四自由度上下料机械手结构设计及机构精度研究机械综合实验与创新设计中期进度报告

四自由度上下料机械手构造设计及机构精度争论中期进度报告名目\l“_TOC_250046“绪论 1\l“_TOC_250045“前期主要工作 1\l“_TOC_250044“前期工作总结 1\l“_TOC_250043“二机械手设计方案 1\l“_TOC_250042“机械手工作性能要求 1\l“_TOC_250041“工件材料 1\l“_TOC_250040“搬运要求 1\l“_TOC_250039“机械手自由度数 2\l“_TOC_250038“机械手手部方案设计 2\l“_TOC_250037“机械手提升方案设计 2\l“_TOC_250036“机械手水平搬运方案设计 2\l“_TOC_250035“机械手驱动方案设计 2\l“_TOC_250034“机械手掌握方案设计 2\l“_TOC_250033“机械手主要技术参数 2\l“_TOC_250032“机构运动简图 3\l“_TOC_250031“摆臂CD尺寸确实定 3\l“_TOC_250030“B点F点位置确实定 3\l“_TOC_250029“手臂极限工作状态分析 4\l“_TOC_250028“机构尺寸 5\l“_TOC_250027“传动方案确实定 6\l“_TOC_250026“三手部构造设计 6\l“_TOC_250025“电磁铁类型 6\l“_TOC_250024“电磁铁参数 6\l“_TOC_250023“安装连接方式 7\l“_TOC_250022“电磁铁的体积规格 7\l“_TOC_250021“四气缸及气动系统设计 7\l“_TOC_250020“气缸的设计计算 7\l“_TOC_250019“气缸类型及安装形式 7\l“_TOC_250018“活塞杆直径计算 7\l“_TOC_250017“气缸筒内径计算 7\l“_TOC_250016“气缸的行程 8\l“_TOC_250015“气缸的运动速度 8\l“_TOC_250014“4.3气缸夹板 9\l“_TOC_250013“五机械臂构造设计及校核 9\l“_TOC_250012“手臂构造强度设计与校核 9\l“_TOC_250011“材料及型材确定 9\l“_TOC_250010“摆臂与驱动臂连接夹板 10\l“_TOC_250009“配重质量确实定 10摆臂设计及校核 11驱动臂构造设计及校核 12支撑臂设计 13机械手质量计算 13手臂转动惯量的计算 14手臂齿轮齿条的设计计算 14设计要求 15齿轮齿条的材料选择 15各系数的选定 15齿轮的设计参数，许用应力的选择 15齿轮的设计计算 16手臂齿轮的设计计算 17机械手转臂处电机的选取 22\l“_TOC_250008“六底座设计与校核 22\l“_TOC_250007“行星轮设计与校核及电机的选取 22\l“_TOC_250006“中心轮和行星轮设计 22\l“_TOC_250005“行星轮及大外轮与校核 27\l“_TOC_250004“齿轮具体参数 28齿轮润滑油的选取 29电机的选择 29导轨的设计计算 30导轨的类型 30直线导轨副截面 30滚动导轨载荷计算 30导轨的选取 32预期寿命 32拖动导轨运动的齿轮齿条设计以及电机的选择 32齿轮齿条的设计 32齿轮齿条具体参数 35齿轮润滑油的选取 36电机的选取 36\l“_TOC_250003“七传感器和微动开关的选择 37\l“_TOC_250002“光电传感器的选择 37\l“_TOC_250001“微动开关的选取及其具体参数 37\l“_TOC_250000“八后续工作 37绪论前期主要工作前期工作我们把重点放在机械手机构和构造设计计算，具体工作如下：寿命、手臂运动参数、工作节拍、定位精度等。的选择；这样，我们根本完后了机械手的设计计算。前期工作总结下来的工作中需要留意的。使用的前提下，尽量选用标准件，降低制造本钱，并简化设计过程。机械手工作性能要求工件材料M=5kg，材料为灰铸铁，密度6.8103kg/m3，2-1搬运要求

图2-1工件几何外形工件提上升度H=650mm生产节拍 T=12s使用寿命 L 10年h工件搬动距离x2-2我们承受机械手来实现此功能要了机构的设计技术方案及设计技术参数： 图2-2水平搬运距离机械手自由度数〔立柱回转自由度和摆臂上下摇摆自由度动自由度〔立柱水平移动自由度和工件竖直移动自由度。机械手手部方案设计率。机械手提升方案设计依据工件材料提升要求在竖直方向上，工件的材料的提升由两局部组成：〔1〕摆臂提上升度500mm〔2〕气缸提上升度150mm，使构造更加紧凑。机械手水平搬运方案设计组成：摆臂的回转和水平移动。机械手驱动方案设计性高，所以我们承受两种传动方案结合，实现机械手的传动。机械手掌握方案设计由于专业所学学问有限，掌握系统的设计暂不考虑、机械手主要技术参数〔1〕工件吸取时间1s〔2〕机械手的摆臂提升、气缸提升及底座前进，三个运动同时进展，时间2s〔3〕903s〔4〕1s〔5〕903s〔6〕2s。这样完成了一个工作周期。设计方案确定之后，依据生产节拍，确定了机械手的技术参数抓重 5kg机械手自由度 4最大工作半径 1200mm；摆臂运动参数 提上升度500mm：提升时间2s；支撑臂运动参数 回转范围0~90回转速度30/s最大中心高1050mm定位方式 微动开关和机械挡块定位精度 1mm机构运动简图械手的机构运动简图，如右图图2-3其中，M点、N点分别为摆臂ＤＦ局部和ＣＦ局部的中点。摆臂CD为满足搬运要求 取LAC

2-3机构运动简图1200mm为供给足够的旋转空间 取LOF

400mm防止机构尺寸太大 取配重杆长度L 500mmADBFB析公式中各个点的位置及角角所2-4AD受力分析可得 M 0 2-4受力分析图AmgLD AD

m gLAD

m gLAC

mgLC

cosFB

cosL 0ABmDm

：配重质量；：摆臂ＡＤ局部质量；ADm ：摆臂ＡＣ局部质量；ACm ：Ｃ点气动系统、电磁铁及气动系统夹板质量；CF BBGCDBL AB

、L 、L 、LAC AD AM

：分别表示对应图2-4中两点之间距离；由此可得 F

gLmD ADm

m gLAD

m gLAC

mgLC

cosB cosLABLAB

FB

减小；当cos增大的时候，即FB

F所以，BC，FO点，都会使所需FB

减小。由于当机械手处于最低状态时，最大，FB

LAB

越大，FB

越小；但是，LAB

越大，将导致BG杆过长，所以取L =1000mm。优点〔1〕节约材料，防止驱动臂BG过长〔2〕预留长度L ，AB BG为机械手装配留有足够空间，保证机械手强度。FFB机械手所处工作状态及点的位置间2-5 系可知 AB903060 2-5假定最低工作状态F 在垂直于杆AC方向上分力 F Fcos1FB Bn B 2 B所以，有一半的力无法做功，从而导致电机功率太大。GBLAF=550mm。手臂极限工作状态分析手部最高点状态此时机构相对关系如右图图2-6BGL LBG

2L AF

100025502L

550 arctan 1 LAB

arctan 28.811000

2-6最高工作状态手部最低点状态此状态分析，可以帮助我们确定机械

,并且确LFG

,符号及公示所表示意义如2-7LBB”

L cos301000cos30866mmBDL

L cos301200cos30CD1039.231040mmLBF由余弦定理可知

L 2LAB

22cos(90)LAB1

2-7最低工作状态LAFFF 5502100022 5501000867.47868mm2所以，L L L FG BG BF现将各机械臂的长度调整如下：L” L”CD

L”OE

4005501001050mm由于能加的长度并不影响构造的强度，所以强度计算仍按调整前尺寸进展计算。机构尺寸在完成上述分析的根底上，机构的各局部尺寸就可以确定，如以下图图2-8所示，为接下来的构造设计奠定了根底：2.3

2-8机构尺寸构造尺寸紧凑，牢靠性高，所以我们承受两种传动方案结合，针对各处传动特点，承受了如下方案，实现机械手的传动：C点处选用气压传动实现工件竖直方向提升150mm；FGB0送料运动。了吸附式电磁铁。电磁铁都是为特定客户设计、生产,型号众多无法一一列举，我们把电磁铁的主要参数列举如下。电磁铁类型的吸在电磁铁上，所以选用直流电磁铁。电磁铁参数工作电压36V〔DC〕 初吸力〔20mm〕24V3㎏1.5终吸力〔0mm〕36V7.5由机械手上的电磁铁工作性质可知，选用间歇式直流电磁铁、50%负载循、CB-130℃安装连接方式气压系统的承受外部螺栓连接，并在手部支架承受卡槽嵌入。电磁铁的体积规格长×宽×高=80×60×40〔单位mm)，查阅资料得电磁铁质量计算时取密度7.5g/，m=7.5×80×60×40×=1.44可以在恶劣环境中使用。由于重物竖直方向提升距离较大，并且为使构造紧凑，竖直方向的提升距离局部由气动系统实现提上升度150mm，设计参考《机械设计4气缸的设计计算气缸类型及安装形式气缸。安装形式：固定式气缸，前法兰MF1式。活塞杆直径计算40cr[3-47]抗拉强度σ=980MPabFσ= σ=b S-安全系数 S≥1.4p A p ss所以直径d≥〔4A /π〕1/2=0.339㎜S24.2-510㎜。技术要求：df8，粗糙度Ra0.8um0.02㎜热处理：调质活塞杆与活塞的连接：用螺纹连接气缸筒内径计算F1

πF= 〔D2Pη〕1 4πF2

F = 〔D2－d2〕Pη2 4此构造中气缸工作频率一般，根本是匀速运动，其载荷率可取η=0.7－0.85，取0.7。由24-41一般气缸的正常工作条件工作压力为0.4－0.6MPa，取气缸的工作气压为0.5MPa，选取较大的D值。D=(

4F 46.449.82＋d2〕1/2=( ＋0.012〕1/2=0.018m=18㎜πPη 3.140.51060.7气缸筒内径圆整〔24.2-420㎜气缸的行程150㎜，165㎜。气缸的运动速度本气缸的真正的行程为150㎜，要求在3秒之内完成，取t=2秒，所以气缸的sV=t=75㎜/s气缸系统掌握原理图气缸系统掌握原理图如图4-1所示4-1气缸系统掌握原理图气缸夹板杆，增加构造刚度7A04公称厚度8mm 22.8kg ，质量s m2m 222.8(120803040)0.41kg气缸夹板 2

4-2气缸夹板手臂构造强度设计与校核材料及型材确定材料确定查阅《机械设计手册》B1P3-290 表3.2-21，选取材料ZAlSi7MgZl101J材料强度 205MPa，伸缩率5%b型材确定1〕铝合金型号：HF-8-30305-15-1HF-8-30302)铝合金型号:HF-8-3060,5-2所示：5-2铝合金截面图及参数摆臂与驱动臂连接夹板GBCD，降低连接点B5-3查阅《机械设计手册》第一册 P3-355表3.2-146，选用7A04型铝合金型材 度 8mm 22.8kg ，质量s m290m 222.8 7010-60.41kg链接 cos45配重质量确实定

5-3连接夹板轮廓图械臂在空载时，摆臂处于平衡状态，并且驱动臂供给驱动力接近为0.以摆臂水5-4：M 0A

5-4CDm gL m gL m gL mgL 0配重 AD AD AM AC AN C ACm mC 电磁铁

m m气缸

1.440.410.412.26kg所以m 配重

2.261.20.4111.21.050.6-0.51.050.253.7465kg0.5为保证前端略重，去安全系数k=1.25m 3.746753kg所以配重

1.25配重材料选取铸铁，灰扎圆钢，d=55mm《机械设计手册》第一册P3-127表3.1-133摆臂设计及校核2-7材料确定摆臂承受HF-8-3030型铝材强度校核M 0Am gL m gL

m gL

m gL

cosL 0配重

AD

AO

AC AN

B ABF 0xm gm配重 AO

gmAC

gm连接

g-mC

gm重物

Ax

Fcos0B LAF

sin9030LBF带入数据求得57.152.269.81.20.419.811.21.059.80.6cos3059.81.2-0.51.050.2539.80.5 F B129.03N

cos57.151F 2.269.80.419.81.21.059.859.80.51.059.839.8cos3035.71Nx作出构造剪力图与弯矩图，如图5-5所示。5-5剪力图与弯矩图5-4A所以

13.845 7.69MPamax Wz

1.80106K=1020.5MPa205K 10所以，强度满足要求。

max驱动臂构造设计及校核驱动臂承受HF-8-3030型铝材GBFBmax

129.03N型材截面积HF-8-3030可由下述公式近似算出：A 30303.4243.75216.58.27148.224824400mm2S 2所以

max

FAFS

129.03400106

0.32MPab所以满足要求支撑臂设计使用寿命机械手质量计算立柱两侧肋板质量S 0.150.03(0.150.06)0.170.50.2235m21查阅《机械设计手册》取公称厚度为10mm铝合金板材，s

28.5kg/m2m2S1

20.0223528.51.27395kg1.27kg支撑臂质量支撑臂所需型材长度 支撑臂横向连接型材长度L2=200-302=140mm所以总质量 m2材料为HF-8-3060BG

105014021032.66kgl 115027428021858mm3m 18581.051.95kg3CD摆臂所需型材长度l 4摆臂质量

2.151.052.26kg4气缸、电磁铁及夹板质量m 0.411.440.412.26kg55.1.7.6电机、齿轮齿条、底座等质量m6

20kg机械手工作时总质量m总

mm1

mm3

mm5 61.272.661.952.262.26532040kg手臂转动惯量的计算理学问可知J mi

r2，当机械手臂处于最高点状态时，转动惯量最大，所以i取摆臂处于最高状态时进展分析：dmldxCDACJ LAC

x2dm

lAC 1.051.230.605kgm211AC 0 3 l0 311对于驱动臂BG：larctanlBAAF

550 arctan 28.81 1J LBG(xcos)2dm L 3cos2l1ACBG 0 3 BG l 01 1.051.23cos228.810.398kgm23CDADL 1 1J ADx2dm x3 lAC 1.050.530.044kgm2AC 0 3 l0 3对于配重J mr230.520.75kgm2D当提升重物时，在c点处总质量m m mC1 C

52.267.26kgJ C

r2C1C

7.261.2210.45kgm2对于B点处连接夹板、J mB

r2连接板B

0.41120.41kgm2系统转动惯量J J总

J J JAD BG

J JD B0.6050.3980.043750.7510.450.4112.657kgm2手臂齿轮齿条的设计计算设计要求机械臂上下料时齿条的行程：L=274㎜ 齿条受到的最大轴向力：Fmax

=129.03N 机械手臂抬升和下降的时间：t=3s机构，另一方面可以缩小机械体积便于模块化的装卸、检修。齿轮齿条的材料选择确定齿轮齿条的疲乏极限应力齿轮：38SiMnMo，调质，硬度320-340HBS齿条：35SiMnMo280-300HBS由图16.2-17及图16.2-26，按MQ级质量要求取值，查得σHlim1

=790N/㎜2

Hlim2

=760N/㎜2；σ

FE1

=640N/㎜2

=600N/㎜2各系数的选定起升系统的最大功率P=F×V F=129.03N =91.33㎜/s计算齿轮强度用的载荷系数k，包括使用系数kA；动载荷系数kv；齿间载kHkH；即：K=kkkkA v H H使用系数态为稍微冲击，使用系数kA动载荷系数

1.35。齿轮传动不行避开地会有制造及装配误差，轮齿变载后还需要产生弹性变形，由于啮合齿对刚度的变化，也要引起动载荷，kv齿间载荷安排系数k=1H齿轮载荷分布系数

1.0。计算齿轮强度时，考虑齿面上载荷沿接触线分布不均匀现象，通常以系数面上载荷分布不均匀的程度对齿轮强度的影响取kH k=kAkvkHkH=1.35×1×1×1.34=1.8齿轮的设计参数，许用应力的选择1〕α的选择我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为=202〕z为使齿轮免于根切，应取Z≧17，这里取z=20齿宽系数d

的选择取Φ=0.4d估量工作寿命330010L=3×300×30=9000hh齿轮的许用应力k[σ]=N lims式中：s-疲乏强度安全系数，对接触疲乏强度计算时，取S=1k-考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数NNN=60njLhnjL为齿轮的工作寿命；n60〔r/min〕hN=60×60×9000=3.24×107316.2-18可得kN

=1.2[σ]=kNH =1.2790lim =948MPaH s 1σ =640N/㎜2；K

=1；s=1.2FE1k

HF1640[σ]= HF FE1= =533.3MPaF s 1.2z=20＞17时，齿形系数YFa根本参数选择完毕齿轮的设计计算2KTY Y2KTY Yz2[]FaSad F

=2.8，应力校正系数YSa

=1.55T=95.5105Pn

nπmz=v×60m≥21.895.51050.01182.81.15=0.1760.4202533.387.2依据模数的常用值取m=2.5；n=35r/minKT(u1)ud( KT(u1)ud( E )2[ ]Hzd≥2.32式中[σ]的单位为MPa,d的单位为mm，其余各符号的意义和单位同前，H由于传动为齿轮齿条传动，传动比近似无穷大，所以u1=1u查〔机械设计手册第四版表12.12〕MPaZMPaE1.832001.832001〔189.820.4948取两者的偏大值d=50㎜计算齿宽b= d=0.4×50=20㎜db齿条

=25㎜h齿条

=15㎜最终确定齿轮数据：模数m=2.5㎜ 齿数z=20 分度圆直径d=50㎜ 齿宽b=20㎜b齿条

=25㎜ 转速n=35r/min 齿条的高度h齿条

=15㎜手臂齿轮的设计计算335r/min。设计参考《机械设计》第四版邱宣怀计算工程计算工程计算内容计算结果材料选择正火处理构造钢硬度 转矩T1

p 11.785=9550T =9550×=95501 n 35

T=3215N·mm1齿宽系数d

1id 2

130.32

0.6ddAd 值 由表12.16估量00 d

82

A 82d

12.17(b)

Hlim1

550MPa520MPa初步计算许用

0.9H1

Hlim1

0.9550

[ ]495MPa1接触应力

0.9 0.9520H2 Hlim2

[ ]468MPa2初步计算小轮

d A1 d3

T1 d H

u1u

取d 30mmd1

823

3215 31 10.64682 3b2.校核计算

bd 0.630 取b18mmd 1v

dnv1v

3035

v0.055m/s601000 601000精度等级

由表12.6 9级Z1=21

md1

1

30 1.4321由表12.3，取m=1.5mm Z=20螺旋角β

nd 30Z=11 m 1.5

1Z=602A由表12.9 工作特性取动力机稍微冲击；工作机均匀平稳K=1.1AV由图12.9 对于9级精度齿轮K=1.14VF2T23215214Ntd1301KF 1.1214A tb1813.1N/㎜1.67[1.883.2(11)]cos0z1z齿间载荷分系211K[1.883.2( )]20 601.67z 0.89Z 4341.670.893K1=Z210.8921.26K 1.26齿向载荷分布K AB( )2C103bbKHd11.170.16(18) 0.6110K 1.24H230318KKKKK1.96A V H HK1.11.141.261.24弹性系数Z由机械设计表12.12EZ 189.8MPaE节点区域系数节点区域系数由机械设计图12.16Z 2.5H接触最小安全由机械设计表12.14SHlim

S

=1.05总工作时间t t 330010h h

t=9000hh应力循环次数h

N 60ntL1

60359000

N 1.89107L1NNL

N /i1.89107/3L1

N 6.3106L2接触寿命系数由机械设计图12.18Z

Z =1.28N1N Z =1.40N2许用接触应力 H2

ZHlim1S

N1

5501.281.05

670MPaH1[ ]H

H2

Hlim ZHlim2 SHlim

5201.401.05

H2

693MPa验算

Z Z ZZ

2KT1

u1

430MPaHH E H

bd2 1

]H1189.82.50.891 21.9632153118302 33.确定主要传动尺寸a

d(i1) 30(31)

a=60a 1

602 2分度圆直径

dmz 1.5201 1

d=30mm1d=90d id2 1

330 2齿宽b b d 0.630d 1

b=18mm取b25mm1b 20㎜24.齿根弯曲疲乏强度验算4.齿根弯曲疲乏强度验算重合度系数Y Y

0.250.750.250.75

Y 0.70 1.67齿间载荷安排KF

由表12.10，K =1F Y

10.70

K =1.43F齿向载荷分布 b

20 3.56

K =1.41KFK

h 2.252.5 F12.14KKKK K 1.11.141.431.41 K2.53A V F F齿形系数YFa

由图12.21 YFa1Y

2.802.29应力修正系数由图12.22 YSa1

1.54YSa弯曲疲乏极限12.23

YSa2

1.74500MPaFlim弯曲最小安全由机械设计表12.14S

Flim1 470MPaFlim2Fmin弯曲寿命系数由机械设计图12.24YN

Y 0.98N1Y 1.01N2尺寸系数YX

由图12.25 Y 1.0X许用弯曲应力

Y Y

5000.981

392MPa F1 S

1.25

380MPa[ ]

FminY Y

4701.011 Flim2 N2 XF2 SFmin

1.25序号名称序号名称符号计算公式及参数选择1模数mn1.5mma2螺旋角β03分度圆直径d1d2d30mm1d90mm24齿顶高h1.5mm5齿根高hf1.875mm6全齿高h3.375mm7顶隙c0.75mm10中心距a120mm机械手转臂处电机的选取伺服电机，可以对转速很好地掌握力量。实际生产状况所选取的沟通伺服电机的局部参数：型号：80ST-M02430. 级数：4级.额定输出功率：750W. 定转矩：2.4N*m.瞬时最大转矩：7.2N*m. 电机转子惯量：1.06Kgcm2机械时间常数：0.95ms. 气时间常数：6.47ms.额定转速：3000rpm. 定相电流：4.2A.重量：2.7kg. 数：2500C/T.定电压:单相220VAC行星轮设计与校核及电机的选取中心轮和行星轮设计立柱，配重，工件，支架，气缸，电磁铁等质量共18.68kg.再加上电机以

=360mm.行T=11.58N*m.工行星轮与底座水平接触，摩擦系数参见表4.1，取矿物油潮湿金属外表，摩0.2g9.8m/s2计。则抑制摩擦所需转矩T=μMg*D/4*1000=0.2*22*9.8*360/4*1000m 总=3.88N*m.T=T+T=11.58+3.88=15.46N*m.总 工 m计算工程计算工程计算内容计算结果材料选择小齿轮40Cr调质处理大齿轮45钢调质处理齿形直齿圆柱齿轮啮合方式外啮合硬度小齿轮硬度241-286HB，260HB大齿轮硬度229-286HB,240HB转矩T1由从前所求T=15460N·mmII齿宽系数d由表12.13，取φ=0.8dφ=0.8dAd值12.16β=0°.A=82mm2dA=82mm2d1接触疲乏强度极限12.17(c)Hlim1Hlim2710MPa580MPa接触应力H10.9Hlim10.9710[ ]639MPa1H20.9Hlim20.9580[ ]522MPa2d AT1d11d3 2ud H823154600.852223d 45mm137.35mmbbd 0.8*45d 1d 36mm1校核计算圆周速度v v

dn11

452/3

v0.09m/s1000 1000取Z=30m d /Z 45/301.51 t 1 112.3，m=1.5mmn

Z=30Z

Z iZ2

33090 Z=902

1Z=902m

iz 9032z 3021KAKV

由表12.9 工作特性取工作机中等冲击；动力机均匀平稳由图12.9 由表12.10先求

K=1.50AK=1.05V2T2F t d1KF

2*15460687N451.5*687A t 28.625N/mm100N/mm.齿间载荷分系

b 361[1.88-3.2*(Z11

1)]*cosZ2

1.74

[1.883.2(1

1)]*cos01.74

Z0.87Z 3

30 9041.743

0.87

由此K 1H Z2

10.872

1.32齿向载荷分布

12.1〔对称支承9验调整〕KH

KH

bAB( )2C103bd1

K 1.29H361.170.16( )20.61103363645载荷系数K KK KA V

K KH H

K=2.681.501.051.321.29弹性系数Z 由机械设计表12.12 Z 189.8MPaE E节点区域系数由机械设计图12.16Z

ZH2.5H接触最小安全由机械设计表12.14SHlim

SHlim

=1.05总工作时间t t 5300160.5 t 12023h h h应力循环次数

N 60nt

2 N60 60120232.88107. L1

2.88107L1 n 3N

N 9.6106L N NL2 L1

/i2.88107

/39.6106 L2接触寿命系数由机械设计图12.18Z

Z =1.25N1N Z =1.31N2许用接触应力 H1

ZHlim1S

n1

7101.251.50

592MPaH1[H]

H2

Hlim ZHlim2 SHlim

5801.311.50

H2

507MPa验算 H

508MPa ZZ

2KT1

u1

[ ]H2H E H

bd2 u1189.82.50.87

22.68154603136452 3所以计算结果说明，接触疲乏强度较为适宜，齿轮尺寸无需调整。确定主要传动尺寸a

d(i1) 45(31)

a90mma 1

902 2分度圆直径

2a

290

45.000mm

d=45.000mm1 i1 31

1d=135.000mmd id2 1

345135.000mm 2齿宽b b d 36mmd 1齿根弯曲疲乏强度验算

b36mm Y Y

Y=0.68F齿间载荷安排F

K =1.47FKF

KF 1Y 1/0.681.47齿向载荷分布12.14b/h45/(2.251.5)13.3

K =1.30FK

F KF1.30K

KKKK K 1.501.051.471.30 K=3.01A V F F齿形系数YFa

由图12.21 Y

Fa1

=2.52=2.21应力修正系数由机械设计图12.22Y

YSa1

=1.63Sa

=1.80弯曲疲乏极限由机械设计图12.23

Flim1Flim2

600MPa450MPa弯曲最小安全由机械设计表12.14

S =1.50Fmin弯曲寿命系数由机械设计图12.24 Yn1Y

0.991.01尺寸系数 由图12.25 YX1.0许用弯曲应力许用弯曲应力[ ]FY YFlim1N1XF1SFminY Y6000.9911.504501.0111.50F1F2396MPa303MPaFlim2 N2 XF2SFmin验算F12KTYbdm1Fa1Sa1YY23.01154602.521.630.68145361.5107MPa F1F2F1YYY YFa2Sa21072.211.80Fa1Sa12.521.63104MPaF2所以弯曲疲乏强度符合条件行星轮及大外轮与校核此时转矩为15460*8/3=41227N*mm.与原来相比变大了不到三倍，此时的大外轮尺寸为45*7=315mm.且外轮及底座运动所需的转矩由与大外轮内啮合的三组行星轮共同分担，每一行星轮所承受转矩为总转矩的三分之一，即外轮尺寸是小轮的近三倍，故强度必定合格，在此不作进一步验证。啮合方式：NGW2K-H〔负号机构〕Z=30，Z=90，Z=210.1 2传动比条件Z

3Z 210ib 1 b1 31 8.aH Za

Z 301故传动比满足条件。Z Z同心条件：Z b ac 2Z Z3

2103090Z2 2 2c.装配条件：n =3.n 为行星轮个数，这里n =3.w w wZ Za nw

3021080为整数。3d.邻接条件：d mac

*(Zc

2*h*)=1.5*(90+2)=138mm.a180 m*(Z

Z)2*a*sin n 2 n 2w

c =90mm.满足邻接条件。图6.1行星轮示意图 图6.2构造简图齿轮具体参数序号 名称 符号端面模数 mn螺旋角 β分度圆直径 d1d2d3

1.5mm045.000mm,135.000mm,315.000mm齿顶高 ha 1.5mm5齿根高hf1.875mm6全齿高h3.375mm7顶隙c0.75mm48.000mm,138.000mm8齿顶圆直径d d d34 5318.000mm9齿根圆直径41.250mm,131.2500mmd d df3 f4 f5314.250mm10中心距a 90.000mm,90.000mm齿轮润滑油的选取荷的齿轮润滑。电机的选择机，可以对转速很好地掌握力量。依据上述计算，机械手工作所需总转矩为15.46N*m,则齿轮轴所需要的转矩为5.15N*m,电机拖动齿轮轴的传动比为1/3.则电机的转矩应至少为1.72N*m.选取点击时留一局部余量，一般选择电机连续1.72*1.3=2.23N*m.n=1/12*8*3=2r/s.电机的功率，P=T*ω/η.T=2.23N*mm,ω=n*2π=12.56rad/s.型号：80CB075C-500000.级数：6400W.额定转矩：2.39N*m.瞬时最大转矩：7.16N*m.:1.03kg·cm2.机械时间常数：1.16ms.2.30ms.额定转速：3000rpm.：4.4A.重量：2.9kg.编码器：2500P/R.：MS0075A〔经济型〕.750W.220VAC.导轨的设计计算导轨的选用要求：工作台质量预估为m40F50N，有效行程L0.4m，每分钟往复次数n5，移动速度va

8m/min，寿命30000h。运动条件：常温，平稳，无冲击和振动，设计计算参考《机械设计手册2导轨的类型动直线导轨运动灵敏度高,运动平稳性好，定位精度高,精度保持性好[参照9.3-1]。直线导轨副截面承受GGB型滚动直线导轨副[参照图9.3-7]，导轨副的截面图如图 6-3。滚动导轨载荷计算

6-3导轨副的截面6-4：6-4导轨副受力图导轨滑块的布局如图6-5：6-5导轨副滑块布置图340计算得：FF1 2FF3

262.5N237.5N导轨的选取由上述计算的最大的载荷为262.5N，由表9.3-51选取型号为GGB16AA。选取100mmGGB16AA2P25004预期寿命查表9.3-51，导轨的额定动，静载荷分别为C6.07KN C 6.8KNO查表9.3-45~48，各项系数f 1，f 1，f 0.81，f ，f 1.2h t c a wf ---硬度系数 f---温度系数h tf---接触系数 fc f ---载荷系数w

---精度系数FF1 2

262.5N，代入式〔9.3-15〕

ffffhtca

ckf pw[

110.810.9

35]1.2138607kmpFmax按式〔9.3-16〕

0.2625L L103h 2La

n60L ---寿命时间〔h〕 L---额定寿命〔km〕hL---行程长度〔m〕 n---每分钟往复次数aF ---受力最大的滑块所受的载荷〔KN 〕maxL 138607103h 20.4560577529h大于要求的寿命，所选的导轨符合要求。拖动导轨运动的齿轮齿条设计以及电机的选择:齿轮齿条的设计总 总秒内走完，则导轨平均速度为133mm/s,也即0.133m/s,取最大速度0.15mm/s,取导轨最大加速度为0.4m/s2。M=40kg,g=9.8m/s2,由于导轨为滚动接触，摩擦系数较小，约为总0.003~0.005。F=μM总

g+Ma总=0.005*40*9.8+40*0.4=17.96N。齿轮齿条的材料选择:

max

=17.96N齿轮：38SiMnMo，调质，硬度320-340HBS齿条：35SiMnMo280-300HBS确定齿轮齿条的疲乏极限应力:16.2-1716.2-26，MQσ =790N/mm2，σ =760N/mm2；Hlim1 Hlim2σ =640N/mm2,σ =600N/mm.FE1 FE2齿轮齿条系统的最大功率P=F×V，F=17.96N,V=150mm/s.k，包括使用系数kA；动载荷系数kv；齿间kHkH；即：K=kkkk.A v H H使用系数k1.35.A动载