【文章內(nèi)容簡介】 P1供油的工作壓力(MPa) d活塞桿直徑(mm),本案初設(shè)d=D/2 D油缸內(nèi)徑(mm) η油缸機械效率，在工程機械中用耐油橡膠可取η=據(jù)上述計算，P=2620N P1=1MPa，按有桿腔進行計算，其結(jié)果必然滿足無桿腔的力學(xué)要求。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入： 根據(jù)油缸內(nèi)徑系列（GB/T234893），選擇標(biāo)準(zhǔn)液壓缸內(nèi)徑，D=80mm.活塞桿直徑d=80/2=40mm。（1） 液壓缸外徑的設(shè)計本案液壓缸考慮鑄造結(jié)構(gòu)，考慮到鑄造的最小壁厚要求，故最小不小于3mm，而驅(qū)動壓力又較低，故厚度不超過10mm。按中等壁厚進行計算(D/δ)：式中 強度系數(shù)(當(dāng)為無縫鋼管時取值為1，本案為鑄造式， C計入管壁公差及侵蝕的附加厚度 油缸材料的許用應(yīng)力(MPa)；，其中為油缸材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般n=3～12，這里取5，同伸縮缸選擇。 一般常用缸體材料的許用應(yīng)力 為：取材料抗拉強度為500MPa，得鑄鋼： =100MPa代入數(shù)據(jù)得： 圓整為3mm，即缸體外徑86mm。活塞桿的計算校核①強度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10—15倍以上，按拉、壓強度計算： 式中 P為液壓缸最大推力 為安全系數(shù)，一般取2~4，這里取4 設(shè)計中活塞桿取材料為鑄鋼，故=100MPa，活塞直徑d=40mm,L=1000mm,現(xiàn)在進行校核：結(jié)論： 。 本案L（10—15）d，應(yīng)進行穩(wěn)定性校核。穩(wěn)定性條件可表示為 式中 活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界力(N) 安全系數(shù)，一般為2～4，在此取最大4。本案中， ，故按大柔度桿計算 根據(jù)歐拉公式得： 式中 活塞桿計算柔度 活塞桿長度(mm)，本案取值1000mm 活塞桿橫截面的慣性半徑，取值為d/4 F活塞桿截面積 E活塞桿材料的彈性模量(MPa) E=200000 長度折算系數(shù)， 特定柔度值，本案取50將值代入： 故穩(wěn)定性符合要求。 手臂回轉(zhuǎn)液壓缸擺動液壓缸又稱擺動液壓馬達，是一種輸出軸能做往復(fù)擺動運動的液壓執(zhí)行元件。因為擺動液壓缸的擺角大小一般是不能調(diào)整的，當(dāng)輸出軸直接和負載鏈接時，所選最大擺角應(yīng)與負載所需最大擺角相等。特殊情況下，可選擇擺動液壓缸擺角大于負載所需擺角，用行程開關(guān)來控制負載所需的擺角。此機械手的最大擺角為90度角，計算轉(zhuǎn)矩： 參照《液壓氣動與液力工程手冊》，選擇YMD—30單片式擺動液壓缸：YMD—30：最大擺角（θ/(176。)）：90、180、270； 排量（V/Lr）：； 額定壓力()：14； 額定理論轉(zhuǎn)矩()：71； 定位缸 機械手在旋轉(zhuǎn)運動后需要保持平穩(wěn)狀態(tài)，故在機械手底部處安裝一定位缸，此定位缸用來插拔限制機械手自由度的定位銷。定位銷屬于標(biāo)準(zhǔn)件：圓柱銷：GB/—2000 GB/—2000內(nèi)螺紋圓柱銷：GB/—2000 GB/—2000圓錐銷：GB/T117—2000此定位缸因只有定位銷的插拔的功能，可以忽略液壓缸除輸出力的其他力，選擇拉桿型液壓缸。選用液壓驅(qū)動，為單向作用缸，回程用彈簧驅(qū)動，液壓缸插拔工件時，所受力100N。計算缸的驅(qū)動力為 P推=D2Pπηψ／4 其中D——缸筒內(nèi)徑，選取內(nèi)徑25mm的液壓缸 P——液壓缸的供油壓力，選取P=1MPa Ψ——液壓缸的負載率，一般取ψ=——； η——液壓缸的總效率，一般取η=——；計算可得： P推=2521π／4=（N） P推＞P實際 故定位缸的選擇滿足題目要求 夾具夾緊缸圖7 夾具受力分析簡圖 夾具夾緊缸的設(shè)計計算如圖示，該夾具夾緊缸做水平伸縮運動，夾具體本身所在的平臺沿著滾珠絲杠前后移動，與主軸形成配合運動，進而對工件進行加工。運動夾具部分的最大運動行程為150mm。因為珩磨機的切削應(yīng)力較小，在設(shè)計液壓缸所受的外力和中可以忽略不計。故油缸理論驅(qū)動力可按下式計算： 摩擦阻力(N)。夾具運動時，運動件表面間的摩擦力，如導(dǎo)向裝置、活塞和缸壁等處的阻力。密封裝置處的摩擦阻力(N)。油缸回油腔低壓油造成的阻力(N)，一般背壓阻力較小，可?。?。夾具起動或制動時活塞桿上受到的平均慣性力(N)。估計參與夾具夾緊運動的部件包含運動部分夾具重量和液壓缸自身運動部件總重量G= N （1） 的計算：因為此油缸的受力方向主要是水平方向，除自身的部分自重產(chǎn)生的部分摩擦外，其他摩擦均可忽略不計，故在此=。 （2）的計算：當(dāng)液壓缸的工作壓力小于10，活塞桿直徑為液壓缸內(nèi)徑的一半，則活塞桿和活塞都采用O型密封圈，此時液壓缸的密封阻力為： （3）的計算： 式中：—由靜止到加速到正常的變化量。 —啟動時間，~。（4）的計算：一般背阻壓力較小。則：得：實際驅(qū)動力式中：K—安全系數(shù)，取K為2 —傳力機構(gòu)機械效率，=確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸：缸內(nèi)徑計算： 根據(jù)油缸內(nèi)徑系列（GB/T234893），選擇標(biāo)準(zhǔn)液壓缸內(nèi)徑，D=32mm.活塞桿直徑d=50/2=16mm。（1） 液壓缸外徑的設(shè)計本案液壓缸考慮鑄造結(jié)構(gòu)，考慮到鑄造的最小壁厚要求，故最小不小于3mm，而驅(qū)動壓力又較低，故厚度不超過10mm。按中等壁厚進行計算(D/δ)：式中 強度系數(shù)(當(dāng)為無縫鋼管時取值為1，本案為鑄造式， C計入管壁公差及侵蝕的附加厚度 油缸材料的許用應(yīng)力(MPa)；，其中為油缸材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般n=3～12，這里取5，同伸縮缸選擇。 一般常用缸體材料的許用應(yīng)力 為： 取材料抗拉強度為500MPa，得鑄鋼： =100MPa代入數(shù)據(jù)得： 圓整為3mm，即缸體外徑38mm?；钊麠U的計算校核（1） 強度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10—15倍以上，按拉、壓強度計算： 式中 P為液壓缸最大推力 為安全系數(shù)，一般取2~4， 設(shè)計中活塞桿取材料為鑄鋼，故=100MPa，活塞直徑d=16mm,L=500mm,現(xiàn)在進行校核：結(jié)論： 。 液壓缸、擺動液壓馬達選型根據(jù)《機械設(shè)計手冊》得拉桿式液壓缸WYX01性能參數(shù)： 表4額定工作壓力/MPa714最高允許壓力/MPa21耐壓力/MPa21最低啟動壓力/MPa≤允許最高工作速度/使用溫度/℃—10~80得工程用液壓缸HSG性能參數(shù)：速度比為： ,2 。液壓缸的計算結(jié)果：表5型號速度比活塞缸內(nèi)徑(mm)活塞桿直徑(mm)活塞桿工進速度(m/min)實際壓力(MPa)流量(L/min)手指夾緊缸WYX01251232手臂伸縮缸HSG6321185手臂升降缸HSG80402定位缸WYX01251232夾具夾緊缸WYX01321632液壓擺動缸計算結(jié)果：表6型號擺角θ/176。排量V/Lr額定壓力額定理論轉(zhuǎn)矩手臂回轉(zhuǎn)缸YMD—30901471 液壓缸的其它技術(shù)要求⑴ 缸筒與端蓋的連接形式由于機械手要求外形尺寸小，重量輕，故采用螺紋式連接⑵ 缸筒、端蓋和導(dǎo)向套的基本要求缸筒內(nèi)孔一般采用鏜削、鉸孔、滾壓或磨等精密加工工藝制造，～,使活塞及其密封件、支承件能順利滑動，從而保證密封效果，減少磨損；缸筒要承受很大的液壓力，因此，應(yīng)具有足夠的強度和剛度。端蓋裝在缸筒兩端，形成封閉油腔，同樣承受很大的液壓力，因此，端蓋及其連接件都應(yīng)有足夠的強度和剛度。導(dǎo)向套對活塞桿起導(dǎo)向和支承作用，一般采用摩檫系數(shù)小、耐磨性好的聚四氟乙烯制作。⑶ 活塞和活塞桿的連接形式由于機械手工作時振動較大，要求連接強度高且具有減振能力，故選擇半環(huán)式連接。⑷ 活塞組件的密封～，稱平衡槽，其作用如下：使活塞具有自位性能，由于活塞的幾何形狀和同軸度誤差，工作壓力油在密封間隙中的不對稱分布形成一個徑向不平衡力，稱為液壓卡緊力，它使摩檫力增大，開平衡槽后，使得徑向油壓力趨于平衡，使活塞能夠自動對中，減小摩檫力；由于同心環(huán)縫的泄漏要比偏心環(huán)縫小得多，活塞的對中減小了油液的泄漏量，提高了密封性能；自潤滑作用，油液儲存在平衡槽內(nèi)，使活塞能自動潤滑。⑸ 緩沖裝置當(dāng)液壓缸拖動負載的質(zhì)量較大、速度較高時，一般應(yīng)在液壓缸中設(shè)緩沖裝置，必要時還需在液壓缸傳動系統(tǒng)中設(shè)緩沖回路，以免在行程終端發(fā)生過大的機械碰撞，導(dǎo)致液壓缸損壞。緩沖的原理是當(dāng)活塞或缸筒接近行程終端時，在排油腔內(nèi)增大回油阻力，從而降低液壓缸的運動速度，避免活塞與缸蓋相撞。這里設(shè)計的緩沖裝置為控制開關(guān)，用來控制液壓油的量的大小來代替其他緩沖裝置。 動力元件——液壓泵液壓泵是標(biāo)準(zhǔn)件，其選擇依據(jù)是額定壓力和流量。 小泵當(dāng)手指松緊、手臂回轉(zhuǎn)時、夾具松緊及定位缸工作時，只有小流量泵供油。夾具松緊時，液壓缸的額定壓力為2MPa,流量為=A==30=當(dāng)手臂伸手臂回轉(zhuǎn)時,擺動液壓缸的額定壓力為14MPa，流量為=nq=n=，因為手臂旋轉(zhuǎn)頻率不是很快，故此缸的流量可以忽略不計。手指松緊時，液壓缸的工作壓力為2 MPa，流量為= A==30=定位缸工作時, 液壓缸的工作壓力為2 MPa，流量為= A==30=實際流量：===實際壓力：=+△p=14+△p≈ MPa 大泵手臂伸縮、手臂升降，大、小泵同時供油。手臂升降時，液壓缸工作壓力為2 MPa，流量為= A==42=。手臂伸縮時，液壓缸工作壓力為5 MPa，流量為= A==180=實際流量：===實際壓力：==10=11 MPa查《機械設(shè)計手冊》選PFED4131029/016雙聯(lián)柱銷式葉片泵（140bar）。工作時液壓泵所需的最大功率為：因為雙聯(lián)泵的前泵和后泵的驅(qū)動功率不一樣，前泵為：10kw，后泵為5kw，而液壓系統(tǒng)在工作時有同時運作兩個泵的情況，所以，電動機的最小值不得小于15kw。查《機械零件手冊》選三相異步電動機，型號為：Y160M22。泵的計算結(jié)果： 表7型號排量(mL/r)額定壓力(MPa)轉(zhuǎn)速(r/min)流量(L/min)小泵PFED4131029/01614800200019大泵451437 表中輸出量為轉(zhuǎn)速為1500時工作狀況下保證值。電機的計算結(jié)果： 表8型號功率(KW)轉(zhuǎn)速(r/min)電機Y160M22152950 控制元件——方向閥、壓力閥、流量閥控制元件是標(biāo)準(zhǔn)件，其選擇依據(jù)是系統(tǒng)的最高工作壓力和通過該閥的最大流量 方向控制閥電液換向閥：按P=14,q=37選DSHG033c型電液換向閥2個（3位4通O型機能） 按P=14,q=19選DSHG033c型電液換向閥1個（3位4通O型機能）電磁換向閥：按P=14,q=37選DSG033c型電磁換向閥1個（2位3通1個） 按P=14,q=19選DSG033c型電磁換向閥4個（2位3通3個）單向閥：按P=14,q=37選S10A型單向閥1個 按P=14,q=19選S10A型單向閥3個 壓力控制閥壓力繼電器：按P=14,q=19選HED1K型壓力繼電器1個；減壓閥：按P=14,q=19選DR10DP型直動式減壓閥1個； 卸荷溢流閥：按P=14,q=19，P=14,q=37選DA型先導(dǎo)式卸荷溢流閥各1個；單向順序閥：按P=14,q=37選SCVG030型單向順序閥1個。 流量控制閥單向調(diào)速閥：按P=14,q=19選QAH20型單向調(diào)速閥4個， 按P=14,q=37選QAH20型單向調(diào)速閥3個； 行程節(jié)流閥：按P=14,q=37選HFZGM00103型行程節(jié)流閥1個。控制元件計算結(jié)果： 表9名稱工作壓力()流量(L/min)型號數(shù)量方向控制閥電液換向閥1437DSHG033c2電液換向閥1419DSHG033c1電磁換向閥1419DSG032c4電磁換向閥1437DSG032c1單向閥1437S10A1單向閥1419S10A3壓力控制閥壓力繼電器1419HED1K1減壓閥1419DR10DP1卸荷溢流閥1437DA1