单、尺寸紧凑、重量轻、控制方便。
1.3.3 控制系统分类 在机械手的控制上,有点动控制和连续控制两种方式。
大多数用插销板进行点位控制,也有采用可编程序控制器控制、微型计算机控制,采用凸轮、磁盘磁带、穿孔卡等记录程序。
主要控制的是坐标位置,并注意其加速度特性。
2 总体设计方案2.1 机械手的确定 常用工业机械手按驱动方式分:直角座标式、圆柱座标式、球座标式、多关节式。
如图 2 所示,其中直角座标式手臂可沿 X、Y、Z 座标轴作直线移动,即伸缩、升降和横移。
其特点是直观性好,所占空间位置大。
根据设计任务锁需,特选定为直角座标 4式 。
该机械手具有 4 个自由度,即:手抓张合;手臂伸缩;手臂横移;手臂升降 4 个主要运动。
该机械手主要由 3 个大部件和 4 个液压缸组成: 图2 机械手座标型式 Fig2 The Mechanical hand Coordinate type (1)手部 采用一个直线液压缸,通过机构运动实现手抓的张合。
(2)臂部 采用直线缸来实现手臂平动。
(3)机身 采用两个直线缸来实现手臂的升降和横移。
根据以上参数,图 3 是机械手整体结构示意图。
图3 整体结构示意图 Fig3 Overall structural diagram2.2 驱动机构的选择此处已删除7.2 液压泵的选择 压力计算 P ≥ P1 ∑P P2 (19)式中 P ——液压缸或液压马达的最大工作压力 1 ∑P ——液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失 P2 ——压力继电器调整压力高出系统最大压力之值,取 0.5MPa ∑P 的标准计算要待元件选定,并绘出管路时才能进行,初算时可以按经验数据选取,管路简单的可选 ∑P 0.2 0.5MPa ,管路复杂的,进油口有调速阀的 15 ,取∑P 0.5 1.5MPa 。
P P ∑P P2 0.76 1.5 0.5 2.76MPa 1 流量计算 QP ≥ K ∑Qmax L / min (20) 式中 K ——系统泄露系数 Qmax ——同时动作的液压缸或液压马达的最大流量。
对于 在 工作 过 程中 用 节 速调 速 阀的 系 统还 必 须加 上 溢流 阀 的 最 小流 量 ,一 般取0.5 × 10 4 m3 / s 。
Qmax 52.74 3 55.74L / min QP ≥ K ∑Qmax 1.1 × 55.74 61.32L / min 查《液压设计手册》,可选取定量叶片泵。
查表选择 YB1 70 型,它的主要参数为: Q 70L / min P 6.3MPa 转速为 960 1450rad / min7.3 确定电机功率 液压泵最大工作压力 P 2.76MPa ,压力损失 P 0.5MPa ,则: Pp P P 3.26MPa查《液压设计手册》,取定量叶片泵的总效率为 η P 0.75 ,则: 50 P PP × QP / η 3.26 × 106 × × 10 3 / 0.75 3.62kw (21) 60电机一般允许短时间超载 25 P 3.62 × 100 / 125 2.896kw查产品样本,选用 Y112M-2 型电机,功率为 4kw 。
7.4 液压阀的选择 阀的规格,根据系统的工作压力和实际通过阀的流量,选择有定型产品的阀件。
溢流阀按液压泵最大流量选取,选择调速阀时,必须保证最小稳定流量能满足执行机 16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。
选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量来确定,本系统工作压力较小,流量也较小,所以选择低压低流量的阀。
本液压系统中,三个液压缸选取三位四通 O 型换向阀换向,使得机械手能顺利完成所规定的动作,主油路上选取一个三位四通 O 型阀来控制油路。
换向阀的开启与关闭通过电气开关或压力继电器来控制,运动速度由调速阀通过调节油路的流量来控制。
17部分油路采用单向阀来保持压力,用溢流阀来保护液压缸 。
通过上面的计算和校核,初步决定使用以下液压元件,在经济性和安全性方面都能满足要求。
选择的元件型号及规格如下表 3: 表3 液压元件型号及规格 Table 3 The type and specifications of components 序号 元件名称 估计流量 型号 规格 1,21 油 箱 300 L 2 定量叶片泵 YB1 70 6.3MPa 70 L / min 3 溢流阀 YFL 20 B 0.5 0.7 MPa 10 通径 4,20 三位四通 O 型 52.8 L / min 34 DO B8H T 8 通径 换向阀 5 调速阀 52.8 L / min 2 FRM 10 20 / 50 0.5MPa ,16 通径 6 三位四通 O 型 52.8 L / min 34 DO B8C T 8 通径 换向阀 81213 行程开关 7 调速阀 2.89 L / min 2 FRM 5 20 / 3 5 通径 1115 调速阀 12L / min 2 FRM 10 20 / 15 10 通径 19 调速阀 8L / min 2 FRM 10 20 / 10 10 通径 1017 三位四通 O 型 52.8 L / min 34 DO B8C T 8 通径 换向阀 14,1618 压力继电器 1PD01 Ha6 L Y 2 调压 0.6 0.8MPa7.5 油管的设计 各元件间间接管道的规格由元件接口处尺寸决定,液压缸进出油管则按输入,排出的最大流量计算。
油管的内径按公式 d 4Q / πV 计算。
根据表 3 数值当油液在油管 18中流速取 1m / min ,算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 : 伸缩缸: d 4Q / πV 2 0.54 × 106 / π × 1 × 103 × 60 3.4mm油管按 JB827-6 选用内径为 8mm ,外径为 14mm 的无缝钢管。
升降缸: d 4Q / πV 2 0.58 × 106 / π × 1 × 103 × 60 3.5mm油管按 JB827-6 选用内径为 8mm ,外径为 14mm 的无缝钢管。
横移缸: d 4Q / πV 2 0.54 × 106 / π × 1 × 103 × 60 3.4mm油管按 JB827-6 选用内径为 8mm ,外径为 14mm 的无缝钢管。
7.6 油箱的设计 油箱的功用主要是储存油液,此外还起着散发油液中热量(在周围环境温度较低 、释放处混在油液中的气体、沉淀在油液中污染物等作的情况下则是保持油液中热量)用。
油箱的有效面积(油面高度 80时的容积)应根据液压系统发热、散热平衡的原则 19来计算,这项计算在系统负载较大、长期连续工作时时必不可少的 。
但对于一般情况而言,油箱的有效容积可按液压泵的额定流量 qP L / min 估计出来。
可按下式计算: V ξqP (22)式中 V ——油箱的有效容积 L ξ ——与系统有关的经验数字;低压系统 ξ 2 4 ,中压系统 ξ 5 7 ,高压系统 ξ 10 12 。
次液压系统为低压系统,取 ξ 3 ,又已知 qP 72.24L / min ,则: V ξqP 3 × 72.24 216.72 L 根据国际标准 JB-T7938-1995 选用 300L 的油箱。
8 液压系统的验算8.1 压力损失的验算 实际油液是有粘性的,所以流动时要损耗一部分热量,这种热量损失表现为压力损失。
能量的损耗转变为热量,使液压系统的温度升高。
液体在流动时产生的压力损失包括两部分,一部分是沿程压力损失,另一部分是局部压力损失。
8.1.1 回路压力损失的验算 因为 Y 轴横移缸的动作回路系统油路较多而管路损失较大,所以主要验算横移缸这段管路损失,管内径为 8mm ,流量为 28.22 L / min ,即 4.71 × 104 m3 / s ,设管长为 2m ,选用 20 机械油,正常运行向右的运动粘度 V 2.7 × 10 5 m 2 / s ,油的密度 P 918kg / m 3 。
油在管中实际的流速为: Q 4 × 4.71 × 104 v 2 9.396m / s (23) πd / 4 π × 0.0082 Re vd / V 9.396 × 0.008 / 2.7 × 105 2784 所以在油管中为层流状态,其行程阻力系数为: λ 64 / Re 0.023 (24) 64 1 ρv 2 2 918 × 9.3692 回路压力损失为: P × × 0.023 × × 0.428MPa Re d 2 0.008 28.1.2 局部压力损失的验算 局部压力损失包括通过管路和管接头处的管路局部压力损失 P2 ,以及通过控制阀的局部压力损失 P3 ,但由于管路局部压力损失相对控制阀的局部压力损失小得多,所以主要计算控制阀的局部压力损失。
从原理图可以看出,从叶片泵出口到伸缩缸进油口要经过电磁换向阀 C,调速阀,调速阀和电磁换
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