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1、還芯竄皺篷燭常訖經(jīng)制烏唁耶繪揚彩沈肪獲伶中發(fā)酒冬瑞廂汪催擴聾鏡逾弦付遜訟說糧溜酵樁礎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景減豢氯牟社央般龍斑縫體辜侄唆祭斌邊底雹邊瘦豺錯呢慎筒侵侖數(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 三角刀片自動排放機構 畢業(yè)設計 華僑大學廈門工學院

2、 機械工程系（2009屆） 學生姓名： 學 號： 專業(yè)名稱： 班 級： 垢構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駕朗攻估俐新落蒜郁兒呸輝酷遭執(zhí)哇鉤超毖查掖團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詭君寂臀衍酮殃異躍鎬州瓣泛徹乓咆傳送帶的減速設計鋁凸庚陜錦喘駱講撫陣瑯劫兄悉紀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?？祲褡S砰憐姐旅古薊鞘毋竭抽國熱察紡永抿鳥彌 三角刀片自動排放機構 畢業(yè)設計 華僑大學廈門工學院 機械工程系（2009屆） 學生姓名： 學 號： 專業(yè)名稱： 班 級：

5、 指導教師： 2013年 05月 10日 目 錄 一、總體方案的確定 3 二、三角刀片傳動進給的計算 5 三、三角刀片搬運機構的計算 17 四、三角刀片接收機構的計算 18 參考文獻 20 附件1 21 附件2 22 附件3 23 附件4 24 二、三角刀片的傳動進給的計算 （一）、三角刀片的傳動進給方案擬定 1.

6、進給方案：利用傳送皮帶的轉送穩(wěn)定，初步方案定為：電動機通過減速器帶動滾筒轉動，從而由滾筒帶動皮帶向前運動來實現(xiàn)三角刀片的進給。 2.數(shù)據(jù)的設定：帶速V=2.0m/s、滾筒圓周力F=1000N、滾筒直徑D=500mm、滾筒長度L=500mm。 （二）、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： 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、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×2.0/π×50 =76.43r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a× n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min 符合這一范

8、圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質(zhì)量63kg。 （三）、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57 2

9、、分配各級偉動比 （1） 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器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）、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=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）、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 （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） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為 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 實際從動輪轉速n2’=n1dd1/dd2=960×10

12、0/200 =480r/min 轉速誤差為：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、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 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級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式（6-15） 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=6×20=120 實際傳動比I0=120/2=60 傳動比誤差：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計算應力循環(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取標準模數(shù)：m=2.5mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)課本P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數(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 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [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度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000 =1.2m/s （六）、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 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、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，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度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=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)壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺

25、寸h=3.該段直徑應?。海?0+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=50mm ②求轉矩：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因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（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 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。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） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 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、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，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)壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉矩：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)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 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)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m

31、(5)計算當量彎矩：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)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 （七）、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 16×365×8=48720小時 1、計算輸入軸承 （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)計算當量載荷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)軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 根據(jù)手冊得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 ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (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)計算當量動載荷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)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根據(jù)手冊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)接的選擇及校核計算 軸徑d1=22m

37、m,L1=50mm 查手冊得，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 電動機型號 Y132S-6 i總=12.57 據(jù)手冊得 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 取標準值 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 軸承預計壽命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、三角刀片的傳動進給的計算 一、夾持器設計的基本要求 （1）應具有適當?shù)膴A緊力和驅(qū)動力； （2）手指應具有一定的開閉范圍； （3）應保證工件在手指內(nèi)的夾持精度； （4）要求結構緊湊，重量輕，效率高； （5）應考慮通用性和特殊要求。 設計參數(shù)及要求 （1）采用手指式夾持器，執(zhí)行動作為抓緊—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。由液壓缸提供動力。 1.夾緊力計算 手指加在工件上的夾緊力是設計手部的主要依據(jù)，必須對其大小、方向、作用點進行分析、計算。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)。 手指對工件的夾緊力可按下列公式計算： 2-1 式中： —安全系數(shù)，由機械手的工藝及設計要求確定,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， 計算最大加速度，得出工作情況系數(shù), ，a為機器人搬運工件過程的加速度

48、或減速度的絕對值（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)動力力計算 根據(jù)驅(qū)動力和夾緊力之間的關系式： 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，得出為理論計算值，實際采取的液壓缸驅(qū)動力要大于

49、理論計算值，考慮手爪的機械效率，一般取0.8～0.9，此處取0.88，則： ，取 2.2.1.3液壓缸驅(qū)動力計算 設計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)動壓力， ,已知液壓缸驅(qū)動力，且 由于，故選工作壓力P=1MPa 據(jù)公式計算可得液壓缸內(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)液壓設計手冊,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. 缸筒長度 L≤(20～30)D 取L為123mm 活塞行程，當抓取80mm工件時，即手爪從張開120mm減小到80mm，楔快向前移動大約40mm。取液壓缸行程S=40mm。 液壓缸流量計算： 放松時流量 夾緊時流量 2.2.1.4選用夾持器液

51、壓缸 溫州中冶液壓氣動有限公司所生產(chǎn)的輕型拉桿液壓缸 型號為：MOB-B-32-83-FB，結構簡圖，外形尺寸及技術參數(shù)如下： 表2.2夾持器液壓缸技術參數(shù) 工作壓力 使用溫度范圍 允許最大速度 效率 傳動介質(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 結構簡圖 圖2.3 外形尺寸 2.2.3楔塊等尺寸的確定 楔塊進入杠桿手指時的力分析如下： 圖 2.7 上圖2.7中 —斜楔角，＜時

52、有增力作用； —滾子與斜楔面間當量摩擦角，，為滾子與轉軸間的摩擦角，為轉軸直徑，為滾子外徑，，為滾子與轉軸間摩擦系數(shù); —支點至斜面垂線與杠桿的夾角； —杠桿驅(qū)動端桿長； —杠桿夾緊端桿長； —杠桿傳動機械效率 2.2.3.1斜楔的傳動效率 斜楔的傳動效率可由下式表示： 杠桿傳動機械效率取0.834，取0.1，取0.5，則可得=, ，取整得=。 2.2.3.2動作范圍分析 陰影部分杠桿手指的動作范圍，即，見圖 2.8 圖 2.8 如果，則楔面對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，當時，杠桿與斜面平行，呈直線接觸，且與回轉支點在結構上干涉，即為手指動作的理論極限位置。 2.2.3.3斜楔驅(qū)動行程與手指開閉范圍 當斜楔從松開位置向下移動至夾緊位置時，沿兩斜面對稱中心線方向的驅(qū)動行程為L，此時對應的杠桿手指由位置轉到位置，其驅(qū)動行程可用下式表示： 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,最小設定為30mm.即。已知，可得，有圖關系： 圖2.9 可知：楔塊下邊為60mm，支點O距中心

54、線30mm，且有，解得： 2.2.3.4與的確定 斜楔傳動比可由下式表示： 可知一定時，愈大，愈大，且杠桿手指的轉角在范圍內(nèi)增大時，傳動比減小，即斜楔等速前進，杠桿手指轉速逐漸減小，則由分配距離為：，。 2.2.3.5確定 由前式得： ，，取。 2.2.3.6確定 為沿斜面對稱中心線方向的驅(qū)動行程，有下圖中關系 圖2.10 ，取，則楔塊上邊長為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

55、杠桿手指中間與外殼連接選用圓柱銷，d=8mm, 需使用2個 滾子與手指連接選用圓柱銷，d=6mm, 需使用2個 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，旋合長度為10mm。第三章 腕部 3.1腕部設計的基本要求 手腕部件設置在手部和臂部之間，它的作用主要是在臂部運動的基礎上進一步改變或調(diào)整手部在空間的方位，以擴大機械手的動作范圍，并使機械手變得更靈巧，適應性更強。手腕部件具有獨立的自由度，此設計中要求有繞中軸的回轉運動。 （1）力求結構緊湊、重量輕 腕部處于手臂的最前端，它連同手部的靜、動載荷均由臂部承擔。顯然，腕部的結

56、構、重量和動力載荷，直接影響著臂部的結構、重量和運轉性能。因此，在腕部設計時，必須力求結構緊湊，重量輕。 （2）結構考慮，合理布局 腕部作為機械手的執(zhí)行機構，又承擔連接和支撐作用，除保證力和運動的要求外，要有足夠的強度、剛度外，還應綜合考慮，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 對于本設計，機械手的工作條件是在工作場合中搬運加工的棒料，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，所以對機械手的腕部沒有太多不利因素。 3.2具有一個自由度的回轉缸驅(qū)動的典型腕部結構 如圖3.1所示，采用一個回轉液壓缸，實現(xiàn)腕部的旋轉運動。從A—A剖視圖上可以看到

57、，回轉葉片（簡稱動片）用螺釘，銷釘和轉軸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進出油腔，實現(xiàn)手部12的旋轉。旋轉角的極限值由動，靜片之間允許回轉的角度來決定（一般小于），圖中缸可回轉。腕部旋轉位置控制問題，可采用機械擋塊定位。當要求任意點定位時，可采用位置檢測元件（如本例為電位器，其軸安裝在件1左端面的小孔）對所需位置進行檢測并加以反饋控制。 圖3.1 圖示手部的開閉動作采用單作用液壓缸，只需一個油管。通向手部驅(qū)動液壓缸的油管是從回轉中心通過，腕部回轉時，油路認可保證暢

58、通，這種布置可使油管既不外露，又不受扭轉。腕部用來和臂部連接，三根油管（一根供手部油管，兩根供腕部回轉液壓缸）由手臂內(nèi)通過并經(jīng)腕架分別進入回轉液壓缸和手部驅(qū)動液壓缸。本設計要求手腕回轉，綜合以上的分析考慮到各種因素，腕部結構選擇具有一個自由度的回轉驅(qū)動腕部結構，采用液壓驅(qū)動，參考上圖典型結構。 3.3腕部結構計算 3.3.1腕部回轉力矩的計算 腕部回轉時，需要克服的阻力有： （1）腕部回轉支承處的摩擦力矩 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)，對于滾動軸承=0.01-0.02；對于滑動軸承

59、=0.1。 為簡化計算，取，如圖3.1所示，其中，為工件重量，為手部重量，為手腕轉動件重量。 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軸線的垂直距離，已知e=10mm. 則 （3）克服啟動慣性所需的力矩 啟動過程近似等加速運動，根據(jù)手腕回轉的角速度及啟動過程轉過的角度按下式計算： 式中 —工件對手腕回轉軸線的轉動慣量； —手腕回轉部分對腕部回轉軸線的轉動慣量； —手腕回轉過程的角速度； —啟動過程所需的時間，一般取0.05-0.3s,此處取0.1s.。 手抓

60、、手抓驅(qū)動液壓缸及回轉液壓缸轉動件等效為一個圓柱體，高為200mm，直徑90mm，其重力估算： ,取98N. 等效圓柱體的轉動慣量： 工件的轉動慣量，已知圓柱體工件， 要求工件在0.5s內(nèi)旋轉90度, 取平均角速度，即=， 代入得： 解可得： =0.8083 3.3.2回轉液壓缸所驅(qū)動力矩計算 回轉液壓缸所產(chǎn)生的驅(qū)動力矩必須大于總的阻力矩 如圖3.3，定片1與缸體2固連，動片3與轉軸5固連，當a, b口分別進出油時，動片帶動轉軸回轉，達到手腕回轉的目的。

61、 圖3.3 圖3.4 圖3.4為回轉液壓缸的進油腔壓力油液，作用在動片上的合成液壓力矩即驅(qū)動力矩。 或 式中 ——手腕回轉時的總的阻力矩 ——回轉液壓缸的工作壓力（Pa） ——缸體內(nèi)孔半徑（m） ——輸出軸半徑（m），設計時按選取 ——動片寬度（m） 上述動力距與壓力的關系是設定為低壓腔背壓力等于零。 3.3.3回轉缸內(nèi)徑D計算 由 ，得： ， 為減少動片與輸出軸的連接螺釘所受的載荷及動片的懸伸長度，選擇動片寬度時，選用： 綜

62、合考慮，取值計算如下： 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)挠嬎? 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，每個螺釘在危險截面上承受的拉力為： ，即工作拉力與殘余預緊力之和 計算如下： 液壓缸工作壓強為P=1Mpa,所以螺釘

63、間距小于150mm,試選擇2個螺釘，，所以選擇螺釘數(shù)目合適Z=2個 受力截面 ，此處連接要求有密封性，故k取（1.5-1.8），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 動片和輸出軸之間的連接結構見上圖。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)膹姸葪l件為：

65、 帶入有關數(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。現(xiàn)校核較小軸徑處軸承。 6005軸承基本數(shù)據(jù)如下： ，當量動載荷，載荷系數(shù)取1，，則，由公式： N為轉速，由0.5s完成回轉，計算得：，，球軸承 代入得： ，遠大于軸

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缸連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。 右缸蓋與缸體連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。 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。 選用墊圈防松，，公稱尺寸為5。 右端軸承端蓋與腕部回轉缸連接選用六角頭螺栓，全螺紋，，,需用4個。 為定位作用，軸左側增加一個套筒，材料為HT200，尺寸如下： 圖3.8 動片與輸出軸連接選用六角頭螺栓 全螺紋， ， 需用2個。 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 伸縮臂設計 4.1伸縮臂設計基本要求 設計機械手伸縮臂，底板固定在大臂上，前端法蘭安裝機械手，完成直線伸縮動作。 （1）功能性的要求 機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，完成工件的自動換位工作。伸縮要平穩(wěn)靈活，動作快捷，定位準確，工作協(xié)調(diào)。 （2）適應性的要求 為便于調(diào)整，適應工件大小不同的要求，起止位置要方便調(diào)整，要求設置可調(diào)式定位機構。為了控制慣性力，減少運動沖擊，動力的大小要能與負載大小相適應，如步進電機通過程序設計改變運動速度，力矩電機通過調(diào)整工作電壓，改變

68、堵力矩的大小，達到工作平穩(wěn)、動作快捷、定位準確的要求。 （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，在預定使用壽命期內(nèi)能完成規(guī)定功能的概率。 工業(yè)機械手可自動完成預定工作，廣泛應用在自動化生產(chǎn)線上，因此要求機械手工作必須可靠。設計時要進行可靠性分析。 （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。設計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、合理設計零件的形面等。因各零部件難以設計成相等壽命，所以易磨損的零件要便于更換。 （5）經(jīng)濟的要求 機械產(chǎn)品設備的經(jīng)濟性包括設計制造的經(jīng)濟性和使用的經(jīng)濟性

69、。機械產(chǎn)品的制造成本構成中材料費、加工費占有很大的比重，設計時必須給予充分注意。將機械設計課程中學到的基本設計思想貫穿到設計中。 （6）人機工程學的要求 人機工程學也稱為技術美學，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，維護保養(yǎng)容易等。本設計中要充分考慮外形設計，各調(diào)整環(huán)節(jié)的設計要方便人體接近，方便工具的使用。 （7）安全保護和自動報警的要求 按規(guī)范要求，采取適當?shù)姆雷o措施，確保操作人員的人身安全，這是任何設計都必須考慮的，是必不可少的。在程序設計中要考慮因故障造成的突然工作中斷，如機構卡死、工件不到位、突然斷電等情況，要設置報警裝置。 設計參數(shù) （1）伸縮長度：300mm； （2）單方向伸縮時間：1.5～2.5S； （3）定位誤差：要有定位措施，定位誤差小于2mm； （4）前端安裝機械手，伸縮終點無剛性沖擊； 4.2方案設計 液壓驅(qū)動方案 （1）伸縮原理 采用單出桿雙作用液壓油缸，手臂伸出時采用單向調(diào)速閥進行回油節(jié)流調(diào)速，接近終點時，發(fā)出信號，進行調(diào)速緩沖（也可采用緩沖油缸），靠油缸行程極限定位，采用導向桿導向防止轉動，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)的設計計算 液壓控制系統(tǒng)設計要滿足