荧光灯传送和机械手.doc

目录一设计任务 2二设计任务初步分析3三芯柱传送链轮驱动机构设计 3四机械手臂驱动机构设计 9五机构运动学分析 14六机构传动分析 17附录毕业设计（论文）一设计任务： 选择设计任务B。图1-1 执行机构相对关系如图1-1所示，已知轴芯柱传送轴O2，上料机械手臂在轴I、II的驱动下配合运动，以达到生产目的。图1-2 各执行机构运动循环图上料机械手和芯柱传送轴的运动关系如图1-2所示。现要求以下设计内容：1. 选择驱使芯柱传送链轮作单向间歇转动的机构，要求机构原动件与分配轴I或轴II回定作匀速转动，确定机构运动尺寸。2. 计算确定图1-1中O5点位置及摆角。选择使上料机械手作间歇上下移动和间歇往复运动的机构，要求机构原动件与分配轴I或II固定作匀速转动，确定机构运动尺寸。3. 编程计算所设计上述机构中执行构作的位移与分配轴I转角的对应关系，绘制位移规律图，并与图1-2所给位移规律作比较。4. 选择电动机型号，确定电机到分配轴间的减速传运方案，并进行传动比分配和传动工作能力设计计算。5. 对驱动链轮和上料机械手间歇运动的机构进行结构设计。二设计任务初步分析1. 芯柱传送链轮机构选择从图1-2可以看出，芯柱传送链轮处于低速轻载的运动链末端，且其转停时间比为1:2，槽轮机构在时间上可以准确的实现这样的运动要求。因此拟用槽轮机构作为链轮单向间歇转动的核心机构。2. 机械手间歇往复运动机构的选择从图1-2可以看出，机械手的上下往复运动与摆动较为复杂，凸轮机构可以很好的实现复杂的间歇往复运动，因此拟选凸轮机构作为驱动机械手的核心机构。三芯柱传送链轮驱动机构设计1. 槽轮机构的方案设计a) 运动系数计算由图1-2不难看出，槽轮运动系数的值为： （3.1）b) 槽轮槽数确定为避免槽轮在启停时冲受到冲击，应使圆销在开始进入径向槽或从径向槽脱出的瞬间，圆销中心的线速度方向均沿着径向槽的中心线方向，由此，对与单梢的情况，不难得出槽轮的槽数z与系数的关系： （3.2） 将运动系数代入式2可得，适合的槽轮槽数为z=6。c) 槽轮与曲柄中心距从图1-1可以看出，轴II到O2的距离为150mm，因此，从结构紧凑的方面考虑，槽轮机构的中心距设为100mm。d) 槽轮驱动机构传动链设置为了使槽轮运动周期和轴II的转动周期一致，且实现空间上的动力传送，整个槽轮机构需要用一对齿数比为1的锥齿轮将II轴的角速度正交的传进机构。由于槽轮运动系数为定值，应此选用z=6的槽轮后，在槽轮的一个运动周期中，槽轮转过的角度为的整数倍，而任务要求链轮每个运动周期转过，在只有一个圆销的情况下，需要一对传动比为5:3的齿轮部置在整个驱动机构的最末端。e) 槽轮驱动构示意图绘制图3-1和3-2分别为主视和俯视示意图。2. 槽轮曲柄机构的力学设计a) 减小冲击的进一步措施由于圆销有半径，因此槽轮的实际半径Ra应比名义半径R大一些，根据勾股定理，图3-1槽轮驱动机构示意图主视图图3-2槽轮驱动机构示意图俯视图槽轮的实际半径应为： （3.3）其中式（3.3）中为圆销半径，名义半径。b) 槽轮的驱动力矩计算对于本机构，诂计克服摩阻力和生产阻力所需的承载力矩不大于100Nm，则经过末端的传动比为5：3的齿轮后，作用于槽轮轴的承载力矩Mz诂计约为： （3.4）由链轮的直径为200mm，诂计折算到槽轮轴上的最大转动贯量Jn不会超过一个直径250mm，厚50mm的钢制圆盘（密度7.85g/mm3），即：（3.5）参考文献1，六槽槽轮最大类角加速度，槽轮的驱动力矩值为： （3.6）c) 圆销的半径计算由文献1得，一般取： （3.7）式（3.7）中r为曲柄的半径，由几何关系可得，r=50mm,则圆销半径取r=8mm。d) 槽轮的强度设计参考文献1，六槽槽轮机构圆梢所受最大作用力的计算公式如下： （3.8）式（3.7）中a为中心距，参数c、d的取值查文献1为2.000、2.337，代入式（3.8）得，由以上较小结果得选择接触疲劳强度为设计准则，选择槽轮材料为45钢，感应淬火热处理，热处理等级MQ，表面硬度45HRC，圆销采用ZCuSn10P1锡青铜。由文献3得，45钢的弹性模量，泊松比，ZCuSn10P1锡青铜的弹性模量，泊松比，根据H.Hertz公式，槽轮与圆销的最短接触长度为： （3.9）由于圆销较易更换，且为耐磨材料，因此接触强度以槽轮为准，查文献3，设，代入式（3.9）得，由此得选用10mm厚的槽轮是非常安全的。e) 各轴的直径诂算参考文献2，按扭转强度计算轴径的最小值d为： （3.10）对于45钢的轴，因为存在一定的冲击，A取较大值120，将各轴所承受扭矩代入式（3.10）得槽轮和曲轴所在轴的最小直径应大于23mm，圆整为25mm，链轮轴由（3.10）式所计算结果略大于25mm，从设计方便的角度，也取25mm。限于工作台板和轴II的空间位置，本机构所用轴不可能太长，因此在这里不进行弯扭强度校核。f) 键连接的强度计算根据国家标准，直径25mm的轴的键高为7mm，按平键连接的挤压压强计算，最小工作键长l按以下式计算，取： （3.10）将各轴所受扭矩代入式（3.10），槽轮与曲柄所在轴的工作键长的最小值为不到13mm，键轮轴的为不到21mm。3. 链轮驱动机构的齿轮设计计算a) 传动比5:3的齿轮副设计计算由于传递扭矩不大，采用直齿渐开线齿轮方案，由图3-1中所示几何关系可得，此对齿轮中心矩为50mm，采用开式齿轮，一般按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，并将模数增大15%，以考虑磨损的影响。我的实际作法为，试选择齿数为15，25，模数为2.5的齿轮，小齿轮为避免根切，变位系数计算如下：利用机械设计手册软件版R2.0渐开线圆柱齿轮传动设计程序V2.00进行校核计算，设置如下：传递转矩60N.m齿轮1转速5r/m，非对称布置（轴刚性较大），硬齿面，材料为45钢表面淬火，硬度（45-50）HRC，热处理质量要求MQ，精度等级三组偕6级，齿厚上下偏差F、L，齿宽20，变位系数0.122齿轮2转速3r/m，非对称布置（轴刚性较大），硬齿面，材料为45钢表面淬火，硬度（45-50）HRC，热处理质量要求MQ，精度等级三组偕6级，齿厚上下偏差F、L，齿宽20，变位系数-0.12两齿轮模数2，原动机轻微振动，工作机均匀平稳，开式传动，齿轮工作寿命10000小时，齿形作适当修形程序校验结果表明这对齿轮在模数减小20%后弯曲疲劳强度依然足够大。（具体结果见附录1）b) 传动比1：1锥齿齿轮副设计计算依然采用开式传动，为减小齿轮直径并不产生根切，选用一对齿数为17的直齿锥齿齿轮，大端模数选试选5.5，齿宽系数选1/3，利用机械设计手册软件版R2.0，锥齿轮传动设计程序版本 1.50 进行模数减少18%弯曲疲劳强度较验程序参数设置如下：传递转矩70N.m，齿轮1、2转速20r/min载荷特性：原动机均匀平稳，工作机轻微振动预定寿命10000小时工作齿面硬度：硬齿面齿轮1、2的材料匀为45钢，表面淬火4550（HRC），热处理质量要求MQ，齿数17，大端模数4.5，齿宽系数0.33，不等顶隙计算弯曲强度设置：对称循环载荷，齿根表面粗糙度，齿条类别，程序结果表明这对齿轮在弯曲疲劳强度上相当安全，且符合模数放宽15%的要求。（具体结果见附录2）4. 滚动轴承的布置a) 布置的依据为了提高支承的刚度，和承受一定的轴向载荷，有一锥齿齿轮悬挂的曲柄轴选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承进行反装配制。槽轮所在轴虽无很大的轴向载荷，但是为了提高安装精度，便于轴承预紧，也选用一对角接触球轴承。由于没有对链轮轴的上半部分进行设计，因此保险起见，链轮轴也选用正装角接触球轴承。b) 布置示意图3-3图3-4滚动轴承配制示意图5. 机构具体设计中的有关计算与遇到的问题a) 槽轮的实际半径和止动圆弧半径的选择和式（3.3）得圆弧实距半径为，可得比较接近的槽轮半径的公差为R87f7，即R87b) 止动圆盘的安全轮廓由几何关系可以看出，止动圆盘的张角虽可以定为，但形状如选择不好将与槽轮发生运动干涉，因此在设计中发现有必要计算一下。如图3-4所示，在止动盘缺口范围内，与槽轮、曲柄公轴线呈角方向上的最大向径OA与夹角有以下关系： 图3-4 止动圆盘缺口上最大向径关系图OAOBOC-CB； HCG=DCB； AOBHOG； CB=CD；C、H、E三点共线；图3-5由以上关系可以推出： （3.11）则在止动盘缺口范围内，与槽轮、曲柄公轴线呈角方向上的最大向径 （3.12）由此编程计算止动圆盘的最大合理轮廊，如图3-5，极角-向径关系如图3-6（数据计算程序见附录）图3-6c) 滚动轴承选择的问题对于槽轮轴，和曲柄轴，其受力情况比较复杂，很难明确的计算出各轴承的受力情况，也就无法明确的用文献2作列公式进行校核，只得以牺牲经济性，选择低中载情况下常用轴承。四、机械手臂驱动机构设计1. 方案设计a) 机械手臂回转中心位置与摆角的计算如图4-1建立坐标系，则点A的坐标()为（），点B的坐标()为（），AB间距离为： （4.1）则由几何关系可得，摆角为： （4.2）图4-1式（4.2）中为机械臂长，接着为求点坐标作以下计算： （4.3）则点坐标（）为： （4.4）则点与轴II的水平距离为b) 以直动滚子从动件凸轮机构为核心的驱动机构方案：设计方案的示意图见图4-2，图中用了两套力锁合式直动滚子从动件凸轮分别控制机械手的两种运动。考虑到机械手在一个运动周其内上下两次，可以将驱动凸轮的转速提高一倍，由此减化凸轮设计，4-2中就用了一对1：2的加速齿轮副实现这一设想。2. 凸轮机构运动设计为了方便称呼，现称驱动机械手上下运动的凸轮为凸轮I，另一凸轮为凸轮II。先设计凸轮I，考虑到减小冲击，采用正弦运动作为推程和回程的运动规律。从动件运动规律函数为，其中行程： (4.5)图4-2编程画凸轮I从动件运动线图于图4-3图4-3对于凸轮机构II，在图4-2中由作图法已知其行程为26.566mm，从动件运动规律函数为，运动线图见图4-4： （4.6）图4-43. 按许用压力角确定凸轮回转中心位置和基圆半径由文献2得，正配制直动从动件盘形机构的压力角计算公式： （4.7）取推程压力角许用值，回程压力角许用值。由式（4.5），（4.6）可得： （4.8） （4.9）将式（4.5），（4.6），（4.8），（4.9）代入式（4.7）即可得确定基圆半径和偏距下的压力角的函数，编程计算符合压力角许用值条件的范围，选凸轮I的基圆半径，则最好结果为，选凸轮II的基圆半径为45mm，计算结果为当r0=45.0, 凸轮II最好结果 4. 凸轮轮廓的计算a) 理论轮廓的计算由文献2得，正配制直动从动件凸轮机构的理论轮方线坐标方程为： （4.10）b) 实际轮廓的计算由文献2得实际轮廓的坐标（X,Y）方程为： （4.11）由式（4.10）得： （4.12）选用滚子半径为，编程画理论轮廓与实际轮廓图于图4-5，4-6。图4-5图4-6五、机构运动学分析1. 槽轮运动分析由式（3.11）可得芯柱传送轮在运动时的转角与轴I转角的关系为： （5.1）2. 凸轮I作驱动执行构件运动规律由于设计时用得是直动从动件，因此机械手臂的上下运动规律就是3. 凸轮II驱动执行机构运动规律图5-1 如图5-1所示，对应图中BA段， ，由式（4.3），（4.4）得：，不难看出 （5.2）4. 绘制运动循环图并与图1-2比较所绘运动循环图为图5-2。图5-2相对于图1-2，设计之后的各执行机构的运动曲线比较平滑。数值结果见下表：轴I转角链轮转角机械手升高高度机械手摆角004.39012015024025.610360300480300600308.037203029.498403049.519603056.3310803056.331200.4925.6156.331322.241556.331445.694.3956.3315611.1056.3316818056.3318024.94.3956.3319230.311556.3320433.7625.6156.