液压回转抓木器毕业设计.doc

徐州工程学院毕业设计(论文)液压回转抓木器毕业设计目 录摘要IAbstractII1 绪论12 木头抓爪线形受力的理论研究与分析22.1抓爪受力的几点假设22.2抓斗受力计算22.3抓爪上的外力分布曲线62.4小结83液压抓木器机构设计93.1 基本原理研究与分析93.2杆件设计与研究与分析113.2.1抓斗反四杆机构翻转原由研究与分析123.2.2抓钩的反四杆机构的翻转储备角143.2.3抓钩的附加转角143.2.4防止抓斗反四杆机构翻转的措施143.3抓斗各方面尺寸参数设定154液压相关系统设计174.1 液压系统工作的原理174.2消除脉动的方法研究与分析184.3小结195抓斗的理论受力研究分析以及材料的选择205.1抓取阻力的理论分析205.2连杆强度计算及材料选择225.3抓爪爪瓣的材料选择235.4小结236液压抓斗中伸缩套筒式液油压缸的设计246.1伸缩套筒式液油压缸的机构设计246.2 液油压缸基本相关参数的确定256.2.1液油压缸的作用力266.2.2活塞连杆以及套筒的强度计算266.2.3.液油压缸以及套筒的壁厚266.2.4塞杆的稳定性校核277液压抓木器的评估指标297.1液压抓斗的相关指数297.2几种抓斗的评估307.3结论30结论31致谢32参考文献33341 绪论1抓木器的介绍抓斗是一个抓木头工作装置，抓木是专为特定工作需求的挖掘机自主设计、开发、制造，一台挖土机工作装置配件;抓木器分为：机械抓木与旋转抓木;无需修改挖掘机管路与液压相关系统的机械木材抓斗可以使用（一个低成本型）;需要回转挖掘机抓木线与液压相关系统的修改，以满足360度旋转（方便，实用，成本型）的需求。2抓具的分类：（1）机械抓; （2） 360 回转液压抓斗; （3）非旋转液压抓斗3木材抓具的安装：（1）机械式挖掘机抓斗：挖掘机抓斗斗液油压缸推动，不添加其他液压块以及管路;（2） 360 回转液压挖掘机抓斗创展木：你需要添加两个液压挖掘机与管道阀门块来操控;（3）非回转液压挖掘机木头抓斗：你需要添加一个液压挖掘机阀块以及管路来操控。4使用场合：废旧金属处理、石块、以及木料的搬运乃至装卸。木头处理设备是液压夹具。目前最常用的木头处理钢丝绳吊装作业手册，工作效率低，劳动强度大，而且往往造成人身伤害。本实用新型提供了一种液压操控木头的夹具，对称与抓爪，以以及配套使用的起重机，可直接插入到火车里爬进爬出开放木头货车，大抢能力，工作高柜的两侧效率，安全性与可靠性，大大降低伤亡事故的发生。该装置可广泛应用于陆路口岸，港口，林业，贮木场与其他场合。2 木头抓爪线形受力的理论研究与分析2.1抓爪受力的几点假设作者提出论文夹具力正弦曲线分布，但以作核实。本文在这方面进一步的理论研究与分析，并通过实验木头抓手验证。1在闭合的瞬间，抓爪将承担抓腔内木材的整个重量。2抓取阻力包括在抓取过程中木材与抓爪之间的摩擦力、抓腔内木材相互运动所产生的摩擦力和惯性阻力以及 抓爪插入木堆的切入阻力。这里只考虑这些阻力共同作用的综合效果。3在抓取过程中,当爪尖接近闭合状态时,充满抓腔的木材对抓爪产生的挤压力按抛物线和正弦曲线两种形式分布因为抛物线有多种表示方法,故有图1所示的三种曲线。1一个抓斗瓣瞬间接近的密闭腔将承担木才的一半的重量。 2运动阻力包括移动过程中木头与抓斗腔之间抓爪摩擦木头的相互运动 由摩擦与惯性与木头桩器插入切口阻力阻力。这里只考虑联合行动这样的阻力的综合作用 3在移动过程中，当抓斗接近的闭合状态下，空腔填充材捕捉所产生的夹具作用压力 两种形式的正弦曲线的与各种各样的方法作为抛物线抛物线分布，在图2-1所示的三条曲线 图2-1抓爪上的外力分布曲线的假设 图中b ,c, d分别为P(x) = kx2 式（2.1） P(x) = k 式（2.1.1）P()= k(1-cos) 式（2.1.2）其中P是任意一点抓取力的值; K是常数成比例的，它是机构的大小与抓爪抓取左右，为从抓爪铰轴到爪内侧任一点的连线与y轴的夹角2.2抓斗受力计算 据抓斗的实际工作的限制，认抓具有两种工况一种抓具呈悬浮状态在楞堆上工作;另一种是取木夹具悬在空中。在第一个条件，外部用材的作用的侧向抓的力爪 ，抓爪支承反力与产生的摩擦。从实楞上抓取原木属于这种工 况,故称实楞型抓取。在第二种工况中,上述的抓爪下部的支 承反力和摩擦力可忽略不计,向车辆、编捆框或格楞抓取木材就属 于这种工况,称格楞型抓取。1.第一种工况下力的研究与分析与计算从工作过程中研究与分析知,当抓爪开始插入原木楞堆缝中时候,爪尖这个力是研究与分析不知道从工作过程中，当夹具裂缝开始插入木桩震惊。夹具油箱下折叠时候的推力来克服日志与日志的静摩擦不断推动这项运动。这被捕时候一些的区。与夹持器的逐渐闭合，此力逐渐变大的区域。这时候的受力状况如图2-2 对0点取矩有：图2-2 第一工况下抓爪上里的分布及力矩平面图0=0那么Pa=ibi+fNC-m0(N)如果将表示为合力R,则需计以及阻力偏差系数K2，K2=1.1-1.3: 为使计算更为安全起见，此外,由N 力 产生 的力矩m。(N )不予计算,则上式可写成Pa= K2 R b + f N C如用m。(R)表 示R b,则又写成Pa= K2 m0(R) + f N C于是,抓取力为: P=K2m0(R)+f NC 式(2.2)其中，a，c，f，K为已知，故只需计算m0(R)与N图2-3 m0(R)计算与分析图（1）m0(R)的确定图3中 XOY的动坐标是随抓爪运动,并且 X 轴就是抓爪钱轴与爪尖 的连线 OA， X,OY,是固定坐标。设:,Q 为所假设的为抓取量 (kg),R是集中作用力 (N),从只为铰轴中的内力(N), G为抓斗 自重 kg)设力对 O 之矩顺时候针为正,反之为负，a为 两个坐标系的夹角,为R作用点的切 线与X 轴所形成 的夹角;并。则R对O 之 矩为 m0(R) = m0 (F) + m0 (N/) （1） 而m0(N/)=-N/x cos+N/ysin （2） m0 (F)=-Fycos-Fxsin （3）所以 m0(R)= -N/ x(cos+fsin)+y(f cos-sin) （4）为确定 N,值,再将 F 与 N向 X/丫/轴投影得 Rx=Fx+N/x=-Fcos（+）+N/sin（+） （5） Ry =Fy+N/y= F sin（+）+N/ cos（+） （6）该抓斗每侧各有一个抓爪,在一定工作状态下,抓取木捆的重量为O 时候作用在每侧抓爪K1是抓腔内木头的偏载系数，取1.2-1.3. Ry=N(fsin(a+)+cos(a+)=KgQ/2 （7）所以 N= KgQ/(2 fsin(a+)+cos(a+) （8）综上式可得出：M.(R)=- KgX(fsin(a+)+cos(a+)+y(fsin+cosa) / (2 fsin(a+)+cos(a+)( 2 )R 的确定这 里面研 究分析格楞型 抓取工况下所产 生 的其作用 方 向以及R值 图2-4 R作用点的确定它的作用来确定想通过抓取N个电阻产生正作用压力，指向木头爬行束的中心的方向。 具体确定如下：当夹持器关闭时候，抓斗中心对称线 m m (如 图2-4),然后在m m 线上 找出抓腔的近似圆心O,再通过O/点作mm的重线这时候以 O点为中心从水平线向下转a -90。+,即为 N的方向得作用点 C,并可在图中直接量取其坐标(x、y)。再绕C点沿 N七方 向向上方转r角,即为R的作用方向。此外 R= （10）(3)N 的确定由于闭合后的重载抓斗仍坐落在楞堆上由于此下式成立 2Ncos（90-a+15）=(Q+G)g （11） N= （12）式中15。角是抓斗闭合状态时候,抓爪尖部直线段与水平面的夹角，该角度通常是10。1 5。 ,这里取15将m。(R)与 N 代入(4)式即得抓取 力尸的计算公式为 P= （13）2第二种工况下的受力研究与分析与计算以 上的 研究与分析计算对第二种状况况也是适用的,只是抓斗外部原木不对抓爪产生支承反力,故(4)式中的 fNC =0 （14）,则抓取力计算表达 式为 在问题中具体,a与均可算得：当LL1或a 90时候，a=arccos(L-L1/2C)当L90时候, a=90+arcsin(L1-L/2C)当L=L1的时候，a=90式中:l为所研究与分析状态 的抓斗张开度;l/为两抓爪铰轴 间的距离;C为抓爪尖至铰点 处的距离，如果爪形曲线 巳知为y= (x),则有 =-tg 式（2.2.1）=arctg(-)将R力作用点C的坐标值（x,y）代入，就可以得到的值，然而在角以及爪型曲线已知的情况下，角度也可以用作图的方法求得。2.3抓爪上的外力分布曲线抓取阻力沿抓爪分布的几种函数形式,哪种形式比较接近实际? 只能通过实验来验证。为了便于验证,必须先确定出各函数方程式中的系数 K值。据一般大家试 验研究,抓实楞与抓格楞 的时候的，K值有较大差别,设K0为抓实楞的比例系数，K1为抓格楞时候的比例系数,则有K=K1K0 式（2.3）式中 K,称为实楞抓 取系数,其值见后为研究方便起见,以格楞型抓取工 况为例来确定 K。值 式（2.3.1）式中,c为抓爪尖至下横梁的垂直距离。由于闭合时候的抓爪受力最大,故 C 值即为爪尖至抓爪铰轴的距离。进而确定的导向力的分布函数被捕获通过作用于该函数的三个力计算抓木器 应力点，那么该点的补丁与测量应力值抓木器关闭：该测试将计算值与实验值，可以从中选择一个合理的功能形式。本文强调与高松厚度有限元法13计算模型。1981年，有人第一次以分布力作用在抓爪上二提出了抓去阻力的计算方法。1990年王景新教授再一次以分布外力的形式提出抓取阻力和抓取力的计算方法，采用的是限值元素的方法，而且通过实验尽心了论证。他的结论如下：装车的时候，抓车的曲线选取，如下图所示图2-5 P（x）= (3Kr/h3)x2 式（2.4）卸车的时候，相应的外力分布曲线，得知：P（x）=(4R/3h4/3)X1/3 式（2.5）P(X)-任意点的挤压力X-任意开度下爪尖到X轴的距离；K-抓爪斗瓣的结构尺寸与抓取量有关的系数；-来自抓爪轴到抓爪内向侧面任意一点的连线与Y轴之间的夹角。在1986年的时候曹泽平教授就在抓爪线性方面的相关的论文中已经给出了相关的论证，并且证实了常见的三种抓爪线性大概有以下几种：竖椭圆、圆、横椭圆的状况。一般认为类似横椭圆抓型受力情况是最好的，然而圆形抓的稍微落后它，最差的受力就是竖直的椭圆了。然而，本论文考虑设计问题，以及后期验算问题，选择了相对比较简单的圆形抓爪。图2-6 抓取力分析在设计抓斗的优化设计方面，有关专业人士已经在1988年的时候，就以抓取力为最小的目标函数，分析抓斗的机械结构以及相关的参数设计，并且建立了抓爪线性约束方程组，得出了机械结构参数OA，还有抓斗的自重问题和下梁的自重，等元素对抓取力的作用影响，其各自的的变量如下所示：其中： OA连杆下面支点A到下支点O之间的距离 连杆和水平线负向之间的夹角; OA与水平线之间的夹角。2.4小结常见的三种抓爪线性大概有以下几种：竖椭圆，圆，横椭圆的状况。一般认为类似横椭圆抓型受力情况是最好的，然而圆形抓的稍微落后它，最差的受力就是竖直的椭圆了。3液压抓木器机构3.1 基本原理研究与分析液压回转木头抓斗基本机构如图 1所示. 它是由左、右套筒、连杆、左抓斗瓣爪、右抓斗瓣爪、左抓斗瓣爪操控杆、右抓斗瓣爪操控杆、机架、液油压缸、旋转马达等一系列机构组成。图3-1 木材抓具结构图图中:1为右套筒；2为连杆；3为右抓斗控制杆；4为右抓斗；5为左抓斗；6为左抓斗控制杆；7为左套筒；8为机架；10旋转马达。液压缸作为驱动部件，当活塞杆伸出时，驱动左爪控制杆和右爪杆分别在架旋转，带动连接相反的方向在套上的左移，右两爪闭合运动，这是从而实现对原木的抓取。当活塞杆缩回，两个抓斗瓣开始张开，实现了对原木的放置。攫取更多的完全同步是指当在开启或关闭的两颚做匀速运动，以保持对称特性的两个钳口范围。保持木材抓斗的对称性可以使抓爪有可以很好的填充空间和两颚力的平均。如果两个钳口不完全同步的时间，如图3-2所示。俩个抓斗斗颚明显不对称，抓斗受力不均匀，木材抓斗移重心，在这种情况下会造成偏差，注销，对员工的安全造成危害的。与框架和旋转电机之间的干涉配合，旋转电机的输出轴扭矩增加了不止一次，一旦输出轴额定抗扭强度，将导致旋转电机输出轴折断。图3-2 木材抓斗两斗瓣不对称结构图3木材抓斗机构，1-4-7-2构成一个封闭的运动链，液压缸为驱动部分两颚打开或关闭来提供动力，并控制两爪绕支架转动方位角。1-5-7-2 -四杆机构，所述连杆传力作用，能保证两爪杆受力均匀。两抓斗瓣爪控制杆焊接在支架上，通过调整两抓斗瓣爪控制杆的长度，安装角与连杆长度可以控制两抓斗瓣爪完成同步性能。因此，木材抓斗完全同步优化设计时，你可以选择的一般框架，左抓斗瓣爪杆，右抓斗瓣爪的控制杆，连接杆和其作为优化设计的目标位置，并选择水平方向为横坐标，建立反四连杆机构原理图如图3所示。图3-3 抓斗结构简图卧式液压抓斗（以下简称抓斗）的机制。抓斗两抓钩分别铰接在斗箱，抓斗连杆分别铰接在两个钩。抓斗的液压缸双作用液压缸，两端分别铰接在两个抓斗瓣上，从图中可以看出，抓住组件来构建一个复杂的平面六杆机构。N = 6的运输机制，每一个运动副是五级副，副运动数P5 = 7。所以，机构的环数L = P5 - n + 1 = 2，这表明，该机构是一个双闭环回路，A环5 - 1 - 3 - 2 - 5；B环： 5 - 1 - 4 - 2 - 5。每一个环的平面机构，公共约束数m = 3，n = 5。自由度：= 3N - 2P5 = 1，抓斗六杆机构的自由= 1，说明这一机制，如果给定的1杆运动规律的运动，其他组件将被完全确定。抓斗的液压缸为驱动的一部分，它抓住了功率和输出运动。当抓斗液压缸大腔进油，液压缸的活塞杆伸出，将两个抓爪开始举行，直到提升工作对象。如果工作没有目标，液压缸活塞杆伸出，旅行到目前为止，这在当时，把握腔达到最小面积。反之，当抓斗液压缸上腔进油，液压缸活塞杆缩回，两个抓斗瓣逐渐开始开放，直到液压缸活塞杆缩回到目前为止，那么到那个时候两抓钩达到最大的张开度，在抓斗六连杆机构中，A环反转四杆机构，其主要功能为维持两抓钩转动坐标是同步的，即两个处理的时间打开或关闭。当两个起重机受力不均匀时，液压缸的力合理的分配给两个抓钩上；五杆摇臂机构B环，它的主要功能是提供动力和控制两个抓钩转动。3.2杆件设计与研究与分析如下图所示：图3-4 抓斗结构简图该图为六连杆卧式抓斗机构简 图在抓斗箱体上各自铰接抓斗的两抓钩,抓斗连杆两端分别铰接在两抓钩上,抓斗液油压缸为双作用液压液油压缸,两端分别铰接在两抓钩上。从图中可以看出,抓斗各杆件 构成了一个平面 六杆机构,该机构为双环闭链。A环为51325; B环为51425.A环为反向四杆机构,B 环为五杆摇块机构。3.2.1抓斗反四杆机构翻转原由研究与分析图3-5 液压抓具驱动机构示意图图3-5为液压抓斗驱动机构简图； 通过联网查询翻背原因分析图中OA,OB为两抓钩连杆A B 的回转臂月OCOD分别为液油压缸CD的回转臂.在正常状况下,抓斗液油压缸活塞连杆伸缩,操控着 连杆回转臂在AA/与BB/,间 回转,A环四杆机构保持反向,两抓钩 同时候协调完全同步 开闭、运动。抓斗反四杆机构翻转 发生在液油压缸活塞连杆全部缩回,抓钩达到最大开 度的时候；此时候,连杆回转 臂分别在 O A/、OB位置.从理论上讲,两抓钩应固定不动,但由于设计、制造、使用维修等原由于,再加上外力作用在 两抓钩端部,致使两抓钩继 续 张开.A/ 、B 点将分别 向机构 转换点 A0 B0 点转 动一般状况下, A/ 、B 点不会转到A0、B0 点,A还保持其原有运动特性,即反 向四杆机构；外力消失后,作用在连杆回转臂与液油压缸回转臂 上的弹性 恢复力F1、F/1将对左抓钩产生弹性恢复力 矩 (F1+ F/1)r,驱动左抓钩回到其原来位置.如果外力 较大,左抓钩连杆回转 臂将 转过机构 转换 点A0、到达F点,右抓钩到达E点,A环四杆机构转 变为正向四杆机构.此时候,作用在左抓钩上的两 个弹 性恢复力矩转向相反；若F1 r F/1r,左抓钩可 以恢复到原来位置;若F1 r F/1r,则还可 以操纵抓斗液油压缸对连杆回转臂与液油压缸回转臂分别产生 回转力矩F2r与F/2r ,若 (F1+ F2)r 1的时候的右抓钩变为左抓钩。（a）(b)(c)图3-6 A环四杆机构从以上的研究和分析，这A环四杆机构应通过反向双曲柄机构尽可能使用。当11，抓住链短，抓斗部件之间不易运动干涉，结构紧凑，重量轻。因此，制造液压抓斗大多数属于这一类的设计。下面的研究分析了抓斗的相关问题。3.2.2抓钩的反四杆机构的翻转储备角抓钩的反四杆机构翻转储备角R是钩来达到最大开度时候，反四杆机构翻转抓钩上的连杆回转臂转到机构转换点所转过的角度，如图2所示为A/OA,显然，抓钩的反四杆机构翻转储备角r越大，那么抓钩反四杆机构翻转的可能性就越是小。主要取决于实际的角钩可利用的角落，在可用的角角占位实际挂钩；挂钩可旋转角度大，实际的角很小，并可以用更接近外星一边回头的角落，抓住储备R角越大，就越能抓住要回去。抓钩的实际转角的大小与其在抓钩的可用转角内所占的位置主要受 控于抓斗液油压缸.液油压缸的最小长度s 操控抓钩的最大转角;液油压缸的最大长确保抓钩实际转角不 变的前提下，可以通过调整抓斗液油压缸的 s画与 S来调整抓钩实 际转角在可用转角中所占的位置,增大抓钩的反四杆机构翻转储角r ,降低抓钩反四杆机构翻转的可能性。度S操控抓钩的最小转角.在满足实际需求的前提下, 抓钩的实际转角在确定后应尽量减小抓钩的实际转角。3.2.3抓钩的附加转角由于抓斗各杆件在加工制造中都有误差的,抓斗在长期使用过程中各杆件也有变形以及各运动副中的磨损作用,由于此使得 抓斗六杆机构各杆长度较原设计的理论值有所改 变.抓 具各杆长度变化势必造成抓钩转角的变化,抓钩转角的这种变化有可能使抓钩 的反四杆机构翻转储 备角r变小,抓钩翻背的可能性变大.一般大家将反四杆机构翻转抓钩的这 种转 角变化值称为抓钩的附加转角,使用 中应对此加以注意.3.2.4防止抓斗反四杆机构翻转的措施从上述研究与分析可知,造成抓斗抓钩反四杆机构翻转的原由于很多,由于此,防止抓斗反四杆机构翻转应从设计与使用两个方面来考虑。(1)设计方面在抓取机构条件允许的条件下，抓斗的一个回路四杆机构应通过反向双曲柄机构使用。这抓斗不仅可用转角可大于180，与此同时抓钩没有回头也就是抓斗抓钩不会发生反四杆机构翻转。如果条件不允许，也应该让长度和帧捕获链路长度比例值尽可能接近1，所以抓住现有角大，接近180，这两个提升运动协调也不错。无损伤抓两升降旋转协调和不的最大长度调整的前提下挂钩角度变化，抓斗液压油缸的最小长度，改变实际的角度，抢抢在街角被占据的位置，增加储备角R上的提升，降低抓钩回头的可能性 在抓钩运 动的极 限位置设置限位.在设计时，抓斗件机构应具有足够的刚度。杆和液压油缸的长度和位置公差必须是合理的，应该不是因为设计，生产造成了极大的抓钩附加角，使提升回头储备角减小。(2)使用方面在操纵使用抓斗时候，抓斗的运行应当尽量减少冲击抓斗。如果每个成员发生塑性变形，应更换和修复。在正常使用过程中，应经常检查运动副的润滑条件，以及润滑油。当间隙时间应大，更换铜套时，保持适当的间隙，以防止大的间隙，导致额外的角增大，抓钩勾回角变小，与钩把后面的可能性增加。3. 3抓斗各方面尺寸参数设定抓斗结构示意图 如图所示：图3-7 抓斗结构示意图液压回转木头抓斗基本机构如图. 它是由左、右套筒、连杆、左抓斗瓣爪、右抓斗瓣爪、左抓斗瓣爪操控杆、右抓斗瓣爪操控杆、机架、液油压缸、旋转马达等一系列机构组成。机体的顶部元件是由一个液压马达 驱动绕铅垂中心轴线整圈回转,每个抓斗斗瓣是由 一个液压油缸驱动。抓取木料的动作的操控是由 1个单独的液压操控相关的系统进行操控。从机械工程的视角来看话, 木头抓斗是一个由液压动力机件驱动的机械手抓。那么根据以上反四杆机构翻转问题的研究，可以大概的做出以下尺寸设定：图3-8 抓斗结构简图杆件AC=AE=BF=BD=80 mm;而且连杆AC的杆半径=AE的杆半径=BF的杆半径=BD的杆半径= 15 mm。EF=695 mm;左钩是一个内腔半径为464.87 mm。外抓半径为546.25 mm；铰点5的轴直径为60 mm。抓爪斗瓣上是16个尺寸相同的孔，孔的半径是15 mm，左爪的同一个平面的4个孔之间的竖直高度为90 mm。抓爪的刃口是半径为42.36 mm的圆弧。单片抓斗豆瓣的高度为1072.27 mm，厚度为20 mm而且俩个四杆平面之间的距离为280机顶壳的厚度为10 mm；以及其它具体相关的尺寸，请详见液压抓斗装配图纸相关参数列表，为了达到满足实际工作的需求问题，那么本文对抓斗进行设计将会根据表 1所示的设计相关参数来设定。 表 1设计相关参数体积 m3最大开度 mm最小开度 mm旋转角度 (0高度 (抓斗闭合) mm宽度 (抓斗张开) mm单片抓爪厚度 mm开闭最大作用压力 M Pa开/闭最大流量 L/min马达最小作用压力MPa马达最大流量L/min0.715175480036010722045202070.22049.14液压相关系统设计液压回转木头抓斗基本机构如图4-1所示. 它是由左、右套筒、连杆、左抓斗瓣爪、右抓斗瓣爪、左抓斗瓣爪操控杆、右抓斗瓣爪操控杆、机架、液油压缸、旋转马达等一系列机构组成。机体的顶部元件是由一个液压马达 驱动绕铅垂中心轴线整圈回转,每个抓斗斗瓣是由一个液压油缸驱动。抓取木料的动作的操控是由 1个单独的液压操控相关的系统进行操控。4.1 液压系统工作的原理 液压的系统图如下所示：图4-1 液压的系统图 故液压油缸的伸缩运动之所以能够直接完成引导抓斗斗瓣完成张开、闭合以及抓取动作的原因是由于油缸与抓斗斗瓣通过铰轴刚性的相连在一起的。当钩爪进行张开或者空抓时候, 液压油缸缩回或者着伸出,液压油缸只需要克服自身摩擦力与机构各铰接处的摩擦力即可,相关系统所需作用压力较低,此时候双联齿轮泵前后两泵给液压系统供油。当钩爪夹住重物体时候后,相关系统作用压力逐渐上升,作用压力超过一定数值 (低于卸荷溢流阀的调压值 ) 过后, 一个卸荷溢流阀开始卸荷, 一个泵卸荷, 另一个泵依然继续供油直到相关系统作用压力达到卸荷溢流阀所调压值得时候后才开始卸荷。那么为了确保抓斗在抓取物料的时候拥有较大的抓取力，需要加一个蓄能器，这样的话，一旦液压泵开始卸荷之后, 蓄能器便随之开始释放能量,对相关系统也起到了一定的保压作用。为了能够实现不同形状的木料抓取时候的作用压力操控,确保抓斗瓣有一个合适的抓取力由本设计采用比例阀构成的闭环操控相关系统。那么在抓取木头的过程当中,由于本设计是用同一双联齿轮泵带动的液压油缸,所以各个抓斗瓣所受的工作推力是相同的。物料的不规则性,则直接导致了每个颚瓣所受的阻力大小不一性当物料粒度小而匀 (或者空抓)时候,作用在每个钩爪上的阻力相同,也就是传递给液压油缸的外阻力是相同的,2个钩爪闭合完全同步。然而当物料不规则时候后,作用在每个钩爪上的阻力也就不同。也就是说阻力小的先动作或者者动作快,阻力大的后动作或者动作慢。这种钩爪闭合的差动性对不规则物料的顺利抓取,对液压相关系统的保护以及整台抓斗的使用是非常有利的。4.2消除脉动的方法研究与分析为了不使系统压力脉动，即=0，V =必须，显然不能。所以一般的有限的测试不超过某个值或限制相关系统的脉动压力。最大和最小的P1，P2，系统的正常运行，以满足性能要求的目的，但也可以说是消除系统压力波动的影响。如果已知V 值以及相关系统的许用压力脉动系数，那么可以根据V0=V/1-(2-)/(2+)1/K 式（4.1）计算蓄电池总体积V0。虽然有时不给予，并定义相关的系统压力，最大和最小压力脉动相关系统P2 P1，公式（3）可以用来计算V0值，来确定的大小和累加器的大小。在实际的运用过程当中，既然蓄电池是用来消除柱塞泵的脉冲，可以使用从蓄能器导出V0总体积公式 式(4.2)式中:qd为泵的单缸排量 (m3);类型：连用泵缸发动机（M3）；PM累加器集点的平均绝对压力，即：PM =（P1 + P2）/ 2，（PA）；P1累加器集点脉动最低的绝对压力（Pa），即蓄能器充气压力（由于空气压力P0，P1）；P2累加器集点脉动最高的绝对压力，允许的最大压力（Pa）；K 为绝热系数, 这里K 取值 1.4;Kb为系数, 以下列出了不同类型泵的 Kb值表表5.2 不同类型泵的Kb值表泵的类型单缸单作用单缸双作用双缸双作用双缸单作用三缸单作用三缸双作用Kb0.60.250.250.150.130.06一个单缸发动机的QD = 1.25 X103双缸双作用泵的脉动压力的限制作用在设计工作压力（即平均压力脉动300 PM）X105Pa（绝对压力）5%，和累加器V0的总体积是多少呢？根据已知的平均压力Pm的= 300105Pa可以得出以下参数:允许作用压力脉动范围 = 300 x105x5/100= 15 x105(Pa);P1=300x105-15x105=285x105(Pa);P2=300x105+15x105=315x105(Pa)Qd=0.00125m3;Kb=0.159(查表1)；K=1.4;1/K=0.714应用式 (5) 可以求出蓄能器的总体积 V0:V0=5.71X103(m3)4.3小结通过以上说明了一个问题，那就是：目前，液压蓄能器还无法实完全消除柱塞泵流量脉动问题，但是为了达到实际工作的要求，可以使柱塞泵的流量脉动衰减到最小；随着科学技术的发展，提高能量存储在研究绩效的人，其应用潜力不断被挖掘，将满足储能液压技术发展的需要。5抓斗的理论受力研究分析以及材料的选择5.1抓取阻力的理论分析受力分析图如下所示：图5-1 左爪瓣的受力分析在抓具抓取木材过程中,在领爪推力作用下,木材产生移动,沿着领爪向上滑动,同时木材之间相互摩擦,与此同时也有挤压作用.进行试验研究的目的,是要得到抓取阻力随抓具参数及抓具颗爪闭合位置的变化规律。为理论分析提供可靠的依据,以指导设计.由于作用在抓具领爪上的抓取阻力是无法直得到。但是通过试验结果分析及运用图解法可 间接得到,抓具的受力分析见图 3.4.1。从图3.4.1中的受力分析可知:只要测量出滑轮组作用于抓具上承梁的总拉力在同测两根撑杆上引起的支撑力T,铰点B的两个分力 ，并且这些力与领爪上 的抓取总阻力相平衡,且汇交于一点。用作图法可得抓取阻力的大小、方向和作用位置,以及铰点B处 的抓取阻力矩 M0。影响抓取阻力的主要因素:滑轮组的倍率和抓具的张开开度。其中Gz=1T通过作图法得出T=400N摩擦阻力和木头之间的挤压阻力共同组成抓取阻力,它随着爪斗的闭合, 木材之间开始产生了相对稳定的结构,挤压阻力也随之增加,抓取阻力也就自然而然的增大,左右抓斗进一步闭合,木材之间的稳定结构得到了破坏,挤压阻力减小,原木沿爪壁向上滑移进人抓具内的空间.抓取阻力立即下降,左右抓钩即在开度为l m左右时,抓取阻力达最大位.但随着倍率 的增加,抓取阻力也增大。当抓具的领爪尖部插人原木时,插人阻力由抓具的自重来克服,此力较难计算.随着抓具顺爪的闭合,被抓取的原木沿爪尖很陡的坡度 向上滑移,此时由于木材的稳定结构使挤压阻力较大,同时原木又沿下层原木的倾角为刀值(通 常为 300-350) 的斜面向上滑动,产生摩擦阻力,其整个过程所受的阻力为:原木间的摩擦阻力;抓具领爪内外部对原木的摩擦阻力;原木产生稳定结构时的挤压阻力.从文献中可知:抓具抓取原木时的运动阻力 为: 式（5.1）其中：原木平均数gy根原木的重量(kg)fm/j原木与金属 间的摩擦系数Gz抓具自重抓具在抓取过程时的运动阻力大于闭合完成瞬时的阻力,在开度为l m 左右时阻力最大,由于上式中并没有考虑到挤压阻力的影响,所以用挤压阻力系数气 。即在开始抓取过程 中因木材间的稳定结构的影响。公式修正后其理论值与实际试验值基本相符。因此在确定抓具领爪结构计算时用闭合时的运动阻力公式进行设计计算; 最大抓取阻力的理论值见表1表1 抓取阻力的理论值倍率10864抓取阻力44900438004436042723本设计采用的倍率为8抓取阻力矩随着领爪的逐渐闭合,原来木头的稳定结构就会被破坏掉,挤压阻力由大逐渐变小。从图5-1可知,阻力臂是随爪的闭合而减小的,由阻力矩公式Mz=Tb= 式（5.1.1）阻力矩随爪的闭合位置而逐渐慢慢地变小。5.2连杆强度计算及材料选择爪瓣的受力分析图如下所示：图5-2 左爪瓣的受力分析当活塞推出时候,连杆受压应力: =(F/d2)/4 式（5.2）则 =(4772.8/3.14x16)/4 =380kgf/cm2选活塞连杆材料为45 号钢调质,材料的屈服极限s=3600kgf/cm2。 许用应力=s/n 式（5.2.1）安全系数n取2，则o=1800kgf/cm2,由于o P,即此液油压缸的推力能满足抓取木头的需要。套筒外伸时候的推力F2F2=p(D2-D12)/4 式（6.2.2） 那么F2=p（(D2-D12)/4）=100x(162-102)/4x0.95=11633.7kgf可见F2 F1,满足抓取木头的需求。同理,可计算出活塞与套筒向液油压缸内收进时候的拉力F3、F4亦均满足使用需求；6.2.2活塞连杆以及套筒的强度计算当活塞推出时候,活塞连杆受压应力: =F1/（d2/4） 式（6.2.3）则=(4772.8/3.14x16)/4=380kgf/cm2选活塞连杆材料为45 号钢调质,材料的屈服极限s=3600kgf/cm2。许用应力=s/n，安全系数n取2，则o=1800kgf/cm2,由于o9.43.2属中等壁厚.许用值: S=Pd/(2.3-p)+C (mm) 式（6.2.6）式中为强度系数=1.1C计入管壁 公差以及侵蚀的附加厚度(圆整到标准厚度),o