机械设计课程设计装车机械手计算说明书.docx

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目： 装车机械手 姓名：xxx学 号：xxx班级：xxx指导教师：xxx设计时间：xxx目 录一、设计任务书1二、传动方案修改2三、总体设计计算31. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数计算（转速、功率、转矩）四、传动机构设计计算 1. 齿轮传动（一）：齿轮3与齿轮42. 齿轮传动（二）：齿轮5与齿轮6五、轴系零件设计计算1. 轴的设计计算（一）：轴22. 轴的设计计算（二）：轴3六、润滑和密封方式的选择七、箱体及附件的结构设计和选择八、设计总结参考文献一、设计任务书设计题目：装车机械手设计一台装车机械手，将生产线上的纸箱搬运到货车车厢。如图所示，已知纸箱箱体尺寸abcmm3，重m kg，其他条件及要求见表一。要求搬运能力j件/小时，工作寿命6年，每年工作300天。选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。对各级传动进行设计计算，并对整机进行结构设计。允许选用步进电机正反转工作。纸箱hlcb机械手ka车箱 设计过程及计算说明二、传动方案修改1. 系统运动方案图注一：1.零件1是带内螺纹的套筒，与齿轮2做成一体；2.零件2是带外螺纹的套筒，与零件1旋合；3.零件3是与上机箱连接的空心轴；注二：1.零件3与轴4之间用滑键连接，零件3可随轴4转动，并可沿其上下移动；2.零件2带动零件3上下运动；3.零件2与零件3、零件3与轴4之间皆用圆锥滚子轴承。f=1000nv=2.0m/sd=500mml=500mm三、总体设计计算1、电机型号选择（1）电动机类型的选择： y系列三相异步电动机（2）电动机功率选择：传动装置的总功率：1=联轴器4轴承3齿轮=0.960.9820.970.990.96=0.8082=联轴器3轴承齿轮梯形螺纹=0.960.9830.970.4=0.350电机所需的工作功率：p工作1=jw/1=1000.393/0.808=48wp工作2=fv/2=12000.0.025/0.35=75wp工作=p工作1+ p工作2 =123w（3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=600.25/4=3.75r/minn升降=0.160/（40.01）=150r/min按手册p7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=35。则三级圆柱直齿轮的总传动比现实范围为ia=27125，因步进电机转速可调，故可将电机转速设为100r/min。（4）确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y2-712-6。其主要性能：额定功率：250，满载转速850r/min，额定转矩2.0。设置转速为100r/min。2、计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比： i1=n电动/n转轴=100/3.75=80/3i2=n电动/n升降=100/150=2/3（2）分配各级传动比取齿轮i齿轮1=2/3，i齿轮2=8/3，i齿轮3=10/3， i齿轮4=3；i1=i齿轮2i齿轮3i齿轮4=80/3i2= i齿轮1=2/33、各轴运动参数及动力参数计算（1）计算各轴转速（r/min）ni=n电机=100r/minnii=ni/i齿轮1=1003/8=37.5 (r/min)niii=nii/i齿轮2=37.53/10=11.25(r/min)n=nii/i齿轮3=11.25/3=3.75(r/min)（2）计算各轴的功率（kw）pi=2500.97=238wpii=pi齿轮轴承=88wpiii=pii轴承齿轮=84wpi=p轴承齿轮=80w（3）计算各轴扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=22729nmmtii=9.55106pii/nii=22411nmmtiii=9.55106piii/niii=71307nmmt=9.55106pi/n=203723nmmn升降=150r/minn滚筒=3.75r/min1=0.8082=0.350p工作=123w电动机型号y2-712-6i1=80/3i2=2/3据手册得i12=2/3i34=8/3i56=10/3i78=3ni =100r/minnii=37.5r/minniii=11.25r/minn=3.75 r/minpi=238wpii=88wpiii=84wpi=80wti=22729nmmtii=22411nmmtiii=71307nmmt=203723nmm四、传动机构设计计算1、齿轮传动的设计计算（一）：齿轮3与齿轮41.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据要求，齿轮采用软齿面直齿轮。压力角取20。（2）参考机械设计表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计表10-1，小齿轮选用40cr（调质），齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45（调质），齿面硬度240hbs；（4）选小齿轮齿数z3=24,大齿轮齿数z4=u z3=8/3x24=64 2.按齿面接触疲劳强度设计由式计算小齿轮分度圆直径，即d3t32khtt1du+1u(zhzezh)21）确定公式中的各参数值试选kht=1.3。小齿轮传递的转矩t1=22729nmm。取齿宽系数d=1。查得区域系数zh=2.5。查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa12。计算接触疲劳强度用重合度系数z。 a3=arccosz3cos(z3+2ha*=arccos24cos20(24+21)=29.841 a4=arccosz4cos(z4+2ha*=arccos24cos20(64+21)=24.326 =z3tan3-tan+z4tan4-tan2 =24tan29.841-tan20+64tan24.326-tan20 2 =1.698 z=4-3=4-1.6983 =0.876计算接触疲劳许用应力h。查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是hlim3=600mpa、hlim4=550mpa计算应力循环次数： n3=60n1jlb=60x100x1x(6x300x2x8)=1.728x108 n4=n1/u=1.728x108/(64/24)=6.48x107查得接触疲劳寿命系数khn3=1.11,khn4=1.18。取失效概率为1%，安全系数s=1，得 h3=khn3hlim3s=1.116001mpa=666mpa h4=khn4hlim4s=1.185501mpa=649mpa取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 h=h4=649mpa2）计算小齿轮分度圆直径 d3t32khtt1du+1u(zhzezh)2 =321.3227291(6424)+164242.5189.80.8766492 =32.182mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v.v=d1tn1601000=32.182100601000=0.19m/sb=ddt=132.182=32.182mm 2）计算实际载荷系数kh查得ka=1查得kv=1.0ft1=2t1d1t=22272932.182=1412nkaft1b=1141232.182=43.89 据以查得kh=1.2 ，kh=1.415kh=kakvkhkh=11.01.21.415=1.703）d1=d1t3khkht=32.18231.701.3=35.192mmm=d1z1=35.19224=1.693.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由下式试算齿轮模数，即mnt32kftt1yycos2dz32yfaysaf1）确定公式中的各参数值试选载荷系数kft=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数yy=0.25+0.75v=0.25+0.751.711=0.688计算yfaysaf查得齿形系数yfa1=2.65，yfa2=2.25查得应力修正系数ysa1=1.58，ysa2=1.74查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 flim3=500mpa, flim2=380mpa查得弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.90，kfn2=0.92取弯曲疲劳安全系数s=1.4f3=kfn3flim3s=0.905001.4mpa=321.4mpaf4=kfn4flim4s=0.953801.4mpa=249.7mpayfa1yfa1f3=2.651.58321.43=0.0130yfa2yfa2f3=2.231.76249.7=0.0157取较大者，即yfayfaf=yfa2yfa2f3=0.01572）试算模数mnt32kftt1yycos2dz32yfaysaf=1.035（2）调整齿轮模数1）数据准备圆周速度d1=mtz3=1.03524=24.836mmv=d1n1601000=24.836100601000=0.13m/s齿宽b=dd1=124.836=24.836mm宽高比b/hbh=b2ha*+c*mt=24.83621+0.251.035=10.662）计算实际载荷系数根据v=0.13m/s，7级精度，查得动载系数kv=1.0查得齿间载荷分配系数kf=1.2查得kf=1.35则载荷系数kf=kakvkfkf=11.01.21.35=1.623）按实际载荷系数算得齿轮模数m=m13kfkft=1.03531.621.3=1.114对比计算结果，取齿轮模数为1.114，圆整为m=2，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=32.182mm，算出小齿轮齿数z3=d3m=32.1822=16.91取z3=17，则大齿轮齿数z4=uz3=8317=45.33，取z4=454.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=172=34mmd4=z4m=452=90mm（20）计算中心距a=(d3+d4)2=(34+90)2=62mm（3）计算齿宽b=dd3=134=34mm考虑必可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，将小齿轮加宽5-7mm，取b3=41mm，大齿轮齿宽b4=34mm2、齿轮传动的设计计算（二）：齿轮5与齿轮61.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据要求，齿轮采用软齿面直齿轮。压力角取20。（2）参考机械设计表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计表10-1，小齿轮选用40cr（调质），齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45（调质），齿面硬度240hbs；（4）选小齿轮齿数z5=24,大齿轮齿数z6=u z5=10/3x24=80 2.按齿面接触疲劳强度设计由式计算小齿轮分度圆直径，即d5t32khtt2du+1u(zhzezh)21）确定公式中的各参数值试选kht=1.3。小齿轮传递的转矩t2=22410nmm。取齿宽系数d=1。查得区域系数zh=2.5。查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa12。计算接触疲劳强度用重合度系数z。 a5=arccosz5cos(z5+2ha*=arccos24cos20(24+21)=29.841 a6=arccosz6cos(z6+2ha*=arccos24cos20(80+21)=23.541 =z5tan5-tan+z6tan6-tan2 =24tan29.841-tan20+64tan23.541-tan20 2 =1.714 z=4-3=4-1.7143 =0.873计算接触疲劳许用应力h。查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是hlim3=600mpa、hlim4=550mpa计算应力循环次数： n3=60n5jlb=60x37.5x1x(6x300x2x8)=6.48x107 n4=n1/u=1.728x108/(64/24)=1.944x107查得接触疲劳寿命系数khn3=1.11,khn4=1.18。取失效概率为1%，安全系数s=1，得 h5=khn5hlim5s=1.116001mpa=666mpa h6=khn6hlim6s=1.185501mpa=649mpa取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 h=h4=649mpa2）计算小齿轮分度圆直径 d5t32khtt1du+1u(zhzezh)2 =321.3227291(6424)+164242.5189.80.8766492 =36.220mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v.v=d5tn5601000=36.22037.5601000=0.07m/sb=ddt=136.220=36.220mm 2）计算实际载荷系数kh查得ka=1查得kv=1.0ft1=2t1d1t=22241036.220=1237.44nkaft1b=11237.4436.220=34 据以查得kh=1.2 ，kh=1.415kh=kakvkhkh=11.01.21.415=1.6983）d5=d5t3khkht=36.22031.6981.3=39.593mmm=d1z1=39.59324=1.6503.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由下式试算齿轮模数，即mnt32kftt2yycos2dz52yfaysaf1）确定公式中的各参数值试选载荷系数kft=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数yy=0.25+0.75v=0.25+0.751.711=0.688计算yfaysaf查得齿形系数yfa5=2.65，yfa6=2.25查得应力修正系数ysa5=1.58，ysa6=1.77查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 flim5=500mpa, flim6=380mpa查得弯曲疲劳寿命系数kfn5=0.85，kfn6=0.88取弯曲疲劳安全系数s=1.4f5=kfn5flim5s=0.855001.4mpa=303.54mpaf6=kfn6flim6s=0.883801.4mpa=238.86mpayfa5ysa5f5=2.651.58303.54=0.0138yfa6ysa6f6=2.231.77238.86=0.0165取较大者，即yfaysaf=yfa6ysa6f6=0.01652）试算模数mnt32kftt2yycos2dz52yfaysaf=1.047（2）调整齿轮模数1）数据准备圆周速度d5=mtz5=1.04724=25.132mmv=d5n2601000=25.13237.5601000=0.049m/s齿宽b=dd5=125.132=25.132mm宽高比b/hbh=b2ha*+c*mt=25.13221+0.251.047=10.672）计算实际载荷系数根据v=0.49m/s，7级精度，查得动载系数kv=1.08查得齿间载荷分配系数kf=1.2查得kf=1.410则载荷系数kf=kakvkfkf=11.081.21.410=1.833）按实际载荷系数算得齿轮模数m=m53kfkft=1.04731.831.3=1.173对比计算结果，取齿轮模数为1.173，圆整为m=2，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d5=36.220mm，算出小齿轮齿数z5=d5m=36.2202=18.110取z5=18，则大齿轮齿数z6=uz5=10318=60，取z6=604.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d5=z5m=182=36mmd6=z6m=602=120mm（20）计算中心距a=(d5+d6)2=(36+120)2=78mm（3）计算齿宽b=dd5=136=36mm考虑必可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，将小齿轮加宽5-7mm，取b5=42mm，大齿轮齿宽b6=36mm五、轴系零件设计计算1、轴的设计计算（一）：轴21).轴上功率、转速、转矩p2=88w ，n2=37.6r/min ，t2=22411nmm2).求作用在齿轮上的力小齿轮处于低速级，d5=36mmft=2t2d5=22241136=1245nfr=fttann=1245tan20=453n3).按扭矩初算轴径选用45（调质），硬度217255hbs根据机械设计表15-3，取c=126d126 (0.088/37.5)1/3mm=16.744mm考虑有两个键槽，将直径增大10%-15%，则d=22.5(1+5%-15%)mm=18.42-19.26mm选d=20mm4).轴的结构设计a）轴上零件的定位，固定和装配因轴2上齿轮5直径较小，故将轴2 做成齿轮轴。大齿轮下面由轴肩定位，上面用档油盘轴向固定，径向用普通平键固定。上下各用一个轴承。因轴上端被齿轮4挡住，考虑由箱体内铸造一个凸起的轴承座。下端则安装在箱体底部铸造的轴承座孔中，考虑到加工方便，在座孔中用安装一个套杯。b）确定轴各段直径和长度c)按弯扭复合强度条件计算（略）2、轴的设计计算（二）：轴31).按扭矩初算轴径选用45（调质），硬度217255hb