机械手设计资料2

总体方案设计
根据课题设计任务书的要求，确定总体方案：
1.抓重：10kg
2.坐标形式：圆柱坐标
3.自由度：3
定为方式：机械挡块（行程开关）。

驱动方式：液压驱动。

控制方式：PLC（可编程序控制）
定位精度：±2mm。

机械手的工作原理图如图1-1所示
手部1采用夹钳式，具体为单支点回转型夹紧机构。

动力采用单作用液压缸2驱动夹紧，反向则由弹簧复位而松开手指。

手臂的伸缩采用双作用液压缸３驱动，伸缩过程采用双导管导向，在导向的同时，亦起到了一定的支撑作用，大大减少活塞杆的受力。

夹紧缸的压力油经其中一导管进入缸内，此结构能使油管布置更加紧凑。

手臂的回转采用摆动液压缸４驱动，此摆动缸设计成输出轴固定不动，而使缸体转动从而带动整个手臂回转运动。

双作用液压缸5驱动手臂做升降运动
图1-1 机械手工作原理图
手部设计
手部（亦称抓取机构）是用来直接握持工件的部件，由于被握持工件的形状、尺寸大小、重量、材料性能、表面处理等的不同，则机械手的手部机构是多种多样的，大部分的手部结构是根据特定的工件要求而设计的（林建龙，王小北，2003）。

常用的手部，按其握持工件的原理，大致可分成夹持式和吸附式两大类。

本设计采用常用的夹钳式手部结构，它是最常见的夹持式结构。

夹钳式手部是由手指、传动机构和驱动装置三部分组成的，它对抓取各种形状的工件具有较大的适应性，可以抓取轴、盘和套类零件（殷际英，何广平，2003）。

一般情况下多采用两个手指，少数采用三指或多指。

本设计中的工件是棒料，所以选择较简单的两指结构。

夹钳式手部设计的基本要求：
1、应具有适当的夹紧力和驱动力手指握力（夹紧力）大小要合适，力量过大则动力消耗多，结构庞大，不经济，甚至会损坏工件；力量过小则夹持不住或产生松动、脱落。

在确定握力时，除考虑工件总量外，还应考虑传送或操作过程中所产生的惯性力和振动，亦保证工件夹持安全可靠（杨永清等，2008）。

对于手部的驱动装置来说，应有足够的驱动力。

应当指出，由于机构传动力比不同，在一定的夹持力条件下，不同的传动机构所需驱动力的大小是不同的。

2、手指应具有一定的开闭范围手指应具有足够的开闭角度或开闭距离，以便于抓取或退出工件。

3、应保证工件在手指内的夹持精度应保证每个被夹持的工件，在手指内都有准确地相对位置。

这对一些有方位要求的场合更为重要，如曲拐、凸轮轴一类复杂的工件，在机床上安装的位置要求严格，因此机械手的手部在夹持工件后应保持相对的位置精度。

4、要求结构紧凑、重量轻、效率高在保证本身刚度、强度的前提下，尽可能使结构紧凑、重量轻，以利于减轻手臂的负载。

5、应考虑通用性和特殊要求一般情况下，手部多是专用的，为了扩大它的适用范围，提高它的通用化程度，以适应夹持不同尺寸和形状的工件需要，通常采取手指可调整的办法，如更换手指甚至更换整个手部。

此外，还要考虑能适应工作环境提出的特殊要求，如耐高温、耐腐蚀、能承受锻锤冲击力等。

(李允文，1994)
2.1 确定手部结构
根据设计要求设计出的手部结构如图2-1所示：
图2-1 手部结构图
图中N F 为手指对工件的夹紧力，F 为夹紧缸活塞杆的推力。

2.2 手部受力分析
经分析，手部受力图如图2-2所示
图2-2 机械手手部受力分析图
由图可知，手部结构对称，则 12F F = 由0y F =∑ 得
'
1F ＝α
cos 2F
且'1F ＝1F
由0)(1=∑F M o 得 1F h='N F b 且'N F ＝N F 由几何关系有 h ＝
α
cos c
由上述等式可得：
F N ＝F b c 2)cos 1(2α 即 F= 22cos N b F c
α
式中 b —手指回转中心到夹紧力作用点之间的距离； C —手指回转中心到滑槽支点之间的距离；
α—工件被夹紧时手指滑槽方向与回转中心在水平方向的夹角。

2.3 手部夹紧力的计算
手指加在工件上的夹紧力，是设计手部的主要依据。

必须对其大小、方向和作用点进行分析、计算。

一般来说，夹紧力必须克服工件重力所产生的静载荷以及工件运动状态所产生的载荷（惯性力或惯性力矩），以使工件保持可靠的夹紧状态。

手指对工件的夹紧力可按下式计算（李允文，1994）：
123N F K K K G ≥＝1.5×1.02×4×98=593N 取F N =600N
式中：K 1—安全系数，取K 1＝1.5；
K 2—工作情况系数，主要考虑惯性力的影响。

取K 2＝1.02；
K 3—方位系数，根据工件形状以及手指与工件位置不同进行选定，K 3＝4 G —被抓工件所受重力（N ），G ＝mg ＝10×9.8＝98N 。

则：
222cos cos 306002250N b F F c α︒⨯⨯理论2100＝＝＝40
N
2647F F η
理论
实际2250
＝
＝
＝0.85
N 式中 η—手指传力效率，取η＝0.85。

2.4 手抓夹持误差分析与计算
机械手能否准确夹持工件，把工件送到指定位置，不仅取决于机械手的定位精度（由臂部和腕部等运动部件确定），而且还与手指的夹持误差大小有关。

在机械加工中，通常情况要求手抓的夹持误差不超过±1mm 就可以了。

根据设计要求知棒料半径为40mm ～60mm 。

则：
工件平均半径：min max 4060
5022
cp R R R ++===mm
取手指L AB 为工件平均半径的2倍：L AB ＝2×50＝100mm 取V 型钳的夹角2120θ=︒ 偏转角按最佳偏转角确定：
1
1
50
cos cos 5444sin 100sin 60
cp o o
AB R L θ
--==⨯´β= 计算0sin cos 0sin 60cos544450AB R L θβ︒︒==10⨯⨯=M mm
max 0min R R R >> 则定位误差为1∆和2∆中的较大者。

1sin 82.46281.6440.818AB L mm β==-=Δ
sin 82.46581.6440.821AB L mm β==-=2Δ ∴∆＝2∆＝0.821mm<1mm 夹持误差满足设计要求。

2.5 手部夹紧缸的设计计算
2.5.1 夹紧缸主要尺寸的计算
由前知，夹紧缸为单作用弹簧复位液压缸，假设夹紧工件时的行程为25mm ，时间为
0.5s ，则所需夹紧力为：
2647F F P P =++弹弹实际＝
式中： F —活塞杆实际输出力；
P 弹—弹簧压缩时的作用力。

其中：
4
3)4628Z Gd P L S N D Z
+=弹＝（
式中： G —弹簧材料的剪切模量，对于钢材，528.110(/)G kg cm =⨯；
D —弹簧的钢丝直径（3mm ）； D Z —弹簧中径（30mm ）； Z —弹簧的有效圈数（18圈）；
L 及S —活塞的行程及弹簧的与预缩量，L=25mm, S=20mm 。

∴ F=2647+462=3109N<5000N
查表 工作压力取1a MP ，考虑到为使液压缸结构尺寸简单紧凑，取工作压力为2a MP 。

由公式 24
F D P π
η=
得：
45.7D mm =
== 式中: D —液压缸内径；
P —液压缸工作压力；
η—液压缸工作效率，η＝0.95。

由JB826－66标准系列将缸内径圆整为D ＝50mm ，同理查得活塞杆直径d ＝32m ，
2.5.2 缸体结构及验算
缸体采用45号钢无缝钢管，由JB1068－67查得可取缸筒外径为60m ，则壁厚δ＝5mm 。

（1）液压缸额定工作压力()N P MPa 应低于一定极限值，以保证工作安全（李壮云，2008）。

2
2622
122
1()0.3534010(0.060.05)0.3536.360.06
s N D D P MPa D σ-⨯⨯-≤⨯== 式中： D —缸筒内径（m ）；
D 1—缸筒外径（m ）；
σs —缸筒材料的屈服点，（45号钢为340MPa ）。

已知工作压力P N ＝2MPa <36.36MPa ，故安全。

（2）为避免缸筒在工作时发生塑形变形，液压缸的额定压力P N 值应与塑性变形压力有一定的比例范围。

P N ≤（0.35～0.42）P Pl
式中：P Pl －缸筒发生完全塑性变形时的压力（MPa ），12.3lg pl s D
P D
σ=。

计算可得：61.92pl P =a MP
0.3561.92
21.67N a P MP =⨯
=
已知实际工作压力P N ＝2MPa <21.67MPa ,故安全。

（3）缸筒爆裂压力()E a P MP 应远远大于耐压试验压力P T 。

1
2.3lg
E b D P D
δ= 查表知45号钢600b a MP δ=，则：62.360010lg1.2109.27E a P MP =⨯⨯⨯=
T P 取1.5N P ＝3MPa ，可知E P 远远大于耐压实验压力T P 。

2.5.3 缸筒两端部的计算
（1）缸筒底部厚度的计算
此夹紧缸采用了平行缸底，且底部设有油孔，则底部厚度为（李壮云，2008）：
0.4330.433 6.8h mm ≥=⨯= 考虑结构要求，取h ＝10mm
式中： D —缸筒内径；
P max —液压缸最大工作压力，取P max ＝2P N ＝4MPa 。

[]σ—缸底材料的许用应力（MPa ），材料为45号钢，b δ＝600MPa 。

则
[]σ＝
600
1205
b
n δ=
=MPa ，n 为安全系数，取n ＝5。

（
2）缸筒底部联接强度计算
缸筒底部采用外卡环联接，材料为35号钢，联接图如下：
图2-3 外卡环联接图
卡环尺寸一般取：
5h l mm δ===; 12 2.52
h
h h mm ==
= 外卡环a b -侧面上的挤压应力c σ（MPa ）为:
262
max 11410(0.06)25.04310(2)0.05(20.060.05)
c p D MPa MPa h D h σ⨯⨯===<-⨯⨯-
缸筒危险截面A A -上的拉应力σ（MPa ）为:
262
max 12222
1410(0.06)27.43520()(0.060.05)(0.05)
p D MPa MPa D h D σ⨯⨯===<---- 故知缸筒底部联接安全。

（3）缸筒端部联接强度计算
缸筒端部与手指是用螺钉联接，联接图如下：
图2-4 螺钉联接图
螺纹处的拉应力：
662213470
101026.26(0.004134)444
KF MPa d Z σππ--⨯=⨯=⨯=⨯
螺纹处的剪应力： 6
61033
10.1234700.005101015.380.20.2(0.004134)4
K KFd MPa d Z τ--⨯⨯⨯=
⨯=⨯=⨯⨯ 则合成应力：
[]37.4120n MPa MPa σσ==<=
则知螺纹连接处安全可靠。

式中： K —拧紧螺纹的系数，取K ＝3；
K 1—螺纹连接处的摩擦系数K 1＝0.12； d 0—螺纹外径（m ），d 0＝0.005m ； d 1—螺纹底径（m ），d 1＝0.004134m ； Z —螺钉数量 Z ＝4。

2.5.4 缸筒加工工艺要求
(1）缸筒内径采用H8配合。

表面粗糙度：活塞采用橡胶密封圈密封，a R 取
0.1~0.4m μ，需研磨加工处理。

（2）缸筒内径D 的圆度公差值可按9、10或11级精度选取，圆柱度公差值可按8级精度选取(下为缸筒机加工图)
图2-5 缸筒机加工图
（3）缸筒端面T的垂直度公差值按7级精度选取
μ的铬层，镀后（4）为了防止腐蚀和提高寿命，缸筒内表面应镀以厚度为30~40m
进行抛光（李柱，2004）。

2.5.5 活塞与活塞杆的设计计算
（1）活塞设计
活塞的外径与缸筒内径一致为D=50mm，活塞宽度B一般为活塞外径的0.6～1.0倍，这里取为0.8倍，则B＝0.8×50＝40mm。

因是单作用弹簧缸，活塞与活塞杆采用较简单的螺纹连接。

活塞与缸筒内壁采用O型密封圈密封（王懋瑶，2004）。

活塞结构如下：
图2-6 活塞结构图
对于无导向环活塞的材料，一般选用高强度铸铁HT200或球墨铸铁(陈大先，2004)，这里我们选用HT200。

加工上，活塞外径D对孔轴线的径向圆跳动公差值，可按7、8级精度加工，同时其圆柱度公差值，按9、10级选取；端面T对轴线的垂直度公差值按8级精度加工；外
μμ之间。

表面粗糙度控制在0.4~0.8
m m
（2）活塞杆设计
由前知活塞杆的直径d＝32mm，活塞一端用螺纹与活塞相连接，另一端也采用外螺纹与手指连接（如图）
图2-7 活塞杆外端部结构图
活塞杆直径d＝32mm，故取302
KK P M
Φ⨯=⨯，A＝40mm （螺纹长短型）活塞杆结构（如图）采用实心杆
图2-8 活塞杆结构图
杆体材料采用35号钢，加工后调质到硬度为229～285HBS，必要时，再经高频淬火，硬度达45～55HRC。

活塞杆直径d的圆柱度公差值，应按8级精度加工，其圆度公差值，应按9、10级精度加工；端面T的垂直度公差值应加工成7级精度；外圆表面粗糙度应处于0.4～0.8m
μ之间（郑修本，1999）。

验算活塞杆的强度
取活塞杆的计算长度为150mm，活塞杆已知32mm 则
150
10
32
l
d
=<，属于短行程活
塞杆，主要验算抗拉强度。

27.5
d mm
≥==已知d＝32mm，故安全。

式中：F—液压缸最大推力，F取1.5×3109＝4663.5；
D—活塞杆直径，n s—安全系数，一般取n s＝3；
s
σ—活塞杆材料屈服极限（MPa），查资料知35号钢为310 MPa
臂部设计
手臂部件是机械手的主要握持部件。

它的作用是支撑腕部和手部（包括工件或工具），并带动它们作空间运动。

臂部运动的目的：把手部送到空间运动范围内的任意一点。

因此，一般来说臂部具有三个自由度才能满足基本要求，即手臂的伸缩、左右回转和升降（或俯仰）运动。

手臂的各种运动通常用驱动机构（如液压缸或气缸）和各种传动机构来实现，从臂部的受力情况分析，它在工作中既承受手部和工件的静、动载荷，而且自身运动有较多，故受力复杂。

因而，它的结构、工作范围、灵活性以及抓重大小和定位精度等直接影响机械手的工作性能。

（李允文，1994）
3.1 臂部设计基本要求
臂部设计首先要实现所旭要求的运动，为此，要满足下列几项要求： （1） 臂部应承载能力大、刚度好、自重轻； （2） 臂部运动速度要高，惯性要小； （3） 手臂动作应灵活； （4） 位置精度要高。

除此之外，要求机械手的通用性好，能适应多种作业的要求；工艺性好，便于加工和安装；用于热加工的机械手，还要考虑隔热、冷却；用于作业区粉尘大的机械手还要设置防尘装置等。

3.2 臂部结构的确定
（1）由前知，手臂的伸缩采用双导向杆状作用液压缸手臂结构，导向管在导向套内移动，且导向管内设有通向夹紧缸的油管。

活塞杆只受拉压作用，受力简单，传动平衡，外形整齐美观，结构紧凑。

（2）手臂的水平回转采用液压摆动缸驱动。

（3）.手臂的升降采用双作用液压缸驱动。

3.3 臂部设计计算
3.3.1 水平伸缩缸的设计计算
（1）驱动力计算
根据液压缸运动时所需克服的摩擦、回油背压及惯性等几方面的阻力，来确定液压缸所需的驱动力。

理论驱动力：F F F F F +++理回摩密惯＝
估算参与手臂运动部件总重量 259.8245G N ⨯＝＝，且重心位置距导向套前端面距离为200mm 。

F 摩的计算：
由于导向杆对称布置，导向杆受力均衡，可按一个导向杆计算。

由
0A
M ∑＝ 知 b G L a F =
则： 245200
81660
b GL F N a ⨯=== 又
0Y =∑ 则 816245571a
b F
F G N =-=-=
∴ a b 0.151387208b a F F F F F N μμ=++⨯摩摩摩＝＝＝ 式中： L —重心距导向套前端距离（200mm ）；
a —导向套长度（60mm ）；
μ—当量摩擦系数，取μ＝0.15。

F 摩的计算：
当液压缸的工作压力小于10MPa 。

活塞杆直径为液压缸直径的一半，则活塞和活塞杆都采用O 型密封圈，此时液压缸的密封阻力为：
0.03F F F F =+驱密杆活塞＝
F 回的计算：一般背压阻力较小，F 回取＝0.05F 驱 F 惯的计算：
2450.15
1889.80.02
G v F N g t ∆⨯==∆⨯惯＝
式中；v ∆－由静止加速到常速的变化量（m/s ）； t ∆－ 起动过程时间（s ），一般取0.01～0.5s ，这里取t ∆＝0.2s 。

则：2080.050.03188F F F =+++理理理 得出F 理＝408N
实际驱动力 2
40810200.8
k F F N η
⨯
=⨯
=理实＝； 式中：k —安全系数 k ＝2；η—传力机构机械效率 η＝0.8。

（2）结构尺寸的确定 缸内径计算：
取工作压力P ＝2MPa ，则：
26D mm =
==，圆整为D ＝32mm 。

根据强度要求，计算活塞杆直径d ：
3.6d mm ≥
=
=，[]σ—材料许用应力，碳钢取[]σ＝100MPa 。

考虑结构要求，取11
321622
d D mm =
=⨯= 壁厚计算：
此缸工作压力为2MPa ，属低压，则缸筒壁厚采用薄壁计算公式（成大先，2004）：
[]max 432
0.6422100
p D mm δσ⨯≥
==⨯，取δ＝4mm 。

联接螺钉强度计算：
取螺钉数目Z ＝4，工作载荷：10202554
Q F F N Z === 预紧力 1.3 1.8255596.7Qj F =⨯⨯=。

则1 2.2d mm ≥
=
=，查手册取螺纹直径d 1＝6mm ，螺距p ＝
0.75，材料为35号钢的内六角螺钉。

3.3.2 升降缸的设计计算
（1）驱动力计算
经分析易知，升降缸在上升阶段所需驱动力为最大，则以此为设计依据，此时相比伸缩缸，其驱动力还应加上手部上面各运动部件以及工件的重力。

理论驱动力；F F F F F G ++++理回总摩密惯＝， 估算G 总＝450N F 摩的计算：0.16F F 理摩＝；
F 密的计算：同理 0.03F F F F =+驱密杆活塞＝； F 回的计算：回油背压小，取F 回＝0.05F 驱； F 惯的计算：4500.1
2309.80.02
G v F N g t ∆⨯==∆⨯总惯＝。

则：0.160.050.03230450F F F F =++++理理理理 得出F 理＝810N
实际驱动力2
81020250.8
k F F N η
⨯
=⨯
=理实＝ （2）结构尺寸的确定 缸内径计算：
取工作压力P ＝2MPa ，则：
37D mm =
==，圆整到D ＝40mm 根据强度要求，计算活塞杆直径d ：
5.1d mm ≥
=
=，同理取11
402022
d D mm ==⨯=。

结构上，活塞杆内部装有花键及花键套，能实现导向作用，同时可使活塞杆在升降
运动中传动平稳，且获得较大刚度。

壁厚同伸缩缸一样，取δ＝4mm 。

联接螺钉强度计算：
取螺钉数目Z ＝4，工作载荷2025
5064
Q F F N Z ===
预紧力 1.3 1.85061184Qj F N =⨯⨯=。

则1 3.7d mm ≥
=
=，查手册取螺纹直径d 1＝6mm ，螺距p ＝
0.75，材料为35号钢的内六角螺钉。

3.3.3 手臂回转液压缸的设计计算
（1）驱动力矩的计算
驱动手臂水平回转所需要的驱动力矩M 驱应该与手臂启动时所产生的惯性力矩M 惯
及各密封装置处的摩擦力矩M 封相平衡，若轴承处的摩擦力忽略不计：则
M M M =+驱惯封，在设计计算时，为简化计算，可不计M 封。

直接计入回转缸效率中，
则 M M η
惯
驱＝
，η取0.9。

w
M t
∆∆0
惯＝J 式中：w ∆—角速度变化量（rad/s ），在起动过程中w ∆＝w ；
t ∆—起动过程时间，0.05～0.5s ，取t ∆＝0.1s ；
J 0—手臂回转部件（包括工件）对回转轴线的转动惯量（2N m s ⋅⋅）。

经分析知，当手臂完全伸出时，此时0J 达到最大值，估算此时回转零件的重心到 转轴线的距离为ρ＝150mm ，则：
20c J J m
ρ=+＝10.682N m s ⋅⋅ 式中：J c —回转零件对重心轴线的转动惯量； m —回转零件的总质量。

则 10.6870 3.14
1451800.90.1
M N m ⨯⨯==⋅⨯⨯驱
（2）回转缸参数的计算
摆动缸驱动力22()
1458
pb D d M N m -=⋅驱＝
式中：D —回转缸内径（m ）；
d —转轴直径（m ）；
P —回转缸工作压力，取p ＝2MPa 。

B —动片宽度（m ）。

为了减少动片与输出轴的联接螺钉所受的载荷及动片的悬伸长度，选择动片宽度（即液压缸宽度）时，可选用
22b D d ≥-，这里取23b
D d
=-，且D=2d 。

经计算得：d ＝47mm ，取d ＝50mm ，则D ＝100mm ，b ＝75mm 。

（3）缸盖联接螺栓和动片联接螺钉强度计算 缸盖联接螺栓计算： 取螺栓数目Z ＝8
工作载荷226
(0.10.05) 3.14210147232
Q F F N Z -⨯⨯⨯===
计算载荷 1.3 2.614724975Qj F N =⨯⨯=
螺栓内径应满足：1 6.3d mm ≥
=
=。

查手册取d 1＝10mm ，公
称长度L ＝100mm 的六角头螺栓。

动片联接螺钉的计算：
螺钉数一般取双数，对称安装，并用两个销钉定位。

取Z=6，则：
22622()0.075210(0.10.05)75004460.150.05
Q bp D d F N Zfd -⨯⨯⨯-===⨯⨯⨯
式中：F Q —每个螺钉的预紧力；
f —被联接件配合面件的摩擦系数，钢对钢取f ＝0.15。

螺钉内径17.7d mm ≥
=
=，查手册取d 1＝10mm ，螺距p ＝1.5mm 的内六角螺钉。

（4）轴承的选择
轴承主要承受向心力，且转速较低，故选用深沟球轴承，型号为： 6005 d －D －B ：25－47－12
（注：除夹紧缸外的另外三个缸的其它参数计算和校核，可参考夹紧缸部分。

）
液压系统设计
4.1 系统参数的计算
4.1.1 确定系统工作压力
由前计算知，各缸的设计工作压力均为2MPa ，则系统工作压力还应加上回路上油管及各管接头的压力损失，s p p p =+∆。

因此液压系统较为简单，估算p ∆＝0.5MPa 。

则P s =2+0.5=2.5MPa 。

4.1.2 各个液压缸流量的计算
液压系统所需流量为各液压缸的最大流量（张利平，2005）。

当各缸为无杆腔进油时，此时即为各缸的最大流量，因此，在此只计算无杆腔的流量。

（1）夹紧缸流量计算
假设夹紧缸在夹紧过程中的行程为l ＝25mm ，所需时间t ＝0.5s ，则平均速度为:
255/0.5
l v cm s t ===
已知缸内径D=50mm ＝5cm ，则所需流量：
2
23.145560
5.89/min 441000
D Q v l π⨯⨯⨯===⨯
（2）手臂伸缩缸流量计算
由前知，伸缩缸行程为l ＝300mm ，假设运动时间t ＝2s ，则平均速度为：
30015/2
l v cm s t ===
已知缸内径D ＝32mm ＝3.2cm ，则所需流量：
2
23.14 3.215607.23/min 441000
D Q v l π⨯⨯⨯===⨯ （3）手臂升降缸流量计算
由前知，升降缸行程l ＝200mm ，假设运动时间为t ＝2s ，则平均速度为：
20010/2
l v cm s t ===
已知缸内径D ＝40mm ＝4cm ，则所需流量：
2
23.1441060
7.54/min 441000
D Q v l π⨯⨯⨯===⨯
（4）手臂回转缸流量的计算
假设回转角度为180︒，时间为2.5s ，又已知D ＝100mm ，d ＝50mm ，b ＝75mm 。

则所需流量：2222()/2.50.075(0.10.05)
21.18/min 22
wb D d Q l π-⨯⨯-=
== 由以上计算可知，各缸的最大流量为max Q ＝21.18/min l ，则系统流量应以此为设计
依据，此时液压泵的流量为：
max 1.121.1823.28/min
Q KQ l
泵
＝＝＝
式中： K—泄漏系数，一般取K＝1.1～1.3，这里取K＝1.1。

4.2设计液压系统图
（1）换向回路夹紧缸换向选用二位三通电磁换向阀，其它缸全部选用O型三位四通电磁换向阀。

选电磁阀易于实现机械手的自动控制，选中位为O型可使定位准确，如图4-1。

图4-1 换向回路
（2）调速回路本系统较为简单，故选用简单的进油路节流阀调速。

同时选用单泵供油，力求获得较好的经济性，如图4-2。

图4-2调速回路
（3）系统的安全可靠性为防止夹紧缸压力受系统压力波动的影响，导致夹紧力过大而损坏工件，或因压力过低无法夹紧工件，则需在油路上加减压阀保证夹紧缸的压力恒定不变。

同时，为防止手臂升降缸在工作中因自重而下滑，可采用单向顺序阀来平衡（杨春杰，2004），如图4-3。

图4-3 升降缸防滑保护回路
（4） 合成并完善液压系统图 将上述各回路进行组合并加上卸荷及测压油路完善 整个液压系统图，如图4-4。

图4-4 机械手液压系统图
4.3 选择液压元件
4.3.1泵和电机的选择
由前计算知， 2.5s p MPa =，23.28/min Q l =泵。

根据《液压传动手册》选：
CB-B20，n ＝1450r/min ，29/min v q l =额 ， 2.5p MPa =额
电动机的选用：取泵的总效率η＝0.65，则
632.5102910 1.86600.65
p q N kW η
-⨯⨯⨯⨯=
==⨯额额
电
选电动机：YZC100L1-4，N ＝2.2kW ，n ＝1430r/min 。

4.3.2 选择液压控制阀和辅助元件
根据控制阀的额定压力和额定流量大于系统最高压力和流量的原则，选择控制阀及辅助元件（黎启柏，1999），如表4-1所示：
4.4根据动作要求编制电磁铁动作顺序表
（1）机械手动作要求：
图4-5 机械手动作顺序图
（2）绘制电磁铁动作顺序表：
控制系统设计
本机械手采用PLC(可编程序控制器)进行控制，通过控制各电磁换向阀，从而控制油液方向，实现机械手的顺序动作。

使用PLC进行控制，可轻易的更改用户程序以适应机械手工艺流程变更的要求（张雅琴，2006）。

5.1 确定输入、输出点数，画出接口端子分配图
经分析知，该机械手控制系统需12个输入端口，9个输出端口。

选用三菱F1-40M 型主机，该微机有24个输入端口，16个输出端口。

接口分配图如下：
输入端口输出端口
图5-1 接口端子分配图
5.2 画出梯形图
根据机械手动作顺序图（图4-5）及电磁铁动作顺序表（表4-2），画出控制系统的程序梯形图如下所示：
图5-2 梯形图
5.3 按梯形图编写指令语句
按上述梯形图编写的指令语句如下表：
总结
该机械手的爪部采用单支点推力夹紧机构，重量轻，结构简单，夹持精度高，且夹紧缸利用弹簧复位，减少了回油路的设计，使液压系统得到了一定的简化。

臂部的伸缩采用双导向杆手臂伸缩机构，手臂伸缩缸安装在两导杆之间，由导向杆承受弯曲作用，活塞杆只受拉压作用，受力简单，传动平稳，并且通向夹紧缸的油路经过其中一导向杆，这简化了油管的布置，使线路更为紧凑。

在手臂升降缸的设计中，采用了花键和花键套，两者相互配合，不仅能够实现良好的导向作用，使传动平稳可靠，而且增大了整个缸的刚度。

控制方面，采用移位指令SFT实现机械手过程的步进控制。

这种设计方法解决了一般逻辑组合顺序控制方法必须考虑自锁、互锁、记忆等环节的问题，使得程序设计大为简化。

该机械手的整个设计过程主要本着结构简单、外形轻巧、成本低廉的原则。

由于水平有限，整个机械手设计工作量很大，难以全面考虑设计中的各个环节，因此设计中定有不足之处，望各位老师予以批评指正。