1、手臂的设计2.1、手臂伸缩的设计计算手臂是机械手的主要执行部件它的作用是支撑腕部和手部，并带动它们在空间 运动臂部运动的目的，一般是把手部送达空间运动范围内的任意点上， 从臂部 的受力情况看，它在工作中即直接承受着腕部、手部和工件的动、静载荷，而且 自身运动又较多，故受力较复杂根据液压缸运动时所需克服的摩擦、 回油背压及惯性等几个方面的限力，来确定液压缸所需的驱动力手臂的伸缩速度为250mm/s行程 L=300mm液压缸活塞的驱动力的计算P = P摩■ F密■ F回■ F惯式中 P摩一一摩擦阻力手臂运动时，为运动件表面间的摩擦阻力若是导向 装置，则为活塞和缸壁等处的摩擦阻力P密一一密封装置处的康擦阻力；P回 一一液压缸回油腔低压油掖所造成的阻力；P惯一一起动或制动时，活塞杆所受平均惯性力p摩、P密、P回、％的计算如下2.1.1、 P摩的计算不同的配置和不同的导向截面形状，其摩擦阻力不同，要根据具体情况 进行估算图4-15为双导向杆导向，其导向杆截面形状为圆柱面，导向杆对称配置在伸缩 缸的两侧，启动时，导向装置的摩擦阻力较大，计算如下：由于导向杆对称配置，两导向杆受力均衡，可按一个导向杆计算。
' Ma "G总 L = aFbG Fb = Fa(L+a： la」式中G总——参与运动的零部件所受的总重力(含工件重)，估算G 总=G 工件 +G手 +G 手腕 +G 手臂=(80+60+60+250)N=450NL ——手臂参与运动的零部件的总重量的重心到导向支承前端的距离(m),L=100mma 导向支承的长度，a=150mm;丄一一当量摩擦系数，其值与导向支承的截面形状有关对子圆柱面:』二」=(1.27」1.57)取・i=1.5」J ――摩擦系数，对于静摩擦且无润滑时：IJ =0.18钢对青铜：取」=0.1~0.15钢对铸铁：取」=0.18~0.3 取」=0.15 ,代入已知数据得—9总」=0.18 H 2 200 1 00 =405NI a 丿 1002.1.2、 P密的计算同的密封圈其摩擦阻力不同，其计算公式如下：(1) “O'形密封圈当液服缸工作压力小于10Mpa.活寒杆直径为液压缸直径的一半，活塞与活塞杆处都采用“ O'形密封圈时，液压缸密封处的总的摩擦力为P寸 1 ' 2 二 0.03F式中 F ——为驱动力，P——工作压力(Pa); P <10MPa, J =0. 05~0.023,取 p=2Mpa, J =0.06;dL伸缩油管的直径，d=7mm; 密圭寸的有效长度(mm).得Pg =0.05 P2.1.3、 F回的计算般背压阻力较小，可按F回=0.05P2.1.4、 P惯的计算Ffe =G总v总、gt450 0.29.81.0.2= 45NG总一一参与运动的零部件所受的总重力（包括工作重量）（Ng 一一重力加速度，取 9.81 m/s2v 一一由静止加速到常速的变化量|_v =0.2m/st 一一起动过程时间（s）, —般取0.01~0.5s，对轻载 低速运动部件取较小值，对重载高速运动部件 取较大值。
取Lt =0.02s所以所求驱动力P二F摩-F密 P回 • P惯=500N2.2、确定液压缸的结构尺寸2.2.1、液压缸内径的计算如图4 一 16,当油进入无杆腔“ 兀D2P = rH =r 耳4当油进入有杆腔兀（D2-d2 ）P二巳二巳-4液压缸的有效面积：故有D 二= 1.1500 mm 1 0.9525.92mm，查表4-3圆整取D=32mm式中P ――驱动力〔N）;Pi 液压缸的工作压力,取P1=1Mpa;•活塞杆直径（m）; 活塞缸内径〔m）;——液压缸机械效率，在工程机被中用耐油橡胶可取 n =0.960选择适当的液压缸工作压力很重要 选高了，可以减小液压缸内径及其执行 机构的尺寸，使机械手手臂结构紧凑，但要选用价格较贵的高压油泵和阀， 井使 密封复杂化选低了，可用价格较低的泵和阀，但使结构庞大，自重增加一般 取2~8Mpa表4-2推荐了几组数据，可供选择液压缸工作压力时参考表4 一1液压缸工作压力作用在活塞上的 外力F（ N）液压缸工作压力（Mpa作用在活塞上的 外力F（ N）液压缸工作压力（Mpa〈50000.8~120000~300002.0~4.05000~100001.5~2.030000~500004.0~5.010000~200002.5~3.0〉500005.0~7.0通过计算所选择的液压缸内径，应尽可能是标准值，液压缸内径系列（JB826-66 ）如表4-3所示。
20253240*50*5563*（65）70（75）80*（85）90*（95）100*（105）110125*（130）140*160*180200*250表4-2液压缸内径系列JB826-66(mrh注：1.内的尺寸尽可能不用2. *号为（JB1086-67）标准系列液压缸壁厚计算，按中等壁厚进行计算: 估取壁厚 6mm中等壁厚，即3.2 ： D <16时，dRD1 查表得圆整：=9mm2.3 一 ，R故壁厚符合要求式中F ——液压缸内工作压力 Mpa强度系数（当为无缝钢管时 =1）计入管壁公差及侵蚀的附加厚度，一般圆整到标准壁厚值 液压缸内径（m6 ――材料的抗拉强度（Mpa—安全系数，n=3.5~5般常用缸体材料的许用应力［匚］锻钢［二］=110~120Mpa取［二］=120Mpa 铸铁［匚］=60Mpa 无缝钢管［二］=100~110Mpa将计算结果按有关资料选择，如表4-4 油缸外径D^2匚+D =2 3+32 = 50mm ,根据表4-4，D, =50 mm用45号冈叽表4-4标准液压缸径（JB68~67 （mm油缸内径4050638090100110125140(150)16018020020 钢506076951012131416180192124P v168136849545 钢506076951012131416180192124R £2081368495缸体为无缝钢管2.3、活塞杆的计算2.3.1、活塞杆的尺寸要满足活塞（或液压缸）运动的要求和强度的要求。
对于杆长t大于直径d的I5倍（即t 15d）活塞杆还必须具有足够的稳定性按强度条件决定活塞杆直径d按拉、压强度计算F十］4 500 …mm 二 2.6mm 3.14 100故活塞杆直径d=14mn符合要求碳钢取[cr ]=110~120Mpa 取[cr ]=100Mpa n—般不小于 1.4，取 n=1.4;表4-5活塞杆直径系列（JB826~66）101214161820222528（30）3235 n40：455055（60）63（65）70（75）80（85）90（95）注：括号内的尺寸尽可能不用经计算圆整出活塞杆长度l=400mm2.3.2、活塞杆的稳定性校核当括塞杆L>15d时，一般应进行稳定性校核稳定性条件可表示为P立Nk式中FK——临界力（N），可按材料力学有关公式计算 Nk——安全系数，=2— 4取Nk=42.3.3、大柔度杆的临界力 Fk.I当 -「1时，临界力Fk为i=200.96 NPk 二—L 为活塞杆的计算长度（m），油缸支承情况和活塞杆端部支承情况不同, 活塞杆计算长度不同，见表4—6；i 为活塞杆横截面的惯性半径（m ,J为活塞杆截面对中性轴的惯性矩（m 2 占■ d 3.14 16 f = = 4）,4 4,d 25J =—64 64E为弹性横量，E=210GPa■为长度折算系数，见表4—6;1为特定的柔度值,FK =3.142 21 10528.642200.96=4.9 104N _P，故活塞杆的稳定性满足条件。
2.3.5、油缸端盖的连接方式及强度计算保证连接的紧密性，必须规定螺钉的间距 匕，进而决定螺钉的数目 缸的一端为缸体与缸盖铸造成一体，另一端缸体与缸盖采用螺钉连接1)缸盖螺钉的计算为保证连接的紧密性，必须规定螺钉的间距 h，进而决定螺钉的数目在这种连接中，每个螺钉在危险剖面上承受的拉力 Q为工作载荷Q和预进力QO 之和2卫P式中：、：0 =F 4Z ZP—驱动力NP—工作压力MpaZ—螺钉数目，取42314 0.032450000=24.5Ns' —预紧力Ns =K =1.8 24.5=44.15N，K=1.5-1.8螺钉的强度条件为:13~d144Qi:'didiQi=1.3、o, Qi=1.3 837=1088.1N计算载荷(NNd1冷爲二占鵲牛1.65^，螺钉内径取d1=6mm表3-1螺钉间距右与压力p的关系工作压力P1 ( Mpa )螺钉间距t1 (mr)i0.5 —1.5<1501.5 — 2.5<1202.5 — 5.0:<1005.0 —10<805 1255 5[ ]=」=—— =837Mpa抗拉许用应力（Mpa） n 1.5n =1.2-2.5，d1 ——螺纹内径（mm表4-7常用螺钉材料的流动极限 (Mpa)钢号10A2A3354540cr210220240320360650-900(2)缸体螺纹计算十］KQ2 2 二（d -D ）（3.23）d輕碍平应*, 二[、] ■ 3.14 24.5二 D2P，、s =KP =（1.5-1.8） PD—油缸内径K1 -考虑螺纹拉应力和扭应力合成作用系数取 K1 =1.3故螺纹 内径d1=4mm符合要求。