码垛机机械手的整体设计论文-毕设论文
1前言
1.1选题背景及意义
1.1.1国内外研究现状
从专业化程度看，目前国内码垛设备厂专业化程度还不高，很多的企业是兼业生产，仅上海、山东、江苏、辽宁、浙江、广东等省市专业厂较多。很久以来，包装生产线只是做到把物料包装好为止，至于后续的搬运工作则完全由搬运工人来完成。造成这种局面的原因有很多，但主要是由于我国生产力水平较低，劳动力便宜，科研技术人才缺乏造成的。随着知识经济时代的到来，这种局面必将会被打破。总的来说，我国码垛设备制造工业经近20年的努力，在数量质量，水平方面均有较大的进展，为我国建立一个门类齐全、技术先进、水平相当，独立完善的码垛设备生产系统奠定了坚实的基础。但要想在未来的国际竞争中占有一席之地，还必须要找出自身缺点和不足，特别是要找出与北美、日本、西欧等国家的差距。
现在码垛机已获得日益广泛的应用，随着组装运的发展，向货板上装货呈现出自动化的发展趋势，出现了码垛机，完成硬纸箱、塑料箱、油桶等物品堆放与自动搬运等操作；特别是自动仓库的出现，更加速了码垛机的广泛应用。
1.1.2 选题的目的及意义
在现在市场上，码垛机的种类较多，而本次课题针对太阳能热水器成品的码垛进行设计。通过结构改进，提高其码垛性能，并以此加深、巩固所学基础知识，并将知识有机的整合到一起，提高自己的设计水平和动手能力。
1.2方案设计及论证
码垛机工作时，伺服电机通过同步齿形带带动导轨架进行水平移动，机械手将成品从生产线取下，同时伺服电机通过同步齿形带带动滚珠丝杠螺母副带动机械手竖直运动，将产品整齐地码在架子上。
设计参数：
1. 码垛高度：3m
2. 导轨架移动速度：1.5m/s
3. 生产能力：5垛/小时
4. 货物尺寸：宽 500-800mm 长800-2000mm
1.2.1水平传动方案初步设计
首先，应满足机器的功能要求，如传递功率大小、转速和运动形式，此外还应满足工作平稳、传动效率较高、传动距离远、结构简单、工艺性好、使用维护方便等特点。
常用传动方案有3种：
（1）带传动：①结构简单,适用于两轴中心距较大的传动场合；②传动平稳,能缓冲、减振，噪声低；③同步齿形带能保证精确的传动比等。
（2）链传动:①和齿轮传动比较,它可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力；②能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作；③工作可靠，维护方便；④传递效率较高,一般可达0.95～0.97；⑤缺点是链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象；⑥不易实现伺服控制。
（3）圆柱齿轮传动：①能保证瞬时传动比恒定,平稳性较高,传递运动准确可靠；②传递的功率和速度范围较大；③结构紧凑、工作可靠,可实现较大的传动比；④传动效率高,使用寿命长。
根据码垛机的实际工作情况，结合机械造价以及太阳能厂的生产效益，选择电机—同步带传动，然后与减速器相连，再将动力通过同步带齿形带传给导轨架进行码垛工作，如图1.1所示。
图1.1水平传动系统示意图
1.2.2竖直传动方案初步设计
（1）由于竖直传动也需要实现精确的伺服控制，并且传动中心距较大，所以也选择同步带进行传动，然后将动力传递给滚珠丝杠螺母副，通过滚珠丝杠螺母副带动机械手的竖直移动。传动方案示意图如图1.2所示。
1-滚珠丝杠螺母副；2-电动机；3-机械手；4-同步齿形带；5-带轮
图1.2 竖直传动系统示意图
滚珠丝杠螺母副结构和原理介绍：丝杠和螺母的螺纹滚道间置有钢球，当螺母转动时，钢球沿螺纹滚道滚动，使丝杠和螺母做相对运动时为滚动摩擦，提高了传动效率和传动精度。在螺母上有钢球返回通道，与螺纹滚道形成循环回路，使钢球在螺纹滚道内循环。见图1.3。
图1.3 滚珠丝杠螺母副
1.2.3总体方案初步设计
通过上述方案设计，对于方案进行了整合加工，可得到设计的总体方案，即采用电动机—联轴器--减速器--同步带传动—轴承架—导轨架，电动机—同步带传动—滚珠丝杠螺母副—机械手的整体传动方案。整体设计方案如图1.4所示。
图1.4 设计方案简图
2 传动系统的总体设计
2.1 传动系统总体方案设计
根据码垛机的实际工作情况，以及从空间紧凑性，传动可行性方面考虑，选择其传动系统部件组成为：
电动机--联轴器--减速器—同步带传动--轴承座—导轨架； 电动机—同步带—滚珠丝杠螺母副—机械手。
2.2 选择电动机
（1）一般情况下选用Y 系列三相交流一步电动机。对于启动频繁、制动和反转的场合（如起重机），则应选用起重或冶金用YZ 型（笼型）或YZR 型（绕线型）三相交流异步电动机。而本次设计要求精确伺服控制，所以选择伺服电机。电动机结构形式有开启式、防护式、和防爆式等。电机的安装形式可根据防护要求选择。
（2）确定电动机的功率 标准电动机的容量以额定功率表示，所选用电动机的额定功率应不小于所需工作机要求的功率P d 。工作机要求的电动机功率P d 为
P d =P w /η (2-1)
式中 P d —工作机要求的电动机输出功率，单位为kw P w —工作机所需输入功率，单位为kw ； η—电动机至工作机之间传动装置的总效率。 总传动效率的计算：
4321ηηηηη= (2-2)
其中1η、2η、3η、4η分别为联轴器、减速器、带传动的效率、轴承的传动效率。 查机械设计手册（表1-7）知各部分的传动效率： ①十字滑块联轴器：1η=0.97~0.99 ②减速器（摆线针轮减速器）：2η=0.94 ③同步带传动：3η=0.95~0.98 ④滚动轴承：4η=0.98
4321ηηηηη==0.85~0.89
所以总传动效率 η=0.85~0.89 因此
P d =P w /η= 4.3 /0.85kw=5.06kw (2-3) P d =P w /η=4.3/0.89kw=4.83kw (2-4) 所以所需电机的功率范围为：4.83kw~5.06kw （3）电动机转速的选择
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围：各种常用传动机构的合理传动比查手册得：
其中同步带传动带速可达50-100m/s ，最大传动比为i max =10.
一般展开式摆线针轮减速器传动比推荐值为i=11。所以减速器其传动比范围分布的合理范围为：11
所以总传动比i 的合理范围为：11-12 所以选择电机的转速其合理值为：2000r /min
因为要实现精确地伺服控制，因此应选择伺服电机，查询资料应该选用同步转速2000r/min ,额定功率为5kw 的型号为HC-SFS-502的电动机。参数如表1.1所示。
表1.1
2.3传动系统总传动比及各级传动比分配
已知电动机的转速n1=2000r/min ，所需工作机转速n2=204.55r/min ，则总传动比i=2000/204.55=9.78
传动比分配及选择原则为
（1）各级机构传动比应尽量在推荐的范围内选取。 （2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。
（3）应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。
同轴式则为i 2 i 1。一般允许工作机实际转速与要求的转速的相对误差为（3%~5%）。
分析本传动系统，本传动系统中由减速器以及同步带传动来分配传动比。根据以
上选择原则，同步带传动比选择为9
8
，则减速器传动比选择11，误差为0.5%，在误
差允许的范围内，合适。
型号 功率(kw) 电流(A) 转速(r/min) 效率(%) HC-SFS-502
5.0
4.0
2000
77.5
3 传动零件的选择设计及计算
3.1 同步齿形带传动的设计及计算
同步齿形带传动是一种挠性传动。传动的基本组成零件为带轮和传动带。当主动带轮转动时，利用带轮和传动带间的啮合作用，将运动和动力通过传动带传递给从动轮。同步齿形带传动有结构简单、传动平稳、传动精确和缓冲吸震等特点，在近代机械中应用广泛。码垛机需要伺服控制，需要实现精确地传动，所以选择同步齿形带传动。
3.1.1 水平同步齿形带带的选用安装及计算
同步带是以钢丝绳或玻璃纤维为强力层，外覆以聚氨酯或氯丁橡胶的环形带，带的内周制成齿状，使其与齿形带轮啮合。
图3.1 普通同步带的结构
根据抗拉体的不同，同步带分为钢丝芯和玻璃纤维芯同步带两种。本设计中选择钢丝芯同步带。
已知条件：电动机功率：P =5.0kw ，转速：n 1=181.82r/min ，传动比i =9
8
。每天工
作8小时。处于传动系统的第二级，经过减速器后输入同步带的功率为
P 1= Pn 1n 2=5.0×0.97×0.94＝4.559kw
由表8-7查得工作情况系数K A =1.4，故
P d =K A P 1=1.4x4.559=6.38(kw) (3-1)
（2）选择同步带的带型和节距
根据P d 、n 1由机械设计手册图14.1-14选用XH 型，节距为 P b =22.225mm （3）确定带轮的齿数节圆直径
1）大带轮齿数 z 1=26
2）初选大带轮的节圆直径d 1。由机械设计手册表14.1-16，大带轮的节圆直径
d 1= z 1 P b ／π=26×22.225／π＝183.94mm (3-2)
3)小带轮的齿数
z 2=i z 1=8／9×26≈23≥z min （3-3）
4）小带轮的节圆直径
d 2= z 2 P b ／π=23×22.225／π=162.71mm
5）带速 v=1000
601
1?n d π=
1000
6082
.18194.183???πs m =1.75s m ≤v max (3-4)
（4）确定同步带中心距a 和基准长度L d
1) 根据式
)(7.021d d d d +≤a 0≤)(221d d d d +mm (3-5)
初定中心距a 0为350mm 2)由式
2
122100a 4)()(2a 2d d d d d d d d L -+++=π
(3-6)
计算带所需基准长度
2122100a 4)()(2a 2d d d d d d d d L -+
++=π
=[2?350+2π?(162.71+183.94)+3504)71.16294.183(2
?-]
=1244.84mm
由机械设计手册表14.1-51查得应选用带长代号为507的XH 型同步带，其节线长度p L =1289.05mm ，节线长上的齿数z=58 3) 计算中心距a a ≈ a 0 +
2
L L d -=[350+(1289.05-1244.84)/2]=372.11(mm) (3-7)
中心距变化范围为350.00-372.11mm （5）验算小带轮啮合齿数
m z =ent[22z -a
z P b 222π（1z -2z ）]=ent[223-11.37222325.222??π(26-23)] =11 （3-8）
（6）基本额定功率的计算
由表14.1-58查的T a =4048.90N ，m=1.484kg ／m
P 0=1000)(2v m v T a -=1000
75
.1]75.1484.190.4048[2??-=7.08kw （3-9）
（7）带宽b s 的计算
b s =b s014.10
P K P z d （3-10）
由表14.1-52查得XH 型带0s b =101.60mm, z m =11;K z =1。
s b =101.6014.108
.738
.6mm=92.46mm
所以应选择带宽代号为400的XH 型带，其s b =101.6mm （8）带轮结构和尺寸
传动选用的同步带为507XH400； 大带轮：z 1=26，1d =183.94mm 1a d =181.14mm 小带轮：2z =23，2d =162.71mm 2a d =159.92mm 3.1.2 带轮的设计计算
根据带轮的基准直径，带轮转速等条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽，轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。
根据轮辐结构的不同，同步带轮可以分为实心式，腹板式，孔板式、椭圆轮辐式。 根据机械设计手册中册第二版（修订）表8-12，设计中的小带轮选择为实心轮，大带轮选择为孔板轮。
（1）大带轮计算：
已知大带轮节圆直径为183.94mm ，速器轴伸直径为D=30mm 故D 1=(1.8~2)D =(1.8~2)30=(58-60)mm ，取D 1=60mm L =(1.5~2)D =(1.5~2)30mm=(45-60)mm,取L =60mm 由机械设计手册（单行本）表14.1-60查得
w b =7.90±0.15 g h =7.14013.0- 5.1±Φ=20 f r =1.98 a r =13
.00
39.2+ δ2=2.794
外圆直径 a d =d-δ2=183.94-2.794mm=181.14mm
外圆节距 z
d p a
π=
=
26
14
.181?πmm=21.89mm
根圆直径 g a f h d d 2-==181.14-2?3.05mm=175.04mm （2）小轮计算：
已知大带轮节圆直径为162.71，伸直径为D=30mm 故D 1=(1.8~2)D =(1.8~2)30=(58-60)mm ，取D 1=60mm L =(1.5~2)D =(1.5~2)30mm=(45-60)mm,取L =60mm 由机械设计手册（单行本）表14.1-60查得
w b =7.90±0.15 g h =7.14013.0- 5.1±Φ=20 f r =1.98 a r =13
.00
39.2+ δ2=2.794
外圆直径 a d =d-δ2=162.71-2.794mm=159.92mm 外圆节距 z
d p a
π=
=
22
92
.159?πmm=22.84mm
根圆直径 g a f h d d 2-==159.92-2?3.05mm=153.82mm 3.1.3 竖直同步带的选择安装及计算
已知条件：电动机功率：P =1.5kw ，转速：n 1=1000r/min ，传动比i =2。每天工作8小时。处于传动系统的第一级，输入同步带的功率为
P = 1.5kw
（1）确定计算功率
由表8-7查得工作情况系数K A =1.4，故
P d =K A P =1.45.1?=2.1(kw)
（2）选择同步带的带型和节距
根据P d 、n 1由机械设计手册图14.1-14选用H 型，节距为 P b =12.7mm （3）确定带轮的齿数节圆直径 1）大带轮齿数
z 1=28
2）初选大带轮的节圆直径d 1。由机械设计手册表14.1-61，大带轮的节圆直径
d 1=
π
b
p z 1＝
π
7
.1228?mm=113.19mm
3)小带轮的齿数
z 2=iz 1=2814
11
?
=22≥z min 4）小带轮的节圆直径
d 2=π
b
p z 2 =
π
7
.1222?mm=88.94mm
5）带速 v=1000
601
1?n d π=
1000
601000
2.113???πs m =5.93s m ≤v max
（4）确定同步带中心距a 和基准长度L d
)(7.021d d +≤a 0≤)(221d d +
初定中心距a 0为300mm 2)由式
2
122100a 4)()(2a 2d d d d L -+++=π
计算带所需基准长度
2
122100a 4)()(2a 2d d d d L -+
++=π =[2?300+π?(113.19+88.94)+)94.8819.113(2
-]
=918.00mm
由机械设计手册表14.1-51查得应选用带长代号为360的H 型同步带，其节线长度p L =914.40mm ，节线长上的齿数z=72。 3) 计算中心距a a ≈ a 0 +
2
L L p -=300+
2
00
.91840.914-mm=296.40mm
中心距变化范围为296.40-300mm （5）验算小带轮啮合齿数
m z =ent[22z -a
z P b 222π（1z -2z ）]=ent[222-40.29622270.122??π(28-22)] =10
（6）基本额定功率的计算
由表14.1-58查的T a =2100.85N ，m=0.448kg ／m
P 0=1000
)(2v m v T a
=100089
.8)89.8448.085.2100(2??-=18.36kw
（7）带宽b s 的计算 b s =b s014
.10
P K P z d
由表14.1-52查得H 型带0s b =76.2mm, z m =10;K z =1。
s b =76.2?14
.193
.51
.2mm=30.79mm
所以应选择带宽代号为150的H 型带，其s b =38.1mm
（8）带轮结构和尺寸
传动选用的同步带为360H150； 大带轮：z 1=28，1d =113.19mm 1a d =111.82mm 小带轮：2z =22，2d =88.94mm 2a d =87.56mm 3.1.3 同步带的张紧、安装与防护
（1）同步带传动在运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动正常工作应定期检查带的松弛程度，采取相应的补救措施。
可以选择1.调整中心距法，2.张紧轮法。
通过选择，本设计选择定期张紧装置来调节带的初拉力，使带重新张紧。 （2）同步带在安装时，带轮的轴线应该平行，各带轮相对的带槽的对称平面应重合，误差不得超过20o ，否则会引起同步带的扭曲使两侧面过早磨损。
（3）同步带应定期检查及时调整，发现损坏的同步带应及时更换，新旧带、普通同步带、不同规格的同步带均不能混合使用。这样既可防止绞伤人，又可以防止灰尘、油及其它杂物飞溅到带上影响传动。
（4）为了安全起见，本设计中的同步带传动置于保护罩内，使之不能外露，达到良好的保护效果,这样既可防止绞伤人，又可以防止灰尘、油及其它杂物飞溅到带上影响传动。
3.2 滚珠丝杠副的设计计算
（1）最大工作载荷计算
最大工作负载F z =2000N ，沿丝杠轴向，横向工作载荷F y =0.5F z =1000N 。因此，滚珠丝杠的最大工作载荷即滚珠丝杠的进给抗力为：
N
fF F y
z m 2150100015.02000F =?+=+= （3-11）
式中，f 为导杆和轴套之间的摩擦系数，f=0.15。
（2）校核最大动负载C
滚珠丝杠最大动负载m m F f L 3C =，式中，L 为工作寿命，L=60nT/106，n 为丝杠
转速，
m i n /1500/254
100
/n 0r s r L v ===
= （3-12）
T 为额定使用寿命，取T=15000h ，则L=60×1500×15000/106=1350。F m 为运转状态系数，在无冲击状态下，f m =1.2。代入如上述数据算得C=28514.40N ，查表知型号为FF1204-3的滚珠丝杠额定动负载C a =4kN ，安全裕度为4000//349.33=11.45。 （3）传动效率计算
根据初选滚珠丝杠型号查表知螺旋升角λ=4.55°，一般摩擦角φ=1/6，则
6.900.74tan 55.4tan =?
?
=η （2.18）
传动效率很高，合乎要求。
3.3减速器的选择
（1）根据传动比分配计算，本设计中需要确定一个传动比11的摆线针轮减速器，其输入轴的最高转速为2000r ∕min ，低于0o 时，启动前润滑油应预热。
（2）选择减速器型号
电机输入转速 n 1=2000r ∕min 减速器输出转速 n 2=181.82 r ∕min 电机输入功率 P 1=5kw
减速器输出功率 P 2=211ηηP =597.094.0??kw=4.56kw
电机输入转矩 m N n ??=P =T 20005
95509550111=23.88m N ?
减速器输出转矩 m N m N i ?=????=T =T 51.23997.094.01188.232112ηη
计算工作转矩 =??=T =T m N n n c 52.239)1500
2000
(
)(3
10
1
211ε261.11m N ?
查机械设计手册（单行本）表18.1-99得选ZWD5.5-5A-11，其输出轴许用
转矩P T =483.0m N ?满足c T ≤P T 。
表明减速器的转臂轴承寿命和零件强度均满足要求，故所选减速器合适。