機械畢業(yè)論文臥式加工中心換刀機械手的設計說明

1、 .PAGE27 / NUMPAGES27臥式加工中心換刀機械手設計1前言1.1 機械手發(fā)展歷史與現(xiàn)狀隨著經(jīng)濟的不斷發(fā)展，客戶的需求日益多樣化，人們對制造企業(yè)的生產(chǎn)模式提出了更高的要求，大批量的生產(chǎn)方式將逐漸被模塊化、柔性化的生產(chǎn)方式所取代。因此，企業(yè)對制造裝備提出了更高的要求，柔性化的數(shù)控加工設備將成為裝備制造業(yè)發(fā)展的主流。因此，將臥式加工中心的機械手設計作為畢業(yè)設計題目，迎合了裝備制造業(yè)發(fā)展趨勢。臥式加工中心的換刀機械手是自動換刀裝置換刀具的主要工具，它用來把刀庫上的刀具送到主軸上，同時把主軸上已用過的刀具返回刀庫。據(jù)不完全統(tǒng)計，全世界的工業(yè)機器人約有近一半的工業(yè)機器人用于各種形式的加工中

2、心的自動換刀領域。目前用得最廣泛的是模仿人的手臂功能的多關節(jié)機器人，其手臂靈活性最大，可以使換刀卡爪的空間位置和姿勢調(diào)至任意狀態(tài)，滿足換刀需求。我國的機械手起步于20世紀70年代初期，經(jīng)過30多年發(fā)展，大致經(jīng)歷了3個階段：70年代萌芽期、80年代的開發(fā)期和90年代的應用化期。在我國，機械手市場份額大部分被國外機械手企業(yè)占據(jù)著。在國際強手面前，國的機械手企業(yè)面臨著相當大的競爭壓力。如今，我國正在從一個“制造大國”向“制造強國”邁進，中國制造業(yè)面臨著與國際接軌、參與國際分工的巨大挑戰(zhàn)，政府務必會加大對機器人的資金投入和政策支持，將會給機械手產(chǎn)業(yè)發(fā)展注入新的動力。不僅如此，我國目前已基本掌握了機器人

3、操作機的設計制造技術(shù)、控制系統(tǒng)硬件和軟件設計技術(shù)、運動學和軌跡規(guī)劃技術(shù)，生產(chǎn)了部分機器人關鍵元器件。國際上，目前機器人界都在加大科研力度，進行機器人共性技術(shù)的研究。例如，德國的CLOOS、REIS、KUKA公司；瑞典的ABB公司；奧地利的IGM公司；意大利的CAMAU公司；日系有OTC、Panasonic、FANUC公司在機器人方面都做的比較好。從機器人技術(shù)發(fā)展趨勢看，自動換刀機器人和其它工業(yè)機器人一樣，正在不斷向智能化和多樣化方向發(fā)展。1.2設計目的與意義1.2.1設計目的本次設計主要為臥式加工中心設計其用于換刀的機械手部分，目的是為了使加工中心能夠更快的工作，使加工中心能夠得到更加充分的利

4、用，以實現(xiàn)其價值所在。再者，使用了機械手，有效的減少了由于人工換刀帶來的生產(chǎn)效率低，并且容易出事故的弊端。1.2.2設計意義伴隨著機電一體化在各個領域的應用，機械設備的自動控制成分顯得越來越重要，由于工作的需要，人們經(jīng)常受到高溫、腐蝕與有毒氣體等因素的危害，增加了工人的勞動強度，甚至于危害生命安全。因此機械手就在這樣誕生了,機械手是工業(yè)機器人系統(tǒng)中傳統(tǒng)的任務執(zhí)行機構(gòu)，是機器人的關鍵部件之一。其中機械手是近代自動控制領域中出現(xiàn)的一項新技術(shù)，它的發(fā)展是由于其積極作用正日益為人們所認識，因此設計機械手有著很大的意義：（1）能夠部分地代替人工操作，減輕人力勞動；（2）能夠按照生產(chǎn)工藝的要求，遵循一定的

5、程序、時間和位置來完成工件的傳送和裝卸，改善勞動條件，大大的避免了人身事故；（3）能夠顯著的提高勞動生產(chǎn)率，加快實現(xiàn)工業(yè)生產(chǎn)機械化和自動化的步伐。2設計容本次設計參照設計項目要求與技術(shù)指標確定機械手結(jié)構(gòu)設計和驅(qū)動裝置所要選用等技術(shù)參數(shù)，確定結(jié)構(gòu)方案，繪制部件裝配圖與主要零件圖紙。設計的主要容有機械手臂和機械手的驅(qū)動系統(tǒng)的設計。該機械手的手臂伸縮運動擬采用回轉(zhuǎn)液壓缸聯(lián)合齒輪齒條傳動，能較好地解決機械手在運動過程中的動力問題，具有傳動平穩(wěn)，機械效率高等優(yōu)點。由于機械手的存在，使得在現(xiàn)代化的企業(yè)中可以很好的實現(xiàn)自動化和減少人工費用,同時可以解決在生產(chǎn)過程中，作業(yè)者勞動強度大的難題并能滿足加工中人工無

6、法達到的精度要求。由于采用齒輪傳動使得機械手可以傳遞較大的動力，并且由于部軸與外部外筒在作用使其可以承受較大的扭矩和足夠的應力變化。并且機械手有幾個方向上的自由度，可以進行多方位工作。其驅(qū)動系統(tǒng)的回轉(zhuǎn)與直線運動擬采用液壓缸來實現(xiàn)，在液壓缸兩端設有緩沖裝置，可防止活塞與液壓缸端面的撞擊。加工中心換刀機械手的設計是在實現(xiàn)手指夾緊、手臂伸縮、手架伸縮以與手架旋轉(zhuǎn)運動的基礎上，實現(xiàn)其準確、快速、可靠、穩(wěn)定的換刀。設計的具體容如下：（1）根據(jù)目前常用的加工中心換刀機械手的換刀方式，對手臂伸縮與手指夾緊機構(gòu)、手架旋轉(zhuǎn)與手架伸縮機構(gòu)的設計提出幾種方案，并通過對所提出方案的論證分析，選擇一種較為理想的方案進行

7、具體的設計；（2）對所選設計方案中換刀機械手的組成機構(gòu)進行分析；（3）對加工中心換刀機械手的手指夾緊力進行分析與計算，并對其關鍵部位進行校核，以保證換刀的可靠性；（4）確定各個運動的驅(qū)動機構(gòu)；（5）對設計中所設計到的液壓缸通過計算確定某個部分結(jié)構(gòu)的具體尺寸，并對活塞桿的強度、穩(wěn)定性以與螺栓的強度進行校核，以保證加工中心換刀機械手能夠穩(wěn)定、可靠的完成換刀過程。（6）對設計中出現(xiàn)的齒輪、軸等重要零部件通過計算確定尺寸后，要進行安全校核。經(jīng)過以上設計容，可達到設計的目的和要求，使機械手做到 開始（縮手）-伸手抓住刀具并夾緊-直線伸出拔出刀具-手臂同時縮回-逆時針旋轉(zhuǎn)180-手臂同時伸出-直線回程插入

8、刀具-松手同時縮回-復位的全部換刀動作，并保證換刀過程中的可靠性、安全性以與穩(wěn)定性。3設計方案3.1機械手換刀運動流程本次機械手換刀運動流程擬采用以下方式：開始（縮手）-伸手抓住刀具并夾緊-直線伸出拔出刀具-手臂同時縮回-逆時針旋轉(zhuǎn)180-手臂同時伸出-直線回程插入刀具-松手同時縮回-復位。如下圖所示：3.2刀具的交換裝置加工中心和其他數(shù)控機床的區(qū)別就在于它具有根據(jù)工藝要求自動更換所需刀具的功能，即自動換刀（ATC）機能。機械手是自動換刀裝置換刀具的主要工具，它擔負著把刀庫上的刀具送到主軸上，同時把主軸上已用過的刀具返回刀庫上的任務。下面介紹機械手各部分組成結(jié)構(gòu)的方案選擇。3.2.1機械手的種

9、類選擇常見的機械手種類有:（1）單臂單爪回轉(zhuǎn)式機械手：如下圖1所示：圖1. 單臂單爪回轉(zhuǎn)式機械手這種機械手擺動的軸線與刀具主軸平行，機械手的手臂可以回轉(zhuǎn)不同的角度來進行自動換刀，適用于刀庫換刀位置與刀座的軸線平行的場合。但是換所花費的時間長。（2）單臂雙爪回轉(zhuǎn)式機械手：如下圖2所示：圖2. 單臂雙爪回轉(zhuǎn)式機械手這種機械手的手臂上有兩個卡爪，兩個卡爪各有所分工，一個卡爪只執(zhí)行從主軸上取下“舊刀”送回刀庫的任務，另一個卡爪則執(zhí)行由刀庫取出“新刀”送到主軸的任務，其換刀時間較上述單爪回轉(zhuǎn)式機械手要短。（3）雙臂回轉(zhuǎn)式機械手（俗稱扁擔式）：如下圖3.1所示：圖3.1 雙臂回轉(zhuǎn)式機械手這種機械手兩臂各有

10、一個卡爪，可同時抓取刀庫與主軸上的刀具，在回轉(zhuǎn)180之后又同時將刀具歸回刀庫與裝入主軸，是目前加工中心機床上最為常用的一種形式，換刀時間要比前兩種都短。另外，這種機械手在設計中有的還采用了可伸縮的臂，如下圖3.2所示：圖3.2 可伸縮雙臂回轉(zhuǎn)式機械手這種帶有可伸縮臂的機械手，在刀庫中刀具排列較緊密的情況下，可以有效的避免機械手碰撞刀具的危險，使用也比較廣泛。（4）雙機械手：如下圖4所示：圖4. 雙機械手這種機械手相當與兩個單臂單爪機械手，相互配合起來進行自動換刀。其中一個機械手用來拔“舊刀”歸回刀庫，另一個機械手則從刀庫取出“新刀”插入機床主軸上。（5）雙臂往復交叉式機械手：如下圖5所示：圖5

11、.雙臂往復交叉式機械手這種機械手的兩臂可往復運動，并交叉成一定角度。兩個手臂分別稱作裝刀手和卸刀手。卸刀手完成往主軸上取下“舊刀”歸回刀庫的運動，裝刀手執(zhí)行從刀庫取出“新刀”裝入主軸的運動。整個機械手可沿導軌或絲杠作直線移動或繞某個轉(zhuǎn)軸回轉(zhuǎn)，以實現(xiàn)刀庫與主軸之間的交換刀具工作。（6）雙臂端面夾緊式機械手：如下圖6所示：圖6.雙臂端面夾緊式機械手這種機械手只是在夾緊部位上和前幾種不同，上述幾種機械手均靠夾緊刀柄的外圓表面來抓住刀具，而此種機械手則是夾緊刀柄的兩個端面。結(jié)論：由于雙臂回轉(zhuǎn)式機械手的動作比較簡單，而且能夠同時抓取和裝卸機床主軸和刀庫中的刀具，換刀時間較短。如果我們采用不能伸縮的機械手

12、，由于機械手回轉(zhuǎn)時其手部回轉(zhuǎn)半徑較大，如刀庫中刀具排得較密，可能碰撞刀具，且用這種類型的機械手直接在刀庫與主軸之間換刀，只宜采用順序換刀或刀具編碼式任意選刀，不然，換刀時間將增加。綜上所述，本次設計采用可伸縮式的雙臂回轉(zhuǎn)機械手。3.2.2機械手爪形式的選擇常見的手爪形式有：（1）機械鎖刀手爪彈簧銷式手爪，使用這種形式的抓持機構(gòu)，手爪不需要設置專門的傳遞裝置，因而結(jié)構(gòu)簡單，使用廣泛。但在機械手有旋轉(zhuǎn)運動時，為避免刀具甩脫，手爪就必須有自鎖夾持機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)較復雜。（2）鉗形杠桿機械手。這種機械手手爪的合需要動力傳遞裝置，傳動較復雜，但手爪的結(jié)構(gòu)可較簡單。使用也較普遍。（3）虎鉗形指。在手爪中設有定

13、位銷，使刀具在手爪中定位。用這種形式的夾持機構(gòu)時，刀具需經(jīng)特殊補充加工，不能使用標準刀具，所以使用者較少。結(jié)論：機械手的手爪在抓住刀具后，必須有鎖刀功能，以防止在換刀過程中掉刀或刀具被甩出。當機械手松刀時，刀庫的夾爪既起著刀套的作用，又起著手爪的作用。對于雙臂回轉(zhuǎn)式機械手的手爪，大都采用機械鎖刀方式。綜上所述，本次機設計將選擇機械鎖刀手爪彈簧銷式手爪。3.2.3刀具夾持方式的選擇在刀具自動交換裝置上，機械手夾持刀具的方法大體上可以分為以下兩類：（1）柄式夾持（軸向夾持）。（2）法蘭式夾持：這種夾持方式，在刀具夾頭的前端，有供機械手用的發(fā)蘭盤。采用發(fā)蘭式夾持，當應用中間搬運裝置時，可以很方便地從

14、一個機械手將刀具夾頭過渡到另一個輔助機械手上去，刀具夾頭采用帶洼形的法蘭盤夾持刀夾。結(jié)論：根據(jù)給定技術(shù)要求，本次設計將采用柄式夾持方式，刀柄型號為BT40。3.3機械手的驅(qū)動裝置這種機械手的拔刀、插刀動作，大都由液壓油缸來完成。根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，可以采用油缸動，活塞固定；或者活塞動，油缸固定的結(jié)構(gòu)形式。整個機械手由機械臂伸縮機構(gòu)，機械手爪開合機構(gòu)，回轉(zhuǎn)機構(gòu)與裝卸刀具直線運動機構(gòu)組成（見自動換刀機械手的驅(qū)動裝置和驅(qū)動裝置外形圖）。3.3.1機械手臂伸縮運動機構(gòu)的選擇回轉(zhuǎn)頭的兩端對稱分布著兩個機械臂，可以同時伸出抓刀。機械臂伸縮機構(gòu)由回轉(zhuǎn)液壓缸1（見驅(qū)動外形圖），輸出軸40，齒輪43以與齒條42和48

15、組成（見自動換刀機械手圖）。當壓力油通過支架6（見驅(qū)動外形圖）和貫穿花鍵軸50的通孔（見換刀機械手驅(qū)動裝置圖）進入回轉(zhuǎn)液壓缸1時，推動輸出軸40轉(zhuǎn)動，軸上的齒輪43便帶動齒條42和48作直線運動，使兩只機械臂同時伸出，通過齒條42與48上的擋塊36壓向調(diào)整螺釘35來限制終點位置。同時由左視圖中的微動開關30發(fā)出信號，以進行下一個動作。當回轉(zhuǎn)液壓缸改變油路時，機械臂便縮回。3.3.2機械手爪開合運動機構(gòu)的選擇機械臂手爪由固定手爪14與活動手爪18共同組成，用來夾持刀柄。活動手爪18可繞小軸15轉(zhuǎn)動，其一端由彈簧桿19作用支靠在小軸20上。當彈簧頂桿3未碰到擋塊13而自由伸出時，擋桿22在彈簧作用

16、下，其一端的階梯面與活動手爪18的端部的階梯面相靠，從而將活動手爪18鎖死。當擋塊13左移，將彈簧頂桿3壓入時，頂桿3的一端迫使杠桿21順時針轉(zhuǎn)動。這樣，杠桿21的一端將擋桿22的階梯面從活動手爪18端部的階梯面滑開。因此，當活動手爪18伸向刀柄拔刀或插刀后收回時，刀柄表面可使活動手爪18壓縮彈簧而稍微開，這樣機械爪即可將刀柄抱住或退出。與此同時，齒條42（或48）上的擋塊壓于調(diào)整螺釘而限位，同時微動行程開關動作發(fā)出下一動作的信號。由于手爪伸向刀柄拔刀或插刀后收回，都是當機械手處于軸向向左移動后的位置上進行的。為了使機械手的活動手爪18能在此同時從自鎖狀態(tài)下松開，在機床床身立柱上設有固定桿52

17、，在機械臂的一側(cè)有擋塊裝置。擋塊13、錐孔盤4和軸9固定相連，軸9裝于支架12，其右端又與一端蓋10用螺紋固定。當擋塊13未與固定桿52相碰時，錐孔盤4處于與鋼球5接觸位置，彈簧銷11頂著端蓋10，使錐孔盤4緊靠于支架12的端面上，此時機械臂的彈簧頂桿3自由伸出，活動手爪18處于鎖死狀態(tài)。當機械手軸向向右移動后，固定桿52迫使擋塊13轉(zhuǎn)動，由于此時錐孔盤4端面上的錐孔與鋼球5錯開，這樣錐孔盤4即連同擋塊13、軸9、端蓋10、壓縮彈簧銷11向右移動。擋塊13即將機械臂上的彈簧頂桿3壓入，將活動手爪18自鎖緊狀態(tài)下松開。當機械爪伸出抓住刀柄后，機械手軸向向左伸出，此時擋塊13同時離開固定桿52，借

18、彈簧1的作用，將擋塊13拉回原來的錐孔盤4上錐孔與鋼球5相對的原始位置，由彈簧銷11的作用，使擋塊13連同錐孔盤4、軸9和端蓋10又向左移動至錐孔盤4與支架12端面壓緊的位置。這時機械手爪上的彈簧頂桿3又自由伸出，將活動手爪18鎖死，以保證機械手將刀具拔出后，能將刀具可靠地夾緊（詳情見機械手圖）。3.3.3機械手驅(qū)動系統(tǒng)中回轉(zhuǎn)運動機構(gòu)的選擇回轉(zhuǎn)機構(gòu)用來實現(xiàn)刀具的交換動作，由驅(qū)動外形圖可見它由手臂14、回轉(zhuǎn)座58等組成。手臂14與花鍵軸50固定連接，花鍵軸與兩個花鍵套筒30相連，后者則由固定在機床立柱上的回轉(zhuǎn)座58上的兩個滾動軸承支撐。齒輪38通過花鍵軸套筒安裝在花鍵軸的右端。回轉(zhuǎn)液壓缸的結(jié)構(gòu)見

19、第三圖，回轉(zhuǎn)缸殼體88和上端蓋95、下端蓋83、定片78間均用螺釘聯(lián)接，并將它們作為一體通過上端蓋固定在立柱上。轉(zhuǎn)軸73支承在上、下端蓋上，與動片76固定聯(lián)接，其伸出端與和花鍵軸上的齒輪相嚙合的齒輪70聯(lián)接，向手臂傳遞運動，當液壓缸通入高壓油而使轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動時，通過傳動齒輪70帶動齒輪38回轉(zhuǎn)，這樣，由花鍵軸50帶動手臂14轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)動180的極限位置可由兩個螺釘33限定，同時由兩個螺釘31分別壓下微動開關32與37發(fā)出到位信號，以進行下一個動作。3.3.4機械手驅(qū)動系統(tǒng)中直線運動機構(gòu)的選擇回轉(zhuǎn)頭15的向左或向右（拔刀或插刀）的直線運動是由液壓缸來實現(xiàn)。液壓缸座固定于機床立柱上，活塞桿端部有聯(lián)接件與

20、花鍵軸相連。當活塞桿因液壓缸進入高壓油而向左或向右運動時，通過聯(lián)接件即可帶動花鍵軸作直線運動，從而帶動回轉(zhuǎn)頭和機械手臂向左或向右運動。在液壓缸兩端設有緩沖裝置，可防止活塞與液壓缸端面的撞擊。當活塞在左右兩極限位置時，都設有擋塊和調(diào)整螺釘，由微動開關作用發(fā)出到位信號。4設計計算4.1 手指夾緊力的計算手指對工件的夾緊力可按下式計算：Nk1k2k3G（kgf）式中：k1安全系數(shù)，通常取1.22，在此我們?nèi)1=1.8； k2動載系數(shù)，主要考慮慣性力的影響，可按k21a/g估算；a為機械手在搬運過程中的加速度，單位為m/s2,a9.8m/s2,g為重力加速度，所以這里k2=1；k3方位系數(shù)，根據(jù)機械

21、工程手冊（第10卷）表56.2-3選取k3=0.91.1，在此我們?nèi)3=1.0;G被夾持工件的重量，單位kg，取G=11kg。則我們設計的機械手手指的夾緊力為：N1.811.011 = 19.8（kgf）4.2 齒輪的設計計算4.2.1齒輪傳動的特點齒輪傳動按照兩齒輪軸在機構(gòu)中相對位置的不同分為兩軸相互平行、兩軸相交和兩軸交錯（即不平行也不相交）三類。其傳動特點如下：效率高。在常用的機械傳動中，齒輪傳動的效率最高。如一級圓柱齒輪的效率可達99%。這對大功率傳動十分重要，因為即使效率只提高1%，也有很大的經(jīng)濟效益。結(jié)構(gòu)緊湊。在一樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間較小。工作可靠，壽命長。設計制造

22、正確合理、使用維護良好的齒輪，工作十分可靠，壽命可長達十幾年，這也是其它機械傳動無法比擬的。這對在車輛與礦井工作的機器尤為重要。傳動比穩(wěn)定。傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛應用，也就是由于這一特點。但是齒輪傳動的制造與安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離大的場合。4.2.2齒輪的設計過程整個回轉(zhuǎn)頭回轉(zhuǎn)180換刀的運動是由回轉(zhuǎn)液壓缸8驅(qū)動，回轉(zhuǎn)液壓缸的輸出軸上安裝有齒輪70，齒輪38裝在套筒上，回轉(zhuǎn)液壓缸固定在立柱上。當回轉(zhuǎn)液壓缸動片轉(zhuǎn)動時，齒輪70帶動齒輪38轉(zhuǎn)動，其轉(zhuǎn)角的極限位置可由螺釘限定，同時有微動行程開關發(fā)出到位信號，其運動的計算公式為：38/70=Z2/

23、（Z1+Z2）式中：38 回轉(zhuǎn)頭的回轉(zhuǎn)角度 70回轉(zhuǎn)缸動片的轉(zhuǎn)角 Z1齒輪38的齒數(shù) Z2齒輪70的齒數(shù)由于在這里38=180，70=280，即：180/280= Z2/（Z1+Z2）解得：兩齒輪的齒數(shù)比= Z2/Z1=1.8(1) 選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪傳動。2）換刀機械手換刀時速度較高，在此選用6級精度（GB10095-88）。3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=Z1=1.824=43.2,取Z2=4

24、3。(2) 按齒面接觸強度設計由設計公式（10-9a）進行計算，即：d1t2.32(KtT1/d)(1)/(ZE/H)21/31)確定公式各計算式數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3；計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=95.5105P1/n1=95.510530/ 1460 =1.962105（N.mm）由表10-7選取齒寬系數(shù)：d1；由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)：ZE =189.8MPa1/2；由圖10-21d按齒輪齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 =600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa;由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=6014601（

25、2830015）=6.307109N2=4.147109/3.2=1.296109由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =0.91;K HN2=0.94；計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式(10-12)得：H1= KHN1Hlim1/S=0.91600=546（Mpa）H2= KHN2Hlim2/S=0.94550=517（Mpa）2)計算試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值:d1t2.32(KtT1/d)(1)/(ZE/H)21/3=2.32(1.31.962105/1)(4.7+1)/4.7(109.8/517)21/3 =80.445(mm)計算

26、圓周速度v:v=d1tn1/601000=80.4451460/601000=6.15(m/s)計算齒寬b:b=dd1t=180.445=80.445(mm)計算齒寬與齒高之比b/h:模數(shù): mt=d1t/ Z1=80.445/24=3.352齒高: h=2.25mt=2.253.352=7.54(mm)故:b/h=80.445/7.54=10.67計算載荷系數(shù):根據(jù)v=6.15m/s,6級精度,由圖10-8查得動載荷系數(shù)：KV=1.02;直齒輪 ,假設KAFt/b100N/mm.由表10-3查得：KH=KF=1.2;由表10-4查得使用系數(shù)：KA=1;由表10-4查的7級精度、小齒輪相對支承

27、非對稱分布時，KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.2310-3b代入數(shù)據(jù)得:KH=1.12+0.18(1+0.612)12+0.2310-380.445=1.75由b/h=10.67, KH=1.75,查圖10-13得KF=1.35;故載荷系數(shù)：K=KAKVKHKH=11.021.21.75=2.142按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得:d1= d1t(K/Kt)2/3=80.445(2.142/1.3)2/3=95.01(mm)計算模數(shù)m:m=d1/ Z1=95.01/24=3.95(mm)(3) 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度計算

28、的設計公式為:m(2KT1/d Z12)(YFaYSa/F)1/31)確定公式的各計算數(shù)值:由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限：FE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限：FE2=380MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.85;KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力:取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.4由式（10-12）得:F1= KFN1/FE1=0.85500/1.4=303.57(Mpa) F2= KFN2/FE2=0.88380/1.4=238.86(MPa)計算載荷系數(shù):K=KAKVKFKF=11.021.21.35=1.944查取齒形系數(shù):由表10-5 查

29、得： YFa1=2.65;YFa2=2.226查取應力校正系數(shù)由表10-5查得： YSa1 =1.58;YSa2=1.764計算大、小齒輪的YFaYSa/F,并加以比較:YFa1YSa1/F1 =2.651.58/303.57=0.01379YFa2YSa2/F2=2.2261.764/238.86=0.01644故大齒輪的數(shù)值大。2)設計計算:m（21.9449.948105）/12420.16441/3=2.792(mm)對比計算結(jié)果，按齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與

30、齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.792并就近圓整為標準值m=3。按接觸強度算得的分度圓直徑d1=95.01mm,算出：小齒輪齒數(shù)：z1= d1/m=95.01/3=32大齒輪齒數(shù)：z2=z1=1.832=57.6取z2=58這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。(4) 幾何尺寸計算計算分度圓直徑:d1=z1m=323=96(mm)d2=z2m=583=174(mm)計算中心距: a= (d1+d2)/2=（96+174）/2=134(mm)計算齒輪寬度:b=dd1=196=96(mm)(5) 驗算 F

31、t =2T1/d1=21.965105/96=4087.5(N)KAFt/b=14087.5/96=42.58( N/mm) 100 (N/mm), 合適.另外，機械手臂的伸出和縮回是通過齒輪齒條傳動進行的，其設計過程與此類似，由于受篇幅的限制，在此就不再敘述其設計步驟。4.3 軸的設計計算4.3.1軸的種類軸按其受載情況分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸，其中轉(zhuǎn)軸既支承傳動機件又傳遞動力，即承受彎矩和扭矩兩種作用；心軸只用來支承旋轉(zhuǎn)件而不傳遞動力，即只承受彎矩作用；傳動軸主要用于傳遞動力，即主要承受扭矩作用。按結(jié)構(gòu)形狀分為：光軸、階梯軸、實心軸、空心軸等。按幾何軸線形狀分為：直軸、曲軸、鋼絲軟軸。設計軸

32、時應考慮多方面的因素和要求，其中主要問題是軸的選材、結(jié)構(gòu)、強度和剛度。對于高速軸還應考慮其震動穩(wěn)定性問題。4.3.2軸的常用材料軸的材料種類很多，設計時主要根據(jù)對軸的強度、剛度、耐磨性等要求，以與為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式，同時考慮制造工藝問題繼而加以選用，力求合理經(jīng)濟。軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質(zhì)碳素鋼，對于受載較小或不太重要的軸，也可以用A3、A5等普通碳素鋼。對于受力較大，軸的尺寸和重量受到限制，以與有某些特殊要求的軸，材料可采用合金鋼。4.3.3軸的設計過程本次設計的驅(qū)動裝置中所采用的軸主要作用是既可以在插刀、拔刀時帶動整個機械手左右移動，又可在交換刀具時帶動回轉(zhuǎn)頭轉(zhuǎn)動，由

33、于這兩個動作是分離的，因此我們在這里采用花鍵軸。該花鍵軸左端與回轉(zhuǎn)頭固定聯(lián)接，兩個花鍵套筒通過軸承安裝在機床立柱上的回轉(zhuǎn)座，齒輪38通過花鍵套筒安裝在花鍵軸的右端。當回轉(zhuǎn)缸通入壓力油而使轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動時，通過傳動齒輪70帶動齒輪38轉(zhuǎn)動，這樣，花鍵軸即可帶動回轉(zhuǎn)頭轉(zhuǎn)動，又由于直線液壓缸活塞桿端部有聯(lián)接件與花鍵軸相連，當活塞桿因油缸進入高壓油而向左或向右運動時，通過聯(lián)接件即可帶動花鍵軸作直線運動，從而帶動回轉(zhuǎn)頭與機械臂向左或向右運動。已知條件：花鍵軸傳遞的功率為：P=30KW；軸的轉(zhuǎn)速為n=1460r/min(1) 估算軸徑選擇軸的材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機械設計手冊（第四卷）表26.1-1查得

34、材料機械性能數(shù)據(jù)為： b=750MPa s=550MPa -1=350MPa -1=200MPa根據(jù)表26.3-1公式初步計算軸徑，由于材料為40Cr，由表26.3-2選取A=100，則得：dmin=A(P/n)1/3=100(30/1460) 1/3=27.3(mm)故我們選用花鍵軸的尺寸為：Ddb=65mm56mm10mm(2) 軸的結(jié)構(gòu)設計，如下圖7-a)所示：(3) 軸上受力分析，如下圖7-b)所示：軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T1=9.55106P/n=9.5510630/1460 =1.962105 (Nmm)齒輪的圓周力為：Ft=2T1/d1=21.962105/96 =4088 (N)齒輪

35、的徑向力為：Fr= Fttg=4088tg20=1488 (N)圖 7(4) 求支反力在水平面上的支反力（圖7-c）：由MA=0,得：RBZaFr(a+b)=0則：RBZ=Fr(a+b)/a=1488(280+80)/280=1913.14(N)由Z=0,得：RAZ= FrRBZ=14881913=425(N)數(shù)值為負表示方向與圖示方向相反。在垂直面的支反力（圖7-e）：由MA=0,得：RByaFt(a+b)=0則：RBy=Ft(a+b)/a=4088(280+80)/280=5256(N)由Y=0得：RAy= FtRBy=40885256=1168(N)數(shù)值為負表示方向與圖示方向相反。(5)

36、 作彎矩和扭矩圖齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖如上圖7-d所示.MDZ=RAZ(a+b)=425(280+80) =153000(Nmm)MDZ=RBZb=191380 =153000(Nmm)齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖如上圖7-f所示.MDy=RAy(a+b)=1168(280+80) =420000(Nmm)MDy=RByb=525880 N=420000(Nmm)齒輪作用力在D截面作出的最大合成彎矩為：Md=(MDZ2+MDy2)1/2=(153000)2+(420000)2 1/2 =447000 (Nmm)作出扭矩圖，如上圖7-g所示.T1=1960000 (Nmm)(6) 軸的

37、強度校核確定危險截面。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸以與彎矩圖、扭矩圖，截面B處彎矩較大，且具有軸承配合引起的應力集中，截面D處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，故屬危險截面。現(xiàn)對D截面進行強度校核。安全系數(shù)的校核計算：由于該軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起的為對稱循環(huán)的彎應力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的剪應力。彎曲應力副為：=MD/WW抗彎截面系數(shù)，由公式：W=d4+(Dd)(D+d)2zb/32D故: W=d4+(Dd)(D+d)2zb/32D=564+(6256)(62+56)2610/3262=20029( Mpa)所以=MD/W=447000/20029 =18.091 (Mpa)由于是對稱循環(huán)彎曲應力，故

38、平均應力m=0，根據(jù)公式26.3-2:S=-1/(K/)+m確定公式的各計算數(shù)值：-140Cr彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由表26.1-1查得:-1=350MPaK正應力有效集中系數(shù)，由表26.3-6，用插值法求得：（750700）/（800750）=（ K1.60）/（1.65K）得：K=1.625尺寸系數(shù)，由表26.3-11，查得：=0.68表面質(zhì)量系數(shù)，軸按磨削加工，由表26.3-9查得:=0.68代入公式得：S=350106/(1.62518.091/0.920.68)106+0 =7.45剪應力副為：m=T1/2WTWT抗扭截面系數(shù)，由公式：W=d4+(Dd)(D+d)2zb/16

39、D=564+(6256)(62+56)2610/1662=36182 (MPa)所以m=T1/2WT=196000103/236.183 =2.7 (Mpa)由公式26.3-2，S=-1/(K/)+確定公式的各計算數(shù)值：-140Cr彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由表26.1-1查得:-1=200MPaK彎應力有效集中系數(shù)，由表26.3-6，用插值法求得：（750700）/（800750）=（K2.45）/（2.55K）得： K=2.5尺寸系數(shù)，由表26.3-11，查得：=0.68表面質(zhì)量系數(shù)，軸按磨削加工，由表26.3-9查得:=0.68平均應力折算系數(shù)，由表26.3-13，查得：=0.29代

40、入公式得：S=200106/(2.52.7/0.920.68)106+0.292.7106=20.32則：Sca=SS/ S2+S21/2=7.4520.32/ 7.452+20.3221/2=6.99由表26.3-4可知，S=1.32.5.故SS，則該軸是安全的。4.4 軸承的設計計算4.4.1軸承的種類如果僅按軸承用于承受的外載荷不同來分類時，滾動軸承可以概括地分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承。只能承受徑向載荷的軸承叫做向心軸承；只能承受軸向載荷的軸承叫做推力軸承；能同時承受徑向載荷和軸向載荷的軸承叫做向心推力軸承。4.4.2軸承的選用原則軸承的選用，包括類型、尺寸、精度、游隙、配合以

41、與支承形式的選擇。首先是選擇軸承的類型，在選擇時應考慮的主要因素有：軸承的載荷、轉(zhuǎn)速和調(diào)心性能、安裝和拆卸等方面。根據(jù)載荷的大小選用軸承類型時，由于滾子軸承中的主要元件是線接觸，宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中則主要為點接觸，宜用于承受較輕的或中等的載荷，因此當載荷較小時，應優(yōu)先選用球軸承。根據(jù)載荷的方向選擇軸承時，對于純軸向載荷，一般選用推力軸承；對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承；當同時承受徑向載荷和軸向載荷，而軸向載荷不大時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承

42、。4.4.3軸承的設計過程按照以上原則，在本設計中，花鍵套筒的支撐選用角接觸球軸承，它可以同時承受徑向載荷和軸向載荷，也可單獨承受軸向載荷，能在較高轉(zhuǎn)速下正常工作，由于一個軸承只能承受單向的軸向力，因此，一般成對使用。并且承受軸向載荷的能力與接觸角有關。接觸角大的，承受軸向載荷的能力也高。成對安裝的角接觸球軸承，是由兩套一樣系列的單列角接觸球軸承選配組成，作為一個支承整體。按其外圈不同端面的組合分為面對面方式和背對背方式兩種，面對面方式是指一個支承上的兩個軸承大口相對，構(gòu)成70000/DF型，背對背方式是指一個支承上的兩個軸承小口相對，構(gòu)成70000/DB型，我們采用面對面方式，即70000/

43、DF型。在進行壽命計算時，其基本額定動載荷和基本額定靜載荷均應取雙列軸承的數(shù)值，如單列軸承的基本額定動載荷和基本額定靜載荷分別為Cr、C0r，則成對安裝的軸承的基本額定動載荷為C=i0.7Cr ，基本額定靜載荷C0=iC0r（其中I為支撐整體中單個軸承數(shù)），極限轉(zhuǎn)速為單個軸承的60%80%。花鍵軸的D=65mm，我們選用軸承型號為7214AC,參數(shù)見下表：軸承型號dDBar1minCrC0r極限轉(zhuǎn)速（r/min）7214AC701252435.10.669.257.56700其中,極限轉(zhuǎn)速是在采用油潤滑情況下的轉(zhuǎn)速，若采用脂潤滑方式，則極限轉(zhuǎn)速為4500 r/min。軸承的安裝如圖8所示：圖8

44、已知條件：軸上齒輪受切向力 Ft=4088N，齒輪受徑向力 Fr=1488N，齒輪的分度圓直徑為 d=96mm，齒輪轉(zhuǎn)速為 n=1460r/min，運動中無沖擊，軸承預期計算壽命為 Lh=15000h。成對安裝的7214AC軸承：基本額定動載荷為：C=i0.7Cr= 20.769.2=112.4(KN)基本額定靜載荷為：C=iCr=257.5KN=115(KN)(1) 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（圖8-b）和水平面（圖8-c）兩個平面力系。其中圖8-c的Ft是通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到的，指向軸線，由分析可知：Fr1V=Fr(280+80)/280=14

45、88360/280=1913.14(N)Fr2V=Fr- Fr1V=14881913.14=425.14(N)Fr1H=Ft(280+80)/280=4088360/280=5256(N)Fr2H=Ft- Fr1H=40885256=1168(N)Fr1=(Fr12V+Fr12H)1/2=(1913.142+52562)1/2=5593.36(N)Fr2=(Fr22V+Fr22H)1/2=(425.142+11682)1/2=1242.97(N)(2) 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于70000AC型軸承，按機械設計（第七版）表13-7，軸承派生軸向力Fd=0.68Fr則: Fd1=0.

46、68Fr1=0.685593.36=3803.48(N)Fd2=0.68Fr2=0.681242.97=845.22(N)按式（13-11）得：Fa1=Fd2=845.22(N)Fa2=Fd1=3803.48(N)Fa1/C0=845.22/115000=0.0073Fa2/C0=3803.48=0.033(3) 求軸承當量動載荷P1和P2：Fa1/Fr1=845.22/5593.36=0.150.68,則：P1=Fr1+0.92Fa1=5593.36+0.92845.22=6370.96(N)Fa2/Fr2=3803.48/1242.97=3.060.68,則：P2=0.67Fr2+1.41

47、Fa2=0.671242.97+1.413803.48=6195.69(N)(4) 驗算軸承壽命因為P1P2，所以按軸承1的受力大小驗算：Lh=106(C/P1)/60n=106(112.4103/6370.96)3/(601460)=62687.39hLh故所選軸承可滿足壽命要求。另外，在回轉(zhuǎn)液壓缸中轉(zhuǎn)軸的支承我們選用推力球軸承，型號為：51207，其基本尺寸為：dDT=35mm62mm18mm，基本額定載荷為：Ca=39.2KN，C0a=78.2KN，極限轉(zhuǎn)速脂潤滑時為2800r/min，油潤滑時為4000r/min，回轉(zhuǎn)液壓缸中的轉(zhuǎn)軸的支承我們選用滾針軸承，其設計與驗算過程與角接觸球軸承

48、相似，這里就不再重復。4.5 彈簧的設計計算4.5.1彈簧的分類按照所承受載荷的不同，彈簧可以分為拉伸彈簧、壓縮彈簧、扭轉(zhuǎn)彈簧和彎曲彈簧等四種類型；而按照彈簧的形狀不同，又可分為螺旋彈簧、環(huán)形彈簧、碟形彈簧、板簧和平面渦卷彈簧等。彈簧材料的許用應力與必須按照其負荷性質(zhì)來確定。彈簧按載荷性質(zhì)分為三類：類：受變負荷作用，次數(shù)在106次以上的彈簧；類：受變載荷作用，次數(shù)在103105次或沖擊負荷的彈簧；類：受變載荷作用，次數(shù)在103次以下的彈簧。彈簧材料是根據(jù)彈簧絲直徑d選擇的，當d8mm時，用碳素彈簧鋼絲組或a組，當d10mm時，用60Si2MnA.最大工作負荷Pn，類彈簧按=0.4b計算。節(jié)距P

49、是近似值，按表9-7計算出的自由高度應圓整至尺寸參數(shù)系列中的H0推薦值。我們在機械手中所選用的彈簧有圓柱螺旋拉伸彈簧和圓柱螺旋壓縮彈簧。普通圓柱螺旋彈簧的主要幾何尺寸有：外徑D、中徑D2、徑D1、節(jié)距p、彈簧絲直徑d，如圖9所示：圖9我們所選用的彈簧的規(guī)格如下：編號彈簧絲直徑d（mm）彈簧中徑D2（mm）節(jié)距P（mm）10.53 21.28 3.07191.682.82230.741.55其中，彈簧1為圓柱螺旋拉伸彈簧，彈簧2、19、23為圓柱螺旋壓縮彈簧。4.5.2彈簧的設計過程彈簧19的設計計算、校核步驟如下：原始條件：最大工作負荷：pn=11 kg最小工作負荷：p1=0 kg工作行程：

50、h=5 mm負荷種類：類端部形式：端部并緊并磨平，支承圈為一圈制造精度：主要參數(shù)的制造精度為2級彈簧材料：碳素彈簧鋼絲根據(jù)pn，查表9-11，得到彈簧的相關數(shù)據(jù)如下表所示：dD2PPnFnpdlQ1.68.02.8411.3540.88712.80025.1200.0039彈簧要求的剛度：p=(pn-p1)/h=(11-0)/6=1.83 (kg/mm)有效圈數(shù)：n=pd/p=12.800/1.83=6.99 取n=7.0計算項目：彈簧實際剛度：p=pd/n=12.800/7.0=1.829（kg/mm）, 與要求高度相近.總?cè)?shù)：n1=n+2=7.0+2=9.0自由高度：H0=nt+1.5d

51、=7.02.82+1.51.6=22.14 (mm) , 圓整取標準值22彈簧實際節(jié)距：p=(H0-1.5d)/n=(22-1.51.6)/7=2.8 (mm)工作極限負載下的變形：Fj=pj/p=12.741/1.829=6.97因取j=1.25 ，根據(jù)表9-2， =1.25 ，所以j= 故:pj等于同樣規(guī)格彈簧的類彈簧的最大工作負荷，從表9-11查得pj=12.741。最大工作負荷下的變形：Fn=pn/ p=11/1.829.=6.01 (mm)最小工作負荷下的變形：F1= p1/ p=0 (mm)最大工作負荷下高度：Hn=H0-Fn=22-8.87=13.13 (mm)最小工作負荷下高度：H1=H0-F1=22-0=18 (mm)工作極限下高度：Hj=H0-Fj=22-6.97=15.03 (mm)展開長度：L=ln1=25.1209=226.08 (mm)細長比：b=H0/D2 =22/8=2.755.3故穩(wěn)定。5