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机电一体化机械手设计说明书

机电工程学院

课程设计说明书

（2014/2015学年第一学期）

课程名称：

机电一体化课程设计

题目：

工业机械手设计

专业班级：

11级机电七班

学生姓名：

王岩

学号：

110200719

指导教师：

赵喜敬

设计周数：

二周

设计成绩：

2014年12月30日

第一章工业机械手综述

1

1.1工业机械手的发展概况1

1.2工业机械手的应用1

1.3工业机械手的组成及原理1

第二章伸缩臂的设计方案

3

2.1设计方案论证以及确定3

2.1.1设计参数及要求3

2.1.2设计方案的比较论证4

2.2机械手伸缩臂总体结构设计方案4

2.3执行装置的设计方案4

2.3.1滚珠丝杠的选择4

2.3.2减速齿轮的有关计算10

2.3.3电动机的选择15

第三章PLC控制系统设计

17

3.1PLC的构成及工作原理17

3.2选择PLC17

3.3PLC外部I/O分配图18

3.4软件设计19

3.5硬件设计27

28

第一章工业机械手综述

1.1工业机械手的发展概况

工业机械手在先进制造技术领域中扮演着极其重要的角色，是近几十年发展起来的一种高科技自动化生产设备，是一种能自动化定位控制并可重新编程序以变动的多功能机器，它有多个自由度，可用来搬运物体以完成在各个不同环境中工作。

工业机械手即工业机器人是集机械、电子、控制、计算机、传感器、人工智能等多学科先进技术于一体的现代化制造业重要的自动化装备。

机械手技术涉及到力学、机械学、电气液压技术、自动控制技术、传感器技术和计算机技术等科学领域，是一门跨学科综合技术。

1.2工业机械手的应用

机械手是工业自动控制领域中经常遇到的一种控制对象。

机械手可以完成许多工作，如搬物、装配、切割、喷染等等，应用非常广泛。

在现代工业中，生产过程中的自动化已成为突出的主题。

各行各业的自动化水平越来越高，现代化加工车间，常配有机械手，以提高生产效率，完成工人难以完成的或者危险的工作。

目前在我国机械手常用于完成的工作有：

注塑工业中从模具中快速抓取制品并将

制品传送到下一个生产工序；机械手加工行业中用于取料、送料；浇铸行业中用于提取高

温熔液等等。

广泛采用工业机械手，不仅可提高产品的质量与产量，而且对保障人身安全，改善劳动环境，减轻劳动强度，提高劳动生产率，节约原材料消耗以及降低生产成本，有着十分重要的意义。

同计算机、网络技术一样，工业机械手的广泛应用正在日益改善着人类的生产和生活方式。

1.3工业机械手的组成及原理

工业机械手一般应由机械系统、驱动系统、控制系统、检测系统和人工智能系统等组成。

机械系统是完成抓取工件实现所需运动的执行机构；驱动系统的作用是向执行机构提供动力，执行元件驱动源的不同，驱动系统的传动方式有液动式、气动式、电动式和机械式四种，采用液压机构驱动机械手，结构简单、尺寸紧凑、重量轻、控制方便；控制系统是工业机械手的指挥系统，它控制工业机器人按规定的程序运动；检测传感系统主要检测工业机械手执行系统的运动位置、状态，并反馈给控制系统进而及时比较调整。

本次设计的工业机械手属于圆柱坐标式的液压驱动机械手，具有手臂升降、伸缩、回转等三个自由度。

因此相应地有手臂伸缩机构、手臂升降机构、手臂回转机构等组成。

每一部分均用液压缸驱动与控制。

下图为本次设计的机械手总平面图：

图1-1机械手总平面图

1底座、2立柱、3液压缸、4伸缩臂、5升降臂、6机械手

机械手的工作原理：

机械手主要由执行机构、驱动系统、控制系统以及位置检测装置等所组成。

在PLC程序控制的条件下，采用液压传动方式，来实现执行机构的相应部位发生规定要求的，有顺序，有运动轨迹，有一定速度和时间的动作。

同时按其控制系统的信息对执行机构发出指令，必要时可对机械手的动作进行监视，当动作有错误或发生故障时即发出报警信号。

位置检测装置随时将执行机构的实际位置反馈给控制系统，并与设定的位置进行比较，然后通过控制系统进行调整，从而使执行机构以一定的精度达到设定位置下图为机械手的系统工作原理框图：

图1-2机械手的系统工作原理框图

第二章伸缩臂的设计方案

2.1设计方案论证以及确定

2.1.1设计参数及要求

1、伸缩长度：

300mm

2、单方向伸缩时间：

1.5〜2.5s;

3、定位误差：

要有定位措施，定位误差小于2mm

4、前端安装机械手，伸缩终点无刚性冲击。

2.1.2设计方案的比较论证

根据设计参数及要求，选择齿轮、滚珠丝杠来实现工业机械手伸缩臂的伸缩运动，结构简单，易于控制，更经济实用。

2.2机械手伸缩臂总体结构设计方案

经过本人的反复思考及论证，先做出运动简图。

现如下图2-1所示，该机构中支座安

装在机器人床身上，用于安装滚珠丝杠和伸缩杆等零件。

由步进电动机

（1）驱动，带动

一级齿轮减速器

（2）o通过减速器输出轴与丝杠（3）相连，以电机为动力驱动滚珠丝杠转动，通过丝母的直线运动，推动导向杆运动，利用电机正反转动实现伸缩换向。

法兰用于安装机械手，构成如图所示的结构：

图2-1步进电机伸缩机构示意图

2.3执行装置的设计方案

2.3.1滚珠丝杠的选择

2.3.1.1滚珠丝杠副的选择:

（1）由题可知：

伸缩长度S为300毫米，伸缩时间t为2秒，所以速度

nm

初选螺距P=10mm

（2.1）贝

V15060r

P10min

=900rmin

（2.2）

（2）计算载荷:

FcI?

'.

Fc=KFKhKaFm（心为载荷系数，Kh为硬度系数，心为精度系数）

由题中条件，取KfJ.25，，取KhJ.06取D级精度71,取Ka".18】丝杠的最大工作载荷Fm:

导向杆所受摩擦力即丝杠最大工作载荷：

Fmax=lF=0.15400=120N（2.3）

则:

Fc=1.21.01.1120=2112N

I

（3）计算额定动载荷Ca的值:

（2.4）

1.67104

nm=960rmin丄H=15000h

所以

Ca=21123

96015000

1.67104

20064N

（4）根据选择滚珠丝杠副：

Ca=22556N

按滚珠丝杠副的额定动载荷C'a等于或稍大于C'a的原则，选用汉江机床厂FC1型滚珠丝杠""：

表2-1汉江机床厂FC1型滚珠丝杠

丝

杠代号

丝杠尺寸/mm

螺

旋

角

滚珠直径米制

/mm

螺母女装尺寸/mm

额定载荷

中

径

大径

导

程

动载

静载

d2

d

P

D

D1

D2

B

E

M

L

Q

*1

%

h

Ca/N

Coa/N

4006-3

40

39.5

8

0'

211

3.969

50

118

75

15

6

4

48

M6

9

15

9

21379

69825

FC1-5006-3，Ca=21379NFC1-52008-2.5

考虑各种因素选用FC1-5006-3。

由表2-9得丝杠副数据:

公称直径

D0=50mm

导程p=8mm螺旋角乳=211

滚珠直径

d°=3.969mm

按表2-1

中尺寸计算:

滚道半径

R=0.52d0=0.523.969mm=2.064mm

（2.5）

偏心距

丝杠内径

e=0.07R—虫

L0.07況2.064-

2丿<

3.969/

mm=5.610mm

2

（2.6）

dj=D02e-2R=（5025.610，-22.064）mm=45.76mm

（2.7）

（5）稳定性验算

由于一端轴向固定的长丝杠在工作时可能发生失稳，所以在设计时应验算其安全系数

S,其值应大于丝杠副传动结构允许安全系数[S]（见表2-10）。

丝杠不会发生失稳的

最大载荷,称为临界载荷Fcr（N按下式计算:

Fcr

（叫）2

10]

（2.8）

式中E为丝杠材料的弹性模量，对于钢，E=206Mpa;l为丝杠工作长度（L=450mm

〔•为丝杠危险截面的惯性矩m°；u为长度系数，见表2-10。

依题意:

二d；

64

4

3.14"0.04576m）

64

=2.1510^m4

（2.9）

取U^3，

Fcr二

3.1422061092.1510

=4.85106N

-0.45

（2.10）

安全系数

Fcr4.85106

Fm1600

-3031.3

。

查表2-10，[S]=3〜4，S>[S]，丝杠是安全的,

不会失稳。

（6）刚度验算：

滚珠丝杠在工作负载F（N）和转矩T（N-n）共同作用下引起每个导程的变形量：

■:

d

其中

丝杠截面积

Am2

4

Jc

丝杠极惯性矩

Jc二

4

32m4

丝杠的切变模量,

对于钢

G=83.3MPa

转矩

式中：

p为摩擦角，其正切函数值为摩擦系数，Fm为工作载荷，取摩擦系数

tg—0.0025，则p=8,40〃则

4305010」tg2011'8'40":

0.43Nm

T=2

（2.12）

按最不利情况取（其中F=Fm）

4PF2

二Ed1

16P2T

22

二2Gd；

4汉8汉103汉430*16汉（8疋103f汉0.43

3.142061090.0457623.14283.31090.045764

-2.23102N*m

（2.13）

则：

丝杠在工作长度上的弹性变形引起的导程误差为:

「丄0

=0.45

2.2310°

810；

=1.25um

（2.14）

（2.11）

EA2GJc

通常要求丝杠的导程误差L应小于其传动精度（二二-0.03mm）的1/2，即

2

=丄0.03mm二0.015mm=15um

（2.15）

该丝杠的L满足上式，所以其刚度可满足要求

（7）效率验算：

滚珠丝杠副的传动效率121为

tg

tgJ

tg（2011）

o'7—=0.93

（2.16）

tg2011840

要求在90%-95沱间，所以该丝杠副合格

经上述计算：

FC1-5006-3各项性能均符合题目要求，可选用。

2.3.1.2滚珠丝杠螺距的选择：

P=8mm

2.3.1.3滚珠丝杠的有效长度：

根据结构的设计确定，要保证有300mm勺伸缩长度，先对丝杠螺母进行选择。

丝杠螺母选用外循环螺旋槽式：

滚珠螺母可得到其结构尺寸总长为L=61mm根据其传动的特点，

要保证螺母不脱离滚珠丝杠，又要有300mn移动距离，则丝杠的有效传动长度为L=430mm

2.3.1.4滚珠丝杠的安装结构：

采用双推简支式安装，一端安装支推轴承与深沟球轴承的组合，另一端安装深沟球轴承，其轴向刚度较低，双推端可预拉伸安装，预紧力小，轴承寿命较高，适用于中速传动精度较高的长丝杠传动系统。

由此可知：

丝杠转速：

n=_L=型/=18.75^/=1125>/.

Pn=L/2所以2P16ssmin（2.17）

2.3.1.5丝杠安装轴承的选择

由于滚珠丝杠副的支承形式采用的是一端固定一端游动（F-S）,而又避免丝杠受压,

所以丝杠的固定端（承重端）为左端，右端为游动端。

因此为了满足使用要求，左端的轴承选取双向推力球轴承与深沟球轴承的组合形式。

推力轴承的特点是只能承受单向轴向载荷。

为了限制左端的径向位移，同时又要限制向右的轴向位移，故选用角接触球轴承。

此类轴承的特点是能同时承受径向轴向联合载荷。

1）双向推力球轴承的选择

2）初步选定为51000型代号为51306d=30mmD=60mmT=21mmC^36.2KN

3）校核基本额定载荷

通过所要求轴承寿命（等于丝杠的寿命）算基本额定载荷

在实际工程计算中，轴承寿命常用小时表示

60nLhP_36014201500010003='〔O8•108=2338N

其中，C――基本额定动载荷（N）

P――当量动载荷（N）

；——寿命指数球轴承；=3

（2.18）

（2.19）

n轴承的转速（r/min）

在使用寿命为15000小时的要求下，双向推力球轴承应承受的基本额定动载荷为

2338N。

初步选用的轴承的额定载荷Ca=27KN，即Ca>C所以满足使用要求。

此类单向推力球轴承的数据如下表"1

表2-2球轴承

基本尺寸

安装尺寸

基本额疋载何

极限转速

重量

轴承代号

dDT

da

Darax

Ca

Coa

脂油

W

51000型

minmaxmax

mm

mm

KN

r/min

kg

306020

57

530.6

36.2

66.8

32004500

0.14

51306

4）深沟球轴承的选择

选用的轴承型号为6007cr=15）,具体数据见下表15J表2-3深沟球轴承

基本尺寸

安装尺寸

基本额定载

荷

极限转速

重量

轴承代号

dDB

AdsDaras

CrCor

脂油

W

70000C

型

mm

Mm

KN

r/min

kg

457516

1651691

25.820.5

750010000

0.28

7009C

5）深沟球轴承的选择：

下端的轴承只起游动和限制径向位移的作用，所以采用深沟球轴承。

选择60000型,

具体数据见下表161

表2-4球轴承数据

基本尺寸

安装尺寸

基本额疋载何

极限转速

重量

轴承代号

dDB

daDaras

CrCor

脂油

W

60000型

minmaxmax

mm

mm

KN

r/min

kg

30427

32.439.60.3

4.003.15

1200016000

0.026

61806

2.3.2减速齿轮的有关计算

2.321选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：

4000r/min

（1）确定传动比i=1125r/min=1.25故此次设计采用一级减速

（2）按照工作要求，此次设计齿轮传动采用直齿圆柱齿轮开式传动。

轮齿的主要失效形式为齿面磨损，故此次设计采用硬齿面。

（3）选择齿轮材料及确定许用应力：

由表10-1选小齿轮材料为40MnB（调质）、硬度260HBS大齿轮材料35SiMn（调质）、硬度230HB制造精度系数为8级。

（4）估计丝杆功率：

摩擦功率P摩=QV/60000f

式中：

Q—摩擦力（N），Q=Fmax=12QN

150mm/s*60

V—直线传动中的速度（m/min）；V=1000=9m/min；（2.20）

f—直线传动机械效率f=螺母*导向杆=92%*75%=69%;

120N*9m/min

故P摩=60000*69%=0.028KW

参考卧式车床Pf=（0.03~0.04）Pi，

故取P摩=0.04P快故P快=0.028KW/0.04=0.7KW

故P丝杆=卩快*齿轮=0.7KW*0.95=0.67KW⑸选小齿轮齿数乙二20,大齿轮齿数z2=izi=1.2520=25

2.322按齿面接触强度设计

确定公式内的各计算值

（2.22）

（1）试选载荷系数Kt=1.3

（2）计算小齿轮传递的转矩

P丝杆

（2.23）

T；=95.5"05n丝杆=95.5汉105汉0.67/1125=5.687汉103N・mm

（3）由表10-7选取齿宽系数d=0.5

（4）由表10-6查得材料的弹性模量Ze=189.8MPa2

（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳=625MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限^HLm2=580MPa；

（6）

由式10-13计算应力循环次数:

919

N1=60mjLh=604000128300151=86410

8.64“099

N24.8109

（2.24）

3.6

（7）

由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn^0.88;Khn^0.90

（8）

计算接触疲劳许用应力

（2.25）

取失效概率为1%安全系数S=1，由式（10-12）得

唧=^-=0.88625MPa=550MPa20

!

».1一Khn2'HLim=0.901580MPa=522MPa

1）计算:

计算小齿轮分度圆直径dlt，代入"匚HI中较小的值

dit

二2.32

=49.13mm

1.35.68710

1

2.25〔189.8Y

1.25\、522丿

（2.26）

2）计算圆周速度v

二d1tn1

v二

601000

二49.1321125

601000

二2.89ms

（2.27）

3）计算齿宽b：

（2.28）

b=d*d1t=0.549.132=24.57mm

4）计算齿宽与齿高之比b/h

模数

g=d1t/z,=49.132/20=2.46mm

（2.29）

齿高

h=2.25

x2.46mm=5.53mm

（2.30）

根据

8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.11

b/h=49.132/5.53=8.89

5）计算载荷系数

直齿轮，假设KAFt/b10°N/mm。

由表10-3查得g.二心：

."2；

由表10-3查得使用系数Ka叨；

由表10-4查得：

（2.31）

Kh1=0.860.18（10.6d2）d0.2310咄，将数据代入

（2.32）

K^=0.860.18（10.612）120.2310’34.87=1.416由b/h=34.87/3.92=8.89K^=1.416

查图10-13得Kf一：

九35；

故载荷系数：

K二KAKVKH.KH，11.111.21.4124=1.931

6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）

d1=d1t3K_Kt=49.13231.9311.3mm=56.06mm22丨

7）计算模数m

m二4.Z1二56.。

620=2.82mm取标准模数m=4

（2.34）

（2.35

由式10-4得校核式为:

r二KFtYFaYsa乞,._Fi23）

bm

1）

Ft

计算圆周力：

2T1_

Z2

25・687103-186.5N

3..620

（2.36

2）

齿形系数及应力校正系数:

由表10-5得:

3）

齿形系数丫刊1

-2・55，丫Fa2

-2.32

4）

应力校正系数

YSa1=161,Ysa2"70

5）

计算弯曲疲劳许用应力

L-f丄KfQfe

S

（2.37

（1）

弯曲疲劳安全系数S=1.4

（2）

由图10-20C按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

；「FE1=480MPa；

7

2.323校核齿根弯曲疲劳强度：

大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2二360MPa；

（3）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数^1=0.78;52=0.84；则:

tFJ-Kfn1二FE1

S

tFJ-«哥2匚圧2

S

0.78480

267.43MPa1.4

0.84360

216MPa

1.4

（2.38）

6）校核计算:

（1）由前知载荷系数

Ka=1

KV=1.11

心：

.=1.2

K^-1.35

（2.39）

贝卜K=KaKvKFcxKf0=1汇0.86汽1.2><1.35=1.393

（2）校核:

F1

KFtYF-1Ys-1

bm

1.393186.52.551.61=69.37MPa乞订

34.872

；_F2=

心丫"3J.393低.52・32^O^MPa

bm

34.872

F2

满足要求。

则:

Z1=

d156型=14.02

4

（2.40

2.3.2.4

1）

di

2）

所以Z2二iZ1

几何尺寸计算

分度圆直径:

=1.2517二21.25取z2=25

=mzi=417=68mm,d2二mz2=425=100mm

中心距:

（2.41

（2.42

d1d268100

a84mm

22

（2.43

3）齿轮宽度:

b=d9=0.568=32mm

（2.44

取B2=30mmB^35mm

4）

齿顶圆直径:

da1=乙2h*1m=1724=76mm

（2.45

da2=Z22ha2m=2524=108mm

2.46

5）

齿根圆直径:

dfr=w-2h；-2c*m=17-2-20.254=58mm

2.47

df2二Z2-2ha2-2cm=25-2-20.254=90mm

2.48

2.3.2.5

验算:

2.49

KAFtb=—=4.66N/mm100N/mm

对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。

2.3.3电动机的选择

根据设计任务书要求选用3相6拍步进电机。

2.3.3.1确定各旋转件的角速度

2二n丝杆

-■丝杆二

60

=1125r/min*2二/60=117.75rad/s

（2.50）

2.3.3.2确定各旋转件的转动惯量：

其中丝杆系效直径取为0.038m。

二：

?

d4L

（2.51）

34_32

J丝杆=32=二*78*10*0.04*0.43/32=0.8*10Kg?

m

2.3.3.3确定直线传动件质量

（2.52）

'mi

i=m螺母+m连杆+m导向杆+m当块+m夹持器

送mi其中：

m夹持器=20Kgm导向杆=11Kg取「=50Kg

2.3.3.4转化到电机轴上当量转动