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第二章 夾持器
2.1夾持器設計的基本要求
（1）應具有適當的夾緊力和驅動力；
（2）手指應具有一定的開閉范圍；
（3）應保證工件在手指內的夾持精度；
（4）要求結構緊湊，重量輕，效率高；
（5）應考慮通用性和特殊要求。
設計參數及要求
（1）采用手指式夾持器，執(zhí)行動作為抓緊—放松；
（2）所要抓緊的工件直徑為80mm 放松時的兩抓的最大距離為110-120mm/s ， 1s抓緊,夾持速度20mm/s；
（3）工件的材質為5kg，材質為45#鋼；
（4）夾持器有足夠的夾持力；
（5）夾持器靠法蘭聯接在手臂上。由液壓缸提供動力。
2.2夾持器結構設計
2.2.1夾緊裝置設計.
2.2.1.1夾緊力計算
手指加在工件上的夾緊力是設計手部的主要依據，必須對其大小、方向、作用點進行分析、計算。一般來說，加緊力必須克服工件的重力所產生的靜載荷（慣性力或慣性力矩）以使工件保持可靠的加緊狀態(tài)。
手指對工件的夾緊力可按下列公式計算：
2-1
式中：
—安全系數，由機械手的工藝及設計要求確定,通常取1.2——2.0，取1.5；
—工件情況系數，主要考慮慣性力的影響， 計算最大加速度，得出工作情況系數, ，a為機器人搬運工件過程的加速度或減速度的絕對值（m/s）；
—方位系數，根據手指與工件形狀以及手指與工件位置不同進行選定，
手指與工件位置：手指水平放置 工件垂直放置；
手指與工件形狀：型指端夾持圓柱型工件，
，為摩擦系數，為型手指半角，此處粗略計算,如圖2.1
圖2.1
—被抓取工件的重量
求得夾緊力 ，，取整為177N。
2.2.1.2驅動力力計算
根據驅動力和夾緊力之間的關系式：
式中：
c—滾子至銷軸之間的距離；
b—爪至銷軸之間的距離；
—楔塊的傾斜角
可得，得出為理論計算值，實際采取的液壓缸驅動力要大于理論計算值，考慮手爪的機械效率，一般取0.8～0.9，此處取0.88，則：
，取
2.2.1.3液壓缸驅動力計算
設計方案中壓縮彈簧使爪牙張開，故為常開式夾緊裝置，液壓缸為單作用缸，提供推力：
式中 ——活塞直徑
——活塞桿直徑
——驅動壓力，
,已知液壓缸驅動力，且
由于，故選工作壓力P=1MPa
據公式計算可得液壓缸內徑：
根據液壓設計手冊,見表2.1，圓整后取D=32mm。
表2.1 液壓缸的內徑系列（JB826-66）（mm）
20
25
32
40
50
55
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
125
130
140
160
180
200
250
活塞桿直徑 d=0.5D=0.5×40mm=16mm
活塞厚 B=(0.6～1.0)D 取B=0.8d=0.7×32mm=22.4mm,取23mm.
缸筒長度 L≤(20～30)D 取L為123mm
活塞行程，當抓取80mm工件時，即手爪從張開120mm減小到80mm，楔快向前移動大約40mm。取液壓缸行程S=40mm。
液壓缸流量計算：
放松時流量
夾緊時流量
2.2.1.4選用夾持器液壓缸
溫州中冶液壓氣動有限公司所生產的輕型拉桿液壓缸
型號為：MOB-B-32-83-FB，結構簡圖，外形尺寸及技術參數如下：
表2.2夾持器液壓缸技術參數
工作壓力
使用溫度范圍
允許最大速度
效率
傳動介質
缸徑
受壓面積()
速度比
無桿腔
有桿腔
1MPa
～+
300 m/s
90%
常規(guī)礦物液壓油
32
mm
12.5
8.6
1.45
圖2.2 結構簡圖
圖2.3 外形尺寸
2.2.2手爪的夾持誤差及分析
機械手能否準確夾持工件，把工件送到指定位置，不僅取決與機械手定位精度（由臂部和腕部等運動部件確定），而且也與手指的夾持誤差大小有關。特別是在多品種的中、小批量生產中，為了適應工件尺寸在一定范圍內變化，避免產生手指夾持的定位誤差，需要注意選用合理的手部結構參數，見圖2-4，從而使夾持誤差控制在較小的范圍內。在機械加工中，通常情況使手爪的夾持誤差不超過，手部的最終誤差取決與手部裝置加工精度和控制系統(tǒng)補償能力。
圖 2.4
工件直徑為80mm，尺寸偏差，則，，。
本設計為楔塊杠桿式回轉型夾持器，屬于兩支點回轉型手指夾持，如圖2.5。
圖2.5
若把工件軸心位置C到手爪兩支點連線的垂直距離CD以X表示，根據幾何關系有：
簡化為：
該方程為雙曲線方程，如圖2.6：
圖2.6 工件半徑與夾持誤差關系曲線
由上圖得，當工件半徑為時，X取最小值，又從上式可以求出：
，通常取
若工件的半徑變化到時，X值的最大變化量，即為夾持誤差，用表示。
在設計中，希望按給定的和來確定手爪各部分尺寸，為了減少夾持誤差，一方面可加長手指長度，但手指過長，使其結構增大；另一方面可選取合適的偏轉角，使夾持誤差最小，這時的偏轉角稱為最佳偏轉角。只有當工件的平均半徑取為時，夾持誤差最小。此時最佳偏轉角的選擇對于兩支點回轉型手爪（尤其當a值較大時），偏轉角的大小不易按夾持誤差最小的條件確定，主要考慮這樣極易出現在抓取半徑較小時，兩手爪的和邊平行，抓不著工件。為避免上述情況，通常按手爪抓取工件的平均半徑，以為條件確定兩支點回轉型手爪的偏轉角，即下式：
其中,,型鉗的夾角
代入得出：
則
則，此時定位誤差為和中的最大值。
分別代入得：
，
所以，，夾持誤差滿足設計要求。
由以上各值可得：
取值為。
2.2.3楔塊等尺寸的確定
楔塊進入杠桿手指時的力分析如下：
圖 2.7
上圖2.7中
—斜楔角，＜時有增力作用；
—滾子與斜楔面間當量摩擦角，，為滾子與轉軸間的摩擦角，為轉軸直徑，為滾子外徑，，為滾子與轉軸間摩擦系數;
—支點至斜面垂線與杠桿的夾角；
—杠桿驅動端桿長；
—杠桿夾緊端桿長；
—杠桿傳動機械效率
2.2.3.1斜楔的傳動效率
斜楔的傳動效率可由下式表示：
杠桿傳動機械效率取0.834，取0.1，取0.5，則可得=, ，取整得=。
2.2.3.2動作范圍分析
陰影部分杠桿手指的動作范圍，即，見圖 2.8
圖 2.8
如果，則楔面對杠桿作用力沿桿身方向，夾緊力為零，且為不穩(wěn)定狀態(tài)，所以必須大于。此外，當時，杠桿與斜面平行，呈直線接觸，且與回轉支點在結構上干涉，即為手指動作的理論極限位置。
2.2.3.3斜楔驅動行程與手指開閉范圍
當斜楔從松開位置向下移動至夾緊位置時，沿兩斜面對稱中心線方向的驅動行程為L，此時對應的杠桿手指由位置轉到位置，其驅動行程可用下式表示：
杠桿手指夾緊端沿夾緊力方向的位移為：
通常狀態(tài)下，在左右范圍內，則由手指需要的開閉范圍來確定。由給定條件可知最大為55-60mm,最小設定為30mm.即。已知，可得，有圖關系：
圖2.9
可知：楔塊下邊為60mm，支點O距中心線30mm，且有，解得：
2.2.3.4與的確定
斜楔傳動比可由下式表示：
可知一定時，愈大，愈大，且杠桿手指的轉角在范圍內增大時，傳動比減小，即斜楔等速前進，杠桿手指轉速逐漸減小，則由分配距離為：，。
2.2.3.5確定
由前式得：
，，取。
2.2.3.6確定
為沿斜面對稱中心線方向的驅動行程，有下圖中關系
圖2.10
，取，則楔塊上邊長為18.686，取19mm.
2.2.4材料及連接件選擇
V型指與夾持器連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個
杠桿手指中間與外殼連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個
滾子與手指連接選用圓柱銷，d=6mm, 需使用2個
以上材料均為鋼，無淬火和表面處理
楔塊與活塞桿采用螺紋連接，基本尺寸為公稱直徑12mm，螺距p=1，旋合長度為10mm。
第三章 腕部
3.1腕部設計的基本要求
手腕部件設置在手部和臂部之間，它的作用主要是在臂部運動的基礎上進一步改變或調整手部在空間的方位，以擴大機械手的動作范圍，并使機械手變得更靈巧，適應性更強。手腕部件具有獨立的自由度，此設計中要求有繞中軸的回轉運動。
（1）力求結構緊湊、重量輕
腕部處于手臂的最前端，它連同手部的靜、動載荷均由臂部承擔。顯然，腕部的結構、重量和動力載荷，直接影響著臂部的結構、重量和運轉性能。因此，在腕部設計時，必須力求結構緊湊，重量輕。
（2）結構考慮，合理布局
腕部作為機械手的執(zhí)行機構，又承擔連接和支撐作用，除保證力和運動的要求外，要有足夠的強度、剛度外，還應綜合考慮，合理布局，解決好腕部與臂部和手部的連接。
（3）必須考慮工作條件
對于本設計，機械手的工作條件是在工作場合中搬運加工的棒料，因此不太受環(huán)境影響，沒有處在高溫和腐蝕性的工作介質中，所以對機械手的腕部沒有太多不利因素。
3.2具有一個自由度的回轉缸驅動的典型腕部結構
如圖3.1所示，采用一個回轉液壓缸，實現腕部的旋轉運動。從A—A剖視圖上可以看到，回轉葉片（簡稱動片）用螺釘，銷釘和轉軸10連接在一起，定片8則和缸體9連接。壓力油分別由油孔5.7進出油腔，實現手部12的旋轉。旋轉角的極限值由動，靜片之間允許回轉的角度來決定（一般小于），圖中缸可回轉。腕部旋轉位置控制問題，可采用機械擋塊定位。當要求任意點定位時，可采用位置檢測元件（如本例為電位器，其軸安裝在件1左端面的小孔）對所需位置進行檢測并加以反饋控制。
圖3.1
圖示手部的開閉動作采用單作用液壓缸，只需一個油管。通向手部驅動液壓缸的油管是從回轉中心通過，腕部回轉時，油路認可保證暢通，這種布置可使油管既不外露，又不受扭轉。腕部用來和臂部連接，三根油管（一根供手部油管，兩根供腕部回轉液壓缸）由手臂內通過并經腕架分別進入回轉液壓缸和手部驅動液壓缸。本設計要求手腕回轉，綜合以上的分析考慮到各種因素，腕部結構選擇具有一個自由度的回轉驅動腕部結構，采用液壓驅動，參考上圖典型結構。
3.3腕部結構計算
3.3.1腕部回轉力矩的計算
腕部回轉時，需要克服的阻力有：
（1）腕部回轉支承處的摩擦力矩
式中 ，—軸承處支反力（N），可由靜力平衡方程求得;
,—軸承的直徑（m）；
—軸承的摩擦系數，對于滾動軸承=0.01-0.02；對于滑動軸承=0.1。
為簡化計算，取，如圖3.1所示，其中，為工件重量，為手部重量，為手腕轉動件重量。
圖3.1
（2）克服由于工件重心偏置所需的力矩
式中 e—工件重心到手腕回轉軸線的垂直距離，已知e=10mm.
則
（3）克服啟動慣性所需的力矩
啟動過程近似等加速運動，根據手腕回轉的角速度及啟動過程轉過的角度按下式計算：
式中 —工件對手腕回轉軸線的轉動慣量；
—手腕回轉部分對腕部回轉軸線的轉動慣量；
—手腕回轉過程的角速度；
—啟動過程所需的時間，一般取0.05-0.3s,此處取0.1s.。
手抓、手抓驅動液壓缸及回轉液壓缸轉動件等效為一個圓柱體，高為200mm，直徑90mm，其重力估算：
,取98N.
等效圓柱體的轉動慣量：
工件的轉動慣量，已知圓柱體工件，
要求工件在0.5s內旋轉90度, 取平均角速度，即=，
代入得：
解可得： =0.8083
3.3.2回轉液壓缸所驅動力矩計算
回轉液壓缸所產生的驅動力矩必須大于總的阻力矩
如圖3.3，定片1與缸體2固連，動片3與轉軸5固連，當a, b口分別進出油時，動片帶動轉軸回轉，達到手腕回轉的目的。
圖3.3
圖3.4
圖3.4為回轉液壓缸的進油腔壓力油液，作用在動片上的合成液壓力矩即驅動力矩。
或
式中 ——手腕回轉時的總的阻力矩
——回轉液壓缸的工作壓力（Pa）
——缸體內孔半徑（m）
——輸出軸半徑（m），設計時按選取
——動片寬度（m）
上述動力距與壓力的關系是設定為低壓腔背壓力等于零。
3.3.3回轉缸內徑D計算
由 ，得：
，
為減少動片與輸出軸的連接螺釘所受的載荷及動片的懸伸長度，選擇動片寬度時，選用：
綜合考慮，取值計算如下：
r=16mm，R=40mm，b=50mm，取值為1Mpa，即如下圖：
圖3.5
3.3.4液壓缸蓋螺釘的計算
圖3.6缸蓋螺釘間距示意
表3.3 螺釘間距t與壓力P之間的關系
工作壓力P（Mpa）
螺釘的間距t(mm)
小于150
小于120
小于100
小于80
上圖中表示的連接中，每個螺釘在危險截面上承受的拉力為：
，即工作拉力與殘余預緊力之和
計算如下：
液壓缸工作壓強為P=1Mpa,所以螺釘間距小于150mm,試選擇2個螺釘，，所以選擇螺釘數目合適Z=2個
受力截面
，此處連接要求有密封性，故k?。?.5-1.8），取K=1.6。
所以
螺釘材料選擇Q235，
，安全系數n取1.5（1.5-2.2）
螺釘的直徑由下式得出
，F為總拉力即
螺釘的直徑選擇d=8mm.
3.3.5靜片和輸出軸間的連接螺釘
動片和輸出軸之間的連接結構見上圖。連接螺釘一般為偶數。螺釘由于油液沖擊產生橫向載荷，由于預緊力的作用，將在接合面處產生摩擦力以抵抗工作載荷，預緊力的大小，以接合面不產生滑移的條件確定，故有以下等式：
為預緊力,為接合面摩擦系數，?。?.10-0.16）范圍的0.15，即鋼和鑄鐵零件，為接合面數，取=2，Z為螺釘數目，取Z=2，D為靜片的外徑，d為輸出軸直徑，則可得：
螺釘的強度條件為：
帶入有關數據，得：
螺釘材料選擇Q235，則（安全系數）
螺釘的直徑 ，d值極小，取。
螺釘選擇M6的開槽盤頭螺釘， ,如圖3.7：
圖3.7
3.3.6腕部軸承選擇
腕部材料選擇HT200，，估計軸承所受徑向載荷為50N,軸向載荷較小，忽略。兩處均選用深溝球軸承?，F校核較小軸徑處軸承。
6005軸承基本數據如下：
，當量動載荷，載荷系數取1，，則，由公式：
N為轉速，由0.5s完成回轉，計算得：，，球軸承
代入得：
，遠大于軸承額定壽命。
選用軸承為深溝球軸承6005，6008。
3.3.7材料及連接件，密封件選擇
右端軸承端蓋與腕部回轉缸連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。
右缸蓋與缸體連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。
左缸蓋與缸體及法蘭盤連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。
選用墊圈防松，，公稱尺寸為5。
右端軸承端蓋與腕部回轉缸連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。
為定位作用，軸左側增加一個套筒，材料為HT200，尺寸如下：
圖3.8
動片與輸出軸連接選用六角頭螺栓 全螺紋， ， 需用2個。
密封件選擇：
全部選用氈圈油環(huán)密封，材料為半粗羊毛氈。
右端蓋 d=40mm, 左右缸蓋 d=25mm。
第四章 伸縮臂設計
4.1伸縮臂設計基本要求
設計機械手伸縮臂，底板固定在大臂上，前端法蘭安裝機械手，完成直線伸縮動作。
（1）功能性的要求
機械手伸縮臂安裝在升降大臂上，前端安裝夾持器，按控制系統(tǒng)的指令，完成工件的自動換位工作。伸縮要平穩(wěn)靈活，動作快捷，定位準確，工作協調。
（2）適應性的要求
為便于調整，適應工件大小不同的要求，起止位置要方便調整，要求設置可調式定位機構。為了控制慣性力，減少運動沖擊，動力的大小要能與負載大小相適應，如步進電機通過程序設計改變運動速度，力矩電機通過調整工作電壓，改變堵力矩的大小，達到工作平穩(wěn)、動作快捷、定位準確的要求。
（3）可靠性的要求
可靠性是指產品在規(guī)定的工作條件下，在預定使用壽命期內能完成規(guī)定功能的概率。
工業(yè)機械手可自動完成預定工作，廣泛應用在自動化生產線上，因此要求機械手工作必須可靠。設計時要進行可靠性分析。
（4）壽命的要求
產品壽命是產品正常使用時因磨損而使性能下降在允許范圍內而且無需大修的連續(xù)工作期限。設計中要考慮采取減少摩擦和磨損的措施，如：選擇耐磨材料、采取潤滑措施、合理設計零件的形面等。因各零部件難以設計成相等壽命，所以易磨損的零件要便于更換。
（5）經濟的要求
機械產品設備的經濟性包括設計制造的經濟性和使用的經濟性。機械產品的制造成本構成中材料費、加工費占有很大的比重，設計時必須給予充分注意。將機械設計課程中學到的基本設計思想貫穿到設計中。
（6）人機工程學的要求
人機工程學也稱為技術美學，包括操作方便宜人，調節(jié)省力有效，照明適度，顯示清晰，造型美觀，色彩和諧，維護保養(yǎng)容易等。本設計中要充分考慮外形設計，各調整環(huán)節(jié)的設計要方便人體接近，方便工具的使用。
（7）安全保護和自動報警的要求
按規(guī)范要求，采取適當的防護措施，確保操作人員的人身安全，這是任何設計都必須考慮的，是必不可少的。在程序設計中要考慮因故障造成的突然工作中斷，如機構卡死、工件不到位、突然斷電等情況，要設置報警裝置。
設計參數
（1）伸縮長度：300mm；
（2）單方向伸縮時間：1.5～2.5S；
（3）定位誤差：要有定位措施，定位誤差小于2mm；
（4）前端安裝機械手，伸縮終點無剛性沖擊；
4.2方案設計
液壓驅動方案
（1）伸縮原理
采用單出桿雙作用液壓油缸，手臂伸出時采用單向調速閥進行回油節(jié)流調速，接近終點時，發(fā)出信號，進行調速緩沖（也可采用緩沖油缸），靠油缸行程極限定位，采用導向桿導向防止轉動，采用電液換向閥，控制伸縮方向。（圖4.1）
圖4.1
（2）液壓系統(tǒng)的設計計算
液壓控制系統(tǒng)設計要滿足伸縮臂動作邏輯要求，液壓缸及其控制元件的選擇要滿足伸縮臂動力要求和運動時間要求，具體設計計算參考《液壓傳動與控制》等相關教材。由于伸縮臂做間歇式往復運動，有較大的沖擊，設計時要考慮緩沖措施，可從液壓回路設計上考慮，也可從液壓件結構上考慮。
設計計算參數及要求：
① 電磁閥流量：要滿足伸縮速度的要求。
② 油缸直徑：推力大小要能克服機構起動慣性并有一定的起動加速度，要滿足運動時間要求。
③ 導向桿剛度：按最長伸出時機械手端部的撓度不超過規(guī)定要求。
④ 定位方式和元件：自選。
（3）結構方案設計及強度和剛度計算
伸縮臂運動簡圖見圖4-1
① 結構方案說明
a：支座1安裝在機器人床身上，用于安裝伸縮臂油缸和導向桿等零部件。
b：法蘭4用于安裝機械手，其形式和尺寸要與機械手相協調。
c：液壓缸伸出桿帶動導向桿同時伸出300mm，伸出長度較大，設計、制造和安裝時要考慮液壓缸與導向桿的平行度要求。
d：導向桿可采用直線導軌或直線導軸。直線導軌可選用外購件，直接從生產廠家的有關資料中獲得所需參數（網上查詢直線導軌、直線導軸）。采用直線導軸時可自行設計，并且要考慮導向桿的潤滑，潤滑方式參考有關手冊設計。
② 強度及剛度計算
本機械手夾持工件重量約3Kg左右，夾持器重量約15Kg，夾持器長度最大約250mm。從受力角度分析，載荷不大，可參考其它機器作類比設計即可。伸縮臂的機構力學模型如圖4.2所示。
夾持器夾著工件，伸縮臂全部伸出，是導桿受力最大的狀態(tài),也是變形最大的位置。在此情況下，用材料力學的知識計算它的強度和剛度。
圖4.2
4.3伸縮臂機構結構設計
4.3.1伸縮臂液壓缸參數計算
4.3.1.1工作負載R
液壓缸的工作負載R是指工作機構在滿負荷情況下，以一定加速度啟動時對液壓缸產生的總阻力，即：
式中：-工作機構的荷重及自重對液壓缸產生的作用力；
-工作機構在滿載啟動時的靜摩擦力；
-工作機構滿載啟動時的慣性力。
(1)的確定
① 工件的質量m
=5.9 (kg)
②夾持器的質量 15kg(已知)
③伸縮臂的質量 50kg(估計)
④其他部件的質量 15kg(估計)
工作機構荷重： Ri=(5.9+15+50+15)*10=859(N)
取Ri=860N
(2) 的確定 Rm= (N)
(3) 的確定 Rg=(N)
式中：為啟動時間，其加速時間約為0.1～0.5s
=0.1s , =0.2s
總負載 R=Ri+Rg+Rm=860+172+172=1204(N)
取實際負載為 =1200
4.3.1.2液壓缸缸筒內徑D的確定
D=
式中：R=1000 <5000 , p可取0.8～, =
取液壓缸缸筒內徑為40mm。
4.3.1.3活塞桿設計參數及校核
(1)活塞桿材料：選擇45號調質鋼，其抗拉強度=570
(2)活塞桿的直徑：查《液壓傳動設計手冊》得，當壓力小于10Mpa時，速比=1.33。
則可選取活塞桿直徑為20mm系列，且缸筒的厚度為5mm。
最小導向長度：mm
(3)活塞桿強度及壓桿穩(wěn)定性的計算
采用非等截面計算法
① 油缸穩(wěn)定性的計算
因為油缸的工作行程較大，則在油缸活塞桿全部伸出時，計算油缸受最大作用力壓縮時油缸的穩(wěn)定性。
假設油缸的活塞桿的推理為P，油缸穩(wěn)定的極限應力為Pk，則油缸穩(wěn)定性的條件為P
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