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1、摘 要本文针对回转壳体内粘贴胶片的接触性操作，设计一个壳体支撑与驱动机构，此机构可以适用于几种不同型号壳体的旋转、移动、定位等操作，同时配合机械手来完成此任务。设计的机构主要包括壳体支撑工作台、轴向和径向的限位机构、调节壳体的中心距装置等部件。重点对驱动壳体的摩擦轮压紧力进行了计算校核，避免驱动过程中的打滑。另外，模拟直角坐标机器人的移动，设计了丝杠加直线导轨的传动方式保证壳体垂直方向的移动。针对壳体旋转中精度不太高的要求，设计链传动方式驱动壳体摩擦轮。为了适用不同型号的壳体的胶片粘贴要求，设计灵活、方便的限位装置对壳体限位。系统中选用了高精度的伺服电机和减速器来保证精度，实现壳体准确的移动和
2、定位。最后对系统中各个部件的刚度、强度等性能指标进行校核。关键词：自动置片系统；直角坐标机器人；回转壳体；打滑AbstractThis paper mainly deals with the contacting operation of stick colloid inside the rotary hull. Based on that, a hull supporting and driving mechanism is designed. It can be applied in different types of hull operation, such as spinning,
3、moving and locating. Meanwhile, there should be the cooperation of the robot manipulator.The mechanism mainly comprises of the units like hull supporting platform, axial and radial spacing mechanism and hull device measuring centre distance and so on. The main focus in this paper is the calculation
4、and examination of the friction pulley clamping forces of the driving hull, so that to avoid the skid in the process of driving. In addition, simulating the moving of Cartesian robot, the transmission of master screw plus linear guide way is designed to make sure the hulls upright moving. Since prec
5、ision of hull spinning is not so demanding, the chain drive mode is designed to drive the hull friction pulley. In order to meet the needs of different types of hull film, agile and convenient spacing mechanism is designed to limit the hull. In this system, high precise servo-motor and reduction gea
6、r are chosen to guarantee the exact moving and locating. In the end, every units stiffness and strength is check up as guideline in the whole system.Keywords: Automatic sticking-colloid system; Cartesian robot; Rotary hull; Skid目 录摘要ABSTRACT.1 引言11.1 课题背景和意义11.2 国内外研究现状12 壳体和支架机构的总体设计32.1 本次课题的主要内容3
7、2.2 课题研究方案33 摩擦轮的设计43.1 摩擦与打滑43.2 传动比43.3 设计思想43.4 摩擦轮的设计与计算53.4.1 壳体的受力分析53.4.2 滚子的受力分析63.4.3 滚子的质量及壳体的驱动力F63.4.4 滚子旋转驱动电机的选择74 滚子链传动的设计94.1 滚子链链轮的主要尺寸94.2 滚子链传动的设计计算94.2.1 滚子链传动的设计计算步骤及计算式94.2.2 滚子链的静强度计算114.2.3 滚子链链轮114.2.4 链传动的润滑135 轴的设计验算145.1 选择轴的材料145.2 初步估计轴径145.3 轴的结构设计145.4 轴的校核155.4.1 轴的校
8、核155.4.2 轴的扭转刚度计算186 轴上零件的选择与计算206.1 键的选择与计算206.2 滚动轴承的验算216.2.1 确定轴上深沟球轴承的承载能力216.2.2 按当量动载荷校核226.2.3 按额定静载荷校核227 各部分部件的质量估算237.1 所选底板质量237.2 所选上板质量237.3 所选支架质量237.4 所选滚子质量237.5 所选轴质量237.6 上板的合力237.7 所有的合力248 传动装置的设计计算及电机的选择258.1 滑动螺旋传动左右旋丝杠的设计258.1.1 材料的选择258.1.2 耐磨性计算258.1.3 螺杆的强度计算268.1.4 螺杆的稳定性
9、计算278.2 左右旋丝杠副的设计计算288.2.1 螺母螺纹牙的强度计算288.2.2 螺母外径与凸缘的强度计算298.2.3 螺母凸缘的强度308.3 上下运动的丝杠的设计选择308.3.1 材料的选择308.3.2 耐磨性计算308.3.3 螺杆的强度计算318.3.4 螺杆的稳定性计算318.4 上下传动的螺旋副的设计计算318.4.1 螺母螺纹牙的强度计算318.4.2 螺母外径与凸缘的强度计算318.4.3 螺母凸缘的强度计算328.5 丝杠电机及减速器的选择328.5.1 选择的电机338.5.2 选择的减速器339 几种重要外购件的选择349.1 直线导轨的选择349.2 联轴
10、器的选择34结 论36致 谢37参考文献38附录A39附录B451 引 言1.1 课题背景和意义机器人技术是涉及机械学、传感器技术、驱动技术、控制技术、通信技术和计算机技术的一门综合性高新技术，既是光机电软一体化的重要基础，又是光机电软一体化技术的典型代表。其产品主要有两大类，即以日本和瑞典为代表的一系列特定应用的机器人，如弧焊、点焊、喷漆装备、刷胶和建筑等，并形成了庞大的机器人产业。另一类是以美国、英国为代表的智能机器人开发，由于人工智能和其它智能技术的发展远落后于人们对它的期望，目前绝大部分研究成果未能走出实验室。 机器人系统集成技术也是由几个主要发达国家所垄断。近年来，机器人技术并未出现
11、突破性进展，各国的机器人技术研究机构和制造厂商都继续在技术深化、引进新技术和扩大应用领域等方面进行探索。机器人技术是涉及机械学、传感器技术、驱动技术、控制技术、通信技术和计算机技术的一门综合性高新技术，既是光机电软一体化的重要基础，又是光机电软一体化技术的典型代表。其产品主要有两大类，即以日本和瑞典为代表的一系列特定应用的机器人，如弧焊、点焊、喷漆装备、刷胶和建筑等，并形成了庞大的机器人产业。另一类是以美国、英国为代表的智能机器人开发，由于人工智能和其它智能技术的发展远落后于人们对它的期望，目前绝大部分研究成果未能走出实验室。 机器人系统集成技术也是由几个主要发达国家所垄断。近年来，机器人技术
12、并未出现突破性进展，各国的机器人技术研究机构和制造厂商都继续在技术深化、引进新技术和扩大应用领域等方面进行探索。1.2 国内外研究现状为了使机器人能更好的应用于工业，各工业发达国家的大学、研究机构和大工业企业对机器人系统开发投入了大量的人力财力。在美国和加拿大，各主要大学都设有机器人研究室，麻省理工学院侧重于制造过程机器人系统的研究，卡耐基梅隆机器人研究所侧重于挖掘机器人系统的研究，而斯坦福大学则着重于系统应用软件的开发。德国正研究开发“MOVE AND PLAY”机器人系统，使机器人操作就像人们操作录像机、开汽车一样。 我国的工业机器人从80年代“七五”科技攻关开始起步，在国家的支持下，通过
13、“七五”、“八五”科技攻关，目前已基本掌握了机器人操作机的设计制造技术、控制系统硬件和软件设计技术、运动学和轨迹规划技术，生产了部分机器人关键元器件，开发出喷漆、弧焊、点焊、装配、搬运等机器人；其中有130多台套喷漆机器人在二十余家企业的近30条自动喷漆生产线(站)上获得规模应用，弧焊机器人已应用在汽车制造厂的焊装线上。但总的来看，我国的工业机器人技术及其工程应用的水平和国外比还有一定的距离，如：可靠性低于国外产品；机器人应用工程起步较晚，应用领域窄，生产线系统技术与国外比有差距；在应用规模上，我国已安装的国产工业机器人约200台，约占全球已安装台数的万分之四。以上原因主要是没有形成机器人产业
14、，当前我国的机器人生产都是应用户的要求，“一客户，一次重新设计”，品种规格多、批量小、零部件通用化程度低、供货周期长、成本也不低，而且质量、可靠性不稳定。因此迫切需要解决产业化前期的关键技术，对产品进行全面规划，搞好系列化、通用化、模块化设计，积极推进产业化进程。我国的智能机器人和特种机器人在“863”计划的支持下，也取得了不少成果。其中最为突出的是水下机器人，6000米水下无缆机器人的成果居世界领先水平，还开发出直接遥控机器人、双臂协调控制机器人、爬壁机器人、管道机器人等机种；在机器人视觉、力觉、触觉、声觉等基础技术的开发应用上开展了不少工作，有了一定的发展基础。但是在多传感器信息融合控制技
15、术、遥控加局部自主系统遥控机器人、智能装配机器人、机器人化机械等的开发应用方面则刚刚起步，与国外先进水平差距较大，需要在原有成绩的基础上，有重点地系统攻关，以系统集成带动机器人技术的全面发展，以期在“十五”后期立于世界先进行列之中。2 壳体和支架机构的总体设计2.1 本次课题的主要内容针对回转壳体内粘贴胶片的接触性操作，设计一个壳体支撑与驱动机构，完成壳体的旋转、移动、定位等操作。设计内容包括支架部分的主要部件装备图和零件图。要求：了解直角坐标机器人的基本结构和传动方式，实现壳体支架的平移动作。 对壳体支架的限位机构进行设计，可适用不同型号的壳体。 选择合理的伺服电机。2.2 课题研究方案这次
16、的机构设计初步想采用安川伺服电机作为驱动方式使支架可以在导轨的配合下很好的完成移动和旋转。而完成旋转的支撑壳体的零件想采用滚子令其旋转，而支架部分可以作为拟导轨形式的机构完成移动；完成旋转，移动采用伺服电机完成驱动，传动系统的选择拟用链传动或者丝杠传动来带动机构的传动。具体如何选择在选择在设计的过程中加以比较再进行最后的确定。3 摩擦轮的设计3.1 摩擦与打滑摩擦轮传动是利用两轮直接接触所产生的摩擦力来传递运动和动力的一种机械运动。主动轮依靠摩擦力的作用带动从动轮转动，并保证两轮面的接触处有足够大的摩擦力，使主动轮产生的摩擦力矩足以克服从动轮上的阻力矩。如果摩擦力矩小于阻力矩，两轮面接触处在传
17、动中会出现相对滑移的现象，这种现象称为“打滑”。因此在设计过程中也应该避免出现打滑现象的发生。1、增大正压力(正压力只能适当增加)2、增大摩擦因数通常是将其中一个摩擦轮用钢或铸铁材料制造，在另一个摩擦轮的工作表面，粘上一层石棉、皮革、橡胶布、塑料或纤维材料等。轮面较软的摩擦轮宜作主动轮，这样可以避免传动中产生打滑，致使从动轮的轮面遭受局部磨损而影响传动质量。3.2 传动比机构中瞬时输入速度与输出速度的比值称为机构的传动比摩擦轮传动的传动比就是主动轮转速与从动轮转速的比值。 i=n1/n2 (3.1)式中主动轮转速()；从动轮转速()；传动时如果两摩擦轮在接触处P点没有相对滑移，则两轮在P点处的
18、线速度相等 v1=v2 (3.2)式中v1滚子的线速度(m/s)； v2壳体的线速度(m/s)；因此：两摩擦轮的转速之比等于它们直径的反比。 i=n1/n2 =D2/D1 (3.3)式中主动轮直径滚子150mm；从动轮直径壳体350mm。3.3 设计思想该机构壳体需要完成旋转，且该壳体材料为金属类的某种材料。因为考虑摩擦轮为圆柱体、圆锥体或圆环，加工简单，精度高。还可以无间隙的实现正反向传动。所以采用直接接触并相互压紧的两摩擦轮之间的摩擦力，将主动轮的运动与转矩传给从动轮。主动轮滚子材料选择为HT350该材料密度为7g/cm3但在滚子表面挂上一层橡胶以增大壳体与滚子间的摩擦力，但考虑该系统之间
19、的接触不需任何润滑，因此还需要在干燥的环境下进行，查表得知许用摩擦因数fp为0.7。避免打滑就应该在设计过程中保证两个摩擦轮之间线速度一样且保证有足够大的摩擦力，这就要选择壳体与滚子的相对位置(即两物体间的角度)。3.4 摩擦轮的设计与计算3.4.1 壳体的受力分析 图3.1 壳体与滚子受力根据摩擦因数曲线和查表得出滑动安全系数SR=fmax/fp=1/0.7=1.4281.42.0合理。根据图计算如下： FN法=Gcos- Ft (3.4) Ft=fFN法 (3.5)由(3.4)和(3.5)得Ft =fFN法=(f/1+f)Gcos i=n1 /n2 =D2/D1(1-) (3.6)式中FN
20、法 正压力(N)；G 重力(N)； 为正压力与重力的夹角；Ft 摩擦力(N)；f 摩擦系数； 为相应滑动率0.1。主动轮n1=15r/min把D1=150mm，D2=350mm，代入得n2=38.88r/min3.4.2 滚子的受力分析根据余旋定理 a2+b2-2abcos2=c2 (3.7)由设计知250l370当l最小时，最小由公式(3.7) 2502+2502-2250250cos22502cos230当l最大时，最大图3.2 滚子中心距l的确定由图可以分析出sin=185/2500.74，所以47.73综上3047.73因为Ft为的函数且成反比，所以当最小时，Ft最大所以当取=30时，
21、把G=490N，f=0.7代入公式(3.4)中得Ft =174.7N同理得出结论135.7FtdK=32mm,合适。5、初定中心距a按要求a0=180mm a0p=a0/p (4.3)式中 a0p以节距计的初定中心距(mm)；a0 初定中心距(mm)。由公式(4.3) a0p=a0/p=180/15.875=11.34,所以在无张紧装置时有18011.3425=283.5满足。6、链节数LP LP=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P/a0(Z2-Z1/2)2 (4.4)由公式(4.4) LP=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P/a0(Z2-Z1/2)2=2180/15.875+(17+17)/
22、2+15.875/180(17-17/2) 2=22.68+17+0=39.67取LP=40节7、链条长度L L=PLP/1000 (4.5)式中 KP排数系数；由公式(4.5) L=PLP/1000=15.87540/1000=0.635m8、理论中心距a a=P/2(LP-Z) (4.6)式中 Z 齿数；当Z1=Z2=Z=17时，由公式(4.6) a=P/2(LP-Z)=15.875/2(40-17)=182.5625mm9、实际中心距a a=a-a (4.7)由公式(4.7) a=a-a=182.5625-0.004182.5625=181.5mm取a=182mm10、链速V V= Z1
23、 n1 P/601000 (4.8)由公式(4.8) V= Z1 n1 P/601000=1737.515.875/(601000)=0.169m/s因为V0.6m/s所以该传动为低速链传动。11、有效圆周力Ft Ft=1000P/V (4.9)由公式(4.9) Ft=1000P/V=10000.45/0.169=2662.7N12、作用于轴上之力FK FK=1.15KAFt (4.10)由公式(4.10) FK=1.15KAFt=1.1512662.7=3062.105N13、润滑方式的选择根据P及V查图11103，应采用油杯或刷子供油。14、链条的标记链 10A1404.2.2 滚子链的静
24、强度计算在低速(V0.6m/s)重载链传动中，链条的静强度占主要地位。如果仍用额定功率曲线选择计算，结果常不经济，因为额定功率曲线上各点相应的条件性安全系数n为820，远比静强度安全系数大。当进行耐疲劳和耐磨损工作能力计算时，若要求的使用寿命过短，传动功率过大，也需进行链条的静强度验算。链条静强度计算公式： (4.11)式中：Sca 链的抗拉静强度的计算安全系数；Flim单的极限拉伸载荷，单位为(kN)；KA 工作情况系数；F1 链的紧边工作拉力，单位为(kN)； 链的排数。由公式(4.11) 在允许的范围之内，所以静强度满足要求。4.2.3 滚子链链轮链轮基本尺寸的计算1、分度圆直径d d=
25、P/sin180o/Z (4.12)由公式(4.12) d=P/sin180o/Z=15.875/sin180o/17=15.875/0.18345=86.4mm2、齿顶圆直径da damax=d+1.25P-d1 (4.13)damin=d+(1-1.6/Z)P-d1 (4.14)由公式(4.13)(4.14) damax=d+1.25P-d1=86.4+1.2515.875-10.16=96.08mmdamin=d+(1-1.6/Z)P-d1=86.4+(1-1.6/17) 15.875-10.16=90.62mmda取为96.08mm3、齿根圆直径df df=d-d1 (4.15)由公式
26、(4.15) df=d-d1=86.4-10.16=76.24mm4、分度圆弧齿高ha hamax=(0.625+0.8/Z)P-0.5d1 (4.16) hamin=0.5(P-d1) (4.17)由公式(4.16)(4.17) hamax=(0.625+0.8/Z)P-0.5d1=5.58mmhamin=0.5(P-d1)=0.5(15.875-10.16)=2.8575mm所以取ha=5.57mm5、齿侧凸缘直径dg dgPcot180o/Z-1.04h2-0.76 (4.18)由公式(4.18) dgPcot180o/Z-1.04h2-0.76=15.875cot180o/17-1.0
27、415.09-0.76=68.47mm6、齿宽bf1 bf1=0.95b1 (4.19)由公式(4.19) bf1=0.95b1=0.959.4=8.93mm7、链轮齿总宽bfnbfn= bf1=8.93mm8、齿侧半径rxrx公称=P=15.875mm9、齿侧倒角baba=0.1315.875=2.06mm10、齿侧凸缘圆角半径ra ra0.04P (4.20)由公式(4.20) ra0.04P=0.0415.875=0.635mm图4.1 链轮齿槽形状4.2.4 链传动的润滑1、润滑方式的选择根据链条的节距P和速度V按机械手册3选择润滑方式。由于链速V2m/s，故采用人工定期润滑的方式。每
28、班加油一次，保证不干燥。2、润滑剂的选择一般情况采用润滑油，按机械手册进行选择，对于开式、低速传动可在油中添加MoS2、WS2MoSe2、WS e2等添加剂。5 轴的设计验算5.1 选择轴的材料选用45钢，调质处理5.2 初步估计轴径在轴的设计时，必须知道轴的基本直径，基本直径可按扭转刚度或扭转强度估算法来估计。根据轴上所受的转矩估算轴径，至于弯矩对轴强度的影响，用降低许用剪切力的办法来加以考虑。因为在数值上轴的传递功率P轴的转速，所以可按扭转刚度估算轴径。估算公式为： dB (5.1)式中 d 危险截面的直径(mm)； T 转矩(Nm)； 许用剪切应力(N/mm2)； B 材料系数； p 轴
29、所传递的功率(kw)； n 轴的转速(r/min)。按表12.1-35，取B=91.5由公式(5.1) dB=91.5=28.28mm考虑端部有轴单键槽，轴径应增大45%，取d=30mm5.3 轴的结构设计轴的结构如图所示图5.1 轴的结构图左端轴颈取32，右端轴颈取30长度均很短所以不会有影响。考虑装配方便以及轴承的标准，故轴承的轴径取32，长度取39。又考虑轴承内侧采用轴套固定，固定链轮的部分取30，长度取52。轴的中部是花键轴，又考虑装配情况，所以轴径稍大一些。取d=36,D=40。长度取100。5.4 轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度计算，只进行刚度计算。轴的载荷的作用
30、下会产生弯曲和扭转变形，当这些变形超过某个允许值时，会使机器零部件工作状况恶化，甚至使机器无法正常工作，故对精密机器的传动和对刚度要求高的轴，要进行刚度校核，以保证轴的正常工作。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者是用扭转角来度量，后者是用挠度和偏角来度量。轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影响轴上零件的正常工作，因此，对于精密机器的轴要进行弯曲刚度的校核，他用弯曲变形时所产生的挠度和偏转角来度量，即验算轴的最大挠度及齿轮处的和轴承处的倾角，是否在允许的范围之内。轴的弯曲变形的精确计算较复杂，除受载荷的影响外，轴承以及各种轴上零件刚度，轴的局部削弱等因素对轴的变形都有影响。
31、因此，在计算时都进行了不同程度的简化。因此选择较复杂的轴3进行校核。轴的计算通常是在初步完成结构的设计后进行校核，计算准则是满足强度或刚度，必要时还应校核轴的振动稳定性。5.4.1 轴的校核轴的计算通常是在初步完成结构的设计后进行校核，计算准则是满足强度或刚度，必要时还应校核轴的振动稳定性。1、求出链轮轴上的功率，转速和转矩链轮的传动效率： =0.97(精度等级为8级)轴承的传动效率： =0.99链轮轴上的传动效率： 链轮轴的转速： 2、作用在链轮上的力 因为链轮的分度圆直径为：d=P/sin180o/Z=15.875/sin180o/17=15.875/0.18345=86.4mm T1=9
32、550000P1/n=95500000.43/37.5=109520NFt=2T1/d1=2109520/86.4=2535N Fr=Fttan20=25350.364=922.8N圆周力Ft，径向力Fr的方向如下图所示图5.2 轴3受力分析图5.3 等效受力图图5.4 等效受力图3、求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。现将计算出截面C出的，及M值列于下表表5.1 轴3的剪力弯矩分析表载 荷水平面H垂直面V支反力FRbh=1148N Rch=3683NRbv=418N Rcv=2953N弯矩MM1=169904NmmM2 =61864Nmm总弯矩M1=16990
33、4NmmM2=61864Nmm扭矩TT=109506Nmm4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据公式 (5.2)式中， 轴的计算应力，单位(Mpa)；M 轴所受的弯矩，单位(Nmm)； T 轴所受的扭矩，单位(Nmm)；W 轴的抗弯截面系数，单位()；对称循环应变力时轴的许用变应力。取折合系数=0.6（扭转的切应力为脉动循环变应力时）有公式( 5.2) =前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理2，查得=60Mpa，因此，故安全。5.4.2 轴的扭转刚度计算对不等直径阶梯轴 (5.3)式中 为轴单位长度的扭转角，许用扭转角；Ti
34、 阶梯轴第i段上的转矩（Nmm）；G 轴材料的切变弹性模量(N/mm2)对钢G=8.1104N/mm2； 阶梯轴受转矩作用的第i轴段的长度(mm)；阶梯轴第i轴段截面的极惯性矩(mm4)。实心圆轴 =由公式(5.3) 0.250.5所以许用扭转角满足要求6 轴上零件的选择与计算6.1 键的选择与计算 1轴的尺寸Lbh=50108根据公式 P=2T103/kldP (6.1)式中 T 传递转距(Nm)；d 轴的直径(mm)；l 键的工作长度； k 键与轮毂的接触高度(mm)，平键k=h/2；P许用挤压应力(Mpa)。查表得4 P=120150MPa计算：由公式(6.1) P=2T103/kld=4T103/hld=429103/85032=9.1MpaP所以键的选择合格。轴上矩形花键的尺寸 NdDB=836407根据公式 P=2T103/zhldmP (6.2)式中 T 传递转距(Nm)； 各齿间载荷不均匀系数，通常=0.70.8，齿数多时取偏小值；z 花键的齿数；h 花键侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d/2)-2C,此处D为花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸；dm
