六自由度机械手设计.docx
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六自由度机械手设计
机械设计课程设计说明书
六自由度机械手
TOPWORK
上海交通大学机械与动力工程学院
专业机械工程与自动化
设计者:
李晶(5030209252)
李然(5030209316)潘楷(5030209345)彭敏勤(5030209347)童幸(5030209349)
指导老师:
高雪官
2006616
、八—
刖言
在工资水平较低的中国,制造业尽管仍属于劳动力密集型,机械手的使用已经越来越普及。
那些电子和汽车业的欧美跨国公司很早就在它们设在中国的工厂中引进了自动化生产。
但现在的变化是那些分布在工业密集的华南、华东沿海地区的中国本土制造厂也开始对机械手表现出越来越浓厚的兴趣,因为他们要面对工人流失率高,以及交货周期缩短带来的挑战。
机械手可以确保运转周期的一贯性,提高品质。
另外,让机械手取代普通工人从模具中取出零件不仅稳定,而且也更加安全。
同时,不断发展的模具技术也为机械手提供了更多的市场机会。
可见随着科技的进步,市场的发展,机械手的广泛应用已渐趋可能,在未来的制造业中,越来越多的机械手将被应用,越来越好的机械手将被创造,毫不夸张地说,机械手是人类是走向先进制造的一个标志,是人类走向现代化、高科技进步的一个象征。
因此如何设计出
一个功能强大,结构稳定的机械手变成了迫在眉睫的问题。
一.
设计要求和功能分析
4
•-■
基座旋转机构轴的设计及强度校核
5
三.
液压泵俯仰机构零件设计和强度校核
8
四.
左右摇摆机构零件设计和强度校核
11
五.
连腕部俯仰机构零件设计和强度校核
14
六.
旋转和夹紧机构零件设计和强度校核
19
七.
机构各自由度的连接过程
25
八.
设计特色
28
九.
心得体会
28
十.
参考文献
30
一.任务分工31
十二.附录(零件及装配图)
31
设计要求
该机械臂用于物流生产线上物品的抓取和易位。
整个机械臂安装在一个回转支座上,回转角度范围为360度;小臂相对于大臂可摆动,摆动范围为60-120度;小臂末端的手腕也可以摆动,摆动范围为-60度到+60度;手腕的末端安装一机械手,机械手具有开闭能力,用于直径30-45mm工件的抓取,工件长度350mm,重量8kg。
功能分析
系统共有6个自由度,分别是夹紧、旋转、俯仰
(1)、左右摇摆、俯仰
(2)及基座的回转。
基座的回转自由度可以进行360度的回转;与基座相连的俯仰机构(包含液压缸)可进行俯仰动作,幅度较大,可以满足60-120度的俯仰要求,与此相连部分为左右摇摆机构,能够完成-60~60度的左右来回摆动,接着下去的是俯仰机构,与摇摆机构内部类似,亦可完成-60~60度的上下俯仰动作,最后的是旋转部分与手指部分,旋转部分可以正反旋转,手指部分通过在手腕上滑槽来控制收放动作。
机构采用液压控制各自由度的动作,简单方便且功率大,各自由度之间相互联系且独立,动作时互不干涉。
基座旋转机构轴的设计及强度校核
设计及计算项目
结果
1.
按扭转强度概略计算轴颈
B
650N/mm2
1)
选用45号钢,
2
调质。
查表得b650N/mm,
S
2
360N/mm
S360N/mm2
,1300N/mm2,
1
2
300N/mm
2
1155N/mm
,B360N/mm2,B390N/mm2
1
2
155N/mm
d』丄』込
得V0.2[]V0.2[],因为
B
360N/mm2
2)
按公式,算
B
390N/mm2
Adhuosai2
2
0.1202UIV/IC—
A
0.0113m,p5MPa,
4
4
d
52mm
2
[]40N/mm,
r。
0.108m为齿轮分度圆半径,贝U:
plnAnQ4m龙创轴阜"^古希罟1卄细厶牛禾刍
du.uU9imo考虑到轴是垂直布置,过细会大稳,
因此取d52mm,最小直径为花键内径。
下轴颈直径60mm
2.
拟定轴的结构
轴肩直径80mm
1)支承采用圆锥滚子轴承3007712按GB277-84,
取下端轴颈直径为60mm,宽33mm;
2)下端轴肩直径80mm,宽25mm;
3)齿轮下端面由轴环定位,
h0.1d50.180513,鉴于轴环承受轴的重力,轴环直径100mm,宽20mm;
4)齿轮轴头直径80mm,宽97mm,稍小于轮豰
(100-3);
5)齿轮上端面接触套筒,固定套筒的轴身直径70mm,宽15mm;
6)套筒上接圆锥滚子轴承,与下端轴承一样。
轴颈直径为60mm,宽30mm;
7)和上端盖相密封的轴身直径56mm,宽36mm;
8)连接花键的上轴头小径52mm,大径56mm,宽
27mm;
9)轴两端倒角345°;
10)齿轮与平键米用过盈连接,米用A型平键,键槽宽度b20,槽深t6,槽长L应小于齿轮的宽度,取L70mm,轴段上平键居中布置。
过盈配合取
H7
r6
3.计算支反力和绘制弯矩图和扭矩图
1)由于活塞齿条的作用,轴受到水平方向的力,同时
安装齿轮的轴段直径80mm
轴环咼度20mm
轴环直径100mm
上轴颈直径60mm
花键小径52mm
花键大径56mm
轴两端倒角345°
安装齿轮的轴段上A型键槽
的宽、深、长分别为20、6、
70mm。
键槽居中布置。
此
H7
外用过盈配合
r6
32kN
Fr56kN
RaF|2
RbFl1
l
56
56
81.5
190
108.5
190
24kN
32kN
在轴承受到支反力,这样产生弯矩
2
FrpA5Mpa0.0113m
支座A的支反力RaF*
支座B的支反力RbF*
56kN
568「5
190
56108・5
190
24kN,
32kN
M2608Nm
2)最大弯矩发生在平键中心的界面处
MRal124kN108.5mm2608Nm
T6102Nm
3)扭矩
2
TpAr05Mpa0.0113m0.108m6102Nm
4.强度精确校核
可知危险剖面在平键中心处,此时弯矩最大,且有键槽,抗弯剖面模量和抗扭剖面模量较小。
对该面进行精确校核。
H7
1)过盈配合为——时的应力集中系数k2.62,r6
k1.89
2)尺寸系数0.64,
0.72
确定平键中心出的截面为危
表面质量系数1
险面作精确强度校核。
综合影响系数K
2・624.09
0.64
k1.89
K
0.72
扭转应力幅
扭转平均应力
2.62
1.89
M
2608
W
10750
F
56kN
Az
2
5024mm
T
6102
2.63;
a
2
11.14N/mm
2Wt24500
弯曲应力幅
2
0.24N/mm
平均应力m
ma0.25N/
0.64
0.72
2
0.25N/mm
mm2
按公式只考虑正应力时的安全系数
31.4
只考虑切应力的安全系数
S
K_1
am
B
202.57
2・624.09
0.64
燈2.63
2
0.24N/mm
11.14N/mm2
2
0.25N/mm
a0.25N/mm
Ss
Sor31.02>[S]满足强度要求,S2S2
31.4
S202.57
液压泵俯仰机构零件设计及强度校核
设计及计算说明
主要结果
1.采用普通螺柱连接,布局如图
2.确定螺柱组连接所受的工作载荷
只受横向载荷Fv(作用于接合面,垂直向下)
Q根据UG质量分析,得到前四个自由度的总质量
m总674.82kg
Fvm总g674.829.816619.98N
Q根据UG距离分析,前四个自由度质心到螺柱分布中心
的距离
Fv6619.98N
l574.6mm
倾覆力矩(顺时针方向)
MFJ6619.98574.63803840.508N?
mm
3.计算倾覆力矩的工作拉力
在倾覆力矩作用下,左面的螺钉受到加载作用而右面的螺钉受到减载作用,故左面的螺柱受力较大,所受的载荷由书本的P411(11-3b)得知为
FMlmaxM7512679468N
Fmax4212679.468N
1475
1i
i1
4•求每个螺柱所需的预紧力
横向工作载荷Fv将使连接件下滑,采用普通螺柱连时是靠摩擦力来承受,M对摩擦力无影响,虽在M的作用下,左边的压力减小,但右面的拉力增大,所以保证不下滑的条件,由式(11-27)可知;
厂ksFv
F0zf
ks=1.2f=0.2
1.26619.98
F09929.97N
40.2
4.计算螺柱直径
螺柱所受的总拉力由式(11-19)求得
FbF0F
C2
由表11-5取C1=0.3
ClC2
M3.804106N?
mm
Fmax12679.468N
F09929.97N
FbFoF
C〔C2
13733.81N
查表选择螺柱材料为Q235,性能等级5.6,屈服强度
s360Nmm2,安全系数S4,则需用应力为
(90Nmm2
根据式(11-21)求得螺柱危险剖面的直径(螺纹小径)
为:
初取直径d1=16
1)连接接合面右端不超过许用值,以防止接合面压溃,
由式(11-39)有:
zF。
M
pmax
A
W
式中,接合面面积Ah?
l2
200
200
2
40000mm;
接合面抗弯剖面模量:
W
l2h22
1.33
63
10mm
6
49929.97
pmax
3.8
106
6
3.850Nmm2
40000
1.33
10
由表11-9查得
2)连接接合面左端应保持一定的预紧力,以防止接合面
初取直径d1=16
产生间隙,即pmin0由式(11-38)
pmin
zF0M49929.973.8106
AW400001.33106
由于会产生间隙,应提高预紧力,由pmin0,求得不产
生间隙的最小预紧力F0=28570N
由式(11-19)重新求得螺柱所受到的总拉力
FbF0—C1F285700.312679.46832373.84N
C|c2
由式(11-21)重新求得螺柱危险截面的剖面直径
24.41mm
取d;=24mm的螺柱,误差小于5%,在工程允许范围
内,查GB/T901-1988,B级等长螺柱M243
接合面强度满足工作要求
重新求得螺柱所受到
的总拉力
Fb32373.84N
最终选定螺柱直径为
24mm
GB/T901-1988B级
等长螺柱M243
左右摇摆机构设计及强度校核
设计及计算项目
结果
一.动叶片中3个螺钉设计
由公式11-17得,a『34Fo
\[]
1.确定预紧力Fo
KsT
由公式11-29,Fo—一
fri
1)安全裕度系数Ks1.2
2)接合面间摩擦系数f0.15
3)工作转矩Tp油Ar
取动叶片与油液接触面积为85mm150mm
油压为2MPa,油压作用在动叶片上的等效力
的作用点位于r85mm圆周上
6333
T21085101401085102023Nm
4)r75mm
F。
1.22023
0.1557510
43157.3333N
2.查表11-6,取材料为45号钢,性能等级为8.8级
屈服强度极限s640N/mm2
初估直径M16,查表11-7,取s2,
2
[]660/4165N/mm2
T2023Ngn
F°43157.3333N
1.确定剪切力Fp油A
取动叶片与油液接触面积为85mm140mm
螺钉直径M24
取螺钉直径M24,查表11-1,d120.752mm
油压为2MPa,油压在动叶片等效力的作用点
位于r85mm圆周上
Fp油A21068510314010323800N
2.确定销个数z2
3.查机械手册,取材料为45号钢
4.
常用的销[p]80MPa
4T
[p]dh
1.工作转矩TpAr
油压为2MPa,承压面A为85mm140mm
作用点离键沿半径方向为40mm
T28514040952000Nmm
2.回转直径的d为85mm
键高12mm,[p]110MPa
F23800N
取I50mm
四.轴的设计
d=60mmd3/0.2[]
d13.76mm
取p油2Mpa,A=85mm150mm,r85mm
69
T2108515085102167.5Ngm
去材料为40Cr钢,[]52N/mm2
d59.3mm
取d=60mm
T952000Nmm
l50mm
T2167.5Ngmd=60mm
连腕部俯仰机构零件设计及强度校核
TOPWORK
设计及计算项目
五.动叶片中3个螺钉设计
由公式11-17得,
3.确定预紧力Fo
由公式11-29,Fo
4)安全裕度系数Ks
1.34F。
[]
KsT
1.2
ri
结果
5)接合面间摩擦系数f0.15
6)工作转矩Tp油Ar
取动叶片与油液接触面积为75mm75mm
油压为2MPa,油压作用在动叶片上的等效力
的作用点位于r75mm圆周上
T21067510375103751038.4375102Nm
4)r75mm
1.28.4375102
F0318000N
0.1557510
5.查表11-6,取材料为45号钢,性能等级为8.8级
屈服强度极限s640N/mm2
d1
1.3418000Y160
13.65mm
2
T8.437510Nm
取螺钉直径M16,查表11-1,d113.875mm
F018000N
1.求每个螺钉的所需预紧力和总拉力
LLL'GL
FbFoFoFmax
CiC2
a.安全裕度系数Ks1.2
b.接合面间摩擦系数f0.15
c.螺钉个数z4
d.前自由度总质量m122.863kg
形心位置xc316mm
Gmgxc122.8639.81204.06N
'1.21204.06
F02408.11N
40.15
查表11-5,
C2
10.250.75
由公式11-36,Fmax
M1maxGs112i412
a.
li取75mm,h为螺钉到中心线的距离
b.
sXc
316mm,s为前自由度总质量到接口的力臂
Fmax
1204.06O.3160.0751268.28N
2
40.075
Fb2408.110.751268.283359.32N
2.
设计直径
di
1.34Fb
T
查表11-6
取材料为45号钢,
性能等级8.8级,屈服极限
640N/mm2
初估M16
查表11-7,s4,
2
[]640/4160N/mm
3.
2)
3)
4)
5)
「343359.325.89mm
160
校核螺钉接合面的工作能力
接合面上侧不出现缝隙的条件
z_F0M
A
F02408.11N
F。
3359.32N
4
200mm200mm410mm
Gs1204.060.316380.48Nm380480Nmm
12002002001333333.33mm3
6
43359.32380480
4
4101333333.33
0.050满足
接合面下侧不出现压溃的条件
zF。
M
AW[p]
2)F03359.32N
42
3)A200mm200mm410mm
4)
5)
6)
MGs1204.060.316380.48Nm380480Nmm
W12002002001333333.33mm3
6
查表11-9,[p]0.8s0.8640512N/mm2
43359.32380480
4
4101333333.33
0.621292
512满足
3359.32N
注:
特殊情况为当前自由度部分自由下垂,
部
分的重
力
,每个
螺钉
承受
F
G1
122.863
9.8
301.0N,查图
11-20,
得此时
44
F。
'
0,
F0
1
F150.5N
5
由此
2
四个螺钉完全承受前
「34F0「3415。
.51^m满足条件
、[]T160
螺栓直径M16
七.动叶片中2个销的设计
4F
d\z[p]
4.确定剪切力Fp油A
取动叶片与油液接触面积为75mm75mm
油压为2MPa,油压在动叶片等效力的作用点
位于r75mm圆周上
Fp油A2106751037510311250N
6.确定销个数z2
7.查机械手册,取材料为45号钢
常用的销[p]80MPa
411250
280106
0.00598m5.98mm
接合面符合工作要求
八.动叶片与套筒之间的键的设计
4T
dhl
[p]
4T
[p]dh
3.工作转矩TpAr
油压为2MPa,承压面A为75mm75mm
作用点离键沿半径方向为40mm
T2757540450000Nmm
4.回转直径的d为75mm
键高12mm,[p]110MPa
4450000“
l618mm
751211010
取150mm
九.轴的设计
Gmg152.55669.81495.0547N
1
M—G(651191665)198094.7451Nmm
2
11
T-Gxc-G290.9711217508.8524Nmm
22
稳定不变扭矩,L_i]b0.27
[1]b
MeJm2(T)2206616.6363Nmm
d3453
W——8946.1760mm3
3232
Me206616.6363“ccuud2
e23.09555N/mm
W8946.1760
由e[1]b,
取[1】b40碳素钢
符合工作要求
F11250Nd5.98mm
T450000Nmm
l50mm
M198094.745Nmm
T217508.8524Nmm
Me206616.6363Nmm
e23.09555N/mm2
取[i]b40碳素钢
旋转和夹紧的设计及强度校核
一.机械手指部基座与回转体的螺栓连接
将前部指部和轮胎简化为一简支梁结构,在其质心处受到一集中力
机构简图:
设计及计算说明
主要结果主要结口果
1.采用普通螺栓连接,布局如图示。
2.确定螺栓组连接所受的工作载荷。
只受到横向载荷Fv(作用于接合面,垂直向下)
Q根据UG的质量分析后,得知不得总质量为:
mi31.21kg
所要夹取得轮胎质量为:
m210kg
Fv(m,m2)gg404.27N(g取9.81叹)
倾覆力矩顺时针方向
MFvg=404.273血14.23104Ngmm
3.计算各螺栓所受的工作拉力。
Fv404.27N
在倾覆力矩的作用下,上面的螺栓受到加载作用,而
下面的螺栓受到减载的作用,故上面的螺栓受力较大,
M14.23104Ngmm
所受的载荷由书本的P411(11—3b)知为:
Fmax474.33N
2475
li
i1
上面的螺栓所受到的总工作拉力:
FFmax474.33N
4.求每个螺栓所需的预紧力。
横向工作载荷Fv将使指架下滑,采用普通螺栓时是靠摩擦力来承受;M对摩擦力无影响,虽在M作用下,上面的压力减小,但下边的Fv增大,所以保证不下滑的条件是:
由式(11—27)可知:
Fo呼
ks=1.2f=0.2
-1.2404.27___
F0606.405N
40.2
5.计算螺栓直径。
螺栓所受的总拉力由式(11—19)求得:
FbF。
C1F
C2
由表11—5取—C^=0.3
ClC2
FbF0C1F606.4050.3474.33748.704N
C1C2
查表11.6选择螺栓材料为Q235,性能等级取3.6,
Fmax=474.33N
F=474.33N
F0=606.405N
其屈服极限s190Nmm2;不控制预紧力,初取直径为16mm,查表11.7,安全系数为S=4,则
s19047.5n2。
S4mm
根据公式(11—21)求得螺栓危险剖面的直径(螺纹
小径)为:
Fb748.704N
查GB/822—1988选用公称直径d=10mm(螺纹小
径d1=8.376mm)的螺钉。
螺纹规格:
d=M10,公称直径d=50mm,性能等级
为3.6级的H
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- 自由度 机械手 设计