成果的外國液壓技術(shù)，所以在基本產(chǎn)品，品種和擴大應(yīng)用領(lǐng)域的水平方面有很大的提高和發(fā)展，目前的技術(shù)液壓能實現(xiàn)高速，高功率，高功率，低噪音，穩(wěn)定，高度集成等方面的要求已在提高控制的比例有著顯著的進步，并且在輔助控制數(shù)字化技術(shù)有很多新的成就。此外，液壓元件和液壓系統(tǒng)，計算機仿真和優(yōu)化，以及計算機控制等開發(fā)工作的計算機輔助設(shè)計，有著更重要的結(jié)果。 液壓流體具有許多優(yōu)點，因此被廣泛用作一般工業(yè)用的塑料加工機械，壓力機械，機床等。移動機械在工程機械，建筑機械，農(nóng)業(yè)機械，鋼鐵冶金工業(yè)機械設(shè)備，起重輥調(diào)節(jié)等。閥門和水壩與土建及水力設(shè)備，起重設(shè)備，橋梁和其他控制機制，在國家中心，核電站的汽輪機控制系統(tǒng)。船舶機械起重橋（絞車），船頭用巨型天線的控制單元，測量浮標，艙壁閥，船尾推進器，特殊技術(shù)。 我們液壓技術(shù)出現(xiàn)在20世紀50年代，最初其產(chǎn)品和鍛壓機械設(shè)備，后來在他們的拖拉機和工程機械中應(yīng)用。 1964年，從國外引進液壓組件生產(chǎn)技術(shù)，并設(shè)計液壓產(chǎn)品為我們的液壓產(chǎn)生嚴重急性壓力的組件，并在各種機制中廣泛使用。上世紀80年代更先進的西方技術(shù)，加快產(chǎn)品液壓首要地位，在技術(shù)上，液壓經(jīng)濟效益培訓(xùn)研發(fā)在世界水平的各個方面涉及和吸收國產(chǎn)化工作為我們一切工作的產(chǎn)品質(zhì)量提供保證。 從20世紀到70年代中期液壓技術(shù)開始與微電子行業(yè)進行通信，并相互結(jié)合。在迄今為止的30年里，結(jié)合水平的增加，從一個簡單的拼裝，分散并混合融合到整體，多種單獨的產(chǎn)品，如數(shù)字泵，數(shù)字閥，數(shù)字缸和其它統(tǒng)計信息的出現(xiàn)。這開發(fā)了芯片和液壓控制，是液壓致動器或部件的一種高級形式，以獲得一個反饋裝置，一個數(shù)字模擬轉(zhuǎn)換器件和集成電路。這種液壓控制，作為一個微處理器或計算機接收發(fā)送的信息，你就可以提前完成任務(wù)。事實上，這出現(xiàn)了一個完整的智能單元。 液壓智能化技術(shù)雖然才剛剛開始，但是從的傳統(tǒng)的成功案例來看，結(jié)果還是非常有吸引力的。例如，折臂式小汽車裝卸器可以掛斷車上，拖入容器中，根據(jù)鄰近所述堆積的位置上，直到8個液壓缸。加載和結(jié)算內(nèi)置系統(tǒng)，他們操縱的預(yù)訂程序有八個液壓缸，帶傳感器，一個完整的傳感器的幫助系統(tǒng)鏈接操作。卸車時的操作按相反的順序進行。在另一個例子中，模擬器間帶電腦控制的，6個液壓缸協(xié)調(diào)行動，以航空噴氣飛行員培訓(xùn)的聲能，你可以看到六個自由度的振動快速（每秒20次）顛簸，座椅震動，登陸與其他運動，從而可以使處理的模擬駕駛操作。 綜上所述，可以看出液壓行業(yè)在國民經(jīng)濟較大時，它經(jīng)常被用來作為工業(yè)國家的重要標志的水平的量度。相較于世界上最偉大的工業(yè)強國，中國的液壓行業(yè)還很落后，標準化工作依然要繼續(xù)準備，智能的工作才剛剛起步，未來，通過行業(yè)的共同努力下，中國液壓行業(yè)將能夠進入一個新的天地。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第一章手部的結(jié)構(gòu)設(shè)計 第一章 手部的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.1 手爪的結(jié)構(gòu)選定 依據(jù)工作位置和工作環(huán)境的要求，決定采用如下圖所示的手部。 圖1-1 手抓機架擬定材料為 HT200，圖中有關(guān)參數(shù)，初步選定如下: 其中a = 60° （手指的抓取半角 a =45～70） ; f=0.2 (手爪與手指接觸處的摩擦系數(shù) f=0.1～0.5)； h =0.9 (手部的機械效率 h =0.85～0.9)； =1.3 (安全系數(shù)=1.1～1.5); =2.0 (工作情況系數(shù)=1.1～2.5); l =66mm; L =274mm ; b =30° ; 整個手爪部分長度選擇 350mm. 夾緊時由力學(xué)公式： 夾緊時活塞桿的力由公式： 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第一章手部的結(jié)構(gòu)設(shè)計 初步估算手抓的重量約為 120N。 1.2 液壓缸的選用 1.2.1 液壓缸內(nèi)徑的確定 液壓缸的理論輸出 F 可按下式計算： j：負載率，一般取 0.5～0.7 ； 由表 19-6-3[3]查得液壓缸的工作壓力初選為 P=1.6MPa. 由公式： 由表 19-6-3[3]可選用標準液壓缸內(nèi)徑 D=63mm。 1.2.2 液壓缸外徑的確定 按壁厚有關(guān)公式確定： =(1.2～1.3)； =1.5p=2.4Mpa ； =1.252.4=3Mpa； D:液壓缸內(nèi)徑（mm）； 缸筒的材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，初選 45 號鋼； 查表 19-6-11[3]可知 =600 Mpa [s ]：缸體材料的需用拉應(yīng)力（ MPa）； n ：沖擊系數(shù)，由表 2-3-6 可查得 n =12； 由壁厚公式： 可求得： δ 3 1.62mm 初選壁厚 d =8 mm 綜上所述，從表 19-6-13 中選擇標準液壓缸外徑 76mm。 1.2.3 鋼筒壁厚校核 額定壓力 其中:=360Mpa (鋼筒材料屈服強度。由表 17-6-7 查得) 鋼筒發(fā)生完成塑性變形的壓力 因為￡（ 0.35～0.42）=（ 0.35～0.42） x67.5=（ 23.6～28.4）Mpa 故選擇=25MPa 即工作壓力小于 25MPa。 本液壓缸最大工作壓力為 2.4MPa，所以設(shè)計選擇的壁厚可滿足壓力的要求 1.2.4 液壓缸活塞桿的確定及校核 設(shè)計中根據(jù)工作壓力的大小，選用速度比是由表 17-6-16 查得j =1.33， 根據(jù)表 17-6-16[3]取標準值 d=32mm 由于活塞桿在穩(wěn)定的狀況下，只受軸向推力或拉力，所以可以近似的用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行計算： 所以滿足工作時的強度需要。 1.2.5 活塞的最大行程 ：活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力3 ； F ：活塞桿縱向壓縮力； ：安全系數(shù)； 通常 =3.5～6； E ：材料的彈性模量； 鋼材的 E=2.1′ N/ I ：活塞桿橫截面慣性矩: 由表 17-6-2 取液壓缸標準行程 280mm。 1.2.6 鋼筒底部厚度的確定 鋼筒底部為平面，其厚度可以按照四周嵌進的圓盤強度公式進行計算： 其中:P：筒內(nèi)最大工作壓力 （ P= =2.4Mpa）； ：筒底材料許用應(yīng)力 （前面求得=[s]=50Mpa）； ：計算厚度外直徑 取=60mm 所以，綜合上述條件，鋼筒底部厚度選擇 8mm。 1.2.7 缸蓋螺釘?shù)挠嬎? 由表 2-1-8 可知活塞 =0.5m/s 則取=0.0133m/s，活塞桿伸出速度， =0.01m/s 活塞桿退回速度。由公式： 其中n ：活塞桿的運動速度（m/s） Q：流入液壓缸的流量 （ / s ）； A：活塞的有效面積（）； 由公式=Q+ 其中 Q：工作載荷（N） P：缸蓋所受的負載液壓力（ N）； Z：螺釘數(shù)目 ：剩余縮緊力對于要求緊密的聯(lián)接，=KQ， K=1.5～1.8，=0.19 Q=0.11+0.19=0.3Mpa 螺釘?shù)膹姸葪l件: [s ] :材料的許用應(yīng)力。 n：安全系數(shù)， n=3； 查表得=360MPa； 選擇標準的開槽沉頭螺釘 M624。 1.2.8 缸筒頭部法蘭厚度的確定 由公式可得 其中 F：法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力； ：法蘭外圓直徑； ：螺栓直徑，=8mm； ：法蘭材料的許用應(yīng)力； b：缸筒外徑到螺栓中線的距離； 取法蘭厚度為 8mm。 為了防止油液的泄漏，兩端蓋內(nèi)部需裝入 0 型密封圈，所以端蓋向內(nèi)凹處厚度選擇8mm，即整個端蓋厚度為 16mm。 1.2.9 液壓缸其他元件的確定 a. 缸蓋的材料 缸蓋本身又是活塞桿的導(dǎo)向套時，缸蓋選用鑄鐵擬定 HT200。 b. 活塞的材料 無導(dǎo)向環(huán)的活塞可用耐磨鑄鐵，灰鑄鐵（ HT300， HT350），球墨鑄鐵，初步擬定為HT300。 c.密封圈的選擇 密封件大多采用 0 型密封圈，參考手冊表 10-4-4[3]可知，查得 0 型密封圈標準值，即截面直徑 d=3.55mm，故端蓋厚度符合要求。 d. 管接頭的確定 由公式： Q：液體流量， L/min； n ：按推薦值選定，一般n =3m/s. 求得 d 3 3.68mm，取標準值 d = 4mm。 所以整個液壓缸的長度為 280+（ 7.5+7.5）32=310mm 大體估算整個液壓缸加上油液的重量約為 30N。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第二章小臂的結(jié)構(gòu)設(shè)計 第二章 小臂的結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.1 小臂的結(jié)構(gòu)初定 擬定驅(qū)動大臂的液壓缸和驅(qū)動小臂的液壓缸安裝在手臂的同側(cè)。 2.2 小臂受力分析 小臂和大臂之間為鉸鏈接，且推動小臂的液壓缸也和小臂鉸連接。擬定兩鉸鏈接 觸之間的距離 L=500mm，初步估算重量為 40N， 小臂受力示意圖 3-1 如下： 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第二章 小彼得結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖 2-1 由? = 0得 所以 由? = 0得 所以 最大危險截面為 A 處 2.3 小臂液壓缸的選定 2.3.1 小臂液壓缸內(nèi)徑的確定 初步擬定手臂的俯仰角為-30°～30°， 所以手臂的運動范圍也在-30°～ 30°。 如下圖所示： 圖 2-2 手臂伸縮示意圖 由上圖可以分析得： 液壓缸在位置 1 活塞桿退回時和位置 2 活塞桿前進時所需的力大小相等， 且此時最大。 又因為有活塞有桿端的面積比無桿端的面積小，所以在位置 1活塞退回時來計算油缸內(nèi)徑。 活塞桿所需力： μ=O型密封圈的摩擦系數(shù)，m=0.003; a：活塞桿的傾斜角度， a=30°。 2.3.2 液壓缸內(nèi)徑的確定 液壓缸的理論輸出 F 可按下式計算： ：活塞桿的實際作用力（N） ； j ：負載率，一般取 0.5～0.7 ； ：液壓缸的總效率，一般取 0.9～0.95 ； 由表 19-6-3[3]查得液壓缸的工作壓力初選為 P=0.63MPa. 由公式： 由表 19-6-3[3]可選用標準液壓缸內(nèi)徑 D=63mm。 2.3.3 液壓缸外徑的確定 按壁厚筒有關(guān)公式確定： =1.5p=2.4Mpa ； D ： 液壓缸內(nèi)徑（ mm）； 鋼筒的材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，初選 45 號鋼； 查表 17-6-7[3]可知=600 Mpa [s]：缸體材料的需用拉應(yīng)力（ MPa）； n ：沖擊系數(shù)，由表 2-3-6 可查得 n =12； 初選壁厚 d =6 mm 則d /D=0.09?（ 0.08～0.3） 初選成立 綜上所述，從表 19-6-3[3]中選擇標準液壓缸外徑 76mm，所以液壓缸壁厚為 d = （76-63） /2=6.5mm。 2.3.4 缸筒壁厚校核 額定壓力 其中:=360Mpa (鋼筒材料屈服強度。由表 17-6-7 查得) 鋼筒發(fā)生完成塑性變形的壓力 因為￡（ 0.35～0.42）=（ 0.35～0.42） x67.5=（ 23.6～28.4）Mpa 故選擇=25MPa 即工作壓力小于 25MPa。 本液壓缸最大工作壓力為 2.4MPa，所以設(shè)計選擇的壁厚可滿足壓力的要求。 2.3.5 液壓缸活塞桿的確定及校核 設(shè)計中根據(jù)工作壓力的大小，選用速度比是由表 17-6-16 查得j =1.33， 根據(jù)表 17-6-16[3]取標準值 d=32mm 由于活塞桿在穩(wěn)定工況下，只受軸向推力或拉力，所以可以近似的用直桿承受拉壓載 荷的簡單強度計算公式進行計算： 所以滿足工作時的強度需要。 2.3.6 活塞的最大行程 ：活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力3 ； F ：活塞桿縱向壓縮力； ：安全系數(shù)； 通常 =3.5～6； E ：材料的彈性模量； 鋼材的 E=2.1′ N/ I ：活塞桿橫截面慣性矩: 由表 17-6-2 取液壓缸標準行程 220mm。 2.3.7 缸筒底部厚度的確定 鋼筒底部為平面，其厚度可以按照四周嵌進的圓盤強度公式進行計算： 其中P：筒內(nèi)最大工作壓力 （ P= =2.25Mpa）； ：筒底材料許用應(yīng)力 （前面求得=[s]=50Mpa）； ：計算厚度外直徑 取=45mm 所以，綜合上述條件，鋼筒底部厚度選擇 6.5mm。 2.3.8 液壓缸流量的確定 設(shè)計中根據(jù)速度比公式得 由表 19-6-4 可知活塞 0.5m/ s，則取活塞桿伸出速度= 0.01m/ s ，活塞桿退回速度 0.0146m/s 由公式 其中v:活塞桿的運動速度（m/s） ; Q:流入液壓缸的流量（/ s)； A：活塞的有效面積（A：活塞的有效面積（）； 根據(jù)工作位置和工作環(huán)境要求， 大體估計整個液壓缸加油液的重約為 150N。 2.3.9 缸蓋螺釘?shù)挠嬎? 由公式=Q+ 其中Q：工作載荷（N） P：缸蓋所受的負載液壓力（ N）； Z：螺釘數(shù)目 ：剩余縮緊力對于要求緊密的聯(lián)接，=KQ， K=1.5～1.8，=0.19 螺釘?shù)膹姸葪l件: [s ] :材料的許用應(yīng)力。 n：安全系數(shù)， n=3； 查表得=360MPa； 選擇標準的開槽沉頭螺釘 M624。 2.3.10缸筒頭部法蘭厚度的確定 由公式可得 其中 F：法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力； ：法蘭外圓直徑； ：螺栓直徑，=8mm； ：法蘭材料的許用應(yīng)力； b ：缸筒外徑到螺栓中線的距離； 取法蘭厚度為 7.5mm。 為了防止油液的泄漏，兩端蓋內(nèi)部需裝入 0 型密封圈，所以端蓋向內(nèi)凹處厚度選7.5mm，即整個端蓋厚度為 15mm。 2.3.11 液壓缸其它元件的確定 a. 缸蓋的材料 缸蓋本身又是活塞桿的導(dǎo)向套時，缸蓋選用鑄鐵擬定 HT200。 b. 活塞的材料 無導(dǎo)向環(huán)的活塞可用耐磨鑄鐵，灰鑄鐵（ HT300， HT350），球墨鑄鐵，初步擬定為HT300。 c. 密封圈的選擇 密封件大多采用 0 型密封圈，參考手冊表 10-4-4[3]可知，查得 0 型密封圈標準值，即截面直徑 d=3.55mm，故端蓋厚度符合要求。 d. 管接頭的確定 由公式： Q： 液體流量， L/min； n ： 按推薦值選定，一般n =3m/s. 求得 d 3 3.68mm，取標準值 d = 4mm。 第三章 手臂支座的設(shè)計 3.1 支座材料的選定 依據(jù)工作需求，選用鑄鐵為手臂支座的材料。初步估算手臂重量為 500N。 3.2 支座結(jié)構(gòu)的設(shè)計 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第四章 手臂上下擺動的設(shè)計 制作作為手臂的一個組成部分，其作用是用來支撐并固定手臂液壓缸，同時考慮 到結(jié)構(gòu)的合理性和經(jīng)濟性。如為手臂有更好的防塵作用和更好的外型設(shè)計，可加 一個手臂蓋。 圖 3-1 支座結(jié)構(gòu) 初步估算手臂重量為 120N。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第四章 手臂上下擺動的設(shè)計 第四章 手臂上下擺動的設(shè)計 圖 4-1 手臂受力分析 4.1 手臂和手部的受力分析 由?= 0，即： 由 Y=0,即： + = 250 + 200 + 50 + 30 +100 + 200(N) 解得： 4.2 手臂上下擺動液壓缸的確定 根據(jù)工作需要，初步擬定手臂俯仰角度為 30° —30° 。如圖所示： 圖 4—2 伸縮缸行程示意圖 液壓缸的理論輸出 F 可按下式計算： ：活塞桿的實際作用力（N） ； j ：負載率，一般取 0.5～0.7 ； ：液壓缸的總效率，一般取 0.9～0.95 ； 由表 19-6-3[3]查得液壓缸的工作壓力初選為 P=1.6MPa. 由公式： 由表 19-6-3[3]可選用標準液壓缸內(nèi)徑 D=63mm。 4.2.1 液壓缸內(nèi)徑的確定 液壓缸的理論輸出 F 可按下式計算： ：活塞桿的實際作用力（N） ； j ：負載率，一般取 0.5～0.7 ； ：液壓缸的總效率，一般取 0.9～0.95 ； 由表 19-6-3[3]查得液壓缸的工作壓力初選為 P=1.6MPa. 由公式： 由表 19-6-3[3]可選用標準液壓缸內(nèi)徑 D=63mm。 4.2.2 液壓缸外徑的確定 按壁厚筒有關(guān)公式確定： =1.5p=2.4Mpa ； D ： 液壓缸內(nèi)徑（ mm）； 鋼筒的材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，初選 45 號鋼； 查表 17-6-7[3]可知=600 Mpa [s ]：缸體材料的需用拉應(yīng)力（ MPa）； n ：沖擊系數(shù)，由表 2-3-6 可查得 n =12； 初選壁厚 d =8 mm 綜上所述，從表 19-6-3[3]中選擇標準液壓缸外徑 76mm。 4.2.3 缸筒壁厚的校核 額定壓力 其中=360Mpa (鋼筒材料屈服強度。由表 17-6-7 查得) 鋼筒發(fā)生完成塑性變形的壓力 因為￡（ 0.35～0.42）=（ 0.35～0.42） x67.5=（ 195.44～23.453）Mpa 本液壓缸最大工作壓力為 3MPa，所以設(shè)計選擇的壁厚可滿足壓力的要求。 4.2.4 液壓缸活塞桿的確定及校核 設(shè)計中根據(jù)工作壓力的大小，選用速度比是由表 17-6-16 查得j =1.33， 根據(jù)表 17-6-16[3]取標準值 d=63mm 由于活塞桿在穩(wěn)定工況下，只受軸向推力或拉力，所以可以近似的用直桿承受拉壓載 荷的簡單強度計算公式進行計算： 所以滿足工作時的強度需要。 4.2.5 活塞桿的最大允許行程 由公式 ：活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力3 ； F ：活塞桿縱向壓縮力； ：安全系數(shù)； 通常 =3.5～6；取 E ：材料的彈性模量； 鋼材的 E=2.1′ N/ I ：活塞桿橫截面慣性矩: 圓截面 擬訂大臂與小臂鉸接時的角度為 135° 液壓缸安裝時鉸鏈焊接處為小臂 200 mm，與大臂焊接處為 300 mm； 根據(jù)余弦定理可得，最大行程為 350 mm。 4.2.6 缸筒底部厚度的確定 鋼筒底部為平面，其厚度可以按照四周嵌進的圓盤強度公式進行計算： 其中P：筒內(nèi)最大工作壓力 （ P= =3Mpa）； ：筒底材料許用應(yīng)力 （前面求得=[s]=50.83Mpa）； ：計算厚度外直徑 取=90mm 所以，綜合上述條件，鋼筒底部厚度選擇 12mm。 4.2.7 缸蓋螺釘?shù)挠嬎? 由表 2-1-8 可知活塞 =0.5m/s 則取=0.0133m/s，活塞桿伸出速度， =0.01m/s 活塞桿退回速度。由公式： 期中n ：活塞桿的運動速度（m/s） Q：流入液壓缸的流量 （ / s ）； A：活塞的有效面積（）； 由公式=Q+ 其中Q：工作載荷（N） P：缸蓋所受的負載液壓力（ N）； Z：螺釘數(shù)目 ：剩余縮緊力對于要求緊密的聯(lián)接，=KQ， K=1.5～1.8，=0.19 Q=0.11+0.19=0.3Mpa 螺釘?shù)膹姸葪l件: [s ] :材料的許用應(yīng)力。 n：安全系數(shù)， n=3； 查表得=360MPa； 選擇標準的開槽沉頭螺釘 M832。 4.2.8 缸蓋頭部法蘭厚度的確定 由公式可得 其中 F：法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力； ：法蘭外圓直徑； ：螺栓直徑，=8mm； ：法蘭材料的許用應(yīng)力； b ：缸筒外徑到螺栓中線的距離； 取法蘭厚度為 12mm。 4.2.9 缸筒與端部焊接 焊縫應(yīng)力計算有公式： F ： 缸筒最大推力； (N) ：缸筒外徑； (mm) ：焊縫底徑； (mm) ：焊縫材料的抗拉強度； (MPa) n ：安全系數(shù)； n = 12 h ：焊接效率； h =0.7 取焊縫底徑為 50mm。 4.2.10液壓缸其它元件的確定 a．缸蓋的材料 缸蓋本身又是活塞桿的導(dǎo)向套時，缸蓋選用鑄鐵擬定 HT200。 b. 活塞的材料 無導(dǎo)向環(huán)的活塞可用耐磨鑄鐵，灰鑄鐵（ HT300， HT350），球墨鑄鐵，初步擬定為HT300。 c. 密封圈的選擇 密封件大多采用 0 型密封圈，參考手冊表 10-4-4[3]可知，查得 0 型密封圈標準值，即截面直徑 d=3.55mm，故端蓋厚度符合要求。 d. 管接頭的確定 由公式： 其中Q： 液體流量， L/min； n ： 按推薦值選定，一般n =3m/s. 求得 d 3 3.68mm，取標準值 d = 4mm。 所以整個液壓缸的長度為 280+（7.5+7.5）=310mm 大體估算整個液壓缸加上油液的重量約為 30N。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第五章 手臂回轉(zhuǎn)的設(shè)計 第五章 手臂回轉(zhuǎn)的設(shè)計 5.1 回轉(zhuǎn)缸的確定 手臂回轉(zhuǎn)運動的常用機構(gòu)是單葉片回轉(zhuǎn)油缸，簡稱回轉(zhuǎn)油缸。初步擬定會轉(zhuǎn)缸的 旋轉(zhuǎn) w = 10°/ s,Vt = 0.1s（啟動時間）需要輸入回轉(zhuǎn)油缸的流量 Q 為： 其中Z:葉片數(shù) Z=1； D:回轉(zhuǎn)油缸的內(nèi)徑（m） ; d:輸出軸與動片連接處的直徑（m） ; b:葉片寬度(m)； w:輸出軸的角速度(弧度/s)。 有轉(zhuǎn)矩公式： 式中： :負載轉(zhuǎn)矩（N · m） I:包括輸出軸本身慣量在內(nèi)的轉(zhuǎn)化到輸出軸上的總轉(zhuǎn)動慣量（Kg ·）； 由輸出轉(zhuǎn)矩公式： h：回轉(zhuǎn)缸的機械效率， h = 0.8 ~ 0.9； P : 回轉(zhuǎn)缸的工作壓力為 1MPa。 T = 317 (N × M ) d =60.7 mm，取 d =80 mm， D =200 mm， b =120 mm 初步擬定回轉(zhuǎn)缸的外徑 D外 = 240mm 估算回轉(zhuǎn)缸及油液重量約為 450 (N )。 5.2 葉片螺釘?shù)倪x擇 葉片輸出軸聯(lián)結(jié)螺釘?shù)挠嬎阋苿悠芰氐钠胶鈼l件： 式中： Q:每個螺釘?shù)念A(yù)加預(yù)緊力（N） ; b:葉片的寬度（m）; P:回轉(zhuǎn)油缸的工作壓力（MPa）； D:葉片的外徑，即回轉(zhuǎn)油缸的內(nèi)徑（m）; d:葉片與輸出軸配合處的直徑（m）; Z:螺釘數(shù)目 Z=4; F:被聯(lián)結(jié)件配合面間的摩擦系數(shù) f=0.15; 螺釘?shù)膹姸葪l件為： ：材料的許用應(yīng)力； n : 安全系數(shù)， n=3; ； 3 7.3mm 取標準內(nèi)六角螺栓 M824。 5.3 缸蓋螺釘?shù)挠嬎? 由公式 其中Q：工作載荷（ N）； P：缸蓋所受的負載液壓力（ N）； Z：螺釘數(shù)目; ：剩余縮緊力對于要求緊密的聯(lián)接， =KQ， K=1.5～1.8， =0.19 Q =0.11+0.19=0.3Mpa 螺釘?shù)膹姸葪l件: n：安全系數(shù)， n=3； 查表得=360MPa； =1.3=1.30.3=0.39Mpa 選擇標準的開槽沉頭螺釘 M824。 5.4 液壓缸其它元件的確定 a.葉片和輸出軸聯(lián)結(jié)螺釘通常為偶數(shù)， 并用兩個銷釘定位。連接螺釘?shù)淖饔檬牵菏箘悠敵鲚S配合緊密接觸不留間隙，當油腔通高壓油液時，動片受油壓作用，產(chǎn)生一個合成液壓力矩，克服輸出軸上所受的外載力矩， 由于螺釘?shù)穆?lián)結(jié)作用，使聯(lián)結(jié)的表面不能產(chǎn)生相對滑動。 b.葉片與缸壁之間定子有輸出軸均采用矩形密封圈進行密封，軸與缸蓋處的密封采用 O 型密封圈進行密封， O 型密封圈溝槽尺寸應(yīng)根據(jù) O 型密封圈的伸長率 y%預(yù)壓縮率 k%,壓縮率 x%， O 型密封圈截面縮小，融漲等因素進行設(shè)計。 c.輸出軸的確定輸出軸和動片均采用 45 號鋼。安裝矩估算軸徑只承受轉(zhuǎn)矩作用 或主要承受轉(zhuǎn)矩作用的傳動軸，其強度條件為： :軸的扭剪應(yīng)力 MPa; T:軸轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)矩 N · mm; :軸的抗扭截面模量； :軸材料的許用扭剪應(yīng)力 MPa，=30 ~ 40MPa 。 軸的強度條件符合 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第六章 底座的設(shè)計 第六章 底座的設(shè)計 6.1 底座材料和尺寸的確定 初步擬定底座上底板和臂座以及聯(lián)結(jié)板均采用 HT200，底板長度為 700mm 寬 500mm 厚 50mm 的矩形鑄鐵。估算底座重量約為 100(N)。 6.2 底板螺釘?shù)拇_定 受扭轉(zhuǎn)和翻轉(zhuǎn)力矩的螺釘組聯(lián)結(jié)初步擬定底板用 6 個螺釘，螺釘離翻轉(zhuǎn)軸的距 離為 340mm受扭轉(zhuǎn)力矩的螺釘在翻轉(zhuǎn)力矩作用下，底板有繞中心 O 并與接合面垂直的軸線回轉(zhuǎn)的趨勢，使每個螺釘聯(lián)結(jié)都受橫向力。 T:扭轉(zhuǎn) (T · M )； ：防滑系數(shù),=1.2； f ：摩擦系數(shù)， f =0.2； ,‥‥‥，各螺釘中心至底板旋轉(zhuǎn)中心的距離； 6.2.1 受翻轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接 由公式 :螺釘所受的最大工作載荷 N; :對稱軸線左側(cè)幾個螺釘軸線到對稱軸線的距離 mm； ：中最大值m; M ：各個運動工件的偏重力矩； 6.2.2 缸蓋螺釘?shù)挠嬎? 由公式 其中Q：工作載荷（ N）； P：缸蓋所受的負載液壓力（ N）； Z：螺釘數(shù)目; ：剩余縮緊力對于要求緊密的聯(lián)接， =KQ， K=1.5～1.8， =0.19 Q =0.11+0.19=0.3Mpa 螺釘?shù)膹姸葪l件: n：安全系數(shù)， n=3； 查表得=360MPa；、 =1.3=1.30.3=0.39Mpa 選擇標準的開槽沉頭螺釘 M824。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第七章 液壓系統(tǒng)傳動方案的確定 第七章 液壓系統(tǒng)傳動方案的確定 7.1 各液壓缸的換向回路 液壓機械手通常使用一個泵或雙泵油路，旋轉(zhuǎn)手臂，手臂和胳膊伸展和其他機構(gòu)之前并聯(lián)油，可有效降低系統(tǒng)的供應(yīng)壓力，這一次，以確保系統(tǒng)的多缸運動不互相干擾,實現(xiàn)同步或異步運動，需要使用中間閥“O”型閥門。 7.2 調(diào)速方案 機械臂使用雙向流量控制閥來實現(xiàn)，然后進入油路達到最大允許速度當沒有調(diào)整桿油室，速度小于最大允許速度，但仍然滿足設(shè)計要求。在正常情況下各部分的操作我們可以選擇單泵供油系統(tǒng)，你可以選擇雙泵供油系統(tǒng)。 7.3 系統(tǒng)的安全可靠性 在夾緊工件夾具,以防止停電和其他不可預(yù)見的情況下，應(yīng)該添加到鎖壓回路。防止壓縮汽缸壓力的影響的系統(tǒng)壓力波動或過高，導(dǎo)致?lián)p壞工件夾緊力太大,或過低不能夾工件由意外事故引起的，需要增加石油的道路上，以確保夾緊缸閥壓力是恒定的。節(jié)臂油缸系統(tǒng)中壓力損失將自由落體或超速的情況下，它應(yīng)該增加循環(huán)中的平衡回路，該方法可用于單向順序閥平衡閥。 7.4 液壓系統(tǒng)的合成和完善 在選擇上述主要液壓回路，與其他功能的輔助電路(如負荷、壓力等油路)，它可以組合，完美的完成液壓系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)操作的準備周期和電磁鐵動作順序表。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第八章 計算和選用液壓元件 第八章 計算和選用液壓元件 8.1 閥的種類和功用 壓力控制閥（簡稱壓力閥） 它的主要功能是控制油壓系統(tǒng)中用于實現(xiàn)所需的機械手執(zhí)行輸出功率(或轉(zhuǎn)矩)。這種閥包括溢流閥，減壓閥，安全閥，壓力存儲設(shè)備。 減壓閥:它的主要功能是使閥出口壓力低于進口壓力，和壓力低于一個穩(wěn)定的液壓系統(tǒng)泵壓力的一部分。 溢流閥：它的主要功能是維護液壓系統(tǒng)的壓力穩(wěn)定，它可以使用作為一個安全閥，以防止液壓系統(tǒng)壓力過載，但也可以用于卸荷閥，減少液壓系統(tǒng)的功率損耗和發(fā)熱。 流量（速度）控制閥（流量閥） 它的主要作用是控制液壓系統(tǒng)的油流量的大小，用來實現(xiàn)機器人執(zhí)行器所需的速度,如節(jié)流閥、調(diào)速閥。 節(jié)流法亦稱簡式節(jié)流閥：它的主要作用是改變的流動形式進行節(jié)流，是執(zhí)行機構(gòu)獲得不同的速度。它還可以用作背壓閥和截止閥。 調(diào)速閥亦稱復(fù)式節(jié)流閥；它是一系列由節(jié)流閥，節(jié)流閥出口壓力，以確保穩(wěn)定，不受外部復(fù)合的變化調(diào)節(jié)時間的流動。 方向控制閥（方向閥） 它的主要功能是控制方向的油液壓系統(tǒng)用于實現(xiàn)機械手執(zhí)行機構(gòu)的運動方向，如電磁換向閥等，是利用其電磁線圈軸由一個電磁鐵驅(qū)動完成換向工作。根據(jù)不同的電源、分為直流和交流兩類，而按閥芯位置數(shù)和油口通路數(shù)又可分為二位二通，二位三通，二位四通等。選擇閥芯選擇線軸根據(jù)產(chǎn)品流經(jīng)閥門的組合元素，所需工作壓力和其他規(guī)范通道模型。 8.2 擬定液壓系統(tǒng) 換向回路：所有換向閥選用 O 型三位四通換向閥?？刂崎y選擇簡單的手動控制，選擇O型定位。 調(diào)速方案：本系統(tǒng)功率較小。所以選擇一個簡單的節(jié)流控制，通過使用一個油泵出于同樣的原因，并努力獲得更好的經(jīng)濟。 系統(tǒng)的安全性：為了防止俯仰缸因由于看著自由落體的下降在一定的角度來看,是用來平衡液控單向閥。以保證工作的可靠性選擇液控單向閥保壓和鎖定。 壓力蓄電池在發(fā)出信后夾緊工件后，讓計算機來控制其他只是開始。二位二通電磁換向閥用于系統(tǒng)卸荷。 8.3 油泵的選擇 確定油泵的工作壓力 P:油缸的最大工作油壓(MPa)； :管道和各閥的全部壓力損失之和， 計算液壓泵的流量 油泵的流量應(yīng)根據(jù)系統(tǒng)各回路按設(shè)計要求，在工作時實際所需的最大流量，并考慮系統(tǒng)的總泄漏量來確定，即： ：是在系統(tǒng)中同時工作的各個并聯(lián)油缸，以最大速度運動時所需要的總量/ s ; K:考慮系統(tǒng)油液泄漏的稀疏，一般取 K =1.10 ~ 1.25;但不宜過大，以免浪費動力和引 起油溫升高。 根據(jù)手冊選標準的定量單片葉泵YB， n=1000r/min, =16L/min， =3MPa 式中N：油泵所需要的電動機功率； ：所需油泵的工作壓力（ MPa） ：油泵的額定流量（/s） h ：油泵的總效率，一般葉片泵取h =0.8 選電動機 Y801-4， N=1.0kw, n=1390r/min 8.4 液壓系統(tǒng)中的輔助裝置 油管有塑料管、銅管、尼龍管和水管，油管應(yīng)基于壓力、流量、裝配條件和不同的工作地點選擇了銅彎曲更方便,容易組裝，在壓力下65 ~ 100公斤/厘米的機械手仍然足夠通用。 橡膠軟管用于更方便和相對較高的移動部件的壓力。 尼龍和橡膠油管已逐漸廣泛使用。尼龍管可用于低或中壓系統(tǒng),和塑料管材可用于返回油系統(tǒng)。 管接頭 在管路中應(yīng)選用管接頭進行連接，它可以拆換，安裝方便。 在機械手上用管子和管接頭進行連接回路時，必須注意緊湊、美觀、整齊。在手 部，腕部所用的油缸， 如果在外面有很多較長的軟管輸油，就有可能會影響機械手的運動，甚至損壞油管。因此，常將從液壓操作板來的油管在遠離手部處集中輸入，然后根據(jù)結(jié)構(gòu)的特點在油缸臂或活塞桿、導(dǎo)向桿等內(nèi)部鉆孔輸油，采用回轉(zhuǎn)接頭或伸縮油管將油液輸往手部或手腕部動作的油缸內(nèi)。 管接頭 在管道管件應(yīng)該用于連接管接頭，它可以取代他們，便于安裝。 當機械手與管道和管件連接循環(huán)，它必須注意緊湊,美觀整潔。手部上，手腕油缸的使用，如果有許多長輸油軟管外，它可能會影響機械手的運動，甚至損害油管。因此，經(jīng)常從液壓油管板離手中的集中輸入，然后手臂的結(jié)構(gòu)的特點或油缸活塞桿，指導(dǎo)棒和其他內(nèi)部鉆探石油和使用旋轉(zhuǎn)接頭或彈性管道運輸石油的油箱手或碗部運動。 油箱 它的主要作用是保持油冷卻和沉淀的雜質(zhì)，所以體積不是太小了。最小體積應(yīng)該能夠存儲整個液壓系統(tǒng)充滿了石油還略有盈余。目前液壓驅(qū)動液壓機械手超過一半的中壓(2 ~ 6.5 mpa)范圍內(nèi)的3到4倍比一般多用泵每分鐘油管體積流量。 濾油器 其主要作用是濾油，為了確保清潔油，以防止系統(tǒng)液壓泵和其他組件的劃痕，咬死或空氣節(jié)流閥和管道小阻塞影響機械手的工作。常用的油過濾器有密集式的，金屬式的和燒結(jié)式的。石油凈過濾器結(jié)構(gòu)簡單，方便，通用性好。但更大的過濾強度，良好的耐腐蝕性能，制造相對簡單，過濾精度高，但一旦粒子本身，它將影響過濾精度，但當它不清潔堵塞。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第九章 液壓系統(tǒng)原理圖 第九章 液壓系統(tǒng)原理圖 圖 9-1 機械手液壓系統(tǒng)由一組多路換向閥控制四個回路來實現(xiàn)并聯(lián)換向閥門，各種閥門的特點是壓力油供應(yīng)壓力同時多個閥控制，工作機構(gòu)液壓泵的出口壓力，幾個閥門也可以獨立運作，同時也可以做復(fù)雜的運動。我所選用的多路換向閥全為彈簧復(fù)位機能,有利于小運動。這組多選擇1.6 mpa的多路換向閥壓力。因為選擇壓力根據(jù)設(shè)備負載的大小和類型來定，但也考慮到空間傳動裝置的局限性,經(jīng)濟條件和組件的可用性等。在一定載荷的情況下，低工作壓力必然會增加驅(qū)動器的大小；相反，壓力過高，泵、缸、閥和其他組件的材料，密封，制造精度要求高，必然會提高設(shè)備成本,綜合考慮，所以我選擇了到1.6 mpa。 為了保證機械手在工作中位置不動,我分別在手爪抓緊、手臂收縮缸、手臂升降缸三個回路上加上液壓鎖，形成液壓單向閥液壓鎖緊回路，與兩個液控單向閥實現(xiàn)雙向鎖緊。當二回路的換向閥出于中間位置時(閥O型函數(shù))，每個液控單向閥關(guān)閉，活塞鎖住不動活塞桿可以鎖定在任何位置運動。 為了確保手部的運動時手抓松開，想要控制手臂的液壓缸和回轉(zhuǎn)缸的總油路和手爪缸需要接一個一位三通的電磁閥。確保對象的手臂運動被夾在手爪里的東西不會松開。為了防止液壓缸活塞移動位置，因此，安裝行程開關(guān)需要在最大位置處。當活塞桿移動到最大位置,接觸到限位開關(guān),就能自動切斷汽缸油,它可以節(jié)流,因此可以防止推力桿推力過大至頂起缸蓋。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 總結(jié) 總 結(jié) 本次設(shè)計是在趙艷春老師的指導(dǎo)下，經(jīng)過了四個多月的不懈學(xué)習(xí)和努力而完成的。在這次設(shè)計中，我將大學(xué)四年所學(xué)的基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識進行了系統(tǒng)的復(fù)習(xí)和鞏固，對以前所學(xué)的知識有了新的認識，弄清楚了許多以前不是很懂的地方，擴展了我的知識面，也使我的水平得到了顯著的提高。在趙老師的耐心指導(dǎo)下，我在圖書館中查閱了大量的文獻，復(fù)習(xí)大學(xué)所學(xué)的有關(guān)知識，終于在畢業(yè)設(shè)計中畫上了圓滿的句點。 本次設(shè)計對我而言，我們在現(xiàn)在所掌握的一些知識的基礎(chǔ)上，又增加了對液壓缸的設(shè)計的了解，使我們加深了對液壓系統(tǒng)的更深刻的認識，也對液壓傳動技術(shù)的發(fā)展有了相當?shù)牧私?，讓自己所學(xué)的液壓方面的知識和實際聯(lián)系起來，了解到液壓技術(shù)在工業(yè)中所起到的決定性作用。最可貴的是，在這次畢業(yè)設(shè)計中，我學(xué)會了關(guān)于一些液壓設(shè)計的分析和解決問題的方法。是我的視野變得更加寬闊，使我的知識面更加廣闊，同時也培養(yǎng)了我獨立思考的能力。 在這次設(shè)計中，也存在著一些不可避免的一些問題。主要是因為缺少經(jīng)驗，對許多的細節(jié)問題考慮不全面，希望老師給予批評和指導(dǎo)，我會在今后的學(xué)習(xí)和 設(shè)計工作中不斷的完善自己，快速的提高自己的專業(yè)素質(zhì)。 通過這幾個月的設(shè)計，使我終身受益。我會牢牢記住我這幾個月所學(xué)到的東西，將來運用到我的實際生活中去。決不會辜負老師對我的栽培以及學(xué)校對我的信任。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 參考文獻 參考文獻 ［1］董林福 趙艷春, 液壓與氣壓傳動[M]. 化學(xué)工業(yè)出版社? ［2］章宏甲 黃誼, 液壓傳動[M]. 機械工業(yè)出版社 ［3］成大先, 機械設(shè)計手冊[M]. 化學(xué)工業(yè)出版社 ［4］孫志禮 冷興聚 魏延剛 曾海泉, 機械設(shè)計[M]. 東北大學(xué)出版社 ［5］鞏云鵬 田萬祿 張祖立 黃秋波, 機械設(shè)計課程設(shè)計[M]. 東北大學(xué)出版社 ［6］王承義, 機械手及其應(yīng)用[M]. 機械工業(yè)出版社 ［7］加藤一郎, 機械手圖冊[M]. 上海科學(xué)技術(shù)出版社 ［8］劉朝儒 彭福蔭 高政一, 機械制圖[M]. 高等教育出版社 ［9］劉鴻文, 材料力學(xué)[M]. 高等教育出版社 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 致謝 致 謝 首先，我要誠摯的感謝沈陽化工科亞學(xué)院的各位老師在這四年中給予我的精心培育，使我由一個沒有任何經(jīng)驗的高中生，變成了一名對專業(yè)知識有了相當把握并具有較高設(shè)計實力的合格的大學(xué)畢業(yè)生，堅信我一定會將大學(xué)所學(xué)知識更好的應(yīng)用于實踐。 特別要感謝的是趙艷春老師在這一個學(xué)期內(nèi)對我畢業(yè)設(shè)計的盡心指導(dǎo)，使我對所設(shè)計的課題有了深刻的了解，并順利的完成