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25 KN 液压机 液压 系统 设计 11 CAD 图纸 PDF

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南昌航空工业学院毕业论文 The Thesis of Nanchang Institute of Aeronautical Technology 主 要 符 号 表- vii -A面积 D直径 d直径 E弹性模量F作用力 Fk临界负载 f摩擦系数J惯性矩 K液压体积模量；放大系数k螺纹拧紧系数l长度n安全系数 P功率Py缸筒试验压力p压力Q流量T缸体端面V容积v平均流速 Z螺栓个数 经验系数 壁厚 材料抗拉强度许用应力 效率；粘度泊松比 柔性系数AL缸体内径 MM活塞杆直径 南昌航空工业学院毕业论文 The Thesis of Nanchang Institute of Aeronautical Technology 前 言近10年来，液压传动在防漏、治污、降噪、减震、节能和材质研究等各个方面都有长足的进步，它和电子技术的结合也由拼装、混和到整合，步步深入。时至今日，在尽可能小的空间内付出尽可能大的功率并加以精确控制这一点上，液压传动已稳居各种传动方式之首，无可替代。这种情况使液压传动的元件类型、油路结构、系统设计和制作工艺等都发生了深刻的变化，也改变了人们对它进行认识、分析和综合的方式方法。本文所提出的课题正是液压技术在锻压机械中的一个典型应用单柱液压机的液压系统的设计计算。作者利用在南昌市飞机制造厂实习之便，进行了有关资料的收集和整理。尽量在设计过程中选用新标准以反映这门技术的最新情况。为方便读者，作者在设计的说明和排版方面都进行了反复斟酌，采取慎重的态度。本书由尚林峰编写，李尧忠参加审定。由于时间和水平的限制，难免存在不少的缺点和错误，恳切希望广大读者批评指正。 编 者 2003年6月- iii -南昌航空工业学院毕业论文 The Thesis of Nanchang Institute of Aeronautical Technology 1、概述1.1 液压传动发展概况液压传动相对于机械传动来说是一门新技术，但如从17世纪中叶巴斯卡提出静压传递原理、18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，也已有二三百年历史了。近代液压传动在工业上的真正推广使用只是本世纪中叶以后的事，至于它和微电子技术密切结合，得以在尽可能小的空间内传递出尽可能大的功率并加以精确控制，更是近10年内出现的新事物。本世纪的60年代后，原子能技术、空间技术、计算机技术（微电子技术）等的发展再次将液压技术推向前进，使它发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术，使它在国民经济的各方面都得到了应用。液压传动在某些领域内甚至已占有压倒性的优势，例如，国外今日生产的95%的工程机械、90%的数控加工中心、95%以上的自动线都采用了液压传动。因此采用液压传动的程度现在已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪声、经久耐用、高度集成化等各项要求方面都取得了重大的进展，在完善比例控制、数字控制等技术上也有许多新成就。此外，在液压元件和液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化以及微机控制等开发性工作方面，更日益显示出显著的成绩。我国的液压工业开始于本世纪50年代，其产品最初只用于机床和锻压设备，后来才用到拖拉机和工程机械上。自1964年从国外引进一些液压元件生产技术、同时进行自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已从低压到高压形成系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。80年代起更加速了对西方先进液压产品和技术的有计划引进、消化、吸收和国产化工作，以确保我国的液压技术能在产品质量、经济效益、人才培训、研究开发等各个方面全方位地赶上世界水平。1.2 液压传动的工作原理及组成部分1.2.1 液压传动的工作原理 驱动机床工作台的液压系统，它由油箱、滤油器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管组成。它的工作原理：液压泵由电动机带动旋转后，从油箱中吸油。油液经滤油器进入液压泵，当它从泵中输出进入压力管后，将换向阀手柄、开停手柄方向往内的状态下，通过开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸左腔，推动活塞和工作台向右移动。这时，液压缸右腔的油经换向阀和回油管排回油箱。如果将换向阀手柄方向转换成往外的状态下，则压力管中的油将经过开停阀、节流阀和换向阀进入液压缸右腔，推动活塞和工作台向左移动，并使液压缸左腔的油经换向阀和回油管排回油管。工作台的移动速度是由节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油液增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，工作台的移动速度减小。为了克服移动工作台时所受到的各种阻力，液压缸必须产生一个足够大的推力，这个推力是由液压缸中的油液压力产生的。要克服的阻力越大，缸中的油液压力越高；反之压力就越低。输入液压缸的油液是通过节流阀调节的，液压泵输出的多余的油液须经溢流阀和回油管排回油箱，这只有在压力支管中的油液压力对溢流阀钢球的作用力等于或略大于溢流阀中弹簧的预紧力时，油液才能顶开溢流阀中的钢球流回油箱。所以，在系统中液压泵出口处的油液压力是由溢流阀决定的，它和缸中的油液压力不一样大。如果将开停手柄方向转换成往外的状态下，压力管中的油液将经开停阀和回油管排回油箱，不输到液压缸中去，这时工作台就停止运动。从上面的例子中可以得到：1） 动是以液体作为工作介质来传递动力的。2）液压传动用液体的压力能来传递动力，它与利用液体动能的液力传动是不相同的。3）压传动中的工作介质是在受控制、受调节的状态下进行工作的，因此液压传动和液压控制常常难以截然分开。1.2.2 液压传动的组成部分液压传动装置主要由以下四部分组成：1）能源装置把机械能转换成油液液压能的装置。最常见的形式就是液压泵，它给液压系统提供压力油。2）执行装置把油液的液压能转换成机械能的装置。它可以是作直线运动的液压缸，也可以是作回转运动的液压马达。3)制调节装置对系统中油液压力、流量或流动方向进行控制或调节的装置。例如溢流阀、节流阀、换向阀、开停阀等。这些元件的不同组合形成了不同功能的液压系统。4)辅助装置上述三部分以外的其它装置，例如油箱、滤油器、油管等。它们对保证系统正常工作也有重要作用。1.3 液压传动的优缺点液压传动有以下一些优点：1） 在同等的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力，因为液压系统中的压力可以比电枢磁场中的磁力大出3040倍。在同等的功率下，液压装置的体积小，重量轻，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等功率电动机的12%左右。2） 液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达500次/min，实现往复直线运动时可达1000次/min。3） 液压装置能在大范围内实现无级调速（调速范围可达2000），它还可以在运行的过程中进行调速。4） 液压传动易于自动化，这是因为它对液体压力、流量或流动方向易于进行调节或控制的缘故。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，接受远程控制。5） 液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在失速状态下工作而不会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。液压件能自行润滑，使用寿命较长。6） 由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也具有较大的机动性。7） 用液压传动来实现直线运动远比用机械传动简单。液压传动的缺点是：1） 液压传动不能保证严格的传动化，这是由液压油液的可压缩性和泄漏等原因造成的。2） 液压传动在工作过程中常有较多的能量损失（摩擦损失、泄漏损失等），长距离传动时更是如此。3） 液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性很易受到温度的影响，因此它不宜在很高或很低的温度条件下工作。4） 为了减少泄漏，液压元件在制造精度上的要求较高，因此它的造价较贵，而且对油液的污染比较敏感。5） 液压传动要求有单独的能源。6） 液压传动出现故障时不易找出原因。总的说来，液压传动的优点是突出的，它的一些缺点有的现已大为改善，有的将随着科学技术的发展而进一步得到克服。2、液压系统设计2.1 明确设计要求，制定基本方案2.1.1 设计要求设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手进行液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面的情况了解清楚。单柱液压机主机概况：液压机公称力 25 KN液压系统最大工作压力 8 Mpa骨块行程 125 MM压头下行速度 45 mm/s压头上行速度 130 mm/s 液压系统要完成以下动作循环：2.1.2 制定液压系统基本方案2.1.2.1 确定液压执行元件的形式在本设计中,液压缸是液压系统中的执行元件，它是一种把液体的压力能转换成机械能以实现直线往复运动的能量转换装置。液压缸结构简单，工作可靠，在液压系统中得到了广泛的应用。液压缸按其结构形式，可以分为活塞缸、柱塞缸两类。活塞缸和柱塞缸的输入为压力和流量，输出为推力和速度。液压缸除了单个地使用外，还可以组合起来或和其它机构相结合，以实现特殊的功能。根据参考文献2表37.5-1我们选择活塞缸类中的单杆活塞液压缸，其特点及适用场合见表2-1。表2-1名称特点适用场合单杆活塞液压缸有效工作面积大，双向不对称往返不对称的直线运动等2.1.2.2 确定液压执行元件运动控制回路1）为了实现液压缸的进和退，我们选择电磁换向阀作为液压系统的方向控制阀。电磁换向阀的基本工作原理是通过电磁铁控制滑阀阀芯的不同位置，以改变油液的流动方向。当电磁铁断电时，滑阀由弹簧保持在中间位置或初始位置（脉冲式阀除外）。若推动故障检查按钮可使滑阀阀芯移动。电磁换向阀在液压系统中的作用是用来实现液压油路的换向、顺序动作及卸荷等。由于电磁铁的推力有限，电磁换向阀应用在流量不大的液压系统中。2）为了实现其工进，可以选择调速阀或节流阀作为速度控制阀。节流阀的调节应该轻便、准确。在小流量调节时，如通流截面相对于阀心位移的变化率较小，则调节的精确性较高。调节节流阀的开口，便可调节执行元件运动速度的大小。而调速阀的工作原理：液压泵出口（即调速阀进口）压力，由溢流阀调整，基本上保持恒定。调速阀出口处的压力由活塞上的负载决定。所以当负载增大时，调速阀进出口压差将将减小。调速阀在液压系统中的应用和节流阀相仿，它适用于执行元件负载变化大而运动速度要求稳定的系统中。因此，在本设计中选择调速阀作为速度控制阀。2.1.2.3 液压源系统液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。在无其它辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱， 溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。为节省能源提高效率，液压泵的供油量尽量与系统所需流量相匹配。油液的净化装置是液压源中不可缺少的。在此，我们在泵的小口装上粗滤油器。（进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精滤油器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁过滤器或其他型式的滤油器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。2.2 液压系统各液压元件的确定2.2.1 液压介质的选择液压介质应具有适宜的粘度和良好的粘温特性；油膜强度要高，具有较好的润滑性能；能抗氧化，稳定性好；腐蚀作用小，对涂料、密封材料等有良好的适应性；同时液压介质还应具有一定的消泡能力。选择液压介质时，除专用液压油外，首先是介质种类的选择。根据液压系统对介质是否有抗燃性的要求，决定选用矿油型液压油或抗燃型液压液。其次，应根据系统中所用液压泵的类型选用具有合适粘度的介质。最后，还应考虑使用条件等因素，如环境温度、工作压力、执行机构速度等。当工作温度在60以下，载荷较轻时，可选用机械油；工作温度超过60时，应选用汽轮机油或普通液压油。若设备在很低温度下启动时须选用低凝液压油。据参考文献2表37.3-12 中各普通液压油质量指标及应用以及本设计中单柱液压机液压系统的要求选用N32号普通液压油，其各项质量指标见表2-2。表2-2名称N32号普通液压油代号 / 原牌号YA-N32 / 20号运动粘度 mm2/s (40)28835.2运动粘度 mm2/s (50)1723粘度指数90抗氧化安定性(酸值达2mgKOH/g) h1000凝点 -10闪点(开口) 170防锈性(蒸镏水法)无锈临界载荷 N600抗泡沫性(93) ml起泡 50 / 消泡 0抗磨性（四球，DB） N800应用适用于环境温度040的各类中高压系统（适用工作压力为6.3-2.1MPa2.2.2 拟定液压系统图在这种单柱液压机上，实现了“工进 快退 停止”的动作循环（见图2-1）。可以进行冲剪、弯曲、翻边、装配、冷挤、成型等多种加工工艺。表2- 3 示此单柱液压机的动作循环表，图2-2则是这种液压机的液压系统图，其滑块的工作情况如图所示。图2-1 单柱液压机动作循环图图2-2 单柱液压机液压系统图进油路 液压泵1 电磁换向阀2（左位） 单向调速阀3 液压油缸4上腔回油路 液压油缸4下腔 单向顺序阀5 电磁换向阀2（右位） 油箱7表2-3 单柱液压机液压系统的动作循环表动作名称信号来源电磁换向阀2的工作状态滑块工进1YA通电左位快退2YA通电右位2.3 液压系统主要参数计算2.3.1 选系统工作压力压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械重载设备压力要选得高一些。公称力为25KN的单柱液压机属小型液压机类型，一般情况下，载荷不会太高，参考资料2表37.5-3，初步确定系统工作压力为4MPa。2.3.2 液压缸主要参数的确定2.3.2.1 液压缸设计中应注意的的问题液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的性能和易否发生故障。在这方面，经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。所以，在设计液压缸时，必须注意如下几点：1）尽量使活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或受压状态下具有良好的纵向稳定性。2）考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装置和排气装置，系统中需有相应的措施。但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。3）正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接，要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定们，只能在一端定位，为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。如冲击载荷使活塞杆压缩，定位件须设置在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。4) 液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单、紧凑，加工、装配和维修方便。2.3.2.2 液压缸主要参数的确定鉴于液压系统的最大工作压力P1=8Mpa7Mpa由参考文献1表5-2推荐初定d=0.7D取液压缸=0.9 则此时活塞所受推力 N 由式 （2-1）=69.45 cm2 （2-2）=9.38 cm则d= 0.7D =6.07 cm参考文献2表37.5-8及表37.5-9对这些直径圆整成就近标准值时得： D =100 mm d =70 mm由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： cm2 cm22.3.3 液压缸强度校核液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径d和缸盖处固定螺栓直径在高压系统中必须进行强度校核。 取：液压缸材料为45#钢，无缝钢管活塞杆材料45#钢2.3.3.1 壁厚强度校核根据参考文献2表37.7-64及表37.7-65选择液压缸外径为121mm即液压缸壁厚=10.5mm对于本系统： 10 为厚壁按壁筒计算： （2-3）式中，D为缸筒内径；Py为缸筒试验压力,当缸的额定压力Pn 16Mpa时，取Py=1.5 Pn ；为缸筒材料的许用应力，为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n = 5 。 所以:Py=1.54=6 Mpa （2-4）式中 N/mm2n = 5则 N/m2得 mm mm故缸体壁厚强度满足。2.3.3.2 液压缸内活塞杆直径校核 活塞杆的直径d按下式进行校核 （2-5）式中，F为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力, 则 ：mm d故活塞杆强度满足。2.3.3.3 液压缸盖固定螺栓直径计算液压缸盖固定螺栓直径按下式计算： （2-6）式中，F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数；K为螺纹拧紧系数；K=1.121.5，取K=1.3；MPa则：mm取 ds=10 mm2.3.4 液压缸稳定性校核活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆稳定性的校核依下式进行： （2-7）式中，nk为安全系数，一般取nk = 2 4，这里取nk = 4。当活塞杆的细长比 时 （2-8）当活塞杆的细长比 时，且= 20 120 时，则 （2-9）式中，l为安装长度，其值与安装方式有关，见表2-1，为活塞杆横截面最小回转半径， ；为柔性系数，其值见表2-2；为由液压缸支承方式决定的末端系数，其值见表2-4；E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取E=2.061011N/M2；J为活塞杆横截面惯性矩；A为活塞杆横截面积，f为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值均见表2-5。表2-4 液压缸支承方式和末端系数2的值支承方式支承说明末端系数2一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表2-5 f、a、1的值材料f 108 N/M21铸铁5.680锻铁2.5110软钢3.490硬钢4.985由此，根据实际设计的可得： N/M2 ； （2-10）而l125mm， 取l=175mm 则活塞杆稳定性按式：进行校核。代入数据： N而 （2-11）式中，FW为活塞所受最大推力 Pmax为系统最大压力为8Mpa 。 A1为液压缸无活塞杆腔的截面积，A1 = 78.5 cm2 FW = 81067.8510-3 = 6.28104 N显然，FW 所以，活塞杆稳定性满足。2.3.5 计算液压缸实际所需流量根据最终确定的液压缸的结构尺寸及其运动速度或转速，计算出液压缸实际所需流量，见表2-6。表2 6 液压缸实际所需流量工况活塞下行(工进)活塞上行(快退)运动速度10-2 m/s = 4.5 = 13结构参数 10-3 m2A1 = 7.85A2 = 4.0 流量 10-4 m3/sQ1 = 3.53 Q2 = 5.21计算公式Q = A2.3.6 绘制液压缸工况图图2-3液压缸工况图2.4 液压阀的选择2.4.1 液压阀的作用液压阀是用来控制液压系统中油液的流动方向或调节其压力和流量的，因此它可以分为方向阀、压力阀和流量阀三大类。一个形状相同的阀，可以因为作用机制的不同，而具有不同的功能。压力阀和流量阀利用通流截面的节流作用控制着系统的压力和流量，而方向阀则利用通流通道的更换控制着油液的流动方向。这就是说，尽管液压阀存在着各种各样不同的类型，它们之间还是保持着一些基本共同之点。例如：1）在结构上，所有的阀都由阀体、阀心（座阀或滑阀）和驱使阀心动作的元、部件（如弹簧、电磁铁）组成。2）在工作原理上，所有阀的开口大小，阀进、出口间的压差以及流过阀的流量之间的关系都符合孔口流量公式，仅是各种阀控制的参数各不相同而已。2.4.2 液压阀的基本要求液压系统中所用的液压阀，应满足如下要求：1）动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。2）油液流过时压力损失小。3）密封性能好。4）结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大。2.4.3 液压阀的选择1）阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20%以内的短时间过流量。2）阀的型式，按安装和操作方式选择。本系统工作压力在4MPa左右，所以液压阀均选用中压阀。所选阀的规格型号见表2-7。表2-7 25KN单柱液压机液压阀名细表名称选用规格单向调速阀AQF3-E10B电磁溢流阀YDF3-E10B-B电磁换向阀34DF30-E10B-D单向顺序阀AXF3-E10B3、液压泵站及其辅助装置 在本设计中，我们将采用集成块的联接方式来进行液压系统的装配。其集成块单元回路图见图3-1；图3-1 集成块单元回路图 3.1 液压泵站3.1.1 液压泵站概述及液压泵站油箱容量系列标准3.1.1.1 液压泵站的概述目前我国生产液压泵站的厂家很多，液压泵站的种类也繁多，但多数厂家根据用户的具体要求设计和制造，尚未完全系列化、标准化。现在只有液压泵站的油箱公称容量系列有国家标准。3.1.1.2 液压泵站油箱公称容量系列（GB 287681）表3-1 油箱容量GB 2876-81 L46.310254063100160250315400500630800100012501600200031504000500063003.1.2 各系列液压泵站的简述详细资料见参考文献237篇第10章。3.1.2.1 YZ系列液压泵站YZ系列液压泵站，油箱容量有256300L等18种规格。选用各种不同的泵，得到各种不同流量、压力的规格。外形结构上有上置式（有立式及卧式）和非上置式。 YZ系列液压泵站生产厂有：上海高行液压件厂、长沙液压件厂、南京液压件三厂等。3.1.2.2 YG型液压柜YG型液压柜规格性能为油箱容量250350L，压力6.3MPa，流量有40、63和100L/ min。上海液压件一厂生产。3.1.2.3 YZS型液压站YZS型液压泵站，油箱容量100L，压力6.3MPa，流量16L/min。常州液压件厂生产。3.1.2.4 YGC型液压柜YGC型液压柜油箱容量160L，压力6.3MPa，流量有12、25L/min，由北京椿树机械厂生产。3.1.2.5 CJZ型液压站CJZ型液压泵站油箱容量有100L与160L两种，压力为5MPa，流量为2063L/min范围。有定量泵与变量泵两种型式，成都液压元件一厂生产。3.1.2.6 YH型液压站YH型液压站油箱容量1202000L，压力为14 MPa，流量在10250L/min范围，由沈阳重型机器厂生产。3.1.2.7 SE型液压泵站SE型液压泵站油箱容量1400L，压力7 MPa，流量6.75m3/s，上海冶金设计院设计。3.1.2.8 上重型液压站上海重型机器厂液压站油箱容量1200L与2200L两种，1200L的工作压力为1.5 MPa，2200L的为5 MPa，流量均为320L/min。3.2 液压泵3.2.1 液压泵的选择液压泵是一种能量转换装置，它把驱动电机的机械能转换成输到系统中去的油液的压力能，供液压系统使用。液压泵的工作压力是指泵实际工作时的压力。液压泵的额定压力是指泵在正常工作条件下按试验标准规定的连续运转的最高压力，超过此值就是过载。液压泵的额定流量是指在正常工作条件下，按试验标准规定必须保证的流量，亦即在额定转速和额定压力下由泵输出的流量。（1）液压泵工作压力的确定 （3-1）P1是液压缸的工作压力，对于本系统： MPa 是泵到液压缸间总的管路损失。由系统图可见，从泵到液压缸之间串接有一个单向调节器速阀和一个电磁换向阀，取= 0.6MPa液压泵工作压力为：PP = 4.4 + 0.6 = 5 MPa (2) 液压泵流量的确定 （3-2）由工况图看出，系统最大流量发生在快退工况，m3/s，泄漏系数 K = 1.2,求得液压泵流量:m2/s (37.8 L/mm)选用YB1-40 型双联叶片泵。双联叶片泵是在一个泵体内安装两个双作用叶片泵，用同一个传动轴驱动。安装大小不同的单泵，可以得到两种大小不同的流量，以适应液压系统各种不同速度的要求。双作用叶片泵的工作原理是泵由转子、定子、叶片、配油盘和端盖等件所组成。定子的内表双作用叶片泵的工作原理：面是由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线八个组成，且定子和转子是同心的。叶片在转子的槽内可灵活滑动，在转子转动时的离心力以及通入叶片根部压力油的作用下，叶片顶部贴紧在定子内表面上，于是两相邻叶片、配油盘、定子和转子间便形成了一个个密封的工作腔。在转子顺时针方向旋转的情况下，密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐增大，为吸油区；在左下角和右上角处逐渐减小，为压油区；吸油区和压油区之间有一段封油区把它们隔开。这种泵的转子每转一转，每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次，所以称为双作用叶片泵。泵的两个吸油区和两个压油区是径向对称的，作用在转子上的液压力径向平衡，所以又称为平衡式叶片泵。3.2.2 液压泵装置液压泵装置是指将电能转变为液压能所需要的设备、元件及其辅助元件。具体而言，主要指电机、联轴器、液压泵、吸油管、排油管以及吸油管口的滤油器。正确地设计尤其是正确地安装液压泵装置，是液压系统正常工作的重要保证，必须予以足够的重视。3.2.2.1 液压泵的安装方式金属切削机床的液压站，多用定量或限压式变量叶片泵。变量叶片泵仅能卧式安装，而定量叶片泵，无论是单泵还是双联泵，都可以有立式和卧式两种安装方式。齿轮泵与柱塞泵一般为卧式安装。卧式安装的液压泵，其位置又可分为上置式与非上置式两种。上置式指液压泵装置安装在油箱上，立式安装的液压泵皆为上置式。安装液压泵应注意的问题： 为了防止振动与保证液压泵的使用寿命，液压泵必须牢固地紧固在箱盖或基础上，注意经常检查连接螺钉是否松动。 调整好液压泵与电机的联轴器，使二者同心，用手拨动联轴器时不能有松紧不一致的现象。 在有条件的情况下，尽量将液压泵（齿轮泵、定量叶片泵、螺杆泵）安装在油液内。 液压泵吸油管路的安装必须注意密封可靠及油管插入油液有足够的深度，以防止空气被吸入液压泵。 安装液压泵时，应注意各类液压泵的吸油高度，正确确定液压泵与油液液面的距离。各类液压泵的吸油高度见表3-2：表3-2 各类油泵吸油高度油泵类型齿轮泵叶片泵柱塞泵螺杆泵吸油高度（mm）300400不大于500不大于50050010003.2.2.2 液压泵与电机的联接液压泵与电机之间的联轴器，一般用简单型弹性圈柱销联轴器或弹性圈柱销联轴器，其二者的共同特点是传递扭矩范围较大，转速较高，弹性好，能缓冲扭矩急剧变化引起的振动，能补偿轴位移。但在使用中应定期检查弹性圈，发现其损坏后及时更换。上述两种联轴器中，简单型弹性圈柱销联轴器的结构简单，装卸方便，使用寿命较长，帮比弹性圈柱销联轴器用得多些。应用上述二种联轴器时，一定要注意弹性圈材料必须用耐油橡胶。安装联轴器的技术要求是： 半联轴器I尽量做主动件。 半联轴器与电动机轴配合时采用配合，与其他轴端则采用低于的配合，否则应验算轮毂强度。 最大同轴度偏差不大于0.1mm(上海机床厂经验数据)，轴线倾斜角不大于40。3.3 电动机功率的确定 注射机在整个动作循环中，系统的压力和流量都是变化的，所需功率变化较大，为满足整个工作循环的需要，按较大功率段来确定电动机功率。由前面的计算已知泵的供油压力应为 PP = 5MPa，取泵的总效率P = 0.65，泵的总驱动功率为 （3-3） KW验算其他工况时，液压泵的驱动功率均小于此值。查产品样本，选用5.5KW 的电动机。3.4 液压管件的确定3.4.1 油管内径确定由于本系统并未对油管内油液的流速作出规定，因此在整个系统中只需保证各处的流量满足要求即可。初定泵吸油管处流速为1m/s，则由式 计算得d = 8mm，由于油管的管径不宜选得过大，以免使液压装置的结构庞大；但也不能选得过小，以免使管内液体流速加大，系统压力损失增加或产生振动和噪声，影响正常工作。在强度保证的情况下，管壁可尽量选得薄些。薄壁易于弯曲，规格较多，装接较易，采用它可减少管系接头数目，有助于解决系统泄漏问题。考虑到与各液压阀的连接，也为了尽量减少管路中油压的损失，故统一取油管内径为10mm。3.4.2 管接头管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式连接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各项条件。液压系统中的泄漏问题大部分都出现在它管系中的接头上，为此对管材的选用，接头形式的确定（包括接头设计、垫圈、密封、箍套、防漏涂料的选用等），管系的设计（包括弯管设计、管道支承点和支承形式的选取等）以及管道的安装（包括正确的运输、储存、清洗、组装等）都要慎审从事，以免影响整个液压系统的使用质量。3.5 滤油器的选择3.5.1 滤油器的作用及过滤精度滤油器在液压系统中，滤除外部混入或者系统运转中内部产生的液压油中的固体杂质，使液压油保持清洁，延长液压元件使用寿命，保证液压系统的工作可靠性。一般认为75%以上液压系统故障是由于液压油的污染所造成的。因此滤油器对液压系统来说，是不可少的重要组成部分。滤油器的过滤精度用从液压油中过滤掉的杂质的颗粒大小表示，一般可分为粗滤油器、普通滤油器、精密滤油器和特精滤油器四种，它们分别能滤去大于100m、10100m、510m和15m大小的杂质。液压系统压力越高，要求液压元件的滑动间隙越小，因些系统压力越高，要求的过滤精度也越高，其关系见表3-3：表3-3 过滤精度与液压系统压力的关系系统类别一般液压系统伺服系统压力 MPa 773521颗粒大小m255025105滤油器按其滤心材料的过滤机制来分，有表面型滤油器、深度型滤油器和吸附型滤油器三种。3.5.2 选用和安装选用滤I油器时，要考虑下列几点：1） 过滤精度应满足预定要求。2） 能在较长时间内保持足够的通流能力。3） 滤心具有足够的强度，不因液压的作用而损坏。4） 滤心抗腐蚀性能好，能在规定的温度下持久地工作。5） 滤心清洗或更换简便。因此，滤油器应根据液压系统的技术要求，按过滤精度、通流能力、工作压力、油液粘度、工作温度等条件来选定其型号。在本设计中，选用网式滤油器，它具有结构简单、通油能力大、阻力小、易清洗等特点。网式滤油器属于粗滤油器，一般安装在液压泵的吸油路上，这种安装方式主要作用是保护液压泵。3.6 油箱及其辅件的确定3.6.1 油箱油箱在液压系统中除了储存油液外，还起着散发油液中的热量（在周围环境温度较低的情况下则是保持油液中热量）、分离油液中的气泡、沉淀固体杂质等作用。油箱中安装有很多辅件，如空气滤清器及液位计等。3.6.1.1 油箱的设计要点设计油箱时应考虑如下几点：a .油箱必须有足够大的容积。以满足散热要求，停车时能容纳液压系统中所有的油；而工作时又保持适当的油位要求等。b. 吸油管及回油管应插入最低油位以下。以防止吸油管吸入空气；回油管飞溅产生气泡。管口一般与油箱底、箱壁的距离不小于管径的3倍。吸油管应安装80或100m的网式或线隙式滤油器，安装位置要便于装卸或清洗滤油器。回油管口斜切45角并面向箱壁，以防回油冲击油箱底部的沉积物。c. 吸油管和回油管的距离尽可能远一点，中间要设置隔板，使油液在油箱中流动速度缓慢一点，时间长一些，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。d. 为了保持油液清洁，油箱应有密封的顶盖，顶盖上应没有带滤油网的注油口及带空气滤清器的通气孔，注油及通气一般都由一个空气滤清器来完成。为了便于放掉油，油箱底应有一定倾斜度，最低处设放油阀。e. 箱壁上应考虑安装液面指示器、冷却器。加热器及温度计等位置。f.油箱也可以设计成完全密封的充压式油箱，用以改善液压的吸油状况。一般充气压力为0.070.1MPa。根据以上六点设计要点以及对照本设计的需要，绘制油箱简图如下：图3-1 油箱简图3.6.1.2 油箱容量的确定初始设计时，先按经验确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。经验公式为： m3 （3-4）式中， 液压泵每分钟排出压力油的容积 m3 经验系数，见表3-4表3-4 经验系数系统类型行走机械低压系统中压系统锻压 机械冶金机械1 22 45 76 1210在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。初始设计时，先按经验公式确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。由此初定油箱容积取为200L，其结构参数如表3-5：表3-5 油箱结构参数长 mm80箱盖厚度 mm15宽 mm50箱底厚度 mm4高 mm50箱底倾角 mm153.6.1.3 确定油箱的有效容积按经验公式（3-4）来初步确定油箱的有效容积： 已知所选泵的总流量37.8 L/min，这样，液压泵每分钟排出压力油的体积37.8L。参照表3-3，取 = 5，算得有效容积为：V = 537.8 =189 L3.6.2 空气滤清器一般在油箱盖上应设置空气滤清器，它包括空气滤清装置和注油过滤网。在此，我们选择EF2-32 型空气滤清器，其技术性能见表3-6：表3-6 EF2-32型空气滤清器技术性能表规格EF2-32加油流量L/min14空气流量L/min100油过滤面积 cm2120螺钉（四只均布）mmM410空气过滤精度mm0279油过滤精度125m（120目/英寸）3.6.3 油标在油箱侧壁上一般应设置油标，以此作为油箱中油位的指示器。考虑到控制油箱温度的重要性，选择YWZ型带温度计的液位指示器。4、液压缸的设计计算4.1 液压缸的基本参数的确定在2-3节中，我们已经对液压执行元件即液压缸的基本参数作过计算并校核，其各参数见表4-1：表4-1 液压缸的基本参数缸径D mm100活塞杆直径d mm70最大行程L mm125缸体壁厚 mm20.5公称力F KN1254.2 液压缸主要零件的结构、材料及技术要求4.2.1 缸体4.2.1.1 缸体端部联接结构 缸体端部的联接结构见表4-2：表4-2 缸体端部联接型式连接方式特点焊接结构简单，尺寸小，重量轻，使广泛缸体焊后可能变形，且内径不易加工。主要用于柱塞式液压缸螺纹联接径向尺寸小，重量较轻，使用广泛缸体外径需加工，且应与内径同轴；装卸需专用工具；安装时应防止密封圈扭曲法兰联接结构较简单，易加工，易装卸，使用广泛径向尺寸较大，重量比螺纹联接的大。非焊接式法兰的缸体端部镦粗拉杆联接结构通用性好。缸体加工容易，装卸方便，应用较广表4-2 缸体端部联接型式连接方式特点拉杆联接外形尺寸大，重量大。用于载荷较大的双作用缸半外半环重量比拉杆联接轻，缸体外径需加工环半环槽削弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚联内半环结构紧凑，重量轻接安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油孔边缘擦伤钢丝联接结构简单，尺寸小，重量轻注：1.对于固定机械，若尺寸与重量没有特殊要求时，建议采用法兰联接或拉杆联接。 2.对于活动机械，若尺寸和重量有特殊要求时，推荐采用外螺纹联接或外半环联接。 详细资料见参考文献2表37.7-464.2.1.2 缸体的材料液压缸缸体的常用材料为20、35、45号无缝钢管。因20号钢的机械性能略低，且不能调质，应用较少。当缸筒与缸底、缸头、管接头或耳轴等件需焊接时，则应采用焊接性能较好的35号钢，粗加工后调质。一般情况下，均采用45号钢，并应调质到241285HB。缸体毛坯也可采用锻钢、铸钢或铸铁件。铸钢可采用ZG35B等材料，铸铁可采用HT200HT350间的几个牌号或球墨铸铁。特殊情况下，可采用铝合金等材料。4.2.1.3 缸体的技术要求（图4-1和图4-2） 缸体内径采用H8、H9配合。表面粗糙度：当活塞采用橡胶密封圈密封时，为0.10.4m，当活塞用活塞环密封时，为0.20.4m。且均需珩磨。 缸体内径AL（图4-1）的圆度公差值可按9、10或11级精度选取，圆柱度公差值应按8级精度选取。 缸体端面T（图4-1）的垂直度公差值可按7级精度选取。图4-1 缸体(4)当缸体与缸头采用螺纹联接时，螺纹应取为6级精度的公制螺纹。 当缸体带有耳环或销轴（图4-2）时，孔径D1或轴径d2的中心线对缸体内孔轴线的垂直度公差值应按9级精度选取。图4-2 耳环型、销轴型缸体 为了防止腐蚀和提高寿命，缸体内表面应镀以厚度为3040m的铬层，镀后进行珩磨或抛光。4.3 缸盖4.3.1 缸盖的材料液压缸的缸盖可选用35、45号锻钢或ZG35、ZG45铸钢或HT200、HT300、HT350铸铁等材料。当缸盖本身又是活塞杆的导向套时，缸盖最好选用铸铁。同时，应在导向表面上熔堆黄铜、青铜或其他耐磨材料。如果采用在缸盖中压入导向套的结构时，导向套材料则应为耐磨铸铁、青铜或黄铜等。4.3.2 缸盖的技术要求（图4-3） 直径d（基本尺寸同缸径）、D2（活塞杆的缓冲孔）、D3（基本尺寸同活塞杆密封圈外径）的圆柱度公差值，应按9、10或者11级精度选取。图4-3 缸盖 D2、D3与d的同轴度公差值为0.03mm。 端面A、B与直径d轴心线的垂直度公差值，应按7级精度选取。 导向孔的表面粗造度为1.25m。4.4 活塞4.4.1 活塞与活塞杆的联接型式 活塞与活塞杆的联接型式见表4-3：表4-3 活塞杆联接型式联接方式备注整体联接用于工作压力较大，而活塞直径又较小的情况螺纹联接常用的联接方式半环联接用于工作压力、机械振动较大的情况注：详细资料见参考文献2表37.7-474.4.2 活塞与缸体的密封活塞与缸体的密封结构，随工作压力、环境温度、介质等条件的不同而不同。常用的密封结构见表4-4：表4-4 活塞与缸体的密封结构密封形式备注间隙密封用于低压系统中的液压缸活塞的密封活塞环密封适用于温度变化范围大，要求摩擦力小、寿命长的活塞的密封O型密封性能好，摩擦系数小；安装空间小，密密封圈广泛用于固定密封和运动密封封Y型密封圈用在20MPa压力下、往复运动速度较高的液压缸密封圈YX型密封圈耐高压、耐磨性好，低温性能好，逐渐取代Y型 密封圈密V型密封圈可用于50MPa压力下，耐久性好，但摩擦阻力大封U型密封圈用于32MPa以下的系统中，其密封性好，阻力较小UP1型密封圈注：详细资料见参考文献2表37.7-484.4.3 活塞的材料液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁、灰铸铁（HT300、HT350）、钢（有的在外径上套有尼龙66、尼龙1010或夹布酚醛塑料的耐磨环）及铝合金等。4.4.4 活塞的技术要求（图4-4） 活塞外径AL对内孔D1的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。 端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。 外径AL的圆柱度公差值，按9、10或11级精度选取。图4-4 活塞4.5 活塞杆4.5.1 端部结构活塞杆端部结构见表4-5：表4-5 活塞杆端部结构结构形式外螺纹内螺纹单耳环结构简图结构形式双耳环半球铰单耳环球头结构简图结构形式销轴柱销结构简图结构形式锥销法兰结构简图4.5.2 端部尺寸 端部为螺纹联接时，其尺寸见表4-6：表4-6 液压缸活塞杆螺纹尺寸系列直径与螺距螺纹长A直径与螺距螺纹长A直径与螺距螺纹长Akk t短型长型kk t短型长型kk t短型长型M30.3569M221.53044M1103112M40.5812M2423248M1254125M40.7*812M2723654M1404140M50.51015M3024060M1604160M60.751216M3324566M1804180M61*1216M3625072M2004200M811220M4225684M2204220M81.25*1220M4826396M2506250M101.251422M56275112M2806280M121.251624M64385128M141.51828M72385128M161.52232M80395140M181.52536M903106140M201.52840M10031124.5.3 活塞杆结构活塞杆有实心杆和空心杆两种，见图 （4-5 ）。空心活塞杆的一端，要留出焊接和热处理时用的通气孔d2。a)b)图（4-5 ）活塞杆a)实心活塞杆 b)空心活塞杆4.5.4 活塞杆材料实心活塞杆材料为35、45号钢；空心活塞杆材料为35、45号无缝钢管。4.5.5 活塞杆的技术要求（图4-5） 活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229285HB，必要时，再经高频淬火，硬度达HRC4555。 活塞杆MM和d1的圆度公差值，按9、10或11级精度选取。 活塞杆MM的圆柱度公差值，应按8级精度选取。 活塞杆MM对d1的径向跳动公差值，应为0.01mm。 端面T的垂直度公差值，则应按7级精度选取。 活塞杆上的螺纹，一般应按6级精度加工；如载荷较小，机械振动也较小时，允许按7级或8级精度制造。 活塞杆上若有联接销孔时，该孔径应按H11级加工，该孔轴线与活塞杆轴线的垂直度公差值，按6级精度选取。 活塞杆上工作表面的粗糙度为0.63m，必要时，可以镀铬，镀层厚度为0.05mm，镀后抛光。4.6 活塞杆的导向、密封和防尘4.6.1 导向套 导向套的结构 导向套的结构见表4-7。 导向套材料 导向套常用材料为铸造青铜或耐磨铸铁。 导向套的技术要求 导向套内径的配合，一般取为H8/f9（或H9/f9），其表面粗糙度则为0.631.25m。表4-7 导向套的结构导向方式备注缸盖导向减少零件数量，装配简单。磨损快导向套导向普通导向套可利用压力油润滑导向套，并使其处于密封状态可拆导向套容易拆卸，便于维修。适用于工作条件恶劣、经常更换导向套的场合球面导向套导向套自动调整位置，磨损比较均匀注：详细资料见参考文献2表37.7-524.6.2 杆的密封与防尘选用O型密封圈和三角形防尘圈。(其结构见参考文献2表37.7-53) 4.7 液压缸的缓冲装置缓冲装置是为了防止或减小液压缸运动时的冲击。通常是通过节流作用产生的内压，抵抗液压推力、惯性力和载荷力，降低液压缸的运动速度。本设计选用锥形变节流面积缓冲方式。4.8 液压缸的排气装置排气塞（阀）用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定。通常将排气塞（阀）安装在液压缸的端部，双作用液压缸应安装两个排气塞（阀）。本设计采用的排气塞（阀）的结构见图（4-6 ）。图4-6 排气阀4.9 液压缸安装联接部分的型式4.9.1 液压缸进出油口的联接液压缸进出油口接头采用螺纹联接（见图4-7及图4-8）。图4-7 进油口螺纹联接图4-8 出油口螺纹联接4.9.2 液压缸的安装方式液压缸的安装方式选用外螺纹法兰式安装（见图4-9）。图4-9 外螺纹法兰式安装方式结 论本文对具有典型代表性的液压系统25KN单柱液压机液压系统进行了参数计算和结构设计。在液压油路和各液压元件的选择及分析，集成块上各液压阀的布置，以及系统和油缸的装配方案的选择、比较和确定上都做了一定的工作。现将有关总结如下：1液压系统的设计计算。在整个设计中，对液压系统的设计计算所占的篇幅是最大的，其中所选用的有关方案都进行了详细地比较，以保证这些方案是最适合本液压系统。2油箱及各主要附件的选择均以系统的要求为标准。同时，还考虑到了各元件的性价比和方便购买的问题，尽量保证所选元件是被广泛应用的。3选择了以集成块作为联接方式来进行系统的装配。这种简单实用的联接方式已普遍应用于各种液压机床。4液压缸的结构设计参考了其他油缸的设计思路，并在此基础上做了很多改进。三个月的毕业设计实践，使得作者对大学四年所学知识进行了一次全面性的归纳和总结。在这忙碌的三个月中，通过对各种相关资料的查阅，更加牢固地掌握了所学的专业知识，更多的了解了当今科学前沿的发展情况，大大地拓宽了知识面。这次的毕业设计实在使作者受益非浅！致 谢非常幸运，能够在学风朴实厚重的南昌航空工业学院度过一段对人生至关重要的学习时光，更幸运的是，能够从师于学识渊博、热心的师长，结识优秀、热心的同窗。首先，真心地感谢导师李尧忠的精心指导。导师渊博的知识，开放的思维方式，丰富的实践经验，孜孜不倦的治学精神，提供的宽松的学习环境，使学生受益非浅，并将影响、鞭策和激励作者今后的工作和学习，学生在学业上的收获的同时，也从导师领悟到了许多为人处世的道理，感激之情，难于言表。真心地感谢陈为国教授给予作者论文工作的热情帮助和提供宝贵的建议！梅欣、张静等同学在毕业设计期间为作者提供了大力的帮助，协助收集了相关资料，作者在此表示深深的谢意！真心地感谢Vanilla小姐在大学阶段的学习生活中给予的支持和关心以及在论文写作的过程中提出的建议！最后，作者诚心感谢所有关心和支持本论文的人们。参 考 文 献1 章宏甲，黄谊 液压传动 北京：机械工业出版社，1998，第1版2 徐灏 机械设计手册（第5卷） 北京：机械工业出版社，1992 ，第1版 3 佚名 GE系列液压阀 上海：上海高行液压件长，20034 郑叔芳，吴晓琳 机械工程测量学 北京：科学出版社，1999，第1版5 成大光 机械设计手册 北京：化学工业出版社，19936 黎启柏 液压元件手册 北京：冶金工业出版社，20007 Theissen H. Simnlation Von，Hydraulischen Systement mit langen Rohrleitungen，O+P. 30，Nr3. 1986附 录 AFifth Motion and Vibration Conference, MOVIC 2000, Sydney, Australia, 4. - 8. December 2000 by University of Technology, SydneySPEED-ADAPTED TRAJECTORIESIN THE CASE OF INSUFFICIENT YDRAULIC RESSURE FOR THE FOUR-LEGGED LARGE-SCALE WALKINGVEHICLE ALDURODaniel Germann, Jorg Muller and Manfred HillerGerhard-Mercator-Universitat GH DuisburgFachgebiet Mechatronik, Lotharstrae 1, 47057 Duisburg, GermanyEmail: fgermann, mueller, hillergmechatronik.uni-duisburg.de ABSTRACTWhen operating walking machines, only a coordinated movement of all cylinders and/or motors can lead to safe, stable walking. The large hydraulically driven walking machine ALDURO, which is investigated in this paper, has no external power supply, and therefore the size of the on-board hydraulic power pack and its diesel engine is limited by its weight. When moving several cylinders with high speed, the hydraulic supply can become insufficient and the resulting trajectories of feet and platform can become unpredictable. When the ALDURO is near its stability limit such behaviour can lead to instability and toppling of the system. The proposed solution under discussion here is to observe the position errors and time derivatives for the cylinders and based on this reduce the speed when necessary.1. INTRODUCTIONThe system investigated in this paper is the Anthropomorphically Legged and Wheeled Duisburg Robot (ALDURO). It consists of a platform of 2.0m by 2.2m with a cabin for the operator and four legs, each 1.8m long. The estimated weight is 1200 kg. It can be used as a quadruped walking machine (Fig. 2), and by replacing the two hind feet with wheels, it can also be used as a combined legged and wheeled vehicle (Fig. 1). The latter combines the advantages of a walking machine - high mobility - with the stability and speed of wheeled vehicles 2.When operating in steep and dangerous terrain, safety plays an important role. It must be guaranteed that the cylinders follow the calc ulated trajectories exactly since a wrong movement might cause the robot to become instable. ALDUROs legs are hydraulically driven, with an open hydraulic system. Normally, when planning hydraulic systems, low weight has no high priority 1. For the walking machine ALDURO the ratio power per weight was optimized.Fig. 1: Combined Legged Fig. 2: Walking Machineand Wheeled VehicleWhile actuating several cylinders simultaneously or moving very fast, the volume flow of the hydraulic supply becomes insufficient and the resulting movements uncontrollable.The proposed solution under discussion here is a decrease in speed of all calculated trajectories. This is admissible as long as the robot is statically stable at any moment. By observing the position errors of the cylinders and their time derivatives, a decision is taken on whether to decrease or increase the speed along the trajectories. To ensure that all movements are influenced simultaneously, the model-time, upon which all calculations depend, is slowed down. Thus we can guarantee that legs and platform can and do follow the prescribed trajectories. This strategy is being tested on a virtual model of the ALDURO and is being tested on a virtual model of the ALDURO and a test stand in the laboratory,consisting of a single leg in scale 1:1, giving very good results.Fig. 3: Experimental setup2. EXPERIMENTAL SETUPThe leg of the ALDURO is anthropomorphic, i.e. it is based on the geometry and function of the human leg. The hip joint is a spherical ball joint with three degrees of freedom (d.o.f.) and the knee a revolute joint with one d.o.f. These joints are actuated with hydraulic cylinders (Fig. 4), whereas the two additional d.o.f. of the foot are passive. To make solution of the explicit inverse kinematics possible we lock one of the hip cylinders. The explicit solution of the direct and inverse kinematics is shown in detail in 4. To examine the dynamic behaviour of the leg, and to test different control schemes, an experimental setup for a fully sized leg was developed and built (see Fig. 3). It includes all the hydraulic components that will be used on the first prototype ALDURO and is driven by a stationary hydraulic power pack in the laboratory. The experimental set-up is equipped with an open hydraulic system with a 15kW electrical motor and an axial piston pump producing a volume flow of 40 l/min at 200 bar. This is smaller than what will be used on the real system, which will be powerd by a 27kW diesel engine. For tests with an insufficient hydraulic flow, a second set of four hydraulic cylinders (as used to move one leg) is mounted on the floor next to the test stand.An optical fieldbus for the transfer of the sensor and actuator data between the test stand and the control computer (with real-time operating system) is also installed. The hydraulic cylinders include position and pressure sensors that are used as controller inputs. Thus dynamic tests can be carried out to examine the co-operation between the mechanical and hydraulic components and the electronic control system.The hip plate of the experimental set-up is mounted on a pair of linear bearings, and thus is mobile in vertical direction. When combined with the foot, as shown in Fig. 3, or the passive wheel used on the hind leg of the combined legged and wheeled system, this allows loading tests on the leg while performing walking motions. Mechanical stops below the hip plate allow the foot to be lifted in the swing phase of the walking motion. The first (unloaded) tests have shown the mobility of the anthropomorphic leg mechanism to be very good, and the optical fieldbus system has also proven to be reliable. 3. SPEED ADAPTATION3.1 Insufficient Hydraulic FlowAs already mentioned, the weight and size of the onboard power pack is limited and has to be kept low. When moving several cylinders simultaneously or with a high speed the hydraulic supply can become insufficient and the pressure will collapse. In this case the resulting movement depends mainly on the sizes of the proportional valves and external loads on the cylinders. The trajectories of the feet and platform become erratic. When ALDURO is near limit of its stability such behaviors can lead to instability and toppling of the system. As the safety issue is a very important one (people could be harmed) this pressure collapse has to be prevented.To investigate this behavior, a circular movement (radius 0.2 m, velocity 0.5 m/s) of the foot in the horizontal plane 1m below the hip was chosen as a reference. This trajectory has the advantage that it actuates all three unlocked cylinders. With a typical vertical stepping movement of the foot the sideways cylinder (no. 2 in Fig. 4) is nearly stationary. The inverse kinematics for the mapping of the foot co-ordinate into the co-ordinate space for the three cylinders has been developed in the C+ programming environment Ma a a aBILE 3.When implemented on the test stand the resulting trajectory of the foot degenerated to a rounded rectangle (Fig. 5). To increase the hydraulic consumption, both sets of hydraulic cylinders have been used (i.e. leg cylinders and set of four cylinders on the ground). As we can see in Fig. 6, cylinder no. 2 lags far behind its sinusoidal set-point curve. The linear movement of the cylinder indicates a fully open proportional valve. The available hydraulic volume flow is clearly insufficient.3.2 Trajectory Speed ReductionThe problem of uncontrollable movements can be approached from different directions: Redimensioning of pump and valves, Predict insufficient flow/pressure with detailed model of hydraulics and recalculate critical movements with lower velocities, Detect position errors due to pressure drop and slow down all movements, while maintaining trajectories.The first approach increases the weight of the hydraulic system and is thus undesirable. The second is undesirable because of computing power required and inaccuracy in the hydraulic model. Therefore, detection of the position error and slowing down the movement was chosen and implemented here.Instead of recalculating all trajectories for the case of a necessary deceleration, the time variable on which all trajectories depend is slowed down. To this end a new time variable is introduced. This trajectory time or model time t* can be expressed as a function of realtime t and the error dependent factor for the time increment All trajectories are functions of this t*For the control system running on a real time operating system we need the discrete relationship between t and t* for time step i.As all trajectories are functions of t* they will all be simultaneously slowed down or sped up, depending on k mt; i.As an indicator for insufficient hydraulic flow, a function of the position errors of the cylinders is chosen. The vector s j contains the set-point positions for the cylinders in each leg and i j the vector of measured positions. The difference is the error in meters.Where fl stands for front left, hr for hind right and so forth.With the weight matrix W, the influence of the four cylinders in each leg on the foot position can be adjusted.We take the normalized weighed sum of the squares of the errors for all cylinders e and its first time derivation de and normalize both with the admissible errors (thresholds e thr and de thr).If the sum of e and de exceeds the upper limit, the model time is slowed down. As both e and de are normalized with a threshold, this upper limit can be fixed. In this case it is 2. The third threshold (lower limit) is used to decide when to increase the speed again. To prevent a decrease in error triggering a stop in deceleration or even an acceleration, even if the error is still too large, de is only added if it is positive.where k mt,dec is the rate of change of k mt for deceleration and k mt,acc is the same for acceleration. K mt has to stay inside the limit k mt,min1.3.3 ResultsValues for thresholds, acceleration and decelerationrates of model time and cylinder weights are set empirically. The cylinders at the hip joint have a higher influence on the foot position than cylinder no. 4 at the knee. The corresponding weighing is set to 2:1.As the system has to react very quickly to errors,the deceleration rate k mt,dec is high. To prevent too much oscillation, the acceleration rate k mt,acc is set lower than k mt,dec.Fig. 7: Cylinder positions for speed adapted trajectoryIn Fig. 7, at t = 2.5 s we can see the set-point value for cylinder 2 rising fast, and that it cannot be followed by the physical system. The resulting normalized error can be seen in Fig. 8, where it oversteps the threshold e thr,2 and triggers the deceleration of the model time t* by decreasing the model time factor k mt (as seen in Fig. 9.)By setting the thresholds e thr and de thr the influence of the absolute error and the change in error can be adjusted. As the latter is a time derivative of a measured signal it is likely to be noisy. Here this threshold is set low. Another possibility would be to filter the signal with the disadvantage that this would produce a larger dead band.4. CONCLUSIONSDue to high safety demands for the operator driven walking machine ALDURO, the need arises to guarantee actuator movements are executed exactly as calculated by the controller. With all actuators moving simultaneously or at high speed the hydraulic supply can become insufficient and the pressure can collapse.The method described here to prevent this is based on detecting deficiencies in the hydraulic flow by observing the position errors at the actuators and slowing down all movements if necessary. The implementation of an adjustable model time for the calculation of trajectories on the test leg from ALDURO looks promising. The execution of movements at high velocity has been improved drastically.5. FUTURE WORKAt the moment the controller for the leg is a proportional controller with inputs from the inverse kinematics and with one cylinder locked. To be able to use all cylinders and to reduce the tracking errors this controller will be replaced with a force and model based controller. This should reduce the remaining position errors as shown in Fig. 10.Signals from additional pressure sensors in the hydraulic circuit will be included in the evaluation of the hydraulic power supply.6. ACKNOWLEDGEMENTThis work is substantially supported by the Deutsche Forschungs gemeins -chaft DFG (German ResearchCouncil.)REFERENCES附 录 B如何为大型的步行机器人在供能不足的情况下选择合适的速度轨道摘 要在操作步行机器人时，只有让所有的油缸协调动作，才能使之安全、稳定的行走。本文所研究的这个大型液力驱动步行机器人ALDURO并没有外部力量的供给。因此，在机器人平台上的液压装置及其柴油引擎的尺寸大小都将被它们自身的重量所限制。当各个油缸以高速运动时，液压力的供给就将不足，从而导致机器人的脚步及其整个平台的移动轨迹都将变成不可预知的。当此ALDURO在接近其稳定边界的状态运作就将导致它的不安定甚至是整个系统的瓦解，下面将讨论的解决方案是用于发现这种油缸时位错误并由此在需要的时候降速。1、介绍本文中所研究的系统是像人一样的可以用脚行走但又可以有轮子的机器人ALDURO。它是由一个其上有一间为操作人员所准备的小屋的平台和四只每只长为1.8米的脚所组成。估计它