液压stewart平台控制系统设计毕业论文(编辑修改稿)

液压stewart平台控制系统设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

标准值表，本文中近似取液压缸行程 L为 L=1000mm，液压缸初步取值也近似为 1000mm。 六自由度运动平台受力分析 很明显的， Stewart 平台具有对称性，当六个支腿液压缸均伸长到最大长液压 Stewart 平台控制系统设计（毕业论文） 9 度，则平台 达到 Z 向 最大位移，即平移到最高位置 ， 此时各缸伸长量相同，整个平台处于对称状态，故各支腿受力大小也相同， 设为 F， 根据设计要求， 假设此时 Z 方向 取 最大加速度为 a，且 a=g=。 则 Z 向分析受力有如下平衡方程式： 式中α为此状态下支腿受力 F 与水平方向的夹角，由附图可知此时液压缸伸长量近似为 1896mm，所以上式可表示为： 解之得： F= 由上述结果可知平台运动到最高位置时，六个支腿液压缸受力均为。 当然这个受力并不是单个液压缸所受力的最大值，本文没有讨论平台沿 X、 Y向的平移受力 ， 也没有考虑平台α、β、γ三向的转动 ， 也不可能理论分析平台合成运动时瞬时变化的最大受力，所以为简化分析，我们在平台以Z向运动 到最高位置时的受力为基础 ， 乘以一个 安全系数 ，取值 为 4，假设单个液压缸最大 受力即为： ， 必要时 取圆整值：。 .液压缸主要参数设计 六自由度运动平台可通过液压缸或电缸传动，但相对于电缸或滚珠丝杠传动，液压传动有着无可比拟的优势。 本设计应用液压传动，故着重设计液压缸。 设计方案 首先我们需要确定设计方案即缸体结构形式、安装方式、连接方式。 液压缸种类繁多，按结构形式不同可分为柱塞式液压缸、活塞式液压缸、组合式液压缸、叶片式液 压缸和其他形式的液压缸如膜片缸等。 在液压六自由度运动平台的应用中，平台需要完成滚转、俯仰、转动、以及前后、左右、上下的平动，液压缸时伸时缩，即时推时拉，需要双作用液压缸，典型的有双作用单活塞杆液压缸和双作用对称式液压缸等。 考虑到平台空间结构及稳定性，本设计中选择双作用单活塞杆液压缸。 液压缸的安装方式与液压缸的结构密切相关，且形式多样，大体上分为两大类：轴线固定类和轴向摆动类。 显然，本文中液压缸属轴线摆动类，并且液压缸的杆端和底端分别铰接在动平台与定平台上。 所以本文中动平台与液压缸杆端的联接选择球铰，则液压 缸的活塞杆端采用球头式。 定平台与液压缸底端第 2 章 液压 Stewart 平台结构分析与设计 10 的联接为虎克铰。 至于液压缸的连接形式， 我们选择焊接式用于缸筒和缸底盖的连接， 上端盖与刚筒则采用 应用越来越广泛的锁紧钢丝连接 [5]。 工作压力与供油压力 对 液压缸的工作压力 来说，决定其大小的关键实为设备类型 ， 所谓 看 菜下碟，不同的类型应选择 不同 的压力范围。 由前文 计算所得的 负载 ,参考 可知 应选择的 工作压力为 a,再根据 确定 其 工作压力。 查阅文献 [6]有：阀在最大开度和负载压降 23LSpP时，系统效率最大。 所以当 Mpa 时，设 3 SLp p Mpa，再根据表 ，取液压缸系统供油压力为 Mpa。 缸筒内径及活塞杆外径的计算 根据已知 算未知， 通过最大负载和上文对照表格所确定工作压力，我们可以得到液压缸活塞的有效面积，那么缸筒内径也就确定了， 再 根据缸筒内径 D，以及所 选的速比，即可得到活塞杆外径 d的大小 [7]。 已知条件： F=23229N, P=4MPa 式中 ƞ 为液压缸机械效率，考虑到摩擦等，机械效率 ƞ 取值为。 将计算的液压缸内径 D的值圆整到国家标准 GB234880，取优先选用值系液压 Stewart 平台控制系统设计（毕业论文） 11 列， 确定 D=100mm。 活塞杆直径 d根据选择的速比可由缸筒内径 D 求得。 速比不宜过大，容易引起压力冲击。 反之，速比过小时，则导致活塞杆较细，对稳定性不利。 故数系中取速比  则与之相对应有： 由缸筒内径 D和活塞杆直径 d 可计算无杆腔面积 A1 和有杆腔面积 A2： 21 7 8 5 4 .04A D m m 222 ( ) 5 3 9 1 . 04A D d m m   液压缸行程 由 节的内容，液压缸行程 L 取值为 L=1000mm。 液压筒 设计 缸筒材料 对应于 前文所选缸筒与缸底 焊接的连接方式，本文中选择 焊接性能较好的35号无缝钢管。 缸筒厚度或外径 的计算 强度条件 是 液压缸的壁厚计算 的依据。 如同“木桶原理”中最短板决定木桶容量， 缸筒最薄处厚度 作为其壁厚。 缸筒 内 部受压且 内应力分 布 随 壁厚 变化。 本文中液压缸的 壁厚 由所选确定的液压缸工作压力和缸筒材料的许用应力根据薄壁圆筒公式计算 ，其过程如下所示： 第 2 章 液压 Stewart 平台结构分析与设计 12 ，取 , 则 3mm 的壁厚 显然过 小， 这样的缸体很有可能满足不了所需的刚度和强度，又由于液压缸行程较长，导致薄壁液压缸体的稳定性也可能不够，所以当外载荷如装夹力、金属切 削力以及外负载超过一定限度时，液压缸构件将被破坏可能发生卡死或漏油等故障。 所以 我们 用经验法选取壁厚。 最小导向长度的确定 为减小活塞杆伸出时于缸体轴线的偏斜，液压缸应该有合理的导向长度。 因为活塞行程 L=10D，行程长， 查阅液压缸的相关结构参数表格 ， 初步设计可取 活塞杆在液压缸的 导向 支承长度 S应满足： 缸体长度的确定 从液压缸运动原理出发， 活塞 在液压缸中来回运动所占的空间长度即为液压缸体长度，即包括活塞行程以及活塞宽度。 通常情况下， 缸体的长度 应满足小于 或等于 缸体内径 倍 的条件。 即： L+B+S=1000+80+100=1180mm 缸体长度 （ 2030） D=（ 20203000） mm 可 取缸体长度为 1250mm。 缸底和缸盖设计 缸底 盖 和缸 上 盖的材料  缸底 盖 为保证焊接 时 良好的工艺性，本文中 保持 缸筒与缸底盖之间材料的一致性 ，故缸底 盖 同样选择焊接性能良好的 35 号钢。  缸 上 盖 与封闭的缸底盖相对，缸上盖与活塞杆之间有配合接触面，活塞 来回往复的运动都穿过缸上盖，所以 一般 配有 导向套 、 密封圈 等零件，同时因为上盖“开口”故还有防尘圈以及必要的锁紧装置。 本文中 缸盖材料 选常用的 35 号钢锻件 ，液压 Stewart 平台控制系统设计（毕业论文） 13 锁紧装置则选择结构简单且应用越来越广泛的锁紧钢丝， 导 向 套 则选择 单独制造后压进缸 盖 内 孔。 缸盖厚度 一般情况下，按照强度要求 缸盖（设为平底缸盖）的 有效厚度可近似 计为如下不等式 ： 式中： 本设计根据液压缸的基本参数 D与 d的值，取缸盖厚度为。 油口设计 油液从管路中流进液压缸需要经过 油口孔， 所以油口孔的设计恰当与否直接关系到液压系统工作性能的好坏。 若 油口 过小 ， 则油液“进退无门”， 若是 进油方面 会 供不应求， 支腿液压缸的运动速度达不到要求 ， 而回油方面则“交通堵塞”，导致原本小背压增大， 活塞退回 速度 减缓 ， 所以整个系统承 载 能 力 将会降低。 本文中液压缸的两个油口分别设置在缸底盖和缸筒上，缸底盖上的油口孔直接在缸盖上钻孔，而缸筒靠近缸口部分的油口则是在缸筒上焊接一段管 道再钻油口孔，且两端油口都采用螺纹连接， 查阅相关系列标准，本文确定两端油口尺寸为 M27x2。 活塞组件设计 活塞组件材料  活塞。 活塞材料一 般采用钢或是铸铁，有时候也采用铝合金。  活塞杆。 作为关键 传力构件 ， 活塞杆 在负载变压力的作用下不能被折断，需要有抵抗破坏和变形的能力，即要满足工作所需的刚度和强度。 活塞杆的结构分为实心和空心两种 ，当活塞杆够粗达到 60mm 以上时，可以采用空心。 本文中 选用实心的，采用 45号钢。 活塞宽度 活塞宽度 与系统油压和液压缸筒内径有关，适当的活塞宽带能保证活塞和活塞杆的稳定性，根据设计经验， 一般取 活塞宽度 B为 B=（ ） D 第 2 章 液压 Stewart 平台结构分析与设计 14 本文中有： ， 取。 活塞组件的 密封和支承方式  密封 不同于普通的液压缸，伺服缸要求更高， 摩擦要小，且要避免爬行现象，保证液压缸的运动精度，系统动态响应性能要好，要防止滞涩， 满足这些条件才能 达到 伺服 控制 系统对精度的要求。 而在液压技术和机械加工技术与设备均已非常成熟的现在， 液压缸的性能很大程度上取决于密封装置的设计。 对于密封元件， 本文中选用常见的 O 行密封圈，并配置左右挡圈。 O 型密封圈动、静密封皆可以，静密封时可选择截面积较小的密封圈，动密封 时 则选择截面积较大的密封。 O 形密封圈属于自封式压紧型密封，其“自封作用”对防止泄露很有效 ， 且其 形状十 分简单，制造容易，成本低廉，具有良好的密封性，使用范围宽，而且动密封可达 35Mpa。  支承和导向 起支承和导向作用的截面为矩形的滑动环简称支承导向环，也称涨圈或耐磨环。 它用在活塞上其支承和导向作用时，通常称支承环，而用在活塞杆上主要起导向作用时，通常称导向环。 支承导向环的作用除支承和导向作用外，还避免了活塞与缸体、活塞与缸盖之间的磨损，保持缸体与活塞、活塞杆与缸盖之间的同轴度。 支承导向环是标准化的元件，活塞用支承环和活塞杆导向环尺寸系列和公差 见 国标 (GB/),相 应的 沟 槽尺 寸系 列和 公 差均 见国 标(GB/)。 查之可得： 活塞用支承环： D1=100 δ = b= 活塞杆用导向环： d1=56 δ = b= 缓冲和排气装置  缓冲装置 当活塞的运动部分质量 较 大 或 其有较高的运动速度 （ u≥ 12m/min） 时， 随之其惯性力也较大 ,活塞运动到行程始末端时动量发生较大改变，即对缸体产生所谓的冲击，碰撞剧烈时是会形成噪音，甚至系统液压元件的 损坏。 为解决上述冲击的不利作用，通常可以采用两种措施。 其一是 采用 外加，即在液压回路中设置 具有类似制动作用的减速阀 等 缓冲装置 ；其二则是 采取 内改，即对 液压缸的内部 结构进行改造，设计 诸如 利用缝隙节流的原理设计缓冲装置。 本设计中采用内部缓冲装置中的环形固定节流缝隙缓冲装置。  排气装置 液压 Stewart 平台控制系统设计（毕业论文） 15 工作状态下，有的 液压缸 可能 产生爬行 或 振动 等损害系统的 不良 现象， 此外 ，情况严重时 还有可能伴随 发热和噪声等 ，这是 很可能 因为缸内 残留有 气体没有被及时排除所造成的。 为 把 缸内聚集的气体排放到缸外， 通常是 根据 空气轻 液压油 重 的 原理 ， 占据缸内 的 “制高点” 在最高位置布置诸如排气阀等排气的装置 ， 或在前述位置设置油口，让较轻空气自然的在液压油的作用下出来缸外。 第 3 章 Stewart 平台液压伺服系统设计 16 第 3章 Stewart 平台液压伺服系统 设计 平台液压伺服控制系统的方案拟定  液压控制系统类型 电液伺服控制系统控制精度高，而电液比例控制系统精度虽然比电液伺服控制系统低，但其在较高的性价比的基础也具有较高的控制精度，而液压开关控制系统的控制精度为三者中最低，在对精度要求不高、环境较恶劣的场合应用较多。 对应控制精度的高要求，我们选择电液伺服控制。 电液伺服控制系统 的控制元件 伺服阀 是系统的关键，常见有压力控制和流量控制，即使系统的压力或流量与 输入的控制电流 或电压成正比（伺服阀通常为电流控制）。 由于伺服阀的频响高，可以 高达 200Hz，并且 没有死区，控制精度令人满意 ，广泛的 应用在重点行业如航空航天等 ， 当然，伺服控制的也有相应的缺点， 尤其是 制造成本高 ， 并且伺服控制 对油液的清洁度要求很高，系统的能耗也很大。  泵站供能形式 液压伺服控制系统的动力机构即泵站来说，主要有以下三种方式：定量泵 溢流阀恒压能源、定量泵 蓄能器 卸荷阀能源和恒压变量泵能源 [8]。 由于 本文中液压 Stewart 平台具有六个支腿液压缸， 功率比较大， 故 节能非常重要 ， 应尽可能保证高效率以降低成本，所以 本文 选用效率较高的 恒压式变量泵。 另一方面，恒压式变量泵 存在调节 速度较慢的问题 ，若平台运动 加速度 较大，则系统所需流量变化较大，此时 泵 的调节速度可能因达不到系统要求的 而 产生压力突变 ， 为避免这种来不及调节的情况，采取辅助使用 蓄能器 的措施 ， 以 满足短期流量峰值， 实现油液的多退少补，此外蓄能器还可以吸收冲击压力。  开环或闭环 要求结构简单、造价低，控制精度不需很高的场合宜。