【《某苹果采摘机械臂的结构设计计算过程案例》3500字】

某苹果采摘机械臂的结构设计计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u15429某苹果采摘机械臂的结构设计计算过程案例 1193651.1采摘机械臂的总体结构布局 1300891.2末端执行器设计计算 2119731.2.1末端执行器的对比分析 2249711.2.2机械爪的受力分析 4256561.3腕关节结构设计计算 6102101.4机械臂设计 10255361.5采摘机械臂动力部分结构设计 10采摘机械臂的总体结构布局在设计苹果采摘机械臂时必须以大多数苹果树生物学特性和苹果果实的规格作为尺寸设计的依据。参考国内外一些相对比较成功的设计和产品，并且考虑到采摘作业环境的特性，本课题的苹果柔性采摘机械臂设计指标为如表3-1所示：表3-1苹果采摘机械臂的指标设计苹果采摘机械臂的指标设计机械臂长度机械臂重量安装方式电源工作速度工作能力机械臂全长约1.4m总重量不超过50kg设计了底部安装板，方便以后在移动机构上安装220V交流电关节转速约为10°-30°/s苹果重量约为140g，直径为80mm本文设计的苹果采摘机械臂主要包括以下几个部分：机架部分：机架部分是机械臂的手臂部分；通过和机械臂的腰关节共同配合从而将运动传递至末端执行器，起到对机械手的支撑作用；采摘部分：即末端执行器：机械手的核心部件。末端执行器的好坏直接影响了采摘效率。传动部分：小臂齿轮箱：降低电机转速增加扭矩；腕部锥齿轮，改变传动方向。动力部分：小臂电机：提供动力，准确控制机械臂动作；腕部电机：提供动力，扭断果梗从而获得果实。基座部分：基座是采摘机械臂的基础部分，起支撑作用，采摘过程中其他的部件会将力传递给基座。基座的旋转，扩大了采摘机械臂末端执行器的采摘范围。末端执行器设计计算末端执行器的对比分析方案一：平行连杆式手爪[11]平行连杆式两爪的结构式样图如图3-1所示，其原理是通过电机的旋转带动丝杠旋转，通过丝杠螺母实现螺套的平移运动，从而带动连杆机构实现抓取动作。它的优点是对中性好，且由于螺纹的自锁功能，实现抓取运动后，样本不易脱落。图3-1平行连杆式两爪方案二：双齿轮式手爪[12]双齿轮式两爪的结构示意图如图3-2所示，它的原理是步进电机带动齿轮旋转，从而驱动四连杆实现抓取运动，与平行连杆式两爪原理类似。此结构的缺点是连杆的运动是直接依靠电机带动齿轮来实现的，相对平行连杆式两爪而言，没有自锁功能，抓取样本后容易实现松动，并且对中性不好。图3-2双齿轮式两爪方案三：齿轮齿条式两爪齿轮齿条式两爪的结构示意图如图3-3所示，其原理是电机带动齿条实现往复伸缩，通过齿轮齿条啮合带动齿轮旋转，从而带动连杆实现抓取运动。齿轮齿条传动的制造，安装精度要求较高，若加工精度差，则会导致传动噪音大，磨损大。且无自锁功能。图3-3齿轮齿条式两爪综上对比，柔性采摘机械臂使用平行连杆式手爪，采用丝杠螺母配合非方式来实现机械手爪的张开与夹紧。本课题设计的柔性末端执行器，其原理是通过采用电机带动丝杠螺母机构来驱动四连杆抓取苹果。其3D造型如图3-4所示：654321654321图3-4末端执行器3D模型该设计实现抓取的原理如下描述：丝杠2通过联轴器与电机1连接。电机1正反转旋转同时带动丝杠2旋转，滑块5（螺母3固定在滑块5上）就会沿着丝杠2轴向做往复运动，滑块5通过回转副带动中间连杆4使得两手指6能够实现开闭动作即实现了抓取动作。其结构图如图3-5所示：564213564213电机2-丝杆3-螺套4-卡爪连杆5-卡爪转轴6-卡爪图3-5机械爪结构图机械爪的受力分析在对电机和丝杠型号进行选择之前，需要先对卡爪进行受力分析。电机驱动丝杠旋转，带动螺套向上运动，所受拉力为F，两个卡爪连杆对卡爪销轴的反作用力分别为F1，F2，作用力方向位于螺母上卡爪连杆固定点与卡爪固定点的连线上，与卡爪轴连线夹角为α和β，且F1=F2，图3-6卡爪受力分析图[13]。由几何关系可得： （3-1） （3-2） h= （3-3）其中a对称中心和卡爪回转中心之间的距离（mm）α采摘对象被夹紧时卡爪回转中心与卡爪连杆螺套固定点连线与两卡爪轴连线的夹角（°）卡爪夹紧时所受到的反作用力（N）对以上公式进行分析可知，当螺套所受拉力F一定时，α增大，夹紧力也会增大，但是如果拉力过大则会使得螺套的行程加大，进而使得螺杆长度和机械卡爪支架的长度增加，影响末端执行器的刚度，增加重量。综上所述，α介于30°到40°之间比较合适。aa图3-6卡爪受力分析图腕关节结构设计计算减速电机带动轴旋转，通过一对锥齿轮的啮合来实现末端执行器的旋转。传动机构的设计如图3-7所示：图3-7腕部传动机构直齿锥齿轮传动设计计算主传动用6级直齿锥齿轮传动。已知：小轮传动的转矩T1=2.94N·m，小轮转速=45r/min，大轮转速=15r/min。两轮轴线相交成90°。小轮、大轮悬臂支撑。大小轮均采用20Cr渗碳，淬火，齿面硬度58~63HRC。齿面粗糙度==3.2µm。采用100号中级压齿轮润滑油。齿轮长期工作。直齿锥齿轮传动设计计算过程与结果如下：初步设计设计公式 =（3-4）载荷系数K=1.5；齿数比u=i=； （3-5）估算时的齿轮许用接触应力： （3-6）(式中，实验齿轮的接触疲劳强度极限，估算时的安全系数)；几何尺寸 取=20，==3×20=60（3-7）实际齿数比为3； 分锥角 （节锥角） （3-8） （3-9）大端模数=0.992mm; （3-10）取m=1mm。大端分度圆直径=m=20mm （3-11） =m=60mm （3-12）外锥距R=/2sin=20/2sin18.43495°=31.624mm（3-13）取齿宽系数=0.3则齿宽b=R=0.3×31.624=9.4872mm（3-14）取b=9mm。实际齿宽系数 ===0.2846 （3-15）中点分度圆直径 =17mm; （3-16） =51mm;（3-17）切向变位系数=0，=0； 高位变位系数=0，=0；顶隙 c=m=0.2×1=0.2mm（取齿顶系数=0.2） （3-18）当量齿数 ===21.082 （3-19） ===189.737（3-20）当量齿轮分度圆直径 ==17.92mm （3-21） =9×17.92=161.28mm（3-22）当量齿轮顶圆直径 =+2=17.92+2×1×3=23.92mm （3-23） =+2=161.28+2×1×3=167.28mm； （3-24）当量齿轮根圆直径 =cos=17.92×cos20°=16.839mm（3-25） =cos=161.28×cos20°=151.554mm（3-26）一般条件下，直齿锥齿轮齿根圆角半径为0.38m（模数）。齿面接触疲劳强度校核计算公式： （3-27）中点分度圆上的切向力 =342.777N;（3-28）使用系数=1.25;动载系数由6级精度和中点节线速度得 ，取=1; （3-29）齿向载荷分布系数取=1.1， =1.5×1.1=1.65； （3-20）端面载荷系数 =342.777/9=38.09 （3-21）取=1.2;节点区域系数=2.5中点区域系数 ==0.792 （3-22）式中：=2；=2（-1）=2×（1.746-1）=1.492 （3-23）弹性系数=189.8螺旋角系数直齿轮，=1锥齿轮系数=0.8载荷分配系数=1计算接触应力×0.792×2.5×189.8×1×0.8）N/mm²=376.175N/mm²（3-24）许用接触应力 （3-25）实验齿轮的接触疲劳强度极限寿命系数=1，长期工作，取为无限寿命设计润滑油影响系数=0.95工作硬化系数=1尺寸系数=1最小安全系数=1.1许用接触应力值N/mm²=1123N/mm²齿面接触强度校核结果N/mm²<=1123N/mm²故设计合理。机械臂设计采摘机械臂小臂设计机械手臂为承重件，材料为Q275，由两个侧面连接板和三个中间连接块组成，中间连接块的应用极大地减轻了机械臂的重量。单侧机械臂形状近似长方体，其尺寸规格为1000*160*40（长*宽*高，单位：mm）。采摘机械臂动力部分结构设计（1）小臂齿轮箱的设计[14]：设定机械手小臂的摆动速度为18°/s，合3r/min，机械臂小臂和末端执行器的总质量为20kg，重心距齿轮0.75m，重心处线速度 =WR=18××0.75=0.24m/s （3-26）由相关力学知识知，小臂处于水平位置时齿轮所受的扭矩最大，所受重力为=mg=20×9.5=196N，由于行星轮减速电机自带减速器，选定此齿轮箱的传动比为10。 ===0.052kW （3-27）其中：--电机功率，单位，KW；--拉力（重力），单位，N；--线速度，单位，m/s；--传动效率系数。本齿轮箱上的齿轮只受到轴向载荷且受力不大，故选用深沟球轴承，查表得=0.99，=0.98，=0.92 （3-28）由于i=，按展开式布置取 =1.3 （3-29）故=3.6，=2.77。各轴转速：=30r/min，=8.3rmin，=3r/min。各轴功率各轴转矩 （3-30）由轴=17.5N·m=17500N·mm，=188.9，取K=1.1，=0.8 （3-31）取=35mm，齿数取=20个，则=20×3.6=72个；模数 m==1.75mm（3-32）则=35×3.6=126mm 齿宽 b==28mm（3-33）则=35mm，=30mm。经验算轮齿弯曲强度，安全。取=55mm。齿数取=20个，则=20×2.77=55.4个，取=56个模数m==2.75mm，则=35×3.6=126mm。齿宽b==44mm，则=50mm，=45mm。经验算齿轮弯曲强度，安全。小臂电机选择由采摘机械臂的使用要求，机械臂小臂的摆动范围在-85°85°，机械臂小臂的最终转速约为12.5r/min，根据实际采摘作业要求，选择小臂齿轮箱减速器的传动比为9.24。末端执行器及机械手小臂的总质量为20kg。由相关动力学知识知，当小臂和末端执行器与水平面的夹角为零时，小臂电机所需要的扭矩为最大。小臂电机计算公式： T=F×R （3-34）其中：T——扭矩，单位，N·m;F——机械臂末端执行器和机械手小臂的重力，单位，N；R——重心半径，单位，m。故负载扭矩为：T=20×9.8×0.75=147N·m设直齿轮减速器的传递效率为0.7，则此减速器输入轴的扭矩大小为： （3-35）由上面的公式结合目前市场减速电机型号、能量损失、效率等，最终确定减速电机为行星减速电机，品牌为上迈科技，型号为36-555。表3-2为所选电机型号：表3-2所选减速电机型号行星减速电机型号功率（kW）输出转速（r/min）输出扭矩（N·m）减速