机械手手部的设计计算

机械手手部的设计计算1.1手部设计基本要求应具有适当的夹紧力和驱动力。应当考虑到在一定的夹紧力下，不同的传动机构所需的驱动力大小是不同的。手指应具有一定的张开范围，手指应该具有足够的开闭角度(手指从张开到闭合绕支点所转过的角度)，以便于抓取工件。要求结构紧凑、重量轻、效率高，在保证本身刚度、强度的前提下，尽可能使结构紧凑、重量轻，以利于减轻手臂的负载。应保证手抓的夹持精度。1.2典型的手部结构(1)回转型包括滑槽杠杆式和连杆杠杆式两种。(2)移动型移动型即两手指相对支座作往复运动。(3)平面平移型。1.3机械手手抓的设计计算1.1.1选择手抓的类型及夹紧装置本设计是设计平动搬运机械手的设计，考虑到所要达到的原始参数：手抓张合角=6，夹取重量为60Kg。常用的工业机械手手部，按握持工件的原理,分为夹持和吸附两大类。吸附式常用于抓取工件表面平整、面积较大的板状物体,不适合用于本方案。本设计机械手采用夹持式手指,夹持式机械手按运动形式可分为回转型和平移型。平移型手指的张开闭合靠手指的平行移动,这种手指结构简单，适于夹持平板方料，且工件径向尺寸的变化不影响其轴心的位置，其理论夹持误差零。若采用典型的平移型手指，驱动力需加在手指移动方向上，这样会使结构变得复杂且体积庞大。显然是不合适的，因此不选择这种类型。通过综合考虑，本设计选择二指回转型手抓，采用滑槽杠杆这种结构方式。夹紧装置选择常开式夹紧装置，它在弹簧的作用下机械手手抓闭和，在压力油作用下，弹簧被压缩,从而机械手手指张开。1.1.2手抓的力学分析下面对其基本结构进行力学分析：滑槽杠杆图1.1(a)为常见的滑槽杠杆式手部结构。(a)(b)图1・1滑槽杠杆式手部结构、受力分析1手指2销轴3杠杆在杠杆3的作用下，销轴2向上的拉力为F,并通过销轴中心O点，两手指1的滑槽对销轴的反作用力为七和％其力的方向垂直于滑槽的中心线和并指向。点，交F和121F的延长线于A及B。2由F0x得FF1F0得yF—12cosFF'11由M01F0得h(1.1)F'Fh1Na—cosF2bcos2Fan式中a——手指的回转支点到对称中心的距离（mm）。工件被夹紧时手指的滑槽方向与两回转支点的夹角。由分析可知，当驱动力F—定时，角增大，则握力F也随N之增大，但角过大会导致拉杆行程过大，以及手部结构增大，因此最好=3...4。1.1.3夹紧力及驱动力的计算手指加在工件上的夹紧力，是设计手部的主要依据。必须对大小、方向和作用点进行分析计算。一般来说，需要克服工件重力所产生的静载荷以及工件运动状态变化的惯性力产生的载荷，以便工件保持可靠的夹紧状态。手指对工件的夹紧力可按公式计：FKKKGN123(1.2)式中K安全系数，通常L2...2.0;1K——工作情况系数，主要考虑惯性力的影响。可2近似按下式估K21a其中a,重力方向的最大上升加速度；oVa—maxt响V运载时工件最大上升速度max1响1响 系统达到最高速度的时间,一般选取0.03.0.5sk3方位系数，根据手指与工件位置不同进行选择。G——被抓取工件所受重力(N)。表3-1液压缸的工作压力作用在活塞上外力F(N)液压缸工作压力Mpa作用在活塞上外力F(N)液压缸工作压力Mpa小于500.8〜12〜32.0〜4.050〜11.5〜2.03〜54.0〜5.01〜22.5〜3.05以上5.0〜8.0计算：设a=1mm,b=2mm,10o40。；机械手达到最高响应时间为0.5s，求夹紧力Fn和驱动力f和驱动液压缸的尺寸。(1)设K1.51K19=1+1=2K0.53根据公式，将已知条件带入：F=1.52x0.5x2=3NN根据驱动力公式得：F23cos3239N计算150取0.85FI计算坐1060NTOC\o"1-5"\h\z实际0.85确定液压缸的直径Dn,・.・F—D2d2p实际4选取活塞杆直径d=0.5D,选择液压缸压力油工作压力P=0.81MPa,,J4106.474\0.81050.75根据表4.1(JB826-66),选取液压缸内径为：D=50mm则活塞杆内径为:D=500.5=25mm,选取d=25mm1.1.4手抓夹持范围计算为了保证手抓张开角为6,活塞杆运动长度为34mm。手抓夹持范围，手指长3mm,当手抓没有张开角的时候，如图1.2(a)所示，根据机构设计，它的最小夹持范围是22mm，当张开60。时，如图1.2(b)所示，最大夹持范围是43mm。(a)(b)图1.2手抓张开示意图1.4弹簧的设计计算选择弹簧是压缩条件，选择圆柱压缩弹簧。如图1.4所示,计算过程如下。图1・3圆柱螺旋弹簧的几何参数(1).选择硅锰弹簧钢查取许用切应力8MPa⑵.选择旋绕比C=8,KJ4C40.6156(1.3)KJ4C40.6156半1.183(3).根据安装空间选择弹簧中径D=43mm,估算弹簧丝直径43_—5.38nm8⑷・试算弹簧丝直径d'1.6FKC-^AX(1.4)d，1.6HI/*"387帅8106(5).根据变形情况确定弹簧圈的有效圈数:Gdn8FC3maxMAX(1.5)Gd81060.7n——2.868FC3max8162183MAX选择标准为n3,弹簧的总圈数nn1.531.54.5圈1.最后确定。43mm，d7mm，DDd43736mm，DDd43750mm2.对于压缩弹簧稳定性的验算对于压缩弹簧如果长度较大时，则受力后容易失去稳定性，这在工作中是不允许的。为了避免这种现象压缩弹簧的长细比bH0/D74/121.76，本设计弹簧是2端自由，根据下列选取：当两端固定时，b5.3,当一端固定；一端自由时，b3.7；当两端自由转动时，b2.6。结论本设计弹簧b1.762.6,因此弹簧稳定性合适。(8).疲劳强度和应力强度的验算。对于循环次数多、在变应力下工作的弹簧，还应该进一步对弹簧的疲劳强度和静应力强度进行验算(如果变载荷的作用次数N103,或者载荷变化幅度不大时，可只进行静应力强度验算)。现在由于本设计是在恒定载荷情况下，所以只进行静应力强度验算。计算公式：KCS―SSScamax(1.6)d3Ss选取1.3提.7(d3max^F Vi1^F Vi1"216215987564798106P