四自由度機械手液壓系統設計摘要企業為了在市場競爭中獲取優勢，在生產經營中都把自動化作為提高效率的一個重要途徑加以推行。其中具有移動工件以及抓取功能的自動化裝置機械手成為當前普遍應用的裝置。本次設計的四自由度機械手液壓系統，主要由手爪、手腕、手臂、機身和機座等組成。由液壓系統來實現手臂的伸縮和升降，手臂的擺動和手腕的回轉，根據設計要求的特點設計出液壓系統，并對元件進行計算和選型。運用仿真軟件對液壓系統進行驗證。利用PLC控制系統進行控制。繪制了主液壓缸裝配圖及其零件圖、液壓元件的集成塊裝配圖及其零件圖和油箱的結構圖等。關鍵詞：機械手；液壓系統；油箱；集成塊；PLC控制；系統仿真目錄TOC\o"1-3"\h\u11209第一章緒論 1186451.1引言 1301391.2相關技術研究現狀與發展趨勢 1302331.2.1機械手在國內外發展狀況 1261761.2.2液壓技術的現狀及發展狀況 1283371.3本設計的研究內容 21183第二章明確技術要求 3182482.1對液壓系統的要求 3315842.1.1液壓系統設計技術參數 337212.1.2液壓執行元件的選擇 470852.2液壓缸的載荷組成與計算 4249832.3液壓系統主要參數的確定 11174822.3.1初選液壓系統工作壓力 11188252.3.2液壓缸的主要尺寸的確定和液壓馬達的排量計算 1145332.3.3執行元件的實際工作壓力 1411092.3.4執行元件實際所需流量 16112912.3.5各執行元件的功率循環 1811604第三章擬定液壓系統圖 18293073.1回路的選擇 18289923.2繪制液壓系統圖 194021第四章液壓元件的選擇與計算 20126824.1液壓泵的選擇 2027514.2選擇液壓泵的規格 20255894.3電動機的選用 2117954.4其他元件的規格 21149074.4.1所選液壓閥 2146374.4.2管道尺寸的確定 2286484.4.3油箱的容積 2210500第五章液壓系統性能驗算 23153725.1驗算回路中的壓力損失 23262245.1.1升降缸壓力損失 23255335.1.2伸縮缸的壓力損失 24167935.2液壓系統發熱升溫計算 251318第六章油箱和液壓元件集成塊設計 27183796.1油箱設計 27107306.1.1油箱設計要點 27203756.1.2油箱的主要參數確定 27235236.2液壓元件集成方式的確定 28232216.2.1液壓系統的分解 28245886.2.2液壓控制閥的布置 29173636.3液壓控制裝置總裝圖設計與繪制 2944946.4油路板零件圖設計與繪制 2932730第七章PLC控制及仿真 309837總結 3413948參考文獻 3521505附錄 37第一章緒論引言工業機械手是自動控制領域的一項新技術，是現代機械制造生產系統的重要組成部分。機械手涉及方面非常廣泛包括流體力學、機械、電液技術、自動控制、傳感技術、計算機技術等學科領域，并且形成了一門跨越多個學科領域的綜合性的專業一機械手工程。工業機械手的出現在某些領域上可以代替人工的操作，在節省勞動力的同時，也節約大量的成本。機械式移動作業具有很高的準確率及其在不同的環境下進行作業的能力，在我國社會主義市場經濟中占據很大的地位和發展空間。而且機械手也被認為是機器人的一個重要組成部分。近幾年隨著相關技術的發展也促進了機械手的進步，形成了多項研究成果；擴大了其在企業中的應用范圍。相關技術研究現狀與發展趨勢機械手在國內外發展狀況機械手在第二次世界大戰期間首次發展和傳播，直至九十年代，現如今機械手技術不僅融合了計算機技術，還同其他相關信息技術以及網絡技術實現了結合，性能得到了進一步提升。如今，隨著我們在人類經濟學活動中的范圍一步一步地拓寬和擴大，人們也廣泛地針對非制造業的機械手進行了探索和研究，例如：醫療機械手、軍用機械手等等，都取得了一些顯著的結果。由于目前我國應用機器人的自主研究研制工作在目前我國國內起步比較遲，“七五”以來，我國投入了大量科研資金，致力于解決大型工業應用機器人及相關零部件產業的關鍵技術問題，并完成自主研發和批量生產各種教學和復制大型工業應用機器人的成套應用技術。九十年代以來作為引起世界新一輪國民經濟體制深化改革和推動社會主義工業技術文明進步的工業機器人制造熱潮被眾多全球性企業掀起，我國的大型工業工程機器人制造企業在生產實際操作中又一次不斷向前推進邁了一個新的技術大步，形成了一批大型工業工程機器人產業化應用制造基地，為今天的整個我國為工業機器人制造行業的持續蓬勃發展進步打下了堅固的技術基礎[13]。液壓技術的現狀及發展狀況第二次世界大戰后，液壓技術廣泛應用于航空航天、國防、汽車、機床等行業，并自主發展。西方國家建立了行業協會和專業協會并且許多國家都十分重視液壓傳動系統的設計以及開發，也非常關注液壓控制的相關內容。這一時期被稱為液壓工業的黃金時代，液壓技術在這一時期得到了相應的發展。現在中國的液壓元件已經逐漸從低壓到高壓形成系列，同時市場上也開始出現了越來越多的液壓元件。目前中國的機械工業正在快速的吸收國外的先進制造經驗，同時也在積極地進行新技術的研發。中國希望開發和研制出國產的性能優秀的液壓元件，并且在設計的過程中參考國際標準，進一步對于產品的結構進行合理化設計，逐步淘汰市場上不符合相關標準的各種產品。實現各項液壓技術的快速發展未來各種液壓元件將會在更多的領域中進行應用。資料顯示，液壓科學和技術的進步水平已經逐漸成為衡量某一國家產業水平的一個重要指標。無論我們現在或將來，液壓工藝技術均占據了重要的位置和一席之地，并且發揮了無可替代的功能，不僅僅是我們的國家，世界上許多國家都對于液壓產品和工業的進步都給予了巨大的重視[14]。本設計的研究內容圖1.1機械手總體框圖該機械手總體框圖如圖1.1所示，主要設計液壓系統等。液壓系統：在整個的液壓控制系統中液壓集成塊為一個重要的中間控制元件，利用它可以減少很多復雜管路以及控制元件的連接，實現控制系統的集成化。其設計要求一般是必須從實際出發，設計的系統不僅要求簡便易行、易于操作；還要滿足輕量化以及小型化的特征；另外還應具有較好的經濟性，利于保養和維護。具體研究工作如下：設計液壓傳動系統，在實際的液壓傳動元件的選擇中，參照相關理論進行了有針對性設計，并在此基礎上完成了傳動系統原理圖的繪制和性能測試；設計計算液壓缸，繪制液壓缸裝配圖；設計各種液壓元器件的安裝集成模塊，繪制各種集成模塊的裝配圖及主要零部件示意圖第二章明確技術要求2.1對液壓系統的要求見2.1為機械手機構示意圖；從該結構中可以看出，該手臂能夠實現四個自由度；主要包括：上下的移動，設計行程為300毫米，方向為沿立柱向，如圖1；伸縮回轉的180°運動方向如圖2；選擇伸縮的水平向活動過程為圖3；活動范圍為700毫米；可以做半圓伸縮回轉的為圖4，該部件為手腕；用于放松以及夾緊的部位為手指，見圖5。圖2.1機械手機構示意圖2.1.1液壓系統設計技術參數1、對重物進行抓取：使用45鋼作為抓取工件使用的材料；并按照30KG的配置對承載量的最大數值進行限制；使用半徑為60毫米的圓柱作為抓取對象，而且還應使用6.3的表面粗糙度進行加工處理。2、能夠實現的自由度數量：4個；3、構建的坐標系：使用圓柱結構；4、工件的最大范圍：直徑不超過1600毫米；5、中心距的高度數值：在800毫米以下；6、作用于手臂的相關參數的配置，伸展和收縮范圍：不超過700毫米；在每秒180毫米的速度下工作；上升以及下降的范圍：最大為300毫米，每秒的最大移動量為50毫米；轉動角度的大小：最大為180°；且每秒的轉動速度不超過70°。7、運動參數在手腕活動中的配置轉動角度的最大值為180°；每秒回轉速度不超過80°。8、準確度范圍：正2到負2毫米之間。9、動力源：使用低壓或者中壓液壓系統；10、夾持的有效區間：最大為100毫米，最小為50毫米。2.1.2液壓執行元件的選擇實現液壓能和機械能轉換的部件是執行元件，包括液壓馬達和液壓缸。液壓缸用于實現直線往復運動，按其作用方式可分為單作用缸和雙作用缸；按其結構可分為活塞缸、柱塞缸和伸縮缸。本文手臂伸縮缸、手臂升降缸、手指夾緊缸均采用單桿雙作用活塞缸，液壓馬達將液壓泵提供的液體壓力能轉變為輸出軸的機械能。按其結構可分為齒輪馬達、葉片馬達和柱塞馬達；根據排量是否可調可分為定量馬達與變量馬達；另外，液壓馬達回轉角度在360°以內進行往復轉動，我們稱之為擺動式液壓馬達又叫做擺動缸。根據設計要求手臂擺動以及手腕的回轉范圍0～180°因此可選用擺動式液壓缸。2.2液壓缸的載荷組成與計算1、計算手臂升降缸的載荷對Fg工作載荷的大小進行求解升降臺承受的重力和夾取的工件的重力構成了升降缸的工作載荷。力和活塞運動的方向，同為負，反為正。m機械手手臂自身重量m本身（其中包括抓和手腕的重量之和為20千克；手臂的重量和工作臺的重量分別為15千克和30千克；另外伸縮缸、擺動缸以及升降缸活塞桿分別為15千克、15千克和5千克。）m=m工作Fg=131.2導軌摩擦載荷FfFf=式中G：運動部件所受的重力；FNμ：摩擦系數，見《機械設計手冊4》表23.4-1；根據機械設計手冊查得對手臂的重心估算得：P=0.37mh=0.3m。FGG圖3.1升降缸的受力分析圖取μ=0.12，將數據代入②可以得到：F慣性載荷FaFa=Gg式中g：重力加速度9.8m/s;?v：速度變化量；?t：起動或制動時間，一般為0.1-0.5s，行走機械一般?v代數得：Fa=131.2N。（4）升降缸所受載荷：F=Fw液壓缸機械效率η

m

=0.95(η

m

=

0.9?0.99)。開始加速時：FF=穩態運動時：FF=減速制動時：F=2、手臂伸縮缸計算計算Ff摩擦載荷的大小圖3.2機械手臂受力示意圖機械手手臂的結構圖見3.2所示；在設計時使用了雙向導桿的結構對機械手臂進行了配置；而且具有均衡的作用力，一側計算即可。∑MA得：Fb∑Y=0；G總得：FaFfFf=μ式中L：重心到導向支撐的前端的距離（m）；a：支撐的長度（m）；μ：摩擦系數，可結合《機械設計手冊4》表23.4-1進行配置；支撐主體結構的導向桿，其材料可以選擇45鋼，導向桿的支撐部件選用45鑄鐵使其為1.5μ=0.2?1.5=0.3，總長度700mm，支撐部件a的可以設計為0.2m的導向長度F慣性載荷Fa對于速度在手臂伸縮中的配置是小于等于180mm/s；進行求解時，對相關的初始參數進行設置，其中初始速度?v以及開始時間?t分別為：0.2m/s、0.2s；在公式②中代入已知上述數據，可得：F（3）Fm為密封產生的摩擦阻力；其形成以及材質不相同，阻力也不同，所以不能精算一般估算為：Fm=（1?工況分析啟動加速時：F=穩態運動時：FF=減速制動時：FF=3、夾緊缸夾緊力以及驅動力的計算夾緊力要克服工件自身的靜載荷和運動中的變載荷，從而使工件更加可靠并保持夾緊狀態,可按照公式計算：F式中K1：安全系數，一般為1.2—2.0；K2：可按照以下公式計算K2Vmaxt：達到最高速度的時間，一般為0.03—0.5s；如果a、b、δ的數值分別為100mm、50mm、30°；以0.5s作為機械手響應時間的最大值；可對FW、FK1F據圖3.3受力分析，由驅動力公式得，F取η=0.85，F=圖3.3手抓分析受力設F彈簧=100N，4、求解手臂擺動缸載荷轉矩的大小Tw為手臂擺動缸產生的轉矩與產生的慣性矩Ta和摩擦阻力矩TF平衡。Tg為工作載荷產生的力矩，使用0作為其結果；使用以下函數對慣性力矩進行求解：TaJ=J0J：相對于回轉軸線手臂回轉部件的轉動慣量大小，使N.m.s2ε：角加速度（rad/s?w：角速度變化量；P：回轉軸和手臂回轉零件的重心之間的間距，一般使用0.37作為P的值；J0：轉動慣量在回轉部件重心的大小。J0旋轉部分為長1.4m，直徑0.1m，質量111.2kg的圓柱，起始角ω=

18°，起始角速度△w

=

0.314rad/s，起始時間△t

=

0.2S。將以上數據代入公式⑧、⑨、⑩中：J0J=JTa軸頸摩擦阻力力矩T回油背差較小，忽略計算。可以使用0.03T作為密封處摩擦阻力矩Tf的估算結果使用以下函數對馬達載荷轉矩進行計算T=T通常使用0.9到0.99的數值作為η的結果；本次使用0.95作為其大小（4）分析外部載荷的作用力起始加速時：T穩態運動時：T減速制動時：TF=5、求解手腕回轉缸載荷轉矩的大小（1）計算Tg工作由于手夾到工件中心沒有距離，因此其產生的載荷力矩的大小為0（2）軸頸摩擦力矩TT慣性力矩TTa將夾持器的轉動部件、驅動缸、手腕旋轉缸設置為等量缸，高度22cm，直徑15cm，重量M

=

20kg，直徑7cm，長度1m，重量30kg。起動角度Δ

w=18°=

314rad將數據代入⑨、⑩、?中，得；J=Ta=(J+（4）分析實際的工作狀態對T液壓馬達載荷轉矩的結果進行求解時，應參考η液壓馬達的機械效率大小（一般使用0.9到0.99的大小對η賦值）。起始加速時：TT=穩態運動時：TT=減速制動時：TT=2.3液壓系統主要參數的確定2.3.1初選液壓系統工作壓力從產生的壓力大小分析，該系統的工作壓力不大，最大載荷的一種情況有時候我們可以因為一個機械手在多個工件中迅速夾緊選取一個較小工件后迅速縮回而使其處于最大工作壓力狀態，伸縮缸應該能夠為其提供最大動力，其他缸的載荷在其余缸中的結果值應比較大；通過查閱設計手冊的相關內容，確定了2.0MPa作為電機油氣工作壓力下的最大值P1；同時也作為最小工作時的最大壓力結果。2.3.2液壓缸的主要尺寸的確定和液壓馬達的排量計算1、確定液壓缸的尺寸大小（1）計算活塞桿直徑以及升降缸內徑D的大小受力分析如圖3.4所示：圖3.4升降缸上升受力分析得：F=P1πP2表示回油路的背壓力。《機械設計手冊4》表23.4-2，F=1991.92N，P1=2.0MPa；根據《機械設計手冊4》的實紙圖表23.4-4可知，一般使用0.2到0.5MPa作為電機重載的壓力P2；另外使用0.5D作為活塞桿的運行直徑d的大小。將數據代入公式?中得：D=液壓缸的內徑可參考機械設計手冊的標準獲取，結合實際本次選擇D液壓缸=40mm。可求得內徑d活塞桿確定伸縮液壓缸的結構尺寸（受壓狀態）（受拉狀態）圖3.5雙作用液壓缸示意圖求液壓缸內徑D以及活塞缸直徑d，見圖3.5所示。當液壓油在無桿腔時：F=P1AF=當液壓油在有桿腔時：F=因此，D=4FπD=4F根據《機械設計手冊4》的設計圖紙圖和表23.4-2，F=2189.25N，選定的最大壓力值為P1=2.0MPa；然后根據表23.4-4，背后的壓力值為P2=0.2—0.5MPa；可依據表23.4-5，使用0.5D作為活塞桿運動直徑D的大小。將數據代入公式?得：D=4F根據《機械設計手冊4》表23.6-33，選擇液壓缸內徑D=50mm。活塞桿直徑d=50×0.5=25mm。根據表23.6-34，選取為選擇合適活塞桿尺寸，應桿長L大于直徑d的15倍以上，按照拉、壓強度計算：σ=4F綜合考慮，使用45鋼作為活塞桿的材料，因此[σ]=600MPa，已知活塞直徑d以及長度L的數值分別為：25mm、1000mm；在公式?中代入以上數據：σ=由公式計算可得，活塞桿的強度足夠。由此可得，液壓缸直徑、活塞直徑分別為D=50mm、d=25mm，L=1000mm。確定夾緊缸的直徑DF=pπ4×由《機械設計手冊4》表23.4-2，p液壓機工作壓力=2.0MPa；表23.4-5，使用0.5D作為活塞缸直徑d的大小，在公式?D=通過查閱機械設計手冊中的內容可以對液壓缸的內徑進行確定，本次使用25mm作為D的大小；已知12.5mm的活塞桿內徑d；結合參數標，使用12mm作為d的結果。2、液壓馬達的排量的計算（1）擺動液壓馬達的排量q=2πT參考《機械設計手冊4》表23.4-2，確定液壓缸工作壓力p1使用2MPa；由表23.4-4背壓力p2=0.2—0將數值代入公式?中，得：q=由《機械設計手冊4》表23.6-29可選YMD300液壓馬達，理論排量為300ml/r，額定壓力為14MPa，額定轉矩667N.m。（2）計算手腕回轉液壓馬達的排量大小根據《機械設計手冊4》表23.4-2，確定液壓馬達的型號為YMD300，該馬達能夠到達300ml/r的排量，具有14MPa、667N.m的額定壓力和轉矩。由公式可得：q=擺動液壓馬達的型號可參考設計手冊的內容，確定其規格為YMD60；其相關的參數包括如下：額定轉矩、壓力以及理論排量分別為：137N.m、14MPa和60ml/r。2.3.3執行元件的實際工作壓力P1求解實際壓力在升降液壓缸中的大小在公式?代入已知的數據，經過計算可得出：起始加速時：得：平穩運動時：得：減速制動時：得：計算實際壓力在伸縮缸中的結果將以上所求數據代入公式?中，得：起始加速時：代數得：平穩運動時：代數得：減速制動時：代數得：分析實際壓力在夾緊缸中的分布夾緊前：P夾緊時：P壓力循環在液壓缸中的表現圖3.7壓力循環圖（3）液壓馬達的實際工作壓力P1=2πT式中T：實際負載轉矩在液壓馬達中的數值為（N.m）；q：液壓馬達的排量（m3P2在公式?中代入上述求出的數值結果，能夠得出：手臂擺動馬達的實際工作壓力啟動加速時：

平穩運動時：

減速制動時：

手腕回轉缸的實際工作壓力啟動加速時：

平穩運動時：

減速制動時：

液壓馬達的壓力循環圖3.8液壓馬達壓力循環圖2.3.4執行元件實際所需流量（1）缸工作時所需流量qv=Aⅴ（2）液壓馬達的流量qv=VnA：液壓缸有效面積（m2v：相對速度（m/s）。V：排量（mn：轉速（r/s）。根據公式?、?計算各個執行缸所需的流量見表3.1。表3.1各執行元件工作所需流量執行元件名稱工作狀態運動速度結構參數流量升降缸上升0.06m/sA1=0.075L/s下降0.06m/sA2=0.0565L/s伸縮缸快速伸出0.2m/sA1=0.3925L/s慢速伸出0.04m/sA1=0.0785L/s快速縮回0.2m/sA2=0.2944L/s慢速縮回0.04m/sA2=0.0588L/s夾緊缸夾緊0.035m/sA=0.01715L/s手臂擺動缸正/反擺動11.70r/minq=0.3L/r0.0583L/s手腕回轉缸正/反回轉15.00r/minq=0.06L/r0.015L/s（3）各液壓執行元件所需流量循環圖見圖3.6。手腕回轉缸手臂擺動缸夾緊缸伸縮缸縮回伸縮缸伸出出升降缸圖3.6流量循環圖手腕回轉缸手臂擺動缸夾緊缸伸縮缸縮回伸縮缸伸出出升降缸2.3.5各執行元件的功率循環由P功率手腕回轉缸夾緊缸伸縮缸升降缸手臂擺動缸手腕回轉缸夾緊缸伸縮缸升降缸手臂擺動缸圖3.9功率循環圖擬定液壓系統圖3.1回路的選擇1、泵供油回路：為提高效率該系統采用雙聯泵來進行供油，手臂升降伸縮由兩個泵同時供油，手臂擺動、手腕回轉和手指的夾緊，只由一個泵來進行供油，另一個泵自動卸荷。2、調速回路：回油節流調速回路相比于其他回路，能夠令液壓缸運動更加的平穩，而且還可以承受一定的負值負載。手臂的升降和伸縮選用單桿雙作用液壓缸驅動，他們的速度由可調單向節流閥實現回油節流調速；手臂的擺動和手腕的回轉由擺動液壓缸驅動，他們也可以采用可調單向節流閥實現回油節流調速。3、換向回路：為了更好調節換向時間，增加緩沖效果，手臂升降伸縮以及手臂擺動和手腕回轉均采用電液換向閥換向。4、夾緊缸采用了液控單向閥的鎖緊回路用以保證牢牢夾緊工件。此外為了維持升降缸以及相關運動部件的重量，采用了平衡回路。3.2繪制液壓系統圖圖2.2液壓系統圖表2.1電磁閥動作順序表1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA8YA9YA啟動上升+正擺+正轉+伸出+縮進+反轉+反擺+下降+放松+停止第四章液壓元件的選擇與計算4.1液壓泵的選擇（1）液壓泵工作時的最大壓力PpPp≥將表3.11的數據代入公式①中，求得液壓泵的工作壓力為：P（2）液壓泵流量的確定Q式中P1：最高工作壓力∑ΔP：管路損失。管路簡單、流速不大取用∑ΔP=（0.2?0.5）MPa；K：系統泄露系數，K=1.1?1.3；ΣQmax：最大總流量，Q：系統最大流量，為Q=0.3925L/s。將上邊的數值代入公式②中，得液壓泵的流量為：Q4.2選擇液壓泵的規格通過前面我們已經可以清楚得知到最大泵的單缸流量最大規格為泵Q大=31.86L/min，擺動泵雙缸的單泵流量最大為3.498L/min，小泵的單缸流量最大規格約等于占一個擺動泵單缸最大小泵流量的1.2倍，Q小=4.20L/min。液壓泵的額定最大工作負載壓力遠遠不要超過了最大的額定工作負載壓力，使得這種液壓泵必須具有一定的額定工作壓力和可存儲，根據《機械設計手冊4》表23.5-25，選擇了一種全新型號的被稱為PV2R12?6/26的新型雙聯傳動葉片泵，它的工作大泵和小機時泵的總的空氣流量分別為的是26ml/r和6ml/r，額定工作壓力值為P額此液壓泵的實際輸出流量為：Q=[(代數得，Q大由此可知，單獨大泵就可滿足伸縮缸和升降缸所需的流量，伸縮與升降的供油選用大泵，而回轉缸和夾緊缸的供油選擇小泵。4.3電動機的選用液壓泵壓力最大時，是上升的時候，最大工作壓力就是現在的工作壓力為p=2.31MPa，大泵的實際輸出流量為33.462L/min，選取泵的總效率η=0.75，求得電動機的功率為：P=根據所得數據，選取Y100L1?4電動機，P額=2.2KW，4.4其他元件的規格4.4.1所選液壓閥由閥的工作壓力以及通過閥的流量，所選閥的規格型號見表4.1。表4.1液壓閥明細表元件名稱型號規格二位二通電磁換向閥22E1?10B6.3MPa、10L/min二位二通電磁換向閥22E1?25B6.3MPa、25L/min二位三通電磁換向閥22E1?25B6.3MPa、25L/min三位四通電磁換向閥34E1?25B6.3MPa、25L/min溢流閥Y?63B6.3MPa、63L/min單向閥1?25B6.3MPa、25L/min單向節流閥L1?25B6.3MPa、25L/min節流閥L?10B6.3MPa、10L/min節流閥L?25B6.3MPa、25L/min減壓閥J?25B5.0MPa、25L/min壓力繼電器DP1?63B0.6?6.3MPa液控單向閥1Y?25B6.3MPa、25L/min單向順序閥X1?B25B2.5MPa、25L/min4.4.2管道尺寸的確定求取油管內徑的計算為：d=4q式中qv：通過管道內的流量（m3/s）；v：管內允許流速（m/s），見《機械設計手冊4》表23.4-10。計算出d，將計算結果列入表4.2中表4.2油管內徑油管名稱流量（L/s）流速（m/s）內徑（m）取值（mm）外徑（mm）液壓泵吸油管0.590.950.0283242液壓泵排油管0.594.50.0141522伸縮缸進油管0.394.50.0111218伸縮缸回油管0.392.00.0121522升降缸進油管0.0754.50.005814夾緊缸進油管0.0174.50.002610擺動缸進油管0.0584.50.004814回轉缸進油管0.0154.50.002610系統回油管0.592.00.01920284.4.3油箱的容積計算油箱的有效容積為：V=aqv選擇液壓泵的流量為40L/min，可得液壓泵排出的壓力油為0.04m3/minV=a第五章液壓系統性能驗算5.1驗算回路中的壓力損失液壓動作回路在本系統中包含的較多，而且還產生了部分損失；尤其是升降缸的進油管路和伸縮缸的進油管路最為明顯。壓力損失分析主要針對以上兩種情況進行。壓力損失的組成不僅包含了沿程壓力損失；還有管路局部以及閥類元件的損失等。

P總=P沿程壓力+5.1.1升降缸壓力損失（1）沿程壓力的損失通過查閱資料以及之前的計算可知，管長L=3m，管徑d=0.8cm，通過的流量為Q=0.075L/s，液壓油選用HL油，這種液壓油的優點是氧化安定性、防銹性和抗泡性，適用于7MPa以下的機械液壓系統，油品的密度較高，一般使用ρ=800Kg/m3作為其大小；以v=22?10油在管中的流速為：vR油流動狀態的沿程阻力系數：λ=求沿程壓力損失：P沿程=λ代數得P（2）管路局部損失由（1）的計算可知v實=1.493m/s，液壓油的密度ρ=800Kg/m3，通過《機械設計手冊4》表23.2-3，使用0.4作為局部阻力求管路局部壓力損失：P管路局部壓力代數得P（3）閥類局部壓力損失PP額：閥的壓力損失額定數值（Pa）；Q：流量在閥中的實際數值（m3/s）；Q額：閥的額定流量（m3/s）。由液壓圖可知，從出口到伸縮缸進油口，液壓油途徑單向閥，電磁換向閥，單向節流閥，單向順序閥。已知各閥的額定流量均為25L/min，他們的額定壓力損失分別為0.2MPa、0.35MPa、0.3MPa、0.3MPa。將所得數據代入公式⑷中，求得閥類局部壓力損失的和為：P總之，將各個數據代入公式⑴中得總的壓力損失為：P液壓泵的出口壓力為：P5.1.2壓力損失在伸縮缸中的表現（1）沿程壓力損失通過查閱資料以及之前的計算可知，管長L=3m，管徑d=1.2cm，通過的流量為Q=0.39L/s，液壓油選用HL油。油在管中的流速為：vR油流動狀態的沿程阻力系數：λ=求沿程壓力損失：代數得P（2）管路局部損失由（1）的計算可知v實=3.45m/s，求管路局部壓力損失：（3）局部壓力損失在閥類中的分布根據上述的液壓傳動過程可知，液壓油自泵出口流出后不僅要經過單向閥；還要通過電磁換向閥以及節流閥才能到達伸縮缸進油口。結合以上的分析內容，本次使用了25L/min的額定流量，各自壓力損失的額定數值為：0.2MPa、0.3MPa、0.35MPa。將這些數據代入公式⑷中，求得閥類局部壓力損失的和為：P閥類局部壓力總之，將得到的數據代入公式⑴中總的壓力損失為：P液壓泵的出口壓力為：P從計算結果來看，壓力的裕度數值還比較充足，所以，選擇的液壓泵滿足了要求。通過以上相關論述，使用2.1MPa作為系統壓力最大結果。5.2液壓系統發熱升溫計算發熱計算公式如下：PPr=具體的數值見表5.1，可算得輸入功率表5.1各工況雙泵輸入功率工況泵的工作狀態出口壓力（MPa）工作時間（s）輸入功率（KW）說明大泵小泵大泵小泵手臂上升++2.10.25.28.29QQ正常工作效率η卸荷時η=0.3手臂伸出++2.10.24.26.7手腕正轉-+0.21.651.81.18手臂正擺-+0.21.652.21.44手指夾緊-+0.21.652.01.3手臂下降+-2.10.25.28.6手臂縮回++2.10.24.26.7手腕反轉-+0.21.651.81.18手臂反擺-+0.21.652.21.44手指放松-+0.21.652.01.3求系統的輸出有效功率：Pc=計算結果如表5.2所示表5.2計算數值載荷(KN)行程(m)轉矩(N.m)轉速(rad/s)工作時間工作周期升降缸1.950.3?2///Tt=30.8s伸縮缸2.10.7?2///夾緊缸0.720.05///擺動缸//2.6270°/s=1.222.0回轉缸//1.9480°/s=1.3951.6將數據代入公式⑽中，得：P總發熱功率為：Phr液壓系統散熱渠道主要是油箱表面，在5.6中初步求得油箱的有效容積為0.12m3，由公式V=0.8abh代數得，abh=0.15m3。令使用以下函數計算油箱的散熱功率：P散熱式中K1：散熱系數，參考《機械設計手冊4》表23.4-12，取得K1?T：油溫與外界溫度的差，《機械設計手冊4》表23.4-14，取得?T=25℃。油面的高度一般為0.8倍的油箱高，求得油箱的散熱面積為：A代數得，A1由此可得，將所得數據代入公式⑺中求得油箱的散熱功率為：P通過對上述的總結，可知油箱的散熱可以滿足系統散熱要求。第六章油箱和液壓元件集成塊設計6.1油箱設計6.1.1油箱設計要點1、足夠的容量。其一當系統工作停下時，油在系統內可保持，在工作時保持適當的液位；其二又能滿足散熱要求。2、吸油管與回油管在液面以下，防止抽空油液。3、吸油管與回油管距離要大一些，最好設置2/3-3/4液面高度的隔離板，防止相互影響。4、為保持油液的清潔，油箱要有包含空氣過濾器的油蓋，加油和通氣由一個空氣過濾器完成。5、為了能夠保證安裝油箱的方便清潔和安全存放油，在安裝油箱底部位置需要由一定的方向傾角，斜度通常為1/25?1/20，并在箱底安裝放油閥（清洗孔），以便于內部的清洗。選用M22?1.5。6、油箱底部距地面應大于0.15m，以方便搬運、排油和散熱。車把設置在油箱兩側的適當位置，以方便移動。此外，還設置了液位表來監測液位。6.1.2油箱的主要參數確定由第三章的整體計算可知。見表6.1。表6.1油箱部分元件及參數元件數據距地面高度155mm。液壓泵油管內徑為32mm，外徑為42mm；回油管伸縮缸內徑為15mm，外徑為22mm；隔板高度為2/3?0.8?400=213.33mm<h<3/4?0.8?400=240mm。液位計根據《機械設計手冊4》，選用CYW?100；空氣過濾器根據《機械設計手冊4》，選擇EF2?32；放油塞根據《機械設計手冊4》，M27?2；吸油過濾器根據《機械設計手冊4》，選擇線隙過濾器XU?B80?100。6.2液壓元件集成方式的確定從實際的形式構成分析；無管集成除了包括插裝閥外；還有疊加閥和塊式閥；另外還有鏈式以及板式。劃分的依據為輔助連接件的結構。

(1)板式

該集成方式采用了板式連接方法對執行元件進行了集成；其優點是：運行可靠；便于組裝；缺點是：具有復雜的液壓傳統系統；而且分布的部件較多，增加了整體的尺寸；無法從地面上實現孔道的分離。所以，如果使用板式集成的方式進行模塊化配置，不建議使用復雜的液壓傳動系統。（2）塊式在批量生產中使用較多的塊式集成系統，優勢比較明顯；不僅能夠減少系統的發熱量；還能降低空氣壓力波動的損失系數；便于方案的變更；靈敏度高。不過該方式需要專業化的設計用于支撐材料的加工制作，否則容易對過程帶來不良影響，降低質量（3）鏈式

周期較短的鏈式集成系統能夠適應靈活的排布方式；工藝容易實現；而且規范化的程度較高，可以使用CAE提高效率。不過受到管線長度的影響，設計的角度較多；內耗大。所以，不適合大流量系統的使用。

（4）疊加閥式

對空間要求不高的疊加式集成系統，滿足了用戶小型化的需求；安裝以及裝配簡單；投入的費用少；可靠性、安全性以及穩定性高。不過受到路徑以及回路結構的影響，該方式多數在功率較小，結構簡易的裝置中使用。

(5)插裝閥式

插裝閥式系統具有較高的專業性以及可靠性；而且對場地的要求不高，安裝維護方便；但是具有復雜的孔隙結構，加工設計的難度較大。本次設計在參考了以上內容后，確定了板式集成作為結構的分布形式。對其結構進一步細化，既有剖分式；也有整體式；各自適應范圍不同。油路孔通道使用機械加工方式實現的為整體式油路板，比如：鑄造、鉆孔等。通常情況下采用鉆孔實現，此方法的可靠性以及穩定性比較高。6.2.1液壓系統的分解液壓系統比較復雜，控制元件稍多，將液壓系統分解為四個回路，分別為升降缸回路、伸縮缸回路、夾緊缸回路以及擺動缸回路。6.2.2液壓控制閥的布置通過各種資料將元件位置以及相關尺寸，根據所選的板式液壓閥將這些表現在圖紙上，便于觀察。

注意在油路板上布置元件的一些事項：

（1）油路板總體尺寸要小控制各元件之間的距離，保證油路板總體尺寸減小，為了使相鄰元件互不干擾，一般元件間的距離為5到10毫米。（2）安裝位置的正確性為了保證元件在油路板安裝位的準確性，充分了解各元件的安裝要求及說明。

（3）鉆孔數量不宜過多，鉆孔深度不宜過深采取一些措施，來減少鉆孔數量，控制鉆孔深度：①有相互作用的元件相鄰安放。②盡量減少橫孔數目，例如：將兩個相通的油口，并在某一側平行。

③安裝元件數量較多時，適量加大油路板的厚度和重量，采用分層鉆孔的方法，要保證兩個孔之間的壁厚要大于5毫米，確保油區作用發揮正常。（4）安排一些技術孔，來聯系不同的元件使鉆孔深度減小，記得用螺盤堵住工藝孔。6.3液壓控制裝置總裝圖設計與繪制

將分解后的集成塊回路圖安裝到對應的油路上，組成液壓控制裝置總圖。另外總裝圖是外形圖，不用將其細部結構繪出，例如：減壓閥外形細部結構。繪制的圖紙要準確，要留有足夠的安裝空間，以便于裝配、調試和維護各總裝圖具體布局和結構尺寸見圖紙附錄。6.4油路板零件圖設計與繪制

注意事項：

（1）視圖數目要夠為了能更好地表達，視圖數目一定要足夠。油路板的正面視圖必不可少，還要有一些鉆孔的剖面圖和包含有螺栓的側視圖。（2）標注尺寸要全在圖紙上標注出基準坐標線，對于孔系的數量較多，深度不一，為了加工和檢驗的方便，將孔做好標記。

（3）油路板的計算要適合H120

、Q235碳鋼通常作為閥板所用的材料。表面粗糙度也需要按照要求確定，一般表面粗糙度要小于Ral.6μm，其他表面粗糙度為Ral2.5μm。對于油路板，其試驗壓力大約是工作壓力的1.3倍。并且油路板不得滲漏。

油路板零件圖結構和尺寸見圖紙附錄三。第七章PLC控制及仿真PLC控制機械手的優點：1、控制：電器控制采用硬接線，一旦邏輯確定，很難改變邏輯或增加功能；PLC軟邊界，只需改變控制過程即可輕松改變邏輯或添加功能。2、工作：電器控制下并聯運行；PLC為串行操作，與外界無限接觸。3、控制抖動速度：一般電器控制系統的抖動速度較慢，容易發生速度抖動；而PLC通過一種基于半導體的電動驅動器功能來進行沖擊抖動控制，速度非常快，沒有任何接觸點，所以沒有抖動。4、可靠性、維修：電器控制多觸電，會產生機械磨損和電弧灼傷，接線也多，可靠性高，維修性能差；PLC無接觸，使用壽命長，具有自我診斷功能，程序執行監控功能，方便現場調試和維護。PLC控制仿真如圖7.1、圖7.2、圖7.3仿真程序：圖7.1仿真程序圖圖7.2仿真程序圖圖7.3仿真程序圖總結經過幾個月的努力我完成了我的畢業設計，再這段時間里，可以說是獲益匪淺，掌握了