驾驶室焊接自动转序机械手系统项目设计方案

1 驾驶室焊接自动转序机械手系统项目设计方案 第 1 章 绪论 课题背景及意义 机械手是近几十年发展起来的一种高科技自动化生产设备，工业机械手是工业机器人的一个重要分支 1。可通过编程来完成各种预期的作业任务，在构造和性能上兼有人和机器各自的优点，尤其体现了人的智能和适应性。它在减轻工人的劳动强度的同时 , 大大提高了劳动生产率。机械手作业的准确性和在各种环境中完成作业的能力，在国民经济各领域有着广阔的发展前景 2。据资料显示，目前机械手在我国制造业领域的应用率已达到 35%，而在欧美等发达国家更是达到 了 60% 在汽车制造业中，各类型的机械手的应用更为广泛，对于汽车制造从传统的离散型生产到高度流水线式的转变起到了很大的作用 3。本课题的内容是设计某卡车驾驶室外壳的自动转序机械手。此机械手的作用是作为驾驶室外壳转序的夹持和动力装置。负责夹持驾驶室外壳，提升并旋转。并转到下一个焊接加工工位以实现连续作业。 题国内外研究现状 经过在某大型汽车制造厂的认识实习及参考相关国内外资料，对于此类辅助转序机械手。悬吊、起升及搬运过程多采用机械夹持装置，动力常采用电动、液压或气动。且对此类要求精度不高 的机械手没有太严格的技术要求。由于对动力的要求不大且动作频繁的机械手，常采用气动作为动力源 5。 近 20 年来， 2 气动技术的应用领域迅速拓宽，尤其是在各种自动化生产线上得到广泛应用 5。电气可编程控制技术与气动技术相结合，使整个系统自动化程度更高，控制方式更灵活，性能更加可靠；气动机械手、柔性自动生产线的迅速发展，对气动技术提出了更多更高的要求；微电子技术的引入，促进了电气比例伺服技术的发展，现代控制理论的发展，使气动技术从开关控制进入闭环比例伺服控制，控制精度不断提高；由于气动脉宽调制技术具有结构简单、抗污染能 力强和成本低廉等特点，国内外都在大力开发研究 16。 题研究的趋势 由于气压传动系统使用安全、可靠，可以在高温、震动、易燃、易爆、多尘埃、强磁、辐射等恶劣环境下工作 16。而气动机械手作为机械手的一种，它具有结构简单、重量轻、动作迅速、平稳、可靠、节能和不污染环境、容易实现无级调速、易实现过载保护、易实现复杂的动作等优点。所以，气动机械手被广泛应用于汽车制造业、半导体及家电行业、化肥和化工，食品和药品的包装、 精密仪器和军事工业等 16。 第 2 章 机械手装置的介绍 械手装置的基 本结构和工作原理 此机械手的动作要求为夹持、旋转、升降和横向行走四个动作。此四个动作没有相对密切的联系。所以基本思路是分别设计四个动作对应的机构，机构设计完成后再将四个部分有机地结合。 持部分 夹持部分的作用是主要作用是垂直悬吊驾驶室，夹持部分由两组联动手爪负责，每组手爪有两只勾手。手爪的开合动作由齿轮齿条通过连杆机构驱动，动力由气缸通过齿轮齿条机构提供，在此机构中仅有手爪开合的起停影响，惯性力不大，由气缸本身的缓冲部分负责。整体机构简图如图 2 3 图 2持部分机 构简图 转部分 旋转机构的作用是待夹持机构夹持并提升驾驶室后将夹持机构连同驾驶室整体旋转 90 度，旋转的时间要求为 3 秒，动作迅速。夹持机构通过连接杆与齿轮相连，连接杆通过调心推力滚子轴承固定在支板上。旋转过程中的阻力为整体夹持机构旋转的惯性力和推力球轴承滚珠的滚动摩擦力 ，整体阻力不大。故也采用气缸通过齿条驱动齿轮，齿轮通过键连接驱动夹紧机构和驾驶室旋转。 由于旋转完成后惯性力矩较大，在旋转轴上部由电磁制动器制动。旋转时支板需要通过卡紧装置固定。整体机构简图如图 24 图 2旋转部分机构简图 降和横向行走部分 升降机构是待夹持机构夹持完毕后，负责起吊以及下放驾驶室。横向行走机构负责整个机械手装置的水平移动。升降机构由安装在横向行走机构上的一对电动葫芦实现，安全可靠。横向行走装置的设计参照了起重机的行走小车结构的设计。横向行走机构由电机、减速器、车轮和工字钢等主要部件组成。整个机构的所有承重通过一对主动车轮和一对被动车轮卧在工字钢横梁上平衡。电机通过减速器驱动主动车轮，通过车轮与工字钢之间的踏面摩擦力带动整个机构平行走动。行走完毕后的惯性力 制动由电机（锥形制动电动机）的制动部分完成。整个升降机构和横向行走机构如下图 2示。 5 图 2升降机构和横向行走机构简图 要零部件 （ 1） 2 两个气缸，分别为手爪开合和机械手旋转提供动力。 （ 2） 1 电磁制动器为旋转机构提供制动力矩。 （ 3） 齿轮齿条；齿轮 2；齿条 4 齿轮齿条机构为手爪开合和机械手旋转传递动力 （ 4） 2 电动葫芦为升降机构提供动力，安全可靠。 （ 5）热轧工字钢 1 工字钢作为横 向行走机构的支承和踏面 （ 6） 动葫芦用钢轮（主动） 2 6 与工字钢踏面产生摩擦，作为支承，传递行走力矩。 （ 7） 动葫芦用钢轮（被动） 2 作为支承和平衡用。 （ 8） 重用锥形绕线转子制动电动机 1 提供行走力矩和制动力矩 （ 9） 圆弧圆柱蜗杆减速器 由于主动轮所需转速不大，需要减速。而初步估算减速比 i 在 10 以上，故选用结构紧凑的圆弧圆柱蜗杆减速器。 （ 10 推力调心滚子轴承 由于旋转机构的回转部位主要承受垂直向下的轴向力，也承受旋转 齿轮的径向力。所以采用以承受轴向力为主、亦可以承受轴向力 55的的径向力的推力调心滚子轴承。 （ 11 深沟球轴承 用于行走机构的钢轮轴。 第 3 章 结构设计与主要零件校核 计计算 爪机构设计计算 （ 1） 构如下图 3示： 7 图 3爪结构 （ 2） 手爪的行程要求为 150手爪主要尺寸简化就可计算出手爪摆角 ，如下公式及图。 1 5 0 1 8 0 3 4 . 6 5248 p(3 8 图 3爪摆角计算图 （ 3）手爪连杆机构各转动副压力角与传动角计算。 将整个手爪连杆机构主要尺寸简化成几何模型（如图 3已知摆角 =爪的初始角度为 50。将设为变量。根据中间几何数据即可计算在手爪摆动整个过程中各个转动副的压力角和传动角的变化情况。计算过程如下： V=1080 (3V= (3223 0 0 ( 6 7 . 5 )V (3080 (32 (3 9 1+ (30+ (3G= H (32 2 211 0 8 3 0 0c o s 2 1 0 8 3 0 0 G (32 16 7 . 5c o s V (3所以手爪与连杆转动副的压力角 ( )： 1=1 (3手爪与连杆转动 副的压力角 ( )： 1=180 (3所以连杆与滑动杆转动副的压力角 ( )： 2=2 (3由以上几个公式可以看出，曲柄连杆转动副和连杆滑块转动副的压力角是手爪摆动角 的函数。曲柄连杆转动副的传动角随着手爪打开而减小，而连杆滑块转动副的传动角随着手爪打开而增大。在机构运动过程中，传动角 的大小一般是变化的，为了保证机构传力性能良好，应使 050，对于一些受力很小或不经常使用的操 纵机构，则可允许传动角小些，只要不发生自锁即可 1。为了详细了解在手爪摆动过程中各转动副传动角的变化情况，可以将手爪摆动角 设置为变量，把手爪摆动角度的初始值和终止值设置为边界值，把各个转动副的传动角 作为目标函数，用循环语句编程，采用穷举法逐一计算各个 下的 值，并可以利用绘图功能会出传动角 的变化情况。 10 连杆与滑动杆转动副的压力角 ( )： 2=90 (3图 3爪连杆机构个转动副压力角及传动角几何模型 为了计算出在手爪摆动过程中个转动 副压力角及传动角变化情况，将各个计算公式编成 M 文件，在 境下计算。过程如下： 设摆角 为变量，曲柄连杆转动副（ 手爪与连杆转动副） 及连杆滑块转动副（ 连杆与滑动杆转动副 ）两个转动副的压力角和传动角为目标值。变量为0,换算成弧度为 0, M 文件如下： %杆机构压力角和传动角 ) I=0; 11 : %手爪转动角变量 I=I+1; V(I)=108*0*80 % )=); )=002-(I)2); )=108*0*80 )=)=)+)=70+259.6+); G(I)=+)2); )=1082+3002)2)/(2*108*300); %曲柄与连杆夹角 1 )=)*180/ %曲柄连杆转动副压力角 1 )=90); %曲柄连杆转动副传动角 1 )=V(I)+); %连杆滑块夹角 2 )=)*180/ %连杆滑块转动副压力角 2 )=90); %连杆滑块转动副传动角 2 n= %计算步数 l=150; %手爪行程 l/( %手爪步长 J=0; :50; J=J+1; )=lx,r.); 12 on lx,b.); on 曲柄连杆旋转副压力角和传动角变化（红色 ) 手爪行程 () 角度 ( ) 完 以上是 曲柄连杆旋转副压力角和传动角变化的 M 文件，而连杆滑块转动副压力角和传动角变化的 M 文件与上述相似，只是将计算角度的公式替换成 3 计算生成的图片如图 3图 3示，从两张计算图片可以看出：曲柄连杆旋转的传动角 1 在手爪开启过程中从 80线性下降到 34。虽然在末尾传动角 1 小于 40但由于旋转副主要传递运动，没有达到自锁角度，所以满足要求。连杆滑块转动副的传动角 2在手爪开启过程中从 60线性上升到 72满足传动性能要求。 13 图 3柄连杆旋转副压力角和传动角变化 14 图 3杆 滑块转动副压力角和传动角变化 15 （ 1）气缸缸径选择。 4 个手爪负责悬吊驾驶室和为驾驶室的旋转传递动力。悬吊时不需要气缸提供力，而旋转时需要气缸提供静力。驾驶室的总重量为200直截面尺寸为 2100径为 1000 的圆盘。则其转动惯量为 2 22 0 0 1 10022 g m(3驾驶室旋转 90的时间要求为 3s。把整个旋转过程等效为匀加速过程 如图 3图 3转过程等效图 16 所以角加速度 满足： 3322 (3所以角加速度： 20 . 3 4 9 8 /9 r a d s(3所以手爪需要传递的旋转力矩 M 为 : M=00m (3 而四个手爪在旋转过程中对驾驶室的力等效为两圆周力。如图3示 图 3爪施力图 17 在旋转过程仅有一对力对驾驶室传递旋转力矩。手爪力臂 l 为： l=980/2=490 (3所以手爪横向受力 3 4 . 8 9 7 1 . 20 . 4 9 MF l N (3再分析连杆机构的力传递几何模型，如图 3示： 图 3爪受力分析图 由图分析可得： 18 (40) (312 (32 (33/0) (3综上所述有： 4 108 80c o s 4 0 c o s 3 0 2 4 8 . 4(3手爪由气缸通过双联齿轮，再通过齿条带动。而双联齿轮齿数相同，所以手爪需要的力与气缸提供的力相同。对于气缸力： (缸力； p：气压 ( d：缸径 ) 24 4 所以就得 气缸的直径 d： 44 4 8 0 3 2 . 60 . 5 3 . 1 4 考虑机构的各处摩擦和齿轮滑动摩擦，取 d=40。 （ 2）气缸行程选择 气缸通过双联齿轮带动手爪运动，而双联齿轮的齿数相同，所以手爪所需要的行程就是气缸的行程。根据图 3得， 上面计算各个转动副压力角的 序中，找到 )最终值为 应 缸选型手册。选择行程为： 19 l=75 至此，手爪开合气缸缸径为 40，行程为 75。对应 缸选型手册，最终气缸型号为： 型号代号含义如下： D：带有磁环。 L：安装方式为轴向脚座型。 40：缸径。 75：行程。 性开关型号。 3：磁性开关个数。 (3)气缸所需流量计算 已知气缸的缸径 d 和行程 l，要求手爪开合时间为 2s，所以气缸所需流量为： 2237 5 3 . 1 4 4 044 9 4 2 0 0 / 5 . 6 2 5 / m i dQ m m s L 转机构设计计算 1 旋转力矩计算 （ 1） 整个夹持机构连同驾驶室的整体转动惯量计算：驾驶室的质量为 200个夹持机构的齿轮、齿条、支座、手爪等零件在 00整体等效为质量为 300径为 1000 的圆柱。所以等效圆柱的转动惯量： 2 23 0 0 1 15022k g m 20 又由图 3=以整个旋转力矩为： M=50m (32 连接杆最小轴颈设计 连接杆的最小轴颈处既承受周期旋转力矩又承受周期的垂直向下的拉力，先按扭转强度设计，再按静强度校核。按扭转强度条件扭转切应力 3 0 . 2 (3连接杆 材料为 45钢，所以有： 30 3 522354 6 . 1 20 . 2 1 9 0d (3取 d=50。 按拉伸强度校核，有拉应力 224 4 2 9 4 0 1 . 4 9 8 1 9 03 . 1 4 5 0 P a M P a d (3满足强度要求 3 连接杆推力调心滚子轴承轴承选择 连接杆最小轴颈 d=50，由于连接杆的下端需要连接法兰盘与夹持机构相连，考虑法兰连接螺栓沉头座的因素，法兰盘的直径： 21 30 (3图 3承及最小轴颈 而连接杆的法兰盘需要穿过推力调心滚子轴承的内圈（如图 3所以选择推力调心滚子轴承的内圈直径 40 (3所以推力调心滚子轴承的型号为 2928。 4 旋转齿轮及齿条设计 旋转齿轮收到的阻力矩为夹 持机构的旋转力矩及夹持机构对推力调心滚子轴承的摩擦力产生的摩擦力矩。查滚动轴承摩擦系数表可知推力调心滚子轴承的摩擦系数约为 f=以摩擦阻力矩 (F:垂直力； r：轴承平均半径 )： *F*f*r=2*50=m (3 22 所以总的阻力矩 (M:夹持机构旋转力矩 )： M=M+m (3齿轮连接轴有一个键 ，需要在最小直径 d 的基础上增加 6，取齿轮连接轴直径 ： 0=53 (3 取 5。 由于齿轮中心孔边缘距离齿根不能太小，所以齿轮的齿数 z 满足： mzm (3初取 m=2，则有： z30 (3 又因为齿数太小对旋转气缸的缸径要求较大，经大致计算，初选 z=90 (3按齿根弯曲疲劳强度计算模数 m 1 22 F a S Y (3初取 K=1.3、d=1； M=m=54100 Nz 初取 90； 23 F N F S(3 取应力循环影响系数 ，查表可得 45 调质钢弯曲疲劳强度极80安全系数 S=： F N F S = 1 3 8 0 2 7 1 . 4 31 . 4 M P a (3 又查表得：齿形系数 力矫正系数 以： 22 1 . 3 5 4 1 0 0 2 . 2 1 . 7 8 0 . 51 9 0 2 7 1 . 4 3 m(3由于 m 不小于 2，取 齿轮 m=2； b=20 z=90(修正结果参看下一部分的 3齿条 m=2 b=20 3 (35 气缸选择 （ 1）缸径选择 由式 3知总阻力矩 M=m，已知齿轮 m=2； z=90。则 分度圆直径 d=80 (3 所需要的圆周力为 : 24 2 2 5 1 . 4 5 7 1 . 1 10 . 1 8 圆周力由气缸通过齿条直接提供，所以气 对于气缸力： (缸力； p：气压 ( d：缸径 ) (3由式 3得： 44 4 5 7 1 . 1 1 7 6 . 40 . 5 3 . 1 4 Fd p (3结合 缸选型手册，选取缸径： d=80 (3（ 2）气缸行程选择 气缸通过齿条直接驱动齿轮旋转，所以齿轮需要的圆周行程就是气缸的行程，由 3知，齿轮 m=2,z=90。旋转角度为 90所以，齿轮的圆周行程 2 9 0 3 . 1 4 1 4 1 . 344 L (3对应 缸选型手册，缸径 d=80 的气缸系列对应 接近的行程是 150，与 差较大，将 L=150 代入 3求出 z 的圆整数为： 5； 6 (3对应的理论需求行程为： 25 111 z 2 9 5 3 . 1 4 1 4 9 . 1 544 m L (32211 z 2 9 6 3 . 1 4 1 5 0 . 2 244 m L (3由 3 3较，选取与气缸实际行程相差最小的对应 的齿数，所以修正旋转齿轮的齿数为： z=96 (3至此，气缸的缸径 d=80,行程 L=150,对应 缸选型手册，所以最终型号为： 号含义参看 节第 4 部分气缸型号参 数含义。 （ 3）气缸所需流量计算 已知气缸的缸径 d 和行程 l，要求旋转时间为 3s，所以气缸所需流量为： 2231 5 0 3 . 1 4 8 044 2 5 1 2 0 0 / 1 5 . 0 7 2 / m i dQ m m s (36 制动器选择 选择制动器的类型为 交流电磁制动器。由式 3知，制动力矩为 M=m，对应 交流电磁制动器系列参数，选择制动器的型号为 动力矩为 200 Nm。 7 缓冲蝶形弹簧初选为 D=63 降机构和横向行走设计计算 1 升降机构 26 升降动作通过一对电动葫芦实现，在 境下通过模型计算出的旋转机构总重量约为 100持机构的总重量约为 50驶室总重量为200以电动葫 芦升降重量约为： G=200+100+100=350 (3 要求升降速度为 8 m/s 。选择电动葫芦的型号为 应选型手册，选择电动葫芦的型号为： 定起重量为 250降速度为 8 m/s。 2 横向行走机构设计 （ 1） 动葫芦钢轮选择 横向行走机构的设计参照了起重机的小车运行部分的设计，机构如2示，初选电动机、减速器加上其他配件估算后，整体机构的重量不会超 过 1t，所以选取主动钢轮的外径 D=型号。 （ 2）电动机初步选择 电动机选择为 列起重用锥形绕线转子制动电动机。根据柱蜗杆减速器标准减速比系列及车轮行走速度要求，初步选择转速为 n=720 r/型号，功率 P 待定。 （ 3）减速器减速比选择及输入齿轮齿数确定 要求车轮的行走速度为 v=20 m/已知主动车轮外径 D=以主动车轮的转速 n满足： nD=v (3所以 n为： n=v/(D)=20/(r/ (3所以减速比为 i=n/ n=720/ (3 27 对应 柱蜗杆减速器减速比标准系列，选择减速比 (3理论所需减速比与 柱蜗杆减速 器提供的减速比之差由主公钢轮齿轮与输入齿轮之间的传动比弥补（如图 3已知减速器 i=输入齿轮与主动钢轮齿轮之间的传动比 ： i2=i/ (3已知主公钢轮的模数 m=3,齿数 z=53。所以输入齿轮的齿数 i2z=3= (3取 4 图 3速 比配置简图 28 （ 4） 电动机功率选择 电动机的功率根据横行运行时所受到的阻力计算。整体机构各个部件的重量如下表 3标准件的重量为查表获得，非标准件在 表 3机构质量表 部件名称 部件质量 ( 部件数量 驾驶室 200 1 夹持机构 100 1 旋转机构 50 1 电动葫芦 . 38 2 电动机 58 1 减速器 20 1 横行机构各附件 40 1 由上表可计算出整个机构作用在主动轮上的质量 G 和力 F 为： G=200+100+50+382+58+20+40=506 (3F=G06 (3车轮行走过程中只有直线阻力，不考虑弯道阻力和风载荷。则直线阻力： 1 2() m G G f u d P C D(3 式 3的个参数含义如下： 车轮运行直线阻力（ N） 起升载荷（ N） 撑钢轮结构各附件自重（ N）。 29 车轮轮缘与轨道侧面或牵引电缆及继电器产生的附加摩擦阻力系数，双边驱动时 .0 u：车轮轴承摩擦阻力系数， u=d：车轮轴径， d=25 f：摩擦力臂，采用钢制车轮时 f= D：车轮工作直径（外径） ,D=因为： (3所以有： 2 0 . 0 1 5 2 5 2 0 . 34 9 5 8 . 8 2 . 0 1 0 5 . 9 71 1 3 . 5 mf u d C (3车轮运行的坡道阻力为： (3已知主动轮的运行速度 v=20 m/以主动轮需要的功率 P 满足： P= (v/1000=(20/60/1000= (3电动机 的功率为： 1 m (3主动轮由一台电动机驱动，所以 m=1。考虑到减速器、联轴器等中间连接机构的功率损失，取传动机构的效率 =全系数 S=以： 30 )= (3对应 n=720r/速的 择功率 P= （ 5） 圆柱蜗杆减速器选择 根据减速器传递的功率，选择中心距 a=63 型号。 要零件校核计算 爪承重螺栓强度校核 手爪承重螺栓为 要承受垂直向下的剪力 F。如图 3示。 图 3爪承重螺栓受力 承重绞制螺栓的性能等级为 服点 S=180螺栓的变载荷许用切应力： 31 P=S/4=45 (3四个手爪承重驾驶室的重力，已知驾驶室的重量为G=200960N，取受力不均匀系数 S=2,所以手爪承重螺栓受到的剪力 F 和剪应力 为： F=980N (3=4F/(4980/(62)=P (3手爪承重螺栓剪切强度合格。 下法兰连接螺栓强度校核 上下法兰连接螺栓受轴向拉力，由于法兰需要传递旋转力矩，所以螺栓预紧力作用的摩 擦力矩应满足力旋转力矩要求 ,如图 3图 3下法兰螺栓受力 32 所以螺栓的预紧力 ： 0 (3式 3防滑系数 矩 T 由式 3知为 m 连接接合面摩擦系数 f=燥的钢表面） ； r力臂和为 6以： 0 1 . 2 5 4 . 10 . 1 3 0 . 2 4 F= (3所以螺栓需要的预紧力矩 ： m (3螺栓受到的轴向力为夹持机构和驾驶室的重量，轴向力 F 为： F=300=490N (3螺栓受 到的最大拉力 F为： 0 (3相对刚度系数 F)=有： 0 90 (3 33 螺栓的屈服点 S=180许用拉应力： P=S/20 (3螺栓的最大应力 1 为： 1= d =21 2 0 3 4 3 1 2 =25 P (3螺栓强度合格。 动葫芦连接螺栓强度校核 两台电动葫芦吊板上共 12个 接螺栓承受了夹持机构、旋转机构、驾驶室和电动葫芦本身的重力。由表 3个螺栓的轴向拉力 F 为： F=200+100+50+238)/12= (3由式 3知螺栓的许用拉应力 P=120螺栓最大拉应力 1=d =21 . 3 3 4 7 . 94 3 . 1 4 1 2 =4 P (3 螺栓强度合格。 转推力调心滚子轴承寿命计算 推力调心滚子轴承主要收到两个力：垂直向下的轴向力 旋转齿轮施加的径向力 图 3示： 34 图 3力调心滚子轴承受力图 轴向力 夹持机构和驾驶室的重量 : 00940N (3由式 3知齿轮的圆周力 轮压力角 =20则径向力 (3轴承的当量动载荷 P 为： P= (3上式中，考虑中等冲击，取载荷系数 轴承手册得径向当量动载荷系数 X=向当量动载荷系数 Y=1。所以轴承的当量动载荷为： 35 P= 940)= (3查轴承手册，得轴承的基本额定动载荷： 19 (3轴承转速 n 为： n=60=5 r/ (3轴承的寿命系数 =10/3，所以轴承的寿命 时）为： 61060（ ） 06 （ ） =4109 (3满足寿命要求。 动钢轮和被动钢轮内深沟球轴承轴承寿命计算 主动钢轮和被动钢轮内的深沟球 轴承主要受垂直径向力 F，如图3个机构的重量由四个钢轮内的四根心轴承受，心轴与轴承的装配结构都完全相同。又由式 3整个机构重量 G=,所以轴承受到的径向力 F 为： =G/4= (3轴承的当量动载荷 P 为： P= (3上式中，考虑中等冲击，取载荷系数 轴承手册得径 向当量动载荷系数 X=1。所以轴承的当量动载荷为： 36 P=F)r= (3查轴承手册，得轴承的基本额定动载荷： (3由式 3知轴承转速 n 为： n=r/ (3轴承的寿命系数 =3，所以轴承的寿命 时）为： 61060（ ） ） =7105 (3满足寿命要求。 动钢轮和被动钢轮内心轴校核 心轴主要受两个垂直方向的力 一个力矩 M。如图 3 37 由式3 图 3轴受力简图 r=作用力力臂为 40，所以心受的力矩 M 为： M=0=m (3轴的材料为 45 钢，许用弯曲应力 40的抗弯界面系数W=0受到的弯曲应力 ： W=0= (345 钢的疲劳强度极限 S=355安全系数为 许用剪应力 = S/心轴收 到的剪应力 为： =24124 5 = (3 38 所以心轴的剪切强度和弯曲强度合格。 转齿轮轴键强度校核 旋转齿轮轴键尺寸为 bhl=181132，由式 3知传递的力矩T=M=m。键与轮毂键槽的接触高度 k=径 d=60，键的许用挤压应力 p=110的挤压应力 p 为： p= 32 1032 5 4 . 1 105 . 5 3 2 6 0=p (3键挤压强度合格。 速器输出轴与主动钢轮输入轴键强度校核 减速器输出轴键尺寸为 bhl=10856，由式 3知传递的转速为 n=r/以角速度为： = 260n= 2 3 5 6 60s (3由式 3知传递的功率 P=8W。所以传递力矩为： T=m (3键与轮毂键槽的接触高度 k=，轴径 d=32，键的许用挤压应力 p=110的挤压应力 p 为： p= 32 1032 9 . 8 8 104 5 6 3 2=p (3键挤压强度合格。 39 旋转齿轮轴键尺寸为 bhl=12856，因为输入轴与减速器输出轴由联轴器连接，由式 3知传递的力矩 T= m。键与轮毂键槽的接触高度 k=，轴径 d=40，键的许用挤压应力 p=110的挤压应力 p 为： p= 32 1032 9 . 8