1、板材自動裝卸 題 目： 板材自動裝卸機設計 總體及骨架上料部件設計姓 名： 學 號： 學 院： 專 業： 年 級： 指導教師： （簽名）系 主 任： （簽章）III板材自動裝卸機設計總體及骨架上料部件設計摘 要當前國內的板材制作過程基本為人工操作，人工制造過程為事先用木板釘成方框再倒入材料，再通過手工從兩邊向中間壓平然后等待板材自然硬化。其主要缺點是硬化時間長，無法做到批量大規模生產，耗費人力多，良品率不高，不利于企業營利以及持續發展。基于以上因素，通過查閱相關資料，提出使用機械手代替人工制作的方案，并以此進行板材自動裝卸機的設計。提出板材自動裝卸機的設計是從實際生產需求出發以達到解決實際問題

2、減輕勞動力提高生產效率和產品成品率，改善人工制作耗時長的缺陷，具有很重要的現實意義。板材自動裝卸機主要通過機械手來操作上料與卸料，其機械部分主要有機身、伺服傳動系統、板材卸料部件、骨架上料部件等部分組成。其操作過程為通過上方運輸平臺運送材料至機器倒料口進行下料，上料機械手通過感應抓取鋼筋后放入凹模后推出，材料進行二次下料滾壓機將凹模平鋪滿材料，卸料機械手伸入通過真空抓取板材，放到成品區。通過板材自動裝卸機生產的板材主要用于建筑方面，在建筑中通過中間填充泡沫可以達到替代梁的作用，使房頂更加美觀。本次設計是在了解伺服系統的設計基礎上，結合實際生產中的問題利用自身專業知識設計出當前生產常用的機械手操

3、作板材生產工藝過程，通過機械手對鋼筋的上料和板材的卸料代替人工操作，以一種新的板材成形方式完全代替老舊的人工鋪料時效處理的生產工藝過程，解決了板材成品率以及耗時久的主要問題。關鍵詞： 板材，自動裝卸，伺服系統Design of automatic machine for plateDesign of material components in general and frameAbstractCurrent domestic plate production process for manual operation, artificial manufacturing process is w

4、ith wooden nail into the box and then poured into the material, again by hand from both sides to the middle flat and then wait for the plate natural hardening. Its main drawback is that the hardening time is long, can not do mass production, consumption of human, good rate is not high, is not conduc

5、ive to corporate profits and sustainable development. Based on the above factors, the use of mechanical hand instead of manual production scheme is put forward, and the design of automatic loading machine is put forward.The design of automatic loading and unloading machine plate is from the actual p

6、roduction needs starting to solve practical problems to reduce labor and improve the production efficiency and the rate of finished products, improved artificial fabrication time-consuming defect length, has important practical significance. The automatic loading and unloading machine of the plate m

7、ainly through the manipulator to operate the material and unload material, its mechanical part mainly has the fuselage, the servo drive system, the material unloading part, the skeleton material and so on parts. The operation process is through the above transport platform transporting materials to

8、the machine pouring mouth for feeding, feeding manipulator through induction grab bars is put into the concave die after the launch, the material was under the second feeding roller die tile full material unloading manipulator extends into the through vacuum gripping plate materials into finished go

9、ods. Through the automatic loading and unloading machine production of the plate is mainly used for construction, in the building through the middle fill foam can reach the role of alternative beam, make the roof more beautiful.In the understanding of the servo system is designed based on, combined

10、with problems in the actual production to use their professional knowledge to design the production of common mechanical manipulator plate production process, by manipulator of reinforced material and the plate unloading instead of manual operation, with a new sheet metal forming way to completely r

11、eplace the old manual paving material aging treatment of the production process, to solve the problems of plate yield and takes a long time.Key words：Plate, automatic loading and unloading, servo system目 錄摘要 Abstract 第一章 緒論11.1 研究背景11.2 研究的主要內容11.3 研究的主要目的與意義1第二章 整體方案的設計22.1 方案的初步構想22.2 整體方案的確定6第三章

12、各部分的計算與設計73.1 水平方向傳動部件的選擇73.1.1 導軌副的選用73.1.2 絲杠螺母副的選用73.1.3 伺服電機的選用73.1.4 減速裝置的選用73.1.5 檢測裝置的選用73.2 水平方向機械傳動部件的計算與選型83.2.1 導軌上移動部件的重量估算83.2.2 直線滾動導軌副的計算與選型83.2.3 滾珠絲杠螺母副的計算與選型83.2.4 軸承座和螺母座的選用123.2.5 伺服電機的計算與選型123.2.6 同步帶減速箱的計算與選型133.3 垂直方向傳動部件的選擇153.3.1 導軌副的選用153.3.2 絲桿螺母副的選用163.3.3 伺服電機的選用163.3.4

13、連接方式的選擇163.3.5 檢測裝置的選用163.4 垂直方向機械傳動部件的計算與選型163.4.1 導軌上移動部件的重量估算163.4.2 直線滾動導軌副的計算與選型163.4.3 滾珠絲杠螺母副的計算與選型173.4.4 伺服電機的計算與選型203.4.5 聯軸器的選用213.5 底座的計算與選型213.5.1 底座部件的選擇213.5.2 伺服電機的計算與選型213.5.3 蝸輪蝸桿減速箱的計算與選型223.5.4 底座軸承布置及軸的校核253.5.5 蝸輪蝸桿減速箱結構參數27結論29參考文獻30謝辭31附錄1滾珠絲杠導程精度允許值32附錄2 總體結構圖33板材自動裝卸機總體及骨架上

14、料部分第一章 緒論1.1 研究背景當前國內的板材制作過程基本為人工操作，人工制造過程為事先用木板釘成方框再倒入材料，再通過手工從兩邊向中間壓平然后等待板材自然硬化。其主要缺點是硬化時間長，無法做到批量大規模生產，耗費人力多，良品率不高，不利于企業營利以及持續發展，因此有必要將這個過程進行自動化的改進。1.2 研究的主要內容查閱文獻資料，熟悉相關知識，了解相關背景。提出板材自動裝卸機總體方案設計，并進行可行性分析。設計板材自動裝卸機主傳動系統設計以及機械手Z向伺服系統設計和X向伺服系統設計，設計骨架夾持機構，對伺服（或步進）電機進行計算、選型（包括慣量、轉矩、轉速匹配等），絲杠螺母副設計計算，主

15、要零部件結構設計，繪制出CAD圖，并對相關尺寸公差進行標注，編寫并打印符合撰寫規范的畢業設計論文。1.3 研究的主要目的與意義本次設計的主要目的是將自身所學知識與實際生產中的問題進行緊密結合，達到學以致用，解決實際生產的現實問題，利用自身專業知識設計出當前生產常用的機械手操作板材生產工藝過程。其現實意義是通過機械手對鋼筋的上料和板材的卸料代替人工操作，以一種新的板材成形方式完全代替老舊的人工鋪料時效處理的生產工藝過程，解決了板材成品率以及耗時久的主要問題。該課題與本專業高度相關，是對專業知識學習的一次綜合應用，涉及到多門學科，如機械設計、機械制造、材料力學、理論力學、互換性與技術測量、機電一體

16、化等多門學科，通過課題能夠加強各個學科有橫向與縱向的聯系。同時對機械設計工作有一份認識，對從事機械設計工作累計了經驗，是對未來從事機械工作是一次很好的鍛煉。第二章 整體方案的設計2.1 方案的初步構想通過自身所學的機械原理，現將板材自動裝卸機分成三個部件分別進行初步的方案構想。各部件機構的選擇：底座旋轉機構，現提出三種方案：M(1) 電機通過減速器與齒輪相連，齒輪嚙合實現90°旋轉。該方案優點是：結構簡單，操作便捷，便于裝配，瞬時傳動比恒定，傳動效率高，結構緊湊；缺點是：定位差，需要輔助裝置，沒有過載保護。結構簡圖參見圖2-1。M圖2-1齒輪傳動機構簡圖圖2-2蝸輪蝸桿傳動簡圖(2)

17、 電機通過減速器與蝸桿相連，利用蝸輪蝸桿實現90°旋轉。該方案優點是：能夠以較大傳動比運行，承載能力強，具有自鎖性能夠實現較為精準的轉向控制、定位準確；蝸輪蝸桿傳動缺點是：傳動效率不高，磨損較嚴重，蝸桿軸向力較大。常用場合為：傳動比較大、傳動功率小、間歇工作的場合，在該設計中十分符合需求。結構簡圖參見圖2-2(3) 電機通過減速器與缺口圓盤連接，通過槽輪機構實現90°旋轉。該方案優點是：能夠實現精準的轉向控制，便于加工制造，工作時穩定可靠；缺點是：結構設計復雜，在槽輪啟動和停止的時候加速度大，有較大沖擊，并隨著轉速的增加而加速，該機構不適用于高速。常用于不需經常調節轉位角度

18、的旋轉運動。結構簡圖參見圖2-3。圖2-3槽輪機構傳動簡圖圖2-4垂直部分絲杠傳動簡圖垂直方向的移動，提出三種常見機構：(1) 利用螺旋機構，如常見的滾珠絲杠實現上下運動。其優點是：摩擦損失小、傳動效率高，精度高，傳動具有可逆性；缺點是：不能自鎖，垂直方向安裝承載大載荷需要安裝超越離合器。結構簡圖參見圖2-4。(2) 利用齒輪齒條傳動。其優點為結構簡單，承載力大，精度較高；但該機構在機械設計中常用于遠距離傳動。且缺點明顯:傳動噪音大，磨損較大，安裝精度差。結構簡圖參見圖2-5。圖2-5齒輪齒條傳動簡圖(3) 利用同步帶傳動，其優點是：混合了多種傳動類型的優點,同摩擦型帶傳動相比較，同步帶傳動的

19、傳動帶和帶輪沒有相對滑動，可以保證嚴格的傳動比，傳動效率高，傳動時噪聲低；其缺點是：同步帶傳動對中心矩及其尺寸穩定性要求較高。適用于輕載、小功率場合。結構簡圖參見圖2-6。圖2-6同步帶傳動簡圖水平方向的移動：采用常見的滾珠絲杠實現水平方向的來回移動。結構簡圖參見圖2-7。圖2-7水平部分絲杠傳動簡圖鋼筋抓取機械手的設計：由于機械手抓取鋼筋重量較輕，故不用進行力的分析，在這里只需要進行動作的分析即可。(1) 采用氣動機械手抓取方式，參見圖2-8。圖2-8氣動機械手(2) 參考衣架夾子進行創新性設計。參見圖2-9。圖2-9夾子機械手2.2 整體方案的確定考慮經濟以及實用性，底座采用蝸輪蝸桿減速器

20、，由于蝸輪蝸桿減速可以有很大的傳動比，電機可以通過聯軸器與蝸桿直連，同時可以保證90°的轉向，由于軸向力較大，采用推力球軸承；由于鋼筋自身重量較輕，為了經濟性考慮，豎直方向與水平方向可以均采用滾珠絲杠結構；機械手可以采用氣動機械手或者創新的衣架式機械手均可，由于鋼筋重量較輕，在本次設計中就忽略抓取機械手力的分析，重點為動作分析，通過上方簡圖進行表示即可。具體可以參見圖2-10圖2-10整體結構簡圖第三章 各部分的計算與設計3.1 水平方向傳動部件的選擇3.1.1 導軌副的選用常用導軌有滾動導軌和滑動導軌兩種，其中滑動導軌結構簡單，使用維修方便，但是有低速易爬行和磨損大壽命低的特點。本

21、課題要設計的自動板材裝卸機的橫向裝置所需要承受的載荷不大，定位精度要求不是特別高，移動速度較快，要求運動平穩性好，壽命長，所以可以考慮采用直線滾動導軌，它具有靈敏度高，高速度，高精度，摩擦系數小，移動輕巧便捷從而會讓運動平穩且在低速時不易出現爬行現象，結構緊湊，傳動效率高，安裝方便、預緊便捷等優點。3.1.2 絲杠螺母副的選用絲桿螺母副可以將伺服電機的旋轉運動轉換為直線運動，由于滾珠絲杠螺母副具有高精度保證特點、動態響應快、運轉平穩、壽命長、效率高，在預緊后可以消除反向間隙。為了滿足較高的脈沖當量和定位精度選擇使用滾珠絲桿螺母副。3.1.3 伺服電機的選用雖說板材自動裝卸機所需精度并不高，其脈

22、沖當量尚未達到0.001mm，但是移動時最快移動速度較高。因此，在伺服電機的選用上可以采用當今流行的交流伺服電機，其優點是慣量小易于提高系統的快速性，定子繞組散熱比較方便，工作可靠且對維護和保養要求低，當然也可以選擇性能好一些的步進電機，如混合式步進電機，以降低成本，提高性價比。3.1.4 減速裝置的選用選擇了伺服電機和滾珠絲桿螺母副以后，為了圓整脈沖當量，放大電動機的輸出轉矩，降低運動部件折算到電動機轉軸上的轉動慣量，同時選用盡可能選用低慣量電機減輕重量，可能需要減速裝置。常見的同步減速裝置有齒輪減速和同步帶減速。在這里考慮空間結構上的布置，采用同步帶傳動減速箱。3.1.5 檢測裝置的選用選

23、用伺服電機作為使用電機，則采用閉環控制。3.2 水平方向機械傳動部件的計算與選型3.2.1 導軌上移動部件的重量估算根據鋼的密度=7.8gcm3，估算鋼筋重量為2.5kg。估算機械手和鋼筋工作臺總重量約為10kg。3.2.2 直線滾動導軌副的計算與選型(1) 滑塊承受工作載荷Fmax的計算及導軌型號的選取影響直線滾動導軌副使用壽命的重要因素為工作載荷。對于水平布置的導軌，通常采用雙導軌、四滑塊的支承形式。計算選型時考慮最不利的情況，即垂直臺面的工作載荷全部由一個滑塊承擔，由于沒有外加載荷，則該滑塊所受的最大垂直方向的載荷為：Fmax=G/4(3-1)其中G=100N，代入式（1-1），得到最大

24、工作載荷Fmax=25N=0.025KN。導軌采用濟寧博特公司生產的導軌，查濟寧博特公司導軌導軌樣本手冊，根據工作載荷Fmax=0.025KN，初選直線滾動導軌副的型號為KL系列的JSA-LG25型，其額定動載荷Ca=17.7KN，額定靜載荷C0a=22.6KN。根據鋼筋尺寸為1200mm×1200mm×25mm，初定有效行程為1200mm，考慮工作行程應留有一定余量，按導軌長度標準系列，選取導軌的長度為1480mm。(2) 距離額定壽命L的計算上面選取的KL系列的JSA-LG25型導軌副的滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過100，每根導軌上配有兩只滑塊，精度為4級，工作

25、速度不高，載荷不大。查參考文獻1表3-363-40,取硬度系數fH=1.0、溫度系數fT=1.00、接觸系數fC=0.81、精度系數fR=0.9、載荷系數fW=1.8，代入公式（3-2），得到距離壽命：L=fHfTfCfRfWCaFmax3×501139276km（3-2）遠大于期望值100km，所以距離額定壽命滿足要求。3.2.3 滾珠絲杠螺母副的計算與選型(1) 設定的工作條件：每分鐘往返次數:n=4次/min無效行程：0.15mm；定位精度:±0.4mm/1260mm反復定位精度：±0.05mm；最小進給量:s=0.02mm/脈沖行程長度：1260mm（根據

26、鋼筋選擇）(2) 絲杠工藝性的確定為了得出定位精度±0.4mm/1260mm：±0.41260=±0.095300導程精度必須選擇±0.095mm/300mm以上。因此，滾珠絲杠的精度等級的選取根據附錄1中選擇精度等級為C7（運行距離誤差為：±0.05mm/300mm）。根據精度等級C7的滾珠絲杠有精密滾珠絲杠和價格低廉的軋制滾珠絲杠，在考慮經濟性的原因下，首先選擇軋制的滾珠絲杠。(3) 軸向間隙的選擇為了滿足無效行程在0.15mm，必須選擇軸向間隙在0.15mm以下的滾珠絲杠。因此，從滿足軸向間隙0.15mm以下的軋制滾珠絲杠選擇合適的滾珠絲

27、杠即可。(4) 最大工作載荷Fm計算設定加減速時間為ta=0.15s，機械手勻速進給時間為tm=6.15s，最大有效行程為Smax=1260mm，最大快進速度為Vmax=200mm/s。速度時間表參見圖3-1。圖3-1滾珠絲杠速度與時間圖移動部件重量M=10kg，按矩形導軌進行計算，查參考文獻1表3-29，滾動導軌上的摩擦因數 =0.005。 加速時a=Vmaxt×10-3=1.34m/s2，求得滾珠絲杠副的最大工作載荷：Fm=aM+Mg=1.34×10+0.005×10×10=13.9N 勻速時Fm=G=0.005×100=0.5N 減速時F

28、m=aM-Mg=1.34×10-0.005×100=12.9N(5) 最大動載荷FQ的計算工作臺最快進給速度v=12000mm/min，初選絲杠導程Ph=8mm，則此時絲杠轉速n=vPh=15000÷8=1500rmin。選取滾珠絲杠的使用壽命T=20000h，代入L0=60nT/106，得到壽命系數L0=1800（單位為：106r）。查參考文獻1表3-30，取載荷系數fW=1.2，滾道硬度為60HRC，取硬度系數fH=1.0，代入公式（3-3）FQ=3L0fWfHFm203N（3-3）(6) 初選絲杠型號根據計算出的最大動載荷和初選的絲杠型號，由于承受載荷較小，

29、故選用內循環式滾珠絲杠，查FF型內循環浮動式滾珠絲杠副，選擇FF3208-3型滾珠絲杠副，為內循環浮動單螺母式，參數參見表3-1表3-1滾珠絲杠參數表絲杠軸外徑d導程Ph公稱型號鋼球直徑Dw絲杠底徑d2符合圈數列×圈基本額定負荷CaC0a328FF3208-3526.91×317.7KN38.8KN其公稱直徑為32mm，導程為8mm，循環滾珠為3圈×1列，精度等級C7，采用軋制，額定動載荷為17.7KN，大于FQ,滿足要求。(7) 傳動效率的計算由上述所選絲杠知其公稱直徑d0=32mm，導程Ph=8mm，代入公式（3-4）=tan-1Phd0（3-3）得絲杠螺旋升

30、角=4°33'。其摩擦角=10'，代入公式（3-5）=tantan+（3-5）得傳動效率=96.4%。(8) 臨界轉速的計算由于在高速工作下的長絲杠有可能發生共振，需要計算不發生共振的轉速為臨界轉速。為防止絲杠彎曲共振，按公式（3-6）進行計算：ncr=9910f22d2Lc2（3-6）其中f2絲杠支承方式系數，采用雙推-簡支，則f2=3.927Ln臨界轉速計算長度，Ln=1.26md2絲杠螺紋底徑，d2=0.0269m計算出ncr=25894rmin>nmax=1500rmin同時驗算滾珠絲杠另一臨界值d0n=32×1500=48000<700

31、00mmrmin-1(9) 剛度的驗算 滾珠絲杠副的支承形式一共四種，參見表3-2。表3-2滾珠絲杠副支承形式支承形式簡圖特點雙推-自由1.剛度、臨界轉速低、壓桿穩定性低2.設計時盡量使絲杠受拉伸3.適用于較短或垂直安裝雙推-簡支1.臨界轉速、壓桿穩定性高2.絲杠有熱膨脹的余地3.適用于較長的臥式安裝絲杠單推-單推可根據預計溫升進行預拉伸雙推-雙推1.絲杠軸向剛度高 2.絲杠不受壓，無壓桿穩定性問題3.可用預拉伸減少絲杠下垂4.適用于剛度位移精度高場合這里采用采用“雙推-簡支”的方法，絲杠的一端采用一對角接觸球軸承固定，另一端游動，其好處是絲杠有熱膨脹的余地，此安裝方式適用于較長的臥式安裝絲杠

32、，左、右支承的中心距離約為a=1200mm；鋼的彈性模量E=2.1×105MP；由上可知，得滾珠直徑Dw=5mm，絲杠底徑d2=26.9mm，絲杠截面積S=d224=568.32mm2。由公式（3-7）可以算得絲杠在工作載荷Fm作用下產生的拉/壓變形量1=±FmaES±Ma22IE（3-7）由于轉矩M較小，所以公式中的第二項忽略不計，算出1=1.4×10-4mm 根據公式Z=d0DW-3，求得單圈滾珠數Z=17；該型號為單螺母，滾珠的圈數×列數為3×1，代入公式Z=Z×圈數×列數，得滾珠總數量Z=51。絲杠預緊時，

33、取軸向預緊力FYJ=Fm3=4.7N。由接觸變形量公式（3-8）可知，2=0.0013Fm103DWFYJZ210（3-8）2=1×10-4mm，因為絲杠有預緊力，且為軸向負載的1/3，所以實際變形量可減少一半，取2=0.5×10-4mm。 將以上算出的1和2代入總=1+2，求得絲杠總變形量（對應跨度1200mm）=1.9×10-4mm。滿足C7級精度滾珠絲杠有效行程在10001250mm時，行程允許偏差達到0.047mm，可見絲杠剛度足夠。 壓桿穩定性校核根據參考文獻1計算失穩時臨界載荷Fk。查參考文獻1表3-34取支承系數fK=4；由絲杠底徑d2=26.9mm

34、，求得截面慣性矩I=d246425702.7mm4；壓桿安全穩定系數可以取K=3（絲杠水平安裝）；滾動螺母至軸向固定處最大距離為1200mm。代入公式（3-9），得到Fk=fK2EIKa2=49325.8NFm=180N（3-9）3.2.4 軸承座和螺母座的選用在選定滾珠絲杠副后，根據查閱資料可知，當今軸承座大都已經標準化，這里采用山東華準機械有限公司生產的軸承座作為絲杠副的支承，詳情參見附錄3。該軸承座采用了角接觸軸承，用DF(面向面)組合。確保了軸承座自身與絲杠裝配后無軸向間隙且具備良好的軸向剛性，同時可適當吸收絲杠軸心與導軌之間在平行度方面的安裝及加工誤差，從而提高工作太的運行順暢性。固

35、定側選用BK25型軸承座，軸承型號為NSK7205A，其鎖緊螺母選用NRAM25*1.5。支撐側選用BF25型軸承，軸承型號NSK6205ZZ。螺母座選用MGS32-2。3.2.5 伺服電機的計算與選型伺服電機的選用由上述已知重物重量M=10kg，絲杠螺母螺距為Ph=8mm，螺桿直徑d0=32mm，長度L=1260mm，材料密度為=7.85gcm3，加速度a=1.34ms2，加減速時間t1=0.15s，運動時間為t=5.19s，傳動效率為96.4%，最快速度v=15m/min。，角加速度=N*260t1=1047.2rads2。參見圖3-2。圖3-2滾珠絲杠參數簡圖(1) 計算折算到電機軸上的

36、負載慣量重物折算到電機軸上的轉動慣量JW=M×Ph/22=0.16kgcm2螺桿轉動慣量JB=Ld0242=10.18kgcm2總負載慣量JL=JW+JB=10.34kgcm2(2) 計算電機轉速電機所需轉速N=v/Ph=1500r/min(3) 計算電機驅動負載所需要的扭矩克服摩擦力所需轉矩Tf=M*g*Ph2=6.6×10-4Nm重物加速時所需轉矩Ta1=M*a*Ph/2/=0.018Nm螺桿加速時所需轉矩Ta2=JB*=1.106Nm加速時所需總轉矩Ta=Ta1+Ta2=1.124Nm(4) 選擇伺服電機由于摩擦力矩較小，在這里可以忽略，在選定伺服電機扭矩時需要滿足以

37、下條件伺服電機額定扭矩T>Tf且T>Trms伺服電機最大扭矩Tmax>Ta+Tf查松下A5伺服電機選型手冊知，初選型號為MDME102G1。其功率為1KW，額定轉矩為4.77 Nm,瞬時最大轉矩為14.3Nm，額定轉速為3000r/min，轉子轉動慣量為5.90kgcm2，符合松下電機手冊知對應轉子轉動慣量的負載轉動慣量比在15倍以下。電機參數見表3-3。表3-3電機參數表電機型號額定轉矩Nm最大轉矩Nm轉子轉動慣量（有制動器）kgcm2電機重量kgMDME102G14.7714.35.96.73.2.6 同步帶減速箱的計算與選型(1) 傳動比的確定圖3-3電機轉矩特性圖已知

38、伺服電機的額定轉速為3000r/min，絲杠轉速為n=1500r/min，負載轉動慣量JL=10.34kgcm2，負載最大轉矩Ta=1.124Nm，電機轉子轉動慣量J0=5.90，同步帶傳動效率=0.98,根據參考文獻2計算最佳傳動比，由公式（3-9）：i=JL2J02×+375×TaJ02××n=1.8 （3-9）(2) 確定帶的設計功率Pd預選電機在2700r/min時，對應的電機輸出轉矩為4.77Nm，電機轉矩特性見圖3-2對應輸出功率應為Pout=nT/9.55=2700×4.77÷9.551349W。取P=1.35KW，由參

39、考文獻1表3-18中取工作情況系數KA=1.4，則根據參考文獻1可以求得帶的設計功率Pd=KAP=1.4×1.35=1.89KW。(3) 選擇帶型和節距pb根據帶的設計功率Pd=1.89KW和主動輪最高轉速為n1=2700r/min從參考文獻1圖3-14可以選擇同步帶帶型，選擇型號為L型，L型節距pb=9.525mm。(4) 確定小帶輪齒數Z1和小帶輪節圓直徑d1取Z1=20，則小帶輪節圓直徑d1=60.64mm。當n1=3375r/min時，計算同步帶的速度為v=d1n1601000=10.72m/s，沒有超過H型帶的極限速度40m/s。(5) 確定大帶輪的齒數Z2和大帶輪的節圓直

40、徑d2大帶輪的齒數Z2=iZ1=36，節圓直徑d2=109.15mm。(6) 初選中心矩a0、帶的節線長度L0p、帶的齒數Zb初選中心矩0.7d1+d2=118.853mm<a0<2d1+d2=339.58mm取a0=200mm，代入公式（3-10）。則帶的節線長度L0p2a0+2d1+d2+d2-d124a0669.65mm （3-10）根據參考文獻1表3-13，選取接近的標準節線長度Lp=685.8mm，相應齒數Zb=72。(7) 計算實際中心矩a實際中心矩aa0+Lp-L0p2=208.075mm。(8) 校驗帶與小帶輪的嚙合齒數zm代入公式（3-11）zm=entz12-p

41、bz122az2-z1=9 （3-11）嚙合齒數比6大，滿足設計要求。(9) 計算基準額定功率P0P0=Ta-mv2v1000 （3-12）其中Ta表示帶寬為bs0時的許用工作拉力，由參考文獻1表3-21查的Ta=244.46N；m表示帶寬為bs0時的單位長度的質量，由參考文獻1表3-21查的m=0.095kg/m；v表示同步帶的帶速，由上訴可知v=10.72m/s。有公式（3-12）得出：P0=2.5KW。(10) 確定實際所需同步帶帶寬bsbsbs0PdKZP011.14 （3-13）bs0表示選定型號的基準寬度，由參考文獻1表3-21查的bs0=25.4mm；KZ表示小帶輪嚙合齒數系數，

42、由參考文獻1表3-22查得KZ=1。由公式（3-13）式算得bs19.23mm，再根據參考文獻1表3-11選定最接近的帶寬bs=25.4mm。(11) 帶的工作能力驗算根據參考文獻1，計算同步帶額定功率P的精確值：P=（KZKWTa-bsbs0mv2)v×10-3 （3-14）式中KW為齒寬系數：KW=bsbs01.14=1。有公式（3-14）得P=2.5KW，P=2.5KWPd=1.82KW。因此，帶的工作能力合格。3.3 垂直方向傳動部件的選擇3.3.1 導軌副的選用在水平部件的選擇可知，常用導軌有滾動導軌和滑動導軌兩種。直線滾動導軌，它具有靈敏度高，摩擦系數小，移動輕巧便捷在運

43、動中會讓運動平穩，同時在低速時不易出現爬行現象，滾動導軌的傳動效率高，整體結構緊湊，不論安裝還是預緊都十分方便等優點。滑動導軌雖然整體結構簡單，使用維修很方便，但是有低速易爬行和磨損大壽命低的特點。在考慮部件基于一致性節省成本的原因，垂直部分同水平部件選擇一樣，采用直線滾動導軌。3.3.2 絲桿螺母副的選用絲桿螺母副可以將伺服電機的旋轉運動轉換為直線運動，常用的絲杠螺母副有滾珠絲杠螺母副和梯形絲杠螺母副，梯形絲杠螺母副有良好的自鎖性但傳動效率低，滾珠絲杠螺母副具有高精度保證特點、動態響應快、運轉平穩、壽命長、效率高，滾珠絲杠垂直安裝不會有間隙問題，但垂直安裝必要考慮制動，由于水平部件重量較輕，

44、故考慮選用與水平部件一樣的滾珠絲桿螺母副。3.3.3 伺服電機的選用在伺服電機的選用上可以采用當今流行的交流伺服電機，其優點是慣量小易于提高系統的快速性，定子繞組散熱比較方便，工作可靠且對維護和保養要求低，選擇伺服電機需要加制動器，防止斷電后絲杠滑動。3.3.4 連接方式的選擇選擇了伺服電機和滾珠絲桿螺母副以后，在電機能夠與負載轉動慣量和轉矩匹配的情況下，為了垂直機構簡單，可以考慮采用直聯的方式，電機通過聯軸器與傳動部件相聯接。3.3.5 檢測裝置的選用選用伺服電機作為伺服電機以后，采用閉環控制。3.4 垂直方向機械傳動部件的計算與選型3.4.1 導軌上移動部件的重量估算按照導軌上面的移動部件

45、的重量來進行估算。主要包括水平部件的重量，電機重量為6.7kg，絲杠重量為10kg，螺母座重量約為8kg，兩根導軌加滑塊估計重量為20kg，水平工作臺重量估計為15.3kg，總重為60kg，安全系數取2，則重量為120kg。參見圖3-4。3.4.2 直線滾動導軌副的計算與選型(1) 滑塊承受工作載荷Fmax的計算及導軌型號的選區影響直線滾動導軌副使用壽命的重要因素為工作載荷。對于垂直布置，可以采用雙導軌、四滑塊的支承形式。考慮最不利的情況，即垂直臺面的工作載荷全部由一個滑塊承擔，由于沒有外加載荷，則該滑塊所受的最大垂直方向的載荷為：Fmax=G(3-15)其中G=1200N，代入公式（3-14

46、），得到最大工作載荷Fmax=1200N=1.2KN。查參考文獻1表3-41，根據工作載荷Fmax=1.2KN，初選直線滾動導軌副的型號為KL系列的JSA-LG25型，其額定動載荷Ca=17.7KN，額定靜載荷C0a=22.6KN。根據液壓機的尺寸，初定有效行程為1000mm，考慮工作行程應留有一定余量，查參考文獻1表3-35，按標準系列，選取導軌的長度為11200mm。(2) 距離額定壽命L的計算上面選取的KL系列的JSA-LG25型導軌副的滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過100，每根導軌上配有兩只滑塊，精度為4級，工作速度不高，載荷不大。查參考文獻1表3-363-40,取硬度系數fH=

47、1.0、溫度系數fT=1.00、接觸系數fC=0.81、精度系數fR=0.9、載荷系數fW=1.8，代入公式（3-16），得距離壽命：L=fHfTfCfRfWCaFmax3×501139276km （3-16）遠大于期望值100km，故距離額定壽命滿足要求。3.4.3 滾珠絲杠螺母副的計算與選型(1) 設定的工作條件工作臺和工件總重：M=120kg行程長度：800mm（由液壓機估算）每分鐘往返次數：n=4次/min無效行程：0.1mm定位精度：±0.8mm/800mm反復定位精度：±0.05mm最小進給量:s=0.01mm/脈沖工作壽命：20000h驅動馬達：伺服

48、電機額定轉速：3000r/min減速機:無（直連）(2) 滾珠絲杠工藝性的確定為了得出定位精度±0.8mm/800mm：±0.8800=±0.3300導程精度必須選擇±0.3mm/300mm以上。因此，滾珠絲杠的精度等級選擇根據附錄1選擇精度等級為C10（運行距離誤差為：±0.21mm/300mm）。因為精度等級C10的滾珠絲杠有價格低廉的軋制滾珠絲杠，所以選擇軋制滾珠絲杠。(3) 軸向間隙的確定盡管提出了無效行程在0.1mm以下的要求，但是因為是是垂直安裝，其軸向載荷會作用于一個方向，所以不論軸向間隙多大，使用時也不成為無效行程。因此，軸向間

49、隙不會有問題。(4) 最大工作載荷Fm計算設定加減速時間為0.2s，機械手勻速進給時間為4.8s，最大有效行程為Smax=800mm，最大快進速度為Vmax=200mm/s。速度時間表參見圖3-4。圖3-4速度時間表移動部件重量M=120kg，按矩形導軌進行計算，查參考文獻1表3-29，滾動導軌上的顛覆力矩影響系數K =1.1。 加速時a=Vmaxt×10-3=1m/s2，求得滾珠絲杠副的最大工作載荷：Fm=aM+KMg=1×120+1.1×120×9.8=14313.6N 勻速時Fm=KMg=1.1×120×9.8=1293.6N

50、減速時Fm=KMg-aMg=1.1×120×9.8-1×120=1173.6N(5) 最大動載荷FQ的計算工作臺最快進給速度v=12000mm/min，初選導程為Ph=8mm，此時絲杠轉速n=vPh=12000÷8=1500r/min。取滾珠絲杠的使用壽命T=20000h，代入L0=60nT/106，得到壽命系數L0=1800（單位為：106r）。查參考文獻1表3-30，取載荷系數fW=1.2，滾道硬度為60HRC，取硬度系數fH=1.0，代入公式（3-17）FQ=3L0fWfHFm26276N (3-17)(6) 初選型號根據計算出的最大動載荷和初選的

51、絲杠導程，由于載荷較大，故考慮采用外循環式滾珠絲杠，查CMFZD型外循環插管埋入式墊片預緊滾珠絲杠副，選擇CMFZD2808-5型滾珠絲杠副，其公稱直徑為28mm，導程為8mm，循環滾珠為2.5圈×2列，精度等級C10的軋制滾珠絲杠，具體參數如表3-4所示。表3-4滾珠絲杠參數表絲杠軸外徑d導程Ph公稱型號鋼球直徑Dw絲杠底徑d2符合圈數列×圈基本額定負荷CaC0a288CMFZD2808-54.76324.52×2.528.7KN74.6KN額定動載荷為28.7KN，大于FQ,滿足要求。(7) 傳動效率的計算由上述所選絲杠知其公稱直徑d0=28mm，導程Ph=8

52、mm，代入公式(3-18）=tan-1Phd0（3-18）得絲杠螺旋升角=5°12'。其摩擦角=10'，代入公式（3-19）=tantan+（3-19）得傳動效率=96.9%。(8) 剛度的驗算 滾珠絲杠副的支承采用“雙推-支撐”的方法，絲杠的一端采用一對推力角接觸球軸承，面對面組配，考慮螺母座長度約為100mm，加上兩端軸承估算為100mm，左、右支承的中心距離約為a=800+100+100=1000mm；鋼的彈性模量E=2.1×105MP；查CMFZD，得滾珠直徑Dw=4.763mm，絲杠底徑d2=24.5mm，絲杠截面積S=d224=471.44mm2

53、。由公式（3-7）算得絲杠在工作載荷Fm作用下產生的拉/壓變形量1=FmaES1.75×10-2mm。 根據公式Z=d0DW，求得單圈滾珠數Z=19；滾珠的圈數×列數為2.5×2，代入公式Z=Z×圈數×列數，得滾珠總數量Z=95。絲杠預緊時，取軸向預緊力FYJ=Fm3=600N。則由公式（3-8）2=0.0013Fm103DWFYJZ210=1.7×10-3mm，因為絲杠有預緊力，且為軸向負載的1/3，所以實際變形量可減少一半，取2=5.7×10-4mm。 將以上算出的1和2代入總=1+2，求得絲杠總變形量（對應跨度900m

54、m）=1.8×10-2mm。查參考文獻1可知，C10精度滾珠絲杠有效行程在8001000mm時，行程允許偏差達到0.04mm，可見絲杠剛度足夠。(9) 壓桿穩定性校核根據公式3-20計算失穩時臨界載荷Fk。查參考文獻1表3-34取支承系數fK=0.25；由絲杠底徑d2=24.5mm，求得截面慣性矩I=d246417686.2mm4；壓桿安全穩定系數可以取K=2.5（絲杠垂直安裝）；滾動螺母至軸向固定處最大距離為1000mm。代入公式3-20，得到Fk=fK2EIKa2=3978NFm=1800N（3-20）3.4.4 伺服電機的計算與選型由上述已知重物重量M=150kg，絲杠螺母螺距

55、為Ph=8mm，螺桿直徑d0=28mm，長度L=1000mm，材料密度為=7.85×10-3，加減速時間t1=0.2s，運動時間為t=5.2s，傳動效率為96.9%，最快速度v=12m/min，絲杠角加速度為=N×260t1=785.4rads2。 (1) 計算折算到電機軸上的負載慣量重物折算到電機軸上的轉動慣量JW=M×Ph/22=2.43kgcm2螺桿轉動慣量JB=Ld0242=4.74kgcm2總負載慣量JL=JW+JB=7.17kgcm2(2) 計算電機轉速電機所需轉速N=v/Ph=1500r/min(3) 計算電機驅動負載所需要的扭矩克服重力所需轉矩Tm=M*g*Ph2=1.97Nm重物加速時所需轉矩Ta1=Mg+Ma*Ph/2/=2.17Nm螺桿加速時所需轉矩Ta2=JB*=0.38Nm加速時所需總轉矩Ta=Ta1+Ta2=2.55Nm(4) 計算瞬時最大扭矩加速扭矩TA=Ta=2.55 Nm勻速扭矩TB=Tm=1.97 Nm減速扭矩TC