搬運機械臂液壓系統計算和元件選型研究*

崔方圓 ，張解語 ，高志強 ，蘇金虎

（1.河南工學院機械工程學院，河南 新鄉 453003；2.河南省機電裝備數字化設計與制造工程技術研究中心，河南 新鄉 453003）

液壓傳動技術在以往的傳動控制技術的基礎上取得了更顯著的成績，其優勢主要體現在易于控制、使用方便、系統設計優化、配置參數高、工作效能高等。因此，在綜合考慮以往傳動控制技術的基礎上，對傳統傳動技術進行改進，使用液壓技術，對現代機械的基本機構進行優化，進一步為現代控制技術帶來新的參考[1-3]。本設計基于熱處理的相關特性與技術要求，結合液壓傳動技術的基本概念，經過系統計算，確定液壓傳動技術系統的參數范圍，進一步形成系統的液壓系統控制圖件，經過計算得出液壓技術的設計參數值。經過后期數據的處理，熱處理綜合了傳統液壓傳動的特性，進一步優化了系統結構，以其結構優化、電氣化程度高、快捷便利、自動化程度高等特性，在傳動技術領域占據了一席之地。

1 液壓傳動的發展概況

早在17 世紀，Pascal 就提出了液壓傳動的基礎理論[4-5]，在工業程度較高的西方其被廣泛應用于工業生產當中，技術一度保持領先地位。在工業界，液壓傳動技術一直被稱為一個國家工業化水平的標準線。后來，經過國外液壓傳動技術的傳入，我國液壓元件備件在借鑒傳統低壓液壓傳動技術的基礎上，實現了高壓的突破，并結合先進的工業化技術，生產出適用于石油、機械、水處理等行業的多種數字控制閥等新型元件[6-7]。

在對以往相關技術進行改進革新的基礎上，在確保產品質量和性能的基礎上，大力研發符合國內標準的液壓傳動裝置新產品。在對傳統液壓裝置的研究上，采用國際高標準要求，對國內的一些產品進行改進，取得了突破性進展，也為我國液壓傳動事業的發展奠定了基礎[8-11]。所以，隨著科學工業技術的進一步發展，液壓控制技術在國內外機械行業迅速發展起來，并取得了顯著的成績。

2 搬運機械臂液壓系統實用性

本設計中機械臂的液壓傳動技術主要用于工業及重體力搬運行業，實用性主要體現在對物品搬運過程中的旋轉、伸縮、夾緊放置等標準型動作上。相對于傳統的傳動控制技術，液壓傳動控制技術的主要優點集中表現為機械控制結構簡單、操作靈活、成本低廉及控制精度高等。

3 搬運機械臂液壓系統計算和元件選型

3.1 確定液壓缸主要參數

本設計在對液壓傳動控制技術的選擇上，主要考慮到參數的可取范圍。根據實踐參數選擇，工作壓力選擇為7 MPa 的單桿活塞液壓缸。在充分考慮參數設置的基礎上，液壓有桿腔工作狀態的工作單位面積A2應該為液壓缸無桿腔工作面積A1的1/2。其標準參數如公式（1）所示：

式中，d為活塞桿直徑，單位為mm；D為缸筒直徑，單位為mm。

3.1.1 液壓缸內徑及外徑參考值的確定

本研究在對液壓缸進行內徑及外徑確定時，以實踐中較為常見的單活塞桿液壓缸為例，通性地解釋液壓傳動控制的相關計算過程，如圖1所示。

圖1 單活塞桿液壓缸計算示意圖

式中，p1為液壓缸進油腔的壓力，單位為Pa；p2為液壓缸回油腔的壓力，單位為Pa；F為液壓缸推力，單位為N；ηm為機械效率。

所以，通過參考《機械設計手冊》的相關數據表征值[12]，缸內徑d=40 mm，外徑D=80 mm。

3.1.2 液壓缸實際所需流量計算

液壓缸所需最大流量q的計算公式為：

式中，ηv為液壓缸的容積效率，取0.96；v1為活塞桿運動速率，單位為m/s。

根據公式（6）可得：夾緊缸工作時，所需最大流量q1為：q1=13.8 L/min。伸縮缸工作時，所需最大流量q2為：q2=52.8 L/min。升降缸工作時，所需最大流量q3為：q3=45.2 L/min。

3.2 液壓元件的選擇

3.2.1 確定液壓泵規格和驅動電機功率

根據《機械設計手冊》的相關參數設置，對前期工作情況進行系統分析（主要對液壓馬達的型號和最大工作壓力進行分析），對液壓泵工作時的壓力值進行選取。液壓泵最大工作壓力pi初步定為5 MPa，壓力損失∑Δp為0.5 MPa，可通過式（7）計算得到液壓泵系統的靜態壓力pp：

考慮到液壓泵的一定壓力貯備量，并確保泵的壽命損耗值，取靜態壓力pp的80%來作為液壓泵的額定壓力pn，即

液壓泵的額定流量qp應為：

式中，K為液壓控制系統泄漏系數，取1.2；∑qmax為同時動作的各執行所需流量之和的最大值。

1）選擇液壓泵的規格。

由于在以往工作中出現的液壓系統壓力較低、功率不高等特點[13]，綜合考慮這些因素，對本研究中的液壓系統控制進行優化，尋求具有精確度高、密封性好、壽命較長等特點的葉片泵進行系統調節。根據實踐優勢，選取變量泵或者優點突出的三聯泵。葉片泵的使用要點如下：

①結合效能學說，考慮提高泵的性能、使用壽命等優化條件，建議考慮抗磨液壓油。

②在有效控制清潔度的基礎上，液壓控制系統中需要考慮的過濾精度不低于25 μm，在吸油口外優化安裝過濾精度為70 μm~150 μm的過濾器。

③安裝泵的時候，首先在泵軸與主電機軸之間安裝彈性聯軸器，同軸度必須小于0.1 mm，這樣才能更好地保護泵軸不承受徑向力的作用。

④為進一步防止漏氣，達到密封的效果，在進行安裝時，泵吸油口距離油面高度不得大于500 mm。

⑤安裝時，一定要注意泵軸轉向（正確）。

根據《機械設計手冊》中的相關參數控制內容的參考范圍，計算出pp和qp。按照最優化原則，選用YB-B48B 型號雙聯葉片泵，排量48.3 mL/r，額定壓力7 MPa，額定轉速1 000 r/min，驅動功率6.9 kW，容積效率≥92%，重量25 kg。

2）與液壓泵匹配的電動機的選定。

液壓泵的實際驅動功率P可按下式進行計算：

式中，pn為液壓泵的額定壓力，單位為Pa；qp為液壓泵的額定流量，單位為m3/s；ηp為液壓泵的總效率，取0.7；Ψ為轉換系數。

代入數據，求得液壓泵的實際驅動功率P為5.94 kW，留出閥和管路損失的壓力余量，P可取6.9 kW。根據電機手冊，選擇Y2-132M-4 三相異步電動機，電機功率為7.5 kW，額定轉速為1 440 r/min。

3.2.2 閥類元件及輔助元件的選擇

1）對液壓閥元件的要求：

①在工作時，能夠保持沖擊振動小、安全、靈敏度高。

②結構緊湊，密封完好，安裝維護較為便捷，通用性強。

2）閥元件及附屬元件的型號和規格。

閥元件及附屬元件的型號和規格如表1 所示，在對閥元件及附屬元件的型號和規格進行選擇時，充分考慮實際流量計工作壓力大小。在此基礎上，還應考慮閥門的作用、安裝固定方便性、壓降值大小、工作性能參數和使用壽命等條件。

表1 閥元件及附屬元件的型號和規格

3.2.3 管道尺寸的確定

在考慮管道尺寸時，首先，應根據工作環境和使用的要求進行最優選擇。從材質上來看，本研究將橡膠管及鋼管作為首選。主要原因在于其價格低、韌性程度高以及耐腐蝕性能較好。在充分考慮材質的優先性的基礎上，由于本設計的承壓為p0=7 MPa（p0>6.3 MPa），選取鋼管及橡膠管的承壓較好，可以進行彎曲。

1）管接頭的選用。

在油管之間以及油管和液壓件之間的連接處的管接頭，應該具備拆卸方便、密封不漏氣、體積不應該太大及可塑性強的特點。

2）管道內徑尺寸的確定。①鋼管管道內徑d計算：

式中，q為管道內流量，單位為m3/s；v為管內流速，單位為m/s。

②軟管管道通流截面積A計算：

式中，A為軟管的通流截面積，單位為cm2；q為管道內流量，單位為m3/s；v為管內流速，單位為m/s，綜合考慮軟管內流速v≤6 m/s。

液壓系統各管道管內流速推薦值如表2所示。

表2 液壓系統各管道管內流速推薦值

3）油路油管尺寸的確定。

①升降缸的進口及出口油路油管的直徑參數為：

取v=4 m/s，v回=3 m/s，則

根據《機械設計手冊》的相關參數設置：鋼管內徑取值d=20 mm，外徑取值D=28 mm；管接頭連接螺紋M27×2。

②夾緊缸的進口及出口油管道的直徑參數為：

取v=4 m/s，v回=3 m/s，則

根據實驗要求，結合參考《機械設計手冊》的相關參數設置：內徑取值d=10 mm，外徑取值D=15 mm。

③伸縮缸的進口及出口油路油管的直徑參數為：

取v=4 m/s，v回=3 m/s，則

根據實驗要求，結合參考《機械設計手冊》的相關參數設置：內徑取值d=22 mm，外徑取值D=28 mm。

4）壁厚尺寸的確定。

①管道壁厚δ的計算：

式中，p為管道內工作壓力，單位為Pa；d為管道內徑，單位為mm；[σ]為管道材料的許用應力，單位為Pa；σb為管道材料的抗拉強度，單位為Pa；n為安全系數，對鋼管來說，p<7 MPa時，取n=8；7 MPa≤p<17.5 MPa時，取n=6；p≥17.5 MPa時，取n=4。

根據上述的參數可以得到，在對材料延展性進行對比后，實驗選取的鋼管的材料為45#。由此可得，σb=600 MPa，[σ]=600/6 MPa=100 MPa。

②升降缸油管壁厚的驗算：

所用升降缸的壁厚為8 mm，符合設計要求，所以壁厚尺寸可以接受。

綜合考慮塑料管的韌性及價格低等特點，壓力缸以及伸縮缸的油管為塑料管，其規格符合設計要求，塑料管的標準設計壓力為28 MPa。

3.3 液壓系統的驗算

上文對液壓控制系統進行計算，回油管的內徑分別為10 mm 和20 mm。在最優化參數值的控制指標范圍內，對液壓傳動控制系統進行初步參數設定，并對實際設計的系統各部分指標性能優良性進行綜合分析。其核心主要是對液壓傳動控制系統的壓力損失、系統效能、壓力沖擊等方面進行參數驗證。然后根據分析過程中存在的問題，對不符合實際的設計參數進行系統調整，以期達到最優化的參數系統。

3.3.1 系統壓力損失的驗算

各種液壓閥的壓力損失如表3所示。

表3 各種液壓閥的壓力損失

在實際工作中，壓力損失主要包括沿程壓力損失Δp1以及閥類元件的局部壓力損失Δp2，總的壓力損失∑Δp計算為：

式中，l為管道的長度，單位為m；d為管道內徑，單位為mm；ˉv為液流平均速度，單位為m/s；ρ為液壓油密度，單位為kg/m3；，為沿程阻力系數；ζ為局部阻力系數；υ為液體的運動粘度，單位為m2/s。

充分考慮工作時的狀況，其有限閾值管路的沿程壓力損失Δp1為：

根據液壓控制系統圖，液壓閥的局部壓力損失Δp2為：

所以其工作時總的壓力損失∑Δp為：

由以上的步驟及公式計算，總壓力損失為∑Δp=0.9 MPa，系統的總壓力損失符合系統的假定設定。

3.3.2 系統溫升的驗算

綜合考慮系統總能及工作循環時的消耗，在綜合計算總發熱功率時，要進行散熱狀況及散熱面的綜合計算。假設P輸入為電動機的輸入功率，P輸出為電動機的輸出功率，則電動機的功率損失ΔP為：

假定系統的散熱狀況一般，取K=2 0×1 0-3kW/（cm2·℃），油箱的體積為V，單位為m3，則油箱的散熱面積A散為：

系統的溫升Δt為：

參考《機械設計手冊》的相關參數要求，進行參數驗證：液壓控制油箱的溫度一般控制在最低30 ℃，最高50 ℃的取值。所以，上述對元件最優化的選型在安全許可范圍內。

4 結論和展望

本研究對搬運機械臂液壓系統進行了計算和元件優化選型，在以往傳統液壓傳動裝置的基礎上，確定搬運機械臂液壓缸的主要參數、液壓泵的規格和電機的驅動功率，最后結合工業實際，對機械臂液壓系統進行計算，最終得出搬運機械臂液壓系統計算和元件最優化的選型。

本研究工作研制的超載機械手部件，其運動特性和結構受力能很好地滿足工業實體化設計要求，安全無誤地進行超載作業，減輕重體力作業人員的勞動強度。鑒于所研究的機械臂液壓系統，未來的目標是設計簡單、方便、快捷，采用自動化電氣控制，可以實現機、電、液一體化生產，自動化程度高的液壓系統。