【文章內容簡介】 0mm.（2）活塞桿的設計計算①按強度條件決定活塞桿直徑按直桿拉 壓強度計算： 即 (mm)式中 P——活塞桿所受的總載荷（N）,即活塞的驅動力 ——活塞桿材料的許用應力(Mpa): ,其中為活塞桿的抗拉強度， n為安全系數(shù)，一般??；碳鋼取現(xiàn)取 計算解得由于采用花鍵軸在活塞桿內部進行導向，會使活塞桿的結構變大，因此根據(jù)實際情況并參照表44，選擇活塞桿直徑d=70mm 表71 活塞桿直徑系列（GB/T234893）（mm） 1012 14 1618 20 22 25 28 32 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100110125140160180②活塞桿的計算校核活塞桿的尺寸要滿足活塞（或液壓缸）運動的要求和強度要求。對于桿長L大于直徑d的15倍以上，按拉、壓強度計算： 因為活塞桿不滿足的條件，所以不必對活塞桿進行校核。 表72 螺釘距離t1與工作壓力p 1 的關系工作壓力p 1 螺釘距離t1 工作壓力p 1 螺釘距離t1 ~ 150 ~5 100 ~ 120 5~10 80 ，因為回轉缸的工作壓力為2Mpa,所以螺釘間距t小于120mm,每個螺釘在危險剖面上承受的拉力為工作載荷和剩余預緊力之和 式中——工作載荷（N）， P——缸蓋所受的合成液壓力，即驅動力（N） Z——螺釘數(shù)目， ——螺釘中心所在圓的直徑（mm） ——工作壓力(Mpa) ——剩余預緊力，螺釘所在圓的直徑，根據(jù)表選擇那么螺釘數(shù)目 取為工作載荷 剩余預緊力 螺釘材料選擇45，則n為安全系數(shù)，,現(xiàn)取為2螺釘?shù)膹姸葪l件為螺釘?shù)闹睆健嬎爿d荷，——許用抗拉強度，——螺釘材料的屈服點（Mpa）表73 常用螺釘材料的屈服強度鋼 號 10 Q215 Q235 35 45 40Cr(Mpa) 205 215 235 313 352 784——螺釘螺紋內徑（mm）, ,d 為螺釘公稱直徑，S為螺距。解得螺釘?shù)闹睆竭x擇d=10mm的圓柱頭螺釘，螺距S= mm,螺釘螺紋內徑為螺釘?shù)膹姸葹闈M足強度條件。8臂部俯仰缸的設計計算 驅動臂部俯仰的驅動力矩，應克服臂部等部件在啟動時的重量對回轉軸線所產(chǎn)生的偏重力矩和臂部在啟動時所產(chǎn)生的慣性力矩以及各回轉副處摩擦力矩，即 圖81 臂部俯仰缸設計示意圖一般手臂座與立柱連接軸在O處裝有滾動軸承，其摩擦力矩較小，在鉸鏈處配合直徑較小，相對轉角亦小，故，則式中 ——手臂等部件重力對回轉軸線的偏重力矩(N),臂部上仰時為正，下仰時為負，計算時主要考慮上仰的驅動力矩 ——手臂做俯仰運動，在啟動時的慣性力矩(Nm), ——工件對臂部回轉中心的轉動慣量() ——臂部俯仰對回轉中心的轉動慣量() ——臂部俯仰過程的角速度() ——臂部俯仰運動啟動過程所需的時間(s),一般取 慣性力矩的計算 設置啟動角度為，啟動時間=,那么角速度 那么的計算由前面的分析可知驅動力矩的計算 如圖所示，當臂部與水平位置成時，則鉸接活塞桿的驅動力(即俯仰擺動油缸的驅動力)P的作用線與鉛垂線的夾角是在范圍內變化，而作用在活塞上的驅動力通過連桿機構產(chǎn)生的驅動力矩與臂部俯仰角有關。（1） 當臂部處于上仰時， 解得 （2）當臂部處于下仰時， 解得 選擇其中最大值作為俯仰擺動缸設計的驅動力。俯仰擺動油缸計算出驅動力后即可按照直線伸縮油缸的設計計算。 根據(jù)表選擇最大工作壓力（1） 活塞桿的設計計算 取 根據(jù)表選擇活塞桿直徑那么油缸內徑圓整后取油缸內徑（2） 活塞桿的校核 因為活塞桿不滿足的條件，所以不必對活塞桿進行校核。，因為回轉缸的工作壓力為3Mpa,所以螺釘間距t小于120mm,每個螺釘在危險剖面上承受的拉力為工作載荷和剩余預緊力之和 式中——工作載荷（N）， P——缸蓋所受的合成液壓力，即驅動力（N） Z——螺釘數(shù)目， ——螺釘中心所在圓的直徑（mm） ——工作壓力(Mpa) ——剩余預緊力，螺釘所在圓的直徑，根據(jù)表選擇那么螺釘數(shù)目 取為工作載荷 剩余預緊力 螺釘材料選擇45，則n為安全系數(shù)，,現(xiàn)取為2螺釘?shù)膹姸葪l件為螺釘?shù)闹睆健嬎爿d荷，——許用抗拉強度，——螺釘材料的屈服點（Mpa）——螺釘螺紋內徑（mm）, ,d 為螺釘公稱直徑，S為螺距。解得螺釘?shù)闹睆竭x擇d=10mm的圓柱頭螺釘。螺紋內徑螺釘強度的校核滿足要求。9 機身的設計計算機身是直接支承和傳動手臂的部件。一般實現(xiàn)手臂的回轉和升降或俯仰運動，這些運動的驅動裝置或傳動件都安裝在機身上，或者直接構成機身的軀干與底座相連。因而，其設計與臂部的設計經(jīng)常一起考慮。機身可以是固定的，也可以是行走的，既可以沿地面或架空軌道運動。 機身的整體設計按照設計要求，機械手要實現(xiàn)手臂的回轉運動，實現(xiàn)手臂的回轉運動的機構設計在機身處。經(jīng)過綜合考慮，臂部的回轉運動選用回轉缸置于機身上的結構。如下圖所示，臂部的回轉通過安裝在機身上回轉油缸來實現(xiàn)，因為臂部的回轉角度為，所以要將動片和靜片的夾角設計為，由于臂部的重力過大會影響回轉缸的工作，所以采用圓錐滾子軸承，圓錐滾子軸承即能承受徑向力，也可以承受軸向力，通過圖中可知，由回轉軸傳遞的重力分配到圓錐滾子軸承上。同時在回轉軸上安裝了另一個圓錐滾子軸承，這個軸承的采用是為了阻止回轉軸向上的運動?？紤]到安裝的問題，動片與回轉軸的連接采用鍵連接，便于安裝。圖91臂部回轉液壓缸示意圖 機身回轉機構的設計計算 回轉缸驅動力矩的計算驅動臂部回轉的力矩應該與臂部運動時所產(chǎn)生的慣性力矩及各密封裝置處的摩擦阻力矩相平衡。 ()（1）慣性力矩的計算 ()式中 ——回轉缸動片角速度變化量（），在起動過程中= ；t——起動過程的時間(s)?！鄄炕剞D部件（包括工件）對回轉軸線的轉動慣量（）。回轉部件（包括手部 工件 腕部 臂部）=210，則起動角速度=。（2）密封處的摩擦阻力矩可以粗略估算下=，由于回油背差一般非常的小，故在這里忽略不計。經(jīng)過以上的計算=1076 設計回轉缸的靜片和動片寬b=60mm，選擇液壓缸的工作壓強為2Mpa。d為輸出軸與動片連接處的直徑，設d=50mm,則回轉缸的內徑通過下列計算： （mm） 計算得D=,既設計液壓缸的內徑為100mm,.10　機械手液壓系統(tǒng)工作原理 能量轉化簡圖機械手的液壓傳動力是以有壓力油作為傳遞動力的工作介質，電動機帶動油泵輸出壓力油，是將電動機供給的機械能轉換為油液的壓力能，壓力油經(jīng)過管道及一些控制調節(jié)裝置導進入油缸，推動活塞桿運動，從而手臂作伸縮，升降運動，將油液的壓力能又轉換成機械能。其液壓傳動能或概括如下：圖61 能量轉化簡圖 液壓系統(tǒng)的組成液壓傳動系統(tǒng)由以下幾個主要部分組成：油泵、液壓機、控制調節(jié)裝置、（如單向閥、溢流閥、換向閥、節(jié)流閥、調速閥、減壓閥、順序閥等）輔助裝置。 液壓傳動系統(tǒng)機械手的特點液壓驅動系統(tǒng)的特點，由于液壓技術是一個比較成熟的技術，它具有動力大（或力矩）慣性比大，快速響應高、易于實現(xiàn)直接驅動等特點，適用于承載能力大、慣性大以及在防爆環(huán)境中工作的機械手。機械手采用液壓傳動比采用氣壓傳動有如下優(yōu)點：(1) 能得到較大的輸出力和力矩；(2) 液壓傳動滯后現(xiàn)象下，反應較靈活，傳動平穩(wěn)；(3) 輸出力和運動速度控制較容易；(4) 可達到較高的定位精度。但液壓傳動也有如下缺點：(1) 系統(tǒng)的泄漏難以避免，影響工作效率和系統(tǒng)的工作性能；(2) 油液的粘度對溫度的變化很敏感，當溫度升高時，油的粘度即顯著降低，油液粘度的變化直接影響液壓系統(tǒng)的性能和泄漏量。 油缸泄漏問題與密封裝置機械手由于油缸泄漏嚴重，壓力不能提高，工作性能不穩(wěn)定，以致影響機械手的正常使用。因此，為了保證機械手液壓系統(tǒng)的工作性能，在各油缸的相對運動表面和固定連接斷面的進行密封。以防止壓力油從高壓油腔泄漏到低壓油或泄漏到缸體處面。目前，機械手液壓系統(tǒng)使用的密封件大多采用耐油橡膠制成的各種形式密封圈，作為動密封和靜密封，以保證兩結合面的密封性。密封圈在配合面間的密封作用，主要是借安裝時的預壓和工作時由于油液壓力的作用，使密封圈變形并壓緊密封表面達到目的。 活塞式油缸的泄漏與密封對于實現(xiàn)往復運動的活塞油缸來說，其泄漏主要是活塞與缸臂處的內泄漏及往復活塞桿與缸蓋處的處泄漏。引起泄漏的原因是加工精度和滑動面光潔度不高，以及控制裝置不良所致。對于活塞油缸的靜密封，主要采用O型密封圈，它既可以用外徑或內徑密封，也可以用端面密封。O型密封圈裝在溝槽中，因受油壓作用而變形，并張緊溝槽和間隙，從而起到密封的作用，因此它的密封性能隨壓力的增加而提高。但是，