1、机械手夹持器毕业设计论文 械手夹持器设计毕业论文 夹持器设计的基本要求 （1）应具有适当的夹紧力和驱动力； （2）手指应具有一定的开闭范围； （3）应保证工件在手指内的夹持精度； （4）要求结构紧凑，重量轻，效率高； （5）应考虑通用性和特殊要求。 设计参数及要求 （1）采用手指式夹持器，执行动作为抓紧放松； （2）所要抓紧的工件直径为80mm 放松时的两抓的最大距离为110-120mm/s ， 1s抓紧,夹持速度20mm/s； （3）工件的材质为5kg，材质为45#钢； （4）夹持器有足够的夹持力； （5）夹持器靠法兰联接在手臂上。由液压缸提供动力。 2.2夹持器结构设计 2.2.1夹紧装置
2、设计. 2.2.1.1夹紧力计算 手指加在工件上的夹紧力是设计手部的主要依据，必须对其大小、方向、作用点进行分析、计算。一般来说，加紧力必须克服工件的重力所产生的静载荷（惯性力或惯性力矩）以使工件保持可靠的加紧状态。 手指对工件的夹紧力可按下列公式计算： 123NFKKKG 2-1 式中： 1K安全系数，由机械手的工艺及设计要求确定,通常取1.22.0，取1.5； 2K工件情况系数，主要考虑惯性力的影响， 计算最大加速度，得出工作情况系数2K, 20.02/1111.0029.8aKg ，a为机器人搬运工件过程的加速度或减速度的 绝对值（m/s）； 3K方位系数，根据手指与工件形状以及手指与工
3、件位置不同进行选定， 手指与工件位置：手指水平放置 工件垂直放置； 手指与工件形状：V型指端夹持圆柱型工件， 30.5sinKf ，f为摩擦系数， 为V型手指半角，此处粗略计算34K ,如图2.1 图2.1 G被抓取工件的重量 求得夹紧力NF ，1231.51.002439.8176.75NFKKKMgN ，取整为177N。 2.2.1.2驱动力力计算 根据驱动力和夹紧力之间的关系式： 2sinNFcFba 式中： c滚子至销轴之间的距离； b爪至销轴之间的距离； a楔块的倾斜角 可得2sin177286sin16195.1534NFbaFNc ，得出F为理论计算值，实际采取的液压缸驱动力F要
4、大于理论计算值，考虑手爪的机械效率 ，一般取0.80.9，此处取0.88，则： 195.15221.7620.88FFN ，取500FN 2.2.1.3液压缸驱动力计算 设计方案中压缩弹簧使爪牙张开，故为常开式夹紧装置，液压缸为单作用缸，提供推力： 2=4FDp 推 式中 D活塞直径 d活塞杆直径 p驱动压力， FF 推,已知液压缸驱动力F，且50010FNKN 由于10FKN ，故选工作压力P=1MPa 据公式计算可得液压缸内径： 4450025.2313.141FDmmmmp 根据液压设计手册,见表2.1，圆整后取D=32mm。 表2.1 液压缸的内径系列（JB826-66）（mm） 20
5、 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 160 180 200 250 活塞杆直径 d=0.5D=0.540mm=16mm 活塞厚 B=(0.61.0)D 取B=0.8d=0.732mm=22.4mm,取23mm. 缸筒长度 L(2030)D 取L为123mm 活塞行程，当抓取80mm工件时，即手爪从张开120mm减小到80mm，楔快向前移动大约40mm。取液压缸行程S=40mm。 液压缸流量计算： 放松时流量 SdDQ )(422 226121(3216)2060100.724/min4qVAVL 夹紧时
6、流量 226111322060100.965/min44SqVAVDL 2.2.1.4选用夹持器液压缸 温州中冶液压气动有限公司所生产的轻型拉杆液压缸 型号为：MOB-B-32-83-FB，结构简图，外形尺寸及技术参数如下： 表2.2夹持器液压缸技术参数 图2.2 结构简图 受压面积(2cm) 工作压力 使用温度范围 允许最大速度 效率 传动介质 缸径 无杆腔 有杆腔 速度比 1MPa 10+ 80 300 m/s 90% 常规矿物液压油 32 mm 12.5 8.6 1.45 图2.3 外形尺寸 2.2.2手爪的夹持误差及分析 机械手能否准确夹持工件，把工件送到指定位置，不仅取决与机械手定位
7、精度（由臂部和腕部等运动部件确定），而且也与手指的夹持误差大小有关。特别是在多品种的中、小批量生产中，为了适应工件尺寸在一定范围内变化，避免产生手指夹持的定位误差，需要注意选用合理的手部结构参数，见图2-4，从而使夹持误差控制在较小的范围内。在机械加工中，通常情况使手爪的夹持误差不超过1mm ，手部的最终误差取决与手部装置加工精度和控制系统补偿能力。 图 2.4 工件直径为80mm，尺寸偏差5mm ，则max42.5Rmm ，min37.5Rmm ，40epRmm 。 本设计为楔块杠杆式回转型夹持器，属于两支点回转型手指夹持，如图2.5。 图2.5 若把工件轴心位置C到手爪两支点连线的垂直距离
8、CD以X表示，根据几何关系有： 22()2cossinsinABABRRXlla 简化为： 222221(sincos)(sin)sinABABXRlla 该方程为双曲线方程，如图2.6： 图2.6 工件半径与夹持误差 关系曲线 由上图得，当工件半径为0R时，X取最小值minX，又从上式可以求出： 0sincosABRl ，通常取2120 minsinABXl 若工件的半径maxR变化到minR时，X值的最大变化量，即为夹持误差，用 表示。 在设计中，希望按给定的maxR和minR来确定手爪各部分尺寸，为了减少夹持误差，一方面可加长手指长度，但手指过长，使其结构增大；另一方面可选取合适的偏转角
9、 ，使夹持误差最小，这时的偏转角称为最佳偏转角。只有当工件的平均半径epR取为0R时，夹持误差最小。此时最佳偏转角的选择对于两支点回转型手爪（尤其当a值较大时），偏转角 的大小不易按夹持误差最小的条件确定，主要考虑这样极易出现在抓取半径较小时，两手爪的BE和BE边平行，抓不着工件。为避免上述情况，通常按手爪抓取工件的平均半径epR，以90BCD 为条件确定两支点回转型手爪的偏转角 ，即下式： 11cos()sinepABRal 其中290amm ,86ABlmm ,V型钳的夹角2120 代入得出： 1801cos(45)56.57sin6086 则 0sincos86sin60cos56.57
10、41.02ABRlmm 则min0maxRRR ，此时定位误差为1 和2 中的最大值。 222222maxmin1()2cossinsinsinABABABRRllala 222222minmin2()2cossinsinsinABABABRRllala 分别代入得： 10.0256mm ，20.1482mm 所以，0.14821mmmm ，夹持误差满足设计要求。 由以上各值可得： 222221(sincos)(sin)55.9254sinABABXRllamm 取值为56Xmm 。 2.2.3楔块等尺寸的确定 楔块进入杠杆手指时的力分析如下： 图 2.7 上图2.7中 斜楔角， 30 时有增
11、力作用； 2 滚子与斜楔面间当量摩擦角，22tan()tandD ，2 为滚子与转轴间的摩擦角，d为转轴直径，D为滚子外径，22tanf ，2f为滚子与转轴间摩擦系数; 支点O至斜面垂线与杠杆的夹角； l杠杆驱动端杆长； l杠杆夹紧端杆长； 杠杆传动机械效率 2.2.3.1斜楔的传动效率 斜楔的传动效率 可由下式表示： 2sin=sin() 22tantandD 杠杆传动机械效率 取0.834，2tan 取0.1，dD取0.5，则可得 =14.036 , 290 ，取整得 =14 。 2.2.3.2动作范围分析 阴影部分杠杆手指的动作范围，即290 ，见图 2.8 图 2.8 如果2 ，则楔面
12、对杠杆作用力沿杆身方向，夹紧力为零，且为不稳定状态，所以 必须大于2 。此外，当90 时，杠杆与斜面平行，呈直线接触，且与回转支点在结构上干涉，即为手指动作的理论极限位置。 2.2.3.3斜楔驱动行程与手指开闭范围 当斜楔从松开位置向下移动至夹紧位置时，沿两斜面对称中心线方向的驱动行程为L，此时对应的杠杆手指由1 位置转到2 位置，其驱动行程可用下式表示： 1212coscos(coscos)sinsinlllL 杠杆手指夹紧端沿夹紧力方向的位移为： 12cos()cos()sl 通常状态下，2 在90 左右范围内，1 则由手指需要的开闭范围来确定。由给定条件可知最大s 为55-60mm,最小
13、设定为30mm.即30(5060)s 。已知14 ，可得29076 ，有图关系： 图2.9 可知：楔块下边为60mm，支点O距中心线30mm，且有30()tgll ，解得：120ll 2.2.3.4l与l的确定 斜楔传动比i可由下式表示： sinsinlliLl 可知 一定时，ll愈大，i愈大，且杠杆手指的转角 在90 范围内增大时，传动比减小，即斜楔等速前进，杠杆手指转速逐渐减小，则由120ll 分配距离为：50l ，70l 。 2.2.3.51 确定 由前式得： (6030)30s 13070cos(14)cos(7614)s ，150.623 ，取150 。 2.2.3.6L确定 L为沿
14、斜面对称中心线方向的驱动行程，有下图中关系 图2.10 50(cos50cos76)82.850sin14L ，取83L ，则楔块上边长为18.686，取19mm. 2.2.4材料及连接件选择 V型指与夹持器连接选用圆柱销/119.1GBT，d=8mm, 需使用2个 杠杆手指中间与外壳连接选用圆柱销/119.1GBT，d=8mm, 需使用2个 滚子与手指连接选用圆柱销/119.1GBT，d=6mm, 需使用2个 以上材料均为钢，无淬火和表面处理 楔块与活塞杆采用螺纹连接，基本尺寸为公称直径12mm，螺距p=1，旋合长度为10mm。 第三章 腕部 3.1腕部设计的基本要求 手腕部件设置在手部和臂
15、部之间，它的作用主要是在臂部运动的基础上进一步改变或调整手部在空间的方位，以扩大机械手的动作范围，并使机械手变得更灵巧，适应性更强。手腕部件具有独立的自由度，此设计中要求有绕中轴的回转运动。 （1）力求结构紧凑、重量轻 腕部处于手臂的最前端，它连同手部的静、动载荷均由臂部承担。显然，腕部的结构、重量和动力载荷，直接影响着臂部的结构、重量和运转性能。因此，在腕部设计时，必须力求结构紧凑，重量轻。 （2）结构考虑，合理布局 腕部作为机械手的执行机构，又承担连接和支撑作用，除保证力和运动的要求外，要有足够的强度、刚度外，还应综合考虑，合理布局，解决好腕部与臂部和手部的连接。 （3）必须考虑工作条件
16、对于本设计，机械手的工作条件是在工作场合中搬运加工的棒料，因此不太受环境影响，没有处在高温和腐蚀性的工作介质中，所以对机械手的腕部没有太多不利因素。 3.2具有一个自由度的回转缸驱动的典型腕部结构 如图3.1所示，采用一个回转液压缸，实现腕部的旋转运动。从AA剖视图上可以看到，回转叶片（简称动片）用螺钉，销钉和转轴10连接在一起，定片8则和缸体9连接。压力油分别由油孔5.7进出油腔，实现手部12的旋转。旋转角的极限值由动，静片之间允许回转的角度来决定（一般小于270 ），图中缸可回转90 。腕部旋转位置控制问题，可采用机械挡块定位。当要求任意点定位时，可采用位置检测元件（如本例为电位器，其轴安
17、装在件1左端面的小孔）对所需位置进行检测并加以反馈控制。 图3.1 图示手部的开闭动作采用单作用液压缸，只需一个油管。通向手部驱动液压缸的油管是从回转中心通过，腕部回转时，油路认可保证畅通，这种布置可使油管既不外露，又不受扭转。腕部用来和臂部连接，三根油管（一根供手部油管，两根供腕部回转液压缸）由手臂内通过并经腕架分别进入回转液压缸和手部驱动液压缸。本设计要求手腕回转0180，综合以上的分析考虑到各种因素，腕部结构选择具有一个自由度的回转驱动腕部结构，采用液压驱动，参考上图典型结构。 3.3腕部结构计算 3.3.1腕部回转力矩的计算 腕部回转时，需要克服的阻力有： （1）腕部回转支承处的摩擦力
18、矩M摩 1212=()2RRfMFDFD 摩 式中 1RF，2RF轴承处支反力（N），可由静力平衡方程求得; 1D,2D轴承的直径（m）； f轴承的摩擦系数，对于滚动轴承f=0.01-0.02；对于滑动轴承f=0.1。 为简化计算，取0.1MM 摩总阻力矩，如图3.1所示，其中，1G为工件重量，2G为手部重量，3G为手腕转动件重量。 图3.1 （2）克服由于工件重心偏置所需的力矩M偏 1=MGe偏 式中 e工件重心到手腕回转轴线的垂直距离()m，已知e=10mm. 则 1=39.80.010.294MGeNmNm 偏 （3）克服启动惯性所需的力矩M惯 启动过程近似等加速运动，根据手腕回转的角速
19、度 及启动过程转过的角度 启按下式计算： =Mt 惯工件启（J+J） 式中 工件J工件对手腕回转轴线的转动惯量2()Nms ； J手腕回转部分对腕部回转轴线的转动惯量2()Nms ； 手腕回转过程的角速度(1)s； t启启动过程所需的时间()s，一般取0.05-0.3s,此处取0.1s.。 手抓、手抓驱动液压缸及回转液压缸转动件等效为一个圆柱体，高为200mm，直径90mm，其重力估算： 230.0450.278009.897.26GKgmNKgN ,取98N. 等效圆柱体的转动惯量： 222111980.0450.01012229.8GJMRRg 工件的转动惯量，已知圆柱体工件40Rmm ，
20、100lmm 22221=(3)3(30.040.1)0.00371212mJRl 工件 要求工件在0.5s内旋转90度, 取平均角速度，即 = ， 代入得： =(0.01010.0037)0.43350.1MNmNmt 惯工件启（J+J） =0.10.2940.4335MMMMMNm 总阻力矩摩偏惯总阻力矩 解可得： M总阻力矩=0.8083Nm 3.3.2回转液压缸所驱动力矩计算 回转液压缸所产生的驱动力矩必须大于总的阻力矩M总 如图3.3，定片1与缸体2固连，动片3与转轴5固连，当a, b口分别进出油时，动片带动转轴回转，达到手腕回转的目的。 图3.3 图3.4 图3.4为回转液压缸的进
21、油腔压力油液，作用在动片上的合成液压力矩即驱动力矩M。 22()2RrpbRrMpbdM 总 或 222()MpbRr 总 式中 M总手腕回转时的总的阻力矩()Nm p回转液压缸的工作压力（Pa） R缸体内孔半径（m） r输出轴半径（m），设计时按1.52.5Dd 选取 b动片宽度（m） 上述动力距与压力的关系是设定为低压腔背压力等于零。 3.3.3回转缸内径D计算 由 MM 总阻力矩，得： 22()2pbRrM 总， 22MRrpb 为减少动片与输出轴的连接螺钉所受的载荷及动片的悬伸长度，选择动片宽度时，选用： 2bRr 综合考虑，取值计算如下： r=16mm，R=40mm，b=50mm，P
22、取值为1Mpa，即如下图： 图3.5 3.3.4液压缸盖螺钉的计算 图3.6缸盖螺钉间距示意 表3.3 螺钉间距t与压力P之间的关系 上图中表示的连接中，每个螺钉在危险截面上承受的拉力为： FFF 总预，即工作拉力与残余预紧力之和 计算如下： 液压缸工作压强为P=1Mpa,所以螺钉间距t小于150mm,试选择2个螺钉，0.080.1256125.615042Dmmmmm ，所以选择螺钉数目合适Z=2个 受力截面2222280320.0034361164mmmmSRrm 6100.0034361162267.842PSFNZ 所以， 工作压力P（Mpa） 螺钉的间距t(mm) 0.51.5 小于
23、150 1.52.5 小于120 2.55.0 小于100 5.010.0 小于80 FKF 预，此处连接要求有密封性，故k取（1.5-1.8），取K=1.6。 1.62267.843628.54FKFNN 预 所以 2267.843628.54=5896.38FFFNN 总预 螺钉材料选择Q235， 2401601.5sMPan 则，安全系数n取1.5（1.5-2.2） 螺钉的直径由下式得出 41.3Fd ，F为总拉力即FF 总 641.341.35896.387.813.1416010Fdmm 螺钉的直径选择d=8mm. 3.3.5静片和输出轴间的连接螺钉 动片和输出轴之间的连接结构见上图。连接螺钉一般为偶数。螺钉由于油液冲击产生横向载荷，由于预紧力的作用，将在接合面
