机身采用摆动缸传动的工业机械手设计(编辑修改稿)

机身采用摆动缸传动的工业机械手设计(编辑修改稿)内容摘要：

空吸盘的设计 真空吸盘是利用吸盘 内形成负压（真空）而把工件吸附住的元件。 它适用于抓取薄片状的工件，如塑料板、矽钢片、纸张及易碎的玻璃器皿等，要求工件表面平整光滑、无孔无油。 吸盘材料构成 除结构外，吸盘材料也是决定其 密封性能 的关键因素。 目前市场上的真空吸盘采用的材料有丁腈橡胶、硅橡胶、聚氨酯、氟橡胶等。 由硅橡胶制成的吸盘适于抓住表面较粗糙的制品；由氨酯制成的吸盘则很耐用。 另外，在实际生产中如果要求吸盘具有耐油性，则可以考虑使用聚氨酯、 丁腈橡胶或含乙烯基的聚合物等材料来制造吸盘。 具体材料的选择要根据工作环境对吸盘耐油、耐水、耐磨、耐热、耐寒等性能要求确定。 本次设计采用较为常见的橡胶材料聚氨脂橡胶。 吸盘的结构形状和安装方式： 真空吸盘的结构分为普通型和特殊型，常见的普通型真空吸盘有以下三种：(a) 扁平吸盘形状各异，材料品种多，特别适于搬运表面光滑的工件； (b) 短波纹管型吸盘吸附刚性好，接触工件时缓冲性能好，吸力强，其波纹管可作小行程移动，用来分离细小工件，但它很少用于垂直举升； (c) 长波纹管型吸盘与短波纹管型吸盘 适用场合相同，但它能适用水平方向更大高度差，并可做较长距离运送动作。 特殊型真空吸盘是为了满足特殊应用场合而专门设计的，又分为异形吸盘 5 和专用吸盘两种，这些吸盘的结构形状因吸附对象而异，种类繁多。 选取条件主要根据被吸附的工件形状和使用条件来确定，由设计要求所知的平板玻璃材质工件分析现采用碗状吸盘。 采用紧固螺栓将吸盘和喷嘴固定。 本次设计采用扁平吸盘的变形设计其具体的结构和尺寸如下图 图 真空吸盘用于两种不同位置工作时的安装方位。 在吸盘水平安装时，除了要吸持住工件负载外，还应该考虑吸盘移动时因工件的惯性力对吸力的影响。 而吸盘垂直安装时，吸盘的吸力与吸盘与工件间的摩擦力有密切关系。 本次设计采用水平安装。 真空橡胶吸盘吸附力的计算及其尺 寸确定校核 参考文献 网络论文《吸盘的受力分析》 可得到以下资料 真空吸盘 两 种工作情况下的力学模型，参数说明如下： ΔPu 为真空度； Fv 为垂直负载； Aw 为有效面积； Fh为水平负载； Pd 为密封面的表面压力； Fr 为摩擦力；Ad为密封面积； Ad 为密封面积的受力； F为负载力； μ 为真空吸盘与工件间的摩擦系数； Fs 为吸力； Fa 为加速度力； x、 y为真空吸盘受力分析坐标。 由真空吸盘工作原理及上述受力可知，要满足正常的吸持物体的要求，即能够正常作业的条件为： Fd=PdAd ＞ 0，且水平安装时 Fr= Fd•μ ＞ Fh，垂直安 装时 Fr= Fd•μ ＞ Fv。 设，已知被吸持物体重 mkg，真空度为 ΔPu ，则 Fs=ΔPu•Aw。 再设旋转角度 φ ，旋转半径 r，重力加速度 g，夹持时间 t， Fs1为静态吸力， 6 Fs2为动态吸力。 a． 静态负载计算 公式为 ： 静态吸力： Fs1=fv=mg； b． 动态负载计算 公式为 ： 当真空吸盘处于水平位置时，受力处于平衡状态，即： ∑Fx=0 Fh Fr=0 即 Fh=Fr ∑Fy=0 Fv+Fd Fs2=0 即 Fd=Fs2Fv 因为摩擦力 Fr 等于密封面积的受力和摩擦系数的乘积，即： Fr=Fd•μ=(Fs2 Fv)•μ 又因为垂直负载力 Fv等于物体质量与加速度的乘积，当真空吸盘处于垂直位置时，受力处于平衡状态。 由于本机械手采用水平安装，且运动的速度为匀速，速度较慢，所以受力分析无水平面内的受力，工件的翻转为匀速无向心加速度，只需简单的考虑垂直方向的静态 受力即可， Fs1= fv= mg 取安全系数为 Fs1= 10kg 2m /s= Fs1==ΔPu•Aw / 1K 2K 3K 式中 1K —— 安全系数，一般取 1K =～２ 1K 取 １ .５ 2K —— 工作情况系数，一般取 2K ＝１～３ 2K 取１ 3K—— 姿态系数： 当吸附表面处于水平位置时， 3K =1 当吸附表面处于垂直位置时， 3K =1/f f为盘与被吸体的摩擦系数 则 1SF = △ uP • eD4 ／ 1K 2K 3K 式中 eD —— 吸盘的有效直径 7 △ uP = sF 1K 2K 3K ／ 24 eD ＝ ｍｇ 1K 2K 3K ／ 24 eD ＝ 10kg 2m /s  4／  2m = 真空泵的选用 本次设计选用旋片式真空泵其结构如图 旋片泵工作原理图 1泵体。 2旋片。 3转子。 4弹簧。 5排气阀 片式真空泵的工作原理说明 如图为旋片泵的工作原理示意图，旋片泵主要由定子、转子、旋片、定盖、弹簧等零件组成。 其结构是利用偏心地装在定子腔内的转子（转子的外圆与定子的内表面相切两者之间的间隙非常小）和转子槽内滑动的借助弹簧张力和离心力紧贴在定子内 壁的两块旋片，当转子旋转时，始终沿定子的内壁滑动。 两个旋片把转子、定子内腔和定盖所围成的月牙型空间分隔成 A、 B、 C三个部分，当转子按图示方向旋转时，与吸气口相通的空间 A 的容积不断地增大， A空间的压强不断的降低，当 A 空间内的压强低于被抽容器内的压强，根据气体压强平衡的原理，被抽的气体不断地被抽进吸气腔 A，此时正处于吸气过程。 B 腔的空间的容积正逐渐减小，压力不断地增大，此时正处于压缩过程。 而与排气口相通的空间 C的容积进一步地减小， C 空间的压强进一步的升高，当气体的压强大于排气压强时，被压缩的气体推开排气阀 ，被抽的气体不断地穿过油箱内的油 8 层而排至大气中，在泵的连续运转过程中，不断地进行着吸气、压缩、排气过程，从而达到连续抽气的目的。 排气阀浸在油里以防止大气流入泵中，油通过泵体上的间隙、油孔及排气阀进入泵腔，使泵腔内所有运动的表面被油覆盖，形成了吸气腔与排气腔的密封，同时油还充满了一切有害空间，以消除它们对极限真空的影响 本次设计真空泵选用 江苏海门远东真空设备有限公司 生产的旋片式真空泵。 其技术参数如下： 性能 Function 型号 Model 2X4A 2X8A 2X8 2X15 2X30A 2X70A 抽气速率 (L/S) Pumping Speed 4 8 8 15 30 70 极限压力(≤Pa) Ultimate Pressure ≤610 2 电机功率 (kw) Motor Power 3 温升 (℃) Temperature Rise ≤40℃ 噪音 dB(A) LW Noise ≤72 ≤78 ≤78 ≤80 ≤82 ≤86 进气口径 (mm) Inlet Diameter Φ25 Φ25 Φ40 Φ40 Φ65 Φ80 泵转速 (rpm) Rotational Speed 450 550 320 320 450 420 用油量 (L) Injection Amount of Oil 2 2 外形尺寸 (cm) Size 553441 554344 794354 795354 785056 916570 重量 (Kg) Weight 54 70 135 428 240 9 按上表选用 2X8A 型号 旋片式真空泵，其各方面指标均符合条件。 由于 2X8A 型 真空泵的重量有 70kg,所以该真空泵不能安装在机械手的头部，以避免影响联接件的刚度和强度，所以真空泵由软管联接安装在地方，软管和机械手的臂部联接采用滕州福瑞德公司研发生产的 RC10螺纹旋转接头。 旋转接头和臂部的联接采用内外螺纹联接，旋转接头和软管的联接采用钢丝箍紧，旋转接头如图 3所示： 图 旋转接头 10 吸盘固定螺钉的强度校核 吸盘和喷嘴之间的连接需要一个螺钉作为紧固。 这个螺钉不仅要使二者紧密连接在一起，而且要在中心位置开孔维持气流的流通。 因此这个螺钉是要自主设计的。 由于此螺钉的位置在吸盘内部，装配时考虑到可操作空间狭小。 因此设计中要注意到装配方法的问题。 通过查询机械设计手册。 现在以内六角螺钉为基础进行改造设计。 初步设计如下： 此螺钉受到的力主要是轴向拉力，在吸取和释放工件的时候受到循环应力。 （ 1）没有 工件的时候，工作拉力 2 2 2m i n 1 . 2 3 . 1 4 ( 5 . 0 3 . 0 ) 5 1 0 3 . 0 1F G V g N N         吸 盘 聚 氨 脂 橡 胶 （ ） （ 2）在吸取工件的时候，工作拉力 m a x 3 . 0 1 1 0 0 1 0 3 . 0 1F G G V g G N N N      工 件 工 件吸 盘 聚 氨 脂 橡 胶 （ ） 因此螺钉受到的最大拉力为 按照教材提供的可选螺钉材料，现选取 45H钢作为材料。 由教材机械设计表58查得材料屈服极限 355S Mpa ,由表 510查得安全系数 S=,故螺钉材料的许用应力   355 2 2 1 . 91 . 6S M p a M p aS    （ ） 根据式  m a x1 4 4 1 0 3 .0 1 0 .7 73 .1 4 2 2 1 .9fd m m m m    设计的螺钉小径 1 20 .0 0. 77d m m m m 满足强度要求 经过软件校核：受轴向载荷－紧螺栓（动载荷）校核计算结果 工作载荷： Fc = kN 相对刚度： =  螺栓材料： 45 螺栓抗拉强度： = 600 MPaB 螺栓屈服强度： = 355 MPas 11 抗压疲劳强度： lt = 140MPa 安全系数： a1S = 2 螺栓许用应力幅： [ ] = MP a 螺栓公称直径： dM = M20 螺栓计算应力幅： a = MPa 校核计算结果： aa[] 满足 （ 3）设计结果如图 所示： 图 12 喷嘴的设计 本此设计机械手臂部参考 机械设计手册 第 5 卷采用材料球墨铸铁 235，所设计的具体尺寸如图 4 吸盘和臂部的联接采用 M20 60 的内六角紧固螺钉，手部联接件采用四个螺钉组成的内六角紧固螺钉联接。 结构如下图 13 图 机械手臂部的质量计算 根据机械工程材料查得球墨铸铁的密度为  =(克 /立方厘米 ) 忽略臂部的孔的体积将臂部看成一个实心的整体其体积为 V=160mm 104mm88mm+27mm 104mm 104mm=(1464320+292032) 3mm =1756352 3mm ,质量为M= V= 1756352 3mm≈ ,由于忽略了孔的体积所以质量可以近似的确定为 12kg。 吸盘的质量为 150g,在这里计算可以忽略不计，再加上工件的最大质 量为 10kg,和真空泵的联接臂部的旋转接头的质量最大估计为 1kg，整个臂部的质量可以确定为 23kg。 臂部联接件的螺纹选择 机械手的臂部和臂部联接件的联接是非常重要的，在这里采用的是紧固螺钉联接，为了使螺纹在机械手来回的运动中不松动螺旋副的选择必须满足自锁条件： v =arc tan cosf =arc tanvf 式中  为螺纹升角；  =arc tan 2dS=arc tan 2dnp， S 为导程， 2d 为中径， P 为螺距， v 为当量摩擦角； vf 为螺旋副的当量摩擦角； 14 f为摩擦系数 具体数值见濮良贵 和纪名刚编写的《机械设计》第八版表 512 根据以上公式和数值来选取单线普通螺纹，螺纹升角（  =1176。 23′～ 3176。 2′）小于螺旋副的当量摩擦角（ v ≈ 176。 ~176。 ） 臂部螺钉组联接设计 本次设计的螺钉组受横向的载荷和翻转力矩的作用，其失效形式可能出现接合面滑移，以及在翻转力矩作用下，接合面的上边可能产生离缝（即 //F 0）下边可能被压溃，计算方法为先由不滑移条件求出 /F ,从而求出 //F 和 0F , 确定螺钉的直径，再验算不离缝不压溃条件， 1，受力分析 （ 1）计算螺钉组所受的工作载荷 如图 5所示，在工作载荷 P的作用下，螺钉组承受如下各力和翻转力矩作用 : 轴向力 vP =0 横向力 HP =Mg=23kg /2s =. 翻转力矩 M= HP 128mm=28851N mm (2)计算单个螺钉所受的最大工作拉力 F 在翻转力矩 M的作用下，使联接件有绕中心轴顺时针翻转的趋势，则中心轴上边的螺钉受拉，下面受压，由 M 引起的工作拉力 和压力差不多，由 M引起的工作拉力为 F2 = MLmax /L1 2 + L2 2 +„ + L3 2 =28851 24/(4 242 )=301N 因此螺钉所受的最大的工作拉力为 F= F2 =301N 15 (3)按不滑移条件求螺钉的预紧力 /F 在横向力 HP 的作用下，联接接合面可能产生滑移，按接合面不滑移的条件可以列出底板不滑移的条件为，  Z /F  Kf HP 则 /F  Kf HP / Z 由彭文生主编的《机械设计》 第二版表 31查得  =。 由表 32查得1C /( 1C + 2C )=，则 2C /( 1C + 2C )==。 取 Kf = , 则 /F =（ ／ 4 ）Ｎ＝ (4)螺钉所受的总拉力 0F 0F = /F +[ 1C /( 1C + 2C )] F=（ + 301） N= 选择螺钉材料为强度级别 Q235，由彭文生主编的《机械设计》 第二版表 34查 查得 s =240Mpa 设螺钉所需公称直径 d 在 M6~M16范围内，由彭文生主编的《机械设计》 第二版表 35（ a）查得 S=3，则 [ ]= s /S=240Mpa/3=80 Mpa. 所以螺钉的危险剖面 直径为 1d  ] [ 0 F = 80   mm= 查《机械设计手册》选用 M10粗牙普通螺纹， 1d =，计算结果比原估直径要小，更能满足条件，故决定选用 M10螺纹。 16 （ 1）联接接合面下端不压溃的校刻 考虑螺钉预紧力 /F 的变化得 maxp = A1 [Z /F VPCCC212 ]+ WM =[ 104881 4 +6881042 ] M pa = M pa 由彭文生主 编的《机械设计》 第二版表 37， ［ p ］＝ s =96Mpa M pa ,故联接接合面下端不会压溃。 （ 2）联接接合面上端不出现间隙的校刻 考虑螺钉预紧力 /F 的变化得 minp =A1 [Z /F VPCCC212 ]WM =[ 104881 4 6881042 ] M pa = M pa 0 故接合面不会产生间隙。 手部联接件的设计 经查找各种设计手部联接资料手部联接件的材料选择为 HT2547，和喷嘴的联接采用四个 M10的螺钉组，和摆动刚的了联接采用 9个 M8的螺钉组联接。 其各部分的具体尺寸和结构 结合前面设计的喷嘴和后面的摆动缸，设计如零件图所示 .前面和喷嘴的联接螺钉组已进行了强度校刻，联接件和后面摆动缸的联接采用了 9个 M8 20的螺钉，其强度远远满足于要求的条件故不需要再进行强度的校刻。 17 第 3 章 摆动液压缸的设计 摆动油缸加工困难，密封性要求高，容。