课程设计计算说明书(码垛机设计)

中国科学技术大学
机械工程综合课程设计任务书题目：工业码垛机设计
班级：0700901
学生：张海滨
学号：PB********
指导教师：***
设计目录
1、设计任务分析
2、总体方案论证（包括控制系统方案），绘制总体系统草图
3、系统及零部分的结构设计（机电装置正常运转所必需的附件
及其结构设计或选择，尺寸的确定），以及系统总体刚度和强度的计算校验。

4、运动以及动力参数的计算（动力设计及驱动源的选择、传动
装置的确定和分配传动比）
5、执行机构类型和执行方式的确定计算
6、零件图和装配图的绘制
7、典型零件工艺卡片的编写
8、参考文献
一、设计任务分析
1、产品性能
码垛机用于各种包装线末端将已装入容器的纸箱，按一定排列码放在托盘（木质）上，进行自动堆码，可堆码多层，然后推出，便于叉车运至仓库储存。

码垛机应具有一定智能，可根据不同的工艺流程要求，将不同规格的纸质或木质包装箱按预先设定的位置（可编程），整齐地堆放在托盘上。

2、码垛机的技术要求：
码垛范围（长×宽×高）：1200×1200×1800
重复定位精度：（mm）±5.0
最大工作速度：（p/min）6
最大抓取重量：（kg） 20
抓手形式：吸盘式
3、运动要求分析：
根据上述任务要求，需要码垛机的机械手能够实现空间的三维运动，并且有一定的运动精度和重复定位精度。

同时要求机械手以吸盘的方式抓取纸箱，经运动到指定位置后放开纸箱。

4、尺寸及动力分析：
在总体尺寸设计时，考虑X向运动空间需要考虑传送带传送过来的货物占用的空间，所以X向横梁长度2000mm （1200mm+8000mm）；Z向支撑梁高度2000mm（1800mm+200mm），横梁宽度200mm*2；Y向横梁长度1800mm（1200mm+600mm），用于叉车的活动空间。

技术要求中需要重复定位精度在±5.0mm，所以采用伺服电机作为动力源，用闭环控制系统，使用位置传感器作为位置检测装置并反馈。

要求工作速度在10p/min，通过控制降速比来实现，具体选择见后面计算分析。

最大抓取重量为20kg，初步采用型号为1FT5020-0AH01和1FT5046-0AH01的伺服电机，静转矩为0.17N.M和2.5N.M。

X、Y 向的运动由于在重力垂直方向，利用导轨实现，运动阻力较小，较小转矩的电机就可以实现。

Z向运动，由于需要承载载荷，具体电机的选择计算见说明书分析。

二、总体方案设计
1、总体构想：
码垛机实现三位运
动方式目前主要有：笛卡
尔坐标框架，龙门架式
（桥式），机械臂式。

总
体设计利用空间三坐标
框架，实现机械手的三维
运动。

（示意图如右图所
示）
2、执行机构设计：
抓取部分机械手拟使用吸盘式对纸箱进行抓取。

吸盘真空实现方式有挤压排气式，真空泵排气式和气流负压式。

拟使用真空泵排气式。

结构和单元图如右下图示。

3、设计目标与控制系统：
自动式码垛机，同时兼有手动控制按钮以防止突发事件的发生。

控制部分拟使用PLC可编程控制，产品能够根据纸箱的尺寸这一参数，对程序修改后，自动完成新的码垛形式的调整。

4、动力源和传动方式：
动力计划在三维方向使用伺服电机，电机的具体放置位置和安放形式、减速装置见具体设计三维图。

为防止微悬臂的振动，可以使用三角架支撑，或者在悬臂外端加支撑杆。

传动方式，在X、Y方向的运动使用螺旋传动。

电机带动螺母转动，通过螺纹副带动螺杆直线运动，从而实现框架的X、Y向移动。

而在Z向若使用螺旋传动，需要空间过大，所以使用V带轮传动。

三、系统及各部分结构设计
1、四根支撑架设计：
1、由于码垛机整体设计采用框架式，
需要有四根支撑架来支撑整体结构，作为码
垛机的四条“腿”。

该支撑结构使用10#工字钢，其截面形
状及尺寸如右图所示。

其中：
h*b*d=100*63*4.5（mm）。

支撑杆长度根据
码垛范围要求，设定其长度为2000mm。

查阅资料得知，工程应用中，工字钢材
料一般为Q235B，屈服应力235MP。

一般取安全系数1.5，得到工字钢的许用应力为157MP，使用的环境温度在-10℃-40℃范围。

2、初步估计重量（下面计算数据为初步估算数据，未经过休整，有些涉及到的计算也为近似计算，采用收尾法）：
1）、提起重物质量最大为20kg ；
2）、X 向支撑钢板重量（2块）：
337.85g /cm 100.62009.42cm kg ⨯⨯⨯=（普通钢板的密度为
7.85g/cm*3，45#钢或者Q235等）。

3）、X 向导轨的重量（包括支承件和传动件：两端的支承座，两根柱状导轨，一个丝杠）：
=19kg 。

4）、X 向滑块的重量（2块），近似计算为：33390752000.67.85/10 6.36g cm cm kg -⨯⨯⨯⨯⨯=。

5）、Y 向导轨的重量（2个）：333(15040811024130)18007.85/1028.26g cm cm kg -⨯-⨯-⨯⨯⨯⨯=。

6）、Y 向丝杠和滑块重量（1个丝杠、2个滑块）：2333(10180022413060)7.85/107.38g cm cm kg π-⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯=。

7）、Z 向丝杠和螺母（固定件）重量：
23331021007.85/101015.18kg cm cm kg kg π-⨯⨯⨯⨯+=。

8）、其他（三个伺服电机、齿轮、螺钉、吸盘等）：
1.6272030.2kg kg kg kg ⨯++=。

X 、Y 向传动需要动力较小，选用电机型号较小，Z 向动力需要较大，其他配件总重量（齿轮、螺钉、螺母等）按20kg 粗略估计。

根据上述估算，得到四根支撑杆所需要的负载总重量为：M=
209.422192 6.36228.2627.3815.1830.2198.84kg kg kg kg kg kg kg kg kg
+⨯+⨯+⨯+⨯+++=2333
(16080404706063101960)7.85g /cm 10cm π-⨯⨯+⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯
3、若选择10#工字钢，则所用工字钢的截
面积为：
S=22(6810280 4.5)1720mm mm ⨯⨯+⨯=。

所以每个支撑杆受到正应力：
26198.841720 1.15610157kg mm Pa Mpa
σ=÷=⨯，可见两者相差两个数量级，选用10#工
字钢完全能够满足要求。

所以码垛机的四根支撑架选用10#工字钢，其具体结构（用于和支撑钢板的连接和固定）如图所示，正面的三个螺孔用于和钢板固定，两侧的三角架则是用来加强连接部分刚度和维持整体结构的稳定性。

2、 X 向支撑钢板的设计：
采用钢板作为支撑
梁的原因有：钢板取材
方便，原材料广泛；钢
板立放作为梁时有很
好的刚度，抗弯截面系
数比钢板横放和圆柱
状都大；在钢板上通过
螺孔很容易实现与支撑架的连接；板材可以通过焊接做出电机、齿轮等的安装槽。

出于上述几方面考虑，设计的具体结构如上图蓝色部分
所示，尺寸为100*6*2000mm。

钢板工作时的受力分布与校核见后面。

连接工字钢和上部支承件、框槽部分用图示的肋板固定，可以增加强度，增强稳定性，防止在工作过程中的抖动。

3、X向导轨和支撑件的设计：
在导轨和支撑部件的设计，一开始我使用的是平面支撑和燕尾槽导轨的配合进行支撑和导向，但是结构颇为复杂，而且制作成本也较高，如下左图。

所以后来在查阅了资料和经过任老师的指导之后采用了如右图所示的三杆式结构，上面两根杆只用于滑块部件的支撑，下面一根是丝杠，用于X方向的传动。

上面两根杆为了增加其刚度，采用了管状结构，以减小在受压时的变形，具体尺寸见下述分析。

1、 前端轴承A 形状尺寸设计： 前端轴承使用如图所示的形状，用螺钉固定于下面的钢板上，再通过两个稳定用的肋板和支撑钢板连接（如支撑钢板设计中的图所示）。

轴承的具体尺寸见右图。

下面对其A 自身以及下面所用的固定钢板B 肋板的强度进行校核计算。

由前面的重量计算可以知道，
X 方向有两根梁，所以轴承座A 所需承载的最大重量应该为：
2014.5 6.3628.26/27.3815.1830.2107.75M kg kg kg kg kg kg kg kg =++++++=。

从
左到右依次为重物、两个杆件和X 向丝杠、X 向滑块、Y 向导轨、Y 向丝杠和滑块、Z 向丝杠螺母和固定件、其他。

强度校核：轴承底座面积（200*50*3）23216040 6.410S mm m -=⨯=⨯。

可以计算出压应力：32107.7510/6.4100.168157N m MPa MPa σ-=⨯⨯=，满
足需要的强度条件。

钢板弯曲强度校核：两边分别采用如图所示的最大强度（悬臂梁）
校核，长度L=30mm ，F=107.75*10N/2=538.8N ，相比较可以忽略钢
l
Fl
F
板自身重量。

抗弯截面系数：2237311505 2.081066
W
bh mm m -=
=⨯⨯=⨯。

计算的3mm 过薄，增加到5mm ，可得钢板的最大弯曲正应力：
73//538.80.04/2.0810103.4157m m M W F L W N m MPa MPa σ-==⨯=⨯⨯=。

可以看出所用支撑前端轴承的钢板满足弯曲强度要求。

2、 后端支撑等部件设计。

设计采用如右图所示的120*120*240的一个长方体箱体结构，同时实现电机、齿轮等的安装和导轨、丝杠的支承件，两侧面用于形成电机轴的支撑件。

3、 X 向导轨设计。

采用两根空心钢管来实现码垛机X 方向的运动导向和支撑，材料为Q345B ，采用空心钢管主要考虑比圆柱的抗弯强度大，而且省材，取材制造方便。

其屈服应力345MP 。

一般取安全系数1.5，得到导轨材料的许用应力为230MP ，使用的环境温度在-10℃-40℃范围。

（1）强度校核：设计的导轨钢管截面及
尺寸如右图所示，可以计算出钢管的抗弯截面系数：
3434
533.1420(1)48(1()) 1.05251032
3248
z W D m π
α-=
-=
⨯⨯-=⨯ 。

由前面计算得到的所需支撑总重量为215.5kg ，两根钢管，所以每根钢管所需承受的最大载荷为107.75kg 。

下面计算每根钢管的截面上弯矩分布情况。

钢管受力简化如
右图，则可以看到当集中力位于钢管中点时，截面上会出现最大力偶，所以此时计算得到沿杆方向的力偶分布如图。

则所有界面
上
最
大的弯矩
max
0.80.41077.54312
m
M
F N m N m =
⨯=⨯⋅=⋅。

所以我们得到钢管截面上的最大应力：
max max
5
43140.952301.052510z M N m
MPa MPa W m
σ
-⋅=
==⨯。

所以设计
的钢管长度及截面尺寸满足强度要求。

（2）刚度校核：易计算得，圆环截面的惯性矩
44444743.14
()(0.0480.020) 2.531064
64
z I D d m m π
-=
-=
⨯-=⨯。

查阅相关手册得到Q345B 的弹性模量E=190-210Gpa ，国产材料一般取196Gpa。

则可以计算得到钢管的最大挠度，也就是最大变形量：
M
L
0．
333
max 97
1077.5 1.6 1.8510484819610 2.5310Fl w m m EI --⨯=-=-=⨯⨯⨯⨯⨯。

可以看出最大处的位置发生约2mm 的位移量，而竖直方向移动的单元位移约为200mm （纸箱尺寸）左右，误差不到1%，基本满足刚度要求。

四、运动以及动力参数的计算
电机参数计算及型号选取：
此部分计算中，我们主要考虑电机的动力问题，对于直线运动用速度v(t)，加速度a(t)和所需外力F(t)表示，对于旋转运动用角速度 (t)，角加速度 (t)和所需扭矩T(t)表示，它们均可以表示为时间的函数，与其他因素无关。

很显然。

电机的最大功率P 电机，最大应大于工作负载所需的峰值功率P 峰值，但仅仅如此是不够的，物理意义上的功率包含扭矩和速度两部分，但在实际的传动机构中它们是受限制的。

电机的最大速度决定了减速器减速比的上限，可以通过对每种电机的广泛类比来确定上下限之间可行的传动比范围。

1、驱动方式。

设计中码垛机X 向运动使用的是电机驱动蜗杆，然后带动蜗轮与丝杠转动。

可以将驱动方式看成螺杆驱动
滑块，实现码垛机的X 方向运动，相应的参数如下表所示。

参数名称 数值 运动部质量W 107.75kg 摩擦系数μ 0.005 螺杆螺距P 3mm （暂定）
螺杆直径D 40mm 螺杆长度L 1500mm 传递效率η 0.85 驱动部比重ρ 7.85g/cm3 传动装置减速比1/G 20（暂定）
2、运作模式图。

如右图所示，设计任务要求做大工作速度6p/min ，所以可以看出每次码垛使用时间约为10s ，其中包括抓取目标、
运动至指定位置、回到初始位置。

所以一共可以分为两个加减速的阶段，每个阶段有加速、匀速、减速三个部分，所以设定每部分的时间应满足：ta=tb=tc=1.5s,ts=1s 。

所以可以得到下述参数：定位时（匀速阶段）点击转速Np ，定位距离
Lp ，最大进给速度Vp 。

则有：
3
323
10100.4/32tr Vp Lp Vp Lp m s
tr
⨯⨯=⇒=⨯÷=，
3
1102667min Vp Np G P
-⨯=⨯=。

3、换算到电机轴上的负荷力矩（Tl ）。

319.8 6.21021000
l W D T N m G μη-=⋅⋅⨯=⨯⋅
4、换算到电机轴上的负荷惯性（Jl ）。

运动部的惯性：42262
4
1()7.79103210
B D L J kg m kg m G πρ-=⋅⋅=⨯⋅⨯ 工件惯性：22
2724
1()() 3.8610102w W P J kg m kg m G π
-=⋅
⋅⋅=⨯⋅ 得到负荷惯性矩：62
8.1810l B w J J J kg m -=+=⨯⋅。

5、电机型号的初步选定：根据上述的转速、力矩、惯性矩三个参数，初步选定电机型号为DSMT-2T060-R60A ，其相关参数如右图。

6、加减速力矩的计算。

加
速力矩：
2(21)()
0.0322l m a L N N J J T T N m
ta
π-⋅+=
+=⋅减速力矩：2(21)()
0.0198l m b L N N J J T T N m ta
π-⋅+=-=⋅。

额定力矩为
0.637N.m ，可以看出所选择的电机满足加减速力矩的要求。

7、实际力矩（Trms ）的计算。

2220.022l rms Ta ta T tc Tb tb
T N m N m t
⋅+⋅+⋅=⋅=⋅，满足电机力矩要求。

综合上述计算，电机型号选为易能伺服电机DSMT-2T060-R60A 。

五、执行机构类型和执行方式的确定计算
1、丝杠尺寸设计：
（1）、螺纹类型、丝杠材料选择及根据国标丝杠相关参数的初步选择。

装置中螺纹是用于传动力的，所以多采用单头梯形螺纹。

螺杆材料选用Q235。

根据国标中的螺纹参数，初步选定丝杠螺纹公称直径为36mm ，螺距为6mm （重复定位精度要求5mm ）的第一系列螺纹，其相关参数见下表。

（2）、耐磨性验算。

由公式可得螺纹工作表面实际平均压强为
2a F P p d hH
π=，式中Fa 为轴向载荷，由于只需要克服摩擦力和惯性力，
可以定为500N ；P 为螺距，6mm ；d2为丝杠中径，33mm ；h 牙型高度，6mm ；H 为螺母高度，也即旋合长度，定为100mm 。

计算得到p=0.0792N/mm2，查表可得到[p]=4~7N/mm2，满足耐磨性要求。

（3）、 效率和驱动力矩的计算。

由螺旋传动效率公式：
tan tan()
v γηγρ=+其中2tan /6/(34.5)0.0554P d γππ==⨯=，即'310γ=。

查表，取f=0.13，则arctan(/cos )arctan(0.13/cos15)740'v f ρα===。

所以得到：0.0554
0.29tan(310'740')
η==+。

令Ph=P ，可以得到驱
动力矩：5006
1647.27220.29
a F P T N mm N mm πηπ⨯=
=⋅=⋅⨯⨯，满足力矩要求。

（4）、刚度验算。

计算可得累计变化量为：
6
622425242
224164500161647.276(
)10()10/37.233 2.11081033
a F TP um m d E Gd λππππ⨯⨯⨯=+⨯=+⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯查表得到8级精度的螺杆[]55/um m λ=，所以[]λλ<。

（5）、稳定性验算。

丝杠失稳的临界轴向载荷为（丝杠长度为
1555mm ，固定形式为两端固定）：4
252 2.3410ac d F m N L
==⨯。

得到
468.74ac
F F
=，满足稳定性要求。

（6）、强度验算（螺杆强度）。

由许用应力计算公式可得：
20.724/N mm σ===，已知Q235的屈服极限2235/s N mm σ=，取安全系数为4，得到：
0.724
[]/458.75s σσσ===，满足强度要求。

2、蜗轮蜗杆设计：
1、蜗轮相关参数计算。

（1）、蜗轮常见的失效
形式有轮齿折断、齿面点
蚀、齿面磨损和齿面胶合，
由于装置中负载并不大，采
材料用强度一般的锡青铜
（ZcuSn10Pb1）。

模数取
2.5mm；蜗轮齿数一般不少
于28，传递动力齿数应当
多取，可使传动更加平稳，
所以取齿数46；得到蜗轮的分度圆直径为115mm，压力角为20度。

（2）、根据相关手册公式可以计算得到参数如下表：
名称符号公式及结果
齿顶高ha 正常齿ha=m=2.5mm
齿根高hf 正常齿hf=1.25m=3.125mm
全齿高h 正常齿h=5.625mm
顶隙 c 正常齿c=0.25m=0.625mm 齿顶圆直径da da=d+2ha=120mm
齿根圆直径df df=d-2hf=108.75mm
基圆直径db db=d*cosa=108mm
齿距p p=3.14*m=7.85mm
齿厚 s s=3.14m/2=3.925mm 齿间宽 e e=3.14m/2=3.925mm 齿宽
b
b=(6~12)m=35mm
2、蜗杆相关计算。

（1）、对于蜗轮和蜗杆的啮合如右图所示，由蜗轮蜗杆啮合条件可以的得到蜗杆的模数和压力角：
2121 2.520
t x t x m m mm
αα====
查相关国标可得到蜗杆的分度圆直径d1=36mm ，所以蜗杆的直径系数：
1
14.4d q m
=
=。

（2）、由于蜗轮齿数取46，齿数比为23时，取蜗杆的头数z=2。

（3）、蜗杆导程角γ。

可由下列公式计算得到：
11
1tan 0.1389754'
x z p z d q
γγπ=
==⇒=。

采用
阿基米德螺旋线蜗杆。

（4）、齿面间的滑动速度s v 。

111
5.07/cos 601000cos s v d n v m s πγγ
=
==⨯⨯。

（5）、蜗杆失效形式与材料选择。

与齿轮的失效形式类似，有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损和齿面胶合。

但是一般情况下，蜗杆的强度总是要高于蜗轮的轮齿强度，因此失效总是在蜗轮上发生。

蜗杆在材料选择时需要有良好的减磨、耐磨性、易于跑合和抗胶合的能力，还应该有足够的强度，所以采用20Cr 渗碳淬火到58~63HRC 。

（6）、齿面接触疲劳强度的计算。

查阅手册，得到其验算公式：
H Z σ=。

其中 T2——蜗轮转矩；
K β——载荷集中系数；
V K ——动载荷系数；
d1、d2——蜗杆、蜗轮分度圆直径；
Z E ——弹性系数。

又蜗轮的需用接触应力[]H σ=180MPa 。

所以计算得到实际接触应
力15532.08[]H H MPa σσ==<，满足
接触疲劳强度要求。

齿根弯曲疲劳强度计算。

查阅手册的到验算公式：
22121.53v F F T K K Y Y d m z βγσ=。

其中F Y ——蜗轮齿形系数，按当量齿数Zv=z2/3cos γ选取。

Y γ——导程角系数，1/140Y γγ=- 。

查表的到许用弯曲应力[]F σ=32MPa 。

所以计算得到实际弯曲应力21.531647.27 1.2 1.1[] 1.450.8025 3.74[]36 2.546
F F MPa σσ⨯⨯⨯=⨯⨯=<⨯⨯，满足所需要的齿根弯曲疲劳强度。

由上述计算可以看出，所选择的蜗轮蜗杆参数均满足相关设计要求，设计合理。

六、参考文献
1、庞振基，黄其圣主编；精密机械设计；机械工业出版社，2006
2、成大先主编；机械设计手册第三版第三卷；化学工业出版社，1994
3、刘朝儒主编；机械制图附表（螺纹国标）第五版；高等教育出版社，2006
4、刘鸿文主编；材料力学第四版；高等教育出版社，2005
5、新型桥式码垛机的研制；北京起重运输机械研究所；杨佳云
6、码垛机器人机构设计与运动学研究；北京航空航天大学机械人研究所；李成、
叶伟超。