熱鐓擠送料機械手

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 熱鐓擠送料機械手 學生姓名： 指導教師： 摘要 送料機械手主要用于機床和生產線中的上下料工作 ，熱鐓擠送料機械手主要由動力裝置、傳動部分、執(zhí)行機構三部分組成，其中執(zhí)行機構為設計的主要內容。在本次設計中，該設計通過減速器變速將動力傳動到執(zhí)行機構中，再有執(zhí)行機構來控制機械手運動。執(zhí)行機構的選擇，要分析各種機構對運動的影響，綜合分析各種類型的機構來確定適合機械手運動的機構，通過分析得出結論，由凸輪連桿機構來控制機械手的上下15度擺動，由不完全齒輪和齒輪齒條機構來控制機械手的左右回轉。 關鍵詞 ：執(zhí)行機構 凸輪 不完全齒

2、輪 1 緒論 1.1 課題研究的目的和意義 21世紀是科技高度發(fā)達的時代，人們的消費力不斷增加。市場對質量可靠性能卓越的產品的需求大量增加，為滿足市場需求，各個企業(yè)工廠不斷建成現代化生產線，通過智能機器人來代替人力去快速高效的生產。各種高效率的機械手可以滿足工廠的生產需求，還可以克服惡劣環(huán)境完成工作。機械機械手的優(yōu)勢十分明顯.機械手作業(yè)的準確性和不同環(huán)境中完成作業(yè)的能力，在國民經濟領域有著廣泛的發(fā)展空間。它不但能代替部分人工操作，還能按照生產工藝的要求，遵循一定的程序、時間和位

3、置來完成工件的傳送和裝卸。同時，它還能操作必要的工具進行焊接和裝配，它高效不間斷地工作在各種復雜環(huán)境中,從而極大改善了工人的勞動條件，顯著提高了勞動生產率，加快了工業(yè)生產機械化和自動化的步伐，所以機械手的研制很有必要。 熱鐓擠送料機械手，該設計全面綜合的運用了機械設計專業(yè)學生在大學本科階段所學的各門專業(yè)課的知識，將這些專業(yè)課程的理論和實際進行了一次重要實踐。鍛煉了我們查詢資料自我學習的能力，培養(yǎng)了我們創(chuàng)新設計能力。該設計綜合運用了CAD、PORE等軟件，使我們對這些制圖軟件能熟悉運用。 畢業(yè)設計是大學四年中的最后一次課題設計，也是最為重要的一次設計，是對我們大學四年的綜合考量。畢業(yè)

4、設計考驗的不是單一的一門知識，而是我們大學四年所學的綜合運用。我選擇的題目是熱鐓擠送料機械手，該設計全面綜合的運用了機械設計專業(yè)學生在大學本科階段所學的各門專業(yè)課的知識，將這些專業(yè)課程的理論和實際知識進行了一次重要實踐。綜合運用了CAD、PORE等軟件，是我們對這些制圖軟件能熟悉運用。機械手對工業(yè)的發(fā)展有著重要的意義。它的運用，使得在惡劣環(huán)境中的生產工作得以繼續(xù)進行。它可以模仿人的手部動作，按給定程序、軌跡和要求實現自動抓取、搬運和操作，可用來搬運物體，成在各個不同環(huán)境中的工作。在工業(yè)生產中，機械手的應用隨處可見，無論是組合機床，還是流水線生產，都可以運用機械手來進行上下料的工作。因此，進行機

5、械手的研究是很有必要的 1.2 機械手介紹 機械手應用范圍十分廣泛，它常應用與機械制造、電子、冶金、輕重工業(yè)中，機械手是工業(yè)機器人的一種，它是在工業(yè)機器人的基礎之上發(fā)展起來的。機械手的種類很多，常見的有液壓式、電動式、氣動式和機械式機械手。我們所設計的機械手為機械式。機械手的主要部件為手部和運動機構，運動機構用來控制的各種動作，使機械手完成上下擺動、左右回轉、伸縮、擺動等等運動。手部是根據所要抓取的物體的形狀、材質、大小、重量等因素來設計的。機械手的自由度影響機械手的靈活性、通用性，通常機械手自由度為4-5個，一般的專用的機械手由2-3個自由度。機械手通常用作機床、生產線等工作場

6、合的上下料、換刀等工作。機械手的特點是工作時間長，工作精度高，抗干擾能力強，可以在惡劣環(huán)境中工作。因此，機械手的未來發(fā)展方向為代替人工進行長時間重復高精通的工作，同時替代人工在環(huán)境惡劣，高溫有毒等環(huán)境中工作。機械手的模塊化同時也是它的發(fā)展趨勢，通過模塊化處理，可以使機械手快速響應，完成不同的工作。隨著時間的發(fā)展，機械手會變得越來越先進，逐步向智能化、模塊化發(fā)展。 1.3 總體設計要求 設計二自由度關節(jié)式熱鐓擠送料機械手,由電動機驅動,夾送圓柱形鐓料,往40 t鐓頭機送料。它的動作順序是：手指夾料,手臂上擺l5°，手臂水平回轉l20°,手臂下擺l5°，手指張開放料;手臂再上擺,水平反轉,下

7、擺,同時手指張開,準備夾料。 主要要求完成對手臂上下擺動以及水平回轉的機械運動設計。圖1.1為機械手的外觀圖,技術參數為最大抓重2kg,手臂夾持工件最大直徑25mm，手臂回轉半徑685mm,送料頻率15次/min，電機轉速1450r/min。 設計熱鐓劑送料機械手驅動機構使熱鐓機送料機械手完成上下擺動和水平回轉運動，設計傳動系統并確定其傳動比分配。設計連桿機構并進行速度、加速度分析。凸輪連桿機構的設計計算：選擇從動件的運動規(guī)律,確定基圓半徑，校核最大壓力角與最小曲率半徑。減速器部分齒輪機構的設計計算、校核計算。繪制熱鐓劑送料機械手的總體裝配圖；繪制熱鐓劑送料機械手的主要零件圖； 1.4

8、 說明書主要內容 說明書的主要內容為：第一章主要介紹課題研究的意義以及課題要求，第二章介紹運動過程，對機械手的運動過程和動作順序進行了解分析計算。第三章主要介紹機械手部分，機械手的動過過程為水平回轉運動水平反轉運動上擺和下擺四種運動，它們由凸輪連桿機構來完成手臂的上下擺動，由不完全齒輪齒條來完成手臂回轉。第四章對減速器部分的設計計算和校核計算。第五章對機械手執(zhí)行機構的設計計算。計算出主要執(zhí)行機構中凸輪和不完全齒輪的形狀和大小。第六章對熱鐓機送料機械手進行整體的分析計算。附參考資料 圖1-1 2 運動過程分解 2.1 運動周期計算 由畢業(yè)設計任務書總體設計要求可知，機械

9、手送料頻率為15次/min,電機轉速為1450r/min，通過簡單計算可知，每周期運動時間為4秒鐘，這4s可進行如下分配： 機械手手指夾料（0.4s）——機械手手臂上擺15度（0.4s）——機械手手臂水平回轉120度（0.8s）——機械手手臂下擺（0.4s）——機械手手指張開放料（0.4s）——機械手手臂上擺15度（0.4s）——機械手手臂水平反轉120度（0.8s）——機械手手臂下擺15度（0.4s） 2.2機械手圓形運動循環(huán)圖 通過運動周期計算繪制圓形運動循環(huán)圖。運動循環(huán)圖是在機械協調設計中所需要用到的重要的圖形文件。它能更好的說明運動過程，可以描述各個執(zhí)行機構之間的運動順序

10、、相互之間既協調又制約的動作關系。運動循環(huán)圖的常見類型有直線型、圓形、直角坐標式等類型，在這里，我們使用圓形運動循環(huán)圖，它可以更加直觀更形象的描繪出機械手水平運動與上下擺動的運動關系，即在平動時水平停止，在進行上下擺動式水平方向靜止，兩者互相不干擾。 圖2-1 圓形循環(huán)圖 3 機構功能分解 熱鐓擠送料機械手的構成由原動機、傳動部分、執(zhí)行部分三部分組成，功能關系由下表所示： 表3-1 熱鐓擠送料機械手 原動機 傳動機構

11、 執(zhí)行機構 電動機 齒輪 帶輪 間歇上下擺動機構 間歇左右回轉 3.1 驅動裝置的選擇 電動機的種類很多，可以分為直流電動機和交流電動機兩大類，我們所使用的電動機的工作環(huán)境實在工廠，所用為交流電，選用的電動機為交流電動機。交流電動機可分為三相同步電機和三相異步電機。三相交流異步電動的機結構比較簡單，而且它價格低廉，在日常中維護方便，所以它在工業(yè)生產中得到上廣泛的應用。Y系列的電動機是全封閉的自扇冷式的三相異步電動機。它的特點是性能好，噪音較低，同時具有高效率震動小的優(yōu)點。這使它適用于不易爆炸不易燃且沒有腐蝕性氣體的工

12、作環(huán)境中，如在機床、運輸機、攪拌機的機器上面。課題中所設計的熱鐓擠送料機械手的工作環(huán)境實在工廠中，它的工作電壓為380V,頻率為50HZ，電機轉速為1450r/min，所以選擇同步轉速為1500r/min。機械手最大抓重2kg，所需功率不大，所以通過查詢機械設計手冊可以優(yōu)先選擇Y112M-4型號電動機來作為機械手的原動機，完成要求的工作動作。 電動機參數： 表3-2 電動機型號 額定功率/kW 滿載轉速/(r/min) 堵轉轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 質量/kg Y112M-4 4 144

13、0 2.2 2.3 43 3.2 傳動類型的選擇 帶傳動特點：帶傳動有傳送比較平穩(wěn)，噪聲較小，能進行一定的緩沖吸振的優(yōu)點，但是帶傳動的承載能力比較低。傳遞相同的轉矩時要比其他機構的尺寸大，通常將帶傳動放在傳動系統的高速級。 齒輪傳動特點：齒輪傳動有著工作可靠，使用壽命長，瞬時傳動比為常數，傳動效率高等優(yōu)點，但它的成本也高，在精度低的時候，震動和噪聲比較大，不宜用于軸間距大傳動。 鏈傳動特點：鏈傳動沒有滑動并且不需很大的張緊力,作用在軸上的載荷較小，效率高，它的缺點是只能用于平行間的傳動，瞬時速度不均勻，工作時有噪聲，費用較高。 摩擦輪傳動特點：摩擦輪優(yōu)點在于制造簡單，在

14、過載時可以發(fā)生打滑從而防止機器中重要零件的損壞，可以實現無級變速，但它的缺點也較為明顯，那就是傳動效率較低，傳動比不能保證，而且壽命較低，它必須采用壓緊裝置時才能使用。 蝸桿傳動特點：它的優(yōu)點在于工作平穩(wěn)、沒有噪聲、結構較為緊湊、沖擊小，它的優(yōu)點還有結構尺寸小、重量輕、零件數目少。缺點是效率低，結構復雜，制造材料較貴，制造較難 對這五種傳動方式進行對比，考慮熱鐓擠送料機械手的結構、工作環(huán)境和所需力等方面的要求綜合選擇帶傳動和齒輪傳動，電動機通過帶輪將轉矩傳遞到減速器，通過減速器減速達到需要的轉速帶動機械手的水平回轉運動和上下擺動。 3.3 手臂上下擺動的設計與選擇 根據設計總

15、體要求可以知道機械手上下擺動15度，為完成所需要的動作，需要設計機構來驅動機械手實現運動要求，可是實現上下運動的機構很多，有凸輪機構，鉸鏈四桿機構，曲柄滑塊機構，螺桿等機構，下面，設計幾種方案來完成手臂的上下擺動運動。 方案一：凸輪連桿機構 凸輪是具有曲線輪廓的構件，它的運動可以通過高副接觸傳遞給從動件，是從動件運動，它的運動狀態(tài)可以是連續(xù)的，也可以是不連續(xù)的。因為凸輪具有這樣的特點，所以凸輪連桿機構可直接驅動從動件進行上下運動，進而使機械手手臂上下搖動。而凸輪連桿機構具有結構簡單、便于計算、成本低廉的優(yōu)點。但是它也存在缺點，那就是具有一定程度的沖擊?？紤]到機械手最大抓重為2kg，工作強度

16、不大，沖擊也較小，所以該結構可以完成上下擺動動作。 如圖3-1所示，為凸輪連桿機構。 圖3-1 凸輪+連桿 方案二：圓柱凸輪機構+連桿 圓柱凸輪是將移動凸輪卷成圓柱體衍化而來，它是空間運動。通過圓柱凸輪的不斷轉動，使連桿上下擺動，進而驅動機械手運動。該方案結構較為復雜，圓柱凸輪成本較高，計算較為麻煩。可以完成機械手的上下擺動。 如圖3-2所示，圓柱凸輪機構轉動拉動連桿使其完成擺動15度的動作。 圖3-2 圓柱凸輪+搖桿 方案三 曲柄滑

17、塊+曲柄搖桿 通過偏心轉動帶動連桿運動，再由連桿拉動滑塊，從而完成從動件的間歇上下擺動。使機械手完成要求的上下擺動15度的要求。該結構結構簡單。 圖3-3 曲柄滑塊+曲柄搖桿 綜合對比3種機構，考慮機械手設計總體要求，選擇方案一比較合適。 3.4 手臂水平回轉的設計與選擇 手臂的水平回轉運動與手臂上下擺動不同時進行，環(huán)形運動循環(huán)圖清晰明了的表述了兩種運動的工作時間。手臂水平放下的回轉可以通過多種機構完成，如不完全齒輪機構，不完全齒輪+曲柄滑塊+齒輪齒條機構，棘輪機構等，通過綜合考

18、慮，設計以下幾種方案： 方案一：不完全齒輪+曲柄滑塊+齒輪齒條 經過減速器將動力傳動到不完全齒輪處驅動其轉動，因為是不完全齒輪，可以通過設計有齒區(qū)域占整個齒輪區(qū)域的比例來調節(jié)改變間歇時間，齒輪轉動帶動連桿前后移動，拉動齒條移動。通過齒條與齒輪嚙合來驅動連桿轉動。如圖3-4在課題的設計要求中可知要完成機械手水平回轉120°，所以不完全齒輪齒數應該是完全齒輪的三分之一。 方案二：不完全齒輪機構 不完全外齒輪嚙合是旋轉120度，不完全外齒輪不嚙合，內齒輪3、4嚙合是，水平回轉120度，完成左右回轉的工作要求。如圖3-5所示。不完全齒輪機構具有機構結構簡單、容易制造、工作較為可靠特點，同時從動

19、輪的運動時間和靜止時間變化范圍較大。通過設計不完全齒輪的齒數可以實現機械手所要求的回轉角度，對轉動的時間可以較好的把握。但是當開始進入嚙合時和脫離嚙合時具有比較大的沖擊，因此，它一般用于低速和載荷較小的場合。 方案三：圓柱凸輪+連桿+齒輪齒條 減速器將動力傳遞到圓柱凸輪帶動其轉動，因為圓柱凸輪的輪廓線不同，從動件連桿會沿著輪廓線運動，因為圓柱凸輪是水平放置的，凸輪的轉動會使連桿左右轉動，根據設計要求可以確定左右擺動的周期和擺動的距離。連桿的移動會帶動齒條的移動。齒條與齒輪嚙合帶動齒輪左右轉動，齒輪帶動桿是其左右回轉，完成機械手水平左右回轉的工作動作。圓柱凸輪機構結構復雜，計算難度大，使運動

20、停歇時間難以把握。設計難度較大 綜合三種方案，選擇方案一更為合適，方案一具有計算簡單，容易實現，具有明顯的間歇運動的優(yōu)點，方案二沖擊較大，方案3結構復雜，不容易計算，運動停歇時間較難把握。 圖3-4 不完全齒輪+連桿+齒條 圖3-5 不完全齒輪 圖3-6 圓柱凸輪+齒輪齒條 3.5 熱鐓擠送料機械手整體結構設計

21、 通過上述對各個方案的設計分析，將選擇出來的最優(yōu)方案綜合整理，確定熱鐓擠送料機械手的整體結構，如圖3-7所示。選用凸輪連桿機構來完成機械手的上下擺動，選用不完全齒輪+連桿+齒輪齒條來實現機械手的120°水平回轉，使用減速器來減速達到所需轉速。 圖3-7 4 傳動機構的設計計算 已知工作頻率為15次/min，則執(zhí)行機構轉速為30r/min。滿載轉速為1440r/min，通過運動循環(huán)圖和機械手的整體結構設計傳動比?？倐鲃颖?440÷30=48。帶傳動部分傳動比為4，高速級齒輪傳動為4，低速級為3，錐齒輪傳動比為

22、3。 4.1帶輪傳動計算 1.定V帶型號和帶長 帶傳動是帶輪之間用帶作為撓性拉拽零件的傳動，它是借助與帶輪之間的摩擦或者嚙合來傳遞動力或者運動的，帶的類型分為平帶、V帶、同步帶和多楔帶。因為傳動比為4，查機械設計表11.1可以知道，選用V帶傳動即可滿足要求。V帶傳動適用于中心距較小的情況下，它沒有接頭，運動比較平穩(wěn)，多跟V帶同時使用時，不懼損壞，即使損壞了一根也不至于立即停止運行。它的缺點是適用壽命比較短，價格比較貴，而且傳動的效率要略低于平帶。 工作情況系數：由表11.5查得 kA=1.2 計算功率 根據總體設計結構計算出中傳遞效率η=0.89 其中η1=0.96；η

23、2=0.98；η3=0.99，η4=0.99. 所以Pw=Pdη= 3.56kW 選擇V帶型號 由圖11.15可知，選擇Z型V帶。 小帶輪直徑 由圖11.5可知，D1取90mm 驗算V帶速度 v=πD1nm60000=6.78m/s 5m/s＜v＜25m/s 符合要求。 大帶輪直徑 D2=1-εD1n1n2=356.4mm 取D2=360mm 其中ε為帶傳動的滑動率 大帶輪轉速 n2=1-εD1n1D2=356.4r/

24、min 2.計算帶長 求Dm Dm=D1+D22=225mm 求Δ Δ=D2-D12=135mm 初取中心距 2D2+D1＜a＜0.55D2-D1+h 初取a=600 帶長 L=πDm+2a+Δ2a =1936.875mm 查圖11.4可知Ld=2000 3.求中心距和包角 中心距 a=L-πDm4+14L-πDm-8Δ2=600mm 小輪包角 α1=180°-D2-D1a×60°=153° 4.求帶根數 帶速 v=πD1n160×1000=6.78m/s 帶根數 由表11.8可知Po=1.91 由表11.7可知kα

25、=0.94 由表11.12可知kL=1.03 由表11.10可知ΔPo=0.168 z=PcP+ΔPokαkL=1.99 所以，V帶根數為2根。 5.求軸上載荷 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2=222.5N 軸上載荷 FQ=2×zF0sinα2=890.35N 4.2齒輪傳動 齒輪可以分為直齒輪、斜齒輪、人字齒輪、錐齒輪等，齒輪傳動的要求是要滿足沖動比平穩(wěn)，要盡量的減少沖擊、噪聲和震動。齒輪傳動要保持一定的強度。常見的齒輪失效形式為齒面損傷和輪齒折斷，齒面損傷有點蝕、膠合、塑性流動、磨粒磨損等損傷形式。該設計選擇直齒輪即可，為了保證齒輪齒面

26、具有足夠的硬度，較高的抗點蝕、抗磨損、抗膠合等能力，應選擇合適的材料，同時，該材料應該使齒輪有足夠的彎曲疲勞強度和良好的熱處理公益性，選擇的材料應為40Cr，45鋼等。 4.2.1高速級齒輪傳動 運輸機一般為工作機，速度不高，故選7級精度，小齒輪選擇材料為40Cr，需調質處理，硬度為260HB，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HB，同樣需要調質處理。 齒面接觸疲勞強度計算 1.初步計算 轉矩T1 T1=9.55×106Pn1=94.43N?m 齒寬系數φd 由表12.13可知，φd=1.0 接觸疲勞極限σHlim 《機械設計》圖12.17c可知， σHlim1

27、=710MPa σHlim2=600MPa 初步計算許用接觸應力σH σH1≈0.9σHlim1=639MPa σH2≈0.9σHlim2=522MPa Ad值 由表12.16可取 Ad=85 初步計算小齒輪直徑 d1≥Ad3T1φdσH?u+1u =64mm Ad為修正系數 φd為齒寬系數 u為傳動比 初步齒寬b b=φdd1=1×64=64mm 2.校核計算 圓周速度v V=πd1n160×1000=1.23m/s 精度等級 由表12.6查得精度等級為9級 齒數z和模數m 初步取齒

28、數z1=30，z2=iz1=120 m=d1z2=2.13 由表12.3取m=2.5 則z1=d1m=26 z2=104 選用系數KA 由表12.9選取KA=1.25 動載系數KV 由圖12.9選取KV=1.2 齒間載荷分配系數KHα 由表12.10，先求 Ft=2T1d1=2×=2950.9N KAFtb=1.25×2950.964=57.63N/mm 端面重合度 Zε εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.73 Zε=4-εα3=0.87 KHα=1Zε2=1.32 齒向載荷分布系數KHβ

29、 KHβ=A+B1+0.6bd12bd12+c?10-3b=1.396 載荷系數K K=KAKVHHαKHβ=1.25×1.2×1.32×1.396=2.76 彈性系數Zε 由表12.12可得 Zε=189.8MPa 節(jié)點區(qū)域系數ZH 有圖12.16 ZH=2.46 接觸最小安全系數SHmin SHmin=1.05 總工作時間th th=10×300×16=48000h 應力循環(huán)次數NL NL1=60γn1th=1.04×109

30、 NL2=NL1i=2.6×108 γ為齒輪每轉一周，同一側齒面的嚙合次數 th齒輪的設計壽命 接觸壽命系數ZN 由圖12.18可知，取 ZN1=1 ZN2=1.12 接觸疲勞極限 由圖12.17c σHlim1=710MPa，σHlim2=580MPa 許用接觸應力σH σH1=σHlim1ZN1SHmin=

31、710×11.05=676.2MPa σH2=σHlim2ZN2SHlim=580×1.121.05=618.67MPa 驗算 σH=ZEZHZε2KT1bd2?u+1u=597.87<σH2 3. 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑d d1=mz=2.5×26=65mm d2=mz=2.5×104=260mm 中心距a a=mZ1+Z22=162.5mm

32、 齒寬b b=φdd1=1×65=65mm 取b1=75mm,b2=65mm 4 .齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數Yε Y↑ε=0.25+0.75εα=0.68 齒間載荷分配系數Kα 由表12.10可知，KFα=1Yε=1.47 齒向載荷分布系數KFβ bh=652.5×2.25=11.56 由圖12.14查得，HFβ=1.38 載荷系數K K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.2×1.47×1.38=3.04 齒形系數YFa 由圖12.21查得， YFa1=2.65

33、 YFa2=2.25 應力修正系數YSa 由圖12.22查得， YSa1=1.58 YSa2=1.83 彎曲最小安全系數σFlim 由圖12.23c查得， σFlim1=600MPa σFlim2=450MPa 應力循環(huán)次數NL 由表12.15估計3×106

34、60γn1th=1.04×109 彎曲壽命系數YN 由圖12.24可知， YN1=0.85 YN2=0.9 尺寸系數YX 由圖12.25可知 YX=1.0 許用彎曲應力σF σF1=σFlim1YN1YXSFlim=600×0.85×11.05=485.7MPa σF2=σFlim2YN2YXSFlim=450×0.9×11.05=385.7MPa 驗算 σF1=2KT1bd1mYFa1YSa1Yε=227.59<σF1

35、 σF2=σF1YFs2YSa2YFa1YSa1=222.4MPa<σF2 符合要求。 4.2.2低速級齒輪傳動的設計計算 材料選擇：小齒輪選擇材料為40Cr，需調質處理，硬度為260HB，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HB，同樣需要調質處理。 1. 齒面接觸強度計算 初步計算 轉矩T2 T2=9.55×106Pn2=9.55×106×3.5690=N?mm 齒寬系數φd 由表12.13可知φd=1.0 初步計算許用接觸應力σH σH1≈0.9σHlim1=639MPa σH2≈0.9σHlim2=522MPa Ad值 由表12.

36、16可取 Ad=85 初步計算d3 d3=Ad3T2φdσH2?u+1u=104.31 取d3=105mm 初步齒寬b b=φd?d3=1×105=105mm，b3=115mm b4=105mm 2. 校核計算 圓周速度 v=πd3n360×1000=π×105×9060×1000=0.49m/s 精度等級 查表12.6選取精度等級為9級 齒數z和模數m 初取z3=40，z4=iz3=3×4=120 m=d3z3=2.63，取m=3 z3=d3m=1053=35，z4=105 使用系數

37、KA 由表12.9選取KA=1.25 動載系數KV 由圖12.9選取KV=1.2 齒間載荷分配系數KHα Ft=2T2d3=2×=7195.43N KAFtb3=1.25×7195.43115=78.21N/mm<100N/mm 先求：端面重合度εα=1.76 Zε=4-εα3=0.86 KHα=1Zε2=1.35 齒向載荷分布系數KHβ KHβ=A+B1+0.6bd32bd32+c?10-3b=1.42 載荷系數K K=KAKVKHαKHβ =1.25×1.2×1.35×1.42=2.88 彈性系數Zε

38、 由表12.12可得 Zε=189.8MPa 節(jié)點區(qū)域系數ZH 有圖12.16 ZH=2.46 接觸最小安全系數SHmin SHmin=1.05 總工作時間th th=10×300×16=48000h 應力循環(huán)次數NL 由表12.5估計107

39、選擇，Zn1=1.16 Zn2=1.2 接觸疲勞極限 由圖12.17c σHlim1=710MPa，σHlim2=580MPa 許用接觸應力σH σH1=σHlim1ZN1SHmin=710×1.161.05=785MPa σH2=σHlim2ZN2SHlim=580×1.21.05=663MPa 驗算 σH=ZEZHZε2KT2bd2?u+1u=549.21<σH2 3. 確定傳動主要尺寸 實

40、際分度圓直徑d d3=mz3=3×35=105mm d4=mz4=3×105=315mm 中心距a a=mZ3+Z42=210mm 齒寬b b=φdd3=1×105=105mm 取b3=115mm,b4=105mm 4.齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數Yε Y↑ε=0.25+0.75εα=0.68 齒間載荷分配系數Kα 由表12.10可知，KFα=1Yε=1.47 齒向載荷分布系數KFβ bh=1153×2.5=15.3 由圖12.14查得

41、，HFβ=1.38 載荷系數K K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.2×1.47×1.38=3.04 齒形系數YFa 由圖12.21查得， YFa3=2.5 YFa4=2.24 應力修正系數YSa 由圖12.22查得， YSa3=1.62 YSa4=1.82 彎曲最小安全系數σFlim 由圖12.23c查得， σFlim

42、3=600MPa σFlim4=450MPa 彎曲最小安全系數SFmin 由表12.14選擇， SFmin=1.25 彎曲壽命系數YN 由圖12.24可知， YN3=0.98 YN4=0.95 尺寸系數YX 由圖12.25可知 YX=1.0 許用彎曲應力σF σF3=σFlim3YN3YXSFlim=600×0.98×

43、11.25=470.4MPa σF4=σFlim4YN4YXSFlim=450×0.95×11.25=343MPa 驗算 σF3=2KT2bd3mYFa3YSa3Yε=174.6MPa<σF3 σF4=σF3YFs4YSa4YFa3YSa3=172.8MPa<σF4 4.2.3直尺錐齒輪設計計算 直齒錐齒輪的加工方式多為刨齒，因此不宜采用硬齒面。小齒輪的材料選擇40Cr，需要進行調質處理，硬度大小為260HB,而大齒輪的加工材料可以選擇使用42SiMn，同樣要進行調制處理，硬度為230HB。通過運動循環(huán)簡圖和整體機構簡圖可以知道直尺錐齒輪的傳動比為i=3，小齒輪轉速為30r/min

44、，傳遞功率為 P=P1η3η2=3.56×0.99×0.98=3.45kW。 1. 齒面接觸疲勞強度計算 齒數z和精度等級 取z5=24，z5=iz5=72， 因為運動速度不高，通過表12.6，選9級精度 使用壽命KA 由表12.9 KA=1.0 動載系數KV 由圖12.9 KV=1.12 齒間載荷分配系數KHα 由表12.10，估計KAFtb<100N/mm cosδ1=uu2+1=0.95，cosδ2=1u2+1=0.32 zv

45、1=z1cosδ1=240.95=25.26，zv2=225 由公式12.6可計算εαv=1.74 由公式12.10計算Zε=0.87 KHα=1Zε2=1.32 齒向載荷分布系數Kβ 由表12.20查得，Kβ=1.65 載荷系數K K=KAKVKHαKβ=1.0×1.12×1.32×1.65=2.43 轉矩T3 T4=T1i=N?mm 彈性系數ZE 由表12.12可得 ZE=189.8MPa 節(jié)點區(qū)域系數ZH 有圖12.16 ZH=2.5 接觸最小安全系數SHmin SHmin=1.

46、05 總工作時間th th=10×300×16=48000h 應力循環(huán)次數NL NL1=60γn1th=1.04×109 NL2=NL1i=2.6×108 接觸壽命系數ZN 由圖12.18可知，取 ZN1=1 ZN2=1.12 接觸疲勞極限 由圖12.17c σHlim1=710MPa，σHlim2=680MPa 許用接觸應力σH σH1=σH

47、lim1ZN1SHmin=710×11.05=676.2MPa σH2=σHlim2ZN2SHlim=680×1.121.05=725MPa 小輪大端分度圓直徑d5 取φd=0.3 由《機械設計》12.39公式計算得出d5=117mm 驗算圓周速度及KAFtb dm1=1-0.5φRd5=1-0.5×0.3×117=99.45mm vm=πdm1n360×1000=π×99.45×9060×1000=0.5m/s Ft=2T3dm1=5697N b=φRR=φR?d521-cos2δ1=56mm KAFtb=9

48、8N/mm<100N/mm 2.確定傳動主要尺寸 大端模數m m=d5z5=11724≈4 實際分度圓直徑d d5=mz=4×24=96mm d6=mz=4×72=288mm 錐句R R=m2Z12+Z22=151.79mm 齒寬b b=φRR=0.3×221.36=45mm 取b=67mm 經過校核計算得出所選數據符合要求。 4.3軸的設計計算 因為減速器功率不大，并且沒有特殊的要求，所以選擇常見的45鋼即可，并且對45鋼進行調制處理 各軸

49、輸入功率 P1=Pd?η1=3.6kW P2=P1?η2?η3=3.56kW P3=P2?η2η3=3.45kW 4.3.1 軸的設計計算 最小軸徑 Ⅰ軸最小軸徑： d1≥C3P1n1=22mm Ⅱ軸最小軸徑： d2≥C3P2n2=34.8mm Ⅲ軸最小軸徑： d3≥C3P3n3=50mm 軸承選擇 表4-1 軸承參數表 軸承號 軸承代號

50、基本尺寸/mm（d×D×B） Ⅰ 2系列6206 30×62×16 Ⅱ 2系列6209 45×85×19 Ⅲ 2系列6213 65×120×24 Ⅰ軸的設計 表4-2 Ⅰ軸各軸段直徑 軸段 直徑mm 原因 Ⅰ-Ⅱ 22 根據最小直徑選擇 Ⅱ-Ⅲ 25 定位軸肩0.07~0.1d Ⅲ-Ⅳ 30 根據軸承內徑選取 Ⅳ-Ⅴ

51、 35 非定位軸間 Ⅴ-Ⅵ 52 分度圓直徑 Ⅵ-Ⅶ 35 h=0.07~0.1d Ⅶ-Ⅷ 30 根據軸承內徑選擇 表4-3 Ⅰ軸各軸段長度 軸段 長度mm 原因 Ⅰ-Ⅱ 38 凸緣聯軸器選擇 Ⅱ-Ⅲ 35 Ⅲ-Ⅳ 28 16+9+3 Ⅳ-Ⅴ 135 Ⅴ-Ⅵ 75 根據齒寬得出 Ⅵ-Ⅶ

52、7 Ⅶ-Ⅷ 28 16+12 圖4-1 Ⅰ軸簡圖 Ⅱ軸的設計 表4-4 Ⅱ軸各軸段直徑 軸段 直徑mm 原因 Ⅰ-Ⅱ 35 根據最小直徑選擇 Ⅱ-Ⅲ 40 非定位軸間 Ⅲ-Ⅳ 45 根據軸承內徑選取 Ⅳ-Ⅴ 52 定位軸肩 Ⅴ-Ⅵ

53、 60 定位軸肩 Ⅵ-Ⅶ 52 定位軸肩 Ⅶ-Ⅷ 45 根據軸承內徑選擇 表4-5 Ⅱ軸各軸段長度 軸段 長度mm 原因 Ⅰ-Ⅱ 45 錐齒輪齒寬選擇 Ⅱ-Ⅲ 45 Ⅲ-Ⅳ 43 16+9+3 Ⅳ-Ⅴ 65 根據齒寬得出 Ⅴ-Ⅵ 20 Ⅵ-Ⅶ 115 Ⅶ-Ⅷ 36 1

54、9+12+5 圖4-2 Ⅱ軸簡圖 Ⅲ軸的設計 表4-6 Ⅲ軸各軸段直徑 軸段 直徑mm 原因 Ⅰ-Ⅱ 50 根據最小直徑選擇 Ⅱ-Ⅲ 56 非定位軸肩 Ⅲ-Ⅳ 65 根據軸承內徑選取 Ⅳ-Ⅴ 72 定位軸肩 Ⅴ-Ⅵ 78 非定位軸肩

55、 Ⅵ-Ⅶ 72 定位軸肩 Ⅶ-Ⅷ 65 根據軸承內徑選擇 表4-7 Ⅲ軸各軸段長度 軸段 長度mm 原因 Ⅰ-Ⅱ 112 凸緣聯軸器選擇 Ⅱ-Ⅲ 60 Ⅲ-Ⅳ 36 24+12 Ⅳ-Ⅴ 102 Ⅴ-Ⅵ 105 根據齒寬得出 Ⅵ-Ⅶ 10 Ⅶ-Ⅷ 36 24+12

56、 圖4-3 Ⅲ軸簡圖 4.3.2 軸的校核計算 計算齒輪受力 轉矩T3 T3=9.55×106P3n3=N?mm 圓周力 Ft=2T3d3=20919N?mm 徑向力 Fr=Fttanαn=7614N 計算支承反力 垂直面反力 FR1'=FR2'=Ft2=10459.5N 軸受轉矩 T=T3=N?mm 許用應力值 查表16.3 σ-1b=60MPa，σ0b=102.5MPa 應力校正系數 σ=σ-1bσ0b=0.59 當量轉矩 αT=.5N?mm 當量彎矩 在齒輪中間截面處 M'=M2+αT

57、2=.7N?mm 校核軸徑 齒根圓直徑 df4=mZ-2.5=307.5mm 軸徑 d=3M'0.1σ-1b=58.7mm<105mm 4.4滾動軸承的校核計算 常見的滾動軸承有圓錐滾子軸承，它能同時受徑向載荷和軸向載荷，具有承載能力較大的特點，它的許用角偏?。煌屏η蜉S承只能承受單向的軸向載荷，在回轉時會因為鋼球離心力的作用于保持架摩擦發(fā)熱，所以極限轉速較低。深溝球軸承的結構簡單，主要用來承受徑向力，摩擦系數小，極限轉速高，價格較低，它的應用范圍最廣。較接觸球軸承的特點是軸向承載能力隨著接觸角的增大而增大，但是需要成對使用，它的接觸角有

58、15°、25°和45°三種。圓柱滾子軸承可以受較大的徑向載荷，內外圈之間可作軸向的自由移動，它不能夠承受軸向載荷。通過對比這幾種常見的滾動軸承，從經濟、使用條件等方面進行考慮， 選用軸承為深溝球軸承。 通過表18.7可得，X=1.0，Y=0,由表18.8查得，fd=1.2 當量動載荷P P=fd?XFr=9136.8N 計算額定動載荷 Cr'=P3Lh'n16670=40390N<57200N 選用6213深溝球軸承可以滿足軸承壽命要求。 4.5 鍵鏈接的校核計算 鍵的種類有平鍵和花鍵兩種，它們的重要作用都是用于軸和帶轂零件，用來實現周向的固定，以此來傳遞轉矩

59、。我們使用的鍵為平鍵。其中平鍵又分為普通平鍵、導向平鍵、滑鍵三種，這里我們選用的是普通平鍵。而普通平鍵又分為平頭、圓頭、一端平頭一端圓頭3種類型。平鍵一般情況下不影響被連接件的定心，因此使用范圍很廣。在進行平鍵的設計時，應該考慮較弱零件的工作面被壓潰或磨損等狀況，同時也應考慮鍵的強度，以防鍵被剪斷。 1.輸入軸與聯軸器用平鍵聯接鍵1 軸徑d=22mm，Lz=38mm，查機械設計手冊，選擇A型平鍵，尺寸為b×h=8×7，查機械設計表7.1，σp=100~120MPa，參考轂長選擇L=34mm，鍵的接觸長度l'=L-b=34-8=26mm，σp=4Tdhl'=66MPa<120MPa。 2.

60、輸出軸與齒輪用平鍵聯接鍵2 軸徑d=52mm，Lz=115mm，查機械設計手冊，選擇A型平鍵，尺寸為b×h=16×10，查機械設計表7.1，σp=100~120MPa，參考轂長選擇L=110m，鍵的接觸長度l'=L-b=110-16=94mm，σp=4T2dhl'=31MPa<120MPa。 3.輸出軸與齒輪用平鍵聯接鍵3 軸徑d=52mm，Lz=65mm，查機械設計手冊，選擇A型平鍵，尺寸為b×h=16×10，查機械設計表7.1，σp=100~120MPa，參考轂長選擇L=60mm，鍵的接觸長度l'=L-b=60-16=44mm，σp=4T2dhl'=66MPa<120MPa。 4.

61、輸出軸與錐齒輪用平鍵聯接鍵4 軸徑d=35mm，Lz=45mm，查機械設計手冊，選擇A型平鍵，尺寸為b×h=10×8，查機械設計表7.1，σp=100~120MPa，參考轂長選擇L=40，鍵的接觸長度l'=L-b=40-10=30mm，σp=4T2dhl'=84MPa<120MPa。 5.輸出軸與齒輪用平鍵聯接鍵5 軸徑d=78mm，Lz=108mm，查機械設計手冊，選擇A型平鍵，尺寸為b×h=22×14，查機械設計表7.1，σp=100~120MPa，參考轂長選擇L=104m，鍵的接觸長度l'=L-b=104-22=82mm，σp=4T3dhl'=50MPa<120MPa。 6.輸出

62、軸與聯軸器用平鍵聯接鍵6 軸徑d=50mm，Lz=112mm，查機械設計手冊，選擇A型平鍵，尺寸為b×h=16×10，查機械設計表7.1，σp=100~120MPa，參考轂長選擇L=80mm，鍵的接觸長度l'=L-b=112-16=96mm，σp=4T3dhl'=92MPa<120MPa。 4.6箱體結構尺寸 表4-8 箱體參數 名稱 符號 尺寸/mm 箱座凸緣壁厚 b 12 箱蓋凸緣壁厚 b1 12 箱座底凸緣厚度 b2

63、 20 軸承旁連接螺栓直徑 d1 16 連接螺栓d2的間距 l 180 軸承蓋螺釘直徑 d3 10 視孔蓋螺釘直徑 d4 7.35 定位銷直徑 d 8.7 d1、d2、d3距外箱壁距離 c1 36 d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 36 軸承旁凸臺半徑 R1 36 凸臺高度 h 外箱壁至軸承座端面距離 l1 大齒輪頂圓與內箱壁距離 ?1 12 齒輪端面與內箱壁距離 ?2 12 箱蓋肋厚 m1 6.8 箱座肋厚 m 6.8 軸承蓋外徑 D2 圖6-27 軸承旁連接螺栓距離 s 箱蓋與連接螺栓直徑

64、 d2 0.5~0.6df 箱座壁厚 δ 8 5 機械手運動執(zhí)行機構設計計算 5.1 凸輪連桿機構的設計計算 由機械手設計要求可知，凸輪連桿機構的運動應該滿足機械手上下擺動15°，假設凸輪連桿機構的支承點距離機械手轉動點為100mm，則通過計算tan15°=x100，得出x=27mm，即凸輪最高點與最低點距離相差27mm。 通過運動過程計算凸輪外形 圓盤凸輪基圓半徑尺寸R1=25mm，外圓半徑R2=R1+27=52mm。 手臂夾料時間占比為：0.42=15 對應旋轉角度為：360°×15=72° 手臂上擺時間占比為：0.42=15 對

65、應旋轉角度為：360°×15=72° 手臂下擺時間占比為：0.42=15 對應旋轉角度為：360°×15=72° 手臂回轉時間所占比為：0.82=25 對應旋轉角度為：360°×25=144° 以O為圓心，e為半徑所作的圓成為偏距圓 以凸輪輪廓線最小矢徑為半徑所作的圓為基圓，基圓半徑為25mm 凸輪轉動時從動件的最大位移為行程 推程運動角為從動件由最低點到最高點凸輪所轉過的角度 回程運動角為從動件由最高點到最低點凸輪所轉過的角度 根據運動規(guī)律畫凸輪連桿機構圖 圖5-

66、1 從動件運動規(guī)律 由于機器的運動速度較慢，對動力要求不是很高，所以在推程與回程中選擇等加速和等減速，即加速度為0。 。 5.2 不完全齒輪齒條的設計計算 齒輪模數m=1 因為機械運動較慢，對動力的要求不高，轉動速度不是很快，所以對不完全齒輪的要求不高。通過運動循環(huán)圖和機械手的運動動作進行分析可以進行如下設計：完全齒輪共60齒，則，直徑為60mm。不完全齒輪與完全齒輪嚙合，運動過程為先進行空轉，待轉動五分之二后帶動完全齒輪轉動五分之二，之后空轉五分之一，這樣就滿足了機械手回轉的要求了。 齒輪齒數z=45,則它的分度圓直徑d=mz=45×1=45mm 齒條移動距離L=13×2π×452=47.1mm 齒條長度L1>L，所以選擇齒條長度為60mm。 齒條長度 設曲柄長度為a，連桿長度為b，則齒條移動距離為2a，即齒條移動的距離為23.55mm，為保證在運動過程中齒條不與曲柄相接觸，應該滿足如下條件，即： b-a>a，b>47.1mm 所以，b的長度選擇60mm 6 熱鐓擠送料機械手方案的計算說明 熱鐓擠送料機械手以發(fā)