崔方圓 ，張解語 ，高志強(qiáng) ，蘇金虎

（1.河南工學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，河南 新鄉(xiāng) 453003；2.河南省機(jī)電裝備數(shù)字化設(shè)計與制造工程技術(shù)研究中心，河南 新鄉(xiāng) 453003）

液壓傳動技術(shù)在以往的傳動控制技術(shù)的基礎(chǔ)上取得了更顯著的成績，其優(yōu)勢主要體現(xiàn)在易于控制、使用方便、系統(tǒng)設(shè)計優(yōu)化、配置參數(shù)高、工作效能高等。因此，在綜合考慮以往傳動控制技術(shù)的基礎(chǔ)上，對傳統(tǒng)傳動技術(shù)進(jìn)行改進(jìn)，使用液壓技術(shù)，對現(xiàn)代機(jī)械的基本機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)一步為現(xiàn)代控制技術(shù)帶來新的參考[1-3]。本設(shè)計基于熱處理的相關(guān)特性與技術(shù)要求，結(jié)合液壓傳動技術(shù)的基本概念，經(jīng)過系統(tǒng)計算，確定液壓傳動技術(shù)系統(tǒng)的參數(shù)范圍，進(jìn)一步形成系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)控制圖件，經(jīng)過計算得出液壓技術(shù)的設(shè)計參數(shù)值。經(jīng)過后期數(shù)據(jù)的處理，熱處理綜合了傳統(tǒng)液壓傳動的特性，進(jìn)一步優(yōu)化了系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，以其結(jié)構(gòu)優(yōu)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(shù)領(lǐng)域占據(jù)了一席之地。

1 液壓傳動的發(fā)展概況

早在17 世紀(jì)，Pascal 就提出了液壓傳動的基礎(chǔ)理論[4-5]，在工業(yè)程度較高的西方其被廣泛應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)當(dāng)中，技術(shù)一度保持領(lǐng)先地位。在工業(yè)界，液壓傳動技術(shù)一直被稱為一個國家工業(yè)化水平的標(biāo)準(zhǔn)線。后來，經(jīng)過國外液壓傳動技術(shù)的傳入，我國液壓元件備件在借鑒傳統(tǒng)低壓液壓傳動技術(shù)的基礎(chǔ)上，實(shí)現(xiàn)了高壓的突破，并結(jié)合先進(jìn)的工業(yè)化技術(shù)，生產(chǎn)出適用于石油、機(jī)械、水處理等行業(yè)的多種數(shù)字控制閥等新型元件[6-7]。

在對以往相關(guān)技術(shù)進(jìn)行改進(jìn)革新的基礎(chǔ)上，在確保產(chǎn)品質(zhì)量和性能的基礎(chǔ)上，大力研發(fā)符合國內(nèi)標(biāo)準(zhǔn)的液壓傳動裝置新產(chǎn)品。在對傳統(tǒng)液壓裝置的研究上，采用國際高標(biāo)準(zhǔn)要求，對國內(nèi)的一些產(chǎn)品進(jìn)行改進(jìn)，取得了突破性進(jìn)展，也為我國液壓傳動事業(yè)的發(fā)展奠定了基礎(chǔ)[8-11]。所以，隨著科學(xué)工業(yè)技術(shù)的進(jìn)一步發(fā)展，液壓控制技術(shù)在國內(nèi)外機(jī)械行業(yè)迅速發(fā)展起來，并取得了顯著的成績。

2 搬運(yùn)機(jī)械臂液壓系統(tǒng)實(shí)用性

本設(shè)計中機(jī)械臂的液壓傳動技術(shù)主要用于工業(yè)及重體力搬運(yùn)行業(yè)，實(shí)用性主要體現(xiàn)在對物品搬運(yùn)過程中的旋轉(zhuǎn)、伸縮、夾緊放置等標(biāo)準(zhǔn)型動作上。相對于傳統(tǒng)的傳動控制技術(shù)，液壓傳動控制技術(shù)的主要優(yōu)點(diǎn)集中表現(xiàn)為機(jī)械控制結(jié)構(gòu)簡單、操作靈活、成本低廉及控制精度高等。

3 搬運(yùn)機(jī)械臂液壓系統(tǒng)計算和元件選型

3.1 確定液壓缸主要參數(shù)

本設(shè)計在對液壓傳動控制技術(shù)的選擇上，主要考慮到參數(shù)的可取范圍。根據(jù)實(shí)踐參數(shù)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(shù)設(shè)置的基礎(chǔ)上，液壓有桿腔工作狀態(tài)的工作單位面積A2應(yīng)該為液壓缸無桿腔工作面積A1的1/2。其標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)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(nèi)徑及外徑參考值的確定

本研究在對液壓缸進(jìn)行內(nèi)徑及外徑確定時，以實(shí)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(guān)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(jìn)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(jī)械效率。

所以，通過參考《機(jī)械設(shè)計手冊》的相關(guān)數(shù)據(jù)表征值[12]，缸內(nèi)徑d=40 mm，外徑D=80 mm。

3.1.2 液壓缸實(shí)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(yùn)動速率，單位為m/s。

根據(jù)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(guī)格和驅(qū)動電機(jī)功率

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》的相關(guān)參數(shù)設(shè)置，對前期工作情況進(jìn)行系統(tǒng)分析（主要對液壓馬達(dá)的型號和最大工作壓力進(jìn)行分析），對液壓泵工作時的壓力值進(jìn)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(tǒng)的靜態(tài)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(tài)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(yīng)為：

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

1）選擇液壓泵的規(guī)格。

由于在以往工作中出現(xiàn)的液壓系統(tǒng)壓力較低、功率不高等特點(diǎn)[13]，綜合考慮這些因素，對本研究中的液壓系統(tǒng)控制進(jìn)行優(yōu)化，尋求具有精確度高、密封性好、壽命較長等特點(diǎn)的葉片泵進(jìn)行系統(tǒng)調(diào)節(jié)。根據(jù)實(shí)踐優(yōu)勢，選取變量泵或者優(yōu)點(diǎn)突出的三聯(lián)泵。葉片泵的使用要點(diǎn)如下：

①結(jié)合效能學(xué)說，考慮提高泵的性能、使用壽命等優(yōu)化條件，建議考慮抗磨液壓油。

②在有效控制清潔度的基礎(chǔ)上，液壓控制系統(tǒng)中需要考慮的過濾精度不低于25 μm，在吸油口外優(yōu)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(jī)軸之間安裝彈性聯(lián)軸器，同軸度必須小于0.1 mm，這樣才能更好地保護(hù)泵軸不承受徑向力的作用。

④為進(jìn)一步防止漏氣，達(dá)到密封的效果，在進(jìn)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(zhuǎn)向（正確）。

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》中的相關(guān)參數(shù)控制內(nèi)容的參考范圍，計算出pp和qp。按照最優(yōu)化原則，選用YB-B48B 型號雙聯(lián)葉片泵，排量48.3 mL/r，額定壓力7 MPa，額定轉(zhuǎn)速1 000 r/min，驅(qū)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(jī)的選定。

液壓泵的實(shí)際驅(qū)動功率P可按下式進(jìn)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(zhuǎn)換系數(shù)。

代入數(shù)據(jù)，求得液壓泵的實(shí)際驅(qū)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(jù)電機(jī)手冊，選擇Y2-132M-4 三相異步電動機(jī)，電機(jī)功率為7.5 kW，額定轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)緊湊，密封完好，安裝維護(hù)較為便捷，通用性強(qiáng)。

2）閥元件及附屬元件的型號和規(guī)格。

閥元件及附屬元件的型號和規(guī)格如表1 所示，在對閥元件及附屬元件的型號和規(guī)格進(jìn)行選擇時，充分考慮實(shí)際流量計工作壓力大小。在此基礎(chǔ)上，還應(yīng)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(shù)和使用壽命等條件。

表1 閥元件及附屬元件的型號和規(guī)格

3.2.3 管道尺寸的確定

在考慮管道尺寸時，首先，應(yīng)根據(jù)工作環(huán)境和使用的要求進(jìn)行最優(yōu)選擇。從材質(zhì)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(zhì)的優(yōu)先性的基礎(chǔ)上，由于本設(shè)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(jìn)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(yīng)該具備拆卸方便、密封不漏氣、體積不應(yīng)該太大及可塑性強(qiáng)的特點(diǎn)。

2）管道內(nèi)徑尺寸的確定。①鋼管管道內(nèi)徑d計算：

式中，q為管道內(nèi)流量，單位為m3/s；v為管內(nèi)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(nèi)流量，單位為m3/s；v為管內(nèi)流速，單位為m/s，綜合考慮軟管內(nèi)流速v≤6 m/s。

液壓系統(tǒng)各管道管內(nèi)流速推薦值如表2所示。

表2 液壓系統(tǒng)各管道管內(nèi)流速推薦值

3）油路油管尺寸的確定。

①升降缸的進(jìn)口及出口油路油管的直徑參數(shù)為：

取v=4 m/s，v回=3 m/s，則

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》的相關(guān)參數(shù)設(shè)置：鋼管內(nèi)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(jìn)口及出口油管道的直徑參數(shù)為：

取v=4 m/s，v回=3 m/s，則

根據(jù)實(shí)驗(yàn)要求，結(jié)合參考《機(jī)械設(shè)計手冊》的相關(guān)參數(shù)設(shè)置：內(nèi)徑取值d=10 mm，外徑取值D=15 mm。

③伸縮缸的進(jìn)口及出口油路油管的直徑參數(shù)為：

取v=4 m/s，v回=3 m/s，則

根據(jù)實(shí)驗(yàn)要求，結(jié)合參考《機(jī)械設(shè)計手冊》的相關(guān)參數(shù)設(shè)置：內(nèi)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(nèi)工作壓力，單位為Pa；d為管道內(nèi)徑，單位為mm；[σ]為管道材料的許用應(yīng)力，單位為Pa；σb為管道材料的抗拉強(qiáng)度，單位為Pa；n為安全系數(shù)，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(jù)上述的參數(shù)可以得到，在對材料延展性進(jìn)行對比后，實(shí)驗(yàn)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(yàn)算：

所用升降缸的壁厚為8 mm，符合設(shè)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(diǎn)，壓力缸以及伸縮缸的油管為塑料管，其規(guī)格符合設(shè)計要求，塑料管的標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計壓力為28 MPa。

3.3 液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算

上文對液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行計算，回油管的內(nèi)徑分別為10 mm 和20 mm。在最優(yōu)化參數(shù)值的控制指標(biāo)范圍內(nèi)，對液壓傳動控制系統(tǒng)進(jìn)行初步參數(shù)設(shè)定，并對實(shí)際設(shè)計的系統(tǒng)各部分指標(biāo)性能優(yōu)良性進(jìn)行綜合分析。其核心主要是對液壓傳動控制系統(tǒng)的壓力損失、系統(tǒng)效能、壓力沖擊等方面進(jìn)行參數(shù)驗(yàn)證。然后根據(jù)分析過程中存在的問題，對不符合實(shí)際的設(shè)計參數(shù)進(jìn)行系統(tǒng)調(diào)整，以期達(dá)到最優(yōu)化的參數(shù)系統(tǒng)。

3.3.1 系統(tǒng)壓力損失的驗(yàn)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(shí)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(nèi)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(shù)；ζ為局部阻力系數(shù)；υ為液體的運(yùn)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(jù)液壓控制系統(tǒng)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(tǒng)的總壓力損失符合系統(tǒng)的假定設(shè)定。

3.3.2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算

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

假定系統(tǒng)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(tǒng)的溫升Δt為：

參考《機(jī)械設(shè)計手冊》的相關(guān)參數(shù)要求，進(jìn)行參數(shù)驗(yàn)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(yōu)化的選型在安全許可范圍內(nèi)。

4 結(jié)論和展望

本研究對搬運(yùn)機(jī)械臂液壓系統(tǒng)進(jìn)行了計算和元件優(yōu)化選型，在以往傳統(tǒng)液壓傳動裝置的基礎(chǔ)上，確定搬運(yùn)機(jī)械臂液壓缸的主要參數(shù)、液壓泵的規(guī)格和電機(jī)的驅(qū)動功率，最后結(jié)合工業(yè)實(shí)際，對機(jī)械臂液壓系統(tǒng)進(jìn)行計算，最終得出搬運(yùn)機(jī)械臂液壓系統(tǒng)計算和元件最優(yōu)化的選型。

本研究工作研制的超載機(jī)械手部件，其運(yùn)動特性和結(jié)構(gòu)受力能很好地滿足工業(yè)實(shí)體化設(shè)計要求，安全無誤地進(jìn)行超載作業(yè)，減輕重體力作業(yè)人員的勞動強(qiáng)度。鑒于所研究的機(jī)械臂液壓系統(tǒng)，未來的目標(biāo)是設(shè)計簡單、方便、快捷，采用自動化電氣控制，可以實(shí)現(xiàn)機(jī)、電、液一體化生產(chǎn)，自動化程度高的液壓系統(tǒng)。