装车机械手计算说明书

1、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

2、车车厢。如图所示，已知纸箱箱体尺寸A×B×Cmm3，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、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=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.8082=联轴器×3轴承×齿轮×梯形螺纹=0.96×0.983×0.97×0.4=0.350电机所需的工作功率：P工作1=jW/1=100×0.

4、393/0.808=48WP工作2=FV/2=1200×0.0.025/0.35=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=60×0.25/4=3.75r/minn升降=0.1×60/（4×0.01）=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

5、-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2×i齿轮3×i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=100×3/8=37.5 (r/min

6、)nIII=nII/i齿轮2=37.5×3/10=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=250×0.97=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（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=22729N·mmTII=9.55×106PII/nII=22411N·mmTIII=9.55×106PI

7、II/nIII=71307N·mmT=9.55×106PI/n=203723N·mmn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=22729N·mmTII=22411N·mmTIII=71307N·mmT=203

8、723N·mm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

9、递的转矩T1=22729N·mm。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*=arccos24×cos20°(24+2×1)=29.841° a4=arccosz4cos(z4+2ha*=arccos24×cos20°(64+2×1)=24.326° =z3tan3-tan'+z4tan4-tan'2 =24×tan29.841°-tan20

10、°+64×tan24.326°-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=1.11×6001MPa=666M

11、Pa H4=KHN4Hlim4s=1.18×5501MPa=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 =32×1.3×227291(6424)+164242.5×189.8×0.8766492 =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=d1tn160×1000=×32.182×10060×1000=0.19m/sb=ddt=1×3

12、2.182=32.182mm 2）计算实际载荷系数KH查得KA=1查得KV=1.0Ft1=2T1d1t=2×2272932.182=1412NKAFt1b=1×141232.182=43.89 据以查得KH=1.2 ，KH=1.415KH=KAKVKHKH=1×1.0×1.2×1.415=1.703）d1=d1t3KHKHt=32.182×31.701.3=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

13、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=0.90×5001.4MPa=321.4MPaF4=KFN4Flim4S=0.95×3801.4MPa=249.7MP

14、aYFa1YFa1F3=2.65×1.58321.43=0.0130YFa2YFa2F3=2.23×1.76249.7=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=1.035×24=24.836mmv=d1n160×1000=×24.836×10060×1000=0.13m/s齿宽b=dd1=1×24.836=24.836mm宽高比b/hbh=b2ha*+

15、c*mt=24.8362×1+0.25×1.035=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=1×1.0×1.2×1.35=1.623）按实际载荷系数算得齿轮模数m=m13KFKFt=1.035×31.621.3=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

16、z4=uz3=83×17=45.33，取z4=454.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=17×2=34mmd4=z4m=45×2=90mm（20）计算中心距a=(d3+d4)2=(34+90)2=62mm（3）计算齿宽b=dd3=1×34=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

17、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=22410N·mm。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*=arc

18、cos24×cos20°(24+2×1)=29.841° a6=arccosz6cos(z6+2ha*=arccos24×cos20°(80+2×1)=23.541° =z5tan5-tan'+z6tan6-tan'2 =24×tan29.841°-tan20°+64×tan23.541°-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=60

19、0Mpa、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=1.11×6001MPa=666MPa H6=KHN6Hlim6s=1.18×5501MPa=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

20、)2 =32×1.3×227291(6424)+164242.5×189.8×0.8766492 =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=d5tn560×1000=×36.220×37.560×1000=0.07m/sb=ddt=1×36.220=36.220mm 2）计算实际载荷系数KH查得KA=1查得KV=1.0Ft1=2T1d1t=2×2241036.220=1237.44NKAFt1b=1×1237.4436.220=34

21、据以查得KH=1.2 ，KH=1.415KH=KAKVKHKH=1×1.0×1.2×1.415=1.6983）d5=d5t3KHKHt=36.220×31.6981.3=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

22、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=0.85×5001.4MPa=303.54MPaF6=KFN6Flim6S=0.88×3801.4MPa=238.86MPaYFa5Ysa5F5=2.65×1.58303.54=0.0138YFa6Ysa6F6=2.23×1.77238.86=0.0165取较大者，即YFaYsaF=YFa6Ysa6F6=

23、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=1.047×24=25.132mmv=d5n260×1000=×25.132×37.560×1000=0.049m/s齿宽b=dd5=1×25.132=25.132mm宽高比b/hbh=b2ha*+c*mt=25.1322×1+0.25×1.047=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

24、KF=1.410则载荷系数KF=KAKvKFKF=1×1.08×1.2×1.410=1.833）按实际载荷系数算得齿轮模数m=m53KFKFt=1.047×31.831.3=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=103×18=60，取z6=604.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d5=z5m=18×2=36mmd6=z6m=60×2=120mm（20）计

25、算中心距a=(d5+d6)2=(36+120)2=78mm（3）计算齿宽b=dd5=1×36=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=22411N·mm2).求作用在齿轮上的力小齿轮处于低速级，d5=36mmFt=2T2d5=2×2241136=1245NFr=Fttann=1245×tan20°=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