搬运码垛机器人毕业设计

1、目录1绪论 01.1研究背景及意义 01.2国内码垛机器人的研究现状 11.3码垛机器人的发展趋势 32设计方案32.1设计要求32.2机构组成42.3码垛机器人路径规划63起升机构设计计算 83.1 起升机构电机选择 83.1.1 起升机构电机容量选择 83.2起升机构钢丝绳选择选择与计算 93.2.1钢丝绳绳经的选择 93.3卷筒的设计与计算103.4 起升机构减速器选择 113.5 起升机构联轴器的选择 134旋转机构设计计算 144.1旋转机构电机选择 144.2旋转机构减速器选择 164.3旋转机构联轴器的选择184.4旋转机构齿轮传动设计 194.5旋转机构齿轮传动强度校核224.

2、6旋转机构轴的设计计算 254.6.1 最小轴径确定 254.6.2二轴的结构设计及强度校核 264.6.3二轴上深沟球轴承校核315堆垛机构设计计算 315.1堆垛机构电机选择 315.2堆垛机构平台设计 345.3槽轮机构设计345.4堆垛机构减速器的选择 355.5 堆垛机构联轴器的选择 365.6堆垛机构轴最小直径计算37结论38致谢38参考文献391绪论1.1研究背景及意义随着现代社会科技水平日新月异的变化， 机器人技术已经渗透到人类生活中的方方 面面，演着不可替代的角色。机器人是多个学科技术综合而成的产物，其应用程度已经 逐渐宽广起来研究机器人已经成为了当今时代的趋势。机器人的应用

3、状况已经可以作为 权衡一个国家现化程度高低的重要因素。从机器人工作的环境来对机器人进行分类，大体上能划分成两种，就是工业机器人与特种机器人。工业机器人是一种具有良好性能 的自动化机械装置，是典型的含有很高科技含量的机电一体化产品。 它在提高产品质量、 增加经济效益、提高生产率方面起着重要作用。同时工业机器人的发展情况也是日新月 异的，所以研发工业机器人是一件刻不容缓的事情。码垛是随着物流产业的不断壮大而发展起来的一项高新技术，其思想是把物品按照一定规律码放在托盘上，从而能够使物品的存放、搬运、转移等活动变成单元化操作， 从而大大提高物流运输的效率。在物料质量不大、尺寸不大、码垛速度要求不高的情

4、况下，码垛工作都是通过人工来实现的。后来为了减轻工人在码垛时的工作强度，产生 了托盘操作机、工业机械手等一些比较简单的机械设施。但是随着人们对码垛速度要求 的不断提高，传统的人工码垛方式越来越难以达到人们的要求，这种情况下码垛机器人 应运而生。作为工业机器人典型的一种，码垛机器人技术近几年有着非常快速的发展，这样 的发展速度和当今世界制造业的小批量、多种类的发展模式是十分吻合的。码垛机器人 有着工作能力强、运行速度快、体积比较小、抓取种类多、应用范围广等特点，从而在 市场上备受青睐，正因为这些优点，才使得码垛机器人被普遍应用于制造业、码垛、装 配、焊接等诸多操作中。近年来，袋装物品的需求和产量

5、都十分巨大，进而对袋装物品进行运输的需求也在 急剧增长。在我国有大量的袋装物品需要进行码垛、卸垛和运输。目前，对袋装物品的 火车运输来讲，火车站台卸车、站台码垛、运输装车、运输卸车、库房码垛等工作一般 均为人力操作，这样做极大地消耗了人力物力。尤其是在环境比较恶劣的情况下，工作 成本会很大且效率比较低。而结合了机器人技术和码垛技术的码垛机器人既可以大幅度 地提高工作效率，又可以大大增强工作过程中的安全性，从而节约了大量的人力资源， 有很大的经济和现实意义。自从上世纪70年代码垛领域有了机器人技术的加盟之后，机器人码垛技术取得了 很大的突破，抓取货物类型、抓取速度和运行过程中的精确性、稳定性都在

6、不停地升级。 码垛机器人的这些优点会使码垛机器人的广泛使用变为一种不可阻挡的趋势，会拥有极其广阔的应用前景。人类科技文明的不断进步大大促进了人们对更有效工作方式的渴望，减少劳动强度，以及更加高效、高质量地完成码垛工作已经逐渐被人们重视起来。 各行各业对其劳动效率和工作要求都在不断的提高，因此在码垛工作上也在寻找着更加 方便、有效的工具来更好地完成各项任务，但是传统的码垛方式因为其种种弊端，已经 越来越难以满足企业的需求了。近几年来，码垛机器人在各行各业的应用在逐渐增多，特别是在物流运输过程中有 着举足轻重的作用，尤其是自动化仓库的出现，更加引导了码垛机器人的发展。目前我国的码垛设备基本上是进口

7、的，国内的码垛机器人研发技术还不是十分成熟，我国的 码垛机器人研究水平和国外还有着很大差距。中国又是一个劳动力密集型的发展中国 家，耗费人力资源进行的工作特别多，随着我国对码垛机器人的不断需求与我国码垛机 器人技术落后之间的矛盾日益突出，开发和研究自己的码垛机器人就显得刻不容缓。1.2国内码垛机器人的研究现状国内的机器人相关技术起步比较晚，20世纪70年代，国内才开始引进机器人技 术，因为当时受着很多因素的限制，发展相对缓慢，研究水平也较低。到了80年代，我国的机器人水平有了较快发展，“七五”期间，国家也投入了很多的人力、物力来进 行机器人技术的研究，并相继开发出了一些工业机器人和特种机器人，

8、使中国的机器人 从无到有，迈出了一大步。到了新世纪，我国的机器人技术有了长足的进步，各项新技 术不断涌现，先后出现了电焊、装配、搬运、切割、码垛等很多机器人品种，码垛机器 人的技术也取得了迅速的发展。在国内，哈尔滨工业大学的机器人研究所和上海交通大学的机器人研究所是码垛机 器人的领头研究单位。主要的机器人公司是哈尔滨博实自动化设备有限公司、沈阳新松 机器自动化股份有限公司以及首钢莫托曼机器人有限公司。我国自行设计制造了多种形式的码垛机器人，其中直角坐标型和关节型为主要的结构形式。其中关节型机器人的 机身比较紧凑，动作灵活并且工作空间大，是机器人中使用最多的一种，世界上许多知 名品牌的机器人公司

9、，如 ABB、KUKA、MTOMAN、PUMA等都采用关节型机器人。哈尔滨工业大学研制的机器人码垛机已经成功地应用在了码垛包装的生产线上，并且取得了良好的效果该机器人采用了双自由度的笛卡尔坐标式机器人码垛机，并结合了编组机，这样就可以一个动作抓取两个或者三个物品，从而大大提高了工作能力，可以 实现800袋/小时的工作能力。上海交通大学机器人研究所与沃迪包装科技有限公司合作，共同研制了新一代TPR系列码垛机器人。此机器人采用的是线性四连杆机构和基于 PC的控制系统，还能 对码垛现场进行3D仿真以及自动干涉检查，可以大大提高机器人的各项性能，其工作 能力可以达到1600包/小时。哈尔滨博实自动化设

10、备有限公司在 2006年开发了基于FFS 的高速高精度的称重包装码垛生产线，这个生产线的生产速度可以高达1600袋/小时，而在称重方面的精度可达土 0.1%。沈阳新松机器自动化股份有限公司主要研究工业机器人与工业自动化技术及产品 的开发，在自主机器人技术方面，解决了机器人的控制、本体优化设计、机器人作业和 工程应用中的很多难题，成功地开发了自主的码垛机器人系统。苏海新等人设计开发了一种四自由度新型工业码垛机器人，其机械本体结构采用以平衡吊原理为基础的连杆机构。控制系统采用的是基于 PC和PMAC的分布式控制系 统，这个控制系统开放性和实时性都比较好，伺服控制的精度也十分高。杨灏泉等人设 计研制

11、了一种码垛SCARA机器人，该机器人机械本体结构使用水平关节型，控制系统 的核心部分为基于PC的DSP多轴运动控制器。尽管我国在码垛机器人的研究上取得了一些成就，但是和国外的码垛机器人技术相 比较，我国还有明显的差距。日本和欧美等发达国家的码垛机器人技术已经到达了一个 比较高的水平，码垛机器人的工作能力在不断的提高，码垛机器人的柔性、处理速度以 及负载能力方面也在不断提升，应用范围也在不断拓展，因此需要我国的科研工作者更加努力，从而使我国的码垛机器人技术有个更好的未来1.3码垛机器人的发展趋势为了能够适应不断变化的商品对于码垛的要求，让码垛机器人尽可能更好地为码垛工业服务，因此码垛机器人的未来

12、发展趋势主要有：(1) 自动化程度越来越高机电综合技术将会成为码垛机器人发展的主流，衡量码垛机器人技术水平的一个十 分重要的指标将会是自动化程度。码垛机器人的自动化主要包括自动控制和自动检测。 一大批的微电子、红外线、传感器等新技术，尤其是微小型计算机的广泛使用会使码垛 机器人的自动控制和自动检测水平飞速提升，从而大大提高码垛质量。(2) 高速化不仅要促进单机高速化，而且要提高码垛系统的高速化。在不断提升自动化程度的 前提下，不断改进码垛机器人的结构。同时将整个码垛系统的生产效率重视起来，这样 才能让高速化向更深的层次发展。(3) 采用模块化结构采用模块化结构不仅能够让码垛机器人最大限度的满足

13、不同物品对机器人的要求， 同时可以让设备的设计和制造更方便，能够降低成本、缩短生产周期。(4) 多功能码垛机器人对于生产大批量、尺寸固定的商品，一般会有相应的设备进行码垛。但是近些年由 于多品种、小批量商品市场的不断壮大以及中、小型用户的急剧增加，多功能通用码垛 机器人的发展速度很快，应用前景也十分开阔。2设计方案2.1设计要求在生产过程中，经常要搬运桶装的重物，工作简单枯燥，为了满足某工厂生产的直 径高= 420X 500mm重量100kg的桶装化学品，本论文设计了工作寿命为 15年，每年工作300天，两班制，每班8小时的搬运码垛机器人，来满足生产要求2.2机构组成本文设计了一种专门针对桶装

14、物品的搬运码垛机器人，该机人结构简单，制造成本 低廉，运营维护方便，定位精度高，工作节拍快，适合在劳动密集型企业推广使用。该搬运码垛机器人结构主要分为三大部分，分别为：起升机构，旋转机构，堆垛机 构，三个机构相互独立。各个机构有自己独立的电机驱动。搬运码垛机器人起升机构示意图如图（2.1）所示刚性联轴器7,带动卷筒6,通过滑轮机构提升重物5起升或下降。搬运码垛机器人旋转机构采用齿轮机构带动悬臂转动，槽轮每转一周，悬臂转动90，从而实现机器人搬运工能。堆垛过程示意图如图（2-2）所示，采用用单销四槽槽轮机构和曲柄滑块机构组合 实现机器人的堆垛功能图（2-2 ）堆垛过程示意图堆垛装置工作原理：每框

15、的第一桶放在如图所示位置，然后通过曲柄滑块装置带动 和滑块连在一起的木桶动作到中间位置。以后每次动作将木桶放置到左上角，堆垛装置 旋转90，直至其余四个位置都被装满为一个循环。2.3码垛机器人路径规划度 a =6.542radS2 额定 w=1.308rad/s 所需时间 T1 =2 t2 =0.8s计算：令加/减速阶段所用时间t, =0.2s,旋转角度n /24 rad则匀速运动角度n /6 rad所用时间为t2：;.122t|a =6.542rady242jit| t2 t2 =0.4s6 = t, =1.308 rad/s 然后抓手下放抓取重物，下放高度500mm,下降速度1m/s,耗时

16、T2 =0.5s。抓取 重物后上升到初始位置高度500mm,额定上升速度v=1m/s，加速运动减速运动的加速 度 a2 =5m/s2，所需时间 T3= 2 t4 t5=0.7s。计算：令抓取重物后加速/减速上升距离100mm,耗时t4=0.2s,匀速上升距离300mm, 耗时t5，则10.1a2t4则 a2 =5m/s2v=a2 t4=1m/s20.3=a2t4t5则 t5 =0.3s抓手带动重物旋转由B到C位置，转过角度90角加速度a =7.753rad/2额定 w=2.326rad/s 所需时间 T4 = 2 t6 t7 =0.975s。计算：令加/减速阶段所用时间t6=0.3s,旋转角度

17、2n /18 rad则匀速运动角度5n /18 rad,所用时间为t72 - It2a =7.753 racs218 25 二t6 t7 t2 =0.375 s18t6 =2.326 rad/s(4)然后抓手下放抓取重物至堆垛平台上，下放高度500mm,下降速度1m/s,耗时T5 =0.5s。堆垛结束后做复合运动返回初始位置，额定上升速度v=1m/s，角加速度2 o a=6.542rad/s额定3 =1.308rad/s，加速运动减速运动的加速度 a?=5m/s，所需时间丁6 =0.8s。所以，搬运码垛机器人完成一次工作循环所消耗的时间为T总订 T2 T3 T4 T5 T6 =4.275 s(

18、5) 堆垛机构在接受起吊装置吊装的第一个重物后，由曲柄滑块机构将重物运送到平台中央，然后每接受一次重物，平台旋转90直到平台四个角落的位置填满(平台上共搭载5个重物)为一次循环，平台旋转时间为T总二4.275 S，旋转角速度- =0.184rad/s3.起升机构设计计算3.1起升机构电机选择YZR系列起重及冶金用三相异步电机适用于各种形式的起重机械及冶金辅助设备 的电力传动。电机频繁启动制动和反转。能在额定电压下直接启动并具有启动力矩大， 启动电流小，机械强度高等特点。所以本文设计的搬运码垛机器人的起升机构电机选用 YZR型三相异步电机。3.1.1起升机构电机容量选择起升机构电机功率可按提升额

19、定起升质量时的静功率计算，即:Cp gv1 0 OQ(KW)(3-1)式中Cp -起重机额定起升质量100 kgV -额定起升速度1m/sg -重力加速度，g=9.81 (m/s )0 机构的总效率起升机构设计时输入轴与输出轴垂直布置，选用CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，减速器效率减=0.9，选用深沟球轴承，效率 承=0.99，滚筒效率滚=0.96，弹性联轴器效率弹=0.99，刚性联轴器效率刚=0.99，滑轮效率 滑=0.98。2贝 U 0=滑.滚.承.弹.刚.减=0.980.96 0.99 0.99 0.99 0.9=0.805Cpgv1000 0100 9.81 11000 0.805=1.21

20、9 KW实际接电持续率JC pT总=T1 T2 T3 T4 T5 T6 =0.8+0.7+0.975+0.5+0.5+0.8=4.275 sT电=T*2 T3 T6 =0.5+0.7+0.8=2 sJC24.275X 100%=46.8%在3, 1-82中选择一个与实际接电持续率最接近的电机，使其额定功率Pn满足下式：Pn/NIaJ468 =1.318 KW,JC: 40YZR112M型三相异步电机，工作定额 40%，功率1.5KW，转速1000n/min满足要求3.2起升机构钢丝绳选择选择与计算3.2.1钢丝绳绳经的选择钢丝绳绳径应不小于下式计算的最小直径：dmin S =0.118 X 9

21、81 =3.696 mm，查表取d=4mm纤维芯钢丝绳，抗拉强度1770M巳，钢芯最小破断拉力9.40M Pa。钢丝绳标记：4NAT (12+6+1) + IWS 1770 ZZ 9.40 GB/T 8918式中 S 钢丝绳最大静拉力，S=mg=10X 9.81=981 NC 钢丝绳的选择系数由机构利用等级T7 (繁忙使用)机构载荷状态L2中载查表1,8-1-8得机构工作级别1M7,钢丝绳的选择系数 C=0.118mm/N2钢丝绳的实际破断力S。的估算公式为：兀d2Sdt k(3-2)4式中 d 钢丝绳的直径G 钢丝绳钢丝的抗拉强度极限- 钢丝绳中金属丝截面 与整个截 面的比值，与钢绳结 构有

22、关，一般 =0.450.55,取 3 =0.5K 钢丝绳编结损失系数，一般a =0.820.92取a =0.88则:2 2C 兀d ,3.14 汉0.004Sot k =4 41770 106 0.5 0.88 =9781.728根据所选钢丝绳的实际破断力S。验算安全系数n：n=s0/s =9781.728 981=9.9713.3卷筒的设计与计算(1) 卷筒直径计算DIN15020规定了钢绳的卷筒和滑轮直径不得小于下式计算的最小直径：卷筒：Dminh2 dmin =1X22.4 3.696 =82.790 mm滑轮：Dming hi? dm i =1X25X3.696 =92.4 mm取卷筒

23、直径D卷=84 mm滑轮直径D滑=94 mm式中Dmin 以钢丝绳中心线计算的钢丝绳卷绕直径；dmi计算的钢丝绳最小直径；h1 与钢丝绳卷绕形式，工作级别有关的系数，不旋转钢丝绳的h1 =1;h2 与一次提升的弯曲次数及方向有关的系数，由机构工作级别查表1,8-1-54得：卷筒h2=22.4 滑轮 h?=25;(2) 卷筒绳槽结构尺寸设计计算：绳槽半径：R= (0.530.56) d=0.55 3=2.2 mm绳槽深度：标准槽 H1 =0.3 d=1.2 mm绳槽节距：标准槽卜=d+(24)=4+3=7(3) 卷筒厚度计算:铸铁卷筒厚度：、：0.22D(6 10) =0.22 89.6 10

24、= 11.792 mm，取、.=12 mm(4) 卷筒长度计算：单联卷筒：Ld 二 L0 2L1 L2 =93.5+2 8+21=130.5 mm式中：10=(+乙厂p=2915 +3逍7 = 93.5 mm , Hmax :最大起升高度 nD1014x89.6 丿2915mm ,m为滑轮组倍率取m=1，乙为钢丝绳安全圈数，乙_1.53，取乙=3。L1 :无绳槽的卷筒端部尺寸，按需要定，取 L1 =8 mmL2 :固定绳尾所需长度L2 : 3P=387=21 mm(5)卷筒强度校核：条件：L D，所以应用卷筒壁内表面最大压应力进行强度计算，G = a琴注yp(MPa)符号意：A 与卷筒层数有关

25、的系数，查表1,8-1-55取A=1Sma 钢丝绳最大拉力，Smax=mg+ma=108 (9.81+5) =1481 N卷筒壁厚12 mmcr 292 5-yp 许用压应力，铸铁-yp = 68.82 M Pa4.254.25J 抗压强度，二y=1.5%=1.5 895=292.5 M Pa,材料选用 HT200 灰铁 200。代入二ASmax1481仃.631 _(MPa)，所以卷筒强度计算合格。印 12汇73.4起升机构减速器选择起升机构的传动比i0根据电动机nm的转速和卷筒的转速n ,由式nm1000n 217.140= 4.605确定，其中岸60 13.14 0.088= 217.1

26、40(r/min)；i。式中 nm 电动机额定转速，r/min ；n 卷筒转速;vo 起升速度，m/min ；a 滑轮组倍率；Di 卷筒计算直径，m, Di=D+d (D为卷筒直径，d为钢丝绳直径)。(1) 选用减速器的公称输入功率R应满足：P2m =P2KaSa v R(3-3)式中P2m 机械强度计算功率，KW ；P2 负载功率，KW ; P2 = mg v=100 9.81 1=0.981KWKa 工况系数；查表4,16-2-8得Ka=1.5Sa 安全系数；查表4,16-2-9 得 Sa=1.4P 减速器公称输入功率；查表4,16-2-4得：ZDY型减速器，公称传动比i=4.5,输入转速

27、 1000r/min，输出转速 220 r/min，中心距 a=80 mm， P=9.5KW。带入公式得：P2m =P2KaSa =0.981 X 1.5X 1.4=2.060 v 9.5 (KW)(2) 校核热平衡许用功率：应满足：P2 F2 f1 f2f3乞巳咸PC2式中P21 计算热功率，KW ；Pc1 , Pc2 减速器热功率，查表无冷却装置 Pc1=18；f1, f2, f3,系数，查表4,16-2-10 f1环境温度系数，无冷却条件，环境温度为30时f1=1.15。f2载荷系数，查表4,16-2-11当小时载荷率为40%时，f? =0.74。f3公称功率利用系数，E100%= 10

28、.326，查表4,16-2-13用插值法得fs=0.323;P 9.5带入公式得：P， P2f1f2f 0.981 1.15 0.74 0.323 =0.269 叮 8(巴所以，选择ZDY型减速器，公称传动比i=4.5,输入转速1000r/min，输出转速220 r/min.中心距a=80 mm, R=9.5KW满足设计要求。3.5起升机构联轴器的选择起升机构中联轴器应满足下式要求：T = k1k3TzBma T丨(3-4)式中 T所传递转矩的计算值，Nm；TzBma 按载荷组合B计算的最大转矩，对高速轴，TzBmax=(0.70.8)，其中、为电动机转矩的允许过载倍数，查表得YZR112M三

29、相交流异步电机 m=2.2, Tn为电动P1 5机额定转矩，=9550 (N m) =9550 =14.325, P为电动机额定功率，kW，n为转 n1000速，r/min ;对低速轴TzBmax=莎，其中，2为起升载荷动载系数，查表 2,3-16得2=1.05+0.4( Vb -0.2)=1.05+0.4( 1.0-0.2)=1.37； Tj 为钢丝绳最大静拉力作用于卷筒的转矩，Tj =mg D卷=100X 9.81 X 0.084=82.404N m ；T丨联轴器许用转矩，N m，由机械设计手册查得T 1k1 联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.3;k3 角度偏差系数，电机轴处选用

30、UL型弹性联轴器，减速器输出端选用 YL型刚性联轴器k3=1;代入公式得：对于高速轴T 二 kTzBmax =1.3 1 0.8 (2.2 14.325) =32.776 N m。电机轴径32mm，变速箱输入轴径 24mm，输入转速1000r/min。对于低速轴T 二 kRTzBmax =1.3 1 0.8 (1.37 82.404) =117.409 N m变速箱输出轴径32mm，滚筒轴轴径28mm，转速n=217.140。型号选择：对于高速轴：从GB/T 58441986查表1,6-2-24选用UL5型轮胎式联轴器，许用转矩160N m,许用最大转速4000r/min，轴径在2435之间，

31、符合要求。对于低速轴：从GB/T 58431986查表1,6-2-28选用YL7对中榫型联轴器,许用转矩160N m，许用最大转速7600r/min，轴径在2840之间，符合要求。4.旋转机构设计计算旋转机构中电机带动CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，减速器输出轴带动标准直齿轮副 进而带动旋转轴旋转，实现旋转机构运动。4.1旋转机构电机选择初选电机时考虑启动功率按下式计算:(4-1)Pc 二 FSt Pa( kW)式中:Pst 等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率;Pa 加速机构所需的功率;(1) 摩擦阻力功率计算回转支撑装置中的摩擦阻力矩Tm1=TR Tv ( N m)；式中Tr 径向轴承中的摩擦阻

32、力矩，NTV 止推轴承中的摩擦阻力矩，Na.1径向轴承中的摩擦阻力矩“丁卍(N m)式中Fr 止推轴承所受的水平力，N ；J径向轴承的摩擦系数，滚动轴承取J =0.015； d 径向轴承的内径，m；计算:l=M ( M 抓手 M 桶)g (1008) 9.81NFr =376.369 Nd =0.075 m ；h2.8152.815柱式旋转机构由一个推力滚子轴承承受轴向力，由径向轴承承受径向力1 1所以Tr=Frd= 0.015 376.369 0.075=0.212 N2 21b.止推轴承中的摩擦阻力矩Tv二Ftd ( N m)2式中Ft 止推轴承所受的垂直力，N。一径向轴承的摩擦系数，对滚

33、动轴承取=0.015;d 止推轴承的内径与外径的平均值，m；计算：Ft = ( M 桶 M 零件)g= (130+100)X 9.81=2256.3 N75 110 d =92.5 mm =0.0925 m211TvRd=0.015 2256.3 0.0925 =1.565 N m22丁耐=丁只 Tv =0.212+1.565=1.777 N m等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率Pst = Tm11.777 2.326 =0.004131000 1000(kW)(2) 加速机构所需的功率FaP 一 忌a 100 0(kW)(4-2)式中：Tm2 搬运码垛机器人旋转时的回转惯性阻力矩;w 搬运

34、码垛机器人旋转时的角速度，w =2.326 rad/s；计算：回转惯性阻力矩Tm2 :搬运码垛机器人回转时的回转惯性阻力矩由绕回转中心线回转的物品惯性阻力矩TgQ和回转部分的惯性阻力矩TgG组成，即Tm2二TgQTgGTgQ = jQ： (N m)式中：Jq 物品对起升机构回转中心的转动惯量，Kg m2;?搬运码垛机器人起升重物旋转时的角加速度；计算：JQ = m R2=100X 0.82 =64 Kg m22:-=7.753rad /sTgQ= Jq=64 7.753 =496.192 Kg m2搬运码垛机器人旋转部分的惯性阻力矩TgGnTgG =着 JgC ( N m )n式中Z JGi

35、搬运码垛机器人旋转机构各部件和构件绕回转中心的转动惯量i 4搬运码垛机器人起升机重物旋转时的角加速度；计算：柱式回转轴对回转中心的转动惯量为（4-3）J1 = -m1R1- 130 0.0852 =0.4702 2Kg m2支撑架2对回转中心的转动惯量为J2m2L2 二1 19.6 0.7533.70433Kg m2支撑架3对回转中心的转动惯量为1 2 1 2 2J3m3L3 m3L216.452 0.632 16.452 0.2672 二1.717 Kg12 12n . . . . 2Z JGi=J1 J2 J3 =0.47 3.704 1.717 = 5.891 Kg mi nTgG =J

36、Gi： =5.891 7.753 = 45.673（ N m）i所以作用在旋转机构柱式旋转轴上的转矩为 ：Tm2 二TgQ TgG =496.192+45.673=571.865 N m所以Pa=严865 2326 =1.330（kW）1000 1000R 二 Pst Fa =0.00413 1.330 =1.334（ kW）查3，1-26选择Y100L 6型三相异步电机，额定功率 1.5kW，同步转速1000r/min。4.2旋转机构减速器选择本文使用CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，传递交错轴间的运动和功率计算：p R=pB f3 f4(4-4) (4-5)T2R =2B 彳3 彳4(4-6)Rj

37、 减速器计算输入机械功率，kW;Rr 减速器计算输入热功率，kW;T2J 减速器计算输出机械转矩，N m ；T2R 减速器计算输出热转矩，N m ；R B 减速器实际输入功率，Rb =1.334kW;T2B 减速器实际输出转矩，T2B =295.08 N m ;fi 工作载荷系数，查表4,16-2-50 f1=1.5;f2 启动频率系数，查表4,16-2-51 f2=1.3;f3 小时载荷系数，由旋转机构小时载荷率 =5二0.975 =0.228查表4,16-2-52得 T 4.275f3 =0.56；f4 环境温度系数，根据工作环境温度查表4,16-2-53得 f4=1.14；其中：减速器实

38、际输出转矩T2B等于摩擦阻力矩Tm1与回转惯性阻力矩Tm2之Tm和除以旋 转机构齿轮传动比i齿。即T2T Tm1 Tm2 J777 571.865 =295.083 N mi 齿 i 齿1.944Rj = |也=1.334 *5 *3=2.601 kWPR =PBf3f4 =1.334 0.56 1.14=2.372 kWT2J =T2B f1 f2 =295.08 1.5 1.3=575.409 N mT2r =T2b f3 f4 =295.08 区.56 *14=188.379 N m根据计算结果，查4,16-2-46,选择CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，公称传动比i = 25,输入转速1000

39、r/min，中心距100 mm,额定输入功率 3.41kW，额定转矩640N m。4.3旋转机构联轴器的选择选择Y100L 6型三星异步电机，额定功率 1.5kW，同步转速1000r/min,最大转 矩 2.2 N m。堆垛机构中，联轴器选择时应根据：T二kjksTzBmax乞H(4-7)式中 T所传递转矩的计算值，Nm；TzBma 按载荷组合B计算的最大转矩，对高速轴，TzBmax=(0.70.8)窃几，其中m为电动机转矩的允许过载倍数，查表得Y100L 6三相交流异步电机、=2.2, Tn为电动P2 2机额定转矩，Tn =9550 (N m) =9550=21.01 N m , P为电动机

40、额定功率，kW, n n1000为转速，r/min ；T丨联轴器许用转矩，N m，由机械设计手册查得T 1k1 联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.3；k3 角度偏差系数，电机轴处选用 UL型弹性联轴器，减速器输出端选用 YL型刚性联轴器k3=1 ；代入公式得：对于电机输出轴T = k1k3TzBmax =1.3 1 0.8 (2.2 21.0148.07 N m电机轴径28mm,变速箱输 入轴径28mm ,输 入转速1000r/min。对于低速轴 T =KaT2B =2.3 295.083 =678.691 N mKa 工作情况系数查机械设计表14 1得Ka =2.3。变速箱输出轴径4

41、8mm,滚筒轴轴径28mm,转速n=217.140。型号选择:对于高速轴：从GB/T 58441986查表选用UL5型轮胎式联轴器，许用转矩160N m，许用最大转速4000r/min，轴径在2435之间，符合要求。对于低速轴：从GB/T 5843-1986查表选用 YL11型联轴器，许用转矩1000N m，许用最大转速5300r/min，轴径在5570之间，符合要求。4.4旋转机构齿轮传动设计1. 旋转机构采用标准直齿轮传动，齿数比u =1.944，电机驱动，工作寿命15年，每 年工作300天，八小时工作制，每天两班，中等冲击载荷。（1） 根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取:=20

42、。旋转机构为一般 工作机，查表5，10-6，选择7级精度。（2）材料选择。由表5,10-1,选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（3）选小齿轮齿数Zj =54，大齿轮齿数Z2 =105。(4-8)2. 按齿面接触疲劳强度设计|2心6u +1ZZeZJr *dul显】丿(1)由式4t_1）确定公式中各参数值试选 KHt =1.3小齿轮传递转矩T1 =295083 N mm ；由表5，10-7选取齿宽系数d =1.3。由图5，10-20查得区域系数ZH =2.5由表5，10-5查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa1

43、/2计算接触疲劳强度用重合度系数Z .-：唁=arccos Z1 cos J/(Z1 2ha)丄 arccos54 cos20 /(54 2 1)1=25.024二 Hlim1 = 600MPadif 2KhE u 1ZhZeZ；2 1.3 295083 944 12.5 189.8 0.854mm1.31.944704:a2 =arccosZ2cos： /(Z2 2ha)丨-arccos105 cos20 /(105 2 1)1- 22.7 61一二 Z, t ana1 -t a n ) Z2( t a na2 - t a n ) /2二=54 tan25.024 -tan20105 (ta

44、n22.761 - tan20 )】“ 2“ 3.14 =1.81444 一814 =0.854计算接触疲劳许用应力！r 1由图5 , 10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为计算应力循环次数：叫=60mjLh =60 1.758 1 (2 8 300 15)=7.62 10667NN1 u =7.62 101.944 =1.481 10由图5，10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1 =1.34，“2=1.27 。取失效概率为1%,安全系数S=1，则 Khn1；- Hlim1 齢 2，KHNHlim2 J.28 55704M Pa S取&h 1和H 2中的较小者作为齿轮传动的接触疲劳

45、许用应力，所以匕h704MPa。 .34600；-H 1804MPaS123=66.653 mm(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V。:d1tni3.14 66.653 1.758v m/s = 0.00613m/ s60 1000 60 1000齿宽bob = d d1t =1.3 66.653 = 86.649mm2）计算实际载荷系数Kh由表5 ,10-2查得使用系数KA =1.5。根据v=0.00613m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1。 齿轮的圆周力。Ft2T1/d12 295083/66.653 =8854.305NKAFt1/b =

46、1.5 8854.305/86.649 =153.279查表5， 10-3得齿间载荷分配系数 心-.=1.1。由表5，10-7用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数Kh，1.554。由此，得到实际载荷系数KH 二 KaKvKh：.Kh，1.5 1 1.1 1.554 =2.5643）按实际载荷系数算的分度圆直径4 =d1t3 Kh = 66.653 3 2.564 =83.589 mm.KHt1.3级相应的模数mdjN =83.589/54 =1.548将按接触疲劳强度设计的齿轮模数就近放大为标准值m = 2，算出小齿轮齿数Z1 = a /m =83.589/2

47、=41.794。取Z1 =41，则大齿轮齿数 乙-uZ1.944 41 =79.704,取Z2 =80，乙与乙互为质这样设计出的齿轮传动，既满足了齿 d2二Z2m=80 2 =160面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，且结构紧凑。3. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径di = Zim =41 2 = 82d2 =Z2m =80 2 =160(2) 计算中心距8=72)/2 =(82 160)/2 =121 mm(3) 计算齿轮宽度b 二 dd1.3 82 =106.6考虑到安装误差，为保证设计齿宽，将小齿轮略微加宽(510)mm,即取b,= 112 mm, 取大齿轮齿宽b2 -107。

48、4.5旋转机构齿轮传动强度校核1.齿根弯曲疲劳强度校核2心丫冷丫 二 J(4-9)%m Z1(1)计算各参数值1)计算实际载荷系数Kf根据 v=d/2=82 10 0.184/2 =0.00754m/s，7 级精度，由图5，10-8 查得动载系数Kv =1。由式Ft1 =2T1/d1 =2 295083/82 =7197.146NKAFti/b =1.5 7197.146/106.6 =101.273查表5 , 10-3得齿间载荷分配系数 心：.=1.1。宽高比b/hh = (2ha c )m =(2 10.25) 2 = 4.5mmb/h =106.6/4.5 = 23.689由表5,KF

49、： =1.58 o10-4用插值法查得 心，1.554，结合b/h=23.689查图5, 10-13，得贝U载荷系数为 Kf 二KaKvKf：Kf =1.5 1 1.1 1.58 = 2.6072）确定 YFa1，YFa2，Ysa1，Ya2，丫由图5,由图5,10-17查得齿形系数 YFa1 =2.4，YFa2 =2.18。10-18查得应力修正系数YSai 67，YSa2=1.743）计算丫:a1 = arccos Z1 cos ： /(Z1 2ha)】=arccos41 cos20 /(41 2 1) I - 26.365:a2 二 arccosZzeos： /(Z2 2ha)】 = ar

50、ccos 80 cos20 /(80 2 1)1 = 23.541:二 Zj t a n a1 _ t a n) Z2 (t a na2 _ t a n )】/ 2二=41 tan26.365 -tan2080 (tan23.541 -tan20 )卜 2“ 3.14 =1.773Y.=0.25075 =0.25 -0175 =0.673%1.7734）计算卜f I计算应力循环次数： 弘=60mjLh =60 1.758 1 （2 8 300 15）=7.62 106NN1 u =7.62 106 1.944 =1.481 107由图5，10-22查得弯曲疲劳寿命系数 心附=0.97，心盟=0

51、.94。由图5，10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为二讪广500MPa，F lim 2=380MPa o取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则KFN1二 Fliml0.97 50014= 346.429MPa5）校核弯曲疲劳强度F1F2-F 2K FN2 匚 Flim 2S0.94 3801.4= 255.143M P a2KFT1YFa1Ysa1Y 2 2.607 295083 2.4 1.67 0.67332=32dm Z11.3 241=237.387V L F1 12心菲曲绻2丫；_ 2 2.607 295083 2.18 1.74 0.673 %m3z；一1.3汉23沢4

52、12=224.665V F2 1所以齿轮弯曲疲劳强度校核合格。6)齿轮主要参数齿数Z1 =41Z2 =80分度圆直径6 = Z1 m = 41 2 二 82 mmd2 =Z2m =80 2 =160 mm齿顶圆直径da1 =込 2ha)m =(41 2 1) 2=86mmda2 =(Z2 2ha)m =(80 2 1) 2 = 164 mm齿根圆直径df1 =0 -2ha -2c )m=(41 -2 1-2 0.25) 2=77mmdf2 =(Z2-2ha -2c )m = (80-2 1 -2 0.25) 2 =155mm中心距a = d2)/2 =(82 160)/2 =121 mm齿轮宽

53、度d =112 mmb2 =107 mm4.6旋转机构轴的设计计算4.6.1最小轴径确定(1)按扭转强度设计轴1的最小轴径:P卫Wt9550000 -(4-10)U0.2d1式中：T 扭转切应力，MPa ；T1 轴1受的扭矩，N mm ；Wt 轴的抗扭截面系数，mm ；m 轴 1 的转速，n-竺 60 m2326 60 =22.223 r/min ；2兀2兀P轴传递的功率，P =1.334 kW；d1 计算截面处轴的直径，mm； 打】一许用扭转切应力，MPa，轴的材料取45号钢，查表5，15-3得T 1=35 MPa ；计算: 、9550000江Pd1气9550000 1.3340.2 35 22.22