搬运码垛机器人毕业设计

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1绪论 1\o"CurrentDocument"1.1研究背景及意义 1\o"CurrentDocument"1.2国内码垛机器人的研究现状 2\o"CurrentDocument"1.3码垛机器人的发展趋势 4\o"CurrentDocument"2设计方案 5\o"CurrentDocument"2.1设计要求 5\o"CurrentDocument"2.2机构组成 5\o"CurrentDocument"2.3码垛机器人路径规划 7\o"CurrentDocument"3起升机构设计计算 9\o"CurrentDocument"3.1起升机构电机选择 93.1.1起升机构电机容量选择 9\o"CurrentDocument"3.2起升机构钢丝绳选择选择与计算 103.2.1钢丝绳绳经的选择 10\o"CurrentDocument"3.3卷筒的设计与计算 11\o"CurrentDocument"3.4起升机构减速器选择 12\o"CurrentDocument"3.5起升机构联轴器的选择 14\o"CurrentDocument"4旋转机构设计计算 16\o"CurrentDocument"4.1旋转机构电机选择 16\o"CurrentDocument"4.2旋转机构减速器选择 18\o"CurrentDocument"4.3旋转机构联轴器的选择 20\o"CurrentDocument"4.4旋转机构齿轮传动设计 21\o"CurrentDocument"4.5旋转机构齿轮传动强度校核 244.6旋转机构轴的设计计算 274.6.1最小轴径确定 27\o"CurrentDocument"4.6.2二轴的结构设计及强度校核 284.6.3二轴上深沟球轴承校核 33\o"CurrentDocument"5堆垛机构设计计算 34\o"CurrentDocument"5.1堆垛机构电机选择 34\o"CurrentDocument"5.2堆垛机构平台设计 365.3槽轮机构设计 365.4堆垛机构减速器的选择 37\o"CurrentDocument"5.5堆垛机构联轴器的选择 38\o"CurrentDocument"5.6堆垛机构轴最小直径计算 39\o"CurrentDocument"结论 41致谢 42参考文献 431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，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，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发展趋势主要有：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。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。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。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x高二@420x5Onm，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）所示图（2.1）起升机构示意图它的工作原理是：电机1连接接弹性联轴器2连接制动器3,通过减速器4,链接刚性联轴器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图(2-3)运动轨迹码垛机器人工作时，首先从初始位置A旋转45°到达物品层B上方，角加速度a=6.542rad/s2额定ro=1.308rad/s所需时间T=2-1+1=0.8s计算：令加/减速阶段所用时间ti=0.2s，旋转角度n/24rad，则匀速运动角度n/6rad,所用时间为t所用时间为t2兀1一=_a-12242 1兀—=a•\•t2a=6.542rad/s2t=0.4s①=a•：=1.308rad/s⑵然后抓手下放抓取重物，下放高度500mm，下降速度1m/s，耗时T=0.5so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a=5m/s2，所需时间T=2-1+1=0.7s。2 3 4 5计算：令抓取重物后加速/减速上升距离100mm,耗时14=0.2s,匀速上升距离300mm,耗时t，贝50.1=a12 则a=5m/s2 v=a-1=1m/s224 2 2 40.3=a11则t=0.3s245 5(3)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/s2额定3=2.326妙所需时间T4=2•七+渗97%。计算：令加/减速阶段所用时间t6=0.3s，旋转角度2n/18rad，则匀速运动角度5n/18rad,所用时间为t72兀 1a=7.753rad/s2t2=0.375s=—a•12a=7.753rad/s2t2=0.375s18 2 65兀18=a.t6•t①=a•t^=2.326rad/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a=6.542rad/s2额定«=1.308rad/s，加速运动减速运动的加速度a2=5m/s2，所需时间T=0.8s。6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=T+T+T+T+T+T=4.275s总1 2 3 4 5 6(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=4.275S，旋转角速度①=0.184rad/s。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定起升质量时的静功率计算，即:(3-1)P=CpgV （KW）(3-1)c1000H0式中c—起重机额定起升质量100kgV—额定起升速度1m/sg—重力加速度，g=9.81(m/s2)门°一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，减速器效率叩减=0.9，选用深沟球轴承，效率门承=0.99，滚筒效率门滚=0.96，弹性联轴器效率门弹=0.99，刚性联轴器效率门刚=0.99，滑轮效率叩滑=0.98。则门=门2.门mm.门.叩=0.982X0.96X0.99x0.99x0.99x0.9=0.8050滑滚承弹刚减所以P=『=100x9.81x1=1.219KWc10001 1000x0.8050实际接电持续率(JC)pT=T+T+T+T+T+T=0.8+0.7+0.975+0.5+0.5+0.8=4.275s总1 2 3 4 5 6T=T+T+T=0.5+0.7+0.8=2s电2 3 6(JC)=史=—^X100%=46.8%总.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P满足下式:nJT 16JP>p^i^jCp=1.219X\］—--=1.318KWYZR112M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：d.=C^S=0.118x^981=3.696mm，查表取d=4mm纤维芯钢丝绳，抗拉强度1770M七，钢芯最小破断拉力9.40M七。钢丝绳标记：4NAT(12+6+1)+IWS1770ZZ9.40GB/T8918式中S—钢丝绳最大静拉力，S=mg=100x9.81=981NC—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M7，钢丝绳的选择系数C=0.118mm/N2钢丝绳的实际破断力S0的估算公式为：S0=^dl。①k (3-2)式中d—钢丝绳的直径a,—钢丝绳钢丝的抗拉强度极限①一钢丝绳中金属丝截面与整个截面的比值，与钢绳结构有关，一般①=0.45〜0.55,取3=0.5K—钢丝绳编结损失系数，一般a=0.82〜0.92，取a=0.88冗d2 3.14x0.0042则：S=—^-bwk= 4 x1770x106x0.5x0.88=9781.728根据所选钢丝绳的实际破断力S0验算安全系数n：n=s0/s=9781.728^981=9.9713.3卷筒的设计与计算卷筒直径计算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： D=h•h•d=1x22.4x3.696=82.790mmmin 12min滑轮： D=h•h•d=1x25x3.696=92.4mmmin 12min取卷筒直径D卷=84mm滑轮直径D滑=94mm式中Dmin—以钢丝绳中心线计算的钢丝绳卷绕直径；dmin—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h2=25；卷筒绳槽结构尺寸设计计算：绳槽半径：R=(0.53〜0.56)d=0.55x4=2.2mm绳槽深度：标准槽H1=0.3xd=1.2mm绳槽节距：标准槽p=d+(2~4)=4+3=7卷筒厚度计算：铸铁卷筒厚度：5^0.22D+(6~10)=0.22x89.6+10=11.792mm，取5=12mm卷筒长度计算：TOC\o"1-5"\h\z单联卷筒：L=L+2L+L=93.5+2x8+21=130.5mmd0 1 2式中：L=(Hmaxm+Z)-p=[2915x1+3)x7=93.5mm，H:最大起升高度0兀D1 13.14x89.6 ) max12915mm,m为滑轮组倍率取m=1，Z为钢丝绳安全圈数，Z>1.5〜3，取Z=3。1 1 1L]:无绳槽的卷筒端部尺寸，按需要定，取七=8mmL2:固定绳尾所需长度L2=3P=3x7=21mm卷筒强度校核：条件：L<3D，所以应用卷筒壁内表面最大压应力进行强度计算，b=a£<q(MPa)1 5P yp符号意：A一与卷筒层数有关的系数，查表[1,8-1-55]取A=1S一钢丝绳最大拉力，S=mg+ma=100x(9.81+5)=1481N5—卷筒壁厚12mmb—许用压应力，铸铁b=二=2925=68.82MPayp yp4.25 4.25b—抗压强度，b=1.5bb=1.5x195=292.5MPa，材料选用HT200灰铁200。代入b=A^ax="81=17.631<b(MPa)，所以卷筒强度计算合格。1 5P 12x7 yp3.4起升机构减速器选择起升机构的传动比，0根据电动机吃的转速和卷筒的转速n，由式:ni起升机构的传动比，0根据电动机吃的转速和卷筒的转速n，由式:ni=—m=0n1000217.140=4.605确定，其中n=-0—兀D160x13.14x0.088=217.140(r/min)；式中n—电动机额定转速，r/min；n一卷筒转速；V0—起升速度，m/min；a—滑轮组倍率；D1—卷筒计算直径，m，D=D+d(D为卷筒直径，d为钢丝绳直径)。选用减速器的公称输入功率P1应满足： P=PKSVP (3-3)2m 2AA1式中P2—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］得七=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=4.5,1输入转速1000r/min，输出转速220r/min，中心距a=80mm，P=9.5KW。1带入公式得： P^=P2KSa=0.981X1.5X1.4=2.060V9.5(KW)校核热平衡许用功率：应满足： P=Pfff<P或P21 2123C1 C2式中P21—计算热功率，KW；Pc1,Pc2—减速器热功率，查表无冷却装置P?1=18；f1f2f3—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=1.15of2载荷系数，查表［4,16-2-11］当小时载荷率为40%时，人=0.74。f公称功率利用系数，P=%?x100%=10.326，查表［4,16-2-13］用插值法得f3=0.323；1带入公式得：P=Pfff=0.981x1.15x0.74x0.323=0.269<18(P)21 2123 C1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220r/min,中心距a=80mm，P=9.5KW满足设计要求。13.5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=kkT^ma<T］ (3-4)式中T一所传递转矩的计算值，N•m；TBmax—按载荷组合B计算的最大转矩，对高速轴，TB皿广(0.7〜0.8)人T，其中七为电动机转矩的允许过载倍数，查表得YZR112M三相交流异步电机,=2.2,孔为电动P 15机额定转矩，气=9550-(N•秫)=9550仍而=14.325,P为电动机额定功率，kW，n为转速，r/min；对低速轴TB哑=^匕，其中，^2为起升载荷动载系数，查表［2,3-16］得42=1.05+0.4(匕-0.2)=1.05+0.4(1.0-0.2)=1.37；T为钢丝绳最大静拉力作用于卷筒的转矩，T广mgD卷=100X9.81X0.084=82.404N•m；T］一联轴器许用转矩，N•m，由机械设计手册查得T］k1—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：对于高速轴T=k"B T.3x1x0.8x(2.2x14.325)=32.776N•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=kkT=1.3x1x0.8x(1.37x82.404)=117.409N•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/T5844—1986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24〜35之间，符合要求。对于低速轴：从GB/T5843—1986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28〜40之间，符合要求。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:P=P+P(kW) (4-1)式中： P,一等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率；P一加速机构所需的功率；a(1)摩擦阻力功率计算回转支撑装置中的摩擦阻力矩T1=Tr+T(N•m)；式中 Tr—径向轴承中的摩擦阻力矩，N•m；[—止推轴承中的摩擦阻力矩，N•m；a.径向轴承中的摩擦阻力矩了火二?pFd(N•m)式中 F一止推轴承所受的水平力，N；日一径向轴承的摩擦系数，滚动轴承取日=0.015；d一径向轴承的内径，m；计算：F=M(抓手+M桶).g=(100+8•竺=376.369Nrh2.815 2.815计算：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。d=0.075m；所以 tr=2呷十0.015、376"、0.075'0.212n1b.止推轴承中的摩擦阻力矩Tv=2rFd(N•m)式中 F一止推轴承所受的垂直力，N。t

日一径向轴承的摩擦系数，对滚动轴承取日=0.015；d一止推轴承的内径与外径的平均值，m；计算：F=(M桶+心零件)xg=(130+100)X9.81=2256.3N75+110d=-— =92.5mm=0.0925m21 ,1T=2rFd二^x0.015x2256.3x0.0925=1.565N-mT=Tr+孔=0.212+1.565=1.777N•m等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率P=。区竺=侦7"2.326=0.00413s1000 1000(kW)(2)加速机构所需的功率PaP=TP=Tm2XCT

a1000(kW)(4-2)式中：Tm2一搬运码垛机器人旋转时的回转惯性阻力矩；w一搬运码垛机器人旋转时的角速度，w=2.326rad/s；计算：回转惯性阻力矩T:m2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T和回转部分的惯性阻力矩T组成，即T=T+TgQ gG m2 gQgGTqJQi(N•m)式中： Jq一物品对起升机构回转中心的转动惯量，Kg•m2；a一搬运码垛机器人起升重物旋转时的角加速度；计算：J=m•R2=100X0.82=64Kg•m2a=7.753rad/s2Tq=Ja=64x7.753=496.192Kg•m2搬运码垛机器人旋转部分的惯性阻力矩T。gGTg=£•//（N-m） （4-3）式中 J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a一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J=!mR2=1x130x0.0852=0.470Kg-m2

12112支撑架2对回转中心的转动惯量为J2=3m2L=3x19.6x0.7532=3.704Kg-m2支撑架3对回转中心的转动惯量为J=—mL+mL2=1x16.452x0.632+16.452x0.2672=1.717Kg-m23 1233 3 12nJ=J+J+J=0.47+3.704+1.717=5.891Kg-m2i=1Gi1 2 3Tg=nJGa=5.891x7.753=45.673（N-m）所以作用在旋转机构柱式旋转轴上的转矩为：T2=Tq+Tg=496.192+45.673=571.865N•m所以P=L^=571.865x2.326=1.330（kW）a1000 1000P=P+P=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=Pff （4-4）1R 1B34T=Tff （4-5）2J 2B12

T=Tff

2R2B34Pu一减速器计算输入机械功率，kW；(4-6)P1R一减速器计算输入热功率，kW；(4-6)Tj一减速器计算输出机械转矩，N-m；Tr一减速器计算输出热转矩，N-m；%—减速器实际输入功率，pB=1.334kW；Tb一减速器实际输出转矩，TB=295.08N-m；f一工作载荷系数，查表［4,16-2-50］fi=1.5；f2—启动频率系数，查表［4,16-2-51］七=1.3；f一小时载荷系数，由旋转机构小时载荷率门=T=0975=0.228查表［4,16-2-52］得3 T4.275f3=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：减速器实际输出转矩T等于摩擦阻力矩T与回转惯性阻力矩T之T和除以旋2B m1 m2 m转机构齿轮传动比i。=T=L^=T=L^'齿 '齿1.777+571.8651.944=295.083P=Pff=1.334x1.5x1.3=2.601kW1J 1B12P=Pff=1.334x0.56x1.14=2.372kW1R 1B34T=Tff=295.08x1.5x1.3=575.409N-m2J 2B12T=Tff=295.08x0.56x1.14=188.379N-m2R 2B34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1000r/min，中心距100mm，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2.2N-m。堆垛机构中，联轴器选择时应根据：T=kkTmmax<lr] (4-7)式中T—所传递转矩的计算值，N•m；Tbmax—按载荷组合B计算的最大转矩，对高速轴，Tb皿广(0.7〜0.8)人"，其中七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七=2.2,孔为电动P 22机额定转矩，Tn=9550-(N•秫)=9550场而=21.01N•m，P为电动机额定功率，kW，n为转速，r/min；T]一联轴器许用转矩，N•m，由机械设计手册查得T]k—联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.3；七一角度偏差系数，电机轴处选用UL型弹性联轴器，减速器输出端选用YL型刚性联轴器七=1；代入公式得：对于电机输出轴T=k^Tb =1.3x1x0.8x(2.2x21.01)=48.07N•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=KTB=2.3x295.083=678.691N•m七一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48mm，滚筒轴轴径28mm，转速n=217.140。型号选择：对于高速轴：从GB/T5844-1986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24〜35之间，符合要求。对于低速轴：从GB/T5843-1986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55〜70之间，符合要求。4.4旋转机构齿轮传动设计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a=20。。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Z广54,大齿轮齿数Z2=105。按齿面接触疲劳强度设计S、,3\2KTu+1（ZZZV(4-8)⑴由式dtz13^r［-vtI(4-8)*d *H11）确定公式中各参数值试选*=1.3。小齿轮传递转矩T］=295083N-mm；由表［5，10-7］选取齿宽系数4d=1.30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Z=189.8MPa1/2。E计算接触疲劳强度用重合度系数Zg。a=arccosZcosa/(Z+2h*)」=arccosI54xcos20o/(54+2x1)]=25.024a2=arccosZ2cosa/(Z2+2h*)」=arccos1105xcos20。/(105+2x1)]=22.761&=Z(tana一tana)+Z(tana一tana)]/2兀=154x(tan25.024。—tan20。)+105x(tan22.761°-tan20°)L2+3.14=1.814「三=」m=0.8543 \ 3计算接触疲劳许用应力ch］由图［5,10-25d］查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为ah].2=550MPa。计算应力循环次数：气=60七jLh=60x1.758x1x(2x8x300x15)=7.62x106N2=%xu=7.62x106x1.944=1.481x107由图[5，10-23]查取接触疲劳寿命系数膈=1.34，%2=1.27。取失效概率为1%，安全系数S=1，则Q]=%1。h临1=L34x600=804MPaH1S 1QH】=—=3=704MPa取Q日和kH〕2中的较小者作为齿轮传动的接触疲劳许用应力，所以la]=704MPa。H2）试算小齿轮分度圆直径,3'2KTu+1(ZZZdt七十〒•d12x1.3x2950831.944+1/2.5x189.8x0.854)I704J x x1.3 1.944=66.653mm（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。2mm圆周速度V。v=卫二=3.14x66应3xl.758〃/、=o.00613m/s

60x1000 60x1000齿宽b。b=4dd1=1.3x66.653=86.649mm2）计算实际载荷系数KH由表［5，10-2］查得使用系数K=1.5。A根据V=0.00613m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数气=1。齿轮的圆周力。F=2TJ《=2x295083/66.653=8854.305NKF1/b=1.5x8854.305/86.649=153.279查表［5，10-3］得齿间载荷分配系数K=1.1。H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K=1.554。由此，得到实际载荷系数Kh=KK^K^K耶=1.5x1x1.1x1.554=2.5643）按实际载荷系数算的分度圆直径"K 2564d1=d1 =66.653x3'-^=83.589mmHt级相应的模数m=d1/气=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=djm=83.589/2=41.794。取Z=41，则大齿轮齿数Z=UZ=1.944x41=79.704,取Z=80，Z与Z互为质1 2 1 2 1 2数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿d2=Z2m=80X2=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。几何尺寸计算计算分度圆直径d=Zm=41x2=82d=Zm=80x2=160计算中心距a=(d1+d2)/2=(82+160)/2=121mm计算齿轮宽度b=4d《=1.3x82=106.6考虑到安装误差，为保证设计齿宽，将小齿轮略微加宽(5~10)mm，即取b1=112mm，取大齿轮齿宽b2=107。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(4-9)2KTYYYV]

b=——”1Faw£<lGJ

d”"(4-9)(1)计算各参数值1)计算实际载荷系数Kf根据v=dy/2=82x10-3x0.184/2=0.00754m/s，7级精度，由图［5，10-8］查得动载系数Kv=1o由式F=2TJd1=2x295083/82=7197.146NKFJb=1.5x7197.146/106.6=101.273查表［5,10-3］得齿间载荷分配系数K=1.1。Fd宽高比b/hh=(2h*+c*)m=(2x1+0.25)x2=4.5mmb/h=106.6/4.5=23.689由表［5，10-4］用插值法查得K=1.554，结合b/h=23.689查图［5，10-13］，得HK^=1.58。则载荷系数为Kf="K、广1.5x1x1.1x1.58=2.6072)确定Y，Y，Y，Y，YFa1 Fa2 Sa1 Sa2 8由图［5，10-17］查得齿形系数Yf1=2.4，Yf2=2.18。由图［5,10-18］查得应力修正系数YS1=1.67，Ya2=1.743)计算Y8a=arccosZcosa/(Z+2h*)LarccosCnxcos20o/(41+2x1)］=26.365a1 1 1aa2=arccosZ2cosa/(Z2+2h*)］=arccosIs0xcos20。/(80+2x1)］=23.5418=Z(tand-tana)+Z(tana一tana)］/2兀=Z1x(tan26.365。—tan20。)+80x(tan23.541。—tan20°)］+2+3.14=1.773Y=0.25+075=0.25+^075=0.6738 8 1.773a4)计算trf］计算应力循环次数：N］=60qjLh=60x1.758x1x(2x8x300x15)=7.62x106N2=气xu=7.62x106x1.944=1.481x107由图［5，10-22］查得弯曲疲劳寿命系数K^1=0.97,七2=0.94。Flim1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r =500MPaFlim1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,0.97x50°0.97x50°=346.429MPa1.4QF]20.94x380=255.143MPa1.45）校核弯曲疲劳强度2KTYYY 2KTYYY F~1~Fa1~sal~&。m3z2d12x2.607x295083x2.4x1.67x0.673_237387<Q]1.3x23x4122KTYYY 2x2.607x295083x2.18x1.74x0.673 「]Q=——FQFa2sa2，= =224.665<Q」d”'1 .所以齿轮弯曲疲劳强度校核合格。6)齿轮主要参数齿数Z]=41Z2=80分度圆直径d-Zm-41x2=82mmd=Zm=80x2=160mm齿顶圆直径d1=(Z1+2h*)m=(41+2x1)x2=86mmd2=(Z2+2h*)m=(80+2x1)x2=164mm齿根圆直径

d=(Z-2h*—2c*)m=(41-2x1-2x0.25)x2=77mmf1 1ad=(Z-2h*-2c*)m=(80-2x1-2x0.25)x2=155mm

f2 2a中心距a=(《+d2)/2=(82+160)/2=121mm齿轮宽度b=112mmb?=107mm4.6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:PT9550000T广胡。卞卫孔TIT 1式中：t厂扭转切应力，MPa；T一轴1受的扭矩，N-mm；1七一轴的抗扭截面系数，mm3；n一轴1的转速，n=京x60=2326x60=22.223r/min；P一轴传递的功率，P=1.334kW；d1一计算截面处轴的直径，mm；T］一许用扭转切应力，MPa，轴的材料取45号钢，查表［5,TT］=35MPa；T(4-10)15-3］得(4-10)15-3］得'9550000xP -9550000x1.334, 「 -' =43.426mm0.2x35x22.223(2)按扭转强度设计轴2的最小轴径:P9550000—t=孔^ M<t]TW 0.2d23 T式中：t厂扭转切应力，MPa；T2一轴2受的扭矩，N-mm；Wt一轴的抗扭截面系数，mm3；n一轴2的转速，n=nxi=22.223x1.944=43.202r/min；2 2 1齿P一轴传递的功率，P=1.334kW；d2一计算截面处轴2的直径，mm；T]一许用扭转切应力，MPa，轴的材料取45号钢，查表得[5,T15-3]Tt]=35MPa；计算：, 9550000xPd2'tF…=：'9550000孔334=, 9550000xPd2'tF…='0.2x35x43.2024.6.2二轴的结构设计及强度校核(1)二轴上零件的装配方案设计二轴主要传递电机轴的扭矩给一轴，二轴上的零件主要有：深沟球轴承，小齿轮，联轴器。三个定位轴肩分别定位深沟球轴承，小齿轮和联轴器实现轴上零件的轴向固定，靠键实现轴上零件的轴向固定。(见图4.5.2)图(4.5.2)(2)二轴的强度校核1.轮齿受力分析计算轮齿受力时，可忽略啮合轮齿间所受的摩擦力。各力按下式计算:F=2T/dt1 1(4-11)F=Ftana尸1 t1(4-12)F=F/cosan t1(4-13)式中：T—小齿轮传递的转矩，T=295083N-mm；a一压力角，a=20°；所以F=2T/d=2x295083+82=7197.146N-mmt1 1 1F=Ftana=7197.146xtan20°=2619.547N-mmr1 t1F=F/cosa=7197.146+cos20=6763.105N-mmnt12.画出轴的力学模型简图见图(a)图(a)3.分别作出二轴在水平方向上的受力简图与水平方向上的弯矩图见图（b）图（b）计算:MA=Fg-AC-F-AB=0JFnhHnh2Mh=Fnh].ABFNH2=3281.6F.AB7197.146x88

=—t = FNH2=3281.6AC193

F^1=F-F^2=7197.146-3281.6=3915.546NMh=3915.546x88=344568.048N-mm4.分别作出二轴在竖直方向上的受力简图与水平方向上的弯矩图见图（c4.分别作出二轴在竖直方向上的受力简图与水平方向上的弯矩图见图（c）图（c）计算:ZMa=Fnv2-AC-F-AB=0FNV1+FNV2-Fr=0Mv=Fnv1•ABFNV2=1194.405NFNV2=1194.405NAC193Fnv1=F-Fg=2619.547-1194.405=1425.142NMv=1425.142x88=125412.496N-mm5.作弯矩图和扭矩图见图（d）计算:M=.：M2+M2HVM=®344568.0482+125412.4962=366681.652N-mmT=295083N-mm图（d）图（d）6.按弯扭合成应力校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为：(4-14)b=伽2：（或）2土］式中：b页一轴的计算应力，MPa；(4-14)M—轴所受的弯矩，N-mm；T—轴所受扭矩，N-mm；W一轴的抗弯截面系数，W=止-"以T^mm3,其中d为轴径，b为键槽宽32 2d度，t为轴上键槽深度;

k］一对称循环变应力时轴的许用弯应力，MPa;-1根据弯矩和扭矩图确定危险截面B的强度。轴做循环往复旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取折合系数a=1,轴的计算应力为2d32W=业-b^=3」4x5°3-14x5.5x(5。-5.»2=040.833mm2d3232 2d32 2x50\：M2+(aT)2366681.6522+2950832"―W—= 同E—=43.821MPa轴材料选用45钢，调质，查表得对称循环变应力时轴的许用弯应力k］=60MPa。-1由于ka<\k1］，所以安全。4.6.3二轴上深沟球轴承校核轴承所受径向力F=,；Fnh22+F"=¥'3281.62+1194.4052=3492.206N基本额定静载荷C基本额定静载荷C=18000N，FC=0，所以X=1，Y=0。0轴向当量动载荷P=f(XF+YF)=1.5x3492.206=5238.309N，f为载荷系数，中

dra d等冲击时匕=1.5。验算轴承寿命：10660〃10660〃10660x1.758xp00^T"5238.309J=384657.367h预期使用寿命为L=2x8x300x15=72000h，LVLh，所以轴承验算合格。堆垛机构设计计算5.1堆垛机构电机选择堆多机构初选电机时考虑启动功率按下式计算:P=P+P(kW) (5-1)式中： P,一等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率；P一加速机构所需的功率；a(1)摩擦阻力功率计算回转支撑装置中的摩擦阻力矩七(N-m)；式中 孔一止推轴承中的摩擦阻力矩，N-m；1a.止推轴承中的摩擦阻力矩Tv=^rFd(N-m)式中 F一止推轴承所受的垂直力，N。tR一径向轴承的摩擦系数，对滚动轴承取R=0.015；计算：d一止推轴承的内径与外径的平均值，m；计算：F(5xM桶+M零件)xg=(5x100+80)x9.81=5689.8N75+110d= =92.5mm=0.0925m21 ,1T=2rFd=2x0.015x5689.8x0.0925=3.947N•m等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率P=0"竺=3.947x°」84=0.00726(kW)st1000 1000(2)加速机构所需的功率PaP=3

aP=3

a1000(kW)(5-2)式中：Tm2一搬运码垛机器人旋转时的回转惯性阻力矩；w一搬运码垛机器人旋转时的角速度，w=0.184rad/s；

计算:回转惯性阻力矩T:m2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T和回转部分的惯性阻力矩丁组成，即gGTm2=TgQ+TgG(5-3)式中:计算:TgQ=JaT和回转部分的惯性阻力矩丁组成，即gGTm2=TgQ+TgG(5-3)式中:计算:TgQ=Ja(N-m)，「物品对堆垛平台回转中心的转动惯量,Kg-m；以一搬运码垛机器人堆垛平台旋转时的角加速度;Jq=8xm•R2=800x0.22=32Kg-m2以=4.753rad/s2T己=Ja=32x4.753=152.096Kg-m2搬运码垛机器人堆垛机构的惯性阻力矩、T=Eja(N-m)i=1式中3jG，一搬运码垛机器人堆垛机构各部件回转中心的转动惯量以一搬运码垛机器人堆垛机构旋转时的角加速度;(5-4)(5-5)计算:柱式回转轴对回转中心的转动惯量为j=!mR2=-x80x0.0852=0.289Kg-m212112堆垛平台对回转中心的转动惯量为j=£mG2+b2)=12x60x(.22+1.22)=14.4Kg-m2其中m2为平台质量，a和b为平台的长与宽;j•"顼.28iT.689曲-m2T=%Ja=14.689x4.753=69.817(N-m)gG i=1Gi所以作用在堆垛机构柱式旋转轴上的转矩为:T2=Tq+Tg=152.096+69.817=221.913N•m所以P=3=以顷3*0.184=0.041(kW)a1000 1000P=P+P=0.00726+0.041=0.048(kW)查［3,1-26］选择Y100L-6型三星异步电机，额定功率1.5kW,同步转速1000r/min。5.2堆垛机构平台设计堆垛机构中，设计一种曲柄滑块机构，来实现将每次工作循环中起升机构运送的第一件重物由平台边角运送到平台中心，见图（5.2）曲柄滑块机构中，连杆BD长度为曲柄AB长度的二倍AB=200mm，C处为运送重物的托盘。当曲柄运动到b处时托盘恰好运送重物到回转中心，即平台中心。堆垛平台上为了使重物从平台边缘运送到平台中心，需要在平台上开槽，槽的形状应和C点的运动轨迹相符。图（5.2）曲柄滑块机构5.3槽轮机构设计本机构选用外接径向槽轮机构，机构参数：槽数Z=4槽间角2p=360。/4=90。槽轮每次转位时曲柄的转角2以=180。-2p=180。-90。=90。中心距a=300mm曲柄相对长度.人=0.707曲柄长度r=Xa=0.707x300=212.1mm槽轮相对半径匚=0.707槽轮半径R=•a=0.707x300=212.1mm锁止弧张角Y=360。-2以=270。圆销半径r牝r/6=35mm相对槽深 =0.42a槽深h=0.42xa+rA=161mm曲柄轴轮毂相对直径d+气2(1-X)=2x(1-0.707)=0.586，取气+气=0.6a a曲柄轴轮毂直径d=0.6xa一2r=110mm锁止凸弧半径rV-r=212.1-35=177.1mm，取r=170mm5.4堆垛机构减速器的选择堆垛机构使用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=Pff=1.5x1.5x1.3=2.925kW1J 1B12P=Pff=1.5x1x1.14=1.71kW1R 1B34