購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載就能得到。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，【有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763】
本科畢業(yè)設計 論文 六自由度大臂機器人 2015 年 6 月 哈爾濱理工大學學士學位論文 II 六自由度大臂機器人 摘 要 六自由度大臂機器人采用夾持機構進行設計 夾持機構具有剛度 大 承載能力強 誤差小 精度高 自重負荷比小 動力性能好 控制容易等一系列優(yōu)點可以作為航天上的對接器 航海上的潛艇救 援對接器 工業(yè)上可以作為大件的裝配機器人 精密操作的微動器 可以在汽車總裝線上自動安裝車輪部件 另外 醫(yī)用機器人 天文 望遠鏡等都利用了并聯技術 本文夾持機構的研究方向 1 六自由度大臂機器人組成原理的研究 研究夾持機構自由度計算 運動副類型 支鉸類型以及運動學分 析 建模與仿真等問題 2 六自由度大臂機器人運動空間的研究 3 六自由度大臂機器人結構設計的研究 夾持機構的結構設計包括很多內容 如機構的總體布局 安全機 構設計 由于本人水平有限 文中的錯誤和不足在所難免 懇請各位老 師給予批評和指正 關鍵詞 機械手 虛擬樣機 夾持機構 哈爾濱理工大學學士學位論文 III Six Degrees of Freedom Robot Arm Abstract Six degrees of freedom robot arm with clamping mechanism design The clamping mechanism has high rigidity strong bearing capacity small error high precision load weight ratio good dynamic performance easy control and a series of advantages can be used as a submarine rescue docking docking space navigation on the industry as for micro robot assembly large precision operation can automatically install the wheel parts in the automobile assembly line in addition medical robots astronomical telescope using parallel technology etc The research direction of clip holding mechanism 1 on the principle of six degrees of freedom robot arm Study on the clamping mechanism the calculation of degree of freedom motion type hinge type and kinematics analysis modeling and simulation etc 2 six degrees of freedom robot arm motion space 3 study the structure design of the robot arm with six degrees of freedom The structure design of clip holding mechanism includes a lot of contents such as the design of the overall layout mechanism of safety mechanism Because of my limited ability mistakes and shortcomings in this paper and ask teachers to give the criticism and correction Key words manipulator virtual prototype clamping mechanism 哈爾濱理工大學學士學位論文 IV 目 錄 1 前 言 1 1 1 課題研究背景意義 1 1 2 國內外研究現狀 2 2 六自由度大臂機器人的結構及工作原理 6 2 1 并聯運動機構概述 6 2 2 機械手總體結構原理 7 2 3 六自由度大臂機器人的總體結構 8 2 4 控制系統(tǒng)結構及工作原理 9 2 5 夾持機構工作空間的分析 10 2 6 三維空間分析原理 12 2 7 臂部結構設計的基本要求 16 3 六自由度大臂機器人主要部件的設計 19 3 1 電動機選型 19 3 2 電機的分類 19 3 3 選擇步進電機的計算 20 3 4 傳動結構形式的選擇 23 3 5 軸承的壽命校核 25 3 6 手爪夾持器結構設計與校核 27 3 6 1 手爪夾持器種類 27 3 6 2 夾持器設計計算 28 3 7 夾持裝置氣缸設計計算 29 3 7 1 初步確系統(tǒng)壓力 29 3 7 2 氣缸計算 30 3 7 3 活塞桿的計算校核 32 3 7 4 氣缸工作行程的確定 33 3 7 5 活塞的設計 33 3 7 6 導向套的設計與計算 33 3 7 7 端蓋和缸底的計算校核 34 3 7 8 缸體長度的確定 35 3 7 9 緩沖裝置的設計 35 3 8 氣壓元件選取及工作原理 35 3 8 1 氣源裝置 35 3 8 2 執(zhí)行元件 36 哈爾濱理工大學學士學位論文 V V 3 8 3 控制元件 36 3 8 4 輔助元件 38 3 8 5 真空發(fā)生器 38 4 夾持機構機夾持機構空間分析 39 4 1 夾持機構夾持機構機的運動學約束 39 4 1 1 連桿桿長約束 39 4 1 2 運動副轉角約束 39 4 1 3 連桿桿間干涉 40 4 2 確定夾持機構空間的基本方法 40 總 結 41 參 考 文 獻 42 致 謝 43 哈爾濱理工大學學士學位論文 1 1 1 前 言 1 1 課題研究背景意義 并聯機器人與已經用的很好 很廣泛的串聯機器人相比往往使 人感到它并不適合用作機器人 它沒有那么大的活動空間 它活動 上平臺遠遠不如串聯機器人手部來得靈活 的確這種 6 TPS 結構的 夾持機構其工作空間只是一個厚度不大的蘑菇形空間 位于機構的 上方 而表示靈活度的末端件 3 維轉動的活動范圍一般只在 60 上下 角度最大也達不到 90 可是和世界上任何事物一樣都是一分為二 的 若用并聯式的優(yōu)點比串聯式的缺點 也同樣令人吃驚 首先 并聯式結構其末端件上平臺同時經由 6 根桿支承 與串聯的懸臂梁 相比 剛度大多了 而且結構穩(wěn)定 第二 由于剛度大 并聯式較 串聯式在相同的自重或體積下有高得多的承載能力 第三 串聯式 末端件上的誤差是各個關節(jié)誤差的積累和放大 因而誤差大而精度 低 并聯式沒有那樣的積累和放大關系 誤差小而精度高 第四 串聯式機器人的驅動電動機及傳動系統(tǒng)大都放在運動著的大小臂上 增加了系統(tǒng)的慣性 惡化了動力性能 而并聯式則很容易將電動機 置于機座上 減小了運動負荷 第五 在位置求解上 串聯機構正 解容易 但反解十分困難 而夾持機構正解困難反解卻非常容易 由于機器人的在線實時計算是要計算反解的 這就對串聯式十分不 利 而并聯式卻容易實現 夾持機構實質上是機器人技術與機構結構技術結合的產物 與 實現等同功能的傳統(tǒng)五坐標數控機構相比 夾持機構具有如下優(yōu)點 剛度重量比大 因采用并聯閉環(huán)靜定或非靜定桿系結構 且在 準靜態(tài)情況下 傳動構件理論上為僅受拉壓載荷的二力桿 故傳動 機構的單位重量具有很高的承載能力 響應速度快 運動部件慣性的大幅度降低有效地改善了伺服控 制器的動態(tài)品質 允許動平臺獲得很高的進給速度和加速度 因而 特別適于各種高速數控作業(yè) 環(huán)境適應性強 便于可重組和模塊化設計 且可構成形式多樣 的布局和自由度組合 在動平臺上安裝刀具可進行多坐標銑 鉆 磨 拋光 以及異型刀具刃磨等加工 裝備機械手腕 高能束源或 CCD 攝像機等末端執(zhí)行器 還可完成精密裝配 特種加工與夾持機 構等作業(yè) 哈爾濱理工大學學士學位論文 2 2 技術附加值高 夾持機構具有 硬件 簡單 軟件 復雜的特點 是一種技術附加值很高的機電一體化產品 因此可望獲得高額的經 濟回報 目前 國際學術界和工程界對研究與開發(fā)夾持機構非常重視 并于 90 年代中期相繼推出結構形式各異的產品化樣機 1994 年在芝 加哥國際機構博覽會上 美國 Ingersoll 銑床公司 Giddings 2 如果動平臺和定平臺是相似的非正多邊形 并且每一對相 應的頂點通過一條連桿相連 則雅戈比矩陣在工作空間內的大部分 區(qū)域都是奇異的 這種設計上的奇異的存在 將使并聯機器人由于無法平衡施加在動 哈爾濱理工大學學士學位論文 12 平臺上的負載而不能工作 在構型奇異附近的區(qū)域 即使沒有發(fā)生 構型奇異 也有可能出現雅戈比矩陣條件數很大的情況 同樣會導 致運動和力的傳遞性能變的很差 我們稱這種區(qū)域為病態(tài)條件區(qū)域 因此 進行并聯機構尺度綜合設計時必須考慮在滿足工作空間要求 運動可傳遞性的要求以及負載能力要求的情況下 要避開構型奇異 點及奇異點附近的病態(tài)區(qū)域 2 6 三維空間分析原理 首先 運動參數的平衡條件下出現的子集必須被確定為系統(tǒng)的 總勢能不變的任何配置 即 在勢能的表達依賴于配置項系數等于 零 額外的標量和矢量變量出現在 2 中圖 3 定的相關術語中 設 計中出現的變量之間的 2 分別計算設計過程中的第一階段 只 有關節(jié) lir 的鏈接和向量 bi 的組件會影響工作空間形狀和機構的奇 異位置的長度 這些參數被確定為該機構的靜平衡是完成的 他們 被認為是恒定的輸入數據 其值在表 II 中給出 因此 在平衡條 件下的完整性將在隨后的優(yōu)化程序保存在 然后 我們得確定剩余 的運動學參數 不影響平衡條件下的最大子集 將這些參數作為優(yōu) 化參數提高的工作空間和運動特性的機制 隨后 平衡條件不依賴 于關節(jié)的連接點 Pi0 的位置 假設這些點位于一個以 r 為半徑 O 為 圓心的圓上 r 以被視為一個優(yōu)化參數 此外 讓 成為連接第 i 關節(jié)流動錐對稱軸的球形接頭 哈爾濱理工大學學士學位論文 13 圖 3 1 關節(jié)相關設計參數 對于移動框架 軸的方向 用角度 和 表示 不 影響平衡的條件 在這個方向上表示 角度 是軸 和軸 上移動平面 投影之間的夾角 軸 的投影用矢量 角 來表示 至于大多數并聯機器人機構的商業(yè)應用 程序是可實現對稱的機構設計 因此我們對非限制性的附加條件 我們的優(yōu)化參數組最后由向量 表示 III 基于恒定位第一優(yōu)化程序工作區(qū) 在本節(jié)中 我們考慮的第一個應用程序的機制作為定位和定向 裝置的重物 在這樣的背景下 我們提出了一個過程 即 恒定方 向的工作區(qū)是自由臨界奇異性體積最大三維區(qū)域 幾種方法是目前 文獻中的并聯機器人定姿態(tài)工作空間計算 見 例如 26 一個 詳細的這些方法分類 在第一類方法中最有代表性的是 13 和 哈爾濱理工大學學士學位論文 14 15 提出的純幾何方法 并在 26 中擴展到機械約束與被動關節(jié) 的運動范圍 第二類方法被稱為離散化 技術 例如 1 8 和 25 最基本的 一個足夠大的立方區(qū)域在笛卡爾空間中是完全離散的 然后 對這三次網格中的每個節(jié)點 解決了逆運動學和一套機械約 束測試 有可能是最復雜的和最快的離散化方法 工作空間的邊界 是在球面坐標系統(tǒng)確定的離散范圍內的方位角和高度角 8 盡管 這樣的方法是計算密集型的 提供的工作空間邊界的幾何性質的信 息很少 他們可以很容易地應用到任何類型的并聯機器人的幾乎任 何的機械約束 除了所有常規(guī)的機械限制 它的目的是在這里將封 閉形式的方程轉化為運動約束集的三條關節(jié)的 6 DOF 并聯機構的奇 異軌跡 固有的復雜性原因 離散化算法 8 被發(fā)現是用于以下設 計程序最合適的方法 A 常規(guī)機械約束 本節(jié)總結了傳統(tǒng)的機械限制的機制定姿態(tài)工作空間 作為一個初 步的 我們要精確 平臺的定位將代表本節(jié)中歐拉角 的定 義 首先是由第一旋轉移動框架的基軸 的角度 所表示 然后 與通過角度 的新軸 有關 最后轉化為通過角度 的移動軸 對于歐拉角的選擇 其突變發(fā)生在 處 旋轉 矩陣定義為 哈爾濱理工大學學士學位論文 15 其中 隨后 主要存在著四個基本的機械約束以限制二關節(jié)并聯機構的 定位空間 即 1 關節(jié)的長度 2 三球形關節(jié)運動的范圍 3 關 節(jié)的干涉 4 機械設計相關的附加約束 1 限制關節(jié)的長度 讓移動平臺的定位是由 3 3 的正交旋 轉矩陣 組成 對于一個給定位置 矢量 和方向 矩陣 的移動平臺 所需關節(jié)的長度 用 表示 如下式 然后 五連桿結構的關節(jié)施加一個長度約束如下式 對于移動平臺的大多數配置 只有關節(jié)的支撐段 pi2pi3 和 i 關 節(jié)的 pi3pi5 與 j 關節(jié)的關節(jié)部之間的碰撞是一個問題 因此 采用 3 桿機構對二關節(jié)機構的結構設置一組約束 如下 這些約束實現的校驗方程需要兩個線段之間距離是最小的 這 需要一個實現多步算法的計算 由于空間的限制 我們這里不清楚 這樣的算法 但我們建議讀者參考一中 25 提出的方法 4 附加約 束 考慮到基礎平臺原型的具體設計提出了以下限制 B 奇異軌跡和內在的運動約束 在這一部分中 對二關節(jié)并聯機構奇異軌跡進行了總結 本結構 方程是在封閉的形式下提出被納入在下面離散化算法的運動約束 在 29 利用格拉斯曼線幾何確定了機構的奇異位形 五個系列的 奇異性進行鑒定 1 i 的關節(jié)兩個節(jié)是一致的 即 對于每 一段 i 定義最小和最大的球體半徑分別為 和 坐標中心 構成機制的定位工作空 間的邊界 用以約束 5 所涉及的例子 哈爾濱理工大學學士學位論文 16 2 當移動和基礎平臺是平行的 即 一個奇 點發(fā)生在當軸 z 平臺上的旋轉角 等于 0 或 圖 4 關節(jié)的機制 頂視圖 3 在移動平臺的一個任意方向的情況下 一個單一的配置發(fā)生 時 它的末端位于一個用笛卡爾排列所表示的二次曲面上 2 對于定位工作空間離散化技術的綜述 在 8 中提出的離散 化技術是基于以下兩個算法的完整實現 球面搜索算法 讓我們假設一個近似的中心點 Oc 的位置是由一 個給定平臺的方向確定的 通過該算法進行推斷從而得到一個工作 空間邊界 該邊界以 Oc 為中心點以 為球面坐標系 檢查整個空間的過程是通過離散的方位角和天頂角 和 來完成 對于每一對 在被檢測出違背約束之前它們的半徑 逐漸遞增 當 被發(fā)現位于工作區(qū)之外時 工作空間邊界的位置沿球形線 構成了第一個近似值 第二算法 稱為工作空間邊界的算法 用于 驗算結果 哈爾濱理工大學學士學位論文 17 工作空間邊界的算法 對于每個方位角和天頂角 該算法都在檢查過程中的最 后階段 它是基于以區(qū)間折半搜索技術來保證 在工作空間邊界的 之 內 其中 是一個給定的誤差范圍 2 7 臂部結構設計的基本要求 臂部部件是六自由度大臂機器人的主要部件 它的作用是支承 手部 并帶動它們做空間運動 臂部運動的目的 把手部送到空間運 動范圍內的任意一點 如果改變手部的姿態(tài) 方位 關節(jié) 則臂部自由 度加以實現 因此 一般來說臂部設計基本要求 1 臂部應承載能力大 剛度好 自重輕 臂部通常即受彎曲 而且不僅是一個方向的彎曲 也受扭轉 應選用 彎和抗扭剛度較高的截面形狀 很明顯 在截面積和單位重量基本 相同的情況下 鋼管 工 字鋼和槽鋼的慣性矩要比圓鋼大得多 所以 六自由度大臂機器人 常采用無縫鋼管作為導向桿 用工字鋼 如圖 4 1 和 4 2 所示 或槽 鋼作為支撐鋼 這樣既提高了手臂的剛度 又大大減輕了手臂的自 重 而且空心的內部還可以布置驅動裝置 傳動裝置以及管道 這 樣就使結構緊湊 外形整齊 哈爾濱理工大學學士學位論文 18 2 臂部運動速度要高 慣性要小 在一般情況下 手臂的要求勻速運動 但在手臂的啟動和終止 瞬間 運動是變化的 為了減少沖擊 要求啟動時間的加速度和終 止前減速度不能太大 否則引起沖擊和振動 為減少轉動慣量 應采取以下措施 a 減少手臂運動件的重量 采用鋁合金等輕質高強度材料 b 減少手臂運動件的輪廓尺寸 c 減少回轉半徑 d 驅動系統(tǒng)中設有緩沖裝置 3 手臂動作應靈活 為減少手臂運動件之間的摩擦阻力 盡可能用滾動摩擦代替滑 動摩擦 4 位置精度要高 一般來說 直角和圓柱坐標系六自由度大臂機器人位置精度高 關節(jié) 式六自由度大臂機器人的位置最難控制 故精度差 在手臂上加設定 位裝置和檢測機構 能較好的控制位置精度 本文采用鋁合金材料設計成薄壁件 一方面保證機械臂的剛度 另一方面可減小機械臂的重量 減小基座關節(jié)電機的載荷 并且提 高了機械臂的動態(tài)響應 砂型鑄造鑄件最小壁厚的設計 最小壁厚 每種鑄造合金都有其適宜的壁厚 不同鑄造合金所能澆注出鑄件的 最小壁厚 也不相同 主要取決于合金的種類和鑄件的大小 見 表 4 1 所示 表 4 1 砂型鑄造鑄件最小壁厚計 mm 鑄件尺寸 鑄鋼 灰鑄鐵 球墨鑄鐵 可鍛鑄鐵 鋁合金 銅合金 200 200 200 200 500 50 0 500 500 5 8 10 12 15 20 3 5 4 10 10 15 4 6 8 12 12 20 3 5 6 8 3 3 5 4 6 3 5 6 8 哈爾濱理工大學學士學位論文 19 以上介紹的只是砂型鑄造鑄件結構設計的特點 在特種鑄造方 法中 應根據每種不同的鑄造方法及其特點進行相應的鑄件結構設 計 本文機械臂殼體采用鑄造鋁合金 具體尺寸見總裝配圖 哈爾濱理工大學學士學位論文 20 3 六自由度大臂機器人主要部件的設計 3 1 電動機選型 1 按工作電源分類根據電動機工作電源的不同 可分為直流電動機 和交流電動機 其中交流電動機還分為單相電動機和三相電動機 2 按結構及工作原理分類電動機按結構及工作原理可分為異步 電動機和同步電動機 同步電動機還可分為永磁同步電動機 磁阻同步電動機和磁滯同電 動機 異步電動機可分為感應電動機和交流換向器電動機 感應電動機又 分為三相異步電動機 單相異步電動機和罩極異步電動機 交流換 向器電動機又分為單相串勵電動機 交直流兩用電動機和推斥電動 機 直流電動機按結構及工作原理可分為無刷直流電動機和有刷直流電 動機 有刷直流電動機可分為永磁直流電動機和電磁直流電動機 電磁直流電動機又分為串勵直流電動機 并勵直流電動機 他勵直 流電動機和復勵直流電動機 永磁直流電動機又分為稀土永磁直流 電動機 鐵氧體永磁直流電動機和鋁鎳鈷永磁直流電動機 3 按起動與運行方式分類電動機按起動與運行方式可分為電容 起動式電動機 電容盍式電動機 電容起動運轉式電動機和分相式 電動機 3 2 電機的分類 按用途分類電動機按用途可分為驅動用電動機和控制用電動機 驅動用電動機又分為電動工具 包括鉆孔 拋光 磨光 開槽 切 割 擴孔等工具 用電動機 家電 包括洗衣機 電風扇 電冰箱 空調器 錄音機 錄像機 影碟機 吸塵器 照相機 電吹風 電 動剃須刀等 用電動機及其它通用小型機械設備 包括各種小型 小型機械 醫(yī)療器械 電子儀器等 用電動機 控制用電動機又分為電動機和伺服電動機等 按轉子的結構分類電動機按轉子的結構可分為籠型感應電動機 舊標準稱為鼠籠型異步電動機 和繞線轉子感應電動機 舊標準 稱為繞線型異步電動機 按運轉速度分類電動機按運轉速度可分為高速電動機 低速電動 哈爾濱理工大學學士學位論文 21 機 恒速電動機 調速電動機 低速電動機又分為齒輪減速電動機 電磁減速電動機 力矩電動機和爪極同步電動機等 調速電動機除可分為有級恒速電動機 無級恒速電動機 有級 變速電動機和無極變速電動機外 還可分為電磁調速電動機 直流 調速電動機 PWM 變頻調速電動機和開關磁阻調速電動機 3 3 選擇步進電機的計算 機構工作時 需要克服摩擦阻力矩 工件負載阻力矩和啟動時 的慣性力矩 根據轉矩的計算公式 15 慣負摩總 M 3 1 總摩 1 0 3 2 啟慣 tJmgl 3 3 啟負負負 tlM 3 4 lRvm 21 3 5 2lJ負負 3 6 2123Rml 3 7 lv 3 8 式中 偏轉所需力矩 N m 總M 哈爾濱理工大學學士學位論文 22 摩擦阻力矩 N m M摩 負載阻力矩 N m 負 啟動時慣性阻力矩 N m 慣 工件負載對回轉軸線的轉動慣量 kg m 2 負J 對回轉軸線的轉動慣量 kg m 2 偏轉角速度 rad s 質量 kg m 負載質量 kg 負 啟動時間 s 啟t 部分材料密度 kg m 3 手腕偏轉末端的線速度 m s v 根據已知條件 kg m s m 5 2 負m8 0v035 1 R m m s 采用的材料假定為鑄鋼 密度025 R1 l啟t kg m3 8 7 將數據代入計算得 lRv21 12 05 03 4 8 73 kg6 r s7 12 0 lv kg m2036 52 mJ負負 21 23Rl 哈爾濱理工大學學士學位論文 23 22 205 3 76 13 076 1 kg m2 9 啟負負負 tJglmM 2 0 67 3 01 5 N m4 啟慣 tJl 2 0 6713 92 0176 N m4 4 251 0 總慣負摩總 MM N m7 總 因為傳動是通過減速器實現的 所以查取手冊 15 得 彈性聯軸器傳動效率 9 01 滾動軸承傳動效率 一對 3 減速器傳動效率 7 4 計算得傳動的裝置的總效率 8501 a 電機在工作中實際要求轉矩 N m 3 4 aiM總電 3 9 根據計算得出的所需力矩 結合北京和利時電機技術有限公司 生產的 90 系列的五相混合型步進電機的技術數據和矩頻特性曲線 如圖 3 3 和圖 3 4 所示 選擇 90BYG5200B SAKRML 0301 型號的步 進電機 哈爾濱理工大學學士學位論文 24 圖 3 1 90BYG 步進電機技術數據 圖 3 2 90BYG5200B SAKRML 0301 型步進電機矩頻特性曲線 3 4 傳動結構形式的選擇 考慮到軸的載荷較大 材料選用 45 熱處理調質處理 取材料系數 120 A 哈爾濱理工大學學士學位論文 25 所以 有該軸的最小軸徑為 3310 5PdAn 考慮到鍵槽的影響 所以 dmin 取值為 17MM 具體結構如下 圖 3 3 軸的受力模型簡化 見圖 7 及受力計算 圖 3 4 軸的受力分析 知 哈爾濱理工大學學士學位論文 26 76 210tan39 58tan 2402 TrtFd 31 52694 8 2 212 AVHrArVtAHFL60 3984 1 02121 BVHrBrVtBFL 3 5 軸承的壽命校核 鑒于調整間隙的方便 軸承均采用正裝 預設軸承壽命為 3 年即 12480h 校核步驟及計算結果見下表 表 3 1 軸承壽命校核步驟及計算結果 計算結果 6014計算步驟及內容 A 端 B 端 由手冊查出 Cr C0r 及 e Y 值 Cr 98 5kN C0r 86 0kN e 0 68 計算比值 Fa Fr FaA FrA e 確定 X Y 值 XA 1 YA 0 查載荷系數 fP 1 2 計算當量載荷 P Fp XFr YFa PA 5796 24 PB 6759 14 哈爾濱理工大學學士學位論文 27 計算軸承壽命 max 16700BArhPCnL 763399h 大于 12480h 由計算結果可見軸承 6014AC 6007 均合格 最終選用軸承 6014 四 軸的強度校核 經分析知 C D 兩處為可能的危險截面 現來校核這兩處的強度 1 合成彎矩 60 391522 BVHrBAAF78 263 rACFM 2 扭矩 T 圖91063 3 當量彎矩 61204 32 MC 4 校核 由手冊查材料 45 的強度參數Pab59 1 C 截面當量彎曲應力 95 1 80 1 624033bCd 由計算結果可見 C 截面安全 各軸鍵 鍵槽的選擇及其校 核 因減速器中的鍵聯結均為靜聯結 因此只需進行擠壓應力的校核 一 電機鍵的選擇及校核 帶輪處鍵 按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵 B8X7 鍵長 50 GB T1096 聯結處的材料分別為 45 鋼 鍵 40Cr 軸 1 剛輪處鍵 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵 B14X9GB T1096 哈爾濱理工大學學士學位論文 28 聯結處的材料分別為 20Cr 輪轂 45 鋼 鍵 20Cr 軸 此時 鍵聯結合格 2 輸出軸處鍵 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵 16X10 鍵長 100 GB T1096 聯結處的材料分別為 45 鋼 聯軸器 45 鋼 鍵 45 軸 其中鍵的強度最低 因此按其許用應力進行校核 查手冊其 MPap10 4 25 8056924314 pplkdT 該鍵聯結合格 3 6 手爪夾持器結構設計與校核 3 6 1 手爪夾持器種類 1 連桿杠桿式手爪 這種手爪在活塞的推力下 連桿和杠桿使手爪產生夾緊 放松 運動 由于杠桿的力放大作用 這種手爪有可能產生較大的夾緊力 通常與彈簧聯合使用 2 楔塊杠桿式手爪 利用楔塊與杠桿來實現手爪的松 開 來實現抓取工件 3 齒輪齒條式手爪 這種手爪通過活塞推動齒條 齒條帶動齒輪旋轉 產生手爪的 夾緊與松開動作 4 滑槽式手爪 當活塞向前運動時 滑槽通過銷子推動手爪合并 產生夾緊動 作和夾緊力 當活塞向后運動時 手爪松開 這種手爪開合行程較 大 適應抓取大小不同的物體 5 平行杠桿式手爪 不 需要導軌就可以保證手爪的兩手指保持平行運動采用平行四邊 形機構 因此 比帶有導軌的平行移動手爪的摩擦力要小很多 結合具體的工作情況 采用連桿杠桿式手爪 驅動活塞 往復移 動 通過活塞桿端部齒條 中間齒條及扇形齒條 使手指張開或閉合 手指的最小開度由加工 工件的直徑來調定 本設計按照所要捆綁的 重物最大使用 的鋼絲繩直徑為 50mm 來設計 哈爾濱理工大學學士學位論文 29 a 有適當的夾緊力 手部在工作時 應具有適當的夾緊力 以保證夾持穩(wěn)定可靠 變形小 且不損壞工件的已加工表面 對于剛性很差的工件夾緊力 大小應該設計得可以調節(jié) 對于笨重的工件應考慮采用自鎖安全裝 置 b 有足夠的開閉范圍 工作時 一個手指開閉位置以最大變化量稱為開閉范圍 夾持 類手部的手指都有張開和閉合裝置 可用開閉角和手指夾緊端長度 表示 于回轉型手部手指開閉范圍 手指開閉范圍的要求與許多因 素有關 c 力求結構簡單 重量輕 體積小 作時運動狀態(tài)多變 其結構 重量和體積直接影響整個氣壓機 械手的結構 抓重 定位精度 運動速度等性能 手部處于腕部的 最前端 工因此 在設計手部時 必須力求結構簡單 重量輕 體 積小 d 手指應有一定的強度和剛度 因此送料 采用最常用的外卡式兩指鉗爪 夾緊方式用常閉式 彈簧夾緊 夾緊氣壓機械手 根據工件的形狀 松開時 用單作用 式氣壓缸 此種結構較為簡單 制造方便 氣壓缸右腔停止進油時 氣壓缸右腔進油時松開工件 3 6 2 夾持器設計計算 手爪要能抓起工件必須滿足 3 GkN321 6 式中 為所需夾持力 N 安全系數 通常取 1 2 2 1k 為動載系數 主要考慮慣性力的影響可按 估2 gak 12 算 為機械手在搬運工件過程的加速度 為a 2 sm 8 9sa 重力加速度 哈爾濱理工大學學士學位論文 30 方位系數 查表選取 3k 13 k 被抓持工件的重量 20 Gg 帶入數據 計算得 N240 理論驅動力的計算 3 1Rbp 7 式中 為柱塞缸所需理論驅動力 p 為夾緊力至回轉支點的垂直距離 b 為扇形齒輪分度圓半徑 R 為手指夾緊力 N 齒輪傳動機構的效率 此處選為 0 92 其他同上 帶入數據 計算得 NP370 計算驅動力計算公式為 3 Fkc41 8 式中 為計算驅動力 cF 安全系數 此處選 1 2 1k 工作條件系數 此處選 1 1 4 而氣壓缸的工作驅動力是由缸內油壓提供的 故有 3 APFc 9 式中 為柱塞缸工作油壓 P 為柱塞截面積 選取缸內徑為 40mmA 哈爾濱理工大學學士學位論文 31 3 7 夾持裝置氣缸設計計算 3 7 1 初步確系統(tǒng)壓力 表 3 2 按負載選擇工作壓力 1 負載 KN 50 工作壓力 MPa 0 8 1 1 5 2 2 5 3 3 4 4 5 5 表 3 3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 1 機 床 機械類型 磨床 組合 機 床 龍 門 刨 床 拉床 農業(yè)機械 小型工程機 械 建筑機械 氣鑿巖機 氣機 大中型挖掘 機 重型機械 起重運輸機 械 工作壓力 MPa 0 8 2 3 5 2 8 8 10 10 18 20 32 由表 3 2 和表 3 3 可知 初選氣缸的設計壓力 P1 1MPa 3 7 2 氣缸計算 估算要驅動的負載大小為 300N 考慮到氣缸未加載時實際所能 輸出的力 受氣缸活塞和缸筒之間的摩擦 活塞桿與前氣缸之間的 摩擦力的影響 并考慮到機械爪的質量 在研究氣缸的性能和確定 氣缸的缸徑時 常用到負載率 10 F氣 缸 的 理 論 負 載氣 缸 的 實 際 負 載 由 液壓與氣壓傳動技術 表 3 4 表 3 4 氣缸的運動狀態(tài)與負載率 慣性負載的運動速度 v阻性負載 靜負載 sm 10 sm 50 s 50 8 0 6 3 運動的速度 v 50mm s 取 0 60 所以實際的氣缸缸負載的大小為 F F0 500N 哈爾濱理工大學學士學位論文 32 2 氣缸內徑的確定 表 3 5 氣缸內徑確定公式 項目 計算公式 推力 pmFPFDpm23 1 PFDpm 6 1 23 缸 徑 雙 作 用 氣 缸 拉力 po pa7 pa 5 501 23 2 m1pmFDP 表 1 氣缸內徑系列 GB T2348 1980mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 按 GB T2348 1980 取標準值 D 40mm 本來可以取 32 的 考慮不可預測的超載等因素 故在這取的略微大一些 查 氣傳動與控制手冊 根據桿徑比 d D 一般的選取原則是 當活塞桿受拉時 一般選取 d D 0 3 0 5 當活塞桿受壓時 一般 選取 d D 0 5 0 7 活塞桿直徑 d 0 45D 18mm 取 d 18 標準直徑 表 2 活塞桿直徑系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 1 氣缸缸體厚度計算 缸體是氣缸中最重要的零件 當氣缸的工作壓力較高和缸體內 經較大時 必須進行強度校核 缸體的常用材料為 20 25 35 45 號鋼的無縫鋼管 在這幾種材料中 45 號鋼的性能最為優(yōu)良 所以這 里選用 45 號鋼作為缸體的材料 2 DPy 式中 實驗壓力 MPa 當氣缸額定壓力 Pn 5 1 MPa 時 Py 哈爾濱理工大學學士學位論文 33 Py 1 5Pn 當 Pn 16MPa 時 Py 1 25Pn 缸筒材料許用應力 N mm 為材料 2 nb 的抗拉強度 注 1 額定壓力 Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力 Pn 1MPa 2 最高允許壓力 Pmax Pmax 1 5Pn 1 25 1 1 25MPa 氣缸缸筒材料采用 45 鋼 則抗拉強度 b 600MPa 安全系數 n 按 氣傳動與控制手冊 P243 表 2 10 取 n 5 則許用應力 120MPa b 2 DPy 1 540 0 2083mm 則氣缸缸體外徑為 50mm 3 缸筒結構設計 缸筒兩端分別與缸蓋和缸底鏈接 構成密封的壓力腔 因而它 的結構形式往往和缸蓋及缸底密切相關 6 因此 在設計缸筒結構 時 應根據實際情況 選用結構便于裝配 拆卸和維修的鏈接形式 缸筒內外徑應根據標準進行圓整 3 7 3 活塞桿的計算校核 2 活塞桿強度計算 90mm 4 4 mF45 105 185 4 d64 式中 許用應力 Q235 鋼的MPa80n b 抗拉強度為 375 500MPa 取 400MPa 為位安全系數取 5 即活塞 桿的強度適中 哈爾濱理工大學學士學位論文 34 3 活塞桿的結構設計 活塞桿的外端頭部與負載的拖動油馬達機構相連接 為了避免 活塞桿在工作生產中偏心負載力 適應氣缸的安裝要求 提高其作 用效率 應根據負載的具體情況 選擇適當的活塞桿端部結構 4 活塞桿的密封與防塵 活塞桿的密封形式有 Y 形密封圈 U 形夾織物密封圈 O 形密 封圈 V 形密封圈等 6 采用薄鋼片組合防塵圈時 防塵圈與活塞桿 的配合可按 H9 f9 選取 薄鋼片厚度為 0 5mm 為方便設計和維護 本方案選擇 O 型密封圈 3 7 4 氣缸工作行程的確定 氣缸工作行程長度可以根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定 并參照表 4 4 選取標準值 氣缸活塞行程參數優(yōu)先次序按表 4 4 中的 a b c 選用 表 4 4 a 氣缸行程系列 GB 2349 80 6 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 表 4 4 b 氣缸行程系列 GB 2349 80 6 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3600 表 4 4 c 氣缸形成系列 GB 2349 80 6 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3400 3800 根據設計要求知快速接近工件 行程根據任務書要求 根據表 3 8 可選取氣缸的工作行程為 100mm 3 7 5 活塞的設計 由于活塞在氣力的作用下沿缸筒往復滑動 因此 它與缸筒的 配合應適當 既不能過緊 也不能間隙過大 配合過緊 不僅使最 低啟動壓力增大 降低機械效率 而且容易損壞缸筒和活塞的配合 表面 間隙過大 會引起氣缸內部泄露 降低容積效率 使氣缸達 不到要求的設計性能 考慮選用 O 型密封圈 哈爾濱理工大學學士學位論文 35 3 7 6 導向套的設計與計算 1 最小導向長度 H 的確定 當活塞桿全部伸出時 從活塞支承面中點到到導向套滑動面中 點的距離稱為最小導向長度 1 影響氣缸工作性能和穩(wěn)定性 因此 在設計時必須保證氣缸有一定的最小導向長度 根據經驗 當氣缸最 大行程為 L 缸筒直徑為 D 時 最小導向長度為 20L 4 5 一般導向套滑動面的長度 A 在缸徑小于 80mm 時取 A 0 6 1 0 D 當缸徑大于 80mm 時取 A 0 6 1 0 d 活塞寬度 B 取 B 0 6 1 0 D 若導向長度 H 不夠時 可在活塞桿上增加一個導向 套 K 見圖 4 1 來增加 H 值 隔套 K 的寬度 21AC 圖 3 5 氣缸最小導向長度 1 因此 最小導向長度 取 H 9cm 導向套滑動面長度 A cm2 798 0 活塞寬度 B 1 2 導向套的結構 導向套有普通導向套 易拆導向套 球面導向套和靜壓導向套 等 可按工作情況適當選擇 哈爾濱理工大學學士學位論文 36 3 7 7 端蓋和缸底的計算校核 在單活塞氣缸中 有活塞桿通過的端蓋叫端蓋 無活塞桿通過 的缸蓋叫缸頭或缸底 端蓋 缸底與缸筒構成密封的壓力容腔 它 不僅要有足夠的強度以承受氣力 而且必須具有一定的連接強度 端蓋上有活塞桿導向孔 或裝導向套的孔 及防塵圈 密封圈槽 還有連接螺釘孔 受力情況比較復雜 設計的不好容易損壞 1 端蓋的設計計算 端蓋厚 h 為 3p 1 cpdD 式中 D1 螺釘孔分布直徑 cm P 壓力 2kgf m 密封環(huán)形端面平均直徑 cm cpd 材料的許用應力 2kgf c 2 缸底的設計 缸底分平底缸 橢圓缸底 半球形缸底 3 7 8 缸體長度的確定 氣缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和 缸體 外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度 1 一般氣缸缸體長度不應 大于缸體內經的 20 30 倍 取系數為 5 則氣缸缸體長度 L 5 10cm 50cm 3 7 9 緩沖裝置的設計 氣缸的活塞桿 或柱塞桿 具有一定的質量 在氣力的驅動下 運動時具有很大的動量 在它們的行程終端 當桿頭進入氣缸的端 蓋和缸底部分時 會引起機械碰撞 產生很大的沖擊和噪聲 采用 緩沖裝置 就是為了避免這種機械撞擊 但沖擊壓力仍然存在 大 約是額定工作壓力的兩倍 這就必然會嚴重影響氣缸和整個氣系統(tǒng) 的強度及正常工作 緩沖裝置可以防止和減少氣缸活塞及活塞桿等 哈爾濱理工大學學士學位論文 37 運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊 在它們的行程終端能實現 速度的遞減 直至為零 當氣缸中活塞活塞運動速度在 6m min 以下時 一般不設緩沖裝 置 而運動速度在 12m min 以上時 不需設置緩沖裝置 在該組合 機床氣系統(tǒng)中 動力滑臺的最大速度為 4m min 因此沒有必要設計緩 沖裝置 3 8 氣壓元件選取及工作原理 氣壓驅動是利用壓縮氣體的壓力能來實現能量傳遞的一種方式 其介質主要是空氣 也包括燃氣和蒸汽 典型的氣壓傳動系統(tǒng)由以 下四部分組成 3 8 1 氣源裝置 氣源裝置是獲得具有一定能量的壓縮空氣的裝置 其主體部分 是空氣壓縮機 有的還配有氣源凈化處理裝置 氣罐等附屬設備 它將原動機提供的機械能轉變?yōu)闅怏w的壓力能 氣壓傳動對氣源的 要求 1 要求壓縮空氣具有一定的壓力和足夠的流量 2 要求壓縮空氣有一定的清潔度和干燥度 下面對于主要的氣源裝置元件進行如下介紹 1 空氣壓縮機 空氣壓縮機是產生壓縮空氣的氣壓發(fā)生裝置 是氣源主要的設 備 按結構和工作原理可分為速度型和容積型兩大類 容積型壓縮 機是利用特殊形狀的轉子或活塞壓縮吸入封閉容積室空氣的體積來 增加空氣的壓力 容積型結構簡單 使用方便 本設計選用容積型 壓縮機 2 儲氣罐 儲氣罐可以調節(jié)氣流 減少輸出氣流的脈動 使輸出氣流連續(xù) 和氣壓穩(wěn)定 也可以作為應急氣源使用 還可以進一步分離油水雜 質 儲氣罐上裝有安全閥 使其極限壓力比正常工作壓力高 10 并裝有指示罐內壓力的壓力表和排污閥等 罐的型式可分為立式和 臥式兩種 本設計選用立式儲氣罐 因為它的進氣口在下 出氣口 在上 以利用進一步分離空氣中的油 水 哈爾濱理工大學學士學位論文 38 3 8 2 執(zhí)行元件 執(zhí)行元件是以壓縮空氣為工作介質產生機械運動 并將氣體的 壓力能轉變?yōu)闄C械能的能量轉換裝置 如氣缸輸出直線往復式機械 能 擺動氣缸輸出回轉擺動式機械能 1 氣缸輸出直線往復式 氣缸是執(zhí)行元件之一 目前最常選用的是標準氣缸 其結構和 參數都已系列化 標準化 通用化 水平伸縮氣缸選用單活塞桿雙 作用氣缸 單活塞桿雙作用氣缸一般由缸筒 前后缸蓋 活塞 活 塞桿 密封件和緊固件等組成 其工作原理 對于前伸 回縮氣缸 當左側無桿腔進氣 右側有桿腔排氣時活塞桿前伸 反之 活塞桿 回縮 對于上升 下降氣缸 當上側無桿腔進氣 下側有桿腔排氣時 活塞桿下降 反之活塞桿上升 2 擺動氣缸輸出回轉擺動式 擺動氣缸分為單葉片式和雙葉片式 單葉片式擺動氣缸 壓縮空氣由進氣口輸入 作用在葉片上 帶動軸回轉產生轉矩 另一腔的空氣從排氣口排出 雙葉片式擺動氣缸 從進氣口進入的壓縮空氣作用在一個葉片 上 同時通過軸上的氣路也作用在另一葉片上帶動軸回轉 這樣雙 葉片式產生的轉矩將是單葉片式的 2 倍 本設計采用雙葉片式擺動氣缸 這樣就能產生更大的轉矩 以 利于機械手的轉動 3 8 3 控制元件 控制元件是用來調節(jié)壓縮空氣的壓力 流量和控制其流動方向 使執(zhí)行機構獲得必要的力 動作速度和改變運動方向 并按規(guī)定的 程序工作 控制元件按功能分為壓力控制閥 流量控制閥和方向控 制閥 1 壓力控制閥 調節(jié)和控制壓力大小的元件稱為壓力控制閥 它包括調壓閥 溢流閥 順序閥及多功能組合閥 調壓閥是出口側壓力可調 并能保持出口側壓力穩(wěn)定的壓力控 制閥 溢流閥是在回路中的壓力達到閥的規(guī)定值時 使部分氣體從排 氣側排出 以保持回路內的壓力在規(guī)定值的閥 哈爾濱理工大學學士學位論文 39 調速閥是根據 流量負反饋 原理設計而成的單路流量閥 調速 閥一般用于執(zhí)行元件負載變化大而運動速度要求穩(wěn)定的系統(tǒng)中 調 速閥根據 串聯減壓式 和 并聯溢流式 又分為調速閥和溢流節(jié)流 閥兩種主要類型 本設計選用串聯減壓式調速閥 2 方向控制閥 方向控制閥是改變壓縮空氣流動方向和氣流通斷狀態(tài) 使執(zhí)行 元件的動作或狀態(tài)發(fā)生變換的控制閥 其通?？煞譃閱蜗蛐涂刂崎y 和換向型控制閥兩類 1 單向型控制閥 單向閥是指氣流只能向一個方向流動而不能反向流動通過的閥 是最簡單的單向型方向閥 在系統(tǒng)中 單向閥除單獨使用之外 經 常與流量閥 換向閥和壓力閥組合成只能單向控制的閥 單向調速 閥就是單向閥與節(jié)流閥并聯而成 單向調速閥是把節(jié)流閥芯分成了 上閥芯和下閥芯兩部分 當流體正向流動時 其節(jié)流過程與調速閥 是一樣的 節(jié)流縫隙的大小可通過手柄進行調節(jié) 當流體反向流動 時 靠流體的壓力把閥芯壓下 下閥芯起單向閥作用 單向閥打開 可實現流體反向自由流動 當正向流動時 經過節(jié)流閥節(jié)流 當反 向流動時 單向閥打開 不節(jié)流 2 換向型控制閥 換向型方向控制閥按控制方式分類 分為氣壓控制 電磁控制 人力控制 換向閥是利用閥芯和閥體間相對位置的不同來變換不同 管路間的通斷關系 實現接通 切斷 或改變流體方向的閥 它的 用途很廣 種類也很多 換向閥的性能的主要要求是 1 油液流經換向閥時的壓力損 失小 2 互不相通的油口間的泄漏小 3 換向可靠 迅速且 平穩(wěn)無沖擊 按換向閥的操縱方式有 手動式 機動式 電磁式 液動式 電液動式 式 按工作位置數和控制的通道數有 二位二通閥 二位三通閥 二位四通閥 二位五通閥 三位四通閥 三位五通閥等 本設計選用三位四通電磁換向閥理由如下 1 電磁換向閥是利用電磁鐵吸力推動閥芯來改變閥的工作位 置 由于它操作輕便 易于實現自動化 因此應用廣泛 2 當三位四通電磁換向閥兩端電磁鐵都斷電時 閥芯處于中位 各口互不相通 3 使用三位四通電磁換向閥能夠快速實現氣缸的正反向運動 哈爾濱理工大學學士學位論文 40 3 8 4 輔助元件 輔助元件是保證壓縮空氣的凈化 元件的潤滑 元件間的連接 及消聲等所必須的 可分為氣源凈化裝置和其他輔助元件兩大類 1 氣源凈化裝置 過濾器 調壓閥和油霧器等組合在一起稱為空氣處理單元 又 稱為三聯件 壓縮的空氣中含有各種雜質 這些雜質的存在會降低 元件的耐用度和性能 造成誤動作和事故 必須清除 空氣處理單 元就是用來清除壓縮空氣的雜質 提高空氣質量的元件 2 消聲器 消聲器是降低排氣噪聲的裝置 壓縮空氣完成驅動工作后 由 換向閥的排氣口排入大氣 此時的壓縮空氣是以接近音速的狀態(tài)進 入大氣 由于壓力的驟然變化 使空氣急速膨脹從而發(fā)出噪音 其 音量一般為 80dB 100dB 為了改善勞動條件 應使用消聲器 常 用的消聲器有三種類型吸收型 膨脹型和吸收膨脹型 吸收型消聲 器是依靠吸聲材料來消聲的 膨脹型消聲器的結構比較簡單 相當 于一段比排氣口徑大的管件 當氣流通過時 讓氣流在其內部擴散 膨脹 碰壁撞擊 反射 相互干涉而消聲 吸收膨脹型消聲器是上 述兩種的結合 氣流由斜孔引入 氣流束相互撞擊 干涉 進一步 減速 再通過設在消聲器內表面的吸聲材料消聲 最后排向大氣 本設計選用膨脹型消聲器 3 8 5 真空發(fā)生器 真空發(fā)生器的作用主要是使吸盤的橡膠皮碗形成真空而將工件 吸附 真空發(fā)生器的工作原理是利用噴管高速噴射壓縮空氣 在噴 管出口形成射流 產生卷吸流動 在卷吸流動作用下 使得噴管出 口周圍的空氣不斷地被抽吸走 使吸附腔內的壓力降至大氣壓以下 形成一定真空度 哈爾濱理工大學學士學位論文 41 4 夾持機構機夾持機構空間分析 夾持機構機的夾持機構空間 實質上就是測頭的工作空間 該 空間是指在滿足機構的運動約束和幾何約束的條件下 夾持機構機 測頭所能達到的空間點的所有點集 這些點集可構成一個體積 該 體積的邊界曲面就是測頭工作空間的邊界 4 1 夾持機構夾持機構機的運動學約束 基本上 并聯的物理約束有三個 他們是 連桿桿長約束 運 動副轉角約束和連桿桿間干涉 不同于通過限制轉動副來限制有效 自由度 本節(jié)討論的運動學約束主要是限制運動范圍 4 1 1 連桿桿長約束 連桿在運動過程中 其桿長必須滿足條件 i 1 2 3 0maxinil 在上式中 lmin 和 lmax 分別表示連桿的最小桿長和最大桿長 4 1 2 運動副轉角約束 同樣 在并聯工作過程中 必須滿足條件 0 i max i 1 2 3 在上式中 max 代表球面副的最大圓錐擺角 i 為基座平面的法 向量 m 與第 i 條連桿桿長向量 li 之間的夾角 圖 4 1 可以表示成 cosi 1 ilm 哈爾濱理工大學學士學位論文 42 圖 4 1 運動副轉角約束 上式中 l b p i 1 2 3 i Tizyxli i m p p p p zm1 2 3 4 1 3 連桿桿間干涉 由于 3 個并聯連桿與基座之間的連接關節(jié)為轉動副 三個連桿 只能在各自的約束平面內運動 因而不會產生干涉現象 4 2 確定夾持機構空間的基本方法 為了描述夾持機構機測頭的工作空間 可取若干個適當的平行 平面作為工作空間的剖面 這些平面與工作空間的交即是工作空間 在這些剖面上的邊界曲線 若取一系列這樣的剖面 就可得到一系 列的邊界曲線 這些邊界曲線的集合就可構成一個完整的工作空間 邊界 例如 取一平行于 XOBY 的平面 X1ZjY1 作為工作空間的剖面 如圖 4 2 所示 該平面距坐標原點 OB 的距離 Zj Zmin Zmax 然后 在該平面上取一極角 i 作一極線 那么極線 與邊界曲線的交點 i 即為測頭在該極線上所能達到的最遠點 因此 只要能在此極線 上找到 i 即可算出該邊界點在坐標系 OB XYZ 中的空間坐標 即 icos i i sin i Z 哈爾濱理工大學學士學位論文 43 圖 4 2 量空間剖面選取及邊界曲線的確定 由此可以看出 通過上述方法處理后 即可將工作空間邊界點 的計算問題轉化為對 i 的一維搜索問題 當求得一個邊界點后 令 極線的極角增加 再按上述方法搜索出另一個邊界點 當極角 i 由 0 開始增加到 360 時 就可得到該剖面上完整的邊界曲線 作完 一個剖面后 增加 Zj 再重復同樣方法 直到 Zj 由 Zmin 變化到 Zmax 為止 這樣就可求出夾持機構機測頭的整個工作空間邊界 哈爾濱理工大學學士學位論文 44 總 結 本文著重介紹了虛擬環(huán)境下并聯夾持機構機的運動建模和仿真 首先說明一下本文研究內容所涉及到的學術背景 并闡述了 虛擬樣 機 等名詞的內涵 接下來詳細討論了并聯夾持機構機虛擬樣機的幾 何模型 哈爾濱理工大學學士學位論文 45 參考文獻 1 John A Bosch Coordinate Measuring Machines and Systems New York Marcel Dekker Inc 1995 1 38 2 張國雄 三夾持機構機 M 天津 天津大學出版社 1999 3 張國雄 三夾持機構機的發(fā)展趨勢 J 中國機械工程 2000 11 1 2 222 226 4 葉東 黃慶成 車仁生 多關節(jié)夾持機構機的誤差模型 J 光學精 密工程 1999 8 中村哲夫 三夾持機構機夾持機構誤差的評價方法 J 國外計量 1994 2 8 13 9 林璨 三夾持機構機的精度檢定與位置誤差補償 J 現代計量測試 1995 2 21 24 10 Oiwa Takaaki Journal of the Japan Society for Precision Engineering 1998 64 12 1791 11 Oiwa Takaaki et