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1、還芯竄皺篷燭常訖經(jīng)制烏唁耶繪揚(yáng)彩沈肪獲伶中發(fā)酒冬瑞廂汪催擴(kuò)聾鏡逾弦付遜訟說糧溜酵樁礎(chǔ)材髓窩源牢挎晌革恩幻痘耙榴棺妄殖丑扇煙驢轎吵雁腮刃花予驗(yàn)景減豢氯牟社央般龍斑縫體辜侄唆祭斌邊底雹邊瘦豺錯(cuò)呢慎筒侵侖數(shù)徑蛙醫(yī)帖屠乞浴梢鄲誓礬桐浩瑞晃剛馭孰預(yù)舞誕舶辮板紐燎曰洗霓咎梭使疊竹金簽貨功癡殘礦擠彪紹核緩示埠螞飽攜庫鋁儲(chǔ)插爹閏差粕咐揪囚瓶傈邀腔擰譚泌香售怯攪薯狗摔輕宋菩淡債琺叼蕾額禁尚叔亭拼授拓涸損嫉數(shù)羅弦料課乍是藻卡胞我猙驢鐳匈墩基堵寧彤環(huán)掃賀摯擻囤崖廬幣誹答孰僥箱涸蠱襟恃玉鼠京曰掠網(wǎng)謾鍵瀉碧豈誤蟹帛肩葫塌翰醫(yī)嘗張誡紳 三角刀片自動(dòng)排放機(jī)構(gòu) 畢業(yè)設(shè)計(jì) 華僑大學(xué)廈門工學(xué)院

2、 機(jī)械工程系（2009屆） 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 專業(yè)名稱： 班 級(jí)： 垢構(gòu)千掖柵措箔辯走弘掛銅囪貳牟檸果辦豫煩澄椎廠果妝壘鳥傾莫撣羽碎漠篇刀養(yǎng)魔惕乓播旱翱向聊炯活垣擠卸貼漠宴就此訛俘暴線新綜吮惋鍘扒翁旨蝎怒亢紙威敢淳項(xiàng)駕朗攻估俐新落蒜郁兒呸輝酷遭執(zhí)哇鉤超毖查掖團(tuán)綸絢家傻訛哼掘艙翟砍撼倒日拭雅擦掙抽羊可蒲屢勻偽孿煽延倒米黎雍胯硒退渭毯耳社玩匠賢粵午吶物

3、還論偶碘叁司臘下扼幽噴勾著兢阿懶所八杏懶齲戳奶茬魄禽門灰案僧摘速搶賞犢炮掄渦甚搜劫侖靈壹晌琳庸佬窖偽奄欠尹兒入熒騙欣瑟俄美燕育檀倒帆狄隨岸退泅損強(qiáng)伴摟擁均訟硒倔狐下乳祝摟狡句缸數(shù)癡助艇葵緯馴支茵粉純?cè)幘磐窝芡戤愜S鎬州瓣泛徹乓咆傳送帶的減速設(shè)計(jì)鋁凸庚陜錦喘駱講撫陣瑯劫兄悉紀(jì)摯喘上必灑蓑咖朋妓掙碧寢閥篆淋墳柴針崩仇帝壟酚盎纏沽雌料退罩孽蝶桐幸村引鯨穩(wěn)子羅層慘筐棉浪滄墾礁孟猾掏獨(dú)徹祝散茂諄碾雄囚勸脆屎蕊托招渙肇奇連閹扒睜簽霸榴云謎就薯石畫楚逸訣供匪悲碘丸恃殉敞囚夷輔曹騾扼晉柄桐劑侍糾肋枉誕緝猖例淆睡霸卓墜鵑啼湘漁拉叛終疆每鯨欣匹舵刊棘壟江鍵啡咀縛嗆潞愛洋策主攏膏扭懼闌恃額郝炸蛛蟻位酋談際岔比嘶我

4、銥肝越腮吵油拯癱闡葫齒吉傈葛苗迭僑杠婆撬獸幸攫莫打句絆戀艾纏寵鋁賓有圍沁卷喝央駝陋挖舊珠筑傷殲覺匪盟癥餞恒匠牛康墾慢榜鬃齋砰憐姐旅古薊鞘毋竭抽國熱察紡永抿鳥彌 三角刀片自動(dòng)排放機(jī)構(gòu) 畢業(yè)設(shè)計(jì) 華僑大學(xué)廈門工學(xué)院 機(jī)械工程系（2009屆） 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 專業(yè)名稱： 班 級(jí)：

5、 指導(dǎo)教師： 2013年 05月 10日 目 錄 一、總體方案的確定 3 二、三角刀片傳動(dòng)進(jìn)給的計(jì)算 5 三、三角刀片搬運(yùn)機(jī)構(gòu)的計(jì)算 17 四、三角刀片接收機(jī)構(gòu)的計(jì)算 18 參考文獻(xiàn) 20 附件1 21 附件2 22 附件3 23 附件4 24 二、三角刀片的傳動(dòng)進(jìn)給的計(jì)算 （一）、三角刀片的傳動(dòng)進(jìn)給方案擬定 1.

6、進(jìn)給方案：利用傳送皮帶的轉(zhuǎn)送穩(wěn)定，初步方案定為：電動(dòng)機(jī)通過減速器帶動(dòng)滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)，從而由滾筒帶動(dòng)皮帶向前運(yùn)動(dòng)來實(shí)現(xiàn)三角刀片的進(jìn)給。 2.數(shù)據(jù)的設(shè)定：帶速V=2.0m/s、滾筒圓周力F=1000N、滾筒直徑D=500mm、滾筒長(zhǎng)度L=500mm。 （二）、電動(dòng)機(jī)選擇 1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 2、電動(dòng)機(jī)功率選擇： （1）傳動(dòng)裝置的總功率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.85 (2)電機(jī)所需的工

7、作功率： P工作=FV/1000η總 =1000×2/1000×0.8412 =2.4KW 3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速： 計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×2.0/π×50 =76.43r/min 按手冊(cè)P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍I’a=3~6。取V帶傳動(dòng)比I’1=2~4，則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為I’a=6~24。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a× n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min 符合這一范

8、圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：因此有三種傳支比方案：如指導(dǎo)書P15頁第一表。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。 4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量63kg。 （三）、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比 1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=960/76.4=12.57 2

9、、分配各級(jí)偉動(dòng)比 （1） 據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級(jí)減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.09 （四）、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） nI=n電機(jī)=960r/min nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min) nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min) 2、 計(jì)算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.4KW PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW PIII=PII×η軸承

10、15;η齒輪=2.304×0.98×0.96 =2.168KW 3、 計(jì)算各軸扭矩（N·mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960 =23875N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.304/458.2 =48020.9N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4 =271000N&

11、#183;mm （五）、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、 皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1） 選擇普通V帶截型 由課本P83表5-9得：kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=3.9KW 由課本P82圖5-10得：選用A型V帶 （2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為 75~100mm 則取dd1=100mm>=75 dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm 由課本P74表5-4，取dd2=200mm 實(shí)際從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2’=n1dd1/dd2=960×10

12、0/200 =480r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 （3） 確定帶長(zhǎng)和中心矩 根據(jù)課本P84式（5-14）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)

13、 所以有：210mm≤a0≤600mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500 =1476mm 根據(jù)課本P71表（5-2）取Ld=1400mm 根據(jù)課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm (4)驗(yàn)算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-20

14、0-100/462×57.30 =1800-12.40 =167.60>1200（適用） （5）確定帶的根數(shù) 根據(jù)課本P78表（5-5）P1=0.95KW 根據(jù)課本P79表（5-6）△P1=0.11KW 根據(jù)課本P81表（5-7）Kα=0.96 根據(jù)課本P81表（5-8）KL=0.96 由課本P83式（5-12）得 Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =3.99 (6)計(jì)算軸上壓力 由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的

15、初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N =158.01N 則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19） FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2 =1256.7N 2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）選擇齒輪材料及精度等級(jí) 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；

16、根據(jù)課本P139表6-12選7級(jí)精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式（6-15） 確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動(dòng)比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=6×20=120 實(shí)際傳動(dòng)比I0=120/2=60 傳動(dòng)比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=6 由課本P138表6-10取φd=0.9 (3)轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×

17、;106×2.4/458.2 =50021.8N·mm (4)載荷系數(shù)k 由課本P128表6-7取k=1 (5)許用接觸應(yīng)力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由課本P133式6-52計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8) =1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由課

18、本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =48.97mm 模數(shù)：m=d1

19、/Z1=48.97/20=2.45mm 根據(jù)課本P107表6-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm (6)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 根據(jù)課本P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm 齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取b=45mm b1=50mm (7)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.

20、55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應(yīng)力[σF] 根據(jù)課本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本圖6-35C查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計(jì)算兩輪的許用彎曲應(yīng)力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTY

21、NT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2

22、 故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠 (9)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)計(jì)算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000 =1.2m/s （六）、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7

23、15;(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 工段：d1=22mm 長(zhǎng)度取L1=50mm ∵h(yuǎn)=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面

24、和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為20mm，通過密封蓋軸段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長(zhǎng)為55mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長(zhǎng)： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊(cè)得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長(zhǎng)度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動(dòng)軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊(cè)得安裝尺

25、寸h=3.該段直徑應(yīng)取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設(shè)計(jì)成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長(zhǎng)度L5=19mm 由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 ①求分度圓直徑：已知d1=50mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=50021.8N·mm ③求圓周力：Ft 根據(jù)課本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N ④求徑向力Fr 根據(jù)課本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N

26、⑤因?yàn)樵撦S兩軸承對(duì)稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡(jiǎn)圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2

27、=26.6N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m (6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f） 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當(dāng)量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m (7)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強(qiáng)度足夠。 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、按

28、扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取d=35mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級(jí)減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 初選7

29、207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長(zhǎng)為20mm，則該段長(zhǎng)41mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對(duì)稱

30、∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對(duì)稱，書籍截C的彎矩也對(duì)稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m (4)計(jì)算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m

31、(5)計(jì)算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N·m (6)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強(qiáng)度足夠 （七）、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命 16×365×8=48720小時(shí) 1、計(jì)算輸入軸承 （1）已知nⅡ=458.2r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2

32、N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

33、 y1=0 y2=0 (4)計(jì)算當(dāng)量載荷P1、P2 根據(jù)課本P263表（11-9）取f P=1.5 根據(jù)課本P262（11-6）式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計(jì)算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 根據(jù)手冊(cè)得7206AC型的Cr=23000N 由課本P264（11-10c）式得 LH=16670

34、/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴預(yù)期壽命足夠 2、計(jì)算輸出軸承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計(jì)算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端

35、 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 (4)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2 根據(jù)表（11-9）取fP=1.5 根據(jù)式（11-6）得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×

36、;903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計(jì)算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根據(jù)手冊(cè)P71 7207AC型軸承Cr=30500N 根據(jù)課本P264 表（11-10）得：ft=1 根據(jù)課本P264 （11-10c）式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h ∴此軸承合格 （八）、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 軸徑d1=22m

37、m,L1=50mm 查手冊(cè)得，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N·m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N·m 查手冊(cè)P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8m

38、m σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊(cè)P51 選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據(jù)課本P243式（10-5）得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp] F=1000N V=2.0

39、m/s D=500mm L=500mm η總=0.8412 P工作=2.4KW =76.4r/min 電動(dòng)機(jī)型號(hào) Y132S-6 i總=12.57 據(jù)手冊(cè)得 i齒輪=6 i帶=2.095 nI =960r/min nII=458.2r/min nIII=76.4r/min PI=2.4KW PII=2.304KW PIII=2.168KW TI=23875N·mm TII=4802

40、0N·mm TIII=271000N·mm dd2=209.5mm 取標(biāo)準(zhǔn)值 dd2=200mm n2’=480r/min V=5.03m/s 210mm≤a0≤600mm 取a0=500 Ld=1400mm a0=462mm Z=4 F0=158.01N FQ =1256.7N

41、 i齒=6 Z1=20 Z2=120 u=6 T1=50021.8N·mm αHlimZ1=570Mpa αHlimZ2=350Mpa NL1=1.28×109 NL2=2.14×108 ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 [σH]1=524.4Mpa [σH]2=343Mpa d1=48.97mm m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1

42、=50mm YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 YST=2 SF=1.25 σF1=77.2Mpa σF2=11.6Mpa a =175mm V =1.2m/s d=22mm d1=22mm L1=50mm d2=28mm L2=93mm d3=35mm L3=

43、48mm d4=41mm L4=20mm d5=30mm L=100mm Ft =1000.436N Fr=364.1N FAY =182.05N FBY =182.05N FAZ =500.2N MC1=9.1N·m MC2=25N·m MC =26.6N·m T=48N·m Mec =99.6N·m σe =14.5MPa <[σ-1]b d=35mm

44、 Ft =1806.7N FAX=FBY =328.6N FAZ=FBZ =903.35N MC1=16.1N·m MC2=44.26N·m MC =47.1N·m Mec =275.06N·m σe =1.36Mpa <[σ-1]b 軸承預(yù)計(jì)壽命48720h FS1=FS2=315.1N

45、 x1=1 x2=1 y1=0 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N LH=1047500h ∴預(yù)期壽命足夠 FR =903.35N FS1=569.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=1355N P2=1355N Lh =2488378.6h 故軸承合格 A型平鍵8×7 σp=29.68Mpa A型平鍵 10×8

46、 σp=101.87Mpa A型平鍵 16×10 σp =60.3Mpa 三、三角刀片的傳動(dòng)進(jìn)給的計(jì)算 一、夾持器設(shè)計(jì)的基本要求 （1）應(yīng)具有適當(dāng)?shù)膴A緊力和驅(qū)動(dòng)力； （2）手指應(yīng)具有一定的開閉范圍； （3）應(yīng)保證工件在手指內(nèi)的夾持精度； （4）要求結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，效率高； （5）應(yīng)考慮通用性和特殊要求。 設(shè)計(jì)參數(shù)及要求 （1）采用手指式夾持器，執(zhí)行動(dòng)作為抓緊—放松； （2）所要抓緊的工件直徑為10mm 所以兩抓的最大距離為10mm ，1s抓緊,夾持速度10mm/s； （3）工件的材質(zhì)為0.5kg，材質(zhì)為45#

47、鋼； （4）夾持器有足夠的夾持力； （5）夾持器靠法蘭聯(lián)接在手臂上。由液壓缸提供動(dòng)力。 1.夾緊力計(jì)算 手指加在工件上的夾緊力是設(shè)計(jì)手部的主要依據(jù)，必須對(duì)其大小、方向、作用點(diǎn)進(jìn)行分析、計(jì)算。一般來說，加緊力必須克服工件的重力所產(chǎn)生的靜載荷（慣性力或慣性力矩）以使工件保持可靠的加緊狀態(tài)。 手指對(duì)工件的夾緊力可按下列公式計(jì)算： 2-1 式中： —安全系數(shù)，由機(jī)械手的工藝及設(shè)計(jì)要求確定,通常取1.2——2.0，取1.5； —工件情況系數(shù)，主要考慮慣性力的影響， 計(jì)算最大加速度，得出工作情況系數(shù), ，a為機(jī)器人搬運(yùn)工件過程的加速度

48、或減速度的絕對(duì)值（m/s）； —方位系數(shù)，根據(jù)手指與工件形狀以及手指與工件位置不同進(jìn)行選定， 手指與工件位置：手指水平放置 工件垂直放置； 手指與工件形狀：型指端夾持圓柱型工件， ，為摩擦系數(shù)，為型手指半角，此處粗略計(jì)算,如圖2.1 圖2.1 —被抓取工件的重量 求得夾緊力 ，，取整為177N。 2.2.1.2驅(qū)動(dòng)力力計(jì)算 根據(jù)驅(qū)動(dòng)力和夾緊力之間的關(guān)系式： 式中： c—滾子至銷軸之間的距離； b—爪至銷軸之間的距離； —楔塊的傾斜角 可得，得出為理論計(jì)算值，實(shí)際采取的液壓缸驅(qū)動(dòng)力要大于

49、理論計(jì)算值，考慮手爪的機(jī)械效率，一般取0.8～0.9，此處取0.88，則： ，取 2.2.1.3液壓缸驅(qū)動(dòng)力計(jì)算 設(shè)計(jì)方案中壓縮彈簧使爪牙張開，故為常開式夾緊裝置，液壓缸為單作用缸，提供推力： 式中 ——活塞直徑 ——活塞桿直徑 ——驅(qū)動(dòng)壓力， ,已知液壓缸驅(qū)動(dòng)力，且 由于，故選工作壓力P=1MPa 據(jù)公式計(jì)算可得液壓缸內(nèi)徑： 20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 160 18

50、0 200 250 根據(jù)液壓設(shè)計(jì)手冊(cè),見表2.1，圓整后取D=32mm。 表2.1 液壓缸的內(nèi)徑系列（JB826-66）（mm） 活塞桿直徑 d=0.5D=0.5×40mm=16mm 活塞厚 B=(0.6～1.0)D 取B=0.8d=0.7×32mm=22.4mm,取23mm. 缸筒長(zhǎng)度 L≤(20～30)D 取L為123mm 活塞行程，當(dāng)抓取80mm工件時(shí)，即手爪從張開120mm減小到80mm，楔快向前移動(dòng)大約40mm。取液壓缸行程S=40mm。 液壓缸流量計(jì)算： 放松時(shí)流量 夾緊時(shí)流量 2.2.1.4選用夾持器液

51、壓缸 溫州中冶液壓氣動(dòng)有限公司所生產(chǎn)的輕型拉桿液壓缸 型號(hào)為：MOB-B-32-83-FB，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，外形尺寸及技術(shù)參數(shù)如下： 表2.2夾持器液壓缸技術(shù)參數(shù) 工作壓力 使用溫度范圍 允許最大速度 效率 傳動(dòng)介質(zhì) 缸徑 受壓面積() 速度比 無桿腔 有桿腔 1MPa ～+ 300 m/s 90% 常規(guī)礦物液壓油 32 mm 12.5 8.6 1.45 圖2.2 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 圖2.3 外形尺寸 2.2.3楔塊等尺寸的確定 楔塊進(jìn)入杠桿手指時(shí)的力分析如下： 圖 2.7 上圖2.7中 —斜楔角，＜時(shí)

52、有增力作用； —滾子與斜楔面間當(dāng)量摩擦角，，為滾子與轉(zhuǎn)軸間的摩擦角，為轉(zhuǎn)軸直徑，為滾子外徑，，為滾子與轉(zhuǎn)軸間摩擦系數(shù); —支點(diǎn)至斜面垂線與杠桿的夾角； —杠桿驅(qū)動(dòng)端桿長(zhǎng)； —杠桿夾緊端桿長(zhǎng)； —杠桿傳動(dòng)機(jī)械效率 2.2.3.1斜楔的傳動(dòng)效率 斜楔的傳動(dòng)效率可由下式表示： 杠桿傳動(dòng)機(jī)械效率取0.834，取0.1，取0.5，則可得=, ，取整得=。 2.2.3.2動(dòng)作范圍分析 陰影部分杠桿手指的動(dòng)作范圍，即，見圖 2.8 圖 2.8 如果，則楔面對(duì)杠桿作用力沿桿身方向，夾緊力為零，且為不穩(wěn)定狀態(tài)，所以必須大于

53、。此外，當(dāng)時(shí)，杠桿與斜面平行，呈直線接觸，且與回轉(zhuǎn)支點(diǎn)在結(jié)構(gòu)上干涉，即為手指動(dòng)作的理論極限位置。 2.2.3.3斜楔驅(qū)動(dòng)行程與手指開閉范圍 當(dāng)斜楔從松開位置向下移動(dòng)至夾緊位置時(shí)，沿兩斜面對(duì)稱中心線方向的驅(qū)動(dòng)行程為L(zhǎng)，此時(shí)對(duì)應(yīng)的杠桿手指由位置轉(zhuǎn)到位置，其驅(qū)動(dòng)行程可用下式表示： 杠桿手指夾緊端沿夾緊力方向的位移為： 通常狀態(tài)下，在左右范圍內(nèi)，則由手指需要的開閉范圍來確定。由給定條件可知最大為55-60mm,最小設(shè)定為30mm.即。已知，可得，有圖關(guān)系： 圖2.9 可知：楔塊下邊為60mm，支點(diǎn)O距中心

54、線30mm，且有，解得： 2.2.3.4與的確定 斜楔傳動(dòng)比可由下式表示： 可知一定時(shí)，愈大，愈大，且杠桿手指的轉(zhuǎn)角在范圍內(nèi)增大時(shí)，傳動(dòng)比減小，即斜楔等速前進(jìn)，杠桿手指轉(zhuǎn)速逐漸減小，則由分配距離為：，。 2.2.3.5確定 由前式得： ，，取。 2.2.3.6確定 為沿斜面對(duì)稱中心線方向的驅(qū)動(dòng)行程，有下圖中關(guān)系 圖2.10 ，取，則楔塊上邊長(zhǎng)為18.686，取19mm. 2.2.4材料及連接件選擇 V型指與夾持器連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個(gè)

55、杠桿手指中間與外殼連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個(gè) 滾子與手指連接選用圓柱銷，d=6mm, 需使用2個(gè) 以上材料均為鋼，無淬火和表面處理 楔塊與活塞桿采用螺紋連接，基本尺寸為公稱直徑12mm，螺距p=1，旋合長(zhǎng)度為10mm。第三章 腕部 3.1腕部設(shè)計(jì)的基本要求 手腕部件設(shè)置在手部和臂部之間，它的作用主要是在臂部運(yùn)動(dòng)的基礎(chǔ)上進(jìn)一步改變或調(diào)整手部在空間的方位，以擴(kuò)大機(jī)械手的動(dòng)作范圍，并使機(jī)械手變得更靈巧，適應(yīng)性更強(qiáng)。手腕部件具有獨(dú)立的自由度，此設(shè)計(jì)中要求有繞中軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。 （1）力求結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕 腕部處于手臂的最前端，它連同手部的靜、動(dòng)載荷均由臂部承擔(dān)。顯然，腕部的結(jié)

56、構(gòu)、重量和動(dòng)力載荷，直接影響著臂部的結(jié)構(gòu)、重量和運(yùn)轉(zhuǎn)性能。因此，在腕部設(shè)計(jì)時(shí)，必須力求結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕。 （2）結(jié)構(gòu)考慮，合理布局 腕部作為機(jī)械手的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，又承擔(dān)連接和支撐作用，除保證力和運(yùn)動(dòng)的要求外，要有足夠的強(qiáng)度、剛度外，還應(yīng)綜合考慮，合理布局，解決好腕部與臂部和手部的連接。 （3）必須考慮工作條件 對(duì)于本設(shè)計(jì)，機(jī)械手的工作條件是在工作場(chǎng)合中搬運(yùn)加工的棒料，因此不太受環(huán)境影響，沒有處在高溫和腐蝕性的工作介質(zhì)中，所以對(duì)機(jī)械手的腕部沒有太多不利因素。 3.2具有一個(gè)自由度的回轉(zhuǎn)缸驅(qū)動(dòng)的典型腕部結(jié)構(gòu) 如圖3.1所示，采用一個(gè)回轉(zhuǎn)液壓缸，實(shí)現(xiàn)腕部的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。從A—A剖視圖上可以看到

57、，回轉(zhuǎn)葉片（簡(jiǎn)稱動(dòng)片）用螺釘，銷釘和轉(zhuǎn)軸10連接在一起，定片8則和缸體9連接。壓力油分別由油孔5.7進(jìn)出油腔，實(shí)現(xiàn)手部12的旋轉(zhuǎn)。旋轉(zhuǎn)角的極限值由動(dòng)，靜片之間允許回轉(zhuǎn)的角度來決定（一般小于），圖中缸可回轉(zhuǎn)。腕部旋轉(zhuǎn)位置控制問題，可采用機(jī)械擋塊定位。當(dāng)要求任意點(diǎn)定位時(shí)，可采用位置檢測(cè)元件（如本例為電位器，其軸安裝在件1左端面的小孔）對(duì)所需位置進(jìn)行檢測(cè)并加以反饋控制。 圖3.1 圖示手部的開閉動(dòng)作采用單作用液壓缸，只需一個(gè)油管。通向手部驅(qū)動(dòng)液壓缸的油管是從回轉(zhuǎn)中心通過，腕部回轉(zhuǎn)時(shí)，油路認(rèn)可保證暢

58、通，這種布置可使油管既不外露，又不受扭轉(zhuǎn)。腕部用來和臂部連接，三根油管（一根供手部油管，兩根供腕部回轉(zhuǎn)液壓缸）由手臂內(nèi)通過并經(jīng)腕架分別進(jìn)入回轉(zhuǎn)液壓缸和手部驅(qū)動(dòng)液壓缸。本設(shè)計(jì)要求手腕回轉(zhuǎn)，綜合以上的分析考慮到各種因素，腕部結(jié)構(gòu)選擇具有一個(gè)自由度的回轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)腕部結(jié)構(gòu)，采用液壓驅(qū)動(dòng)，參考上圖典型結(jié)構(gòu)。 3.3腕部結(jié)構(gòu)計(jì)算 3.3.1腕部回轉(zhuǎn)力矩的計(jì)算 腕部回轉(zhuǎn)時(shí)，需要克服的阻力有： （1）腕部回轉(zhuǎn)支承處的摩擦力矩 式中 ，—軸承處支反力（N），可由靜力平衡方程求得; ,—軸承的直徑（m）； —軸承的摩擦系數(shù)，對(duì)于滾動(dòng)軸承=0.01-0.02；對(duì)于滑動(dòng)軸承

59、=0.1。 為簡(jiǎn)化計(jì)算，取，如圖3.1所示，其中，為工件重量，為手部重量，為手腕轉(zhuǎn)動(dòng)件重量。 圖3.1 （2）克服由于工件重心偏置所需的力矩 式中 e—工件重心到手腕回轉(zhuǎn)軸線的垂直距離，已知e=10mm. 則 （3）克服啟動(dòng)慣性所需的力矩 啟動(dòng)過程近似等加速運(yùn)動(dòng)，根據(jù)手腕回轉(zhuǎn)的角速度及啟動(dòng)過程轉(zhuǎn)過的角度按下式計(jì)算： 式中 —工件對(duì)手腕回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； —手腕回轉(zhuǎn)部分對(duì)腕部回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； —手腕回轉(zhuǎn)過程的角速度； —啟動(dòng)過程所需的時(shí)間，一般取0.05-0.3s,此處取0.1s.。 手抓

60、、手抓驅(qū)動(dòng)液壓缸及回轉(zhuǎn)液壓缸轉(zhuǎn)動(dòng)件等效為一個(gè)圓柱體，高為200mm，直徑90mm，其重力估算： ,取98N. 等效圓柱體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量： 工件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，已知圓柱體工件， 要求工件在0.5s內(nèi)旋轉(zhuǎn)90度, 取平均角速度，即=， 代入得： 解可得： =0.8083 3.3.2回轉(zhuǎn)液壓缸所驅(qū)動(dòng)力矩計(jì)算 回轉(zhuǎn)液壓缸所產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)力矩必須大于總的阻力矩 如圖3.3，定片1與缸體2固連，動(dòng)片3與轉(zhuǎn)軸5固連，當(dāng)a, b口分別進(jìn)出油時(shí)，動(dòng)片帶動(dòng)轉(zhuǎn)軸回轉(zhuǎn)，達(dá)到手腕回轉(zhuǎn)的目的。

61、 圖3.3 圖3.4 圖3.4為回轉(zhuǎn)液壓缸的進(jìn)油腔壓力油液，作用在動(dòng)片上的合成液壓力矩即驅(qū)動(dòng)力矩。 或 式中 ——手腕回轉(zhuǎn)時(shí)的總的阻力矩 ——回轉(zhuǎn)液壓缸的工作壓力（Pa） ——缸體內(nèi)孔半徑（m） ——輸出軸半徑（m），設(shè)計(jì)時(shí)按選取 ——?jiǎng)悠瑢挾龋╩） 上述動(dòng)力距與壓力的關(guān)系是設(shè)定為低壓腔背壓力等于零。 3.3.3回轉(zhuǎn)缸內(nèi)徑D計(jì)算 由 ，得： ， 為減少動(dòng)片與輸出軸的連接螺釘所受的載荷及動(dòng)片的懸伸長(zhǎng)度，選擇動(dòng)片寬度時(shí)，選用： 綜

62、合考慮，取值計(jì)算如下： r=16mm，R=40mm，b=50mm，取值為1Mpa，即如下圖： 圖3.5 3.3.4液壓缸蓋螺釘?shù)挠?jì)算 圖3.6缸蓋螺釘間距示意 表3.3 螺釘間距t與壓力P之間的關(guān)系 工作壓力P（Mpa） 螺釘?shù)拈g距t(mm) 小于150 小于120 小于100 小于80 上圖中表示的連接中，每個(gè)螺釘在危險(xiǎn)截面上承受的拉力為： ，即工作拉力與殘余預(yù)緊力之和 計(jì)算如下： 液壓缸工作壓強(qiáng)為P=1Mpa,所以螺釘

63、間距小于150mm,試選擇2個(gè)螺釘，，所以選擇螺釘數(shù)目合適Z=2個(gè) 受力截面 ，此處連接要求有密封性，故k?。?.5-1.8），取K=1.6。 所以 螺釘材料選擇Q235， ，安全系數(shù)n取1.5（1.5-2.2） 螺釘?shù)闹睆接上率降贸? ，F(xiàn)為總拉力即 螺釘?shù)闹睆竭x擇d=8mm. 3.3.5靜片和輸出軸間的連接螺釘 動(dòng)片和輸出軸之間的連接結(jié)構(gòu)見上圖。連接螺釘一般為偶

64、數(shù)。螺釘由于油液沖擊產(chǎn)生橫向載荷，由于預(yù)緊力的作用，將在接合面處產(chǎn)生摩擦力以抵抗工作載荷，預(yù)緊力的大小，以接合面不產(chǎn)生滑移的條件確定，故有以下等式： 為預(yù)緊力,為接合面摩擦系數(shù)，?。?.10-0.16）范圍的0.15，即鋼和鑄鐵零件，為接合面數(shù)，取=2，Z為螺釘數(shù)目，取Z=2，D為靜片的外徑，d為輸出軸直徑，則可得： 螺釘?shù)膹?qiáng)度條件為：

65、 帶入有關(guān)數(shù)據(jù)，得： 螺釘材料選擇Q235，則（安全系數(shù)） 螺釘?shù)闹睆? ，d值極小，取。 螺釘選擇M6的開槽盤頭螺釘， ,如圖3.7： 圖3.7 3.3.6腕部軸承選擇 腕部材料選擇HT200，，估計(jì)軸承所受徑向載荷為50N,軸向載荷較小，忽略。兩處均選用深溝球軸承?，F(xiàn)校核較小軸徑處軸承。 6005軸承基本數(shù)據(jù)如下： ，當(dāng)量動(dòng)載荷，載荷系數(shù)取1，，則，由公式： N為轉(zhuǎn)速，由0.5s完成回轉(zhuǎn)，計(jì)算得：，，球軸承 代入得： ，遠(yuǎn)大于軸

66、承額定壽命。 選用軸承為深溝球軸承6005，6008。 3.3.7材料及連接件，密封件選擇 右端軸承端蓋與腕部回轉(zhuǎn)缸連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個(gè)。 右缸蓋與缸體連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個(gè)。 左缸蓋與缸體及法蘭盤連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個(gè)。 選用墊圈防松，，公稱尺寸為5。 右端軸承端蓋與腕部回轉(zhuǎn)缸連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個(gè)。 為定位作用，軸左側(cè)增加一個(gè)套筒，材料為HT200，尺寸如下： 圖3.8 動(dòng)片與輸出軸連接選用六角頭螺栓 全螺紋， ， 需用2個(gè)。 密封件選擇： 全部選用氈圈油環(huán)密

67、封，材料為半粗羊毛氈。 右端蓋 d=40mm, 左右缸蓋 d=25mm。第四章 伸縮臂設(shè)計(jì) 4.1伸縮臂設(shè)計(jì)基本要求 設(shè)計(jì)機(jī)械手伸縮臂，底板固定在大臂上，前端法蘭安裝機(jī)械手，完成直線伸縮動(dòng)作。 （1）功能性的要求 機(jī)械手伸縮臂安裝在升降大臂上，前端安裝夾持器，按控制系統(tǒng)的指令，完成工件的自動(dòng)換位工作。伸縮要平穩(wěn)靈活，動(dòng)作快捷，定位準(zhǔn)確，工作協(xié)調(diào)。 （2）適應(yīng)性的要求 為便于調(diào)整，適應(yīng)工件大小不同的要求，起止位置要方便調(diào)整，要求設(shè)置可調(diào)式定位機(jī)構(gòu)。為了控制慣性力，減少運(yùn)動(dòng)沖擊，動(dòng)力的大小要能與負(fù)載大小相適應(yīng)，如步進(jìn)電機(jī)通過程序設(shè)計(jì)改變運(yùn)動(dòng)速度，力矩電機(jī)通過調(diào)整工作電壓，改變

68、堵力矩的大小，達(dá)到工作平穩(wěn)、動(dòng)作快捷、定位準(zhǔn)確的要求。 （3）可靠性的要求 可靠性是指產(chǎn)品在規(guī)定的工作條件下，在預(yù)定使用壽命期內(nèi)能完成規(guī)定功能的概率。 工業(yè)機(jī)械手可自動(dòng)完成預(yù)定工作，廣泛應(yīng)用在自動(dòng)化生產(chǎn)線上，因此要求機(jī)械手工作必須可靠。設(shè)計(jì)時(shí)要進(jìn)行可靠性分析。 （4）壽命的要求 產(chǎn)品壽命是產(chǎn)品正常使用時(shí)因磨損而使性能下降在允許范圍內(nèi)而且無需大修的連續(xù)工作期限。設(shè)計(jì)中要考慮采取減少摩擦和磨損的措施，如：選擇耐磨材料、采取潤滑措施、合理設(shè)計(jì)零件的形面等。因各零部件難以設(shè)計(jì)成相等壽命，所以易磨損的零件要便于更換。 （5）經(jīng)濟(jì)的要求 機(jī)械產(chǎn)品設(shè)備的經(jīng)濟(jì)性包括設(shè)計(jì)制造的經(jīng)濟(jì)性和使用的經(jīng)濟(jì)性

69、。機(jī)械產(chǎn)品的制造成本構(gòu)成中材料費(fèi)、加工費(fèi)占有很大的比重，設(shè)計(jì)時(shí)必須給予充分注意。將機(jī)械設(shè)計(jì)課程中學(xué)到的基本設(shè)計(jì)思想貫穿到設(shè)計(jì)中。 （6）人機(jī)工程學(xué)的要求 人機(jī)工程學(xué)也稱為技術(shù)美學(xué)，包括操作方便宜人，調(diào)節(jié)省力有效，照明適度，顯示清晰，造型美觀，色彩和諧，維護(hù)保養(yǎng)容易等。本設(shè)計(jì)中要充分考慮外形設(shè)計(jì)，各調(diào)整環(huán)節(jié)的設(shè)計(jì)要方便人體接近，方便工具的使用。 （7）安全保護(hù)和自動(dòng)報(bào)警的要求 按規(guī)范要求，采取適當(dāng)?shù)姆雷o(hù)措施，確保操作人員的人身安全，這是任何設(shè)計(jì)都必須考慮的，是必不可少的。在程序設(shè)計(jì)中要考慮因故障造成的突然工作中斷，如機(jī)構(gòu)卡死、工件不到位、突然斷電等情況，要設(shè)置報(bào)警裝置。 設(shè)計(jì)參數(shù) （1）伸縮長(zhǎng)度：300mm； （2）單方向伸縮時(shí)間：1.5～2.5S； （3）定位誤差：要有定位措施，定位誤差小于2mm； （4）前端安裝機(jī)械手，伸縮終點(diǎn)無剛性沖擊； 4.2方案設(shè)計(jì) 液壓驅(qū)動(dòng)方案 （1）伸縮原理 采用單出桿雙作用液壓油缸，手臂伸出時(shí)采用單向調(diào)速閥進(jìn)行回油節(jié)流調(diào)速，接近終點(diǎn)時(shí)，發(fā)出信號(hào)，進(jìn)行調(diào)速緩沖（也可采用緩沖油缸），靠油缸行程極限定位，采用導(dǎo)向桿導(dǎo)向防止轉(zhuǎn)動(dòng)，采用電液換向閥，控制伸縮方向。（圖4.1） 圖4.1 （2）液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 液壓控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)要滿足