正式機械手夾持器.doc

15沈陽理工大學課程設計專用紙 1 夾持器1.1夾持器設計的基本要求（1）應具有適當?shù)膴A緊力和驅動力；（2）手指應具有一定的開閉范圍；（3）應保證工件在手指內(nèi)的夾持精度；（4）要求結構緊湊，重量輕，效率高；設計參數(shù)及要求（1）采用手指式夾持器，執(zhí)行動作為抓緊放松；（2）所要抓緊的工件直徑為80mm 放松時的兩抓的最大距離為110-120mm/s ， 1s抓緊,夾持速度20mm/s；（3）工件的材質為5kg，材質為45#鋼；（4）夾持器有足夠的夾持力；（5）夾持器靠法蘭聯(lián)接在手臂上。由液壓缸提供動力。1.2.夾持器結構設計 1.2.1夾緊裝置設計. 1.2.1.1夾緊力計算 一般來說，加緊力必須克服工件的重力所產(chǎn)生的靜載荷（慣性力或慣性力矩）以使工件保持可靠的加緊狀態(tài)。手指對工件的夾緊力可按下列公式計算： 2-1式中：安全系數(shù)，由機械手的工藝及設計要求確定,通常取1.22.0，取1.5；工件情況系數(shù)，主要考慮慣性力的影響， 計算最大加速度，得出工作情況系數(shù), ，a為機器人搬運工件過程的加速度或減速度的絕對值（m/s）；方位系數(shù)，根據(jù)手指與工件形狀以及手指與工件位置不同進行選定，手指與工件位置：手指水平放置 工件垂直放置；手指與工件形狀：型指端夾持圓柱型工件，為摩擦系數(shù)，為型手指半角，此處粗略計算, 求得夾緊力 ，取整為177N。 1.2.1.2驅動力力計算根據(jù)驅動力和夾緊力之間的關系式：式中：c滾子至銷軸之間的距離；b爪至銷軸之間的距離；楔塊的傾斜角可得，得出為理論計算值，實際采取的液壓缸驅動力要大于理論計算值，考慮手爪的機械效率，一般取0.80.9，此處取0.88，則： ，取 1.2.1.3液壓缸驅動力計算設計方案中壓縮彈簧使爪牙張開，故為常開式夾緊裝置，液壓缸為單作用缸，提供推力：式中 活塞直徑 活塞桿直徑 驅動壓力，,已知液壓缸驅動力，且由于，故選工作壓力P=1MPa 據(jù)公式計算可得液壓缸內(nèi)徑：根據(jù)液壓設計手冊,見表1.1，圓整后取D=32mm?；钊麠U直徑 d=0.5D=0.540mm=16mm活塞厚 B=(0.61.0)D 取B=0.8d=0.732mm=22.4mm,取23mm.缸筒長度 L(2030)D 取L為123mm活塞行程，當抓取80mm工件時，即手爪從張開120mm減小到80mm，楔快向前移動大約40mm。取液壓缸行程S=40mm。液壓缸流量計算：放松時流量 夾緊時流量 1.2.1.4選用夾持器液壓缸溫州中冶液壓氣動有限公司所生產(chǎn)的輕型拉桿液壓缸 型號為：MOB-B-32-83-FB，結構簡圖，外形尺寸及技術參數(shù)如下：表1.2夾持器液壓缸技術參數(shù)工作壓力使用溫度范圍允許最大速度效率傳動介質缸徑受壓面積()速度比無桿腔有桿腔1MPa+300 m/s90%常規(guī)礦物液壓油32mm12.58.61.45 1.2.2手爪的夾持誤差及分析 在機械加工中，通常情況使手爪的夾持誤差不超過，手部的最終誤差取決與手部裝置加工精度和控制系統(tǒng)補償能力。工件直徑為80mm，尺寸偏差，則，。 本設計為楔塊杠桿式回轉型夾持器，屬于兩支點回轉型手指夾持，若把工件軸心位置C到手爪兩支點連線的垂直距離CD以X表示，根據(jù)幾何關系有： 1.2.3楔塊等尺寸的確定楔塊進入杠桿手指時的力分析如下：滾子與斜楔面間當量摩擦角，為滾子與轉軸間的摩擦角，為轉軸直徑，為滾子外徑，為滾子與轉軸間摩擦系數(shù); 支點至斜面垂線與杠桿的夾角；杠桿驅動端桿長；杠桿夾緊端桿長；杠桿傳動機械效率1.2.3.1斜楔的傳動效率 斜楔的傳動效率可由下式表示： 杠桿傳動機械效率取0.834，取0.1，取0.5，則可得=, ，取整得=。1.2.3.2動作范圍分析陰影部分杠桿手指的動作范圍，即，如果，則楔面對杠桿作用力沿桿身方向，夾緊力為零，且為不穩(wěn)定狀態(tài)，所以必須大于。此外，當時，杠桿與斜面平行，呈直線接觸，且與回轉支點在結構上干涉，即為手指動作的理論極限位置。1.2.3.3斜楔驅動行程與手指開閉范圍當斜楔從松開位置向下移動至夾緊位置時，沿兩斜面對稱中心線方向的驅動行程為L，此時對應的杠桿手指由位置轉到位置，其驅動行程可用下式表示：杠桿手指夾緊端沿夾緊力方向的位移為： 通常狀態(tài)下，在左右范圍內(nèi)，則由手指需要的開閉范圍來確定。由給定條件可知最大為55-60mm,最小設定為30mm.即。已知，可得，可知：楔塊下邊為60mm，支點O距中心線30mm，且有，解得：1.2.3.4與的確定斜楔傳動比可由下式表示：可知一定時，愈大，愈大，且杠桿手指的轉角在范圍內(nèi)增大時，傳動比減小，即斜楔等速前進，杠桿手指轉速逐漸減小，則由分配距離為：，。1.2.3.5確定由前式得：，取。1.2.3.6確定為沿斜面對稱中心線方向的驅動行程， ，取，則楔塊上邊長為18.686，取19mm.1.2.4材料及連接件選擇V型指與夾持器連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個杠桿手指中間與外殼連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個滾子與手指連接選用圓柱銷，d=6mm, 需使用2個以上材料均為鋼，無淬火和表面處理楔塊與活塞桿采用螺紋連接，基本尺寸為公稱直徑12mm，螺距p=1，旋合長度為10mm。 2 腕部2.1腕部設計的基本要求（1）力求結構緊湊、重量輕；（2）結構考慮，合理布局；（3）必須考慮工作條件2.2具有一個自由度的回轉缸驅動的典型腕部結構采用一個回轉液壓缸，實現(xiàn)腕部的旋轉運動。從AA剖視圖上可以看到，回轉葉片（簡稱動片）用螺釘，銷釘和轉軸10連接在一起，定片8則和缸體9連接。壓力油分別由油孔5.7進出油腔，實現(xiàn)手部12的旋轉。旋轉角的極限值由動，靜片之間允許回轉的角度來決定（一般小于），圖中缸可回轉。腕部旋轉位置控制問題，可采用機械擋塊定位。當要求任意點定位時，可采饋控制。2.3腕部結構計算2.3.1腕部回轉力矩的計算腕部回轉時，需要克服的阻力有：（1）腕部回轉支承處的摩擦力矩（2）克服由于工件重心偏置所需的力矩（3）克服啟動慣性所需的力矩啟動過程近似等加速運動，根據(jù)手腕回轉的角速度及啟動過程轉過的角度按下式計算：手抓、手抓驅動液壓缸及回轉液壓缸轉動件等效為一個圓柱體，高為200mm，直徑90mm，其重力估算： ,取98N.等效圓柱體的轉動慣量： 工件的轉動慣量，已知圓柱體工件， 要求工件在0.5s內(nèi)旋轉90度, 取平均角速度，即=，代入得： 解可得： =0.80832.3.2回轉液壓缸所驅動力矩計算回轉液壓缸所產(chǎn)生的驅動力矩必須大于總的阻力矩定片1與缸體2固連，動片3與轉軸5固連，當a, b口分別進出油時，動片帶動轉軸回轉，達到手腕回轉的目的?；剞D液壓缸的進油腔壓力油液，作用在動片上的合成液壓力矩即驅動力矩。 或 式中 手腕回轉時的總的阻力矩 回轉液壓缸的工作壓力（Pa） 缸體內(nèi)孔半徑（m） 輸出軸半徑（m），設計時按選取 動片寬度（m）上述動力距與壓力的關系是設定為低壓腔背壓力等于零。2.3.3回轉缸內(nèi)徑D計算由 ，得：， 為減少動片與輸出軸的連接螺釘所受的載荷及動片的懸伸長度，選擇動片寬度時，選用：綜合考慮，取值計算如下：r=16mm，R=40mm，b=50mm，取值為1Mpa。2.3.4液壓缸蓋螺釘?shù)挠嬎?連接中，每個螺釘在危險截面上承受的拉力為：，即工作拉力與殘余預緊力之和計算如下：液壓缸工作壓強為P=1Mpa,所以螺釘間距小于150mm,試選擇2個螺釘，所以選擇螺釘數(shù)目合適Z=2個 受力截面 ，此處連接要求有密封性，故k取（1.5-1.8），取K=1.6。 所以 螺釘材料選擇Q235，安全系數(shù)n取1.5（1.5-2.2）螺釘?shù)闹睆接上率降贸?，F(xiàn)為總拉力即 螺釘?shù)闹睆竭x擇d=8mm.2.3.5靜片和輸出軸間的連接螺釘動片和輸出軸之間的連接結構見上圖。連接螺釘一般為偶數(shù)。螺釘由于油液沖擊產(chǎn)生橫向載荷，由于預緊力的作用，將在接合面處產(chǎn)生摩擦力以抵抗工作載荷，預緊力的大小，以接合面不產(chǎn)生滑移的條件確定，故有以下等式： 螺釘?shù)膹姸葪l件為： 帶入有關數(shù)據(jù)，得：螺釘材料選擇Q235，則（安全系數(shù)）螺釘?shù)闹睆?，d值極小，取。螺釘選擇M6的開槽盤頭螺釘， 。 2.3.6腕部軸承選擇 腕部材料選擇HT200，估計軸承所受徑向載荷為50N,軸向載荷較小，忽略。兩處均選用深溝球軸承?，F(xiàn)校核較小軸徑處軸承。6005軸承基本數(shù)據(jù)如下：，當量動載荷，載荷系數(shù)取1，則，由公式：N為轉速，由0.5s完成回轉，計算得：，球軸承代入得：，遠大于軸承額定壽命。選用軸承為深溝球軸承6005，6008。 3 伸縮臂設計3.1伸縮臂設計基本要求 設計機械手伸縮臂，底板固定在大臂上，前端法蘭安裝機械手，完成直線伸縮動作。（1）功能性的要求：伸縮要平穩(wěn)靈活，動作快捷，定位準確，工作協(xié)調(diào)。（2）適應性的要求：要求設置可調(diào)式定位機構；動力的大小要能與負載相適應。（3）可靠性的要求：要求機械手工作必須可靠。設計時要進行可靠性分析。（4）壽命的要求：設計中要考慮采取減少摩擦和磨損的措施（5）經(jīng)濟的要求（6）人機工程學的要求（7）安全保護和自動報警的要求 3.2伸縮臂機構結構設計3.2.1伸縮臂液壓缸參數(shù)計算3.2.1.1工作負載R液壓缸的工作負載R是指工作機構在滿負荷情況下，以一定加速度啟動時對液壓缸產(chǎn)生的總阻力，即： 式中：-工作機構的荷重及自重對液壓缸產(chǎn)生的作用力；-工作機構滿載啟動時的慣性力。(1)的確定 工件的質量m=5.9 (kg) 夾持器的質量 15kg(已知)伸縮臂的質量 50kg(估計)其他部件的質量 15kg(估計)工作機構荷重： Ri=(5.9+15+50+15)*10=859(N) 取Ri=860N(2) 的確定 Rm= (N) (3) 的確定 Rg=(N) 式中：為啟動時間，其加速時間約為0.10.5s=0.1s , =0.2s總負載 R=Ri+Rg+Rm=860+172+172=1204(N) 取實際負載為 =1200 3.2.1.2液壓缸缸筒內(nèi)徑D的確定D= 式中：R=1000 5000 , p可取0.8, =取液壓缸缸筒內(nèi)徑為40mm。3.2.1.3活塞桿設計參數(shù)及校核(1)活塞桿材料：選擇45號調(diào)質鋼，其抗拉強度=570(2)活塞桿的直徑：查液壓傳動設計手冊得，當壓力小于10Mpa時，速比=1.33。則可選取活塞桿直徑為20mm系列，且缸筒的厚度為5mm。 最小導向長度：mm (3)活塞桿強度及壓桿穩(wěn)定性的計算 油缸穩(wěn)定性的計算因為油缸的工作行程較大，則在油缸活塞桿全部伸出時，計算油缸受最大作用力壓縮時油缸的穩(wěn)定性。假設油缸的活塞桿的推理為P，油缸穩(wěn)定的極限應力為Pk，則油缸穩(wěn)定性的條件為PPk。Pk按下式得到： 式中：可按液壓傳動設計手冊得到； 式中：為活塞桿直徑為缸體外徑。D為缸體內(nèi)徑。所以， 所以 、為長度、上的斷面慣性矩。 查時極限力的計算圖，可由且查得所以：。所油缸的穩(wěn)定性是滿足條件的。 活塞桿強度的計算（E：材料的彈性模量）剛的彈性模量為E200Mpa。液壓傳動與控制查得： 所以活塞桿強度是滿足條件的。 3.2.1.4缸筒設計參數(shù)及校核(1)缸筒材料：選擇ZG310-570鑄鋼,其抗拉強度=570(2)缸筒壁厚及校核：取壁厚=5mm 因此屬于普通壁厚缸筒壁厚的校核 式中：-缸筒內(nèi)最高工作壓力；=7-材料的許用應力 -材料的安全系數(shù)=5校核符合要求(3)缸筒外徑： 3.2.1.5缸底設計參數(shù)及校核(1)缸底材料：選擇Q235碳素結構鋼，其抗拉強度375460(2)缸底厚度 mm 取缸底厚度為5mm3.2.1.6油缸零件的連接計算首先確定油缸缸筒與缸蓋采用螺紋連接;缸筒與缸底的連接此處選用焊接方式，此種方式能夠使液壓缸緊湊牢固。（1）缸筒螺紋處的強度計算：螺紋處的拉應力： 螺紋處的剪應力： 合成應力： 許用應力： 式中：P:油缸的最大推力kgf; D:油缸內(nèi)徑cm; ：螺紋直徑cm；：螺紋內(nèi)徑，當采用普通螺紋時（GB196-63）時，可近似按下式（t螺距cm）;K:螺紋預緊力系數(shù)，去K1.251.5；：螺紋那摩擦系數(shù)（0.070.2），一般取0.12；：缸筒材料的屈服極限。n: 安全系數(shù)，取n=1.2-2.5,一般取n=1.75.由前面計算可得：D=40mm=4cm，則查機械設計課程設計手冊，采用普通螺紋基本尺寸（GB/T196-2003）公稱直徑第二系列 4.8，可得螺距t=0.4cm; =4.8cm .所以，。 K取1.5，n:取1.75。所以：,滿足強度條件。（2）缸筒與缸底的焊接強度計算P:油缸推力kgf:焊縫效率，可取0.7：焊條材料得抗拉強度3.2.1.7液壓油缸其他零件結構尺寸得確定由于液壓缸的工作負載較小，所以選定液壓缸的工作壓力為低壓。取額定工作壓力為2.0。（1）活塞與活塞桿得連接結構：油缸在一般工作條件下，活塞與活塞桿采用螺紋連接。其形式如圖所示（2）活塞桿導向套：做成一個套筒，壓入缸筒，靠缸蓋與缸筒得連接壓緊固定，材料選用鑄鐵材料。（3）活塞與缸體得密封。采用O型密封圈密封。選用36.5內(nèi)徑，截面直徑為3.55mm.3.2.2導向桿機構設計3.2.2.1導向機構的作用導向機構的作用是保證液壓缸活塞桿伸出時的方向性，提供機構剛度，保證伸縮量的準確性。3.2.2.2導向機構的外形尺寸及材料導向選擇矩形導軌導向，導軌為伸縮臂基座上得一部分，經(jīng)加工而成；滑臺則在其上滑動且滑臺得端部靠法蘭安裝夾持器部分。材料選擇為45號鋼1為滑臺，2為伸縮臂基座，3為矩形導軌的壓板。此處矩形導軌是直接在基座上加工出來的，滑臺在導軌面上滑動，靠壓板來固定調(diào)節(jié)?；酆駷?0mm.。3