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壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書, 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說 明書, 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書, 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書, 多自由度直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人本體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) Body structure design of rectangular coordinate palletizing robot with the multi-degree freedom 學(xué)生姓名 學(xué)號 所在學(xué)院 班級 所在專業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化 申請學(xué)位 指導(dǎo)教師 職稱 副 指 導(dǎo) 教 師 職稱 答辯時(shí)間 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書, 目 錄 設(shè)計(jì)總說明 .I INTRODUCTION .II 1 緒論 .1 1.1 碼垛機(jī)器人的發(fā)展?fàn)顩r .1 1.2 研究目的及意義 .1 2 課題內(nèi)容及要求 .2 21 研究目標(biāo)、內(nèi)容及擬解決的關(guān)鍵問題 .2 2.2 參數(shù)要求 .3 3 總體機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) .3 3.1 機(jī)械抓手設(shè)計(jì) .6 3.1.1 方案選擇 .6 3.1.2 力學(xué)分析 .7 3.1.3 氣缸選擇 .9 3.2 絲桿螺母副的計(jì)算與選型 .9 3.2.1 Z 軸滾珠絲杠螺母副的計(jì)算與選型 .9 3.2.2 x 軸和 y 軸滾珠絲杠螺母副的計(jì)算與選型 .12 3.3 各軸驅(qū)動電機(jī)選型 .12 3.3.1 Z 旋轉(zhuǎn)軸電機(jī)的選擇 .13 3.3.2 Z 軸步進(jìn)電機(jī)的計(jì)算與選型 .15 3.3.3 x 軸和 y 軸步進(jìn)電機(jī)的選用 .17 3.4 直線滾動導(dǎo)軌副的計(jì)算與選型 .18 3.5 軸承的選用 .20 3.5.1 Z 旋轉(zhuǎn)軸軸承的選用 .20 3.5.2 Z 軸滾珠絲杠下端單向推力球軸承的計(jì)算與選型 .20 3.5.3 其他軸承的選用 .21 3.6 錐齒輪傳動的計(jì)算與選型 .23 4 總體支架的受力分析 .25 總 結(jié) .29 鳴 謝 .30 參考文獻(xiàn) .31 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書, 設(shè)計(jì)總說明 直角型碼垛機(jī)器人是工業(yè)機(jī)器人的一種，通過對它的數(shù)控編程，它能實(shí)現(xiàn)可以在 XYZ 三維坐標(biāo)系中任意一點(diǎn)的移動和遵循可控的運(yùn)動軌跡?？梢詫?shí)現(xiàn)很多種碼垛的方式， 在生產(chǎn)線上對替代人工，提高生產(chǎn)效率等具備顯著的應(yīng)用價(jià)值。 本課題設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容是完成多自由度直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人本體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，此碼 垛機(jī)器人有四個(gè)自由度，用于在流水線對紙箱整齊地碼垛在托盤上，能夠快速緊湊地 碼垛?？梢酝ㄟ^快速替換機(jī)械抓手和重新編程對不同大小的物體進(jìn)行快速碼垛，可以 適應(yīng)不同的碼垛對象，應(yīng)用廣泛。 第一步：是對國內(nèi)外有關(guān)碼垛機(jī)器人領(lǐng)域內(nèi)的研究背景和發(fā)展?fàn)顩r進(jìn)行了解，并了 解其研究目的及意義。 第二步:是對碼垛機(jī)器人的總體方案的選擇：通過進(jìn)行了詳細(xì)的對比與選擇，找到 最合適的設(shè)計(jì)方案，最后方案采用龍門式機(jī)構(gòu)，主要采用是滾珠絲桿螺母副傳動，驅(qū) 動裝置采用步進(jìn)電機(jī)，可以通過數(shù)控編程改變碼垛的路線。 第三步:是通過對履帶機(jī)器人的使用情況與需求，對機(jī)構(gòu)的選型與計(jì)算，主要機(jī)構(gòu) 有機(jī)械抓手、滾動絲桿螺母副、直線滾動導(dǎo)軌副、步進(jìn)電機(jī)、滾動軸承等。 第四步:是通過 Pro/E 畫出該碼垛機(jī)的總體三維結(jié)構(gòu)圖，通過 CAD 畫出碼垛機(jī)總裝 配圖和其零件圖，最后通過 Pro/E 畫出該碼垛機(jī)運(yùn)動仿真。 關(guān)鍵詞：碼垛機(jī)器人；絲桿螺母；步進(jìn)電機(jī) 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書, I INTRODUCTION Right angle type palletizing robot is a kind of industrial robot. Through the NC programming, it can move in the XYZ coordinate system of arbitrary point mobile and follow the trajectories of controllable.It can palletize in so many ways in the production line to replace the workerl, improving production efficiency and having significant application value. This time, the design content of this graduation design is to complete the multi degree of freedom rectangular coordinate palletizing robot body structure design, the palletizing robot has four degrees of freedom, used in the production line of carton packaging of product palletizing in tray.It can compact stacking quickly.It Can replace mechanical grip and re- programe of different size objects for rapid palletizing,and adapt to different palletising object, having a wide range of applications. The first step of the design is to understand at home and abroad of palletizing robot in the field of the research background and development situation, and understand the purpose and significance of the research. The second step is the selection of the overall scheme of the palletizing robot: through detaileing comparison and selection, finding the most suitable design. Finally,i chosed the gantry mechanism, the ball screw nut transmission, drive the stepper motor, through the NC programming change stacking line. The third step is through the use condition and the demand of tracked robot, selectiing and calculating of the agency, main body with mechanical grip and rolling screw nut pair, linear rolling guideways, step motor, rolling bearing and so on. The forth step is through the Pro/E to draw the palletizing machine overall three- dimensional structure, through the CAD to draw out the palletizing machine assembly drawing and the parts drawing. Finally, through the Pro / E ,i draw the palletizing machine motion simulation. KEYWORDS: Palletizing robot；Screw nut；Stepper motor 0 多自由度直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人本體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 1 緒論 1.1 碼垛機(jī)器人的發(fā)展?fàn)顩r 目前歐、美、日的各種碼垛機(jī)器人在碼垛市場的占有率均超過了 90，絕大數(shù)碼垛 作業(yè)由碼垛機(jī)器人完成。并且基本由他們壟斷了全球市場。 我國的工業(yè)機(jī)器人在國家支持下，通過“七五”“八五”和“九五”科技攻關(guān)，并 取得了長足的進(jìn)步，國外碼垛機(jī)器人在我國市場一統(tǒng)天下的局面正在被打破16。 但是，我國的工業(yè)碼垛機(jī)器人其應(yīng)用水平和技術(shù)與其他發(fā)達(dá)國家相比還有很大差距， 如國外同類產(chǎn)品可靠性比我國高，起步較晚，運(yùn)動速度和精度還有很廣提升空間。生 產(chǎn)線技術(shù)水平與國外相比仍有差距。和全球市場相比，碼垛機(jī)器人應(yīng)用規(guī)模仍然很小， 我國還未發(fā)展成專門的產(chǎn)業(yè)。并且當(dāng)前我國的碼垛機(jī)器人生產(chǎn)品種規(guī)格多，批量小， 零部件通用化程度低16。 因此迫切需要對碼垛機(jī)器人及其相關(guān)物流產(chǎn)業(yè)進(jìn)行全面規(guī)劃，整合資源優(yōu)勢，積極 推進(jìn)產(chǎn)業(yè)化進(jìn)程。同時(shí)立足實(shí)際，完善碼垛機(jī)器人相關(guān)的產(chǎn)品、系統(tǒng)及結(jié)構(gòu)，努力提 高我國的機(jī)器人發(fā)展水平。 1.2 研究目的及意義 人們在工業(yè)生產(chǎn)領(lǐng)域工作時(shí)，人們經(jīng)常受到腐蝕、有毒氣體等因素的危害，使的 工人的工作環(huán)境很惡劣，甚至可能危及生命。但是自從發(fā)明機(jī)械人以后，相應(yīng)各種難 題迎刃而解。碼垛機(jī)器人就是作為機(jī)器人其中一種，碼垛機(jī)器人是機(jī)、電一體化高新 技術(shù)的產(chǎn)品。碼垛機(jī)有很多種類，可以在不同的產(chǎn)量生產(chǎn)中發(fā)揮著巨大的作用?？砂?照要求的編組方式和層數(shù)，完成對各種產(chǎn)品的碼垛。 當(dāng)碼垛機(jī)器人的自由度越高，它 能發(fā)揮的作用越大，但碼垛機(jī)使用最優(yōu)化的設(shè)計(jì)可以使得垛形緊密、整齊。作為工業(yè) 機(jī)器人的典型一種，碼垛機(jī)器人在工業(yè)應(yīng)用，尤其是包裝領(lǐng)域正發(fā)揮著越來越大的作 用。張機(jī)器人和包裝線現(xiàn)結(jié)合，既提高了生產(chǎn)線的工作效率，有提高了生產(chǎn)線的工作 效率，又增強(qiáng)了運(yùn)行的可靠性，減少了人力資源開支，更讓當(dāng)代企業(yè)迅速適應(yīng)不斷變 化的市場要求，產(chǎn)生巨大的經(jīng)濟(jì)效益16。 1 2 課題內(nèi)容及要求 21 研究目標(biāo)、內(nèi)容及擬解決的關(guān)鍵問題 碼垛機(jī)器人可以分為兩類，分別是直角坐標(biāo)型和關(guān)節(jié)型，如圖 2-1，而我要做的碼 垛機(jī)器人要求是直角坐標(biāo)型的。 圖 2-1（a）直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人 圖 2-1（b）關(guān)節(jié)型碼垛機(jī)器人 直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人是基于空間 XYZ 三軸直角坐標(biāo)系編程、有三軸及以上自由度， 能夠?qū)崿F(xiàn)自動控制、可重復(fù)編程反復(fù)應(yīng)用，可以適合不同任務(wù)的自動化設(shè)備。它能夠 搬運(yùn)物體、操作工具，以完成各種作業(yè)。 本畢業(yè)設(shè)計(jì)目標(biāo)是要求掌握工業(yè)碼垛機(jī)械手的結(jié)構(gòu)及工作原理，實(shí)現(xiàn)機(jī)械手的三個(gè) 方向的移動和一個(gè)方向的回轉(zhuǎn)，完成一個(gè)四自由度的直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人設(shè)計(jì)，要 求所設(shè)計(jì)機(jī)器人能抓取一定質(zhì)量的工件（在具體設(shè)計(jì)時(shí)可以在題目中確定是何類形狀 的物體，并且手爪是氣壓驅(qū)動），完成抓取、搬運(yùn)、碼放功能，并且具有較高的運(yùn)動 平穩(wěn)性和重復(fù)精度。 主要內(nèi)容是設(shè)計(jì)一具有四個(gè)自由度的直角坐標(biāo)碼垛機(jī)器人，4 根運(yùn)動軸對應(yīng)直角坐 標(biāo)系中的 X 軸、 Y 軸和 Z 軸, 以及 Z 軸上帶有的一個(gè)旋轉(zhuǎn)軸，能夠?qū)崿F(xiàn)自動裝載和 卸載功能。各軸行程和手爪尺寸及抓取能力按需來設(shè)計(jì)。 設(shè)計(jì)內(nèi)容包括機(jī)器人總體設(shè)計(jì)方案的分析確定，包括機(jī)器人的運(yùn)動學(xué)分析、主體部 分結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和手爪的設(shè)計(jì)。 在設(shè)計(jì)過程中要考慮到很多問題，所涉及的關(guān)鍵問題有：1）機(jī)器人運(yùn)動采用何種 驅(qū)動電機(jī)；2）傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理和平穩(wěn)；3） 導(dǎo)軌布局的合理性等等。 2.2 參數(shù)要求 1） 單箱重量15KG，一次搬運(yùn)兩箱，一次總搬運(yùn)重量30KG。 2 2） 托盤尺寸 16001600，碼垛完了托盤上紙箱最高處到地面1700mm。 3） 行程：X 方向 2200mm, Y 方向 1700mm, Z 方向 1700mm, 水平旋轉(zhuǎn)：+90 o. 4） 最快碼垛速度可達(dá)到 1000mm/s，平均速度為 500mm/s，碼垛精度為 1mm。 5) 碼放方式的要求是在托盤尺寸內(nèi)每層盡可能多地?cái)[放紙箱，托盤四周的紙箱盡可 能平穩(wěn)，要保證運(yùn)輸過程中平穩(wěn)不倒。而碼好的托盤每兩層紙箱間要向砌磚墻那樣， 盡可能地相互壓住和咬合，如圖 2-2 單數(shù)層和雙數(shù)層的擺放方式不一樣。這樣才可以 保證碼滿紙箱的托盤（最高 1.7 米）在運(yùn)輸過程中平穩(wěn)。 圖 2-2（a）單層紙箱排放方式 圖 2-2（b）雙層紙箱排放方式 3 總體機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)方案初步有兩種方案：一種是懸臂式的碼垛機(jī)器人，第二種是龍門式的碼垛 機(jī)器人，如圖 2-3。 圖 2-3（a）懸臂式碼垛機(jī)器人 圖 2-3（b）龍門式碼垛機(jī)器人 因?yàn)樵诠ぷ骺臻g比較大的情況下，龍門式的碼垛機(jī)器人機(jī)構(gòu)比較穩(wěn)定，機(jī)器人在工 作的時(shí)候不容易產(chǎn)生晃動，所以選擇第二種龍門式碼垛機(jī)器人。 X 軸和 y 軸可以近似看做 xy 工作臺。主要方案選定是 z 軸。 3 Z 軸是上下運(yùn)動，有兩個(gè)方案：方案一是采用絲桿螺母形式傳動，方案二是采用齒 輪齒條形式傳動。但方案二抓手和物體的重量直接要求齒輪和齒條來承受，對齒條和 齒輪要有很大的要求，而且因?yàn)辇X輪的傳動特性，會使下降和上升的速度產(chǎn)生齒輪的 多邊形效應(yīng)。所以比較后采取方案一絲桿螺母形式傳動。 采用絲杠螺母形式也有兩方案可以選擇，第一種方案是絲杠不動，抓手和物體通過 螺母座與絲杠螺母連接做上下運(yùn)動。第二種是絲杠螺母通過螺母座固定在 y 軸的工作 臺上，而絲杠的底部與抓手連接做上下運(yùn)動。但第二種方案做上下運(yùn)動的重量比較大， 會導(dǎo)致做很多無用功從而使碼垛機(jī)器人的效率降低。所以通過比較后采取第一種方案。 采用這種方案因?yàn)橹皇艿截Q直的載荷，所以不需要滾動導(dǎo)軌，只需要滾珠絲桿螺母副 的計(jì)算與選型。 機(jī)構(gòu)簡圖如圖 2-4，三維視圖如圖 2-5 和圖 2-6。 圖 2-4 機(jī)構(gòu)簡圖 4 圖 2-5 三維視圖 圖 2-6 三維視圖 5 3.1 機(jī)械抓手設(shè)計(jì) 3.1.1 方案選擇 (1)、因?yàn)榇a垛機(jī)器人要求要準(zhǔn)確的把物品放到指定的位置，要求物品能夠緊密放 置，所以機(jī)械抓手設(shè)計(jì)成一遍是固定的夾板，一邊是活動的夾板。 (2)、為了能夠有更大的夾緊力和更好的平衡性能，采用兩個(gè)氣缸提供夾緊力。 機(jī)械手的動作過程如圖 3-1 所示： 原點(diǎn) 下降 抓緊 X,Y,Z 和 Z 旋轉(zhuǎn)方向 運(yùn)動 放松 圖 3-1 機(jī)械手的動作過程 機(jī)械抓手的三視圖如圖 3-2 和三維圖 3-3 表示： 圖 3-2 三視圖 X,Y,Z 軸和 Z 旋轉(zhuǎn) 方向的運(yùn)動 6 圖 3-3 三維圖 3.1.2 力學(xué)分析 當(dāng)物體受到最少夾緊力還處于加緊狀態(tài)時(shí)的受力分析如圖 3-4 所示： 7 圖 3-4 受力分析 由受力平衡得 oo NaGaF45sin45sin21 解得 , 即機(jī)械抓手要求最少的夾緊力是加緊物體重力的二分之一。題目要2G 求加緊的物體重量最大是 30kg，30kg 物體重力為 300N，則這抓手要求的最少夾緊力為 150N。 由圖可得 ，解得 =370NmF2379633F 由于使用雙氣缸，則一個(gè)氣缸提供 185N 的力即可，工廠里一般都有自己的壓縮空氣的 裝置，一般壓縮空氣的氣壓為 0.8MPa，則由壓力公式 F=PS 得 dPaN26)(108.2 解得氣缸的最少直徑為 d=0.0343m=34.3mm 8 3.1.3 氣缸選擇 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊單行本氣壓傳動P22-204 表 22-4-16 選 10A-5 系列氣缸，氣 缸實(shí)體如圖 3-5 所示，該氣缸主要零件用鋁合金制造，重量輕。這里具體選用型號為 10A-5LA50B50，該氣缸為標(biāo)準(zhǔn)型，氣缸直徑為 50mm，行程為 50mm，安裝尺寸符合 ISO 國際標(biāo)準(zhǔn)。 圖 3-5 氣缸 3.2 絲桿螺母副的計(jì)算與選型 需要使用絲桿螺母副的有 z 軸、x 軸和 y 軸，x 軸和 y 軸的絲桿螺母副使用環(huán)境差不 多，可以選用同樣的絲桿螺母副，但 z 軸使用情況不一樣，需要單獨(dú)計(jì)算。 3.2.1 Z 軸滾珠絲杠螺母副的計(jì)算與選型 （1）最大工作載荷 Fm 的計(jì)算 Z 軸滾珠絲桿螺母如圖 3-6 所示，需要帶動的部分包括機(jī)械抓手、z 旋轉(zhuǎn)軸和絲桿螺 母與 z 旋轉(zhuǎn)軸連接件，估計(jì)這部分重量不會超過 800N，所以 Fz=800N，除此之外，并 沒有收到其他方向的載荷。 9 圖 3-6 滾珠絲桿螺母 計(jì)算形式可按矩形導(dǎo)軌方式進(jìn)行，查系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 3-29，可以取 該絲桿螺母副顛覆力矩影響系數(shù)為 ，同樣可以取滾動導(dǎo)軌上的摩擦因數(shù)為1.=K 。求得該工作環(huán)境的最大工作載荷為：0.5= N 80 . 度G+Fy zKx Fm （2）滾珠絲桿螺母座上最大動載荷 的計(jì)算 Q z 軸的進(jìn)給速度最快可達(dá) ，我們可以初選絲杠導(dǎo)程為 ，則10m/s=v m 5=Ph 可以計(jì)算出絲杠最快轉(zhuǎn)速 。我們可以取滾珠絲杠螺母副的30r/inr 5/Phn 使用壽命 ，代入計(jì)算公式 ，計(jì)算出其絲杠壽命系數(shù)150h=T6T1L （單位為： 106 r）。查書系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 表 3-30，可取我們27L0 的載荷系數(shù) ，滾道硬度為 HRC60，則可以取得硬度系數(shù)為 ，則求得絲.2fW 1.0=fH 桿螺母副的最大動載荷： NFfLmHQ14705 30 （3）絲桿螺母副型號的選擇 最大動載荷和初選的絲杠導(dǎo)程根據(jù)上面已經(jīng)計(jì)算出來，可查系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指 導(dǎo)書表 3-31，選擇 GD 系列的 4005-4 型滾珠絲杠副，該絲桿螺母副為濟(jì)寧博特精密 絲杠制造有限公司所生產(chǎn)，其導(dǎo)程為 Ph=5 mm，公稱直徑為 40 mm，為內(nèi)循環(huán)固定反向 器雙螺母式，循環(huán)滾珠為 4 圈2 列，精度等級可以取 5 級，可查得其額定動載荷為 15307N，大于上式所計(jì)算出來的 FQ，則滿足要求。 （4）所選絲桿螺母副傳動效率 的計(jì)算 從上可知公稱導(dǎo)程 ，直徑 ，代入公式 ，計(jì)5m=Ph40m=d )/(arctnP =0h 算得絲杠螺旋升角為 。將導(dǎo)軌摩擦角 和絲杠螺旋升角，代入計(jì)算公式1721 ，計(jì)算可得其傳動效率為 。)+ /tan(= 93.5% （5）滾動絲桿螺母剛度的驗(yàn)算 1）Z 軸上端采用一對面對面組配的推力角接觸球軸承來固定絲杠上端，下端則采用 一對面對面組配推力角接觸球軸承，外加一個(gè)推力球軸承，上、下支承的中心距離計(jì) 算出約為 ；鋼的彈性模量可查得為 ；查書系統(tǒng)設(shè)計(jì)課70m=a Mpa 102.度ES5 程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 3-31，可知該絲桿絲杠底徑 ，直徑 ，據(jù)此36m=d3.175m=d 可以計(jì)算出絲杠截面積為 。則可以計(jì)算出絲杠由工作載荷 作用下而引210=S F 10 起的拉/壓變形量 0.6m 度12905 .17/80=度ESFma/1 2）可以根據(jù)計(jì)算公式 ,求得單圈滾珠數(shù) ；滾珠的圈數(shù)列數(shù)-3w)Dd (Z37=Z 為 42，則可計(jì)算出得滾珠總數(shù)量 。當(dāng)絲杠預(yù)緊時(shí)，可計(jì)算出軸向預(yù)緊力為= ，由書系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書式（3-27）計(jì)算出滾珠與螺紋滾93N=/F mYJ 道間的接觸變形量為 。0.4m 2 3）以上算出的 和 可以代入 ，求得絲杠總變形量1 21總 。由書系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 3-27 知,5 級精度滾珠6.=0.4總 絲杠有效行程在 時(shí)，行程偏差可允許達(dá)到 65m，則可見所選絲桿剛度20 足夠。 （6）滾珠絲桿螺母副的壓桿穩(wěn)定性校核 失穩(wěn)時(shí)的臨界載荷 可根據(jù)系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 式（3-28）計(jì)算出來。Fk 查系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 3-34，應(yīng)該取其支承系數(shù) ；由絲杠底徑1kf ，則可求得截面慣性矩為 ；當(dāng)絲桿垂直安裝時(shí)，壓m 36.2=d m 842956/42dI 桿穩(wěn)定安全系數(shù) K 應(yīng)取 2.5；已知滾動螺母至軸向固定處的距離 ，計(jì)算出70a 得臨界載荷 ，遠(yuǎn)大于工作載荷 ，則所選絲杠不會失穩(wěn)。108N4. kF0N=mF 綜上所述，所選擇的 GD 系列 4005-4 型滾珠絲杠副可以滿足使用要求，其實(shí)體如圖 3-7 所示。 圖 3-7 滾珠絲杠副 11 3.2.2 x 軸和 y 軸滾珠絲杠螺母副的計(jì)算與選型 X 軸和 y 軸可以選用同樣規(guī)格的滾珠絲桿螺母副，如圖 3-8 所示，因?yàn)?x 軸所受垂 直載荷比 y 大，同樣只需要進(jìn)行對 x 軸的受力分析即可，計(jì)算方式與 z 軸差不多。 圖 3-8 滾珠絲桿螺母副 （1）絲桿螺母的最大工作載荷 Fm 的計(jì)算 當(dāng)抓手抓起限定最重的物品碼垛機(jī)器人以最大速度運(yùn)行時(shí)，其只受到與工作臺面垂直 垂向的載荷 。已知移動部件總重量估計(jì)不大于 ，同樣可以與 z150N =Fz 20N=G 軸一樣按矩形導(dǎo)軌進(jìn)行計(jì)算，可選 K=1.1，=0.005。求得滾珠絲杠副的最大工作載荷： 17.5 )+15 (0. +1. =度Gy +z Kx m （2）滾動絲桿螺母副的最大動載荷 FQ的計(jì)算 x 軸工作時(shí)的最快進(jìn)給速度同樣可達(dá)到為 v=1000mm/s，絲杠導(dǎo)程同樣可選 Ph=5 mm，則絲杠壽命系數(shù)同樣為 L0=2700（單位為：106 r）。則可求得最大動載荷： NfFmHWQ4.29 30 （3）型號選擇 根據(jù)計(jì)算出的最大動載荷和初選的絲杠導(dǎo)程，以及 x 軸的絲桿比較長，主要受到徑 向載荷，為了保證其剛度，選擇直徑比較大的絲桿，可以選擇與 z 軸相同的濟(jì)寧博特 精密絲杠制造有限公司生產(chǎn)的 GD 系列 2005-3 型滾珠絲杠副，其額定動載荷為 15307 N，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于 FQ，滿足要求。 剛度的驗(yàn)算與壓桿穩(wěn)定性校核與 z 軸的方式一樣，通過計(jì)算得出選擇的滾珠絲杠副 滿足使用要求。 3.3 各軸驅(qū)動電機(jī)選型 各軸都要求有一定的精度，而且需要電機(jī)自鎖，所以電機(jī)類型可以選擇為步進(jìn)電機(jī)， 12 各軸所承受的載荷都有些不同，z 旋轉(zhuǎn)軸沒有起動負(fù)載而且轉(zhuǎn)速很低，z 軸有起動負(fù)載 而且移動速度快，x 軸和 y 軸沒有起動負(fù)載而且移動速度快，則電機(jī)的選型要分開計(jì)算。 3.3.1 Z 旋轉(zhuǎn)軸電機(jī)的選擇 該電機(jī)主要克服機(jī)械抓手和紙箱旋轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩，如圖 3-9 所示，而根據(jù)該部分 設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)知摩擦力矩為軸承的滾動摩擦，數(shù)值較小。抓手和紙箱轉(zhuǎn)動慣量很大，是 電機(jī)設(shè)計(jì)需要考慮的主要對象。 圖 3-9 電機(jī)裝配圖 （1）加在電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量 Jz 的 計(jì)算 抓手最大質(zhì)量為 10kg，容許抓取質(zhì)量為 30kg，其轉(zhuǎn)動慣量的計(jì)算可近似認(rèn)為 40kg 紙箱為 400mm100mm100mm 的長方體，則長方體繞 Z 軸的轉(zhuǎn)動慣量為： Jz=m(a2+b2)/12 （3-1） 式中 a=40cm，b=10cm，m=40kg，則 。22567kg.cm0.498kg.=Jz 可以初選 z 旋轉(zhuǎn)軸的步進(jìn)電機(jī)型號為 130BYG2502，該電機(jī)為兩相混合式，二相四拍驅(qū) 動時(shí)步距角為 ，查系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 4-5 查到該型號電機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)o0.9 動慣量為 ，則可計(jì)算出加在步進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量為248kgcm=J 2571kg.cm=Jz+Jep （2）加在電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的等效負(fù)載轉(zhuǎn)矩 Tep 的計(jì)算 其最大的等效負(fù)載轉(zhuǎn)矩為快速啟動時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)軸所承受的負(fù)載，則 13 = （3-2）eqTmax 在考慮傳動鏈的總效率 上，可以計(jì)算快速起動時(shí)旋轉(zhuǎn)部件折算到電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的 最大加速轉(zhuǎn)矩我： （3-3） 1602maxameqtnJT 式中 對應(yīng)最快移動速度的電機(jī)最高轉(zhuǎn)速，其單位為 r/min；mn 步進(jìn)電機(jī)由靜止到加速至最高轉(zhuǎn)速所需的時(shí)間，其單位為 s。at Z 旋轉(zhuǎn)軸主要是帶動著抓手和紙箱沿電機(jī)中心的轉(zhuǎn)軸運(yùn)動，因?yàn)檫@部分的轉(zhuǎn)動慣量 過大，速度不宜過快，因此為了安全，最高的旋轉(zhuǎn)速度可達(dá)到為 ，但平時(shí)工作/10o 的速度平均為 。則換算電機(jī)的轉(zhuǎn)速最高速度為 。/s30o 7r/min= 假設(shè)該步進(jìn)電機(jī)由靜止到加速至最高轉(zhuǎn)速所用時(shí)間為 =0.4s，傳動鏈總效率 。at 0.9= 則由式（3-3）計(jì)算得： mNTax .8329.0461752meq （2）步進(jìn)電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩的選定及電機(jī)的初選 當(dāng)輸入電壓降低時(shí)，步進(jìn)電機(jī)的驅(qū)動電源受電網(wǎng)電壓影響較大，其輸出轉(zhuǎn)矩會下降， 可能會造成丟步，甚至可能堵轉(zhuǎn)。因此，選擇步進(jìn)電機(jī)時(shí)，需要考慮安全系數(shù)。本工 作環(huán)境可取安全系數(shù) K=4，計(jì)算出步進(jìn)電機(jī)的最大靜轉(zhuǎn)矩應(yīng)滿足： (3-4)m1.32N=2.84 Tjmax 初步選擇的步進(jìn)電機(jī)型號為 130BYG2502，查系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 4-5 得 該型號電機(jī)的最大靜轉(zhuǎn)矩為 ?？梢姡x的電機(jī)滿足（3-4）式的使用40 Tjax 要求。 （4）所選用步進(jìn)電機(jī)的性能校核 1）最快轉(zhuǎn)動電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩校核 給定工作臺最快空載移動速度 ，其步進(jìn)角為 可求出電機(jī)對應(yīng)17r/min=度o0.9/ 的運(yùn)行頻率 。由圖 3-10 查得，此頻率運(yùn)行的電機(jī)輸出轉(zhuǎn)680Hz 17360/.9=maxf 矩 ，大于 ，滿足其使用要求。1NT2.3NeqT 2）最快旋轉(zhuǎn)時(shí)電機(jī)運(yùn)行頻率校核 14 電機(jī)運(yùn)行最高頻率為 。查書系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 4-5 可知680Hz=maxf 130BYG2502 步進(jìn)電機(jī)的極限運(yùn)行頻率為 1500Hz，則沒有超出限度。 3）步進(jìn)電機(jī)的起動頻率計(jì)算 從上可以知道 ， ，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)軸不帶任何負(fù)載時(shí)的2567kg.c=Jeq48mJ2ckg 最高起動頻率為 。則可求出步進(jìn)電機(jī)克服慣性負(fù)載的起動頻率：10HzfJffmeqL381 則要想保證步進(jìn)電機(jī)起動時(shí)保證不失步，任何時(shí)候的起動頻率都要求必須小于 138Hz。要使起動頻率選得更低，可以采用軟件升降頻，其通常只有 100Hz。 從上面一系列計(jì)算可知，z 旋轉(zhuǎn)軸選用 130BYG2502 步進(jìn)電機(jī)，可以完全滿足設(shè)計(jì) 使用要求。 圖 3-10 步進(jìn)電機(jī)的運(yùn)行矩頻特性130BYG25 3.3.2 Z 軸步進(jìn)電機(jī)的計(jì)算與選型 Z 軸是電機(jī)是要求帶負(fù)載快速啟動，與 z 旋轉(zhuǎn)軸電機(jī)的選型計(jì)算不一樣，如圖 3-11 所示。 15 圖 3-11 z 軸電機(jī)裝配圖 （1）加在步進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量 的計(jì)算 eqJ 滾珠絲杠總長 l =1700mm，移動部件總重量 G=800N，其他參數(shù)同 z 旋轉(zhuǎn)軸;同樣算 得各個(gè)零部件的轉(zhuǎn)動慣量如下：上下運(yùn)動的部分折算到絲杠上的轉(zhuǎn)動慣 0.51=WJ ，滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量 。因?yàn)?z 軸的移動速度很快，不需要減2cmkg 2.8=SJ2cmkg 速器，直徑與絲桿進(jìn)行連接，又因?yàn)橐惺苤d荷起動，要選擇轉(zhuǎn)矩比較大的電機(jī)， 初選可以與 z 旋轉(zhuǎn)軸相同的步進(jìn)電機(jī)型號為 ，則加在步進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的130BYG5 總轉(zhuǎn)動慣量可計(jì)算得 eqJmWSJ2.8+054ckg249.=ckg （2）加在步進(jìn)電機(jī)承受最大工作負(fù)載時(shí)快速起動時(shí)的負(fù)載的計(jì)算 負(fù)載轉(zhuǎn)矩 總共包括三部分：第一部分是移動部件在運(yùn)動時(shí)折算到電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的eqT 摩擦轉(zhuǎn)矩 ；第二部分是機(jī)器快速起動時(shí)折算到電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的最大加速轉(zhuǎn)矩 ；第f maxT 三部分是負(fù)載折算到電機(jī)的最大工作負(fù)載轉(zhuǎn)矩 ，則有：tT = + + （3-5）1eqTmaxft z 軸移動速度最快為 1000m/s，選用的絲桿螺母導(dǎo)程為 Ph=5mm，則 nm=1000/5=200r/s=12000r/min。 設(shè)步進(jìn)電機(jī)由靜止到加速至最快轉(zhuǎn)速所需時(shí)間 =1s，傳動鏈總效率at 。0.84=.935 16 則同樣由式（3-3）求得： mNTa .478.01624.92mx （3-6）i PGFThf2)( .3.5)80(5. 負(fù)載折算到電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的最大工作負(fù)載轉(zhuǎn)矩： m.80.18.025tf Nih 最后由式（3-5）可以計(jì)算出： = + + =8.2N （3-7）eqTmaxftT 步進(jìn)電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩同樣為負(fù)載轉(zhuǎn)矩乘以安全系數(shù) 4，即為 (3-8)m32.8N= 8.4 j 130BYG2502 型號電機(jī)的最大靜轉(zhuǎn)矩 。則選用的電機(jī)滿足（3-0=Tjax 8）式的使用要求。 步進(jìn)電機(jī)的性能校核同 z 旋轉(zhuǎn)軸的校核方式一樣，最后校核出該步進(jìn)電機(jī)符合使用 要求。 3.3.3 x 軸和 y 軸步進(jìn)電機(jī)的選用 X 軸和 y 軸都是水平放置，都沒有收到竟給方向的負(fù)載，如圖 3-12 所示。 圖 3-12 電機(jī)三維圖 17 計(jì)算加在步進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量 eqJ 滾珠絲杠總長 l =2200mm，電機(jī)通過兩副 90o錐齒輪傳動給絲桿；移動部件總重量 G=2500N。同樣可以算得各個(gè)零部件的轉(zhuǎn)動慣量如下：滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量 =3.6SJ 7，上下運(yùn)動的部分折算到絲杠上的轉(zhuǎn)動慣 =1.58 ，兩斜齒輪估計(jì)傳2cmkg WJ2cmkg 動慣量不會大于 JZ=80kg.cm2。初選步進(jìn)電機(jī)型號為同樣可以為 130BYG2502，則加在步 進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量為 = + + 2+ = =83.18eqmWSzJ 230+.61.58+4ckg2ckg 同理，根據(jù) z 軸選用電機(jī)的方式進(jìn)行計(jì)算，可以計(jì)算出得出加在步進(jìn)電機(jī)上的最大 等效負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 Teq=12.2N.m，因?yàn)?y 軸的受到的負(fù)載比 x 軸的要小，y 軸選用 130BYG2502 的電機(jī)一樣符合使用要求。 綜上所述，各軸選用的電機(jī)型號都為 130BYG2502 步進(jìn)電機(jī)，電機(jī)外形如圖 3-13 所 示。 圖 3-13 電機(jī)實(shí)體圖 3.4 直線滾動導(dǎo)軌副的計(jì)算與選型 直線滾動導(dǎo)軌副用于 x 軸和 y 軸，承受垂直的載荷。 （1）計(jì)算滑塊承受工作載荷及選取導(dǎo)軌型號 影響直線滾動導(dǎo)軌副使用壽命的重要因素通常是工作載荷。本設(shè)計(jì)中的 x 軸和 y 軸 都為為水平布置，y 軸是采用雙導(dǎo)軌、四滑塊的支承形式，如圖 3-14 所示，而 x 采用 左右兩個(gè)導(dǎo)軌模塊，每個(gè)也是采用雙導(dǎo)軌、四滑塊的支承。 18 圖 3-14 直線滾動導(dǎo)軌副 x 軸和 y 軸采用相同規(guī)格的導(dǎo)軌副，因?yàn)?x 軸受到的載荷最大，則只需要 x 軸的選型 計(jì)算即可。工作時(shí)，其不利的情況是一個(gè)滑塊承擔(dān)垂直于臺面的全部工作載荷，可計(jì) 算出這個(gè)單滑塊所受的最大垂向載荷為： （3-9） FGPC4 其中，移動部件重量約為 ，外加載荷 F= Fz=1500N（z 軸上下運(yùn)動時(shí)產(chǎn)生20N度 的沖擊）載荷，代入（3-9）式得最大工作載荷 。查書本系統(tǒng)設(shè)2kN=150Fmax 計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 3-41，可以初選直線滾動導(dǎo)軌副的型號為 KL 系列的 型，直線滾動導(dǎo)軌副的額定靜載荷 ，其額定動載荷LG35-JSA47.C0a 。由直線滾動導(dǎo)軌副標(biāo)準(zhǔn)長度，可以選取導(dǎo)軌的長度為 。kN .1=Ca 20m （2）計(jì)算距離額定壽命 初選的導(dǎo)軌副的滾道硬度可以取 ，在工作時(shí)，溫度不會大于 100，每根導(dǎo)HR6 軌上配有兩只滑塊，其導(dǎo)軌副可取 4 級精度。查書本系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表 3-36 至表 3-40，得 度1.5= 0.9=度0.81=01 則可以計(jì)算出其距離壽命： km302)f(maxFCLWRTH 計(jì)算結(jié)果遠(yuǎn)大于期望值 50km，則該選用導(dǎo)軌副符合其使用要求，其實(shí)如圖 3-15 所示。 19 圖 3-15 導(dǎo)軌副 3.5 軸承的選用 3.5.1 Z 旋轉(zhuǎn)軸軸承的選用 Z 旋轉(zhuǎn)軸只受到軸向力的載荷，所以選擇單向推力球軸承，其軸向當(dāng)量動載荷 Pa=Fa，F(xiàn) a為軸承所承受的最大軸向力，由于抓手和物體最大重量小于 40kg，則可認(rèn)為 其軸向當(dāng)量動載荷 Pa=350N，為了適應(yīng)其總體機(jī)構(gòu)大小，選擇軸承型號為 51108，其軸 承基本額定動載荷為 62.8kN350N。 其滾動軸承的基本額定壽命為 L10= = =3869893106r PC340628 軸承安裝形式如圖 3-16 所示: 圖 3-16 單向推力球軸承裝配圖 3.5.2 Z 軸滾珠絲杠下端單向推力球軸承的計(jì)算與選型 同樣，絲桿只受到軸向力的載荷，所以選擇單向推力球軸承，其軸向當(dāng)量動載荷 Pa=Fa，F(xiàn) a為軸承所承受的最大軸向力，可采用滾珠絲桿的最大動載荷，則可認(rèn)為其軸 向當(dāng)量動載荷 Pa=14705N，為了適應(yīng)其總體機(jī)構(gòu)大小，選擇軸承型號為 51203，其基本 20 額定動載荷為 27.2kN14705N。 其滾動軸承的基本額定壽命為 L10= = =6.3106r PC3147052 其軸承的安裝形式如圖 3-17 所示和實(shí)體圖片如圖 3-18 所示： 圖 3-17 單向推力球軸承裝配圖 圖 3-18 單向推力球軸承實(shí)體圖 3.5.3 其他軸承的選用 每個(gè)絲桿螺母兩端需要采用一對面對面組配的推力角接觸球軸承，而經(jīng)過通過以上 方式的計(jì)算都可以采用 7305B 型號的角接觸球軸承。同樣，錐齒輪軸兩端也要采用一 對面對面組配的推力角接觸球軸承，同樣經(jīng)過計(jì)算都可以采用 7305B 型號的角接觸球 軸承。則這里要用 16 個(gè) 7305B 型號的角接觸球軸承，安裝方式如圖 3-19、圖 3-20、 圖 3-21 所示： 21 圖 3-19 軸承裝配圖 圖 3-20 軸承裝配圖 圖 3-21 軸承裝配圖 22 3.6 錐齒輪傳動的計(jì)算與選型 X 軸的簡圖如圖 3-22 所示，錐齒輪的安裝方式圖 3-23 所示，和錐齒輪參數(shù)如圖 3- 24 所示。 圖 3-22 x 軸簡圖 1、電動機(jī)； 2、錐齒輪 z1； 3、錐齒輪 z2； 4、絲桿 圖 3-23 齒輪裝配圖 23 圖 3-24 齒輪參數(shù)圖 （1）錐齒輪的初定 已知電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩最大為 12.2N.m，其最高轉(zhuǎn)速 12000r/min，平均轉(zhuǎn)速為 6000r/min，由電機(jī)驅(qū)動，工作壽命為 15 年（設(shè)每年工作 300 天），兩班制。 1）斜齒輪 z1 和 z2 的規(guī)格相同，所以傳動比為 1:1； 2）選取齒輪齒數(shù)為 Z=40； 3）本碼垛機(jī)工作速度、功率不高，選用 6 級精度； 4）選擇材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS=241286。 （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算： 1）因?yàn)殄F齒輪以大端參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，依據(jù)齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量齒輪作為強(qiáng)度計(jì)算來進(jìn) 行計(jì)算。 初擬齒寬系數(shù) ，取載荷系數(shù) ，節(jié)錐角為 =45 o，HBS=260,查機(jī)0.3=R1.2=K 械設(shè)計(jì)P211 圖 10-25 得 Hlim=539Mpa。 2）由書本機(jī)械設(shè)計(jì)P203 圖 10-20 可以查到得齒輪區(qū)域系數(shù) ZH=2.5，同樣由機(jī) 械設(shè)計(jì)P202 表 10-5 得材料的彈性系數(shù)影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa1/2 3）選取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)。取安全系數(shù)為 S=1.0 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60n1jLh=6060001（2830015）=2.59210 10 查機(jī)械設(shè)計(jì)P208 圖 10-23，得 KHN=1。 4)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 許用接觸應(yīng)力為： H=KHNlim/S=539MPa 5）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)傳動 m4.5938.15.2.0513.024 )().( 233 221 ）（）（ HERZuKTd 24 齒輪模數(shù) m485.109mZd （3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算： 對齒輪取 HBS=260，按線性插值得彎曲疲勞極限為 MPaF 5.241)06(235718lim 許用應(yīng)力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-17，得 YFa=2.77 PaSKFN186lim 049.7.2aY m82.1861203. 7.)35.(14.051).(.32321 FRaRuZYKTm （4）綜上所述，應(yīng)取模數(shù)較大值 m=2 （5）齒數(shù)參數(shù)的計(jì)算 齒輪的當(dāng)量齒數(shù) 57.64205OOCSZr 分度圓直徑 d=Zm=402=80mm 齒寬 ，圓整取 b=17mmm9.12603.21udbR （6）主要設(shè)計(jì)結(jié)論 從動與主動兩個(gè)齒輪參數(shù)一樣，齒數(shù) Z=40，模數(shù) m=2mm，分錐角 =45 o，齒寬 b=17，分度圓直徑為 80mm，齒輪采用 40Cr（調(diào)質(zhì)）。齒輪按 6 級精度設(shè)計(jì)。 4 總體支架的受力分析 對支架的受力分析，主要是校核導(dǎo)軌底座的強(qiáng)度，底座如圖 4-1，因?yàn)檫@機(jī)器人的 主要載荷都是有導(dǎo)軌底座承受的，這里要分別對 x 軸和 y 軸的導(dǎo)軌底座的受力分析。 25 圖 4-1 導(dǎo)軌底座三維裝配圖 （1）y 軸的受力分析 y 軸有兩個(gè)導(dǎo)軌底座，y 軸只承受的最大的垂直載荷約 3000N，則單個(gè)導(dǎo)軌底座承 受的最大的垂直載荷約 1500N，導(dǎo)軌底座的材料為鑄鐵，當(dāng) y 軸移動的中間時(shí)，某一截 面能得到最大拉應(yīng)力和最大壓應(yīng)力。導(dǎo)軌底座的截面鑄鐵梁的載荷和截面尺寸如圖 4-2 和圖 4-3 所示，鑄鐵的抗拉許用應(yīng)力為t=30MPa，抗壓許用應(yīng)力為c=160MPa。 已知截面對形心軸 x 軸的慣性矩為 Ix=144.2400104mm4，且y1=31mm。 圖 4-2 導(dǎo)軌底座截面圖 圖 4-3 導(dǎo)軌底座受力分析 26 由平衡方程求出梁的支座約束力為 F1=0.75KN F2=0.75KN 做彎矩圖如圖 4-4 所示： 圖 4-4 彎矩圖 最大的載荷在中間的截面，該截面的彎矩為 M1=1.50.9=1.35kNm，最大拉應(yīng)力在 截面的下邊緣各點(diǎn)，最大壓應(yīng)力在截面的上邊緣各點(diǎn)，拉應(yīng)力求得： 78.11078.)10(24. 1033)1035.(MCy2t 64233 tMPaPammNIx 同理計(jì)算出最大壓應(yīng)力沒有超過許用應(yīng)力，強(qiáng)度條件滿足的。 （2）x 軸的受力分析 同理 x 導(dǎo)軌底座的截面鑄鐵梁的載荷和截面尺寸如圖 4-5 和圖 4-6 所示 圖 4-5 x 軸導(dǎo)軌底座受力分析 27 圖 4-6 x 軸導(dǎo)軌底座截面圖 同理計(jì)算出 x 軸導(dǎo)軌的最大拉應(yīng)力沒有超過許用應(yīng)力，最大壓應(yīng)力沒有超過許用應(yīng) 力，強(qiáng)度條件滿足的。 28 總 結(jié) 本設(shè)計(jì)是通過運(yùn)用了大學(xué)四年的專業(yè)知識，還有課外海量的擴(kuò)展知識而得出的結(jié) 晶。同樣還需要一定的創(chuàng)新精神，和在同學(xué)和老師的無私幫助下克服各種難題而得出 的結(jié)果。通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我對以前學(xué)到的專業(yè)知識進(jìn)一步鞏固和深入理解，和 知道了知識的可貴，并提高了自己的創(chuàng)新設(shè)計(jì)能力。本設(shè)計(jì)主要完成下面主要工作。 （1）、簡要介紹了國內(nèi)外有關(guān)碼垛機(jī)器人領(lǐng)域內(nèi)的研究背景和發(fā)展?fàn)顩r，并闡述 了本論文所設(shè)計(jì)直角坐標(biāo)型碼垛機(jī)器人的設(shè)計(jì)思路。 （2）、通過方案對比確定最終適合的方案，并對各部件的計(jì)算和選型，和對某些 構(gòu)件部件的強(qiáng)度校核。 （3）、通過 cad 畫出總裝配圖和零件圖，和 pro/E 畫出三維模型。 鳴 謝 29 鳴 謝 參考文獻(xiàn) 30 參考文獻(xiàn) 1 尹志強(qiáng).系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書M. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007.5. 2 濮良貴，陳國定，吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì)第九版M.北京：高等教育出版社， 2013.5. 3 劉雄文.材料力學(xué)第五版M.北京：高等教育出版社，2011.1. 4 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