搬運碼垛機器人畢業(yè)設計

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某某科技大學本科生畢業(yè)設計 目錄 1緒論 1 1.1研究背景及意義 1 1.2國內碼垛機器人的研究現(xiàn)狀 2 1.3碼垛機器人的發(fā)展趨勢 4 2設計方案 5 2.1設計要求 5 2.2 機構組成 5 2.3碼垛機器人路徑規(guī)劃 7 3起升機構設計計算 9 3.1 起升機構電機選擇 9 3.1.1 起升機構電機容量選擇 9 3.2 起升機構鋼絲繩選擇選擇與計算 10 3.2.1鋼絲繩繩經的選擇 10 3.3卷筒的設計與計算 11 3.4 起升機構減速器選擇 12 3.5起升機構聯(lián)軸器的選擇 14 4旋轉機構設計計算 16 4.1旋轉機構電機選擇 16 4.2旋轉機構減速器選擇 18 4.3旋轉機構聯(lián)軸器的選擇 19 4.4旋轉機構齒輪傳動設計 21 4.5旋轉機構齒輪傳動強度校核 24 4.6旋轉機構軸的設計計算 27 4.6.1最小軸徑確定 27 4.6.2二軸的結構設計及強度校核 28 4.6.3二軸上深溝球軸承校核 33 5堆垛機構設計計算 34 5.1堆垛機構電機選擇 34 5.2堆垛機構平臺設計 36 5.3槽輪機構設計 36 5.4堆垛機構減速器的選擇 37 5.5堆垛機構聯(lián)軸器的選擇 38 5.6堆垛機構軸最小直徑計算 39 結論 41 致謝 42 參考文獻 43 第 43 頁 某某科技大學本科生畢業(yè)設計 1緒論 1.1研究背景及意義 隨著現(xiàn)代社會科技水平日新月異的變化，機器人技術已經滲透到人類生活中的方方面面，演著不可替代的角色。機器人是多個學科技術綜合而成的產物，其應用程度已經逐漸寬廣起來研究機器人已經成為了當今時代的趨勢。機器人的應用狀況已經可以作為權衡一個國家現(xiàn)化程度高低的重要因素。 從機器人工作的環(huán)境來對機器人進行分類，大體上能劃分成兩種，就是工業(yè)機器人與特種機器人。工業(yè)機器人是一種具有良好性能的自動化機械裝置，是典型的含有很高科技含量的機電一體化產品。它在提高產品質量、增加經濟效益、提高生產率方面起著重要作用。同時工業(yè)機器人的發(fā)展情況也是日新月異的，所以研發(fā)工業(yè)機器人是一件刻不容緩的事情。 碼垛是隨著物流產業(yè)的不斷壯大而發(fā)展起來的一項高新技術，其思想是把物品按照一定規(guī)律碼放在托盤上，從而能夠使物品的存放、搬運、轉移等活動變成單元化操作，從而大大提高物流運輸?shù)男省?在物料質量不大、尺寸不大、碼垛速度要求不高的情況下，碼垛工作都是通過人工來實現(xiàn)的。后來為了減輕工人在碼垛時的工作強度，產生了托盤操作機、工業(yè)機械手等一些比較簡單的機械設施。但是隨著人們對碼垛速度要求的不斷提高，傳統(tǒng)的人工碼垛方式越來越難以達到人們的要求，這種情況下碼垛機器人應運而生。 作為工業(yè)機器人典型的一種，碼垛機器人技術近幾年有著非?？焖俚陌l(fā)展，這樣的發(fā)展速度和當今世界制造業(yè)的小批量、多種類的發(fā)展模式是十分吻合的。碼垛機器人有著工作能力強、運行速度快、體積比較小、抓取種類多、應用范圍廣等特點，從而在市場上備受青睞，正因為這些優(yōu)點，才使得碼垛機器人被普遍應用于制造業(yè)、碼垛、裝配、焊接等諸多操作中。 近年來，袋裝物品的需求和產量都十分巨大，進而對袋裝物品進行運輸?shù)男枨笠苍诩眲≡鲩L。在我國有大量的袋裝物品需要進行碼垛、卸垛和運輸。目前，對袋裝物品的火車運輸來講，火車站臺卸車、站臺碼垛、運輸裝車、運輸卸車、庫房碼垛等工作一般均為人力操作，這樣做極大地消耗了人力物力。尤其是在環(huán)境比較惡劣的情況下，工作成本會很大且效率比較低。而結合了機器人技術和碼垛技術的碼垛機器人既可以大幅度地提高工作效率，又可以大大增強工作過程中的安全性，從而節(jié)約了大量的人力資源，有很大的經濟和現(xiàn)實意義。 自從上世紀70年代碼垛領域有了機器人技術的加盟之后，機器人碼垛技術取得了很大的突破，抓取貨物類型、抓取速度和運行過程中的精確性、穩(wěn)定性都在不停地升級。碼垛機器人的這些優(yōu)點會使碼垛機器人的廣泛使用變?yōu)橐环N不可阻擋的趨勢，會擁有極其廣闊的應用前景。 人類科技文明的不斷進步大大促進了人們對更有效工作方式的渴望，減少勞動強度，以及更加高效、高質量地完成碼垛工作已經逐漸被人們重視起來。各行各業(yè)對其勞動效率和工作要求都在不斷的提高，因此在碼垛工作上也在尋找著更加方便、有效的工具來更好地完成各項任務，但是傳統(tǒng)的碼垛方式因為其種種弊端，已經越來越難以滿足企業(yè)的需求了。 近幾年來，碼垛機器人在各行各業(yè)的應用在逐漸增多，特別是在物流運輸過程中有著舉足輕重的作用，尤其是自動化倉庫的出現(xiàn)，更加引導了碼垛機器人的發(fā)展。 目前我國的碼垛設備基本上是進口的，國內的碼垛機器人研發(fā)技術還不是十分成熟，我國的碼垛機器人研究水平和國外還有著很大差距。中國又是一個勞動力密集型的發(fā)展中國家，耗費人力資源進行的工作特別多，隨著我國對碼垛機器人的不斷需求與我國碼垛機器人技術落后之間的矛盾日益突出，開發(fā)和研究自己的碼垛機器人就顯得刻不容緩。 1.2國內碼垛機器人的研究現(xiàn)狀 國內的機器人相關技術起步比較晚，20 世紀 70 年代，國內才開始引進機器人技術，因為當時受著很多因素的限制，發(fā)展相對緩慢，研究水平也較低。到了 80年代，我國的機器人水平有了較快發(fā)展，“七五”期間，國家也投入了很多的人力、物力來進行機器人技術的研究，并相繼開發(fā)出了一些工業(yè)機器人和特種機器人，使中國的機器人從無到有，邁出了一大步。到了新世紀，我國的機器人技術有了長足的進步，各項新技術不斷涌現(xiàn)，先后出現(xiàn)了電焊、裝配、搬運、切割、碼垛等很多機器人品種，碼垛機器人的技術也取得了迅速的發(fā)展。 在國內，哈爾濱工業(yè)大學的機器人研究所和上海交通大學的機器人研究所是碼垛機器人的領頭研究單位。主要的機器人公司是哈爾濱博實自動化設備有限公司、沈陽新松機器自動化股份有限公司以及首鋼莫托曼機器人有限公司。 我國自行設計制造了多種形式的碼垛機器人，其中直角坐標型和關節(jié)型為主要的結構形式。其中關節(jié)型機器人的機身比較緊湊，動作靈活并且工作空間大，是機器人中使用最多的一種，世界上許多知名品牌的機器人公司，如 ABB、KUKA、MTOMAN、PUMA 等都采用關節(jié)型機器人。 哈爾濱工業(yè)大學研制的機器人碼垛機已經成功地應用在了碼垛包裝的生產線上，并且取得了良好的效果該機器人采用了雙自由度的笛卡爾坐標式機器人碼垛機，并結合了編組機，這樣就可以一個動作抓取兩個或者三個物品，從而大大提高了工作能力，可以實現(xiàn)800袋/小時的工作能力。 上海交通大學機器人研究所與沃迪包裝科技有限公司合作，共同研制了新一代 TPR 系列碼垛機器人。此機器人采用的是線性四連桿機構和基于PC的控制系統(tǒng)，還能對碼垛現(xiàn)場進行 3D仿真以及自動干涉檢查，可以大大提高機器人的各項性能，其工作能力可以達到1600包/小時。 哈爾濱博實自動化設備有限公司在2006年開發(fā)了基于FFS的高速高精度的稱重包裝碼垛生產線，這個生產線的生產速度可以高達1600袋/小時，而在稱重方面的精度可達0.1%。 沈陽新松機器自動化股份有限公司主要研究工業(yè)機器人與工業(yè)自動化技術及產品的開發(fā)，在自主機器人技術方面，解決了機器人的控制、本體優(yōu)化設計、機器人作業(yè)和工程應用中的很多難題，成功地開發(fā)了自主的碼垛機器人系統(tǒng)。 蘇海新等人設計開發(fā)了一種四自由度新型工業(yè)碼垛機器人，其機械本體結構采用以平衡吊原理為基礎的連桿機構?？刂葡到y(tǒng)采用的是基于 PC 和 PMAC 的分布式控制系統(tǒng)，這個控制系統(tǒng)開放性和實時性都比較好，伺服控制的精度也十分高。楊灝泉等人設計研制了一種碼垛SCARA機器人，該機器人機械本體結構使用水平關節(jié)型，控制系統(tǒng)的核心部分為基于PC的DSP多軸運動控制器。 盡管我國在碼垛機器人的研究上取得了一些成就，但是和國外的碼垛機器人技術相比較，我國還有明顯的差距。日本和歐美等發(fā)達國家的碼垛機器人技術已經到達了一個比較高的水平，碼垛機器人的工作能力在不斷的提高，碼垛機器人的柔性、處理速度以及負載能力方面也在不斷提升，應用范圍也在不斷拓展，因此需要我國的科研工作者更加努力，從而使我國的碼垛機器人技術有個更好的未來 1.3碼垛機器人的發(fā)展趨勢 為了能夠適應不斷變化的商品對于碼垛的要求，讓碼垛機器人盡可能更好地為碼垛工業(yè)服務，因此碼垛機器人的未來發(fā)展趨勢主要有： (1)自動化程度越來越高 機電綜合技術將會成為碼垛機器人發(fā)展的主流，衡量碼垛機器人技術水平的一個十分重要的指標將會是自動化程度。碼垛機器人的自動化主要包括自動控制和自動檢測。一大批的微電子、紅外線、傳感器等新技術，尤其是微小型計算機的廣泛使用會使碼垛機器人的自動控制和自動檢測水平飛速提升，從而大大提高碼垛質量。 (2)高速化 不僅要促進單機高速化，而且要提高碼垛系統(tǒng)的高速化。在不斷提升自動化程度的前提下，不斷改進碼垛機器人的結構。同時將整個碼垛系統(tǒng)的生產效率重視起來，這樣才能讓高速化向更深的層次發(fā)展。 (3)采用模塊化結構 采用模塊化結構不僅能夠讓碼垛機器人最大限度的滿足不同物品對機器人的要求，同時可以讓設備的設計和制造更方便，能夠降低成本、縮短生產周期。 (4)多功能碼垛機器人 對于生產大批量、尺寸固定的商品，一般會有相應的設備進行碼垛。但是近些年由于多品種、小批量商品市場的不斷壯大以及中、小型用戶的急劇增加，多功能通用碼垛機器人的發(fā)展速度很快，應用前景也十分開闊。 2設計方案 2.1設計要求 在生產過程中，經常要搬運桶裝的重物，工作簡單枯燥，為了滿足某工廠生產的直徑高=φ420500mm，重量100kg的桶裝化學品，本論文設計了工作壽命為15年，每年工作300天，兩班制，每班8小時的搬運碼垛機器人，來滿足生產要求。 2.2 機構組成 本文設計了一種專門針對桶裝物品的搬運碼垛機器人，該機人結構簡單，制造成本低廉，運營維護方便，定位精度高，工作節(jié)拍快，適合在勞動密集型企業(yè)推廣使用。 該搬運碼垛機器人結構主要分為三大部分，分別為：起升機構，旋轉機構，堆垛機構，三個機構相互獨立。各個機構有自己獨立的電機驅動。 搬運碼垛機器人起升機構示意圖如圖（2.1）所示 圖（2.1）起升機構示意圖 它的工作原理是：電機1連接接彈性聯(lián)軸器2連接制動器3，通過減速器4，鏈接剛性聯(lián)軸器7，帶動卷筒6，通過滑輪機構提升重物5起升或下降。 搬運碼垛機器人旋轉機構采用齒輪機構帶動懸臂轉動，槽輪每轉一周，懸臂轉動90，從而實現(xiàn)機器人搬運工能。 堆垛過程示意圖如圖（2-2）所示，采用用單銷四槽槽輪機構和曲柄滑塊機構組合實現(xiàn)機器人的堆垛功能。 圖（2-2）堆垛過程示意圖 堆垛裝置工作原理：每框的第一桶放在如圖所示位置，然后通過曲柄滑塊裝置帶動和滑塊連在一起的木桶動作到中間位置。以后每次動作將木桶放置到左上角，堆垛裝置旋轉90，直至其余四個位置都被裝滿為一個循環(huán)。 2.3碼垛機器人路徑規(guī)劃 圖（2-3）運動軌跡 (1) 碼垛機器人工作時，首先從初始位置A旋轉45到達物品層B上方，角加速度ɑ=6.542rad/ 額定ω=1.308rad/s 所需時間==0.8s 計算：令加/減速階段所用時間=0.2s，旋轉角度π/24 rad，則勻速運動角度π/6 rad,所用時間為 α=6.542rad/ =0.4s =1.308 rad/s (2) 然后抓手下放抓取重物，下放高度500mm，下降速度1m/s，耗時=0.5s。抓取重物后上升到初始位置高度500mm，額定上升速度v=1m/s，加速運動減速運動的加速度=5m/，所需時間==0.7s。 計算：令抓取重物后加速/減速上升距離100mm，耗時=0.2s,勻速上升距離300mm,耗時，則 則=5m/ v==1m/s 0.3= 則=0.3s (3)抓手帶動重物旋轉由B到C位置，轉過角度90。角加速度ɑ=7.753rad/ 額定ω=2.326rad/s 所需時間==0.975s。 計算：令加/減速階段所用時間=0.3s，旋轉角度2π/18 rad，則勻速運動角度5π/18 rad,所用時間為 α=7.753 rad/ =0.375 s =2.326 rad/s （4）然后抓手下放抓取重物至堆垛平臺上，下放高度500mm，下降速度1m/s，耗時。堆垛結束后做復合運動返回初始位置 ，額定上升速度v=1m/s，角加速度ɑ=6.542rad/ 額定ω=1.308rad/s ，加速運動減速運動的加速度=5m/，所需時間=0.8s。 所以，搬運碼垛機器人完成一次工作循環(huán)所消耗的時間為 s （5） 堆垛機構在接受起吊裝置吊裝的第一個重物后，由曲柄滑塊機構將重物運送到平臺中央，然后每接受一次重物，平臺旋轉90，直到平臺四個角落的位置填滿（平臺上共搭載5個重物）為一次循環(huán)，平臺旋轉時間為 S，旋轉角速度=0.184rad/s。 3.起升機構設計計算 3.1 起升機構電機選擇 YZR系列起重及冶金用三相異步電機適用于各種形式的起重機械及冶金輔助設備的電力傳動。電機頻繁啟動制動和反轉。能在額定電壓下直接啟動并具有啟動力矩大，啟動電流小，機械強度高等特點。所以本文設計的搬運碼垛機器人的起升機構電機選用YZR型三相異步電機。 3.1.1 起升機構電機容量選擇 起升機構電機功率可按提升額定起升質量時的靜功率計算，即： （KW） (3-1) 式中 — 起重機額定起升質量100 kg V — 額定起升速度1m/s g — 重力加速度，g=9.81 (m/) — 機構的總效率 起升機構設計時輸入軸與輸出軸垂直布置，選用CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，減速器效率=0.9 ，選用深溝球軸承，效率=0.99 ，滾筒效率=0.96 ，彈性聯(lián)軸器效率=0.99 ，剛性聯(lián)軸器效率=0.99 ，滑輪效率=0.98 。 則=.....==0.805 所以 KW 實際接電持續(xù)率 =0.8+0.7+0.975+0.5+0.5+0.8=4.275 s ==0.5+0.7+0.8=2 s ==100%=46.8% 在[3，1-82]中選擇一個與實際接電持續(xù)率最接近的電機，使其額定功率滿足下式： KW YZR112M型三相異步電機，工作定額40%，功率1.5KW，轉速1000n/min 滿足要求。 3.2 起升機構鋼絲繩選擇選擇與計算 3.2.1鋼絲繩繩經的選擇 鋼絲繩繩徑應不小于下式計算的最小直徑：=0.118=3.696 mm，查表取d=4mm 纖維芯鋼絲繩，抗拉強度1770M，鋼芯最小破斷拉力9.40M。鋼絲繩標記：4NAT (12+6+1) + IWS 1770 ZZ 9.40 GB/T 8918 式中 S — 鋼絲繩最大靜拉力，S=mg=1009.81=981 N C — 鋼絲繩的選擇系數(shù) 由機構利用等級T7（繁忙使用）機構載荷狀態(tài)L2中載查表[1,8-1-8]得機構工作級別M7，鋼絲繩的選擇系數(shù)C=0.118mm/ 鋼絲繩的實際破斷力的估算公式為： (3-2) 式中 d — 鋼絲繩的直徑 — 鋼絲繩鋼絲的抗拉強度極限 — 鋼絲繩中金屬絲截面與整個截面的比值，與鋼繩結構有關，一般=0.45~0.55， 取ω=0.5 K — 鋼絲繩編結損失系數(shù)，一般α=0.82~0.92，取α=0.88 則： ==9781.728 根據(jù)所選鋼絲繩的實際破斷力驗算安全系數(shù)n： n==9781.728981=9.971 3.3卷筒的設計與計算 (1) 卷筒直徑計算 DIN15020規(guī)定了鋼繩的卷筒和滑輪直徑不得小于下式計算的最小直徑： 卷筒： =122.43.696 =82.790 mm 滑輪： =1253.696 =92.4 mm 取卷筒直徑=84 mm 滑輪直徑=94 mm 式中 — 以鋼絲繩中心線計算的鋼絲繩卷繞直徑； — 計算的鋼絲繩最小直徑； — 與鋼絲繩卷繞形式，工作級別有關的系數(shù)，不旋轉鋼絲繩的=1； — 與一次提升的彎曲次數(shù)及方向有關的系數(shù)，由機構工作級別查表[1,8-1-54]得：卷筒 =22.4滑輪=25； (2) 卷筒繩槽結構尺寸設計計算： 繩槽半徑：R=（0.53~0.56）d=0.554=2.2 mm 繩槽深度：標準槽=0.3d=1.2 mm 繩槽節(jié)距：標準槽=d+(2~4)=4+3=7 (3) 卷筒厚度計算： 鑄鐵卷筒厚度：mm ，取=12 mm (4) 卷筒長度計算： 單聯(lián)卷筒：=93.5+28+21=130.5 mm 式中： mm ，：最大起升高度2915mm ,m為滑輪組倍率取m=1，為鋼絲繩安全圈數(shù)，，取=3。 ：無繩槽的卷筒端部尺寸，按需要定，取=8 mm ：固定繩尾所需長度3P=37=21 mm （5）卷筒強度校核： 條件：，所以應用卷筒壁內表面最大壓應力進行強度計算， 符號意：A — 與卷筒層數(shù)有關的系數(shù)，查表[1,8-1-55]取A=1 — 鋼絲繩最大拉力，=mg+ma=100（9.81+5) =1481 N — 卷筒壁厚12 mm — 許用壓應力，鑄鐵= M Pa — 抗壓強度，=1.5=1.5195=292.5 M Pa，材料選用HT200灰鐵200。 代入，所以卷筒強度計算合格。 3.4 起升機構減速器選擇 起升機構的傳動比根據(jù)電動機的轉速和卷筒的轉速n，由式 確定，其中 （r/min）； 式中 — 電動機額定轉速，r/min； n — 卷筒轉速； — 起升速度，m/min ； a — 滑輪組倍率； — 卷筒計算直徑，m，=D+d (D為卷筒直徑，d為鋼絲繩直徑)。 （1） 選用減速器的公稱輸入功率 應滿足： ＜ (3-3) 式中 — 機械強度計算功率，KW； — 負載功率，KW；===0.981KW — 工況系數(shù)；查表[4,16-2-8]得=1.5 — 安全系數(shù)；查表[4,16-2-9]得=1.4 — 減速器公稱輸入功率；查表[4,16-2-4]得：ZDY型減速器，公稱傳動比i=4.5，輸入轉速1000r/min，輸出轉速220 r/min，中心距a=80 mm，=9.5KW。 帶入公式得： =0.9811.51.4=2.060 ＜ 9.5 （KW） （2） 校核熱平衡許用功率： 應滿足： 式中 — 計算熱功率，KW； — 減速器熱功率，查表無冷卻裝置=18； — 系數(shù)，查表[4,16-2-10]環(huán)境溫度系數(shù)，無冷卻條件，環(huán)境溫度為30時=1.15。載荷系數(shù)，查表[4,16-2-11]當小時載荷率為40％時，=0.74。公稱功率利用系數(shù)，，查表[4,16-2-13]用插值法得=0.323； 帶入公式得： 所以，選擇ZDY型減速器，公稱傳動比i=4.5，輸入轉速1000r/min，輸出轉速220 r/min，中心距a=80 mm，=9.5KW滿足設計要求。 3.5起升機構聯(lián)軸器的選擇 起升機構中聯(lián)軸器應滿足下式要求： (3-4) 式中 T — 所傳遞轉矩的計算值，； — 按載荷組合B計算的最大轉矩，對高速軸，=(0.7~0.8)，其中為電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，查表得YZR112M三相交流異步電機=2.2，為電動機額定轉矩，=9550=14.325，P為電動機額定功率，kW，n為轉速，r/min；對低速軸=，其中，為起升載荷動載系數(shù)，查表[2,3-16]得=1.05+0.4（）=1.05+0.4（1.0-0.2）=1.37；為鋼絲繩最大靜拉力作用于卷筒的轉矩，=mg =1009.810.084=82.404； — 聯(lián)軸器許用轉矩，，由機械設計手冊查得 — 聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，對起升機構，=1.3； — 角度偏差系數(shù)，電機軸處選用UL型彈性聯(lián)軸器，減速器輸出端選用YL型剛性聯(lián)軸器=1； 代入公式得：對于高速軸 。電機軸徑32mm，變速箱輸入軸徑24mm，輸入轉速1000r/min。 對于低速軸 變速箱輸出軸徑32mm，滾筒軸軸徑28mm，轉速n=217.140。 型號選擇： 對于高速軸：從GB/T 5844—1986查表[1,6-2-24]選用UL5型輪胎式聯(lián)軸器，許用轉矩160，許用最大轉速4000r/min，軸徑在24~35之間，符合要求。 對于低速軸：從GB/T 5843—1986查表[1,6-2-28]選用YL7對中榫型聯(lián)軸器，許用轉矩160，許用最大轉速7600r/min，軸徑在28~40之間，符合要求。 4.旋轉機構設計計算 旋轉機構中電機帶動CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，減速器輸出軸帶動標準直齒輪副進而帶動旋轉軸旋轉，實現(xiàn)旋轉機構運動。 4.1旋轉機構電機選擇 初選電機時考慮啟動功率按下式計算： （kW） (4-1) 式中： —等速運動時所需的功率即摩擦阻力的功率； —加速機構所需的功率； （1） 摩擦阻力功率計算 回轉支撐裝置中的摩擦阻力矩= ()； 式中 —徑向軸承中的摩擦阻力矩，； —止推軸承中的摩擦阻力矩，； a. 徑向軸承中的摩擦阻力矩= （) 式中 —止推軸承所受的水平力，N； —徑向軸承的摩擦系數(shù)，滾動軸承取=0.015； —徑向軸承的內徑，m； 計算： = N 柱式旋轉機構由一個推力滾子軸承承受軸向力，由徑向軸承承受徑向力。=0.075 m ； 所以 ===0.212 N b. 止推軸承中的摩擦阻力矩 （） 式中 —止推軸承所受的垂直力，N。 —徑向軸承的摩擦系數(shù)，對滾動軸承取=0.015； —止推軸承的內徑與外徑的平均值，m； 計算： ==（130+100）9.81=2256.3 N = mm =0.0925 m = = =0.212+1.565=1.777 等速運動時所需的功率即摩擦阻力的功率==0.00413 （kW） （2） 加速機構所需的功率 （kW） (4-2) 式中：—搬運碼垛機器人旋轉時的回轉慣性阻力矩； —搬運碼垛機器人旋轉時的角速度，=2.326 rad/s； 計算： 回轉慣性阻力矩： 搬運碼垛機器人回轉時的回轉慣性阻力矩由繞回轉中心線回轉的物品慣性阻力矩和回轉部分的慣性阻力矩組成，即 = 式中： —物品對起升機構回轉中心的轉動慣量，； —搬運碼垛機器人起升重物旋轉時的角加速度； 計算： ==100=64 =7.753 = 搬運碼垛機器人旋轉部分的慣性阻力矩 （） (4-3) 式中 —搬運碼垛機器人旋轉機構各部件和構件繞回轉中心的轉動慣量 —搬運碼垛機器人起升機重物旋轉時的角加速度； 計算： 柱式回轉軸對回轉中心的轉動慣量為 = 支撐架2對回轉中心的轉動慣量為 支撐架3對回轉中心的轉動慣量為 = （） 所以作用在旋轉機構柱式旋轉軸上的轉矩為 ： =496.192+45.673=571.865 所以 （kW） （kW） 查[3，1-26]選擇Y100L—6型三相異步電機，額定功率1.5kW， 同步轉速1000r/min。 4.2旋轉機構減速器選擇 本文使用CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，傳遞交錯軸間的運動和功率。 計算： (4-4) (4-5) (4-6) —減速器計算輸入機械功率，kW； —減速器計算輸入熱功率，kW； —減速器計算輸出機械轉矩，； —減速器計算輸出熱轉矩，； —減速器實際輸入功率，=1.334kW； —減速器實際輸出轉矩，=295.08 ； —工作載荷系數(shù)，查表[4,16-2-50]=1.5； —啟動頻率系數(shù)，查表[4,16-2-51]=1.3； —小時載荷系數(shù)，由旋轉機構小時載荷率查表[4,16-2-52]得=0.56； —環(huán)境溫度系數(shù)，根據(jù)工作環(huán)境溫度查表[4,16-2-53]得=1.14； 其中：減速器實際輸出轉矩等于摩擦阻力矩與回轉慣性阻力矩之和除以旋轉機構齒輪傳動比。 即 =1.3341.51.3=2.601 kW =1.3340.561.14=2.372 kW =295.081.51.3=575.409 =295.080.561.14=188.379 根據(jù)計算結果，查[4,16-2-46]，選擇CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，公稱傳動比，輸入轉速1000r/min，中心距100 mm，額定輸入功率3.41kW，額定轉矩640。 4.3旋轉機構聯(lián)軸器的選擇 選擇Y100L—6型三星異步電機，額定功率1.5kW， 同步轉速1000r/min，最大轉矩2.2。 堆垛機構中，聯(lián)軸器選擇時應根據(jù)： (4-7) 式中 T — 所傳遞轉矩的計算值，； — 按載荷組合B計算的最大轉矩，對高速軸，=(0.7~0.8)，其中為電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，查表得Y100L—6三相交流異步電機=2.2，為電動機額定轉矩，=9550=21.01，P為電動機額定功率，kW，n為轉速，r/min； — 聯(lián)軸器許用轉矩，，由機械設計手冊查得 — 聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，對起升機構，=1.3； — 角度偏差系數(shù)，電機軸處選用UL型彈性聯(lián)軸器，減速器輸出端選用YL型剛性聯(lián)軸器=1； 代入公式得：對于電機輸出軸 電機軸徑28mm，變速箱輸入軸徑28mm，輸入轉速1000r/min。 對于低速軸 —工作情況系數(shù)查機械設計表14—1得=2.3。 變速箱輸出軸徑48mm，滾筒軸軸徑28mm，轉速n=217.140。 型號選擇： 對于高速軸：從GB/T 5844—1986查表選用UL5型輪胎式聯(lián)軸器，許用轉矩160，許用最大轉速4000r/min，軸徑在24~35之間，符合要求。 對于低速軸：從GB/T 5843—1986查表選用YL11型聯(lián)軸器，許用轉矩1000，許用最大轉速5300r/min，軸徑在55~70之間，符合要求。 4.4旋轉機構齒輪傳動設計 1. 旋轉機構采用標準直齒輪傳動,齒數(shù)比，電機驅動，工作壽命15年，每年工作300天，八小時工作制，每天兩班，中等沖擊載荷。 （1） 根據(jù)設計要求，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取。旋轉機構為一般工作機，查表[5，10-6]，選擇7級精度。 （2） 材料選擇。由表[5，10-1]，選擇小齒輪材料為（調質），齒面硬度280，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240。 （3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式 (4-8) 1） 確定公式中各參數(shù)值 試選。 小齒輪傳遞轉矩=295083 ； 由表[5，10-7]選取齒寬系數(shù)。 由圖[5，10-20]查得區(qū)域系數(shù)。 由表[5，10-5]查得材料的彈性影響系數(shù)。 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 = 計算接觸疲勞 許用應力 由圖[5，10-25d]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 。 計算應力循環(huán)次數(shù)： 由圖[5，10-23]查取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 取失效概率為1%，安全系數(shù)，則 取和中的較小者作為齒輪傳動的接觸疲勞許用應力，所以。 2） 試算小齒輪分度圓直徑 = =66.653 mm （2） 調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度。 齒寬b。 2） 計算實際載荷系數(shù) 由表[5，10-2]查得使用系數(shù)。 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。 齒輪的圓周力。 查表[5，10-3]得齒間載荷分配系數(shù)。 由表[5，10-7]用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù) 3) 按實際載荷系數(shù)算的分度圓直徑 mm 級相應的模數(shù) 將按接觸疲勞強度設計的齒輪模數(shù)就近放大為標 準值，算出小齒輪齒數(shù)。 取，則大齒輪齒數(shù),取，與互為質數(shù)。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，且結構緊湊。 3. 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2） 計算中心距 mm (3)計算齒輪寬度 考慮到安裝誤差，為保證設計齒寬，將小齒輪略微加寬（5~10）mm，即取mm，取大齒輪齒寬。 4.5旋轉機構齒輪傳動強度校核 1. 齒根彎曲疲勞強度校核 (4-9) （1） 計算各參數(shù)值 1） 計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖[5，10-8]查得動載系數(shù)。 由式 查表[5，10-3]得齒間載荷分配系數(shù)。 寬高比 由表[5，10-4]用插值法查得，結合查圖[5，10-13]，得。則載荷系數(shù)為 2) 確定，，，， 由圖[5，10-17]查得齒形系數(shù)，。 由圖[5，10-18]查得應力修正系數(shù)， 3) 計算 = 4) 計算 計算應力循環(huán)次數(shù)： 由圖[5，10-22]查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 由圖[5，10-24c]查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，則 5）校核彎曲疲勞強度 所以齒輪彎曲疲勞強度校核合格。 6） 齒輪主要參數(shù) 齒數(shù) 分度圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 mm mm 齒根圓直徑 mm mm 中心距 mm 齒輪寬度 mm mm 4.6旋轉機構軸的設計計算 4.6.1最小軸徑確定 （1）按扭轉強度設計軸1的最小軸徑： (4-10) 式中：—扭轉切應力，； —軸1受的扭矩， ； —軸的抗扭截面系數(shù)，； —軸1的轉速， r/min； P—軸傳遞的功率，P =1.334 kW； —計算截面處軸的直徑，mm； —許用扭轉切應力，，軸的材料取45號鋼，查表[5，15-3]得=35； 計算： mm (2)按扭轉強度設計軸2的最小軸徑： 式中：—扭轉切應力，； —軸2受的扭矩， ； —軸的抗扭截面系數(shù)，； —軸2的轉速， r/min； P—軸傳遞的功率，P =1.334 kW； —計算截面處軸2的直徑，mm； —許用扭轉切應力，，軸的材料取45號鋼，查表得[5，15-3]=35； 計算： mm 4.6.2二軸的結構設計及強度校核 （1）二軸上零件的裝配方案設計 二軸主要傳遞電機軸的扭矩給一軸，二軸上的零件主要有：深溝球軸承，小齒輪，聯(lián)軸器。三個定位軸肩分別定位深溝球軸承，小齒輪和聯(lián)軸器實現(xiàn)軸上零件的軸向固定，靠鍵實現(xiàn)軸上零件的軸向固定。（見圖4.5.2） 圖（4.5.2） （2） 二軸的強度校核 1. 輪齒受力分析 計算輪齒受力時，可忽略嚙合輪齒間所受的摩擦力。各力按下式計算： (4-11) (4-12) (4-13) 式中：—小齒輪傳遞的轉矩，=295083 ； —壓力角，=20； 所以 2. 畫出軸的力學模型簡圖見圖(a） 圖 (a) 3. 分別作出二軸在水平方向上的受力簡圖與水平方向上的彎矩圖見圖（b） 圖（b） 計算： 4. 分別作出二軸在豎直方向上的受力簡圖與水平方向上的彎矩圖見圖（c） 圖（c） 計算： 5. 作彎矩圖和扭矩圖見圖（d） 計算： 圖（d） 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的彎扭合成強度條件為： (4-14) 式中：—軸的計算應力，； —軸所受的彎矩，； —軸所受扭矩，； —軸的抗彎截面系數(shù)， ，其中d為軸徑，b為鍵槽寬度，t為軸上鍵槽深度； —對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎應力，； 根據(jù)彎矩和扭矩圖確定危險截面B的強度。軸做循環(huán)往復旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=1，軸的計算應力為 軸材料選用45鋼，調質，查表得 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎應力=60 。由于，所以安全。 4.6.3二軸上深溝球軸承校核 軸承所受徑向力 基本額定靜載荷，，所以X=1，Y=0。 軸向當量動載荷，為載荷系數(shù)，中等沖擊時=1.5。 驗算軸承壽命： 預期使用壽命為L=2830015=72000 h，，所以軸承驗算合格。 5.堆垛機構設計計算 5.1堆垛機構電機選擇 堆多機構初選電機時考慮啟動功率按下式計算： （kW） (5-1) 式中： —等速運動時所需的功率即摩擦阻力的功率； —加速機構所需的功率； （1）摩擦阻力功率計算 回轉支撐裝置中的摩擦阻力矩 ()； 式中 —止推軸承中的摩擦阻力矩，； a. 止推軸承中的摩擦阻力矩 （） 式中 —止推軸承所受的垂直力，N。 —徑向軸承的摩擦系數(shù)，對滾動軸承取=0.015； —止推軸承的內徑與外徑的平均值，m； 計算： ==（5100+80）9.81=5689.8 N = mm =0.0925 m = 等速運動時所需的功率即摩擦阻力的功率==0.00726（kW） （2）加速機構所需的功率 （kW） (5-2) 式中：—搬運碼垛機器人旋轉時的回轉慣性阻力矩； —搬運碼垛機器人旋轉時的角速度，=0.184rad/s； 計算： 回轉慣性阻力矩： 搬運碼垛機器人回轉時的回轉慣性阻力矩由繞回轉中心線回轉的物品慣性阻力矩和回轉部分的慣性阻力矩組成，即 (5-3) = (5-4) 式中： —物品對堆垛平臺回轉中心的轉動慣量，； —搬運碼垛機器人堆垛平臺旋轉時的角加速度； 計算： =8=800=32 =4.753 = 搬運碼垛機器人堆垛機構的慣性阻力矩 （） (5-5) 式中 —搬運碼垛機器人堆垛機構各部件回轉中心的轉動慣量 —搬運碼垛機器人堆垛機構旋轉時的角加速度； 計算： 柱式回轉軸對回轉中心的轉動慣量為 = 堆垛平臺對回轉中心的轉動慣量為 其中為平臺質量，和為平臺的長與寬； = （） 所以作用在堆垛機構柱式旋轉軸上的轉矩為 ： =152.096+69.817=221.913 所以 （kW） （kW） 查[3，1-26]選擇Y100L—6型三星異步電機，額定功率1.5kW， 同步轉速1000r/min。 5.2堆垛機構平臺設計 堆垛機構中，設計一種曲柄滑塊機構，來實現(xiàn)將每次工作循環(huán)中起升機構運送的第一件重物由平臺邊角運送到平臺中心,見圖（5.2） 曲柄滑塊機構中，連桿BD長度為曲柄AB長度的二倍AB=200 mm，C處為運送重物的托盤。當曲柄運動到b處時托盤恰好運送重物到回轉中心，即平臺中心。堆垛平臺上為了使重物從平臺邊緣運送到平臺中心，需要在平臺上開槽，槽的形狀應和C點的運動軌跡相符。 圖（5.2）曲柄滑塊機構 5.3槽輪機構設計 本機構選用外接徑向槽輪機構，機構參數(shù)： 槽數(shù)Z=4 槽間角 槽輪每次轉位時曲柄的轉角 中心距mm 曲柄相對長度. 曲柄長度 mm 槽輪相對半徑0.707 槽輪半徑 mm 鎖止弧張角 圓銷半徑 mm 相對槽深 槽深 mm 曲柄軸輪轂相對直徑，取 曲柄軸輪轂直徑 mm 鎖止凸弧半徑 mm，取 mm 5.4堆垛機構減速器的選擇 堆垛機構使用CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，傳遞交錯軸間的運動和功率。 計算： =1.51.51.3=2.925kW =1.511.14=1.71kW =221.9131.51.3=432.730 =221.91311.14=252.981 —減速器計算輸入機械功率，kW； —減速器計算輸入熱功率，kW； —減速器計算輸出機械轉矩，； —減速器計算輸出熱轉矩，； —減速器實際輸入功率，=1.5 kW； —減速器實際輸出轉矩，=221.913 ； —工作載荷系數(shù)，查表=1.5； —啟動頻率系數(shù)，查表=1.3； —小時載荷系數(shù)，由旋轉機構小時載荷率查表得=1； —環(huán)境溫度系數(shù)，根據(jù)工作環(huán)境溫度查表得=1.14； 根據(jù)計算結果，查機械設計手冊，選擇CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，公稱傳動比，輸入轉速1000r/min，中心距100 mm，額定輸入功率3.41kW，額定轉矩640。 5.5堆垛機構聯(lián)軸器的選擇 選擇Y100L—6型三星異步電機，額定功率1.5kW， 同步轉速1000r/min，最大轉矩2.2。 堆垛機構中，聯(lián)軸器選擇時應根據(jù)： (5-6) 式中 T — 所傳遞轉矩的計算值，； — 按載荷組合B計算的最大轉矩，對高速軸，=(0.7~0.8)，其中為電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，查表得Y100L—6三相交流異步電機=2.2，為電動機額定轉矩，=9550=7.163，P為電動機額定功率，kW，n為轉速，r/min； — 聯(lián)軸器許用轉矩，，由機械設計手冊查得 — 聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，對起升機構，=1.3； — 角度偏差系數(shù)，電機軸處選用UL型彈性聯(lián)軸器，減速器輸出端選用YL型剛性聯(lián)軸器=1； 代入公式得：對于電機輸出軸 電機軸徑24mm，變速箱輸入軸徑28mm，輸入轉速1000r/min。 對于低速軸 —工作情況系數(shù)查機械設計表14—1得=2.3。 變速箱輸出軸徑48mm，滾筒軸軸徑28mm，轉速n=217.140。 型號選擇： 對于高速軸：從GB/T 5844—1986查表選用UL5型輪胎式聯(lián)軸器，許用轉矩160，許用最大轉速4000r/min，軸徑在24~35之間，符合要求。 對于低速軸：從GB/T 5843—1986查表選用YL10對中榫型聯(lián)軸器，許用轉矩630，許用最大轉速7600r/min，軸徑在45~60之間，符合要求。 5.6堆垛機構軸最小直徑計算 （1）按扭轉強度設計軸5的最小軸徑： (5-7) 式中：—扭轉切應力，； —軸受的扭矩， ； —軸的抗扭截面系數(shù)，； —軸5的轉速， r/min； P—軸傳遞的功率，P =0.048 kW； —計算截面處軸的直徑，mm； —許用扭轉切應力，，軸的材料取45號鋼，查表得=35； 計算： mm 結論 為了提高工業(yè)生產過程中，在生產線上搬運重物的效率，節(jié)省勞動力，本文設計了一種搬運桶裝物的搬運碼垛機器人。根據(jù)設計要求，對其機械本體結構進行了設計，并畫