机车轴承座自动上下料机构及其控制系统设计【含CAD图纸】
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- 内容简介：
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机车轴承座自动上下料机构及其控制系统设计第一章 自动上下料机构的总体构想该装置是机车轴承座自动生产线上的辅助装置之一，主要完成抓取工件，提升一定高度，旋转，移位，松开工件等几个基本功能。其主要技术指标如下：1. 工件重量约为70Kg；2. 工件最大尺寸（长，宽，高）：44092290（具体见零件图）；3. 最大操作范围：提升高度为70mm，转动角度为90，水平移动为400mm；4. 机械手的自由度数为3(上升,转动,平移)；5定位精度：属于上下料机构，本身精度要求不高；6装料高度：1050mm；7性能要求：抓取可靠、灵活，松放平稳，定位可靠。在满足上述各项功能的前提下，我们尽量采用结构简单，制造方便的零部件来组成该机车轴承座的自动上下料专用机构即机械手。根据机械手所要实现的基本功能，我们采用圆柱坐标式机械手。其手臂的运动系由两个直线运动和一个回转运动所组成，即沿X轴的平移、沿Z轴的升降和绕Z轴的回转，而手部的夹放动作不能改变工件的位置和方位，故它不计为自由度数，因此该机械手具有三个自由度数即可满足使用要求。根据实际需要我们选用液压传动机械手：以油液的压力来驱动执行机构运动。其主要特点是：抓重可达几百公斤以上、传动平稳、结构紧凑、动作灵敏。安排夹紧液压缸，升降液压缸，回转液压缸和移动液压缸来分别实现夹紧松开、升降、转动和平移各项功能。为了实现对机械手的各个动作的顺序控制，我们采用PLC控制各动作的执行元件。该机械手的具体结构为：使用两个立柱作为支撑架，在支架上钻两个孔，把装有滑板及连接板和平移液压缸的导轨装于支架的孔里，采用螺钉进行紧固。滑板上装有由升降缸和回转缸组成的臂部及手指式手部和驱动手部夹紧、松开的夹紧液压缸。滑板带动工件一起移动实现平移，移动液压缸与滑板的运动可以由齿轮与齿条的传动来实现。第二章 机械手的具体设计2.1 手部的设计2.1.1 类型选择根据工件形状、尺寸、重量、材料和表面等状况，选用回转型两指式手部。2.1.2 手指夹紧力的计算对于手指垂直位置夹水平位置放置的工件的夹紧力可按下式计算：N= 2.1式中N夹紧力（N）；G工件的重量（N）；f摩擦系数，钢对钢f=0.1。则 N=3430 N2.1.3 手部驱动力的计算 由于采用夹紧缸来驱动手指夹紧与松开，因此选用连杆传动的手部比较合理。(1)理论驱动力的计算：= 2.2式中 理论驱动力（N）； b夹紧力到回转支点的垂直距离b=116mm； c连杆铰销到回转支点的垂直距离c=78mm； 连杆的倾斜角=43； 杠杆的倾斜角=85.5。 则=(2)实际驱动力的计算: 2.3式中 K1安全系数,一般取1.22,取K1=1.5； K2工作情况系数，主要考虑惯性力的影响，K2=1+a/g，相当于匀速运动,取K2=1； 手部的机械效率，取=0.9。则10290N取=17200N2.1.4 校核手部结构的强度(1)校核夹爪的剪切强度和挤压强度夹爪的材料为45钢,其伸长率5%,属于塑性材料。则许用应力= 2.4式中 s材料的屈服点,45钢的屈服点s=360； n安全系数，对于塑性材料n1.323.5,取n=1.5。则45钢的许用应力为=360/1.5=270其许用剪切应力为=(0.60.8)=162216,取=200。许用挤压应力为=(1.72.0)=459540,取=500。夹爪的剪切应力条件为= 2.5式中 FQ剪切面上的剪力(N)； A剪切面面积。则=21.5=200,故夹爪的抗剪强度满足要求。夹爪的挤压应力条件为= 2.6式中 Fjy挤压面上的挤压力(N)； Ajy挤压面的计算面积(mm)。则=500,故夹爪的挤压强度满足要求。(2)校核绞链的剪切强度绞链材料为45钢,其许用应力 =200绞链的剪切应力条件为= 则=200,故绞链的抗剪强度满足要求。(3)校核夹爪外套的剪切强度和挤压强度夹爪外套材料为45钢,其许用切应力 =200,许用挤压应力=500夹爪外套的剪切应力条件为= 则=200,故夹爪外套的抗剪强度满足要求。夹爪外套的挤压应力条件为= 则=500,故夹爪外套的挤压强度满足要求。(4)选用销轴销轴材料为35钢,其许用应力=式中 s材料的屈服点,35钢的屈服点s=315；则35钢的许用应力为=210其许用剪切应力为=(0.60.8)=126168,取=150。许用挤压应力为=(1.72.0)=357420,取=400。对于连接夹爪外套与夹爪处销轴的剪切应力条件为=则= =150 即d16mm为了提高强度取d=20mm,以下校核其挤压强度。其挤压应力条件为= 故该销轴的挤压强度满足要求。按照同样方法可求得连接夹爪与铰链处销轴的直径d=20mm和连接连杆与铰链处销轴的直径d=20mm。机械手手部的具体形状和尺寸见零件图。根据机械手的使用要求和自由度数的限制,以及为了结构简单,手部与臂部直接通过拉杆连接而不需要设计腕部。2.2 臂部的设计通过对各种条件的综合考虑(整体结构、强度等),臂部的大体结构是把夹紧缸、升降缸和回转缸从上到下依次布置在滑板上,其内部结构是拉杆通过连杆和夹紧缸的活塞杆相联接,拉杆与连杆以及拉杆与活塞杆之间都是螺纹连接.为了提高拉杆的强度和装拆的方便,在其外边加一空心轴.各部分的具体结构设计和一些细节问题分析如下:2.2.1 夹紧缸的设计1. 液压缸主要尺寸的确定(1) 液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定,对不同用途的液压设备,由于工作条件不同,通常采用的压力范围也不同.设计时,可用类比法来确定。夹紧缸的工作压力初步确定为=5。(2) 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定F=P 2.7式中 F作用在活塞上的总机械载荷,F=19646N；P作用在活塞上的实际工作载荷；液压缸的机械效率，一般=0.90.97,取=0.95则P=20680N又P= 2.8按液压缸工作压力=5,选取=0.45则20680=5 得D=78mm经圆整取液压缸内径D=80mm则活塞杆直径d=0.45D=0.4580=36mm(3) 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知,承受内压力的圆筒,其内压力分布规律因壁厚的不同而各异.一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为厚壁圆筒,一般所用液压缸均为厚壁圆筒,其壁厚按下面的公式计算: 2.9式中 液压缸壁厚(mm)； D液压缸内径（mm）； Py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍, 取Py=1.3P=1.35=6.5； 缸筒材料的许用应力，其值为：锻钢=110120；铸钢=100110；无缝钢管=100110；高强度铸铁=60；灰铸铁=25。夹紧缸缸体材料为45钢,采用模锻进行锻造,其许用应力=115。 则mm 取壁厚=20mm则缸筒外径80+202=120mm为了增强液压缸缸体的强度,在缸体外壁加上一材料为45钢的隔套,取隔套的壁厚为=20mm,则隔套外径为mm。(4) 夹紧缸工作行程的确定液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。夹紧缸的工作行程等于夹紧工件到松开工件,活塞移动的距离,它的工作行程较小,确定为30mm即可。(5) 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖,其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。 无孔时 2.10有孔时 2.11式中 t缸盖有效厚度(mm)； D2 缸盖止口内径(mm)；D2=80mm d0缸盖孔的直径(mm)； 缸盖材料的许用应力,其材料为HT200, =25。夹紧缸缸盖无孔,按公式(2.10)计算得:mm取t=20mm(6) 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大,影响液压缸的稳定性,因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸,最小导向长度H应满足以下要求: 2.12 式中 L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。则 H=41.5mm取H=70mm活塞的宽度B一般取B=(0.61.0)D, 则夹紧缸的活塞宽度B=4880mm,取B=50mm即可。(7) 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和.缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。则夹紧缸缸体长度L=30+50+20+20+15=135mm。(8) 活塞杆的稳定性验算和强度验算活塞杆的稳定性验算根据材料力学的理论,一根受压的细长直杆,在其轴向负载Fr超过稳定性临界力Fk时,失去原有直线状态下的平衡,称为失稳。因此,受轴向压力的活塞杆的稳定条件可表示为: 2.13式中 k稳定性安全系数,一般取k=24. 活塞杆的临界力Fk,可按材料力学中有关公式计算。由于活塞杆的长度L远小于其直径d的10倍(即L10d),可不必进行稳定性验算。活塞杆强度验算当时: 2.14式中 d1空心活塞杆内径,对实心活塞杆d1=0； 活塞杆材料的许用应力，其材料为45钢，则=270。则19646N,因此满足稳定性条件。(10)拉杆稳定性的验算由于拉杆,可不必进行稳定性验算。2. 夹紧缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后,就进行各部分的结构设计。主要包括:缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同,结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。(1) 缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关.在结构简单、容易加工、便于装拆的前提下,采用内六角圆柱螺钉进行连接。由于压力较大,为了保证联接的可靠性，需要校核联接螺钉的强度。在这种联接中，每个螺钉在危险剖面(螺纹根部横截面)上承受的拉力Qo是工作载荷Q与剩余锁紧力Qs之和。即： 2.17式中 Q工作载荷； 2.18 P缸盖所受的合成液压力； P=20680NZ螺钉数目； 2.19 D0螺钉中心所在圆的直径； D0=100mm t螺钉间距，根据工作压力P=5，查表取t=90mm； Qs剩余锁紧力。 Qs=KQ，取K=1.6。则，取Z=4。 N N故N因此螺钉的强度条件： 2.20式中 d螺纹直径；d=8mm 许用拉应力； = 2.21 s螺钉材料的流动极限； s=360 n安全系数,取n=1.2。则而=即满足强度要求。(2)活塞杆与活塞的连接结构为了使结构简单,采用整体式结构。(3)活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构,包括活塞杆与端盖导向套的结构,以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向,也可以做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损后便于更换,所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧,也可以装在外侧。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构,有利于导向套的润滑；而油压即常采用装在外侧的结构,在高压下工作时,使密封圈有足够的油压将唇边张开,以提高密封性能。活塞杆处的密封形式有O形、V形、Y形和Yz形密封圈.为了清除活塞杆处外露部分沾附的灰尘,保证油液清洁及减少磨损,在端盖外侧增加防尘圈。常用的有无骨架防尘圈和J形橡胶密封圈,也可用毛毡圈防尘。为了结构简单,夹紧液压缸的活塞杆导向部分的结构是把导向套和下端盖以及缸体做成一体,活塞杆与导向部分采用O形密封圈进行密封即可。(4)活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用,应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。 活塞及活塞杆与密封腔体处的密封均采用O形密封圈进行密封即可。(5)液压缸的缓冲装置液压缸带动工作部件运动时,因运动件的质量较大,运动速度较高,则在到达行程终点时,会产生液压冲击,甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞。为了防止这种现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。常用的有以下几种：环状间隙式节流缓冲装置、三角槽式节流缓冲装置和可调节流缓冲装置，本处采用的是节流调速阀来达到缓冲的目的。 必须指出的是上述缓冲装置，只能在液压缸全行程终了时才起缓冲作用，当活塞在行程过程中停止运动时，上述缓冲装置不起缓冲作用。这时在回油路上可设置行程阀来实现缓冲。(6)液压缸的安装连接结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接等。液压缸的安装形式根据安装位置和工作要求不同，有长螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等形式。夹紧液压缸采用直立的形式支撑在空心轴上，其重心作用于导轨上。液压缸进、出油口形式及大小的确定液压缸的进、出油口，可布置在端盖或缸体上，对于活塞杆固定的液压缸，进、出油口可设在活塞杆端部。如果液压缸无专用的排气装置，进、出油口应设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。进、出油口的形式一般选用螺孔或法兰连接。根据夹紧缸的内径，确定螺孔连接油口的安装尺寸为M272。夹紧液压缸的整体结构和公差配合见装配图，各零件的具体结构、尺寸、技术要求、公差及表面粗糙度详见零件图。2.2.2 升降缸的设计1液压缸主要尺寸的确定(1) 液压缸工作压力的确定升降缸的工作压力初步确定为=2。(2) 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定由公式(2.7)得:N又由公式(2.8):则mm即液压缸内径D=130 mm,活塞杆直径d=110 mm。(3) 液压缸壁厚和外径的计算对于液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的厚壁圆筒,其壁厚按公式(2.9)进行计算: 式中 Py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍, 取Py=1.3P=1.32=2.6； 缸筒材料的许用应力, 材料为45钢,采用模锻进行锻造,其许用应力=115。则mm取壁厚=18mm则缸筒外径130+182=166mm此外由于在进出油口上有凸台,其内径D=130 mm,外径D2=200 mm,具体见零件图。(4)升降缸工作行程的确定液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。升降缸的工作行程等于机械手夹紧工件后所提升的最大高度为70mm。(5)缸盖厚度的确定升降缸缸盖上有连接缸体的孔,其有效厚度t按有孔进行近似计算。由公式(2.11) 式中 t缸盖有效厚度(mm)； D2缸盖止口内径(mm)；D2=110mm d0缸盖孔的直径(mm)； d0=16mm 缸盖材料的许用应力,其材料为HT200, =25。则 mm取t=18mm(6)最小导向长度的确定对一般的液压缸,最小导向长度H应满足以下要求:由公式(2.12) 式中 L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。则H=68.5mm取H=136mm活塞的宽度B一般取B=(0.61.0)D, 则升降缸的活塞宽度B=78130mm,取B=90mm即可。(7)缸体长度的确定则升降缸缸体长度L=20+70+90+30+136=346mm。(8)活塞杆的稳定性验算和强度验算 活塞杆的稳定性验算由于活塞杆的长度L远小于其直径d的10倍(即L10d),可不必进行稳定性验算。活塞杆强度验算当时由公式(2.14): 式中 d1空心活塞杆内径,对实心活塞杆d1=0； 活塞杆材料的许用应力，其材料为45钢，则=270。则 =270显然活塞杆强度满足要求。2. 升降缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后,就进行各部分的结构设计。(1)缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关.在结构简单、容易加工、便于装拆的前提下,采用内六角圆柱螺钉进行连接。由于工作压力较小,不需要校核联接螺钉的强度。 (2)活塞杆与活塞的连接结构为了使结构简单,将活塞与活塞杆做成一体的,形成活塞套,套在空心轴上。(3)活塞杆导向部分的结构升降缸的活塞杆采用两端同时导向的结构,上端是把导向套和端盖做成一体,利用端盖直接导向,下端利用过渡部分进行导向。活塞杆与导向部分采用O形密封圈进行密封即可。(4)活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用,应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。 活塞及活塞杆与密封腔体处的密封均采用O形密封圈即可。(5)液压缸的缓冲装置 升降缸采用的是节流调速阀来达到缓冲的目的。必须指出的是该缓冲装置，只能在液压缸全行程终了时才起缓冲作用，当活塞在行程过程中停止运动时，该缓冲装置不起缓冲作用。这时在回油路上可设置行程阀来实现缓冲。(6)液压缸的安装连接结构液压缸的安装形式升降液压缸采用竖直的方式安装在回转缸的上方，其重心作用于回转缸上。液压缸进、出油口形式及大小的确定升降缸的进、出油口布置在缸体上。进、出油口的形式选用螺孔连接。根据移动缸的内径，确定螺孔连接油口的安装尺寸为M272。升降液压缸的整体结构和公差配合见装配图，各零件的具体结构、尺寸、技术要求、公差及表面粗糙度详见零件图。2.2.3 回转缸的设计回转液压缸系指输出轴能够直接输出转矩、并往复回转一定角度(一般小于360)的液压缸,又称为摆动液压马达。本次设计采用的是单叶片式摆动液压缸。它由缸体、端盖、定片、动片、花键套等主要零件组成。其中定片与缸体紧固在一起,动片与花键套连成一体。为了防止油的泄漏，定片内侧与动片外侧各嵌有一个小叶片，由弹簧片保证小叶片与花键套或缸体的密封。当压力油接通某一油口，另一油口接通回油时，动片两侧开有的径向槽与外圆两端面的三角槽相通，便于启动时通压力油，当动片摆至终点时能起缓冲作用。1 液压缸主要尺寸的确定(1) 液压缸工作压力的确定回转缸的工作压力初步确定为P=4。(2) 液压缸内径D的确定 2.22式中 作用在动片上的外负载力矩；=600(见液压部分计算) 驱动力矩； 回转缸的机械效率；取=0.90则驱动力矩 液压缸内径 2.23式中 P回转缸的工作压力； P=4 b动片宽度； b=25mm d输出轴与动片联接处的直径； d=120mm则168.6mm 取回转缸内径D=170mm(3) 液压缸壁厚和外径的计算因回转缸缸体与升降缸缸体连接在一起,根据设计的需要,二者的外径相等，则D1=220mm，其壁厚mm。(4) 定片尺寸的确定定片是大圆半径为85、小圆半径为60的四分之一圆环,其两侧均开有径向槽,并和外圆端面的三角槽相通,便于启动时通压力油,当动片摆至终点时还能起到一定的缓冲作用。定片固定在回转缸的缸体上，由一个内六角圆柱头螺钉和一个圆柱销将定片与缸体固定在一起。(5) 动片尺寸的确定由于回转缸的作用是带动机械手手臂转动90,因此动片的形状是一个180的半圆环形弧,其外径为85,内径为60,宽度为25,与定片尺寸相同。动片固定在带动轴一起转动的花键套上。为了使通油顺畅，在动片的两侧也分别开有一个径向槽和一个三角槽，槽的具体尺寸见零件图。(6) 缸体长度的确定 回转缸缸体长度没有特别要求,但也不要过长或过短,只要满足要求即可。回转缸缸体长度定为140mm。(7) 动片和定片的长度的确定动片和定片的长度等于缸体长度减去缸体与升降缸连接部分的长度和缸盖伸进缸体内部的长度。因此，L=140-20-20=100mm。(8) 花键套尺寸的确定花键套材料选用45钢,其外径D=120mm,内径d=80mm,长度待定,在上面拉出一段花键即可,长度初步确定为160mm。(9) 缸盖厚度的确定回转缸的缸盖承受手臂和工件的重量,只要满足挤压强度即可。厚度初步确定为20 mm，再验算其挤压强度。先估算重量:N其挤压强度0.04缸盖材料为HT200,其许用应力=25显然,则缸盖的挤压强度满足要求。即缸盖厚度尺寸为：mm。(10)花键套强度校核回转缸的动片转动时,转动惯量主要作用于花键套上,因此必须校核其强度。则回转缸的输出转矩按下式计算: 2.24式中 T回转缸的输出转矩；Z叶片数； Z=1P进出油口的压力差； P=4D叶片顶部直径； D=170mm d叶片根部直径； d=170mm b转动叶片的轴向宽度； b=100mm m回转缸的机械效率，取m=0.90则 花键上所承受的法向力:19.43KN其挤压应力3.6而花键套与花键轴的材料为45钢,其许用应力=150则 ,挤压强度满足要求。2.2.4 滑板的设计滑板的主要功能是支撑夹紧缸、升降缸和回转缸的重量,并带动手臂和工件在导轨上水平移动。对于滑板没有严格的机械性能要求，材料选用HT200，采用铸造毛坯。1 滑板的主要结构设计(1)滑板与导轨连接部分的设计 为了便于制造,且提高导轨的力学性能,把导轨做成圆柱形。因此，滑板上与导轨相连的部分就要做成孔状，从而实现滑板在导轨上的移动。 (2)支撑手臂部分的设计 滑板的上面与回转缸相连,下面与固定齿条相连，上下端面均加工成水平面。滑板的左边与移动缸的连接板相连，加工成竖直面。为了使结构对称，滑板的右边也加工成竖直面。为了具有较好的力学性能，滑板的前后面加工成圆弧过渡的斜面。2 滑板的主要尺寸的确定(1) 滑板的长、宽、高的确定根据使用的需要,滑板的外形尺寸初步确定为380600120mm,在下面将对其进行强度校核。(2) 滑板上的孔的尺寸的确定由于滑板在导轨上滑动,因此滑板上的孔的尺寸根据导轨的直径来确定。导轨的材料为45钢,其尺寸初步确定为60mmH9,与其形成间隙配合的滑板上的孔的尺寸初步确定为60mmh9.在滑板与回转缸缸盖相连的部分,铣出一个半径为120mm,深度为20 mm的圆孔便于安装。(3) 校核滑板的弯曲强度 在滑板的中点处,产生最大弯矩.如图2-1所示:最大弯矩 2.25式中 G滑板的重量； G=1877N b滑板的宽度。 b=600mm则 图2-1 滑板弯矩图而矩形截面的抗弯截面系数为： 2.26式中 l滑板的长度； l=380mmh滑板的高度。 h=120mm则 0.31滑板材料为HT200,其许用应力=25。显然,则滑板的强度满足要求。2.3 机身各部分的设计2.3.1 移动缸的设计1液压缸主要尺寸的确定(1)液压缸工作压力的确定移动缸的工作压力初步确定为=3。(2)液压缸内径D和活塞杆直径d的确定由公式(2.7)得: P=15080N式中 F作用在活塞上的总机械载荷,F=14330N；(见液压部分计算)P作用在活塞上的实际工作载荷；液压缸的机械效率，一般=0.90.97,取=0.95又由公式(2.8)得: P= 则液压缸内径mm 按液压缸工作压力=3,选取=0.5则活塞杆直径d=0.5D=0.580=40mm(3) 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。对于液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的厚壁圆筒,其壁厚按公式(2.9)进行计算: 式中 Py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍, 取Py=1.3P=1.33=3.9； 缸筒材料的许用应力, 材料为45钢,其许用应力=115。则15.2mm取壁厚=16mm则缸筒外径80+162=112mm(4)移动缸工作行程的确定液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。移动缸主要用于带动滑板和滑板上手臂的各部分做平行移动，因此它的工作行程等于L=400mm。但由于此处采用了齿轮齿条传动的增倍机构，所以对于活塞杆或移动缸来说其工作行程实际为200mm。(5)缸盖厚度的确定移动缸缸盖上有连接缸体的孔,其有效厚度t按有孔进行近似计算。由公式(2.11) 式中 t缸盖有效厚度(mm)； D2 缸盖止口内径(mm)；D2=80mm d0缸盖孔的直径(mm)； d0=16mm 缸盖材料的许用应力,其材料为HT200, =25。则 19.3mm取t=20mm(6)最小导向长度的确定对一般的液压缸,最小导向长度H应满足以下要求: 由公式(2.12) 式中 L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。则 H=50mm取H=60mm活塞的宽度B一般取B=(0.61.0)D, 则移动缸的活塞宽度B=4880mm,取B=50mm即可。(7)缸体长度的确定则移动缸缸体长度L=200+50+20+20=290mm。(8)活塞杆的稳定性验算和强度验算 活塞杆的稳定性验算由于活塞杆的长度L远小于其直径d的10倍(即L10d),可不必进行稳定性验算。 活塞杆强度验算当时由公式(2.14): 式中 d1空心活塞杆内径,对实心活塞杆d1=0； 活塞杆材料的许用应力，其材料为45钢，则=270。则 =270显然活塞杆强度满足要求。2.移动缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后,就进行各部分的结构设计。(1)缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。在结构简单、容易加工、便于装拆的前提下,移动缸的前后端盖与缸体均采用内六角圆柱螺钉进行连接。由于工作压力较小,不需要校核联接螺钉的强度。 (2)活塞杆与活塞的连接结构移动缸的活塞杆与活塞采用螺纹连接。但在移动过程中可能产生振动，因此还必须使用锁紧装置，即用一个锁紧螺母进行锁紧和一个开槽圆螺母与开口销进行防松。(3)活塞杆导向部分的结构移动缸的活塞杆利用端盖直接导向。活塞杆与导向部分采用O形密封圈进行密封即可。(4)活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用,应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。 活塞及活塞杆与密封腔体处的密封均采用O形密封圈即可。(5)液压缸的缓冲装置 移动缸采用的是节流调速阀来达到缓冲的目的。必须指出的是该缓冲装置，只能在液压缸全行程终了时才起缓冲作用，当活塞在行程过程中停止运动时，该缓冲装置不起缓冲作用。这时在回油路上可设置行程阀来实现缓冲。(6)液压缸的安装连接结构液压缸的安装形式移动缸的前端盖做成法兰的形式，用内六角圆柱螺钉把移动缸的前端盖和滑板连接在一起。液压缸进、出油口形式及大小的确定移动缸的进、出油口布置在缸体上。进、出油口的形式选用螺孔连接。根据移动缸的内径，确定螺孔连接油口的安装尺寸为M272。(2) 液压缸的排气装置对于运动速度稳定性要求较高的的液压缸,需设置排气装置。在移动缸缸体的端部安放两个排气阀。移动液压缸的整体结构和公差配合见装配图，各零件的具体结构、尺寸、技术要求、公差及表面粗糙度详见零件图。2.3.2 齿轮轴的设计移动缸驱动滑板移动是通过齿轮齿条增倍机构来实现的,下面对该增倍机构做以简单介绍。齿轮齿条增倍机构主要包括:运动齿条,齿轮和固定齿条。运动齿条固定在滑板上，而在一根导轨上加工出齿条作为固定齿条，齿轮以齿轮轴的形式和移动缸的活塞杆连接起来。当活塞杆右移时，与活塞杆相联接的齿轮也右移，并使运动齿条一起右移，由于齿轮与固定齿条相啮合，因而齿轮在移动的同时，又迫使其在固定齿条上滚动，并将此运动传给运动齿条，从而使运动齿条又向右移动一段距离。因运动齿条固定在滑板上，所以滑板的行程和速度均为活塞杆行程和速度的两倍。如图2-2所示为其运动原理图，活塞杆1驱动齿轮2运动时带动运动齿条3移动，它相当于以固定齿条4和运动齿轮2的啮合点P为支点，象杠杆一样推动运动齿条3作增倍的移动，如图中的相似三角形所示。运动齿条3的运动与齿轮的直径无关，而与活塞杆1的移动距离(或速度)成两倍的关系。 图2-2 增倍机构原理图1齿轮轴的材料选择 该齿轮齿条传动过程中无特别要求，为了便于制造，采用软齿面齿轮。齿轮轴材料选用45钢，进行调质处理，硬度为220250HBS，计算时取240HBS。2. 齿轮轴的主要尺寸的确定 该传动为齿面硬度小于350HBS的开式齿轮传动,所以应按齿面接触强度设计,然后校核传动的齿根弯曲疲劳强度。 则齿轮的分度圆直径: 2.27(1) 试选载荷系数K=1.8(2) 估算齿轮传递的转矩(3) 选择齿轮齿数Z=25,由于采用了增倍机构,则传动比u=2。(4) 传动转速不高，功率不大，选择齿轮精度为8级。(5) 齿宽系数取d=0.3。(6) 确定许用接触应力 2.28式中 材料极限接触应力；=590 最小安全系数。 =1.0 则(7) 计算齿轮分度圆直径由公式(2.27) mm(8)计算齿轮的模数: 取模数为标准值 (8) 计算齿轮的主要尺寸分度圆直径: d=mz=425=100mm 齿根圆直径: df=(z-2.5)m=4(25-2.5)=90mm 齿顶圆直径: da=(z+2)m=4(25+2)=108mm 压力角: =20 基圆直径： db=dcos=100cos20=94mm 齿距： p=m=4=12.56mm 齿轮宽度: mm2. 校核齿根弯曲强度校核公式为: 2.29(1) 复合齿形系数: 根据齿数Z查表得YFS=4.2(2) 确定许用弯曲应力: F= 2.30式中 材料极限接触应力；=450最小安全系数。 =1.0 则(3) 校核计算:故满足强度要求。4齿轮轴的结构设计齿轮轴主要分为两大部分：一部分用于传动齿条，另一部分联接活塞杆。其中传动齿轮的部分做成齿轮的形状，具体尺寸见上面的计算部分。联接活塞杆的部分做成轴的形状，与移动缸的活塞杆上的孔形成间隙配合。其下端用三个小圆螺母进行紧固。它与齿条的高度可由挡圈来调整。5齿条的设计齿条是与齿轮啮合，传递运动的。它与齿轮正确啮合的条件是它的基圆齿距与齿轮的基圆齿距相等，即它与齿轮的模数和压力角相等。根据齿条的运动状态分为运动齿条和固定齿条两种。运动齿条固定在滑板上，随滑板一起运动。在一根导轨上加工出齿条作为固定齿条，齿轮在其上面滚动，从而带动运动齿条和滑板一起运动。这两种齿条都与同一个齿轮相啮合，因此它们的基本参数都相同。齿条的材料与齿轮一样也选45钢，并采用正火处理，硬度为162217HBS，计算时取200HBS。齿条的主要尺寸如下所示：模数： =4压力角： =20齿顶高： ha=4mm齿根高： hf=1.25=5mm齿距： P= =12.56mm齿厚： s=mm齿槽宽： e=mm整个齿条的长度L根据机械手水平移动的距离S和齿轮的齿顶圆直径da及一定的储备量y来确定。即L=mm,取齿条的长度L=400mm。则齿数：，取Z=31其宽度b没有特别要求，但为了提高齿条的强度，并保证运动的平稳性，将齿条的宽度取得比齿轮的宽度稍大,b=35mm。并根据需要取其厚度h=20mm。以下对齿条的齿根弯曲强度进行校核对：由公式(2.29) (1)复合齿形系数: 根据齿数Z查表得YFS=4.12(2)确定许用弯曲应力: 由公式(2.30)F= 式中 材料极限接触应力；=390最小安全系数。 =1.0 则(3)校核计算:故满足强度要求。安装齿条时:用六个内六角圆柱头螺钉将运动齿条连接在滑板上。为了减少螺钉数目，螺钉在轴向上尽量布置在两侧，而在径向上采取均布分布。2.3.3 导轨的设计导轨的作用是承受滑板和滑板上机械手的重量,并对滑板的平移运动导向。为了使滑板带动机械手平移时运动平稳，选用两根导轨对称布置。把其中一根导轨上面加工出齿条，作为固定齿条；而另一根做成普通的光杆导轨即可。1 选择导轨的材料对导轨无特殊要求，选用45钢，并作正火处理，硬度为162217HBS。2 导轨的结构设计(1) 拟定导轨上零件的装配方案导轨上零件包括滑板、移动套筒、圆螺母、隔套和支架依次由左端装配，而移动套筒、圆螺母、隔套、支架由右端依次装配。(2) 根据导轨上零件的长度和机械手水平移动的距离确定导轨的长度导轨各部分长度(从左到右)依次为:装支架段: L1=150mm装隔套段: L2=48mm装圆螺母段: L3=12mm装移动套筒段: L4=300mm滑板的移动空间段: L5=400mm装滑板段: L6=380mm装移动套筒段: L7=300mm装圆螺母段: L8=12mm装隔套段: L9=48mm装支架段: L10=150mm因此,导轨的总长度:L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7+L8+L9+L10 =150+48+12+300+400+380+200+12+48+150=1700mm 两根导轨的长度和直径都相等,即光杆导轨的长度L=1700mm,直径d=60mm。(3)校核导轨的弯曲强度在导轨的中点处,产生最大弯矩.由图2-3可得: 图2-3 导轨弯矩图由公式(2.25) 最大弯矩 式中 G滑板和机械手及工件的重量；G=G1+G2+G3=1877+(70+50)9.8=3053N L导轨的长度。 L=1700mm则而导轨圆形截面的抗弯截面系数为： 2.31式中 d导轨圆形截面的直径； d=60mm则 61.2导轨材料为45钢,其许用应力=270。显然,则导轨的强度满足要求。总结分析所设计的专用机械手,不但可以实现工作要求,而且结构简单可靠,各零部件也便于制造,且操作简单方便,非常适合应用于生产实际中。 第三章 机械手的液压传动系统设计液压传动具有许多优点，如结构紧凑，体积小，重量轻，反应快，承载能力大；较易实现无级调速，调速比大；运动平稳；易于实现自动化；特别是采用电液联合传动时，能实现较复杂的自动化工作循环；具有自润滑能力；磨损小，寿命长；液压元件易于实现通用化、标准化，便于大批量生产。液压传动有如此多的优点，因此，本次所设计的机械手的驱动方式就采用液压驱动，并由PLC来控制。下面对机械手的液压传动的基本工作原理做一个初步的介绍，如图3-1所示。机械手的液压传动是以有压力的油液作为传递动力的工作介质。电动机带动油泵输出压力油，是将电动机供给的机械能转换成油液的压力能。压力油经过管道及一些控制调节装置等进入油缸，推动活塞杆运动，从而使手臂作伸缩、升降等运动，将油液的压力能又转换成机械能。手臂在运动时所能克服的摩擦阻力大小，以及夹持式手部夹紧工件时所需保持的握力大小，均与油液的压力和活塞的有效工作面积。手臂做各种运动的速度决定于流入密封油缸中油液容积的多少。这种借助于运动着的压力油的容积变化来传递动力的液压传动称为容积式液压传动，机械手的液压传动都是属于容积式液压传动。 图3-1 液压传动系统图液压系统的设计大致按以下几个步骤：1 提出设计参数；2 草拟液压系统图；3 确定液压系统的工作压力和流量；4 拟定液压系统图；5 设计或选择液压元件和辅助液压装置；6 从安全、可靠，使用、维护，经济效果等方面检查整个设计。3.1设计参数的提出3.1.1 机械手的动作顺序的确定根据机车轴承座生产线的布置,作为自动上下料机构的机械手,首先应该明确机械手的动作顺序。动作顺序：机械手停在工件上方待料(即起始位置)手臂下降手指夹紧工件手臂上升手臂纵向前伸手臂回转90手臂下降手指松开工件手臂上升手臂反转90手臂纵向退回待料卸荷(一个动作循环结束)。上述动作均由PLC控制系统发出信号来控制相应的电磁换向阀，按程序依次动作而实现的。3.1.2 主要设计参数的确定根据机械手的最大工作范围,确定手臂做各种运动时的速度和输出力,并从而确定相应液压缸所需流量和工作压力。根据要求,机械手提升高度70mm；转动角度90；水平移动400mm,但由于采用了增倍机构,实际移动缸活塞杆移动200mm。为了使机械手运动比较平稳，手臂在做各种运动时的速度应该不能太大。现初步确定各项速度如下：(1) 手臂上升和下降的速度均为17.5mm/s,即1.05m/分,完成上升或下降整个过程各需要4s；(2) 手臂回转的速度为30/s,完成转动整个过程需要3s；(3) 手臂水平移动的速度为50mm/s，即3m/分，由于采用了增倍机构，相应的移动缸活塞杆移动速度为25mm/s,完成水平移动的整个过程需要8s；(4) 手指夹紧和松开工件各约需要2s和1.5s。3.2 液压系统的工作压力和流量的确定在液压执行机构尺寸一定的条件下,系统中的工作压力是由负载确定的,而系统中的流量是由执行机构的速度决定的。下面分别确定各个液压缸在工作时所需要的工作压力和流量等参数。3.2.1 移动缸的工作压力和流量的确定为实现往复直线运动,采用活塞式液压缸中的一种双作用单杆活塞液压缸,其计算简图如下图3-2所示:mm 图3-2 移动缸计算简图1. 流量和驱动力的计算当活塞在压力油液的作用下往复运动时,因活塞两端面积不相等,所以两边的流量和速度、驱动力和压力之间的关系式不一样。 根据实际需要，移动缸的工作压力初步确定为P=3。(1) 当压力油输入无杆腔,使活塞以速度V1=25mm/s运动时所需输入液压缸的油量为: 3.1 式中 D液压缸的内径(cm)； D=80mm=8cm Q1输入无杆腔的流量(升/分)； V1活塞的移动速度(m/分)。 V1=25mm/s=1.5m/分则液压缸的驱动力为: 式中 P液压缸的工作压力。P=3 3.2则 N(2) 当压力油输入有杆腔, 使活塞以速度V2=25mm/s运动时所需输入液压缸的油量为: 3.3式中 d活塞杆的直径(cm)； d=40mm=4cm Q2输入无杆腔的流量(升/分)；V2活塞的移动速度(m/分)。 V2=25mm/s=1.5m/分 则 液压缸的驱动力为: 3.4式中 P液压缸的工作压力。P=3则N2.计算作用在活塞上的总机械载荷作用在活塞上的总机械载荷为: 3.5(1) 工作阻力:工作阻力的数值要根据液压缸工作的具体情况确定有无,并进行计算和估算，根据实际情况初步估算=8260N。(2) 导向装置处的摩擦阻力：不同配置和不同的导向截面形状，其摩擦阻力不同，要根据具体情况进行估算，根据实际情况初步估算=2860N。(3)密封装置处的摩擦阻力:在压力油驱动活塞运动时,各密封装置处摩擦阻力之和为,即,其中、分别为活塞杆和缸盖处、活塞与缸壁处、伸缩油管处等密封装置的摩擦阻力，其值随密封圈结构的不同而异。因活塞和活塞杆处均采用O形密封圈密封，则液压缸密封处的总摩擦力为： N又伸缩油管处的摩擦阻力= 3.6式中 密封圈与配合面的摩擦系数，取=0.03；P密封处的工作压力，P=3；d伸缩油管直径，d=27mm； 密封的有效长度，=10mm。则=N=452+76=528N(4)惯性力:机械手的手臂在起动时,活塞杆上所受到的平均惯性力,可近似计算如下: 3.7式中 参与运动的零部件的总重量，N； 速度变化量，如果手臂从静止经一段短时间加速到某一工作速度V1， 则这时的速度变化量= V1=0.025m/s； 起动过程的时间。一般为0.010.5s,取=0.15s。则N(5) 背压阻力:液压缸回油腔低压油液所造成的阻力。一般背压阻力较小，可按=0.05P=0.0515080=754N则作用在活塞上的总机械载荷力:F=8000+3000+528+35+754=12317NP=15080N即液压缸的驱动力大于活塞上的总负载外力,因此液压缸的工作压力P=3可以满足需要。3.2.2 夹紧缸的工作压力和流量的确定1.流量和驱动力的计算根据实际需要，夹紧缸的工作压力初步确定为P=5。(1)当压力油输入有杆腔, 使活塞以速度V1运动完成夹紧动作所需输入液压缸的油量为: 由公式(3.3) 式中 D液压缸的内径(cm)； D=80mm=8cm d活塞杆的直径(cm)； d=36mm=3.6cm Q1输入无杆腔的流量(升/分)；V1活塞的移动速度(m/分)。 由于活塞的工作行程L=30mm,夹紧动作共需时间约t=2s，则mm/s=0.9m/分 则 液压缸的驱动力为: 由公式(3.4) 式中 P液压缸的工作压力。P=5则N (2)当压力油输入无杆腔,使活塞以速度V2运动完成松开动作所需输入液压缸的油量为:由公式(3.1) 式中 D液压缸的内径(cm)； D=80mm=8cm Q2输入无杆腔的流量(升/分)； V2活塞的移动速度(m/分)。 由于活塞的工作行程L=30mm,松开动作共需时间约t=1.5s，则mm/s=1.2m/分则液压缸的驱动力为: N2.计算作用在活塞上的总机械载荷由公式(3.5):作用在活塞上的总机械载荷为:(1)工作阻力:根据实际情况初步估算=16000N。(2)密封装置处的摩擦阻力:按经验取=0.1=0.116000=1600N。(3)惯性力:由于机械手的夹紧和松开的起动过程的时间较长,其惯性力可以忽略不计。(4)背压阻力:一般背压阻力较小，可按=0.05P=0.0516000=800N则作用在活塞上的总机械载荷力:F=16000+1600+800=18400NP1=20043N即液压缸的驱动力大于活塞上的总负载外力,因此液压缸的工作压力P=5可以满足需要。3.2.3 升降缸的工作压力和流量的确定1. 流量和驱动力的计算根据实际需要，升降缸的工作压力初步确定为P=2。为了使结构简单,将活塞与活塞杆做成一体的,形成活塞套,套在空心轴上。因此升降缸相当于双作用双活塞杆液压缸,并为缸体固定方式,如图3-3所示。由于该双作用双活塞杆液压缸的两端活塞杆直径相等，当供油压力和供油量不变时，其往复运动速度和驱动力均相等。 图升降缸计算简图当活塞以速度V=17.5mm/s运动完成升降动作所需输入液压缸的油量为: 由公式(3.3) 式中 D液压缸的内径(cm)； D=130mm=13cm d活塞杆的直径(cm)； d=110mm=12cm V活塞的移动速度(m/分)。V=17.5mm/s=1.05m/s 则 液压缸的驱动力为: 由公式(3.4) N2.计算作用在活塞上的总机械载荷由公式(3.5):作用在活塞上的总机械载荷为:(1)工作阻力:根据实际情况初步估算=1209.81200N。(2)密封装置处的摩擦阻力:按经验取=0.1=0.11200=120N。(3)惯性力:由于机械手升降运动时运动速度较低,其惯性力可以忽略不计。(4)背压阻力:一般背压阻力较小，可按=0.05P=0.051200=60N则作用在活塞上的总机械载荷力:F=1200+120+60=1380NP1=7540N即液压缸的驱动力大于活塞上的总负载外力,因此液压缸的工作压力P=2可以满足需要。3.2.4 回转缸的工作压力和流量的确定 为了实现手臂回转常采用单叶片回转液压缸,简称回转缸,其计算简图如图3-4所示。 图3-4 回转缸的计算简图1.流量和驱动力的计算根据实际需要，回转缸的工作压力初步确定为P=4。当压力油液输入回转缸，使动片连同输出轴以角速度运动时需要输入回转缸的流量Q为： 3.8式中 D回转缸的内径； D=170mm=17cm d输出轴与动片联接处的直径；d=120mm=12cm b动片宽度； b=92mm=9.2cm 输出轴的角速度。 =30则 回转缸的进油腔压力油液作用在动片上的合成液压力矩即驱动力矩M按下式计算: 3.9 P回转缸的工作压力；P=4 则2.作用在动片(即输出轴)上的外负载力矩 由下式计算: 3.10(1)工作阻力矩:如手指夹持悬伸的物体,当手腕回转时,回转缸的动片所受的偏重力矩, 。(2)密封装置处的摩擦阻力矩 由下式计算: 3.11式中 输出轴与缸盖密封装置处的摩擦阻力矩，可按下式计算： 3.12 d输出轴与缸盖密封处的直径； d=90mm l密封的有效长度； l=12mm 摩擦系数； =0.04 P回转缸的工作压力。 P=4 则 动片侧面与缸盖密封装置处的摩擦阻力矩，由下式计算： 3.13 l1密封的有效长度；l1=12mm D回转缸的内径。 D=170mm 则 动片外径与液压缸壁密封装置处的摩擦阻力矩，由下式计算： 3.14 b动片的宽度。b=25mm则 因此， 。(3) 参与回转运动的零部件在起动时产生的惯性力矩:由于转动的起动过程所用时间较长,因此其惯性力较小,可以忽略不计。(4) 回转缸的回油腔背压反力矩由下式计算: 3.15式中 回转腔的油液压力，对于回油路上有调速阀的系统=0.5。则 因此，即回转缸的驱动力矩大于动片上的外负载力矩,因此回转缸的工作压力P=4可以满足需要。3.3 拟定液压系统工作原理图液压系统工作原理图(简称液压原理图)的绘制是设计液压机械手的主要内容之一。液压原理图是各种液压元件为满足机械手动作要求的有机联系图。它通常是由一些典型的压力控制、流量控制、方向控制回路加上一些专用回路所组成。绘制液压原理图的一般顺序是：先确定液压缸和油泵，再布置中间的控制调节回路和相应元件，以及其它辅助装置，从而组成整个液压系统，并用液压系统图图形符号，画出液压原理图。如图3-5所示为该机械手的液压系统工作原理图。 图3-5 液压系统工作原理图由于该机械手的各液压缸的工作只需要两个极端位置，所以都用三位四通电磁换向阀控制各液压缸的动作方向。机械手的动作顺序，可由电磁铁的通、断电顺序来控制，参见下表。3.4 设计或选择液压元件和辅助液压装置3.4.1 液压泵的选择 一般机械手的液压系统，大多采用定量油泵，油泵的选择主要是根据系统所需的油泵工作压力和最大流量来确定。(1) 确定油泵的工作压力: 3.16 式中 P液压缸的最大工作油压； P=5 进油管路的压力损失总和，其中包括各种元件的局部损失和管道的沿程 损失，对于液压元件较多，管路复杂的系统取=0.51.5,暂取=0.8。 则 (2) 确定油泵的流量油泵的流量,应根据系统各回路设计要求,在工作时实际所需要的最大流量,并考虑系统的总泄漏量来确定,即 3.17 式中 是在系统中同时工作的各个并联液压缸以最大速度运动时所需要的总流量，即；K系统油液泄漏的系数，取K=1.10。则 所选油泵的额定流量Q0，应大于上述计算的数值，但不宜过大，以免浪费动力和引起油温升高。根据计算求得的和，选择结构简单，压力脉动小，工作可靠的YB16.3型叶片泵作为供油泵,其额定压力为6.3,排量为6.3ml/r,转速为1450r/min,驱动功率为1.4Kw。考虑到泵的容积效率等因素，此泵的额定流量与计算的相当，满足使用要求。(3) 确定油泵电动机的功率N 3.18式中 油泵的最大工作压力； =6.3+0.8=7.1 Q0所选油泵的额定流量； 油泵总效率，对于叶片泵=0.750.85取=0.8则 现选取电动机型号为Y90L24，额定功率为15Kw,额定转速为1400r/min。3.4.2 选择控制元件按照系统所需最高工作压力和通过该阀的最大流量,选取标准阀类的规格。溢流阀应按油泵的最大流量选取；流量阀应按回路上控制的流量范围选取。阀的公称流量应大于控制调速范围所要求的最大通过流量，最小稳定流量应小于调速范围所要求的最小稳定流量。其它阀类的选择，按接入回路的通过流量选取。必要时，通过流量可以超过该阀的公称流量的20%，但不宜过大，以防止压力损失过大，引起发热、噪声和阀的性能变坏。此外，根据系统性能的要求，选取相应的阀的型号。各种阀的具体型号参见液压系统工作原理图。3.4.3 辅助装置的选择液压系统中有一些辅助装置,如油管、管接头、滤油器、蓄能器、油箱和冷却装置等。虽然在液压系统中辅助装置居于次要的位置，但是当这些辅助装置中任何一个细小的部分，如果没有给予足够的重视和适当的安排，往往会破坏液压系统的正常工作或降低了系统的工作效率和寿命等。因此，在安排液压系统的结构，或选择这些辅助元件时，都要做细致的工作。1 油管和管接头(1) 油管: 油管的类型,可根据使用场合和液压系统的最大工作压力进行选择.油管有紫铜管、塑料管、尼龙管及橡胶软管。紫铜管弯曲方便，容易装配，但承压较低，一般在6.510以下。机械手液压系统中采用紫铜管较多。油管的尺寸一般先通过油管的最大流量和管内许的流速来选择油管内径，然后按工作压力来确定油管的壁厚。则油管内径： 3.19式中 Q通过油管的最大流量； V油管内的流速。 V=1.2m/s则 mm根据油管的强度条件,由下式计算油管壁厚： 3.20式中 P油管内油液的工作压力； P=5 d油管内径； d=11.61mm 油管材料的许用拉应力。 =25则 查表按标准选择尺寸相近的油管：外径D0=14mm,内径d=12mm和壁厚=1mm。(2)管接头:油管之间的连接或油管与各种液压元件的连接,是液压系统配管工作中最大量的工作。对这些连接的要求是工作可靠、密封良好、结构简单、安装和制造方便。在机械手上油管的连接方法应用最多的是螺纹连接，其优点是便于拆换、安装方便。根据需要，选用扩口薄管接头。这种连接适用于工作压力较小的情况，常用于工作压力小于8的情况，一般用作紫铜管的连接。利用管子端部扩口进行密封，不需要其他密封件，结构简单，适用于薄壁管件的连接。查表选用管子外径D为14mm的A型扩口式锥螺纹直通管接头。2. 滤油器在机械手的液压系统中,保持油的清洁很重要,油中的脏物会引起运动零件划伤、磨损甚至卡死，堵塞节流阀和缓冲装置的节流缝隙及小孔，影响液压机械手的工作性能并造成故障。因此需要对油液进行过滤，一般是采用滤油器来防止杂质进入液压系统中。滤油器一般安置在油泵吸油口前边，以保护油泵，并使通往系统的全部油液过滤。 选用纸芯滤油器，滤芯部分一般采用机油微孔滤纸。为了增加滤纸的过滤面积，纸芯一般做成折叠形。此种结构的滤油器，在中低压液压系统中，用作精过滤效果较好，过滤精度高，压力降为0.010.04，但易堵塞，无法清洗，需经常更换纸芯。查手册选用ZUH6310s纸质滤油器。3油箱 油箱的主要作用是储油和散热，因此必须有足够的散热面积和储油量。 油箱的有效容量可按下面经验公式概略确定：V=KQ。 式中 K为系数，对于中压系统K=57，取K=6； Q泵的额定流量，Q=9.135则 V=69.135=54.814. 蓄能器 蓄能器在液压系统中的功能是储存能量、吸收脉动压力和冲击压力。在间隙短时操作的液压传动中，采用蓄能器可节省功率消耗。查手册选用的皮囊式蓄能器型号为NXQ6.3。5液位器 查手册选用YWZ80X型号的液位器。3.4.4 验算系统性能 为了判断设计系统的合理性,常需验算系统的压力损失、发热温升，必要时还需要进行液压冲击及换向精度等验算。1. 验算系统的压力损失系统的压力损失主要包括油液流经直管部分的沿程压力损失,油液流经弯管、截面变化部分的管件局部压力损失和通过控制元件的局部压力损失三个组成部分。(1) 沿程压力损失: 与管长L、流速V、粘度成正比，与管径d成反比，可由下式计算： 3.21对于进油管路流速:雷渃数: 为层流状态 其中液压油的密度,工作温度下的运动粘度。 则沿程阻力系数 由公式(3.21) (2)局部压力损失: 3.22其中局部阻力系数，取则 (3)控制阀阀口处局部阻碍处的压力损失较小,估计为0.01。则系统的总压力损失因此系统的总压力损失小于原来估计的0.8,满足要求。2 验算系统温升液压泵的功率损失其中液压泵的输入功率P=1.5KW,效率=0.8。溢流功率损失节流功率损失略系统的发热功率相应的温升： 3.23式中：K油箱的散热系数，通风良好时； A油箱的散热面积，可用下式近似计算：，V为油箱的有效容积。 则 加上环境温度高于最高允许温度,故可加大油箱容量或在系统中增设冷却装置。 则油箱的最小容积3.验算液压冲击 由于影响液压冲击的因素很多,冲击压力的与泵的型式及容量、构成系统的液压元件的特性有关，因而很难准确计算。在大多数没有特殊要求的场合，在系统设计时，可以采取缓冲措施，不作计算。常采取以下缓冲措施：当换向阀迅速开闭时，在保证工作周期以及电磁铁使用寿命的前提下，尽量减慢换向速度；在系统中设置减速回路或安装吸收液压冲击的蓄能器等。 第四章 机械手的PLC控制系统设计可编程序控制器(Programmable Logic Controller)是以微处理器为核心,综合了微电子技术、自动化技术、网络通讯技术于一体的通用工业控制装置。英文缩写为PC或PLC。它具有体积小、功能强、程序设计简单、灵活通用、维护方便等一系列的优点，特别是它的高可靠性和较强的适应恶劣工业环境的能力，更是得到用户的好评。因而在各种领域中得到了广泛的应用，成为现代工业控制的三大支柱之一。PLC梯形图的设计一般分为以下几个步骤：1 对实际问题进行分析，确定哪些是输入量，哪些是输出量；2 根据所需的I/O点数和控制的复杂程度进行PLC选型；3 将输入量依次分配给输入继电器，输出量依次分配给输出继电器，画出I/O端子分配图；4 明确控制对象的控制要求，根据控制的特点和复杂程度进行PLC梯形图的设计；5 根据梯形图写出指令；6 上机调试，模拟运行。4.1 PLC型号的确定日本三菱公司生产的F、F1系列PLC，设计合理，结构紧凑，体积小，重量轻，具有很强的抗干扰能力和负载能力及优良的性能价格比，在我国是应用比较多，影响比较广的PLC之一。本次设计选用的就是三菱公司生产的F1系列PLC，型号为：F1-40MR。其含义是：(1)40表示输入/输出总点数，其中输入点数是24，输出点数是16；(2)M表示本单元的类型为基本单元，E为扩展单元；(3)R表示输出类型为继电器输出，T为晶体管输出，S为晶闸管输出。下面对该PLC的器件功能及编号作以简单介绍：(1)输入继电器X: 输入继电器是PLC接受外部输入设备开关信号的接口, F1-40MR基本单元的编号为:X400X413,X500X513。(2)输出继电器Y:输出继电器是PLC向外部负载传送信号的接口，其基本单元的编号为：Y030Y037，Y430Y437，Y530Y537。(3)辅助(中间)继电器M:辅助继电器编号也采用八进制,编号为普通辅助继电器:M100M177,M200M277共128个；保持辅助继电器：M300M377，共64个，由机内电池支持，因而具有掉电保持功能。 (4)移位寄存器:每16个辅助继电器为一组,构成16位的移位寄存器。分组及编号为：M100(M100M117),M120(M120M137)等。 (5)定时器T:F1系列PLC共有24个0.1999s定时器和8个0.0199.9s定时器,均为接通延时定时器。定时器编号T050T057，T450T457，T550T557，定时范围为0.1999s,编号为T650T657,其定时设定值可表示为:K0.1=0.1s,K2=2s。4.2 机械手的工作循环过程动作顺序：机械手停在工件上方待料(即起始位置)手臂下降手指夹紧工件手臂上升手臂纵向前伸手臂回转90手臂下降手指松开工件手臂上升手臂反转90手臂纵向退回待料卸荷(一个动作循环结束)。上述动作均由PLC控制系统发出信号来控制相应的电磁换向阀，按程序依次动作而实现的。4.3 具体控制要求要求有两种工作方式:手动操作和自动控制，自动操作方式又分为单步、单周期和连续操作。操作面板布置如图4-1所示。 图4-1 机械手操作面板布置各种操作的内容分别为：(1)手动操作:供维修用,即用按钮对机械手的每一种动作进行单独控制。例如，当选择左/右移运动时，按下启动按钮，机械手向右移动；按下停止按钮时,机械手向左移动。其它动作，以此类推。(2)单步操作:供调试用,即每按一次启动按钮,机械手按顺序向前执行一个动作后自动停止。(3)单周期操作:供首次检验用，当机械手在原点时,按一下启动按钮,机械手自动执行一个周期的动作后，自动停止在原点。在工作中，若按一下停止按钮，则机械手动作停止。重新启动时，须用手动操作方式将机械手移回原点，然后按一下启动按钮，机械手又重新开始单周期操作。(4)连续操作:正常工作用，机械手从原点开始,按一下启动按钮,机械手将自动进行周期性工作循环。在工作中，若按一下停止按钮，则机械手动作停止。重新启动时，须用手动操作方式将机械手移回原点，然后按一下启动按钮，机械手又重新开始连续操作。在工作中若按一下复位按钮，则机械手将继续完成一个周期的动作后，回到原点自动停止。机构“原点”设置在可动部分位置的左上方，即压下左限位开关和上限位开关，机械手处于放松状态，机构在“原点”处应有指示。并且要求，只有当右工作台上无工件时才能允许机械手在右边下降，因此此处还应该设置一个无工件检测的光电开关。4.4 PLC的I/O端子分配 按照上述要求,输入信号有:启动、停止、复位按钮；位置检测(上、下、左、右、正、反)6个限位开关；操作方式选择旋柄开关(4个位置)和手动时运动选择旋柄开关(4个位置)；一个无工件检测的光电开关。输出信号有：电磁阀(下降、上升、左移、右移、正转、反转、起动和夹紧/松开)共8个和一个原点指示灯。具体I/O的分配与编号情况如图4-2所示。 图4-2 I/O点的分配编号4.5 控制程序的设计 因为在手动操作方式下,各种动作都是用按钮控制来实现,其程序可独立于自动操作程序而另行设计。因此，总程序可分为两段独立的部分：手动操作程序和自动操作程序。程序的总结构如图4-3所示。 图4-3 总程序结构框图当选择手动操作方式，则输入点X411接通，其常闭触点断开，执行手动程序，并由于X412、X413、X500的常闭触点为闭合，则跳过自动程序段。若选择单步、单周期或连续任一种操作方式，都将跳过手动程序而执行自动程序。自动程序又包括了机械手的三种工作方式。(1) 手动操作程序的设计手动操作控制简单,可按照一般继电器控制系统的逻辑设计法来设计，其梯形图如图所示。为了安全起见，程序中设置了联锁保护。例如只有当机械手处于上限位限时才能进行左/右移动，因此在左/右移动时用上限条件作为联锁保护。另外，由于左/右，上/下，正/反转运动均采用双线圈两位电磁阀控制，两个线圈不能同时通电，因此在左/右，上/下移动和正/反转的电路中设置了互锁环节。如下图4-4所示。 (2)自动操作程序设计自动操作控制比较复杂，可先绘出控制流程图，以表示程序执行的顺序和条件，如图4-5所示。根据流程图，再设计出梯形图程序。本设计采用移位寄存器编程的方法设 图4-4 手动操作梯形图计自动程序。由流程图可知，移位寄存器的M100M111各位代表机械手一个工作循环的10步，当两步之间的转换条件得到满足时，转换到下一工步，即机械手的动作前进一工步。 图4-5 自动程序的流程图 图4-6所示为自动操作程序的梯形图。其中移位寄存器的数据输入电路由M101M112各位的常闭触点与辅助继电器M120的常开触点串联而成，移位信号由若干条串联支路并联后获得，并经X412的常闭触点或X400的常开触点接到SFT端，而移位寄存器的复位有两条路，其一是经停止信号X410直接复位，其二是通过M200的常开触点与M112和X404的常开触点串联而提供复位信号。 图4-6 自动程序梯形图自动操作程序的控制原理及工作过程分析如下：当选择连续工作方式，起动后辅助继电器M200接通，程序可自动循环。原点状态 当机械手处于原点，X402和X404是接通的。Y437线圈接通，原点指示灯亮。机械手下降 按下起动按钮，X400接通，使M120线圈接通并自保持，移位寄存器首位M100置“1”，Y430线圈接通，下降电磁阀得电，执行下降动作。同时，因机械手离开原点，上限位开关断开，使X402断开，原点指示灯灭。夹紧工件 当机械手下降到位，下限位开关闭合，输入点X401接通，其常闭触点断开，Y430线圈断开，下降停止；同时X401的常开触点闭合，产生移位信号，M100的“1”态移到了M101。M101的常开触点一方面接通Y431，使夹紧电磁阀得电，机械手执行夹紧动作，另一方面起动T450计时。应当提出的是，因M101的常闭触点把移位寄存器的数据输入端断开，M100由“1”变为“0”，也就是说移位寄存器的各位中，总是只有一位的状态为“1”。 机械手上升 当T450定时3s后，其常开触点闭合又产生移位信号，将M102置“1” ，M101置“0”，输出Y432线圈接通，上升电磁阀得电，机械手执行上升动作。由于对Y431使用了S指令，使Y431仍保持接通，继续保持夹紧工件的动作。机械手右移 待机械手上升到位，上限位开关闭合，使输入点X402接通，其常闭触点将Y432线圈断开，机械手停止上升。同时又产生移位信号使M103置“1”，M102置“0”，并由M103的常开触点接通Y433，机械手右移。机械手正转90当机械手右移至右限位置，X403接通，其常闭触点将Y433线圈断开，右移停止。并且产生移位信号将M104置“1”，M103置“0”，并由M104的常开触点接通Y435，机械手正向转动。机械手再次下降 当机械手正转至90位置，X405接通，其常闭触点将Y435线圈断开，正转停止。并且产生移位信号将M105置“1”，M104置“0”，若此时右工作台上无工件，则光电检测号输入使X407接通，其常开触点闭合，Y430
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