637 机车轴承座自动上下料机构及其控制系统设计

机车轴承座自动上下料机构及其控制系统设计
第一章 自动上下料机构的总体构想
该装置是机车轴承座自动生产线上的辅助装置之一，主要完成抓取工件，提升一定 高度，旋转，移位，松开工件等几个基本功能。

其主要技术指标如下：
1. 工件重量约为70Kg；
2. 工件最大尺寸（长，宽，高）：440×92×290（具体见零件图）；
3. 最大操作范围：提升高度为70mm，转动角度为90°，水平移动为400mm；
4. 机械手的自由度数为3(上升,转动,平移)；
5．定位精度：属于上下料机构，本身精度要求不高；
6．装料高度：1050mm；
7．性能要求：抓取可靠、灵活，松放平稳，定位可靠。

在满足上述各项功能的前提下，我们尽量采用结构简单，制造方便的零部件来组成 该机车轴承座的自动上下料专用机构即机械手。

根据机械手所要实现的基本功能，我们 采用圆柱坐标式机械手。

其手臂的运动系由两个直线运动和一个回转运动所组成，即沿 X 轴的平移、沿 Z 轴的升降和绕 Z 轴的回转，而手部的夹放动作不能改变工件的位置和 方位，故它不计为自由度数，因此该机械手具有三个自由度数即可满足使用要求。

根据实际需要我们选用液压传动机械手：以油液的压力来驱动执行机构运动。

其主 要特点是：抓重可达几百公斤以上、传动平稳、结构紧凑、动作灵敏。

安排夹紧液压缸， 升降液压缸，回转液压缸和移动液压缸来分别实现夹紧松开、升降、转动和平移各项功 能。

为了实现对机械手的各个动作的顺序控制，我们采用PLC控制各动作的执行元件。

该机械手的具体结构为：使用两个立柱作为支撑架，在支架上钻两个孔，把装有滑 板及连接板和平移液压缸的导轨装于支架的孔里，采用螺钉进行紧固。

滑板上装有由升 降缸和回转缸组成的臂部及手指式手部和驱动手部夹紧、松开的夹紧液压缸。

滑板带动 工件一起移动实现平移，移动液压缸与滑板的运动可以由齿轮与齿条的传动来实现。

第二章 机械手的具体设计
2.1 手部的设计
2.1.1 类型选择
根据工件形状、尺寸、重量、材料和表面等状况，选用回转型两指式手部。

2.1.2 手指夹紧力的计算
对于手指垂直位置夹水平位置放置的工件的夹紧力可按下式计算：
N=
f
G 5 . 0 ………………………………2.1
式中 N——夹紧力（N）；
G——工件的重量（N）；
f——摩擦系数，钢对钢f=0.1。

则 N= 1 . 0 8
. 9 70 5 . 0 ´ ´ =3430 N
2.1.3 手部驱动力的计算
由于采用夹紧缸来驱动手指夹紧与松开，因此选用连杆传动的手部比较合理。

(1)理论驱动力的计算：
理 P =
N c b )
sin( sin sin 2 j a f a + ……………………………2.2
式中 理 P ——理论驱动力（N）
； b——夹紧力到回转支点的垂直距离b=116mm； c——连杆铰销到回转支点的垂直距离c=78mm； α——连杆的倾斜角α=43°； φ——杠杆的倾斜角φ=85.5°。

则 理 P =
N 10290 3430 ) 5 . 85 43 sin( 78 5 . 85 sin 43 sin 116 2 » ´ ° + ° × °
° × ´ (2)实际驱动力的计算:
实 P ≥
理 P h
2 1 K K ……………………………2.3
式中 K 1——安全系数,一般取1.2～2,取K 1=1.5；
K 2——工作情况系数，主要考虑惯性力的影响，K 2=1+a/g，相当于匀速运动,
取K 2=1；
η——手部的机械效率，取η=0.9。

则 实
P ≥10290 17150 9 . 0 5
. 1 1 » ´ N 取 实 P =17200N
2.1.4 校核手部结构的强度
(1)校核夹爪的剪切强度和挤压强度
夹爪的材料为45钢,其伸长率δ＞5%,属于塑性材料。

则许用应力[σ]= n
s
s
………………………………2.4
式中 σs ——材料的屈服点,45钢的屈服点σs =360 a MP ；
n——安全系数，对于塑性材料n＝1.32～3.5,取n=1.5。

则45钢的许用应力为[σ]=360/1.5=270 a
MP 其许用剪切应力为[τ]=(0.6～0.8)[σ]=162～216 a MP ,取[τ]=200 a MP 。

许用挤压应力为[ jy s ]=(1.7～2.0)[σ]=459～540 a MP ,取[ jy s ]=500 a MP 。

夹爪的剪切应力条件为τ=
A F Q ≤[τ]
…………………………2.5
式中 F Q——剪切面上的剪力(N)；
A——剪切面面积。

则τ= 20 20 2 17200
´ ´ ≈21.5 a MP ＜[τ]=200 a MP ,故夹爪的抗剪强度满足要求。

夹爪的挤压应力条件为 jy s =
jy
jy A F ≤[ jy s ]
…………………………2.6
式中 F jy——挤压面上的挤压力(N)；
A jy ——挤压面的计算面积(mm)。

则 jy s = a MP 3 . 14 30 20 2 17200
» ´ ´ ＜[ jy s ]=500 a MP ,故夹爪的挤压强度满足要求。

(2)校核绞链的剪切强度
绞链材料为45钢,其许用应力[τ] =200 a
MP
绞链的剪切应力条件为τ=
A
F Q ≤[τ]
则τ= 5 . 107 10 ) 20 36 ( 17200
» ´ - a MP ＜[τ]=200 a MP ,故绞链的抗剪强度满足要求。

(3)校核夹爪外套的剪切强度和挤压强度
夹爪外套材料为45钢,其许用切应力[τ] =200 a MP ,许用挤压应力[ jy s ]=500 a MP 夹爪外套的剪切应力条件为τ=
A F Q ≤[τ]
则τ= 1 . 35 2
)
10 16 ( 2 17200
2
2 » - p a MP ＜[τ]=200 a MP ,故夹爪外套的抗剪强度满足要求。

夹爪外套的挤压应力条件为 jy s =
jy
jy A F ≤[ jy s ]
则 jy s =
a MP 6 . 27 26
) 20 32 ( 2 17200
» ´ - ´ ＜[ jy s ]=500 a MP ,故夹爪外套的挤压强度满足
要求。

(4)选用销轴
销轴材料为35钢,其许用应力[σ]= n
s
s
式中 σs——材料的屈服点,35钢的屈服点σs =315 a MP ；
则35钢的许用应力为[σ]= 5
. 1 310 =210 a
MP 其许用剪切应力为[τ]=(0.6～0.8)[σ]=126～168 a MP ,取[τ]=150 a MP 。

许用挤压应力为[ jy s ]=(1.7～2.0)[σ]=357～420 a MP ,取[ jy s ]=400 a MP 。

对于连接夹爪外套与夹爪处销轴的剪切应力条件为τ= A F Q ≤[τ]
则τ= 4
2 17200
2
d p ´
≤[τ] =150 a MP 即d≥16mm
为了提高强度取d=20mm,以下校核其挤压强度。

其挤压应力条件为 jy s =
jy
jy A F ≤[ jy s ]
jy s =
1 . 17 26
20 2 17200
» ´ ´ a MP 故该销轴的挤压强度满足要求。

按照同样方法可求得连接夹爪与铰链处销轴的直径 d=20mm 和连接连杆与铰链处销 轴的直径d=20mm。

机械手手部的具体形状和尺寸见零件图。

根据机械手的使用要求和自由度数的限制,以及为了结构简单,手部与臂部直接通 过拉杆连接而不需要设计腕部。

2.2 臂部的设计
通过对各种条件的综合考虑(整体结构、强度等),臂部的大体结构是把夹紧缸、升 降缸和回转缸从上到下依次布置在滑板上,其内部结构是拉杆通过连杆和夹紧缸的活塞 杆相联接,拉杆与连杆以及拉杆与活塞杆之间都是螺纹连接.为了提高拉杆的强度和装 拆的方便,在其外边加一空心轴.各部分的具体结构设计和一些细节问题分析如下: 2.2.1 夹紧缸的设计 1. 液压缸主要尺寸的确定
(1)液压缸工作压力的确定
液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定,对不同用途的液压设备,由于工作 条件不同,通常采用的压力范围也不同.设计时,可用类比法来确定。

夹紧缸的工作压力初步确定为 1 p =5 a MP 。

(2)液压缸内径D 和活塞杆直径 d 的确定
F=P cm
h × ………………………………………2.7
式中 F——作用在活塞上的总机械载荷,F=19646N；
P——作用在活塞上的实际工作载荷；
cm h ——液压缸的机械效率，一般 cm h =0.9～0.97,取 cm h =0.95 则P=
cm F
h = 95 . 0
19646
=20680N
又P= 1
2 2 ) ( 4
p d D - p
……………………………………2.8
按液压缸工作压力 1 p =5 a MP ,选取
D
d
=0.45 则20680= 4 p
［ 2 2 ) 45 . 0 ( D D - ］×5
得D=78mm
经圆整取液压缸内径D=80mm
则活塞杆直径d=0.45D=0.45×80=36mm (3)液压缸壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。

液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。

从材料力学可知,承受内压力的圆 筒,其内压力分布规律因壁厚的不同而各异.一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。

液压缸的内径D 与其壁厚δ的比值D/δ≤10的圆筒称为厚壁圆筒,一般所用液压缸 均为厚壁圆筒,其壁厚按下面的公式计算:
[ ] [ ] )
1 4 . 0 4 . 0 (
2 - - + ³ y
y p p D s s d ………………………………2.9
式中 δ——液压缸壁厚(mm)；
D——液压缸内径（mm）；
P y ——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍,
取P y =1.3P=1.3×5=6.5 a MP ；
[ ] s ——缸筒材料的许用应力，其值为：锻钢[ ] s =110～120 a MP ；铸钢 [ ] s =100～110 a MP ；无缝钢管[ ] s =100～110 a MP ；高强度铸铁[ ] s =60 a MP ；灰铸铁 [ ] s =25 a MP 。

夹紧缸缸体材料为45钢,采用模锻进行锻造,其许用应力[ ] s =115 a MP 。

则 5 . 17 ) 1 5
. 6 4 . 0 115 5
. 6 4 . 0 115 ( 2 80 » - ´ - ´ + ³
d mm 取壁厚δ=20mm
则缸筒外径 = + = d 2
1 D D 80+20×2=120mm 为了增强液压缸缸体的强度,在缸体外壁加上一材料为45钢的隔套,取隔套的壁厚 为 1 d =20mm,则隔套外径为 160 20
2 120 2
1 1
2 = ´ + = + = d D D mm。

(4)夹紧缸工作行程的确定
液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。

夹紧缸的工作行程等于夹紧工件到松开工件,活塞移动的距离,它的工作行程较小, 确定为30mm 即可。

(5)缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖,其有效厚度t 按强度要求可用下面两式进行近似计算。

无孔时
[ ]
s y
P D t 2
433 . 0 ³ ……………………………2.10
有孔时 [ ] )
( 433 . 0 0 2 2
2
d D D P D t y - ³ s ……………………………2.11
式中
t——缸盖有效厚度(mm)；
D 2—— 缸盖止口内径(mm)；D 2=80mm d 0——缸盖孔的直径(mm)；
[ ] s ——缸盖材料的许用应力,其材料为HT200, [ ] s =25 a MP 。

夹紧缸缸盖无孔,按公式(2.10)计算得: 6 . 17 25
5
. 6 80 433 . 0 » ´ ³ t mm 取t=20mm
(6)最小导向长度的确定
当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H 称为最小 导向长度。

如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大,影响液压 缸的稳定性,因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。

对一般的液压缸,最小导向长度H 应满足以下要求: 2 20 D L H + ³ ………………………………2.12
式中 L——液压缸的最大行程； D——液压缸的内径。

则 H≥ 2 80
20 30 + =41.5mm
取H=70mm
活塞的宽度B 一般取B=(0.6～1.0)D,
则夹紧缸的活塞宽度B=48～80mm,取B=50mm 即可。

(7)缸体长度的确定
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和.缸体外形长度还要考虑 到两端端盖的厚度。

一般液压缸缸体长度不应大于内径的20～30倍。

则夹紧缸缸体长度L=30+50+20+20+15=135mm。

(8)活塞杆的稳定性验算和强度验算 ①活塞杆的稳定性验算
根据材料力学的理论,一根受压的细长直杆,在其轴向负载 F r 超过稳定性临界力 F k 时,失去原有直线状态下的平衡,称为失稳。

因此,受轴向压力的活塞杆的稳定条件可表示为:
k
k
r F F h £
…………………………………………2.13
式中 ηk ——稳定性安全系数,一般取ηk =2～4.
活塞杆的临界力F k ,可按材料力学中有关公式计算。

由于活塞杆的长度L 远小于其直径 d 的10倍(即L<10d),可不必进行稳定性验算。

②活塞杆强度验算
当 10 < d
l
时: [ ] s p s £ - =
)
( 4 2
1 2 d d F R
………………………………2.14
式中 d 1——空心活塞杆内径,对实心活塞杆d 1=0；
[ ] s ——活塞杆材料的许用应力，其材料为45钢，则[ ] s =270 a MP 。

则 3 . 19 )
10 36 ( 19646
4 2
3 » ´ ´ ´ =
- p s a MP < [ ] s =270 a MP 显然活塞杆强度满足要求。

(9)连接杆稳定性的验算
由于连接杆 9 52
446
» = d l ,比较接近10,因此对其进行稳定性验算。

该结构为两端固定,其长度折算系数μ=0.5。

其惯性矩 64 4
d I p = ,故惯性半径r = 13
4 52
4 4 64 2 4 = = = ´ = d d d A I p p 柔度计算公式为: r
l
m l = ……………………………………2.15
式中
l——活塞杆的计算长度； l=446mm μ——长度折算系数；
r——惯性半径。

则 60
18 13
446 5 . 0 = < » ´ = s l l ,为粗短杆。

对于拉杆,其材料为Q235A 钢,根据Q235A 钢的经验抛物线公式:
2
al s s - = s lj ………………………………………2.16
式中
lj s ——材料的临界应力；
s s ——材料的屈服点； a ——与材料性质有关的常数。

对于Q235A 钢, s s =235 a MP ,a =0.00668,代入公式(2.16)中:
2
00668 . 0 235 l
s - = lj 故用经验抛物线公式计算临界力:
494395 4
) 10 52 ( 10 ) 18 00668 . 0 235 ( ) 00668 . 0 235 (
2
3 6
2
2
» ´ ´ ´ ´ ´ - = - = - p l A F k N
对于连接杆稳定性条件为: k
k
r F F h £ 式中
F r ——连接杆的轴向载荷； F r =19646N
ηk ——稳定性安全系数,一般取ηk =2～4，取ηk =4。

则 123599 4
494395 = N>>19646N,因此满足稳定性条件。

(10)拉杆稳定性的验算
由于拉杆 10 5 . 7 42 314
< » = d l ,可不必进行稳定性验算。

2. 夹紧缸的结构设计
液压缸主要尺寸确定以后,就进行各部分的结构设计。

主要包括:缸体与缸盖的连接 结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装 置及液压缸的安装连接结构等。

由于工作条件不同,结构形式也各不相同。

设计时根据 具体情况进行选择。

(1)缸体与缸盖的连接形式
缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关.在结构简单、 容易加工、便于装拆的前提下,采用内六角圆柱螺钉进行连接。

由于压力较大,为了保证 联接的可靠性，需要校核联接螺钉的强度。

在这种联接中，每个螺钉在危险剖面(螺纹根部横截面)上承受的拉力 Q o 是工作载 荷Q 与剩余锁紧力Q s 之和。

即： S
Q Q Q + = 0 ……………………………2.17
式中 Q——工作载荷； Z
P
D Z P
Q 4
2
p = = …………………………2.18
P——缸盖所受的合成液压力； P=20680N Z——螺钉数目； t
D Z 0
p =
…………………………2.19
D 0——螺钉中心所在圆的直径； D 0=100mm
t——螺钉间距，根据工作压力P=5 a MP ，查表取t=90mm； Q s ——剩余锁紧力。

Q s =KQ，取K=1.6。

则 5 . 3 90 100 » = p Z ，取Z=4。

5170 4 20680 = = Q N
8272 6 . 1 5170
= ´ = S Q N 故 13442 8272 5170 0 = + = Q N 因此螺钉的强度条件： [ ] l d Q s p s £ =
4
3 . 1 2 0
合 …………………………2.20
式中 d——螺纹直径；d=8mm
[
] l s ——许用拉应力； [ ] l s = n
s s
…………………………2.21
σs ——螺钉材料的流动极限； σs =360 a
MP n——安全系数,取n=1.2。

则 ( )
256 4
10
8 13442
3 . 1 2
3 » ´ ´ ´ =
- p s 合 a
MP 而[ ] l s = 300 2
. 1 360 = a MP > 256 = 合 s a
MP 即满足强度要求。

(2)活塞杆与活塞的连接结构 为了使结构简单,采用整体式结构。

(3)活塞杆导向部分的结构
活塞杆导向部分的结构,包括活塞杆与端盖导向套的结构,以及密封、防尘和锁紧装 置等。

导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向,也可以做成与端盖分开的导向套结 构。

后者导向套磨损后便于更换,所以应用较普遍。

导向套的位置可安装在密封圈的内 侧,也可以装在外侧。

机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构,有利于导向套的润 滑；而油压即常采用装在外侧的结构,在高压下工作时,使密封圈有足够的油压将唇边张 开,以提高密封性能。

活塞杆处的密封形式有 O 形、V 形、Y 形和 Y z 形密封圈.为了清除活塞杆处外露部 分沾附的灰尘,保证油液清洁及减少磨损,在端盖外侧增加防尘圈。

常用的有无骨架防尘 圈和J形橡胶密封圈,也可用毛毡圈防尘。

为了结构简单,夹紧液压缸的活塞杆导向部分的结构是把导向套和下端盖以及缸体 做成一体,活塞杆与导向部分采用O形密封圈进行密封即可。

(4)活塞及活塞杆处密封圈的选用
活塞及活塞杆处的密封圈的选用,应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速 度的范围不同而选择不同类型的密封圈。

活塞及活塞杆与密封腔体处的密封均采用O形密封圈进行密封即可。

(5)液压缸的缓冲装置
液压缸带动工作部件运动时,因运动件的质量较大,运动速度较高,则在到达行程终 点时,会产生液压冲击,甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞。

为了防止这种现象的 发生，在行程末端设置缓冲装置。

常用的有以下几种：环状间隙式节流缓冲装置、三角 槽式节流缓冲装置和可调节流缓冲装置，本处采用的是节流调速阀来达到缓冲的目的。

必须指出的是上述缓冲装置，只能在液压缸全行程终了时才起缓冲作用，当活塞在行程 过程中停止运动时，上述缓冲装置不起缓冲作用。

这时在回油路上可设置行程阀来实现 缓冲。

(6)液压缸的安装连接结构
液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接等。

①液压缸的安装形式
根据安装位置和工作要求不同，有长螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环 安装等形式。

夹紧液压缸采用直立的形式支撑在空心轴上，其重心作用于导轨上。

②液压缸进、出油口形式及大小的确定
液压缸的进、出油口，可布置在端盖或缸体上，对于活塞杆固定的液压缸，进、出
油口可设在活塞杆端部。

如果液压缸无专用的排气装置，进、出油口应设在液压缸的最 高处，以便空气能首先从液压缸排出。

进、出油口的形式一般选用螺孔或法兰连接。

根 据夹紧缸的内径，确定螺孔连接油口的安装尺寸为M27×2。

夹紧液压缸的整体结构和公差配合见装配图，各零件的具体结构、尺寸、技术要求、 公差及表面粗糙度详见零件图。

2.2.2 升降缸的设计
1．液压缸主要尺寸的确定
(1)液压缸工作压力的确定
升降缸的工作压力初步确定为 1 p =2 a MP 。

(2)液压缸内径D 和活塞杆直径 d 的确定
由公式(2.7)得: 3920 9 . 0 3500 » =
= cm F P h N 又由公式(2.8): 1 2 2 ) ( 4
p d D P - = p 则 130 ) 10 110 ( 10
2 3920 4 4 2
3 6 2 1 » ´ + ´ ´ ´ = + = - p p d p P D mm 即液压缸内径D=130 mm,活塞杆直径d=110 mm。

(3)液压缸壁厚和外径的计算
对于液压缸的内径 D 与其壁厚δ的比值 D/δ≤10 的厚壁圆筒,其壁厚按公式(2.9) 进行计算: [ ] [ ] ) 1 4 . 0 4 . 0 ( 2 - - + ³ y
y p p D s s d 式中 P y ——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍,
取P y =1.3P=1.3×2=2.6 a MP ；
[
] s ——缸筒材料的许用应力, 材料为 45 钢,采用模锻进行锻造,其许用应 力[ ] s =115 a MP 。

则 7 . 12 ) 1 6
. 2 4 . 0 115 6 . 2 4 . 0 115 ( 2 130 » - ´ - ´ + ³ d mm 取壁厚δ=18mm
则缸筒外径 = + = d 2
1 D D 130+18×2=166mm 此外由于在进出油口上有凸台,其内径D=130 mm,外径D 2=200 mm,具体见零件图。

(4)升降缸工作行程的确定
液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。

升降缸的工作行程等于机械手夹紧工件后所提升的最大高度为70mm。

(5)缸盖厚度的确定
升降缸缸盖上有连接缸体的孔,其有效厚度t 按有孔进行近似计算。

由公式(2.11) [ ] ) ( 433 . 0 0 2 2 2
d D D P D t y - ³ s 式中 t——缸盖有效厚度(mm)；
D 2——缸盖止口内径(mm)；D 2=110mm
d 0——缸盖孔的直径(mm)； d 0=16mm
[ ] s ——缸盖材料的许用应力,其材料为HT200, [ ] s =25 a MP 。

则 6 . 16 )
16 110 ( 25 110 6 . 2 110
433 . 0 » - ´ ´ ´ ³ t mm 取t=18mm (6)最小导向长度的确定
对一般的液压缸,最小导向长度H 应满足以下要求:
由公式(2.12) 2
20 D L H + ³ 式中 L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。

则H≥ 2
110 20 70 + =68.5mm 取H=136mm
活塞的宽度B 一般取B=(0.6～1.0)D,
则升降缸的活塞宽度B=78～130mm,取B=90mm 即可。

(7)缸体长度的确定
则升降缸缸体长度L=20+70+90+30+136=346mm。

(8)活塞杆的稳定性验算和强度验算
① 活塞杆的稳定性验算
10 3 110
346 < » = d l 由于活塞杆的长度L 远小于其直径 d 的10倍(即L<10d),可不必进行稳定性验算。

②活塞杆强度验算 当 10 < d l 时由公式(2.14): [ ] s p s £ - = )
( 4 2 1 2 d d F R 式中 d 1——空心活塞杆内径,对实心活塞杆d 1=0；
[ ] s ——活塞杆材料的许用应力，其材料为45钢，则[ ] s =270 a MP 。

则 2 . 1 )
10 110 ( 3500 4 2 3 » ´ ´ ´ = - p s a MP << [ ] s =270 a MP 显然活塞杆强度满足要求。

2. 升降缸的结构设计
液压缸主要尺寸确定以后,就进行各部分的结构设计。

(1)缸体与缸盖的连接形式
缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关.在结构简单、 容易加工、便于装拆的前提下,采用内六角圆柱螺钉进行连接。

由于工作压力较小,不需 要校核联接螺钉的强度。

(2)活塞杆与活塞的连接结构
为了使结构简单,将活塞与活塞杆做成一体的,形成活塞套,套在空心轴上。

(3)活塞杆导向部分的结构
升降缸的活塞杆采用两端同时导向的结构,上端是把导向套和端盖做成一体,利用 端盖直接导向,下端利用过渡部分进行导向。

活塞杆与导向部分采用 O 形密封圈进行密 封即可。

(4)活塞及活塞杆处密封圈的选用
活塞及活塞杆处的密封圈的选用,应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速 度的范围不同而选择不同类型的密封圈。

活塞及活塞杆与密封腔体处的密封均采用O 形密封圈即可。

(5)液压缸的缓冲装置
升降缸采用的是节流调速阀来达到缓冲的目的。

必须指出的是该缓冲装置，只能在 液压缸全行程终了时才起缓冲作用，当活塞在行程过程中停止运动时，该缓冲装置不起
缓冲作用。

这时在回油路上可设置行程阀来实现缓冲。

(6)液压缸的安装连接结构
①液压缸的安装形式
升降液压缸采用竖直的方式安装在回转缸的上方，其重心作用于回转缸上。

②液压缸进、出油口形式及大小的确定
升降缸的进、出油口布置在缸体上。

进、出油口的形式选用螺孔连接。

根据移动缸 的内径，确定螺孔连接油口的安装尺寸为M27×2。

升降液压缸的整体结构和公差配合见装配图，各零件的具体结构、尺寸、技术要求、 公差及表面粗糙度详见零件图。

2.2.3 回转缸的设计
回转液压缸系指输出轴能够直接输出转矩、并往复回转一定角度(一般小于 360°) 的液压缸,又称为摆动液压马达。

本次设计采用的是单叶片式摆动液压缸。

它由缸体、 端盖、定片、动片、花键套等主要零件组成。

其中定片与缸体紧固在一起,动片与花键 套连成一体。

为了防止油的泄漏，定片内侧与动片外侧各嵌有一个小叶片，由弹簧片保 证小叶片与花键套或缸体的密封。

当压力油接通某一油口，另一油口接通回油时，动片 两侧开有的径向槽与外圆两端面的三角槽相通，便于启动时通压力油，当动片摆至终点 时能起缓冲作用。

1．液压缸主要尺寸的确定
(1)液压缸工作压力的确定
回转缸的工作压力初步确定为P=4 a MP 。

(2)液压缸内径D 的确定
cm
M M h × = 外 ……………………………………2.22 式中 外 M ——作用在动片上的外负载力矩； 外 M =600 m N × (见液压部分计算)
M ——驱动力矩； cm h ——回转缸的机械效率；取 cm h =0.90
则驱动力矩 m N M M cm × » = = 667 90
. 0 600 h 外
液压缸内径 2
8 d bP M D + = …………………………………2.23
式中 P——回转缸的工作压力； P=4 a
MP b——动片宽度； b=25mm
d——输出轴与动片联接处的直径； d=120mm
则 » ´ + ´ ´ ´ ´ = - - 2 3 6 3 ) 10 120 ( 10
4 10 2
5 667 8 D 168.6mm 取回转缸内径D=170mm
(3)液压缸壁厚和外径的计算
因回转缸缸体与升降缸缸体连接在一起,根据设计的需要,二者的外径相等，则 D 1=220mm，其壁厚 25 2
170 220 2 1 = - = - =
D D d mm。

(4)定片尺寸的确定
定片是大圆半径为85、小圆半径为60的四分之一圆环,其两侧均开有径向槽,并和 外圆端面的三角槽相通,便于启动时通压力油,当动片摆至终点时还能起到一定的缓冲 作用。

定片固定在回转缸的缸体上，由一个内六角圆柱头螺钉和一个圆柱销将定片与缸体 固定在一起。

(5)动片尺寸的确定
由于回转缸的作用是带动机械手手臂转动 90°,因此动片的形状是一个 180°的半 圆环形弧,其外径为 85,内径为 60,宽度为 25,与定片尺寸相同。

动片固定在带动轴一起 转动的花键套上。

为了使通油顺畅， 在动片的两侧也分别开有一个径向槽和一个三角槽， 槽的具体尺寸见零件图。

(6)缸体长度的确定
回转缸缸体长度没有特别要求,但也不要过长或过短,只要满足要求即可。

回转缸缸 体长度定为140mm。

(7)动片和定片的长度的确定
动片和定片的长度等于缸体长度减去缸体与升降缸连接部分的长度和缸盖伸进缸体 内部的长度。

因此，L=140-20-20=100mm。

(8)花键套尺寸的确定
花键套材料选用45钢,其外径D=120mm,内径d=80mm,长度待定,在上面拉出一段花键 即可,长度初步确定为160mm。

(9)缸盖厚度的确定
回转缸的缸盖承受手臂和工件的重量,只要满足挤压强度即可。

厚度初步确定为 20 mm，再验算其挤压强度。

先估算重量: 980 8 . 9 ) 30 70 ( = ´ + = = mg G N
其挤压强度 » ´ - ´ = = -6 2 2 10
) 90 220 ( 4 980 p s S G 0.04 a MP 缸盖材料为HT200,其许用应力[ ] s =25 a
MP 显然 ] [s s << ,则缸盖的挤压强度满足要求。

即缸盖厚度尺寸为： 20 = d mm。

(10)花键套强度校核
回转缸的动片转动时,转动惯量主要作用于花键套上,因此必须校核其强度。

则回转 缸的输出转矩按下式计算:
m d D b P Z T h × - × × × = 4
2
2 ………………………………2.24
式中 T——回转缸的输出转矩；
Z——叶片数； Z=1
P——进出油口的压力差； P=4 a
MP D——叶片顶部直径； D=170mm
d——叶片根部直径； d=170mm
b——转动叶片的轴向宽度； b=100mm
ηm ——回转缸的机械效率，取ηm =0.90
则 m N T × » ´ ´ - ´ ´ ´ ´ ´ = - - 816 4 90 . 0 10 ) 120 170 ( 10 100 10 4 1 6 2 2 3 6 花键上所承受的法向力: » ´ = = -3
10 40 816 r T F n 19.43KN 其挤压应力 » ´ ´ ´ = = - 2 3 3
2 )
10 40 ( 10 43 . 19 p p s r F n 3.6 a MP 而花键套与花键轴的材料为45钢,其许用应力[ ] s =150 a
MP
则 ] [s s < ,挤压强度满足要求。

2.2.4 滑板的设计
滑板的主要功能是支撑夹紧缸、升降缸和回转缸的重量,并带动手臂和工件在导轨 上水平移动。

对于滑板没有严格的机械性能要求，材料选用 HT200，采用铸造毛坯。

1．滑板的主要结构设计
(1)滑板与导轨连接部分的设计
为了便于制造,且提高导轨的力学性能,把导轨做成圆柱形。

因此，滑板上与导轨相 连的部分就要做成孔状，从而实现滑板在导轨上的移动。

(2)支撑手臂部分的设计
滑板的上面与回转缸相连,下面与固定齿条相连，上下端面均加工成水平面。

滑板的 左边与移动缸的连接板相连，加工成竖直面。

为了使结构对称，滑板的右边也加工成竖 直面。

为了具有较好的力学性能，滑板的前后面加工成圆弧过渡的斜面。

2．滑板的主要尺寸的确定
(1)滑板的长、宽、高的确定
根据使用的需要,滑板的外形尺寸初步确定为380×600×120mm,在下面将对其进行 强度校核。

(2)滑板上的孔的尺寸的确定
由于滑板在导轨上滑动,因此滑板上的孔的尺寸根据导轨的直径来确定。

导轨的材料 为 45 钢,其尺寸初步确定为 60mmH9,与其形成间隙配合的滑板上的孔的尺寸初步确定为 60mmh9.在滑板与回转缸缸盖相连的部分,铣出一个半径为120mm,深度为20 mm 的圆孔便 于安装。

(3)校核滑板的弯曲强度
在滑板的中点处,产生最大弯矩.如图2-1所示:
最大弯矩 4
max Gb M = ………………………………………2.25 式中 G——滑板的重量； G= » ´ ´ ´ ´ ´ = - 8 . 9 10 120 600 380 7 3 vg r 1877N
b——滑板的宽度。

b=600mm
则 m N M × = ´ ´ = - 282 4
10 600 1877 3 max
图 2-1 滑板弯矩图
而矩形截面的抗弯截面系数为： 6
2
lh W z = ………………………2.26
式中 l——滑板的长度； l=380mm
h——滑板的高度。

h=120mm
则 3
3
2 912 6 10 120 380 cm W z = ´ ´ = - » ´ = = -6 max max 10 912 282 z
W M s 0.31 a MP 滑板材料为HT200,其许用应力[ ] s =25 a MP 。

显然 ] [ max s s << ,则滑板的强度满足要求。

2.3 机身各部分的设计
2.3.1 移动缸的设计
1．液压缸主要尺寸的确定
(1)液压缸工作压力的确定
移动缸的工作压力初步确定为 1 p =3 a MP 。

(2)液压缸内径D 和活塞杆直径 d 的确定 由公式(2.7)得: P= cm F
h = 95 . 0 14330 =15080N
式中 F——作用在活塞上的总机械载荷,F=14330N；(见液压部分计算)
P——作用在活塞上的实际工作载荷；。