【《某工业机器人手腕旋转机构的具体方案分析综述》5400字】

某工业机器人手腕旋转机构的具体方案分析目录TOC\o"1-3"\h\u5490某工业机器人手腕旋转机构的具体方案分析 1192361.1电机的选型 2207541.1.1负载转动惯量的计算 2237851.1.2电机转矩的计算 3267371.1.3电机的选型 4248051.2减速器的选型 5281191.2.1减速器输入转速的计算 519907式中n3为旋转端减速器的输入转速。 57330计算可得n3=6000r/min。 569861.2.2减速器的选型 541491.3带传动机构的设计 67301.3.1带传动设计功率的计算 665151.3.2传动带截型的选择 7148751.3.3带轮直径 8122101.3.4带速的验算 9234641.3.5带轮中心距的计算 912211.3.6传动带根数的选择 10186581.3.7轴承的选型 11109751.4锥型齿轮的设计 11296561.4.1直齿锥齿轮传动的几何计算 1177601.4.2锥齿轮的强度校核 14腕关节旋转端的具体设计包括电机选型、减速器选型、带传动设计和锥齿轮设计四个部分。电机的选型依据课题所规定的负载要求确定转动惯量，并计算电机所需要的转矩，最后结合其他工况要求选择最优电机类型，根据转矩要求确定电机型号。具体分为以下三个步骤。负载转动惯量的计算设负载物体为半径=0.09的实心圆柱体，绕自身轴线旋转，负载材质选择工业机器人中最常用的钢铁，其质量密度=×。根据课题要求所规定的负载质量=20kg。则负载圆柱体的高度（）为：（3.1）式中：为材料密度();为圆柱体半径();为圆柱体质量()。计算可得=0.1004。负载圆柱体如下图3.1所示。图3.1负载圆柱体通过UG对负载圆柱体密度赋值后，用测量体这一功能测量负载的转动惯量（）。如表1所示，所测得的转动惯量=0.081。表3.1圆柱体转动惯量（kgmm2）X轴Y轴Z轴107734.77107734.7781025.34电机转矩的计算为满足手腕响应灵敏和运转平稳的要求，拟定手腕旋转端的加速时间t1=0.25s。根据课题所要求的旋转端转速n1=60r/min，根据角速度公式：（3.2）式中：为角速度（rad/s）；为转速（r/min）。计算可得=6.28rad/s。根据角加速度计算公式：（3.2）式中：为角加速度（rad/s2）；为角速度变化量；为加速时间。计算可得=25.12rad/s2。在手腕旋转端启动的瞬间，负载存在加速转矩T1（在末端执行器与负载接触面之间存在静摩擦力矩，较小可忽略）。根据加速转矩的计算公式：（3.3）计算可得T1=2.03Nm。在润滑的情况下，钢与钢之间的滑动摩擦系数为0.1到0.12之间，这里我们取最大值即μ1=0.12。根据负载质量m1=20kg，手腕旋转端所受到的摩擦力F1=24N。根据摩擦力矩计算公式：（3.4）式中：M1为摩擦力矩（Nm）。计算可得M1=2.16Nm。考虑到手腕在旋转时，各传动部分均存在一定的惯性矩和摩擦阻力矩。还需为减速器选取工况系数k1,取k1=1.5。旋转端减速器需要的实际输出转矩为：（3.5）计算可得T2=5.21Nm。设减速器减速比i1=100,同步带的传动比i2=1。在同步带与减速器之间，还还包括锥齿轮传动。在设计过程中，取手腕腕关节结构内部锥齿轮的传动比i3=2。动力在传动过程中有所损耗，取减速器、同步带、锥齿轮的传动效率η=0.95，所以伺服电机应具有的输出转矩为：（3.6）式中：Tout1为旋转端电机实际输出转矩（Nm）；i1为旋转端减速器的传动比；i2为旋转端同步带的传动比；i3为锥齿轮的传动比；η传动效率。计算可得Tout1=0.12Nm。总体计算结果如表3.2所示：表3.2计算结果转动惯量J1加速转据T1减速器实际输出转矩T2电机实际输出转矩Tout1（kgm2）（Nm）（Nm）（Nm）0.0812.035.210.12电机的选型为满足机器人手腕在各种工况下适应不同工作的要求，选型时要综考虑各方面素，以充分发挥电机的性能[13]。并且不能盲目选用规格过高的电机，以免造成手腕体积过大和制造成本的增加。选用交流伺服电机可以满足以上基本要求，同时相较于其他种类的电机还有以下优势：体积小，可以满足手腕的空间结构要求，质量小，降低守望的整体重量；有较大的起动转矩和持久的转矩过载能力；加速性能好，满足快速启动制动和正转反转的要求；精度高，无自转，适合高精度控制。根据之前所计算出的电机实际输出转矩的起动时的加速转矩，所选用的电机型号为安川伺服电机SGM7J-A5A，电机具体参数如表3.3所示：表3.3伺服电机参数额定电压（V）额定输出（W）额定转矩（Nm）额定转速（r/min）DC24V±10%2000.1593000电机如图3.2所示。图3.2SGM7J-A5A伺服电机减速器的选型减速器输入转速的计算旋转端电机型号确定后，得知电机的额定转速n2=3000r/min,据此计算减速器的转矩和转速。由设计参数可知，机器人手腕旋转端同步带传动比i2=1,齿轮传动比i3=2。减速器的输入转速为：（3.7）式中n3为旋转端减速器的输入转速。计算可得n3=6000r/min。减速器的选型采用伺服电机，其转速高、转矩小。需配合以大减速比的减速器才能保证机器人手腕就有较大的输出转矩和较低的输出转速。谐波减速器在满足大减速比的同时效率高、体积小，适用于结构紧凑的手腕。根据所计算出的减速器实际输出转矩T2，所选用的谐波减速器需满足额定转矩大于所求的实际输出转矩，最大转矩也应大于计算所得的加速转矩。并且根据减速器的实际输入转速n3，减速器的减速比确定为1：100。因此谐波减速器所选定的型号为苏州开璇KAH-14C，具体参数如表3.4所示：表3.4谐波减速器参数额定转速（r/min）最大转速（r/min）额定转矩（Nm）最大转矩（Nm）减速比35.664.413.49341：100谐波减速器结构简图如图3.3所示：图3.3苏州开璇KAH-14C减速器结构简图带传动机构的设计平带安装在平滑的轮面上，借助与轮面之间的摩擦力传动；v带传动时，带在带轮上相应的型槽内，借助带与型槽两壁面的摩擦力传动。旋转端带传动的带型选用V带。因为与平带传动比较，平带传动结构简单，但容易打滑，V带较平带结构紧凑，传动的摩擦力较大，传递功率较大。V带是无接头的传动带，传动较为平稳。过载时，在带轮上打滑来保护整机。其制造和安装精度不及齿轮传动，但维护方便、不用润滑。带传动设计功率的计算确定V带传动后，选择V带的工况系数kA。由于机器人手腕旋转端负载轴向规则对称，所以旋转部分包括带传动在内的各传动机构运行顺滑，负载变动较小，工况较为稳定。并且负载质量为20kg，属于轻负载。因此工况系数kA=1.2。kA如表3.5所示：表3.5工况系数kA工况启动载荷空、轻载启动重载启动每天工作时间(h)＜1010~16＞16＜1010~16＞16载荷变动最小1.01.11.21.11.21.3载荷变动较小1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大1.31.41.51.51.61.8确定带传动机构的工况系数后，根据已选定的旋转端伺服电机的额定功率，确定V型带所传递的功率为200w。便可以计算带传动机构的设计功率：（3.8）式中：Pd为带传动的设计功率（kw）；kA为工况系数；P为传递的功率（kw）。计算可得Pd=0.24kw。传动带截型的选择根据设计功率Pd=0.24kw和同步带轮的转速n2=3000r/min，由下图3.4所示，选择Z型作为V型同步带的截型。图3.4普通V带选型图截型选定后根据轮槽截面尺寸图表得出具体截面尺寸，Z型截面尺寸如表3.6所示。表3.7轮槽截面尺寸表（mm）槽型基准宽度bdhaminhfmin槽间距eƒminδminr2基本值极限偏差积累极限偏差Z8.52712±0.3±0.675.50.5～1.0Z形截面尺寸示意图如图3.5所示。图3.5截面尺寸示意图带轮直径带传动的传动比i2=1，所以大小带轮的直径相同，皆用dd表示，即dd=dd1=dd2。截面形状已选用Z型截面。由带轮直径表可知Z型截面的直径带轮直径dd1=dd2=50mm。如表3.7所示。表3.7旋转端带轮直径d1表截型YZABCDE最小带轮直径dd（mm）205075125200355500带速的验算普通V带带速υmax＝25～30m/s，不低于5m/s。带速υ≈20m/s时，可充分发挥V带的传动能力。V带的带速可通过以下公式计算：（3.9）式中：dp1为节圆直径（mm），基准宽度带轮节圆直径dp1等同于基准直径dd；n2为带轮转速（m/s）。计算可得υ=7.85m/s。速度合理，不低于理论最小值，也不理论大于最大值。带轮中心距的计算初定中心距a0。初步拟定中心距a0（mm）范围，0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2)。计算可得：70mm＜a0＜200mm。初步拟定中心距a0为170mm。基准长度Ld0。由基准长度计算公式：（3.10）式中：Ld0为基准长度（mm）；a0为中心距（mm）。计算可得Ld0=497.08mm。根据表3.8得知同步带基准长度Ld=500mm。表3.7普通Z截面V带的基准长度Ld表截型Z基准长度Ld0400450500560630实际中心距a。V带传动的电机基座为可调式基座，可以在一定范围内调节中心距。因此实际中心距采用近似值的计算方法：（3.11）式中：a为实际中心距（mm）。计算可得a=171.96mm，即V型带的实际中心距。传动带根数的选择首先计算小带轮的包角a1。根据公式：（3.12）式中：a1为小带轮包角（°）。计算可得a1=180°。再根据表3.8确定单根V带额定功率P1，已知截型为Z型，小带轮直径为50mm，查表可知单根V带的额定功率P1=0.28kw。表3.8普通Z截面V带额定功率P1表带轮转速n2（r/min)2400280032003600额定功率P1（kw）0.220.260.280.30由于带传动传动比i2=1，单根V带额定功率增量ΔP1=0。包角修正系数Kα见表3.9，根据小带轮包角a1=180°，包角修正系数Kα=1.00。表3.9包角修正系数Kα表包角a1（°）180175170165包角修正系数Kα1.000.990.980.96带长修正系数KL见表3.10，根据同步带基准长度Ld=500mm，选定带长修正系数KL=0.91。表3.10带长修正系数KL见表基准长（Ld/mm）400450500560630带长修正系数KL0.870.890.910.940.96最后求V带根数，根据公式：（3.13）式中：z为V带根数。计算可得z=0.942。取整数，即z=1。V带根数为1根。旋转端带传动结构整体结构简图如图3.6所示。图3.6带传动结构简图轴承的选型腕部的旋转关节内部轴承主要为一对圆锥滚子轴承的结构，这种布局主要是为承受较大的轴向力而设计的。手腕旋转到水平方向时，整个手腕的转向负载会作用到这对轴承上，所以采用一对圆锥滚子轴承背靠背的布置结构较为合理。其结构简图如图3.7所示。图3.7圆锥滚子结构简图锥型齿轮的设计选用用途最、广设计最简单的直齿锥齿轮作为旋转端的一对锥齿轮。其加工安装方便，可使用齿轮滚刀或插齿刀加工。直齿锥齿轮传动的几何计算选用的直齿锥齿轮的齿形制为GB/T12369—1990。确定齿形制后可以根据表3.11得到基准齿形参数。表3.11基准齿形参数表齿轮类型基准齿形参数齿形角a齿顶高系数ha*顶隙系数c*螺旋角β直齿锥齿轮20°10.20°据表可知：齿形角a=20°；齿顶高系数=1；顶隙系数=0.2；螺旋角β=0°。根据表3.12选取小齿轮的变位系数x1=0.34，大齿轮变位系数x2=-x1=-0.34。表3.12直齿锥齿轮高变位系数x1表齿数比小轮齿数>1.95～2.100.360.340.29通常小锥齿轮齿数z1=16～30，拟定z1=20。锥齿轮传动比i3=2，齿数比u=i3=2，因此大齿轮的齿数z2=40。根据标准系列模数设定模数m=2。锥齿轮尺寸如图3.8所示。图3.8锥齿轮尺寸示意图所设计的锥齿轮为等顶隙收缩齿，Σ＝90°。计算节锥角δ，根据公式：（3.14）计算可得小锥齿轮节锥角δ1=26.57°。根据公式：（3.15）计算可得大锥齿轮节锥角δ2=63.43°。计算齿宽b。根据分度圆直径计算公式：（3.16）计算可知小齿轮d1=40mm，大齿轮d2=80mm。根据锥距R计算公式：（3.17）计算可得锥距R=44.72mm。齿宽系数φR不宜过大，否则会引起小端齿顶过隙，齿根圆角半径过小，应力集中过大，一般取φR=1/4～1/3，根据齿宽公式：（3.18）计算可得齿宽b=12mm。计算齿顶圆直径da。首先计算齿顶高ha，小齿轮变位系数x1=0.34，大齿轮变位系数x2=-0.34。根据公式：（3.19）计算可知小齿轮ha1=2.68mm，大齿轮ha2=1.32mm。然后计算尺高h，根据公式：（3.20）计算可得h=4.4mm。计算齿根高hf可以根据公式：（3.21）计算可得小齿轮hf1=1.72mm，大齿轮hf2=3.08mm。最后计算齿顶圆直径da，根据公式：（3.22）计算可得小齿轮da1=44.79mm，大齿轮da1=81.18mm。计算顶锥角δa和根锥角δf。首先齿根角θf，根据公式：（3.23）计算可得小齿轮齿根角θf1=2.20°，大齿轮齿根角θf2=4.00°。然后计算齿顶角θa，所设计的圆锥直齿轮为等顶隙收缩齿，因此小齿轮的齿顶角和大齿轮的齿根角相等，即θa1=θf2=4.00°，大齿轮的齿顶角和小齿轮的齿根角相等，即θa2=θf1=2.20°。最后计算顶锥角δa，根据公式：（3.24）计算可得小齿轮δa1=30.56°，大齿轮δa2=65.63°。计算根锥角δf可根据公式：（3.25）计算可得小齿轮根锥角δf1=24.37°，大齿轮根锥角δf2=59.43°。计算齿距p，根据公式：（3.26）计算可得p=6.26mm。计算支承端距H。首先计算出外锥高AK，根据公式：（3.27）计算可得小齿轮外锥高AK1=18.80mm，大齿轮外锥高AK2=38.81mm。然后根据齿轮结构设定安装距离A，选定小齿轮安装距离A1=25mm，小齿轮安装距离A2=45mm。最后支承端距H，根据公式：（3.28）计算可得小齿轮支承端距H1=6.20mm，大齿轮支承端距H1=6.19mm。锥齿轮结构简图。如图3.9所示。图3.9锥齿轮结构简图锥齿轮的强度校核（1）锥齿轮的受力分析。锥齿轮受力分析如图3.7所示。设计时，忽略摩擦力和载荷集中的影响，锥轮齿所受到的压力简化为作用在主动锥齿轮分度圆上的法向力Fn,且Fn可看做为Ft、Fr、Fa三个正交作用力的合力。图3.7锥齿轮受力分析图求垂直作用力与三个正交作用力。旋转端减速器额定输出转矩T=13.49Nm，则大锥齿轮传递的转矩T1=13.49Nm。已知主动锥齿轮的分度圆直径d2=80mm，齿宽系数φR=0.26。则平均节圆直径dm2为：（3.29）计算可得dm2=69.6mm。所以圆周力Ft为：（3.30）计算可得Ft=387.64Nmm。分度圆锥角δ1=26.57°，压力角α=20°。所以径向力Fr为：（3.31）计算可得Fr=126.18Nmm。根据公式可知轴向力Fa为：（3.32）计算可得Fa=63.11Nmm。根据公式可知法向力Fn为：（3.33）计算可得Fn=412.52Nmm。齿轮材料选取。大锥齿轮与小齿轮的材料均为40Cr合金钢,采用调质处理法，其机械强度和韧性等综合性