編織袋卸車碼垛機器人系統的開發

柴輝照

（山西省交通科學研究院，山西 太原 030006）

0 引 言

隨著國內物流行業的飛速發展，各個行業對自動化要求越來越高，本文針對實際應用需求，設計了編織袋卸車碼垛機器人系統，該系統具有一定的經濟價值與廣闊的發展前景。

1 系統方案確定

1.1 車身設計

車身設計的重點是能夠穩定機器的位姿，因此設計了支腿，能夠更好地穩定車身，使編織袋卸車碼垛機器人系統能夠更好地工作。車身前端有牽引裝置，可以用拖拉機等拉拽前進，方便改變工作位置。采用兩類車輪，第一類是萬向腳輪，可改變車身行進方向；第二類是普通腳輪，起到支撐作用。為了使車身更加牢固，在車身上特地增加了加強筋，不但加強了車身，還為電氣控制箱提供了擺放位置，如圖1所示。

圖1 車身

1.2 主體支架設計

主體支架主要用于編織袋的運輸及支撐可動支架，將其連接在前端支腿電動缸及后端支腿電動缸上，可以通過支腿電動缸來調節入口的高度和碼垛出口的高度，不僅方便卸車，還可以滿足碼垛高度方向的要求。采用三相異步電動機及減速器帶動傳送帶，由步進電機、繩輪以及減速器帶動伸縮支架前后運動。傳送帶張緊裝置用到了帶座軸承，可用螺栓來調節張緊棍子，并且上端有編織袋位姿調整裝置用以調整編織袋的位姿，支撐輥具有支撐作用，如圖2所示。

圖2 主體支架

1.3 伸縮支架設計

設計伸縮支架的目的在于調整編織袋的傳送距離，以實現碼垛機器人的性能要求，采用三相異步電機及減速器進行驅動，既能滿足性能要求又可以降低制造費用，支承輥具有支撐傳送帶的作用，如圖3所示。

圖3 伸縮支架

1.4 末端位姿調整裝置設計

末端位姿調整裝置用于調整末端伸縮裝置的位姿，使其在調節高度的同時始終使末端保持水平。末端位姿調整裝置用到了電動棍及支承輥，電動棍和支承輥間隔配置，在滿足要求的同時降低了制造成本，末端位姿調整裝置與電動缸相連接以實現上述功能，如圖4所示。

1.5 末端伸縮裝置設計

末端伸縮支架用于調節編織袋的位置擺放。采用此種結構可以減小末端的結構尺寸，采用電動缸及剪叉進行驅動，實現了末端的伸縮。末端伸縮支架上設有編織袋位姿調整裝置，可對編織袋的位姿進行進一步調節，達到擺放的要求，如圖5所示。

圖4 末端位姿調整裝置

圖5 末端伸縮裝置

1.6 支腿設計

設計支腿的目的在于穩定車身，加大支腿的長度，可使用螺栓、螺母來滿足支腿設計需求，如圖6所示。

圖6 支腿

2 主要力學計算

2.1 電動缸的計算

2.1.1 電動缸的電機計算

電動缸的電機計算步驟如下：

（1）根據機械系統結構，求得加在電動機轉軸上的總轉動慣量Jeq；

（2）計算不同工況下轉軸上的等效負載轉矩Teq；

（3）取其中最大的等效轉矩作為確定步進電機最大靜轉矩的依據；

（4）根據運行矩頻特性、啟動慣頻特性，對初選的步進電機進行校核。

2.1.2 電動機轉軸上的總轉動慣量Jeq的計算

Jeq包括電動機轉子的轉動慣量J1（電機自帶）；滾珠絲杠的轉動慣量J2=msD2/8=7.57×3.22/8=9.68 kg·cm2（質量滾珠絲杠自帶），其中，ms為滾珠絲杠的質量；D為滾珠絲杠的直徑。結構折算到絲杠 J3=（ph/（2×3.14））2×M=（2/6.28）2×200=20.28 kg·cm2。

WEC絲杠速度：V=400 mm/s；導程：P=20 mm；得到絲杠轉速：ns=V/P=400/20=20 r/s=1 200 r/min；步進電機：n=2 400 r/min；故傳動比z1/z2=n/ns=2 400/1 200=2；得 Jeq=（z1/z2）2×（J2+J3）=22×（9.68+20.28）=119.84 kg·cm2。

2.1.3 快速空載啟動時轉軸所承受負載轉矩Teq1

Teq1=Tamax+Tf+T0，其中，快速空載起動時折算到電機轉軸上的最大加速轉矩：Tamax=2×3.14×Jeq×n（60 ta）=6.28×0.012×2 400/60 =3.01 N·m。

移動部件運動時折算到電機轉軸上的摩擦轉矩Tf=F摩ph/（2×3.14ק×i）=10×0.02/（2×3.14×0.8×2）=0.019 N·m，其中 F摩=μ（Fc+G）=0.005×2 000=10 N。

滾珠絲杠預緊后折算到電動機轉軸上的附摩擦轉矩T0=FYJph（1－ §02）/（2×3.14ק×i），但由于滾珠絲杠副效率較高，T0較小，可忽略不計，故Teq1=3.02 N·m。將Teq乘以安全系數k=4，得步進電機轉矩T=12.08 N·m。

綜上，選用永磁感應式步進電動機110BYG2602。

2.2 軸的計算

軸的強度計算應根據軸的承載情況，采用相應的計算方法。常見軸的強度計算方法有按扭轉強度計算和按彎扭合成強度計算。

2.2.1 按扭轉強度計算

這種方法適用于只承受轉矩的傳動軸的精確計算，也可用于既受彎矩又受扭矩的軸的近似計算，考慮到彎矩的影響，必須采用降低需用應力的方法。這種方法主要用來初步確定軸徑，在此基礎上，在做軸的結構設計時，對于一般不太重要的軸，也可作為最終的計算結果。

對于只傳遞扭矩的圓截面軸，其強度條件為：

式中：τ為軸的扭切應力（MPa）；T 為轉矩（N·m）；WT為抗扭截面系數（mm3）。對圓截面的軸WT=（πd3）/16≈0.2d3；P為軸傳遞的功率（kW）；n為軸的轉速（r/min）；d為軸的直徑（mm）；[τ]為許用扭切應力（MPa）。

將式（1）改寫為設計公式得：

確保發電容量充裕是確保電力系統穩定和電力市場穩定的必要條件,也是電力工業發展中需要解決的最重要的問題之一。能否完全依靠單一能量市場來確保發電容量的充裕性是個存在廣泛爭論的重要問題。單一能量市場模式是指僅依靠現貨市場(一般是日前市場)競爭所產生的波動的現貨電力價格來引導發電投資和維持長期發電容量充裕性。如果發電公司能夠回收成本則表明這種市場機制可以吸收足夠的發電投資，反之則表明激勵不足[1-2]。

式中：C為按[τ]定的系數。對于45號鋼C=118~107，由于彎矩相對于轉矩較大，故C取較大值118。

對于該摩擦磨損實驗裝置Pmax=1 kN，S=0.3，n=150 min-1，傳遞功率為：

軸的轉速n=150 r/min，所以軸的最小直徑為：

由于要在軸端安放軸承，d取38 mm（保證足夠的強度）。

2.2.2 按彎矩合成強度計算

當軸的支撐位置和軸所受載荷的大小、方向、作用點及載荷種類均已確定，支點反力及彎矩可以求得時，可按彎矩合成理論進行近似計算。一般軸可用此種方法計算。

式中：σb為危險截面上彎矩M產生的彎曲應力；τ為轉矩產生的扭切應力。

對于直徑為d的圓軸：

式中：W為軸的抗彎截面系數；WT為抗扭截面系數。

將σb和τ代入式（5）得：

由于一般轉軸的σb為對稱循環變應力，而τ的循環特性往往與σb不同，考慮到兩者循環特性不同的影響，對式（8）中的轉矩乘以折合系數α，即：

式中：Me為當量彎矩，；α為根據轉矩性質而定的折合系數。對不變的轉矩，α=[σ-1b]/[σ+1b]≈0.3；當轉矩脈動變化時，α=[σ-1b]/[σ01b]≈0.6；對于頻繁正反轉的軸，τ可作為循環變應力，α=1。若轉矩的變化規律不清楚，一般也按脈動循環處理。

[σ-1b]，[σ01b]，[σ+1b]分別為對稱循環、脈動循環及靜應力狀態下的許用彎曲應力。

綜上所述，按彎扭合成強度計算軸徑的一般步驟如下：

（1）將外載荷分解到水平面和垂直面內，求垂直面支撐反力Fr和水平面支撐反力FH；

（2）作垂直面彎矩圖MV和水平面彎矩圖MH；

（3）作合成彎矩M圖，

（4）作扭矩T圖；

（5）彎扭合成，作當量彎矩Me圖；

（6）計算危險截面軸徑。

式中：Me的單位為N·m；[σ-1b]的單位為MPa。

對于有鍵槽的截面，應將計算的軸徑加大約4%。若計算出的軸徑大于結構設計初步估算的軸徑，則表明結構圖中軸的強度不夠，必須修改結構設計；若計算出的軸釋小于結構設計的估算軸徑，且相差不大，則以結構設計的軸為準。

對于一般用途的軸，按上述方法計算即可；對于重要的軸，還需要進一步作強度校核（如安全系數法）。

傳動軸的彎扭合成強度校核如下：

（1）求垂直面支撐反力FV和水平面支撐反力FH。當最大載荷為1 kN時：

① 垂直 支撐反力 FV：FV1=FV2=（640×156+640×400）/556=640 N；

②水平面支撐反力FH：FH=0；

MV：MV=FV×156=640×156=99 840 N·m ；

（2）故合成彎矩圖中：Mmax=MV=99 840 N·m；

（3）作扭矩T圖，T=98.4 N·m；

（4）彎扭合成，作當量彎矩Me圖；

（5）校核危險截面軸徑。

考慮到A面彎矩較大，為危險截面，軸的材料用45號鋼，調制處理，查表可得σB=650 MPa，許用彎曲應力。則：

考慮到鍵對軸的削弱，將d增大4%，得：

結構設計中d=40 mm，強度足夠。

3 結 語

本文提出了一種編織袋卸車碼垛機器人系統設計方法，利用虛擬樣機設計技術對車身、主體支架、伸縮支架、末端位姿調整裝置、末端伸縮裝置和支腿等零部件進行了設計。在此基礎上，對系統中電動缸、軸的慣量、轉矩和強度等力學參數進行了計算與復合。

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