液壓傳動型工業機器人設計機器人畢業論文-資料下載頁

　　

【正文】 慣性負載Fa慣性負載Fa是由運動部件的速度變化所引起的，可根據牛頓第二定律確定，即 (235)一般機械=~(4)重力負載重力負載為垂直放置的移動部件本身的重力，當執行機構向上運動時重力負載為正值，向下則為負值，移動部件水平放置時重力負載為零。由于是水平放置故此時取=0N。(5)密封阻力負載Fm密封阻力負載Fm為液壓缸密封裝置所產生的摩擦阻力。在未完成液壓系統設計之前，不知道密封裝置的參數，其值無法計算，一般通過液壓缸的機械效率加以考慮，常取液壓缸的機械效率為=～。故取=(6)背壓負載Fb背壓負載Fb為液壓缸回油腔的背壓所產生阻力，在系統方案及液壓缸結構尚未確定之前也無法計算，因此在負載計算時可暫不考慮。液壓缸在不同的工作階段，應根據液壓缸的具體工作情況來確定液壓缸負載大小。 啟動時： (236)加速時： (237)前進時： (238)快退時： (239) 選定工作壓力當負載確定后，工作壓力就決定了系統的經濟性和合理性。工作壓力低，則執行元件的尺寸和體積都較大，完成給定的速度所需流量也大。若壓力過高，則密封要求就高，元件的制造精度也高，成本也高。所以應根據實際情況選取適當的工作壓力。執行元件的工作壓力可根據總負載或主機設備類型選取 ，參考《液壓傳動》表113見下表：按負載選擇執行元件的工作壓力。當負載確定后，工作壓力就決定了系統的經濟性和合理性。工作壓力低，則執行元件的尺寸和體積都較大，完成給定的速度所需流量也大。若壓力過高，則密封要求就高，元件的制造精度也高，成本也高。所以應根據實際情況選取適當的工作壓力。執行元件的工作壓力可根據總負載或主機設備類型選取 ，參考《液壓傳動》表114見下表：故取工作壓力為P=5MPa。 繪制液壓執行元件工況圖液壓執行元件的工況圖指的是壓力圖、流量圖和功率圖。如圖所示為組合機床執行元件工況圖。 確定液壓缸內徑D液壓缸的選材為45號鋼無縫鋼管。 根據總負載力F和工作壓力p可計算出液壓缸的內徑D。(參考《液壓氣動系統設計手冊》P75)。圖29液壓缸工況圖圖a為壓力圖，圖b為流量圖，圖c為功率圖。對無活塞桿腔工作時 (240)對有活塞桿腔工作時 (241)式中：F——液壓缸的負載力；[σ]——活塞桿材料許用應力；P——為液壓缸最高工作壓力；——液壓缸的機械效率。——往返速比，取=《液壓氣動系統設計手冊》表34。按上述公式計算的缸筒內徑中，取其中較大者并按照GB234880《液壓氣動系統及元件——缸徑及活塞桿外徑系列》圓整為標準值。圓整后，液壓缸的工作壓力應作相應的調整。液壓缸的內徑系列見附錄5節。參考《液壓氣動系統設計手冊》見附表11及附表12，故取液壓缸的公稱壓力p=，內徑D=125mm。 活塞桿直徑d的計算活塞桿的選材為45號鋼。對于雙作用單活塞桿液壓缸，可按照活塞往復運動的速比來確定活塞桿的直徑： (242)式中：——往返速比；D——液壓缸內徑；按照GB234880《液壓氣動系統及元件——缸徑及活塞桿外徑系列》圓整為標準值。對d圓整,見附表13。取d=70mm。圖210 活塞桿 缸筒壁厚及缸筒外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布材料規律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。(1)本設計按照薄壁圓筒設計，其壁厚(m)按薄壁圓筒公式計算為： (243)式中：p——為液壓缸最高工作壓力(MPa)；D——液壓缸內徑(m)；[σ]活塞桿材料許用應力(MPa)； (244)45號鋼的抗拉強度=610MPa，n為安全系數n=5；由計算的公式所得的液壓缸的壁厚厚度很小，使缸體的剛度不夠，如在切削加工過程中的變形，安裝變形等引起液壓缸工作過程中卡死或漏油。所以用經驗法。故，取缸筒壁厚=12mm。(2) 缸筒外徑 (245)故，取缸筒外徑=150mm。 缸筒長度L的計算缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即 S = L +B+A+M+C (246)式中： L——活塞的最大工作行程；B——活塞的寬度，一般為(~1)D；A——活塞桿導向長度，取(~)D； M——活塞桿密封長度，由密封方式決定；C——其他長度。 最小導向長度H的計算導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩定性。對于一般的液壓缸，最小導向長度H(mm)應滿足下式： (247)式中： L——液壓缸最大行程(mm)；D——缸筒內徑(mm)由L=1000mm,D=125mm。則： (248)故取H=100mm.圖211 后缸蓋三位圖 圖212活塞與活塞桿的組裝圖213 后蓋蓋二位圖 一般導向套滑動面的長度A的確定：一般導向套滑動面的長度A在D80mm時，取A=(~)D在D80mm時，取A=(~)d。則 A=(~)D=(~)125=75~125mm (249)取A=80mm 活塞寬度B的確定一般去活塞寬度 B=(~1)D=~)125=75~125mm (250)取活塞寬度B=80mm圖214 為液壓缸的導向長度 其他長度C的確定 C=H(A+B)/2=100(80+80)/2=20mm (251) 活塞的密封長度M的確定此處采用O形密封圈作用于活塞桿。參考《液壓氣動系統設計手冊》見表621及表623(P255)。由取 溝槽寬度b=。則： M=+3+8+3+10=27mm (252)取M=30mm。故，缸筒長度H為 H=S+B+A+M+C=1000+80+60+30+60=1230mm (253)取缸筒長度H為1250mm. 缸筒底部厚度的確定當缸底為平面有回油口時，缸底厚度h為： (254)故取=16mm。 缸的有效面積的計算無桿腔工作時的面積 (255)有桿腔工作時的面積 (256) 液壓缸流量的確定無桿腔工作時的流量 (257)有桿腔工作時的流量 (258) 缸筒法蘭厚度h查[1]b=20mm，， (259)故，取h=22mm。 油口直徑油口直徑由活塞移動速度V及油口的最高油流速決定， (260)取=14mm，查[2]附錄表16，取油口連接螺紋尺寸為 中隔套長度查[1] (261)故，取 活塞桿強度的校核。活塞桿的直徑按下式進行校核： (262)式中：F——液壓缸的負載力；[σ]——活塞桿材料許用應力； 45號鋼的抗拉強度=610MPa，由于d=，故滿足設計要求。 缸筒底部厚度的校核 (263)由于=，故滿足設計要求。 負載與運動分析和計算按工作要求和執行元件的運動規律，繪制出執行元件的工作循環圖和速度－位移(或時間)曲線圖，即速度圖。如圖所示為液壓傳動型工業機器人的運動分析圖。 液壓缸要承受的負載包括有效工作負載、摩擦阻力和慣性力等。液壓缸的工作壓力按負載確定。對于不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，采用的壓力范圍也不同。該設計是液壓傳動型工業機器人。負載由以下計算可知：當執行元件為液壓缸時，在往復直線運動時所受負載包括工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載Fa、重力負載、密封阻力負載Fm、背壓負載等，其總負載為所有負載之和，即 (264)(1)工作負載工作負載與設備的工作情況有關，對切削機床來說，工作負載為沿執行機構運動方向上的切削分力，當切削力與運動方向相反時為正值，相同時為負值。由于負載質量為500kg，液壓缸1的質量為1000kg，液壓缸2的質量為1000kg (265)故，工作負載=24500N。液壓缸工況分析圖負載分析圖215 液壓缸三運動分析圖a)液壓缸工作循環圖 b)液壓缸速度圖(2)摩擦阻力負載摩擦阻力負載 是指運動部件與支承面間的摩擦力。參考《液壓機械手冊》表21 取f=對于平導軌 (266)d對于V形導軌 (267)此處采用平導軌 故： (268)(3)慣性負載Fa慣性負載Fa是由運動部件的速度變化所引起的，可根據牛頓第二定律確定，即 (269)一般機械=~(4)重力負載重力負載為垂直放置的移動部件本身的重力，當執行機構向上運動時重力負載為正值，向下則為負值，移動部件水平放置時重力負載為零。由于是水平放置故此時取=0N。(5)密封阻力負載Fm密封阻力負載Fm為液壓缸密封裝置所產生的摩擦阻力。在未完成液壓系統設計之前，不知道密封裝置的參數，其值無法計算，一般通過液壓缸的機械效率加以考慮，常取液壓缸的機械效率為=～。故取=(6)背壓負載Fb背壓負載Fb為液壓缸回油腔的背壓所產生阻力，在系統方案及液壓缸結構尚未確定之前也無法計算，因此在負載計算時可暫不考慮。液壓缸在不同的工作階段，應根據液壓缸的具體工作情況來確定液壓缸負載大小。 啟動時 (270)加速時 (271)前進時 (272)快退時 (273) 選定工作壓力當負載確定后，工作壓力就決定了系統的經濟性和合理性。工作壓力低，則執行元件的尺寸和體積都較大，完成給定的速度所需流量也大。若壓力過高，則密封要求就高，元件的制造精度也高，成本也高。所以應根據實際情況選取適當的工作壓力。執行元件的工作壓力可根據總負載或主機設備類型選取 ，參考《液壓傳動》表113見下表：按負載選擇執行元件的工作壓力。當負載確定后，工作壓力就決定了系統的經濟性和合理性。工作壓力低，則執行元件的尺寸和體積都較大，完成給定的速度所需流量也大。若壓力過高，則密封要求就高，元件的制造精度也高，成本也高。所以應根據實際情況選取適當的工作壓力。執行元件的工作壓力可根據總負載或主機設備類型選取 ，參考《液壓傳動》表114見下表：故取工作壓力為P=4MPa。 繪制液壓執行元件工況圖液壓執行元件的工況圖指的是壓力圖、流量圖和功率圖。如圖所示為組合機床執行元件工況圖。圖a為壓力圖，圖b為流量圖，圖c為功率圖。圖216 工況圖 確定液壓缸內徑D液壓缸的選材為45號鋼無縫鋼管。 根據總負載力F和工作壓力p可計算出液壓缸的內徑D。(參考《液壓氣動系統設計手冊》P75)。對無活塞桿腔工作時 (274)對有活塞桿腔工作時 (275)式中：F——液壓缸的負載力；[σ]——活塞桿材料許用應力；P——為液壓缸最高工作壓力；——液壓缸的機械效率為——往返速比，取=《液壓氣動系統設計手冊》表34按上述公式計算的缸筒內徑中，取其中較大者并按照GB234880《液壓氣動系統及元件——缸徑及活塞桿外徑系列》圓整為標準值。圓整后，液壓缸的工作壓力應作相應的調整。液壓缸的內徑系列見附錄5節。參考《液壓氣動系統設計手冊》見附表11及附表12，故取液壓缸的公稱壓力p=4MPa，內徑D=100mm。 活塞桿直徑d的計算活塞桿的選材為45號鋼。對于雙作用單活塞桿液壓缸，可按照活塞往復運動的速比來確定活塞桿的直徑： (276)式中：——往返速比；D——液壓缸內徑；按照GB234880《液壓氣動系統及元件——缸徑及活塞桿外徑系列》圓整為標準值。對d圓整,見附表13。取d=25mm。 缸筒壁厚及缸筒外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布材料規律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。(1)本設計按照薄壁圓筒設計，其壁厚(m)按薄壁圓筒公式計算為： (277)式中：p——為液壓缸最高工作壓力(MPa)；D——液壓缸內徑(m)；[σ]活塞桿材料許用應力(MPa)； 45號鋼的抗拉強度=610MPa，n為安全系數n=5；由計算的公式所得的液壓缸的壁厚厚度很小，使缸體的剛度不夠，如在切削加工過程中的變形，安裝變形等引起液壓缸工作過程中卡死或漏油。所以用經驗法。故，取缸筒壁厚=8mm。(2) 缸筒外徑 (278)故，取缸筒外徑=141mm。 缸筒長度L的計算缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即 S = L +B+A+M+C (279)式中： L——活塞的最大工作行程；B——活塞的寬度，一般為(~1)D；A——活塞桿導向長度，取(~)D； M——活塞桿密封長度，由密封方式決定；C——其他長度。 最小導向長度H的計算導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩定性。對于一般的液壓缸，最小導向長度H(mm)應滿足下式： (280)式中： L——液壓缸最大行程(mm)；D——缸筒內徑(mm)由L=1000mm,D=100mm。則： (281)故取H=130mm. 一般導向套滑動面的長度A的確定：一般導向套滑動面的長度A在D80mm時，取A=(~)D在D80mm時，取A=(~)d。則 A=(~)d=(~)100=60~100mm (282)取A=80mm圖217 缸筒 活