1、目錄 第一章緒論.1 1.1 課題的背景、來源及意義 .1 1.2 碼垛機器人的發(fā)展進程及發(fā)展趨勢.2 1.3 課題的設計內(nèi)容.2 第二章 碼垛機器人總體結構設計.4 2.1 方案的確定.4 2.2 總體設計思路.6 第三章 碼垛機器人腕部和腰部設計.7 3.1 碼垛機器人腕部設計 .7 3.1.1 減速機的計算與選型.7 3.1.2 聯(lián)軸器的計算與選型 .8 3.1.3 軸承的選型 .10 3.2 碼垛機器人腰部設計.11 3.2.1 腰部電機選型 .11 3.2.2 腰部聯(lián)軸器計算選型 .12 3.3 本章小結.13 第四章 碼垛機器人手臂結構及其驅動系統(tǒng)設計.14 4.1 平面機構受力分

2、析.14 4.2 手臂關節(jié)軸承的選型與校核.15 4.3 銷軸校核.16 4.3.1 后大臂與支架銷軸聯(lián)接校核.16 4.3.2 后大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核.17 4.3.3 前大臂與支架銷軸聯(lián)接校核.17 4.3.4 前大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核.18 4.3.5 其它銷軸聯(lián)接校核.18 4.4 豎直滾珠絲杠螺母副的計算與選型.19 4.4.1 最大工作載荷的計算.19 4.4.2 最大動載荷的計算.19 4.4.3 初選滾珠絲杠副型號.20 4.4.4 傳動效率計算.20 4.4.5 剛度的驗算 .21 4.4.6 壓桿穩(wěn)定性校核 .22 4.5 水平滾珠絲杠螺母副的計算與選型.23 4.5.1

3、 最大工作載荷的計算 .23 4.5.2 最大動載荷的計算 .23 4.5.3 初選滾珠絲杠副型號 .24 4.5.4 傳動效率計算.24 4.5.5 剛度的驗算 .24 4.5.6 壓桿穩(wěn)定性校核 .26 4.6 水平滾動導軌副的計算選型.26 4.6.1 滑塊承受工作載荷的計算及導軌型號的選擇 .26 4.6.2 額定行程壽命的計算 .28 4.7 豎直滾動導軌副的計算選型.30 4.7.1 滑塊承受工作載荷的計算及導軌型號的選擇 .30 4.7.2.額定行程壽命 L 的計算.30 第五章 PRO/E 建模和仿真 .32 5.1 主要部件建模及其簡介.32 5.1.1 軸承建模的主要過程

4、.32 5.1.2 機器人的主要部件及裝配模型.35 5.2 三維機構運動仿真的基本介紹.37 5.2.1 機構運動仿真的特點.37 5.2.2 機構運動仿真的工作流程.37 5.2.3 機構仿真運動裝配連接的概念及定義.37 5.2.4 機構的仿真運動.38 第六章 ANSYS 有限元分析 .40 結論.46 參考文獻.47 謝辭.48 第一章緒論 1.11.1 課題的背景、來源及意義課題的背景、來源及意義 近幾十年來，隨著我國經(jīng)濟持續(xù)發(fā)展及科學技術的突飛猛進，機器人在碼垛機、弧焊、 噴涂、點焊、搬運、涂膠、測量等行業(yè)有著越來越廣泛的應用。機器人是一個在三維空間 中具有較多自由度，并能實現(xiàn)諸

5、多擬人動作和功能的機器。工業(yè)機器人則是在工業(yè)生產(chǎn)上 應用的機器人，是一種典型的機電一體化裝置。工業(yè)機器人是用來搬運材料零件工具等可 再編程的多功能機械手。它綜合運用了機械與精密機械、微電子與計算機、自動控制與驅 動、傳感器與信息處理以及人工智能等多學科的最新研究成果。 碼垛技術是物流自動化技術領域的一門新興技術，所謂的碼垛就是按照集成單元化思 想，將一件件物料按照一定的模式堆碼成垛，以便使單元化的物垛實現(xiàn)物料的搬運、裝卸、 運輸、存儲、等物流活動。在物體的運輸過程中除了散裝的物體和液體外，一般的物體都 是以碼垛的形式進行存儲或組裝，這樣即可承載更多的物體，又可節(jié)省空間。隨著物流的 飛速發(fā)展以及

6、科技的突飛猛進，碼垛技術應用越來越廣泛，尤其是在環(huán)境較惡劣或人工很 難做到的情況下。包裝的種類、工廠環(huán)境和客戶需求，物體的安全性等，使得碼垛成為越 來越艱巨的任務，為了克服這些困難，碼垛設備的各個方面都在不斷地發(fā)展改進，如從機 械手到操縱它的軟件，現(xiàn)在對靈活性的需求也在不斷增加。 碼垛機器人是一種具有特殊功能的垂直多關節(jié)型機器人，廣泛應用于石油、化工、食 品加工、飲料等領域?？赏ㄟ^主計算機根據(jù)不同的物料包裝、堆垛順序、層數(shù)等參數(shù)進行 設置實現(xiàn)不同型包裝的碼垛要求。而機器人碼垛技術是自動化物料后處理成套設備中的關 鍵技術之一，隨著自動稱重、包裝技術的發(fā)展和性能指標的提高，對碼垛技術也提出了更 高

7、的要求。碼垛機器人手臂應具有一定的剛度和強度，防止彈性變形和斷裂。手腕搬運的 東西較重，這對其精度提出了更高要求。 為滿足自動化生產(chǎn)線產(chǎn)品搬運及碼垛的要求,本課題要求設計一種碼垛機器人的機械結 構部分。結合機、電、軟、硬件各自特點和優(yōu)勢互補的基礎上，對碼垛機器人整體機械結 構、傳動系統(tǒng)進行分析和設計，提出了一套經(jīng)濟型設計方案。 1.21.2 碼垛機器人的發(fā)展進程及發(fā)展趨勢碼垛機器人的發(fā)展進程及發(fā)展趨勢 自從世紀年代，我國碼垛機器人在國家支持下，通過“七五” 、 “八五”科技 攻關，經(jīng)過幾十年的發(fā)展，我國在機器人領域取得了很大成就。按機器人的發(fā)展進程，分 為三代機器人。第一代機器人，具有示教再現(xiàn)

8、功能或具有可編程的 NC 裝置，但對外部信息 不具備反饋能力；第二代機器人，不僅具有內(nèi)部傳感器，能獲取外部環(huán)境信息。雖然沒有 應用人工智能技術，但是能進行機器人-環(huán)境交互，具有在線自適應能力；第三代機器人， 具有多種智能傳感器，能感知和領會外部環(huán)境信息。目前碼垛機器人的應用主要在以下兩 個方面。惡劣工作環(huán)境，危險工作場合.這個領域的做業(yè)是一種有害于健康，并危及生命或 不安全因素很大而不宜于人去干的作業(yè)。例如在沖床上下料、采礦、鍛造等。 第二個是自動化生產(chǎn)領域。碼垛機器人可用來上下料、碼垛、卸貨以及抓取零件重新 定向等作業(yè)。一個簡單抓放作業(yè)機器人只需較少的自由度，一個給零件定向作業(yè)的機器人 要求

9、具有更多的自由度，增加其靈巧性。工業(yè)機器人具有減少勞動力費用、提高生產(chǎn)率、 改進產(chǎn)品質量、增加制造過程的柔性、減少材料浪費、控制和加快庫存的周轉、降低成本、 消除了危險和惡劣的勞動崗位。目前工業(yè)機器人的開發(fā)正處在一個蓬勃發(fā)展的階段，在先 進的工業(yè)發(fā)達國家里，工業(yè)機器人的開發(fā)與制造正在形成一個龐大的產(chǎn)業(yè)，全世界每年的 工業(yè)機器人銷售額可達 42 億美元。盡管如此，工業(yè)機器人產(chǎn)業(yè)仍在不斷拓展，不斷向新的 領域進軍。我國工業(yè)機器人的應用前景十分寬廣的。但是，由于我國工業(yè)基礎比較薄弱， 勞動力比較豐富、低廉，給工業(yè)機器人的發(fā)展帶來一定的困難。只有符合我國的國情，才 能推動和加快我國工業(yè)機器人的發(fā)展和應

10、用。工業(yè)機器人功能部件的標準化與模塊化是提 高機器人的運動精度，運動速度，減低成本和提高可靠性的重要途徑。近幾年各國注重發(fā) 展組合式工業(yè)機器人。它是采用標準化的模塊件或組合件拼裝而成。除了工業(yè)機器人用的 各種伺服電機，傳感器外，手臂，手腕和機身也以標準化。隨著機器人作業(yè)精度的提高和 作業(yè)環(huán)境的復雜化，急需開發(fā)新型的微動機構來保證機器人的動作精度，開發(fā)多關節(jié)，多 自由度的手臂和手指及新型的行走機構，以適應日益復雜作業(yè)需求。 1.31.3 課題的設計內(nèi)容課題的設計內(nèi)容 本設計主要是研究碼垛機器人的結構設計，主要工作內(nèi)容有以下幾點： 1) 了解搬運機器人發(fā)展歷程、現(xiàn)狀以及未來發(fā)展趨勢，掌握碼垛機器人

11、的機械結構特 點以及基本構成部分。 2) 對碼垛機器人的總體方案進行設計。設計幾種方案，對比選出最優(yōu)方案。方案確定 后，對各個細節(jié)進行設計。包括腕關節(jié)電機、軸承、聯(lián)軸器的選擇；臂部材料的選擇、結 構的設計、受力分析、關節(jié)處銷軸的校核、關節(jié)軸承的選型；傳動系統(tǒng)的設計：電機、聯(lián) 軸器、軸承的選型，滾動絲杠、滑動導軌的選型與校核；腰部電機、聯(lián)軸器、軸承型號的 選擇。 3) 用 Pro/E 進行三維模型設計。設計各零部件的三維模型，并將設計好的零部件進行 裝配，裝配完成后進行運動仿真。不斷改變參數(shù)，觀察機構的運動是否發(fā)生變化。 4) 利用 ANSYS 軟件對主要受力構件進行有限元分析，生產(chǎn)應變、應力圖

12、。 第二章第二章 碼垛機器人總體結構設計碼垛機器人總體結構設計 2.12.1 方案的確定方案的確定 碼垛機器人工作過程是往復循環(huán)的，由于關節(jié)式手臂運動形式工作范圍大、通用性強， 因此本文采用平行四邊形機構作小臂驅動器的關節(jié)式機械手。在此課題的研究中共設計出 三種方案，即方案一、方案二、方案三 。 方案一：如圖2-1所示。后大臂沿著絲杠向上運動，前大臂沿著絲杠想向右運動；后大 臂向下運動，前大臂向運動，實現(xiàn)碼垛機器人碼垛過程。此結構能基本滿足設計要求，但 是由于前大臂、后大臂與小臂間通過銷軸連接，運動范圍小，且前大臂與后大臂不相連接， 使得機構運動精度低，運動不確定。 圖 2-1 方案一 方案二

13、：如圖2-2所示，此機構的前大臂與小臂通過移動副連接，前大臂通過滑塊可以 沿著小臂滑動，解決了方案一工作范圍小的缺點。但是由于前大臂與小臂組成移動副，使 得摩擦阻力增加，運動效率低，成本高。此機構中前大臂主要起支撐作用，機構的運動主 要取決與后大臂，這使得此種方案的運動精度更低。 圖 2-2 方案二 方案三：如圖2-3所示，機構運動原理與圖2-1相同，此機構構成平行四邊形，運動具 有確定性，銷軸處有關節(jié)軸承，減少摩擦力，方案三改善了方案一方案二的不足之處。 圖 2-3 方案三 2.22.2 總體設計思路總體設計思路 碼垛機器人主要實現(xiàn)不同型包裝的碼垛物體的搬運功能。在對碼垛機器人的運動形式 簡

14、單了解以后，設計的思路還是很清晰的。 。本文主要進行碼垛機器人的機構設計，要實現(xiàn) 碼垛機器人在半徑為1.5米的圓周內(nèi)的碼垛運動，必須由四個動作來實現(xiàn)，即腰部的旋轉、 后大臂的上下運動、前臂的前后運動和手腕的回轉運動，而且這四個動作全部由交流伺服 電機驅動。 由于腕部轉速較低，特選用減速機來驅動，而且要選擇重量輕的減速機。此時由于軸 立起來以后就有往下竄動的趨勢，而且還要轉動，既要保證軸的正常轉動，其次還要軸一 定的支撐，由此引入了角接觸軸承。軸承型號7305C。電機軸與傳動軸之間用聯(lián)軸器連接， 選擇A型平鍵套筒聯(lián)軸器。 機械手臂的材料和結構的選擇。手臂材料要求強度高，彈性模量大，重量輕，阻尼大

15、， 價格低，故選擇碳素結構鋼或合金結構鋼。手臂做成工字型或打孔以減小重量，減少加工 面積。為保證機構運動的精度，將手臂設計成平行四邊行機構。為減小摩擦，在手臂與手 臂、手臂與支撐架之間的銷軸處采用關節(jié)軸承。 為了使手臂傳動準確，手臂驅動系統(tǒng)增加了直線滾動導軌作為導向裝置，這就要考慮 導軌的受力問題，由于負載和手臂的重量基本都加在了導軌上，因此要進行受力分析。手 臂驅動系統(tǒng)采用低速交流伺服電機帶動滾動絲杠副旋轉從而實現(xiàn)前大臂的左右運動，后大 臂的上下運動。此處驅動電機選擇伺服電機。軸承選用角接觸球軸承。 腰部旋轉速度低，因此選用中低速電機。由于腰部以上所有構件的載荷都由腰部軸承 來承擔，故選用主

16、要承受軸向載荷的推力球軸承。根據(jù)腰部所受總體載荷的大小選擇推力 球軸承型號。聯(lián)軸器選擇凸緣聯(lián)軸器。 第三章第三章 碼垛機器人腕部碼垛機器人腕部和腰部設計和腰部設計 3.13.1 碼垛機器人腕部設計碼垛機器人腕部設計 3.1.13.1.1 減速機的計算與選型減速機的計算與選型 本節(jié)減速機的型號是根據(jù)上海泰一傳動設備有限公司的R 系列斜齒輪減速機選型手 冊選用的。 1. 實際服務系數(shù)確定 減速機是按載荷平穩(wěn)，每天工作時間一定和少量啟停次數(shù)的情況設計的，而在實際情 況使用中往往不是處于此種理想狀態(tài)。減速機的實際服務系數(shù)必須按照實際情況的載荷類 型、運行時間、使用頻率來確定工作機系數(shù) f1、原動機系數(shù)

17、 f2 和啟動系數(shù) f3，使其三者 的乘積小于或等于服務系數(shù) fB。具體參數(shù)值參見表 3-1，3-2, 3-3。 表 3-1 工作機系數(shù) f1 表 3-2 原動機系數(shù) f2 表 3-3 啟動系數(shù) f3 由表確定本機構的工作系數(shù) f1 = 2.5，原動機系數(shù) f2 = 1.0，起動系數(shù) f3 =1.3，那 么 f1f2f3 =2.51.01.3 =3.25。 2. 確定減速機型號 根據(jù)R 系列硬齒面斜齒輪減速機選型手冊，由 f1f2f3fB ，由表 1-4 選擇 fB = 3.4 的減速機，型號為 RF37-Y0.18-4P-48.08-M4-I 。減速機豎直安放，其具體參數(shù)如表 2-4 所示：

18、 表 3-4 減速機的具體參數(shù) 輸入功率 /kw 輸出轉速 r/min 輸出轉矩 N.m 電動機型號質量/kg 減速機輸出 軸的軸頸 0.182956RF378.525mm 3.1.23.1.2 聯(lián)軸器的計算與選型聯(lián)軸器的計算與選型 聯(lián)軸器計算選型所使用的公式和某些參數(shù)值的選擇參考機械設計手冊第五版和 機械設計課本 。 1. 聯(lián)軸器的理論轉矩 (3-1) n P T9550 式中 理論轉矩（） ；T mN 傳遞的功率（） ； PkW 工作轉速（） 。 nmin r 帶入數(shù)據(jù)得 。mNT276.59 29 18 . 0 9550 2. 聯(lián)軸器的計算轉矩 (3-2) tzwC KKKTKT 式中：

19、動力機系數(shù)，電動機透平機的=1.0； w K w K 工況系數(shù)，由機械設計書冊第五版第 2 卷表 6-2-2，查得 K=1.5；K 起動系數(shù)，由制造商確定，與啟動頻率 f 有關，選取=1.0； z K z K 溫度系數(shù),由機械設計書冊第五版第 2 卷表 6-2-3 查得，=1.0。 t K t K 帶入公式得。mNTc914.880 . 10 . 150 . 1 0 . 1276.59 聯(lián)軸器選用 A 型平鍵套筒聯(lián)軸器，查機械設計手冊第五版第 3 卷 ，因聯(lián)軸器的許用 轉矩要大于計算轉矩，而且減速機輸出軸的軸徑為 25mm，所以由表 15,1-10 確定聯(lián)軸器的 有關參數(shù)如下： 表 3-4 聯(lián)

20、軸器的具體參數(shù) Dh7 軸 直徑 /mm 許用轉矩 /N.m D0LlC 平鍵 GB/T10996- 2003 C1 緊定螺釘 GB/T117-2000 2512540752018x251M6x10 套筒聯(lián)軸器與軸間的定位靠平鍵連接，緊定螺釘也起定位作用。套筒聯(lián)軸器與軸的裝 配如圖 3-1 所示。 圖 3-1 II 型平鍵套筒聯(lián)軸器與軸的裝配圖 3. 驗算套筒的扭矩強度和鍵的擠壓強度 套筒的扭轉強度： (3-3) 4 3 1 16 D d D Tc T 式中 套筒外徑，由表 3-4 得到；DmmD40 軸徑，。dmmd25 將數(shù)值帶入公式得到 MPa T 0083538 . 0 40 25 1

21、4014 . 3 914.8816 4 3 由套筒的材料為 45 號鋼，由機械設計課本表 15-3 查得，許用切應力為 2545Mpa，則所選套筒滿足強度要求。 平鍵的擠壓強度： (3-4) kdl Tc P 3 102 式中 k鍵工作高度； 鍵工作長度。l 由表 15,1-10 確定，d=25mm，帶入公式得到mmk4mml28 ，MPa P 51.63 28254 10914.882 3 由機械設計課本 P106,許用擠壓應力應為鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用擠 壓應力，由表 6-2，取許用擠壓應力為 120150Mpa。 因此平鍵滿足強度條件。 3.1.33.1.3 軸承的選型軸承的選

22、型 由于腕部的轉速并非高轉速，并且承受的載荷為軸向載荷，因此選用角接觸球軸承， 且成對使用。由機械設計課程設計指導手冊中國標準出版社，選擇軸承型號為 7305C, 具體參數(shù)如下表： 表 3-5 軸承的具體參數(shù) 軸承型號dDBa基本額定動載荷/KN額定靜載/KN 7305C25621713.121.515.8 軸承的布置形式選用預緊布置，用以提高軸承的旋轉精度，增加剛性和減小軸的振動。 3.23.2 碼垛機器人腰部設計碼垛機器人腰部設計 3.2.13.2.1 腰部電機選型腰部電機選型 因為腰部的回轉速度較低，所以此處的驅動電機選用一般的電機轉速太大，而選擇中 低速電機較為合適。選擇淮安正福科技有

23、限公司的 YD 系了電機，電機型號為 YD112，其額 定功率為 1.1kW，額定轉速為 17.5r/min，額定扭矩為 600N.m。由于電機要豎直安裝，因 此電機的外形圖如圖 3-2。 圖 3-2 電機的外形圖 YD 系列低速電機的安裝尺寸如表 3-6。 表 3-6 電機的安裝尺寸 YD 系列低速電機的性能參數(shù)如表 3-7。 表 3-7 電機的性能參數(shù) 3.2.23.2.2 腰部聯(lián)軸器計算選型腰部聯(lián)軸器計算選型 1. 聯(lián)軸器的理論轉矩 (3-5) n P T9550 式中 理論轉矩（） ；TmN 傳遞的功率（） ；PkW 工作轉速（） 。n min r 帶入數(shù)據(jù)得 。mNT2857.600

24、 5 . 17 1 . 1 9550 2. 聯(lián)軸器的計算轉矩 (3-6) tzwC KKKTKT 式中 動力機系數(shù)，電動機、透平機取=1.0； w K w K 工況系數(shù)，由機械設計手冊第五版第 2 卷表 6-2-2 查得，取 K=1.5。K 起動系數(shù)，取=1.0； z K z K 溫度系數(shù)。由機械設計手冊第五版第 2 卷 ，表 6-2-3 查得，取=1.0。 t K t K 帶入公式得。mNTc42857.9000 . 10 . 150 . 1 0 . 12857.600 由機械設計手冊第五版第 2 卷選用凸緣聯(lián)軸器，由表 6-2-8 選型號為 GYS7，公稱 扭矩為 1600 Nm。凸緣聯(lián)軸

25、器結構原理，如圖 3-3。 圖 3-3 GYS7 型-凸緣聯(lián)軸器結構原理圖 GYS7 型-凸緣聯(lián)軸器基本參數(shù)和主要尺寸如下表： 表 3-8 GYS7 型-凸緣聯(lián)軸器基本參數(shù)和主要尺寸 許用轉速 nr/min 軸孔直 徑 d(H7) 軸孔長度 L 螺栓 型號 公稱扭矩 Tn(Nm) 鋼鋼 Y 型 J1 型 D 數(shù)量 n 直徑 M 重量 (kg.m ) GYS71600600055112841606(4)M1213.1 3.33.3 本章小結本章小結 搬運機器人腕部的運動相對簡單，只有一個旋轉運動。設計的關鍵是要保證軸的轉速 和旋轉精度。通過本章對腕部的詳細設計計算，確定了腕部采用減速機，聯(lián)軸器選

26、用套筒 聯(lián)軸器，軸承選擇角接觸球軸承軸承。 腰部的設計計算主要是為了實現(xiàn)腰部帶動整個搬運機器人的回轉運動。由于腰部回轉 速度較低，選用 YD 系列低速電機.通過對電動機的選擇、聯(lián)軸器的計算選型，最終確定了 搬運機器人腰部的設計方案。 第四章第四章 碼垛機器人手臂結構及其驅動系統(tǒng)設計碼垛機器人手臂結構及其驅動系統(tǒng)設計 4.14.1 平面機構受力分析平面機構受力分析 搬運機器人在實現(xiàn)搬運的運動過程中，水平方向的滾珠絲杠副主要承受摩擦力，而垂 直方向的滾珠絲杠副主要承受 Z 軸方向的載荷。則當機構的小臂處于水平方向、前后大臂 與之垂直時，兩個方向的滾珠絲杠副受力最大。具體位置如圖 4-1 所示。 圖

27、 4-1 碼垛機器人運動位置 根據(jù)搬運機器人運動學分析，可設各臂長分別為：AB=1170 ，BC= 260mm ，CD =1080mm ，DE =240mm，A 點到圖 4-1 中心線的距離 d = 150mm 。處于圖 4-1 位置時小臂的 受力情況見圖 4-2。 圖 4-2 小臂受力圖 圖 4-2 中，G1 為負載和電機的重力，搬運的負載最大為 100N，腕部減速機的重力約為 100N，則 G1 = 200N ；M 為負載和電機共同的轉矩， ；小臂材料為 45 號鋼，重量約為 50N；對小臂mNdGM 30101502001 3 列受力方程如下： 0)( 0 AM F (4-1) 0)26

28、01170(2 2 2601170 11701 0121 FGFM GGFF 解得 F1 = 1237.6154N ，F(xiàn)2 = 987.6154N 4.24.2 手臂關節(jié)軸承的選型與校核手臂關節(jié)軸承的選型與校核 碼垛機器人的手臂結構設計要注意兩點：一是應使手臂剛度大、重量輕；二是應使手 臂運動速度快、慣性小。首先，因為剛度不夠時，手臂會發(fā)生彎曲變形，則應選擇相同條 件下，彎曲剛度較大的截面形狀?？紤]完第一點，對于第二點減小慣性沖擊，本章的手臂 架選擇了碳素結構鋼材料。而且盡量縮短手臂的懸伸部分長度。圖 4-3 對小臂進行了剪力 與彎矩的分析，可知小臂的彎矩越靠近 B 點越大，因此小臂的結構為末

29、端窄，靠近 B 點時 逐漸加大尺寸，其它手臂結構則采用均勻尺寸。B 點為銷軸聯(lián)接，則彎矩和受力主要由銷 軸來承受，因此要考慮銷軸的校核。其它的銷軸聯(lián)接同 B 點一樣進行校核，銷軸的聯(lián)接結 構如圖 4-4。 圖 4-3 小臂剪力圖和彎矩圖 圖 4-4 銷軸聯(lián)接結構 圖 4-5 中的關節(jié)軸承選用自潤滑向心關節(jié)軸承，由上下軸套固定，在后機架繞銷軸轉 動時，既能承受徑向載荷，又能承受任一方向較小的軸向載荷。查閱機械設計手冊第 五版、單行本、軸承，由表 7-1 確定所選軸承的型號為 GE25ES-2RS，其中 d =25mm，軸承 尺寸見表 4-1。 表 4-1 向心自潤滑關節(jié)軸承參數(shù) 尺寸 mm額定載

30、荷 kN 軸承型號 dDBCd1r1r2動載荷靜載荷 重量 Kg GE25ES-2RS-2RS2542201629 0. 6 0. 6 48240 0.42 7 圖 4-5 向心關節(jié)軸承結構 4.34.3 銷軸校核銷軸校核 4.3.14.3.1 后大臂與支架銷軸聯(lián)接校核后大臂與支架銷軸聯(lián)接校核 1. 銷軸抗剪強度： (4-2) 4 2 2 d Ft 銷軸采用 45 號鋼，其許用切應力，許用彎曲應力， MPa80 MPa b 120 ，將以上值帶入公式得NFFt6154.987 2 mm F d t 8.2 80 2 6154.987 4 2 2. 銷軸抗彎強度： (4-3) b t b d b

31、aF 3 1 . 04 5 . 0 其中，帶入公式得mma25mmb40 ， mm baF d b t 747 . 9 1204 . 0 405 . 0256154.987 4 . 0 5 . 0 3 3 因此選擇銷軸的軸徑 d= 25mm，滿足強度要求。 4.3.24.3.2 后大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核后大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核 1. 銷軸抗剪強度： 銷軸采用 45 號鋼，其許用切應力，許用彎曲應力， MPa80 MPa b 120 ，將以上值帶入公式（4-2）得NFFt6154.987 2 。 mm F d t 8 . 2 80 2 6154.987 4 2 2. 銷軸抗彎強度： 其中，帶入公

32、式（4-3）得mma25mmb40 ， mm baF d b t 747 . 9 1204 . 0 405 . 0256154.987 4 . 0 5 . 0 3 3 因此選擇銷軸的軸徑 d= 25mm 滿足強度要求。 4.3.34.3.3 前大臂與支架銷軸聯(lián)接校核前大臂與支架銷軸聯(lián)接校核 1. 銷軸抗剪強度： 銷軸采用 45 號鋼，其許用切應力，許用彎曲應力， MPa80 MPa b 120 ，將以上值帶入公式（4-2）得NFFt6154.1237 1 。 mm F d t 139 . 3 80 2 6154.1237 4 2 2. 銷軸抗彎強度： 其中，帶入公式（4-3）得mma25mmb

33、40 ， mm baF d b t 508.10 1204 . 0 405 . 0256154.1237 4 . 0 5 . 0 3 3 因此選擇銷軸的軸徑 d= 50mm 滿足強度要求。 4.3.44.3.4 前大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核前大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核 1. 銷軸抗剪強度： 銷軸采用 45 號鋼，其許用切應力，許用彎曲應力， MPa80 MPa b 120 ，將以上值帶入公式（4-2）得NFFt6154.1237 1 mm F d t 139 . 3 80 2 6154.1237 4 2 2. 銷軸抗彎強度 由圖 9-3 可知，帶入公式（4-3）得mma25mmb40 ， mm baF

34、 d b t 508.10 1204 . 0 405 . 0256154.1237 4 . 0 5 . 0 3 3 因此選擇銷軸的軸徑 d= 50mm 滿足強度要求。 4.3.54.3.5 其它銷軸聯(lián)接校核其它銷軸聯(lián)接校核 由于小臂和腕部聯(lián)接與前大臂與小臂銷軸聯(lián)接校核的尺寸相同，可選用軸徑為 30mm 的 銷軸。 連桿與后大臂的銷軸軸徑為 25mm，前大臂、支撐架和連桿三者用銷軸聯(lián)接在一起，連 桿與后大臂的銷軸軸徑為 25mm。 4.44.4 豎直滾珠絲杠螺母副的計算與選型豎直滾珠絲杠螺母副的計算與選型 4.4.14.4.1 最大工作載荷的計算最大工作載荷的計算 按綜合導軌進行計算，最大工作載

35、荷公式為： (4-4)(GFKFF zxm 式中 K載荷系數(shù)， ，由機電一體化系統(tǒng)設計課程設計指導書表 3-29 查得，K = 1.15； 摩擦系數(shù)，；16 . 0 進給方向的載荷，。 x FNFFx6154.9872 如圖 4-1 中，E 點的受力沒有垂直絲杠方向的，因此 = 0 N。將數(shù)值帶入公式GFz 得NFm7577.11356154.98715 . 1 4.4.24.4.2 最大動載荷的計算最大動載荷的計算 碼垛機器人后大臂的運行速度，則最大動載荷 min 2 . 712 . 0 m s m v (4-5) mHwoQ FffLF 3 式中 滾珠絲杠副的壽命，單位為 106r； 0

36、L 載荷系數(shù)，由機電一體化系統(tǒng)設計課程設計指導書表 3-30，取 w f =1.2； w f 硬度系數(shù)，滾道硬度為 60HRC 時，取硬度系數(shù)=1.0。 H f H f 滾珠絲杠副的壽命公式為： (4-6) 6 0 10 60nT L 式中 T使用壽命，T = 15000h； n絲杠轉速。 (4-7) h P v n 初選絲杠導程，帶入公式(4-7)得到mmPh5 。 min 1440 105 2 . 7 3 r n 將以上數(shù)值帶入公式(4-6)得 。rL1296 106 0 將、帶入公式(4-5)得 m F 0 L NNFQ14859423.148597577.11

37、350 . 12 . 11296 3 4.4.34.4.3 初選滾珠絲杠副型號初選滾珠絲杠副型號 選擇絲杠型號時應使?jié)L珠絲杠副的額定動載荷 Ca，額定靜載荷， Q F moa FC32 根據(jù)計算出的最大動載荷和初選的絲杠導程，選擇海特 DFT02005-5 型滾珠絲杠副，為雙螺 母式，其公稱直徑為 20mm，導程為mm，循環(huán)滾珠為 5 圈1 列，精度等級為 5 級，額定5 動載荷為N 大于，則滿足要求。滾珠絲杠副的具體尺寸參數(shù)如表 4-1 所示。15460 a C Q F 表 4-2 滾珠絲杠副的尺寸參數(shù) 4.4.44.4.4 傳動效率計算傳動效率計算 滾珠絲杠螺母副的螺旋升角： oh d P

38、 55 . 4 02. 0 005 . 0 arctanarctan 0 傳動效率： (4-8) tg tg 式中 絲杠螺旋升角。 摩擦角，滾珠絲杠的滾動摩擦系數(shù)，其摩擦角約等于。004 . 0 003 . 0 f 10 將數(shù)值帶入公式(4-8)得： %45.96 60 10 55 . 4 55 . 4 o o o tg tg 4.4.54.4.5 剛度的驗算剛度的驗算 滾珠絲杠副的軸向變行將引起絲杠導程發(fā)生變化，從而影響進給系統(tǒng)的定位精度及運 動的平穩(wěn)性，軸向變形主要包括絲杠的拉伸或壓縮變形，絲杠與螺母之間滾道的接觸變行 等。因此應考慮以下引起軸向變形的因素： 1.絲杠的拉伸或壓縮變形量 1

39、 在總的變形量中占的比重較大,可按下式計算： 1 (4-9) IE Ma ES aFm 2 2 1 式中 絲杠兩端支承間距離，約為 700mm；a 絲杠最大工作載荷(N)； m F 絲杠材料的彈性模量，鋼的 E=2.1MPa；E 5 10 滾珠絲杠的截面積（按底徑 d2確定的）.絲杠底徑mm， S 2 16d 。 22 2 4200.96Sdmm 由于轉矩 M 一般很小，公式的第二項可忽略不計。將數(shù)值帶入公式(4-9)得 。mm0188 . 0 96.200101 . 2 700756.1135 5 1 2.滾珠與螺紋滾道間接觸變形 2 當對絲杠加有預緊力，且預緊力為軸向最大負載的 1/3 時

40、，之值可減少一半，故其 2 計算公式為： (4-10) 3 2 2 10 10 013 . 0 Z FD F YJw m 式中 滾珠直徑，由表 4-1 查得= 3.175mm。 w D w D 單圈滾珠數(shù)；Z 滾珠總數(shù)量，=Z圈數(shù)列數(shù)=； Z Z851517 預緊力。 YJ F 滾珠絲杠的滾珠數(shù)為： ，780.163 175 . 3 20 3 0 w D d Z 取整為 Z= 17。 滾珠絲杠的預緊力為： N F F m YJ 586.378 3 7577.1135 3 將數(shù)值帶入公式（4-10）得到 。mm0155 . 0 10 85 586.378175 . 3 10 7577.1135

41、013 . 0 3 2 2 由于減小一半，則 2 =。 2 mm00775 . 0 2 0155 . 0 3.剛度校驗 絲杠總的變形量=0.0266mm = 26.6，取絲杠的有效行程為mm。由 21 m560 機電一體化系統(tǒng)設計課程設計指導書查表 3-27，查得 5 級精度滾珠絲杠有效行程 mm 時，行程偏差允許達到32mm，可見絲杠剛度足夠。500 630 4.4.64.4.6 壓桿穩(wěn)定性壓桿穩(wěn)定性校核校核 對已選定尺寸的絲杠在給定的支承條件下，承受最大軸向負載時，應驗算其有沒有 產(chǎn)生縱向彎曲（失穩(wěn)）的危險，產(chǎn)生失穩(wěn)的臨界負載用下式計算： k F (4-11) m k k F Ka EIf

42、 F 2 2 式中 臨界載荷(N)； k F 絲杠支承系數(shù)，由機電一體化系統(tǒng)設計課程設計指導書查表 3-34，采用 k f 雙推-雙推支承形式，所以= 4； k f 壓桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取為 2.54。垂直安裝時 K= 2.5；K 截面慣性矩,絲杠截面慣性矩（為絲杠I)( 4 cm 44 2 643215.36Idmm 2 d 螺紋的底徑)； 絲杠兩支承端距離，a=700mm。a 將以上數(shù)值帶入公式(4-11)得 NFNF mk 757.113521739 7005 . 2 36.3215101 . 24 2 52 可知壓桿穩(wěn)定性滿足校核。 4.54.5 水平滾珠絲杠螺母副的計算與選型水平

43、滾珠絲杠螺母副的計算與選型 4.5.14.5.1 最大工作載荷的計算最大工作載荷的計算 按綜合導軌進行計算，最大工作載荷公式(4-4)為： )(GFKFF zxm 式中 K載荷系數(shù)， K = 1.15； 摩擦系數(shù)， ；16 . 0 垂直絲杠的受力，。 z FNFFz6154.12371 如圖 4-1 中，F(xiàn) 點的受力沒有水平絲杠方向的，因此0N。將數(shù)值帶入公式(4-4) x F 得。NFm0185.206506154.123716 . 0 4.5.24.5.2 最大動載荷的計算最大動載荷的計算 搬運機器人前大臂的運行速度，則最大動載荷公式(4-5)為 min 2 . 712 . 0 m s m

44、 v mHwoQ FffLF 3 式中 滾珠絲杠副的壽命，單位為 106r； 0 L 載荷系數(shù)，取=1.2； w f w f 硬度系數(shù)，取硬度系數(shù)=1.0。 H f H f 初選絲杠導程，帶入公式(4-7)得到mmPh10 min 1440 105 2 . 7 3 r n 取使用壽命 T = 15000h，將其與轉速 n 帶入公式(4-6)得 。rL1296 106 0 查機電一體化系統(tǒng)設計課程設計指導書的表 3-30 得= 1.2 ，由于硬度 w f ，所以= 1.0 。帶入公式(4-5)得HRC58 H f 。NNFQ2695395.26950185.2060 .

45、 12 . 11296 3 4.5.34.5.3 初選滾珠絲杠副型號初選滾珠絲杠副型號 選擇絲杠型號時應使?jié)L珠絲杠副的額定動載荷 Ca，額定靜載荷， Q F moa FC32 根據(jù)計算出的最大動載荷和初選的絲杠導程，選擇海特 DFT02005-53型滾珠絲杠副，為雙 螺母式，其公稱直徑為 20mm，導程為mm，循環(huán)滾珠為 5 圈1 列，精度等級為 5 級，額5 定動載荷為N 大于，則滿足要求。15460 a C Q F 4.5.44.5.4 傳動效率計算傳動效率計算 計算傳動效率公式(4-8)為： tg tg 式中 絲杠螺旋升角，=4.55。 摩擦角，滾珠絲杠的滾動摩擦系數(shù)，其摩擦角約等于。0

46、04 . 0 003 . 0 f 10 將數(shù)值帶入公式(4-8)得： %45.96 60 10 55 . 4 55 . 4 o o o tg tg 4.5.54.5.5 剛度的驗算剛度的驗算 滾珠絲杠副的軸向變行將引起絲杠導程發(fā)生變化，從而影響進給系統(tǒng)的定位精度及運 動的平穩(wěn)性，軸向變形主要包括絲杠的拉伸或壓縮變形，絲杠與螺母之間滾道的接觸變行 等。因此應考慮以下引起軸向變形的因素： 1.絲杠的拉伸或壓縮變形量 1 在總的變形量中占的比重較大,可按公式(4-9)計算： 1 IE Ma ES aFm 2 2 1 式中 絲杠兩端支承間距離，約為 700mm；a 絲杠最大工作載荷(N)； m F 絲

47、杠材料的彈性模量，鋼的 E=2.1MPa；E 5 10 滾珠絲杠的截面積（按底徑 d2確定的）.絲杠底徑mm， S 2 16d 。 22 2 4200.96Sdmm 由于轉矩 M 一般很小，公式的第二項可忽略不計。將數(shù)值帶入公式(4-9)得 。mm00342 . 0 96.200101 . 2 7000185.206 5 1 2.滾珠與螺紋滾道間接觸變形 2 當對絲杠加有預緊力，且預緊力為軸向最大負載的 1/3 時，之值可減少一半，故可 2 按公式(4-10)計算值： 2 3 2 2 10 10 013 . 0 Z FD F YJw m 式中 滾珠直徑，由表 4-1 查得= 3.175mm。 w D w D