《采摘機(jī)器人設(shè)計(jì)中機(jī)械臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)案例》2700字

采摘機(jī)器人設(shè)計(jì)中機(jī)械臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)案例綜述目錄TOC\o"1-2"\h\u4558采摘機(jī)器人設(shè)計(jì)中機(jī)械臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)案例綜述 1232461.1小臂的設(shè)計(jì)及計(jì)算 1218081.1.1設(shè)計(jì)時(shí)注意的問(wèn)題 1294621.1.2小臂結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 227371.1.3電機(jī)及減速器選型 3262781.1.4軸的設(shè)計(jì) 4180211.1.5軸承的選擇 530849所以 5106461.2大臂的設(shè)計(jì)及計(jì)算 6199191.2.1結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 6209041.2.2電機(jī)選型 7286061.2.3大臂減速器參數(shù)的計(jì)算 8263771.2.4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 9248811.2.5軸承的選擇 105265下軸承受徑向和軸向載荷 1038621.3本章小結(jié) 10小臂的設(shè)計(jì)及計(jì)算設(shè)計(jì)時(shí)注意的問(wèn)題機(jī)械臂承擔(dān)著末端執(zhí)行器及抓取對(duì)象的重量，因此，應(yīng)具有一定的剛度，滿足末端執(zhí)行器的運(yùn)動(dòng)。機(jī)械臂盡量不產(chǎn)生或產(chǎn)生較小的偏重力矩。為了使機(jī)械手在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中保持平穩(wěn)，機(jī)械臂的質(zhì)量要輕，減小機(jī)械臂在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的慣性力。機(jī)械臂應(yīng)具有良好的導(dǎo)向性。小臂結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)臍橙采摘機(jī)器人機(jī)械臂的小臂部分是連接機(jī)械手與機(jī)械手手腕部分的部件，臍橙采摘機(jī)器人小臂的長(zhǎng)度決定了機(jī)械手在水平方向上的工作范圍。具體設(shè)計(jì)如圖4.1所示。圖STYLEREF1\s4.SEQ圖\*ARABIC\s11小臂的設(shè)計(jì)如圖4.1所示是小臂的模型，它是通過(guò)小臂后面的電機(jī)通過(guò)齒輪傳動(dòng)來(lái)帶動(dòng)小臂進(jìn)行旋轉(zhuǎn)的，如圖4.2所示通過(guò)兩個(gè)電機(jī)和兩個(gè)不同的齒輪相互作用，使得和齒輪相連接的軸轉(zhuǎn)動(dòng)，不同的齒輪大小有不同的速度，通過(guò)使用不同的電機(jī)使得速度能夠有變化，這個(gè)對(duì)于在生產(chǎn)中，需要根據(jù)不同的速度來(lái)適應(yīng)生產(chǎn)，有非常大的意義，為了能觀察清楚這個(gè)齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)我們可以通過(guò)圖4.3所示。相同的電機(jī)通過(guò)不同的齒輪進(jìn)行嚙合。圖STYLEREF1\s4.SEQ圖\*ARABIC\s12電機(jī)和齒輪的分布圖STYLEREF1\s4.SEQ圖\*ARABIC\s13齒輪嚙合把小臂的截面設(shè)計(jì)成工字鋼形式，這樣抗彎系數(shù)大，使截面面積小，從而減輕小臂重量，使其經(jīng)濟(jì)、輕巧。選45號(hào)鋼。理論重11.261kg/m,Wy=9.72cm校核：G小臂=mg=11.261×0.6×10=73.19（N其受力如下圖:圖4.4小臂受力分析圖F=75+5=80（N）M=δ=按《材料力學(xué)》公式：τ=Qhb其中h為小臂的高度，b為小臂的腰寬，Q為所受的力。所以τ=所以選45鋼合適，小臂設(shè)計(jì)滿足設(shè)計(jì)要求。電機(jī)及減速器選型初步擬定采摘的果實(shí)重量為1kg，臍橙采摘機(jī)構(gòu)中的末端執(zhí)行器和旋轉(zhuǎn)法蘭組件的整體重量為4kg。進(jìn)而我們能夠根據(jù)扭矩與功率的計(jì)算公式對(duì)其進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算步驟如下所示：P擬采用諧波減速器，其減速比初定為K=100,電機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)定為n=100小臂的最大轉(zhuǎn)矩可以通過(guò)下式進(jìn)行計(jì)算：T≤9550并將P=0.4KW代入上述公式進(jìn)行計(jì)算：T≤9550*0.95/1000=10N/m若考慮繞機(jī)器人手臂的各部分重心軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及摩擦力矩，則旋轉(zhuǎn)開(kāi)始時(shí)的啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩可假定為10N.m，取安全系數(shù)為2，則諧波減速器所需輸出的最小轉(zhuǎn)矩為：T01選擇諧波減速器：⑴型號(hào)：XB3-50-100額定輸出轉(zhuǎn)矩：20N.m減速比：i1=100設(shè)諧波減速器的的傳遞效率為：η=90%Tout1=選擇BF反應(yīng)式步進(jìn)電機(jī)型號(hào)：55BF003靜轉(zhuǎn)矩：0.686N.m步距角：1.5°軸的設(shè)計(jì)大軸的直徑取20mm，材料為45號(hào)鋼。受力如下圖:圖4.5軸受力分析圖驗(yàn)算：Fτ=小臂設(shè)計(jì)滿足設(shè)計(jì)要求。軸承的選擇因?yàn)樯陷S承只受徑向，下軸承受軸向力和徑向力，所以選用圓錐滾子軸承，按《機(jī)械零件手冊(cè)》表9-6－1（GB297-84）選7304E，d=20mm，c=31.5kN軸承的校核：因?yàn)榇颂庉S承做低速的擺動(dòng)，所以其失效形式是，接觸應(yīng)力過(guò)大，產(chǎn)生永久性的過(guò)大的凹坑（即材料發(fā)生了不允許的永久變形），按軸承靜載能力選擇的公式為：C0≥S0其中P0為當(dāng)量靜載荷，S0為軸承靜強(qiáng)度安全系數(shù)，取決于軸承的使用條件。按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表3-8作擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)軸承,沖擊及不均勻載荷,S0上軸承受純徑向載荷∴P0=F所以S因此軸承合適.下軸承受徑向和軸向載荷P0=X0式中：R為徑向載荷；A為軸向載荷；X，Y分別為徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)，其值按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5查取因?yàn)锳R帶入數(shù)據(jù)得：X0=1YS因此軸承滿足設(shè)計(jì)要求，小軸承受力很小，所以不用校核。大臂的設(shè)計(jì)及計(jì)算結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)操縱器大臂與肩體之間的身體的腰部和臂的杠桿臂而動(dòng)作的基礎(chǔ)上假定的運(yùn)動(dòng)可以傳遞關(guān)于肩部過(guò)渡中間臂相連。機(jī)械臂肩關(guān)節(jié)之間的連接臂和吊桿操縱臂如圖4.4所示。圖STYLEREF1\s4.SEQ圖\*ARABIC\s14機(jī)械臂大臂結(jié)構(gòu)示意圖把大臂的截面設(shè)計(jì)成上圖形式，這樣抗彎系數(shù)大，使截面面積小，從而減輕大臂重量，使其經(jīng)濟(jì)、輕巧。選45鋼。理論重16.890kg/m，Wy校核：G因此取大臂重量為140N。其受力如圖4.7所示:圖4.7受力分析圖F=75+5+140=220（N）M=δ=按公式（4.1）其中h為大臂的高度，b為大臂的腰寬，Q為所受的力。所以τ=所以選45鋼合適，大臂的設(shè)計(jì)滿足設(shè)計(jì)要求。電機(jī)選型設(shè)小臂及腕部繞第二關(guān)節(jié)軸的重量：M2=2Kg，MJ2=M2L4+M=2×0.0972+4×0.1942=0.16kg.m2大臂速度為10r/min，則旋轉(zhuǎn)開(kāi)始時(shí)的轉(zhuǎn)矩可表示如下：T=J×ω式中：T：旋轉(zhuǎn)開(kāi)始時(shí)轉(zhuǎn)矩N/mJ：轉(zhuǎn)動(dòng)慣量kg/mω?：角加速度rad/使機(jī)械手大臂從ω0=0到ω1T1若考慮繞機(jī)械手手臂的各部分重心軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及摩擦力矩，則旋轉(zhuǎn)開(kāi)始時(shí)的啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩可假定為10N.m，取安全系數(shù)為2，則諧波減速器所需輸出的最小轉(zhuǎn)矩為：T01選擇諧波減速器：型號(hào)：XB3-50-120（XB3型扁平式諧波減速器）額定輸出轉(zhuǎn)矩：20N/m減速比：i=120設(shè)諧波減速器的的傳遞效率為：η=90%，步進(jìn)電機(jī)應(yīng)輸出力矩為：Tout1=選擇BF反應(yīng)式步進(jìn)電機(jī)型號(hào)：55BF003靜轉(zhuǎn)矩：0.686N.m步距角：1.5°大臂減速器參數(shù)的計(jì)算剛輪、柔輪均為鍛鋼，小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS剛輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HBS。1.齒數(shù)的確定柔輪齒數(shù)：Z剛輪齒數(shù)：Z已知模數(shù)：m=0.5，則柔輪分度圓直徑：d鋼輪分度圓直徑：d柔輪齒圈處的厚度：δ重載時(shí)，為了增大柔輪的剛性，允許將δ1計(jì)算值增加20%，即δ柔輪筒體壁厚：δ=0.7為了提高柔輪的剛度，取δ=1.2mm輪齒寬度：B=0.15輪轂凸緣長(zhǎng)度：C=(0.2~0.3)B=(0.2~0.3)×15=3~4.5mm取C=柔輪筒體長(zhǎng)度：L=(0.8~1.2)輪齒過(guò)渡圓角半徑：r≈m=0.5mm為了減少應(yīng)力集中，以提高柔輪抗疲勞能力，取：r=3mm軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的直徑取20mm，材料為45號(hào)鋼。其受力如下圖:圖4.8軸的受力分析驗(yàn)算：F1=τ=軸的應(yīng)力滿足設(shè)計(jì)要求。軸承的選擇大軸軸承的選擇：因?yàn)樯陷S承只受徑向，下軸承受軸向力和徑向力，所以選用圓錐滾子軸承，按《機(jī)械零件手冊(cè)》表9-6-1（GB297-84），選7304E，d=20mmc=31.5kN軸承的校核：因?yàn)榇颂庉S承做低速的擺動(dòng)，所以其失效形式是，接觸應(yīng)力過(guò)大，產(chǎn)生永久性的過(guò)大的凹坑（即材料發(fā)生了不允許的永久變形），按軸承靜載能力選擇的公式為：C0≥S0其中P0為當(dāng)量靜載荷，S0為軸承