《四自由度机械手液压系统设计》13000字（论文）

四自由度机械手液压系统设计摘要企业为了在市场竞争中获取优势，在生产经营中都把自动化作为提高效率的一个重要途径加以推行。其中具有移动工件以及抓取功能的自动化装置机械手成为当前普遍应用的装置。本次设计的四自由度机械手液压系统，主要由手爪、手腕、手臂、机身和机座等组成。由液压系统来实现手臂的伸缩和升降，手臂的摆动和手腕的回转，根据设计要求的特点设计出液压系统，并对元件进行计算和选型。运用仿真软件对液压系统进行验证。利用PLC控制系统进行控制。绘制了主液压缸装配图及其零件图、液压元件的集成块装配图及其零件图和油箱的结构图等。关键词：机械手；液压系统；油箱；集成块；PLC控制；系统仿真目录TOC\o"1-3"\h\u11209第一章绪论 1186451.1引言 1301391.2相关技术研究现状与发展趋势 1302331.2.1机械手在国内外发展状况 1261761.2.2液压技术的现状及发展状况 1283371.3本设计的研究内容 21183第二章明确技术要求 3182482.1对液压系统的要求 3315842.1.1液压系统设计技术参数 337212.1.2液压执行元件的选择 470852.2液压缸的载荷组成与计算 4249832.3液压系统主要参数的确定 11174822.3.1初选液压系统工作压力 11188252.3.2液压缸的主要尺寸的确定和液压马达的排量计算 1145332.3.3执行元件的实际工作压力 1411092.3.4执行元件实际所需流量 16112912.3.5各执行元件的功率循环 1811604第三章拟定液压系统图 18293073.1回路的选择 18289923.2绘制液压系统图 194021第四章液压元件的选择与计算 20126824.1液压泵的选择 2027514.2选择液压泵的规格 20255894.3电动机的选用 2117954.4其他元件的规格 21149074.4.1所选液压阀 2146374.4.2管道尺寸的确定 2286484.4.3油箱的容积 2210500第五章液压系统性能验算 23153725.1验算回路中的压力损失 23262245.1.1升降缸压力损失 23255335.1.2伸缩缸的压力损失 24167935.2液压系统发热升温计算 251318第六章油箱和液压元件集成块设计 27183796.1油箱设计 27107306.1.1油箱设计要点 27203756.1.2油箱的主要参数确定 27235236.2液压元件集成方式的确定 28232216.2.1液压系统的分解 28245886.2.2液压控制阀的布置 29173636.3液压控制装置总装图设计与绘制 2944946.4油路板零件图设计与绘制 2932730第七章PLC控制及仿真 309837总结 3413948参考文献 3521505附录 37第一章绪论引言工业机械手是自动控制领域的一项新技术，是现代机械制造生产系统的重要组成部分。机械手涉及方面非常广泛包括流体力学、机械、电液技术、自动控制、传感技术、计算机技术等学科领域，并且形成了一门跨越多个学科领域的综合性的专业一机械手工程。工业机械手的出现在某些领域上可以代替人工的操作，在节省劳动力的同时，也节约大量的成本。机械式移动作业具有很高的准确率及其在不同的环境下进行作业的能力，在我国社会主义市场经济中占据很大的地位和发展空间。而且机械手也被认为是机器人的一个重要组成部分。近几年随着相关技术的发展也促进了机械手的进步，形成了多项研究成果；扩大了其在企业中的应用范围。相关技术研究现状与发展趋势机械手在国内外发展状况机械手在第二次世界大战期间首次发展和传播，直至九十年代，现如今机械手技术不仅融合了计算机技术，还同其他相关信息技术以及网络技术实现了结合，性能得到了进一步提升。如今，随着我们在人类经济学活动中的范围一步一步地拓宽和扩大，人们也广泛地针对非制造业的机械手进行了探索和研究，例如：医疗机械手、军用机械手等等，都取得了一些显著的结果。由于目前我国应用机器人的自主研究研制工作在目前我国国内起步比较迟，“七五”以来，我国投入了大量科研资金，致力于解决大型工业应用机器人及相关零部件产业的关键技术问题，并完成自主研发和批量生产各种教学和复制大型工业应用机器人的成套应用技术。九十年代以来作为引起世界新一轮国民经济体制深化改革和推动社会主义工业技术文明进步的工业机器人制造热潮被众多全球性企业掀起，我国的大型工业工程机器人制造企业在生产实际操作中又一次不断向前推进迈了一个新的技术大步，形成了一批大型工业工程机器人产业化应用制造基地，为今天的整个我国为工业机器人制造行业的持续蓬勃发展进步打下了坚固的技术基础[13]。液压技术的现状及发展状况第二次世界大战后，液压技术广泛应用于航空航天、国防、汽车、机床等行业，并自主发展。西方国家建立了行业协会和专业协会并且许多国家都十分重视液压传动系统的设计以及开发，也非常关注液压控制的相关内容。这一时期被称为液压工业的黄金时代，液压技术在这一时期得到了相应的发展。现在中国的液压元件已经逐渐从低压到高压形成系列，同时市场上也开始出现了越来越多的液压元件。目前中国的机械工业正在快速的吸收国外的先进制造经验，同时也在积极地进行新技术的研发。中国希望开发和研制出国产的性能优秀的液压元件，并且在设计的过程中参考国际标准，进一步对于产品的结构进行合理化设计，逐步淘汰市场上不符合相关标准的各种产品。实现各项液压技术的快速发展未来各种液压元件将会在更多的领域中进行应用。资料显示，液压科学和技术的进步水平已经逐渐成为衡量某一国家产业水平的一个重要指标。无论我们现在或将来，液压工艺技术均占据了重要的位置和一席之地，并且发挥了无可替代的功能，不仅仅是我们的国家，世界上许多国家都对于液压产品和工业的进步都给予了巨大的重视[14]。本设计的研究内容图1.1机械手总体框图该机械手总体框图如图1.1所示，主要设计液压系统等。液压系统：在整个的液压控制系统中液压集成块为一个重要的中间控制元件，利用它可以减少很多复杂管路以及控制元件的连接，实现控制系统的集成化。其设计要求一般是必须从实际出发，设计的系统不仅要求简便易行、易于操作；还要满足轻量化以及小型化的特征；另外还应具有较好的经济性，利于保养和维护。具体研究工作如下：设计液压传动系统，在实际的液压传动元件的选择中，参照相关理论进行了有针对性设计，并在此基础上完成了传动系统原理图的绘制和性能测试；设计计算液压缸，绘制液压缸装配图；设计各种液压元器件的安装集成模块，绘制各种集成模块的装配图及主要零部件示意图第二章明确技术要求2.1对液压系统的要求见2.1为机械手机构示意图；从该结构中可以看出，该手臂能够实现四个自由度；主要包括：上下的移动，设计行程为300毫米，方向为沿立柱向，如图1；伸缩回转的180°运动方向如图2；选择伸缩的水平向活动过程为图3；活动范围为700毫米；可以做半圆伸缩回转的为图4，该部件为手腕；用于放松以及夹紧的部位为手指，见图5。图2.1机械手机构示意图2.1.1液压系统设计技术参数1、对重物进行抓取：使用45钢作为抓取工件使用的材料；并按照30KG的配置对承载量的最大数值进行限制；使用半径为60毫米的圆柱作为抓取对象，而且还应使用6.3的表面粗糙度进行加工处理。2、能够实现的自由度数量：4个；3、构建的坐标系：使用圆柱结构；4、工件的最大范围：直径不超过1600毫米；5、中心距的高度数值：在800毫米以下；6、作用于手臂的相关参数的配置，伸展和收缩范围：不超过700毫米；在每秒180毫米的速度下工作；上升以及下降的范围：最大为300毫米，每秒的最大移动量为50毫米；转动角度的大小：最大为180°；且每秒的转动速度不超过70°。7、运动参数在手腕活动中的配置转动角度的最大值为180°；每秒回转速度不超过80°。8、准确度范围：正2到负2毫米之间。9、动力源：使用低压或者中压液压系统；10、夹持的有效区间：最大为100毫米，最小为50毫米。2.1.2液压执行元件的选择实现液压能和机械能转换的部件是执行元件，包括液压马达和液压缸。液压缸用于实现直线往复运动，按其作用方式可分为单作用缸和双作用缸；按其结构可分为活塞缸、柱塞缸和伸缩缸。本文手臂伸缩缸、手臂升降缸、手指夹紧缸均采用单杆双作用活塞缸，液压马达将液压泵提供的液体压力能转变为输出轴的机械能。按其结构可分为齿轮马达、叶片马达和柱塞马达；根据排量是否可调可分为定量马达与变量马达；另外，液压马达回转角度在360°以内进行往复转动，我们称之为摆动式液压马达又叫做摆动缸。根据设计要求手臂摆动以及手腕的回转范围0～180°因此可选用摆动式液压缸。2.2液压缸的载荷组成与计算1、计算手臂升降缸的载荷对Fg工作载荷的大小进行求解升降台承受的重力和夹取的工件的重力构成了升降缸的工作载荷。力和活塞运动的方向，同为负，反为正。m机械手手臂自身重量m本身（其中包括抓和手腕的重量之和为20千克；手臂的重量和工作台的重量分别为15千克和30千克；另外伸缩缸、摆动缸以及升降缸活塞杆分别为15千克、15千克和5千克。）m=m工作Fg=131.2导轨摩擦载荷FfFf=式中G：运动部件所受的重力；FNμ：摩擦系数，见《机械设计手册4》表23.4-1；根据机械设计手册查得对手臂的重心估算得：P=0.37mh=0.3m。FGG图3.1升降缸的受力分析图取μ=0.12，将数据代入②可以得到：F惯性载荷FaFa=Gg式中g：重力加速度9.8m/s;∆v：速度变化量；∆t：起动或制动时间，一般为0.1-0.5s，行走机械一般∆v代数得：Fa=131.2N。（4）升降缸所受载荷：F=Fw液压缸机械效率η

m

=0.95(η

m

=

0.9−0.99)。开始加速时：FF=稳态运动时：FF=减速制动时：F=2、手臂伸缩缸计算计算Ff摩擦载荷的大小图3.2机械手臂受力示意图机械手手臂的结构图见3.2所示；在设计时使用了双向导杆的结构对机械手臂进行了配置；而且具有均衡的作用力，一侧计算即可。∑MA得：Fb∑Y=0；G总得：FaFfFf=μ式中L：重心到导向支撑的前端的距离（m）；a：支撑的长度（m）；μ：摩擦系数，可结合《机械设计手册4》表23.4-1进行配置；支撑主体结构的导向杆，其材料可以选择45钢，导向杆的支撑部件选用45铸铁使其为1.5μ=0.2∗1.5=0.3，总长度700mm，支撑部件a的可以设计为0.2m的导向长度F惯性载荷Fa对于速度在手臂伸缩中的配置是小于等于180mm/s；进行求解时，对相关的初始参数进行设置，其中初始速度∆v以及开始时间∆t分别为：0.2m/s、0.2s；在公式②中代入已知上述数据，可得：F（3）Fm为密封产生的摩擦阻力；其形成以及材质不相同，阻力也不同，所以不能精算一般估算为：Fm=（1−工况分析启动加速时：F=稳态运动时：FF=减速制动时：FF=3、夹紧缸夹紧力以及驱动力的计算夹紧力要克服工件自身的静载荷和运动中的变载荷，从而使工件更加可靠并保持夹紧状态,可按照公式计算：F式中K1：安全系数，一般为1.2—2.0；K2：可按照以下公式计算K2Vmaxt：达到最高速度的时间，一般为0.03—0.5s；如果a、b、δ的数值分别为100mm、50mm、30°；以0.5s作为机械手响应时间的最大值；可对FW、FK1F据图3.3受力分析，由驱动力公式得，F取η=0.85，F=图3.3手抓分析受力设F弹簧=100N，4、求解手臂摆动缸载荷转矩的大小Tw为手臂摆动缸产生的转矩与产生的惯性矩Ta和摩擦阻力矩TF平衡。Tg为工作载荷产生的力矩，使用0作为其结果；使用以下函数对惯性力矩进行求解：TaJ=J0J：相对于回转轴线手臂回转部件的转动惯量大小，使N.m.s2ε：角加速度（rad/s∆w：角速度变化量；P：回转轴和手臂回转零件的重心之间的间距，一般使用0.37作为P的值；J0：转动惯量在回转部件重心的大小。J0旋转部分为长1.4m，直径0.1m，质量111.2kg的圆柱，起始角ω=

18°，起始角速度△w

=

0.314rad/s，起始时间△t

=

0.2S。将以上数据代入公式⑧、⑨、⑩中：J0J=JTa轴颈摩擦阻力力矩T回油背差较小，忽略计算。可以使用0.03T作为密封处摩擦阻力矩Tf的估算结果使用以下函数对马达载荷转矩进行计算T=T通常使用0.9到0.99的数值作为η的结果；本次使用0.95作为其大小（4）分析外部载荷的作用力起始加速时：T稳态运动时：T减速制动时：TF=5、求解手腕回转缸载荷转矩的大小（1）计算Tg工作由于手夹到工件中心没有距离，因此其产生的载荷力矩的大小为0（2）轴颈摩擦力矩TT惯性力矩TTa将夹持器的转动部件、驱动缸、手腕旋转缸设置为等量缸，高度22cm，直径15cm，重量M

=

20kg，直径7cm，长度1m，重量30kg。起动角度Δ

w=18°=

314rad将数据代入⑨、⑩、⑫中，得；J=Ta=(J+（4）分析实际的工作状态对T液压马达载荷转矩的结果进行求解时，应参考η液压马达的机械效率大小（一般使用0.9到0.99的大小对η赋值）。起始加速时：TT=稳态运动时：TT=减速制动时：TT=2.3液压系统主要参数的确定2.3.1初选液压系统工作压力从产生的压力大小分析，该系统的工作压力不大，最大载荷的一种情况有时候我们可以因为一个机械手在多个工件中迅速夹紧选取一个较小工件后迅速缩回而使其处于最大工作压力状态，伸缩缸应该能够为其提供最大动力，其他缸的载荷在其余缸中的结果值应比较大；通过查阅设计手册的相关内容，确定了2.0MPa作为电机油气工作压力下的最大值P1；同时也作为最小工作时的最大压力结果。2.3.2液压缸的主要尺寸的确定和液压马达的排量计算1、确定液压缸的尺寸大小（1）计算活塞杆直径以及升降缸内径D的大小受力分析如图3.4所示：图3.4升降缸上升受力分析得：F=P1πP2表示回油路的背压力。《机械设计手册4》表23.4-2，F=1991.92N，P1=2.0MPa；根据《机械设计手册4》的实纸图表23.4-4可知，一般使用0.2到0.5MPa作为电机重载的压力P2；另外使用0.5D作为活塞杆的运行直径d的大小。将数据代入公式⑬中得：D=液压缸的内径可参考机械设计手册的标准获取，结合实际本次选择D液压缸=40mm。可求得内径d活塞杆确定伸缩液压缸的结构尺寸（受压状态）（受拉状态）图3.5双作用液压缸示意图求液压缸内径D以及活塞缸直径d，见图3.5所示。当液压油在无杆腔时：F=P1AF=当液压油在有杆腔时：F=因此，D=4FπD=4F根据《机械设计手册4》的设计图纸图和表23.4-2，F=2189.25N，选定的最大压力值为P1=2.0MPa；然后根据表23.4-4，背后的压力值为P2=0.2—0.5MPa；可依据表23.4-5，使用0.5D作为活塞杆运动直径D的大小。将数据代入公式⑮得：D=4F根据《机械设计手册4》表23.6-33，选择液压缸内径D=50mm。活塞杆直径d=50×0.5=25mm。根据表23.6-34，选取为选择合适活塞杆尺寸，应杆长L大于直径d的15倍以上，按照拉、压强度计算：σ=4F综合考虑，使用45钢作为活塞杆的材料，因此[σ]=600MPa，已知活塞直径d以及长度L的数值分别为：25mm、1000mm；在公式⑯中代入以上数据：σ=由公式计算可得，活塞杆的强度足够。由此可得，液压缸直径、活塞直径分别为D=50mm、d=25mm，L=1000mm。确定夹紧缸的直径DF=pπ4×由《机械设计手册4》表23.4-2，p液压机工作压力=2.0MPa；表23.4-5，使用0.5D作为活塞缸直径d的大小，在公式⑰D=通过查阅机械设计手册中的内容可以对液压缸的内径进行确定，本次使用25mm作为D的大小；已知12.5mm的活塞杆内径d；结合参数标，使用12mm作为d的结果。2、液压马达的排量的计算（1）摆动液压马达的排量q=2πT参考《机械设计手册4》表23.4-2，确定液压缸工作压力p1使用2MPa；由表23.4-4背压力p2=0.2—0将数值代入公式⑱中，得：q=由《机械设计手册4》表23.6-29可选YMD300液压马达，理论排量为300ml/r，额定压力为14MPa，额定转矩667N.m。（2）计算手腕回转液压马达的排量大小根据《机械设计手册4》表23.4-2，确定液压马达的型号为YMD300，该马达能够到达300ml/r的排量，具有14MPa、667N.m的额定压力和转矩。由公式可得：q=摆动液压马达的型号可参考设计手册的内容，确定其规格为YMD60；其相关的参数包括如下：额定转矩、压力以及理论排量分别为：137N.m、14MPa和60ml/r。2.3.3执行元件的实际工作压力P1求解实际压力在升降液压缸中的大小在公式㉑代入已知的数据，经过计算可得出：起始加速时：得：平稳运动时：得：减速制动时：得：计算实际压力在伸缩缸中的结果将以上所求数据代入公式㉑中，得：起始加速时：代数得：平稳运动时：代数得：减速制动时：代数得：分析实际压力在夹紧缸中的分布夹紧前：P夹紧时：P压力循环在液压缸中的表现图3.7压力循环图（3）液压马达的实际工作压力P1=2πT式中T：实际负载转矩在液压马达中的数值为（N.m）；q：液压马达的排量（m3P2在公式㉒中代入上述求出的数值结果，能够得出：手臂摆动马达的实际工作压力启动加速时：

平稳运动时：

减速制动时：

手腕回转缸的实际工作压力启动加速时：

平稳运动时：

减速制动时：

液压马达的压力循环图3.8液压马达压力循环图2.3.4执行元件实际所需流量（1）缸工作时所需流量qv=Aⅴ（2）液压马达的流量qv=VnA：液压缸有效面积（m2v：相对速度（m/s）。V：排量（mn：转速（r/s）。根据公式⑲、⑳计算各个执行缸所需的流量见表3.1。表3.1各执行元件工作所需流量执行元件名称工作状态运动速度结构参数流量升降缸上升0.06m/sA1=0.075L/s下降0.06m/sA2=0.0565L/s伸缩缸快速伸出0.2m/sA1=0.3925L/s慢速伸出0.04m/sA1=0.0785L/s快速缩回0.2m/sA2=0.2944L/s慢速缩回0.04m/sA2=0.0588L/s夹紧缸夹紧0.035m/sA=0.01715L/s手臂摆动缸正/反摆动11.70r/minq=0.3L/r0.0583L/s手腕回转缸正/反回转15.00r/minq=0.06L/r0.015L/s（3）各液压执行元件所需流量循环图见图3.6。手腕回转缸手臂摆动缸夹紧缸伸缩缸缩回伸缩缸伸出出升降缸图3.6流量循环图手腕回转缸手臂摆动缸夹紧缸伸缩缸缩回伸缩缸伸出出升降缸2.3.5各执行元件的功率循环由P功率手腕回转缸夹紧缸伸缩缸升降缸手臂摆动缸手腕回转缸夹紧缸伸缩缸升降缸手臂摆动缸图3.9功率循环图拟定液压系统图3.1回路的选择1、泵供油回路：为提高效率该系统采用双联泵来进行供油，手臂升降伸缩由两个泵同时供油，手臂摆动、手腕回转和手指的夹紧，只由一个泵来进行供油，另一个泵自动卸荷。2、调速回路：回油节流调速回路相比于其他回路，能够令液压缸运动更加的平稳，而且还可以承受一定的负值负载。手臂的升降和伸缩选用单杆双作用液压缸驱动，他们的速度由可调单向节流阀实现回油节流调速；手臂的摆动和手腕的回转由摆动液压缸驱动，他们也可以采用可调单向节流阀实现回油节流调速。3、换向回路：为了更好调节换向时间，增加缓冲效果，手臂升降伸缩以及手臂摆动和手腕回转均采用电液换向阀换向。4、夹紧缸采用了液控单向阀的锁紧回路用以保证牢牢夹紧工件。此外为了维持升降缸以及相关运动部件的重量，采用了平衡回路。3.2绘制液压系统图图2.2液压系统图表2.1电磁阀动作顺序表1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA8YA9YA启动上升+正摆+正转+伸出+缩进+反转+反摆+下降+放松+停止第四章液压元件的选择与计算4.1液压泵的选择（1）液压泵工作时的最大压力PpPp≥将表3.11的数据代入公式①中，求得液压泵的工作压力为：P（2）液压泵流量的确定Q式中P1：最高工作压力∑ΔP：管路损失。管路简单、流速不大取用∑ΔP=（0.2−0.5）MPa；K：系统泄露系数，K=1.1−1.3；ΣQmax：最大总流量，Q：系统最大流量，为Q=0.3925L/s。将上边的数值代入公式②中，得液压泵的流量为：Q4.2选择液压泵的规格通过前面我们已经可以清楚得知到最大泵的单缸流量最大规格为泵Q大=31.86L/min，摆动泵双缸的单泵流量最大为3.498L/min，小泵的单缸流量最大规格约等于占一个摆动泵单缸最大小泵流量的1.2倍，Q小=4.20L/min。液压泵的额定最大工作负载压力远远不要超过了最大的额定工作负载压力，使得这种液压泵必须具有一定的额定工作压力和可存储，根据《机械设计手册4》表23.5-25，选择了一种全新型号的被称为PV2R12−6/26的新型双联传动叶片泵，它的工作大泵和小机时泵的总的空气流量分别为的是26ml/r和6ml/r，额定工作压力值为P额此液压泵的实际输出流量为：Q=[(代数得，Q大由此可知，单独大泵就可满足伸缩缸和升降缸所需的流量，伸缩与升降的供油选用大泵，而回转缸和夹紧缸的供油选择小泵。4.3电动机的选用液压泵压力最大时，是上升的时候，最大工作压力就是现在的工作压力为p=2.31MPa，大泵的实际输出流量为33.462L/min，选取泵的总效率η=0.75，求得电动机的功率为：P=根据所得数据，选取Y100L1−4电动机，P额=2.2KW，4.4其他元件的规格4.4.1所选液压阀由阀的工作压力以及通过阀的流量，所选阀的规格型号见表4.1。表4.1液压阀明细表元件名称型号规格二位二通电磁换向阀22E1−10B6.3MPa、10L/min二位二通电磁换向阀22E1−25B6.3MPa、25L/min二位三通电磁换向阀22E1−25B6.3MPa、25L/min三位四通电磁换向阀34E1−25B6.3MPa、25L/min溢流阀Y−63B6.3MPa、63L/min单向阀1−25B6.3MPa、25L/min单向节流阀L1−25B6.3MPa、25L/min节流阀L−10B6.3MPa、10L/min节流阀L−25B6.3MPa、25L/min减压阀J−25B5.0MPa、25L/min压力继电器DP1−63B0.6−6.3MPa液控单向阀1Y−25B6.3MPa、25L/min单向顺序阀X1−B25B2.5MPa、25L/min4.4.2管道尺寸的确定求取油管内径的计算为：d=4q式中qv：通过管道内的流量（m3/s）；v：管内允许流速（m/s），见《机械设计手册4》表23.4-10。计算出d，将计算结果列入表4.2中表4.2油管内径油管名称流量（L/s）流速（m/s）内径（m）取值（mm）外径（mm）液压泵吸油管0.590.950.0283242液压泵排油管0.594.50.0141522伸缩缸进油管0.394.50.0111218伸缩缸回油管0.392.00.0121522升降缸进油管0.0754.50.005814夹紧缸进油管0.0174.50.002610摆动缸进油管0.0584.50.004814回转缸进油管0.0154.50.002610系统回油管0.592.00.01920284.4.3油箱的容积计算油箱的有效容积为：V=aqv选择液压泵的流量为40L/min，可得液压泵排出的压力油为0.04m3/minV=a第五章液压系统性能验算5.1验算回路中的压力损失液压动作回路在本系统中包含的较多，而且还产生了部分损失；尤其是升降缸的进油管路和伸缩缸的进油管路最为明显。压力损失分析主要针对以上两种情况进行。压力损失的组成不仅包含了沿程压力损失；还有管路局部以及阀类元件的损失等。

P总=P沿程压力+5.1.1升降缸压力损失（1）沿程压力的损失通过查阅资料以及之前的计算可知，管长L=3m，管径d=0.8cm，通过的流量为Q=0.075L/s，液压油选用HL油，这种液压油的优点是氧化安定性、防锈性和抗泡性，适用于7MPa以下的机械液压系统，油品的密度较高，一般使用ρ=800Kg/m3作为其大小；以v=22∗10油在管中的流速为：vR油流动状态的沿程阻力系数：λ=求沿程压力损失：P沿程=λ代数得P（2）管路局部损失由（1）的计算可知v实=1.493m/s，液压油的密度ρ=800Kg/m3，通过《机械设计手册4》表23.2-3，使用0.4作为局部阻力求管路局部压力损失：P管路局部压力代数得P（3）阀类局部压力损失PP额：阀的压力损失额定数值（Pa）；Q：流量在阀中的实际数值（m3/s）；Q额：阀的额定流量（m3/s）。由液压图可知，从出口到伸缩缸进油口，液压油途径单向阀，电磁换向阀，单向节流阀，单向顺序阀。已知各阀的额定流量均为25L/min，他们的额定压力损失分别为0.2MPa、0.35MPa、0.3MPa、0.3MPa。将所得数据代入公式⑷中，求得阀类局部压力损失的和为：P总之，将各个数据代入公式⑴中得总的压力损失为：P液压泵的出口压力为：P5.1.2压力损失在伸缩缸中的表现（1）沿程压力损失通过查阅资料以及之前的计算可知，管长L=3m，管径d=1.2cm，通过的流量为Q=0.39L/s，液压油选用HL油。油在管中的流速为：vR油流动状态的沿程阻力系数：λ=求沿程压力损失：代数得P（2）管路局部损失由（1）的计算可知v实=3.45m/s，求管路局部压力损失：（3）局部压力损失在阀类中的分布根据上述的液压传动过程可知，液压油自泵出口流出后不仅要经过单向阀；还要通过电磁换向阀以及节流阀才能到达伸缩缸进油口。结合以上的分析内容，本次使用了25L/min的额定流量，各自压力损失的额定数值为：0.2MPa、0.3MPa、0.35MPa。将这些数据代入公式⑷中，求得阀类局部压力损失的和为：P阀类局部压力总之，将得到的数据代入公式⑴中总的压力损失为：P液压泵的出口压力为：P从计算结果来看，压力的裕度数值还比较充足，所以，选择的液压泵满足了要求。通过以上相关论述，使用2.1MPa作为系统压力最大结果。5.2液压系统发热升温计算发热计算公式如下：PPr=具体的数值见表5.1，可算得输入功率表5.1各工况双泵输入功率工况泵的工作状态出口压力（MPa）工作时间（s）输入功率（KW）说明大泵小泵大泵小泵手臂上升++2.10.25.28.29QQ正常工作效率η卸荷时η=0.3手臂伸出++2.10.24.26.7手腕正转-+0.21.651.81.18手臂正摆-+0.21.652.21.44手指夹紧-+0.21.652.01.3手臂下降+-2.10.25.28.6手臂缩回++2.10.24.26.7手腕反转-+0.21.651.81.18手臂反摆-+0.21.652.21.44手指放松-+0.21.652.01.3求系统的输出有效功率：Pc=计算结果如表5.2所示表5.2计算数值载荷(KN)行程(m)转矩(N.m)转速(rad/s)工作时间工作周期升降缸1.950.3∗2///Tt=30.8s伸缩缸2.10.7∗2///夹紧缸0.720.05///摆动缸//2.6270°/s=1.222.0回转缸//1.9480°/s=1.3951.6将数据代入公式⑽中，得：P总发热功率为：Phr液压系统散热渠道主要是油箱表面，在5.6中初步求得油箱的有效容积为0.12m3，由公式V=0.8abh代数得，abh=0.15m3。令使用以下函数计算油箱的散热功率：P散热式中K1：散热系数，参考《机械设计手册4》表23.4-12，取得K1∆T：油温与外界温度的差，《机械设计手册4》表23.4-14，取得∆T=25℃。油面的高度一般为0.8倍的油箱高，求得油箱的散热面积为：A代数得，A1由此可得，将所得数据代入公式⑺中求得油箱的散热功率为：P通过对上述的总结，可知油箱的散热可以满足系统散热要求。第六章油箱和液压元件集成块设计6.1油箱设计6.1.1油箱设计要点1、足够的容量。其一当系统工作停下时，油在系统内可保持，在工作时保持适当的液位；其二又能满足散热要求。2、吸油管与回油管在液面以下，防止抽空油液。3、吸油管与回油管距离要大一些，最好设置2/3-3/4液面高度的隔离板，防止相互影响。4、为保持油液的清洁，油箱要有包含空气过滤器的油盖，加油和通气由一个空气过滤器完成。5、为了能够保证安装油箱的方便清洁和安全存放油，在安装油箱底部位置需要由一定的方向倾角，斜度通常为1/25−1/20，并在箱底安装放油阀（清洗孔），以便于内部的清洗。选用M22∗1.5。6、油箱底部距地面应大于0.15m，以方便搬运、排油和散热。车把设置在油箱两侧的适当位置，以方便移动。此外，还设置了液位表来监测液位。6.1.2油箱的主要参数确定由第三章的整体计算可知。见表6.1。表6.1油箱部分元件及参数元件数据距地面高度155mm。液压泵油管内径为32mm，外径为42mm；回油管伸缩缸内径为15mm，外径为22mm；隔板高度为2/3∗0.8∗400=213.33mm<h<3/4∗0.8∗400=240mm。液位计根据《机械设计手册4》，选用CYW−100；空气过滤器根据《机械设计手册4》，选择EF2−32；放油塞根据《机械设计手册4》，M27∗2；吸油过滤器根据《机械设计手册4》，选择线隙过滤器XU−B80∗100。6.2液压元件集成方式的确定从实际的形式构成分析；无管集成除了包括插装阀外；还有叠加阀和块式阀；另外还有链式以及板式。划分的依据为辅助连接件的结构。

(1)板式

该集成方式采用了板式连接方法对执行元件进行了集成；其优点是：运行可靠；便于组装；缺点是：具有复杂的液压传统系统；而且分布的部件较多，增加了整体的尺寸；无法从地面上实现孔道的分离。所以，如果使用板式集成的方式进行模块化配置，不建议使用复杂的液压传动系统。（2）块式在批量生产中使用较多的块式集成系统，优势比较明显；不仅能够减少系统的发热量；还能降低空气压力波动的损失系数；便于方案的变更；灵敏度高。不过该方式需要专业化的设计用于支撑材料的加工制作，否则容易对过程带来不良影响，降低质量（3）链式

周期较短的链式集成系统能够适应灵活的排布方式；工艺容易实现；而且规范化的程度较高，可以使用CAE提高效率。不过受到管线长度的影响，设计的角度较多；内耗大。所以，不适合大流量系统的使用。

（4）叠加阀式

对空间要求不高的叠加式集成系统，满足了用户小型化的需求；安装以及装配简单；投入的费用少；可靠性、安全性以及稳定性高。不过受到路径以及回路结构的影响，该方式多数在功率较小，结构简易的装置中使用。

(5)插装阀式

插装阀式系统具有较高的专业性以及可靠性；而且对场地的要求不高，安装维护方便；但是具有复杂的孔隙结构，加工设计的难度较大。本次设计在参考了以上内容后，确定了板式集成作为结构的分布形式。对其结构进一步细化，既有剖分式；也有整体式；各自适应范围不同。油路孔通道使用机械加工方式实现的为整体式油路板，比如：铸造、钻孔等。通常情况下采用钻孔实现，此方法的可靠性以及稳定性比较高。6.2.1液压系统的分解液压系统比较复杂，控制元件稍多，将液压系统分解为四个回路，分别为升降缸回路、伸缩缸回路、夹紧缸回路以及摆动缸回路。6.2.2液压控制阀的布置通过各种资料将元件位置以及相关尺寸，根据所选的板式液压阀将这些表现在图纸上，便于观察。

注意在油路板上布置元件的一些事项：

（1）油路板总体尺寸要小控制各元件之间的距离，保证油路板总体尺寸减小，为了使相邻元件互不干扰，一般元件间的距离为5到10毫米。（2）安装位置的正确性为了保证元件在油路板安装位的准确性，充分了解各元件的安装要求及说明。

（3）钻孔数量不宜过多，钻孔深度不宜过深采取一些措施，来减少钻孔数量，控制钻孔深度：①有相互作用的元件相邻安放。②尽量减少横孔数目，例如：将两个相通的油口，并在某一侧平行。

③安装元件数量较多时，适量加大油路板的厚度和重量，采用分层钻孔的方法，要保证两个孔之间的壁厚要大于5毫米，确保油区作用发挥正常。（4）安排一些技术孔，来联系不同的元件使钻孔深度减小，记得用螺盘堵住工艺孔。6.3液压控制装置总装图设计与绘制

将分解后的集成块回路图安装到对应的油路上，组成液压控制装置总图。另外总装图是外形图，不用将其细部结构绘出，例如：减压阀外形细部结构。绘制的图纸要准确，要留有足够的安装空间，以便于装配、调试和维护各总装图具体布局和结构尺寸见图纸附录。6.4油路板零件图设计与绘制

注意事项：

（1）视图数目要够为了能更好地表达，视图数目一定要足够。油路板的正面视图必不可少，还要有一些钻孔的剖面图和包含有螺栓的侧视图。（2）标注尺寸要全在图纸上标注出基准坐标线，对于孔系的数量较多，深度不一，为了加工和检验的方便，将孔做好标记。

（3）油路板的计算要适合H120

、Q235碳钢通常作为阀板所用的材料。表面粗糙度也需要按照要求确定，一般表面粗糙度要小于Ral.6μm，其他表面粗糙度为Ral2.5μm。对于油路板，其试验压力大约是工作压力的1.3倍。并且油路板不得渗漏。

油路板零件图结构和尺寸见图纸附录三。第七章PLC控制及仿真PLC控制机械手的优点：1、控制：电器控制采用硬接线，一旦逻辑确定，很难改变逻辑或增加功能；PLC软边界，只需改变控制过程即可轻松改变逻辑或添加功能。2、工作：电器控制下并联运行；PLC为串行操作，与外界无限接触。3、控制抖动速度：一般电器控制系统的抖动速度较慢，容易发生速度抖动；而PLC通过一种基于半导体的电动驱动器功能来进行冲击抖动控制，速度非常快，没有任何接触点，所以没有抖动。4、可靠性、维修：电器控制多触电，会产生机械磨损和电弧灼伤，接线也多，可靠性高，维修性能差；PLC无接触，使用寿命长，具有自我诊断功能，程序执行监控功能，方便现场调试和维护。PLC控制仿真如图7.1、图7.2、图7.3仿真程序：图7.1仿真程序图图7.2仿真程序图图7.3仿真程序图总结经过几个月的努力我完成了我的毕业设计，再这段时间里，可以说是获益匪浅，掌握了