直角坐标系跺码机设计说明书

直角坐标系跺码机设计闰土机械外文翻译成品TB店11课题的背景 近几年来，码垛机市场发展十分迅速。随着科技的发展，码垛机也经过了几年的快速发展，世界自动化码垛行业已经形成了一定的产业规模，与码垛机产业相关的产业也都日渐完善，但是我国的码垛机市场还远没有发展成熟，并且有很大的发展空间。同一些发达国家相比，我们国家在这方面还有很大的差距。随着科技的进步，市场经济在快速发展，市场经济体制也在不断地完善，码垛机技术水平在提高、产品质量在上升，应用领域在不断扩展，因此我国的码垛机市场将会有更光明的前景。现今，大多数用户企业使用的码垛方式有四种：一种是人工码垛；第二种是使用传统方式的码垛机码垛；第三种是使用码垛机器人的方式码垛；第四种是使用全自动的码垛设备来完成码垛工作。由于一些经济和技术条件的原因，现在的企业使用比较多的还是传统的码垛方式，但就长远发展趋势来看，全自动码垛机器人的发展空间不容小视。码垛机的使用可大大地减少劳动人员的数量和降低劳动强度，能最大限度的节省空间。在当今竞争如此激烈的社会里，码垛机是生产线中的一套非常必要的重要设备。1.2课题的意义节省劳动力，把人从繁琐而单调的工作中解放出来。有较高的效率，带来大的经济效益1.3课题的设计目的两年的机械类基础知识和一年半专业知识的学习，使我们拥有了一定的机械知识。毕业设计的目的就是让我们充分运用学过的知识来完成自己所选题目所要求的设计，并对我们三年半的学习成果做一个检测。我选择的课题是码垛机设计，是工程机械类设计，就是运用机械设计，机械原理，机械控制，机械制图等知识来完成码垛机的驱动系统，控制系统，执行系统的结构设计及一些校核计算等工作，温习和巩固我们学过的知识，并且培养我们设计简单机械的能力。另外，可以培养我们在生产实践中学会进行调查研究、收集资料以及整理、分析、利用资料的能力；培养我们在生产实践中学会查阅外有关的技术文献并利用这些文献的能力，从而提高自学能力。还能够很好的培养我们积极主动完成设计任务的责任心和敢于创新的精神。1. 4课题的主要设计内容本课题是码垛机设计，主要的设计要求有采用直角坐标形式，X方向1500mm，Y方向1100mm，Z方向1200mm，水平旋转+-360度；最大负载重量为125KG，额定负载重量为100KG；层与层间成90度交叉排放。每垛9层，最高1000mm。最快码垛速度为1000mm/s，平均速度为500mm/s，完成码垛机机械部分的设计。2 设计进度安排和任务书2.1设计进度安排表2-112.2设计任务分析2.2.1本次毕业设计的任务该课题将要完成码垛机设计，该机用于将码垛堆垛。需要设计机械结构实现码垛操作，包括动力传递、摆放机构等的设计，也包括电气控制元件的选型。整机机械结构设计，完成总装图的设计、主要部装和零件图。 使学生经历机械设计的综合训练，回顾以前所学知识，并综合利用所学知识。本课题内容包括机械传动和机械结构设计，没有参考图纸和资料，根据功能要求进行设计，完成规定任务。2.2.2码垛机的技术要求X方向1500mm，Y方向1100mm，Z方向1200mm，水平旋转+-360度；最大负载重量为125KG，额定负载重量为100KG；层与层间成90度交叉排放。每垛9层，最高1000mm。最快码垛速度为1000mm/s，平均速度为500mm/s2.2.3尺寸及动力分析码垛机的运动由X方向的移动，Y方向的移动，Z方向的移动和手爪的间歇转动动。根据工作要求，设计码垛机的总体尺寸X方向的臂长为1800mm;Y方向的臂长为1400mm，Z方向的臂长为1500mm; 整个码垛机需要四个电动机来驱动，根据工作需求都选用自带减速器的减速电机，自行选择减速电机的各项参数，具体位置电机的选择见后面的计算。3 设计方案的对比3.1总体方案的对比论证综合考虑各方面因素，想出了以下几种方案:方案一：如上图所示，这种手臂和机身的配置形式是立柱式，适合于回转型，俯仰型和屈伸型机械手，因而这是一种最常见的配置方式。这种配置形式的手臂可以在水平面内回转，具有占地面积小，工作范围大的特点。立柱可以安装在生产线的末端上，为一台机床服务，也可以在立柱上添加加行走装置，为多台机床服务。如图所示即为单臂的立柱式机械手，它可以实现多个方向的运动。绕竖直方向的转动既需要抓持机构的转动，也需要手臂绕立柱的转动。把抓持机构安装在大臂的前端，使手爪可以绕小臂转动，由于要求载物交错放置，所以手爪的转动使用间歇机构来实现。但竖直方向的立柱可以固定不动，竖直方向的移动可以安置在小臂上，通过蜗轮蜗杆传动来实现。水平方向的移动通过丝杠螺母传动来完成。这四个运动都用伺服电动机来驱动。方案二：采用立柱式机械手来完成载物的码垛。竖直方向的运动采用凸轮机构来实现，其它的设计内容同上。但凸轮机构中的凸轮不能做的太大，因此立柱的行程就不能保证达到要求的长度。另外，大凸轮即使制造出来，也很难确保它的机械特性，从而影响到整个机器的使用寿命。方案三：如上图所示，手臂与机身的配置形式为屈伸式的，小臂相对于大臂可以做屈伸运动，大臂又可相对于机身做回转运动和俯仰运动。因此手臂夹持中心的运动轨迹为一空间曲线。这种配置方式能有效地利用空间，并能绕过障碍物夹持和送放工件，但机械手的结构比较复杂，无形中就增加了设计，加工，生产这种机械手的成本，也会使它的使用费用比较高，超过了大多数企业的支付能力，不利于这种机械手的推广利用。方案四：如图所示，这是框架式码垛机，在空间坐标系中可实现沿x,y,z轴三个方向的移动和绕z轴的转动，以保证在各个方向和位置的载物的夹持，并且转动的手爪可以实现载物在托盘上的交错放置。导轨实现的是x,y轴方向的移动，需要通过伺服电动机来驱动。Z轴方向的运动可以通过螺旋机构实现。抓持机构的安装如图所示，使手爪可以绕数值立柱转动，由于要求载物在托盘上能交错放置，所以手爪的转动使用间歇机构来实现。这种方案码垛机的设计比较简单，但占地面积比较大。方案五：载物放置要求呈90度交错放置，可以采用间歇机构来实现。而间歇机构也可以安装在托盘上，使托盘能够在恰当的时间转动来满足码垛的要求，这样一来机械手的设计制造变得简单了一些，但托盘的设计制造却变得复杂了，并且必要的时候还需要另一个控制系统，同时还使整个机构的占地面积增大了。方案六：水平运动采用框架结构在导轨上实现，由伺服电动机来驱动。竖直方向的运动采用曲柄连杆机构驱动，手抓的转动还由间歇机构来完成。以上各种码垛机的控制系统都是由程序控制装置和位置检测装置组成。程序控制装置指挥机械手按规定的程序进行运动，如动作顺序，运动时间，运动轨迹，运动速度等；位置检测装置是检测机械手的运动是否到达了确定的位置。 码垛机的主要控制元件，包括可编程控制器、变频调速控制器、接近开关，按钮开关和接线端子等。高品质的硬件和由专家设计的专门控制软件相结合，实现了系统高度的自动化。完善的安全联锁机制，可以对设备和操作人员提供保护。图形显示触摸屏使码垛机操作简单，故障诊断容易，同时方便了检修和维护。抓持机构的转动要通过电动机来驱动，电缆要用电刷。长时间运转中需求的电缆要使用运动电缆，并且用拖链保护，用锁扣尽可能固定好电缆。但综合各方面因素考虑，发现方案一中，自动化要求高，同时制造略显复杂，对强度要较高；方案二中大凸轮制造困难，并且很难确保它的机械特性，从而影响到整个机器的使用寿命；方案三中的机械手虽然自动化程度非常高，但机械手的结构比较复杂，无形中就增加了设计，加工这种机械手的成本；方案五中将间歇机构安装在托盘上，减轻了手抓的设计复杂度，但却增大了托盘设计的复杂度，并且控制系统不能只用一套；方案六中连杆机构，结构简单，但要设计一定的运动轨迹的连杆机构却不是一件简单的事，并且占用的空间比较大。所以方案四比较合适，方案四中框式码垛机设计比较简单，虽然占地面积比较大，但这里不考虑空间问题；且控制简单易操作。3.2主要部件方案的确定3.2.1 X方向的移动方案手臂相对于X方向的横梁的运动采用滚珠丝杠螺母传动，丝杠一端连接电动机，由减速电机带动，螺母安装在手臂上，从而达到设计要求，满足设计需求。3.2.2 Y方向的移动方案X方向的横梁相对于Y方向的横梁水平移动采用丝杠螺母传动完成，丝杠的转动通过齿轮传动实现，大齿轮安装在丝杠的一端，小齿轮为主动轮，由减速电机带动，与大齿轮啮合，从而带动丝杠转动满足设计要求。3.2.3 Z方向的转动方案手爪相对于手臂的上下移动即Z方向上的移动通过齿轮齿条传动机构来实现，减速电动机带动齿轮转动，齿轮的转动引起齿条的上下移动，从而完成手抓的上下移动，以适应载物高度的变化，更好的完成堆垛任务。3.2.4实现载物交错放置的方案确定载物在托盘上的90度交叉放置，通过采用不完全齿轮间歇机构来实现，四个载物成井字形放置，不完全齿轮的示意图如下图3-1所示 图3-14 设计计算书X方向1500mm，Y方向1100mm，Z方向1200mm，水平旋转+-360度；最大负载重量为125KG，额定负载重量为100KG；层与层间成90度交叉排放。每垛9层，最高1000mm。最快码垛速度为1000mm/s，平均速度为500mm/s4.1 Y方向滚珠丝杠的设计与校核选取的滚珠丝杠转动系统为： 磨制丝杠(右旋)轴承到螺母间距离(临界长度) ln = 1100mm固定端轴承到螺母间距离 Lk = 1100mm设计后丝杠总长 = 1500mm最大行程 = 1100mm工作台最高移动速度 Vman = 60（m/min）寿命定为 Lh = 24000工作小时。= 0.1 （摩擦系数）电机最高转速 nmax = 6000 （r/min）定位精度：最大行程内行程误差 = 0.035mm300mm行程内行程误差 = 0.02mm失位量 = 0.045mm 支承方式为(固定支承)W = 200kg （工作台重量+载物重量）g=9.8m/sec2(重力加速度)I=1 (电机至丝杠的传动比)Fw=W g = 0.12009.8 196N(摩擦阻力) Fa - 轴向载荷 （N） F - 切削阻力 （N） Fw - 摩擦阻力 （N）从已知条件得丝杠编号：此设计丝杠副对刚度及失位都有所要求，所以螺母选形为：FDG（法兰式双螺磨制丝杠）计算选定编号 导程 = 60000/6000=10mm在此为了安全性考虑：Pho =12(mm) 平均转速 Nm=500mm/s时间寿命与回转寿命=24000250060=3600000000转次额定动载荷以普通运动时确定fw取 1.4Ca=Fm*fw*3L106=196*1.4*336000000001000000=4205.5N得：额定动载荷 Ca4205.5N以Ca值从FDG系列表及（丝杠直径和导程、丝杠长度表）中查出适合的类型为： 公称直径： d0=40mm 丝杠底径： d0=38mm 导程：Pho=12mm 循环圈数：3 额定动载荷为：32700N。 丝杠编号： FFZD4012-3预紧载荷Fao = Fmax/3=196/3 65.3 N丝杠螺纹长度Lu=L1-2Le L1=Lu+2Le=1100+240=1180mm丝杠螺纹长度不得小于1180mm加上螺母总长一半84mm(从系列表中查出螺母总长168mm)。 得丝杠螺纹长度 1264m。 在此取丝杠螺纹长度 L1=1300mm 则轴承之间的距离Ls=1300mm丝杠公称直径公称直径由允许工作转速与工作容许轴向载荷来推算得出。临界转速及允许工作转速：nkper0.8nk nk nkper/0.8以安装形式确定fnk 取18.9。nk=fnk*d2Ln2*107=d2=nk*Lnfnk*107=5000*1100218.9*107=32可知丝杠螺母底径大于 32；当Pho=12(mm)、最高转速达到5000（r/min） 时，系列表中适合的公称直径d032mm 。上述由额定动载荷Ca 求得的公称直径 d0=50mm32 ，满足条件，否则公称直径还应加大。丝杠编号：FFZD5012-4滚珠丝杠传动系统刚度选定初始条件：失位量 = 0.045mm。滚珠丝杠系统之间各元部件（丝杠、螺母、支承轴承），在此设为：0.04mm。此时滚珠丝杠系统各元部件单边弹性变形量为：0.02mm。 此时轴向载荷196N。丝杠刚度当Ls1=Lk，Rs 为最小，一般情况下计算最小刚度值。Rs=165*(d0-0.707Dw)2Ls1=165*(50-0.707*7.144)21100=303N/m = Fa/Rs =196/3030.646m 螺母刚度在此预紧载荷为额定动载荷的10%，螺母刚度从表中查出 R=2128N/m从表中查出额定动载荷Ca=48244N,在此取0.1Rnu=0.8*R*(Fao*Cu)1/3Rnu=0.8*2128*(65.30.1*44400)1/3=417N/mnu=Fa/Rnu=196/417 0.470m支承刚度支承轴承刚度RaL可从轴承生产厂产品样本中的查出。在此RaL=1020N/mRaL=Fa/aLaL=Fa/RaL= 196/1020 0.192m轴向总刚度1/Rtot = 1/Rs + 1/Rnu + 1/RaL=1/303 + 1/417 + 1/1020Rtot149 N/m总弹性变形量(单边)tot = s + nu + aL=0.646+0.470+0.192=1.078m 20m，合格。从丝杠轴向总刚度的问题上来讲，丝杠的刚度有时比螺母的刚度重要，最佳提升刚性的方法是提高丝杠的刚度，而不是在螺母上施加太重的预紧载荷(预紧载荷最高为额定动载荷的10%)，如果将丝杠的安装方式改为（固定-固定）式，轴向总刚度的最小刚度Rtot305N/m 、总弹性变形量(单边)s=6.7m 。电机的选定驱动转矩 Fa为匀速情况下轴向载荷196N。Mta=Fa*Pho2000*=196*122000*0.9=0.416NmFa为最大加速情况下轴向载荷400N。Mta=Fa*Pho2000*=400*122000*0.9=0.848Nm由预加载荷而产生的转矩在此 Kp 取 0.18Mte=Fa*Pho*Kp2000*=65.3*12*0.182000*0.9=0.025Nm在精确设计中要考虑各方面的转矩(如：加速度时之负载转矩及马达所负荷的总惯性矩等)。 I = 1 （电机至丝杠的传动比）平均速度时最大驱动转矩Mt1=Mta+Mte=0.848+0.0250.873Nm在此马达转速最高设计为5000r/min电机功率最大为W=FV=400*1=400w这里为了更安全选择功率为500w，最高转速为6000的可调速电机则选用电机型号为GV-28-550-3-S且加调速器，能使速度在0到6000之间任意调节检校丝杠理论容许轴向载荷以安装形式确定fFk 取20.4Fk=fFk d24/Lk2 104 =20.442.74/11002104 560475N丝杠工作容许轴向载荷Fkzul = Fk/2 =560475/2280237N最大轴向载荷小于丝杠工作容许轴向载荷，合格。临界转速 以安装形式确定取18.9nk=fnkd/ Ln2 107 =18.942.7/ 110021076669 r/min允许工作转速 nkper 0.8 nk =0.8 6669 5335 r/min 最大运动转速小于允许工作转速，合格。 4.2 X方向丝杠的设计与校核X方向1500mm选取的滚珠丝杠转动系统为： 磨制丝杠(右旋)轴承到螺母间距离(临界长度) ln = 1500mm固定端轴承到螺母间距离 Lk = 1500mm设计后丝杠总长 = 1900mm最大行程 = 1500mm工作台最高移动速度 Vman = 60（m/min）寿命定为 Lh = 24000工作小时。= 0.1 （摩擦系数）电机最高转速 nmax = 6000 （r/min）定位精度：最大行程内行程误差 = 0.035mm300mm行程内行程误差 = 0.02mm失位量 = 0.045mm 支承方式为(固定支承)W = 150kg （工作台重量+载物重量）g=9.8m/sec2(重力加速度)I=1 (电机至丝杠的传动比)Fw=W g = 0.11509.8 147N(摩擦阻力) Fa - 轴向载荷 （N） F - 切削阻力 （N） Fw - 摩擦阻力 （N）从已知条件得丝杠编号：此设计丝杠副对刚度及失位都有所要求，所以螺母选形为：FDG（法兰式双螺磨制丝杠）计算选定编号 导程 = 60000/6000=10mm在此为了安全性考虑：Pho =12(mm) 平均转速 Nm=500mm/s时间寿命与回转寿命=24000250060=3600000000转次额定动载荷以普通运动时确定fw取 1.4Ca=Fm*fw*3L106=147*1.4*336000000001000000=3154.125N得：额定动载荷 Ca4205.5N以Ca值从FDG系列表及（丝杠直径和导程、丝杠长度表）中查出适合的类型为：公称直径： d0=40mm 丝杠底径： d0=38mm 导程：Pho=12mm 循环圈数：3额定动载荷为：32700N。丝杠编号： FFZD4012-3预紧载荷Fao = Fmax/3=147/3 49 N丝杠螺纹长度Lu=L1-2Le L1=Lu+2Le=1500+240=1580mm丝杠螺纹长度不得小于1580mm加上螺母总长一半84mm(从系列表中查出螺母总长168mm)。得丝杠螺纹长度 1764m。在此取丝杠螺纹长度 L1=1700mm则轴承之间的距离Ls=1700mm丝杠公称直径公称直径由允许工作转速与工作容许轴向载荷来推算得出。临界转速及允许工作转速：nkper0.8nk nk nkper/0.8以安装形式确定fnk 取18.9。nk=fnk*d2Ln2*107=d2=nk*Lnfnk*107=3000*1500218.9*107=35.7可知丝杠螺母底径大于 36；当Pho=20(mm)、最高转速达到3000（r/min） 时，系列表中适合的公称直径d032mm 。上述由额定动载荷Ca 求得的公称直径 d0=50mm32 ，满足条件，否则公称直径还应加大。丝杠编号：FFZD5020-3滚珠丝杠传动系统刚度选定初始条件：失位量 = 0.045mm。滚珠丝杠系统之间各元部件（丝杠、螺母、支承轴承），在此设为：0.04mm。此时滚珠丝杠系统各元部件单边弹性变形量为：0.02mm。 此时轴向载荷196N。丝杠刚度当Ls1=Lk，Rs 为最小，一般情况下计算最小刚度值。Rs=165*(d0-0.707Dw)2Ls1=165*(50-0.707*10)21500=196.8N/m = Fa/Rs =147/196.80.747m 螺母刚度在此预紧载荷为额定动载荷的10%，螺母刚度从表中查出 R=2128N/m从表中查出额定动载荷Ca=48244N,在此取0.1Rnu=0.8*R*(Fao*Cu)1/3Rnu=0.8*2128*(490.1*59900)1/3=343N/mnu=Fa/Rnu=147/343 0.428m支承刚度支承轴承刚度RaL可从轴承生产厂产品样本中的查出。在此RaL=1020N/mRaL=Fa/aLaL=Fa/RaL= 196/1020 0.192m轴向总刚度1/Rtot = 1/Rs + 1/Rnu + 1/RaL=1/196.8 + 1/343 + 1/1020Rtot111.39 N/m总弹性变形量(单边)tot = s + nu + aL=0.747+0.428+0.192=1.367m 20m，合格。从丝杠轴向总刚度的问题上来讲，丝杠的刚度有时比螺母的刚度重要，最佳提升刚性的方法是提高丝杠的刚度，而不是在螺母上施加太重的预紧载荷(预紧载荷最高为额定动载荷的10%)，如果将丝杠的安装方式改为（固定-固定）式，轴向总刚度的最小刚度Rtot305N/m 、总弹性变形量(单边)s=6.7m 。电机的选定驱动转矩 Fa为匀速情况下轴向载荷147N。Mta=Fa*Pho2000*=147*202000*0.9=0.520NmFa为最大加速情况下轴向载荷300N。Mta=Fa*Pho2000*=300*202000*0.9=1.061Nm由预加载荷而产生的转矩在此 Kp 取 0.18Mte=Fa*Pho*Kp2000*=49*20*0.182000*0.9=0.031Nm在精确设计中要考虑各方面的转矩(如：加速度时之负载转矩及马达所负荷的总惯性矩等)。 I = 1 （电机至丝杠的传动比）平均速度时最大驱动转矩Mt1=Mta+Mte=1.061+0.0311.092Nm在此马达转速最高设计为5000r/min电机的选定时，一般来说以平均速度时的 Mt1 在电机额定转矩的30%以内情况下使用。检校丝杠理论容许轴向载荷以安装形式确定fFk 取20.4Fk=fFk d24/Lk2 104 =20.442.84/15002104 304244N丝杠工作容许轴向载荷Fkzul = Fk/2 =304244/2152122N最大轴向载荷小于丝杠工作容许轴向载荷，合格。临界转速 以安装形式确定取18.9nk=fnkd/ Ln2 107 =18.942.8/ 150021073595 r/min允许工作转速 nkper 0.8 nk =0.8 3595 2876 r/min 最大运动转速大于允许工作转速，不合格。再选 FFZD6320-4nk=fnkd/ Ln2 107 =18.952.8/ 150021074435.2 r/min所以nkper 0.8 nk =0.8 4435.2 3548.16 r/min 最大运动转速小于允许工作转速，合格。最终选择FFZD6320-4滚珠丝杠预紧载荷的确定为了防止造成丝杠传动系统的任何失位，保证传动精度，提高丝杠系统的刚度是很重要的，而要提高螺母的接触刚度，必须施加一定的预紧载荷。施加了预紧载荷后，摩擦转矩增加，并使工作时的温升提高。因此必须恰当地确定预紧载荷，以便在满足精度和刚度的同时，获得最佳的寿命和较低的温升效应。4.3 驱动丝杠螺母传动的齿轮的设计与校核4.3.1驱动齿轮的电动机的选择 （1）电动机的类型的选择 按照设计要求，码垛机的工作需求以及电动机的最佳安装位置，选用自带减速器的S系列的减速电机。因为需要法兰装置将减速电机固定，所以选用SF系列减速电机。 （2）电动机功率的确定 载物码垛机工作所需的功率，式中;根据设计要求，；所以。 由电动机到丝杠螺母副的传动的总效率，为齿轮传动的效率，为滚动轴承的传动效率，为滑动丝杠的传动效率，查表1-15（机械传动和摩擦副的效率概略值）得，则。那么减速电机的输出功率。根据机械设计手册选定减速电机的额定功率为.(3)电动机转速的确定根据设计要求，螺母在丝杠上的移动速度，则转速，由于单级齿轮的传动比为，则电动机的输出转速为，根据机械设计手册选定减速电机的输出转速为。综上所述所选的减速电机的型号为选用电机型号为GV-28-550-3-S且加调速器，能使速度在0到6000之间任意调节。4.4驱动手爪上下移动的齿轮齿条传动机构的设计与计算4.4.1.驱动蜗杆传动的电动机的选择（1）电动机的类型的选择 按照设计要求，码垛机的工作需求以及电动机的最佳安装位置，选用自带减速器的S系列的减速电机。因为需要法兰装置将减速电机固定，所以选用SF系列减速电机。 （2）电动机功率的确定 载物码垛机手抓的上下移动所需的功率， ，式中;选择，；所以。 由减速电机到齿轮的传动的总效率，为蜗轮蜗杆传动的效率，为滚动轴承的传动效率，查表1-15（机械传动和摩擦副的效率概略值）得，则。那么减速电机的输出功率。根据机械设计手册选定减速电机的额定功率为.(3)电动机转速的确定根据设计要求，齿条的上下移动的速度，根据机械设计手册选定减速电机的输出转速为。综上所述所选的减速电机的型号为GV-32-1500-90-S。4.4.2选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级 1)根据载物码垛机的运动需要，选用直齿圆柱齿轮传动；2）齿轮动速度并不高，故选用8级精度（GB1009588）;3）齿轮材料的选择，由表10-1选择齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS；4）齿轮的使用寿命为15年，设每年工作300天，每天工作8小时；5）选取齿轮齿数为，模数为2.5。4.4.3.校核齿轮的齿根弯曲强度 校核公式为公式为 1）小齿轮传递的转矩 =2）由于齿轮做悬臂布置，所以根据表10-7选齿宽系数为=0.6；3）齿轮的圆周速度 4）小齿轮宽度 齿高 则小齿轮齿宽与齿高比为 5）根据图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限； 6）根据图10-18取弯曲疲劳寿命系数; 7）取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则由式10-12得弯曲疲劳许用应力 ；8)根据小齿轮的圆周速度v=0.046m/s,齿轮精度为8级精度，由图10-8查得动载系数对于直齿轮，;依据表10-2查得使用系数;根据表10-4用插值法查得精度为8级的齿轮传动，并且小齿轮悬臂布置时；由齿宽与齿高比，查图10-13得;可得载荷系数9)根据表10-5通过直接查或用插值法球的得齿形系数 ;应力校正系数。10)齿轮的 所以大齿轮的数值大11）代入设计计算公式得 则所选齿轮的齿数模数满足齿根弯曲疲劳强度 4.4.4.计算齿轮的几何尺寸参数（1）分度圆直径 （2）齿顶圆直径和齿根圆直径 （3）齿轮宽度4.4.5齿条的设计计算齿条的材料为40Cr（调质处理），硬度280HBS。齿条的分度线和齿轮的分度圆永远是相切的，所以齿条的模数，压力角。则齿条的齿根高；齿顶高。4.5间歇机构（不完全齿轮）的设计与计算4.5.1.驱动齿轮传动的电动机的选择（1）电动机的类型的选择 按照设计要求，码垛机的工作需求以及电动机的最佳安装位置，选用自带减速器的R系列的减速电机。因为需要法兰装置将减速电机固定，所以选用RF系列减速电机。 （2）电动机功率的确定 载物码垛机机械手转动所需的功率，式中;根据设计要求，；所以。 由减速电机到齿轮的传动的总效率，为齿轮传动的效率，为滚动轴承的传动效率，查表1-15（机械传动和摩擦副的效率概略值）得，则。那么减速电机的输出功率。根据机械设计手册选定减速电机的额定功率为.(3)电动机转速的确定根据设计要求，不完全齿轮是由大齿轮带动小齿轮的，小齿轮的转动速度，取不完全齿轮的传动比为，则大齿轮的转速为，则电动机的输出转速为，根据机械设计手册选定减速电机的输出转速为。综上所述所选的减速电机的型号为RF57R37-DR63S4。4.5.2.不完全齿轮布满齿后的齿轮传动的设计与计算4.5.2.1.选定齿轮材料，类型，齿数及精度等级1）根据间歇机构的运动需要，选用直齿圆柱不完全齿轮传动；2）齿轮的旋转速度并不高，故选用7级精度（GB1009588）;3）齿轮材料的选择，由表10-1选择大齿轮材料为35SiMn，调制处理,小齿轮的材料为40Cr，调制处理，使两者材料硬度差为30HBS，以满足设计要求。 4)先选假想布满齿后齿轮齿数。5）齿轮的使用寿命为15年，设每年工作300天，每天工作8小时。4.5.2.2按齿根弯曲强度设计 设计公式为 （1）先试计算大齿轮的直径，其计算公式为 1）试选载荷系数=1.2;2）大齿轮传递的转矩 =3）由于小齿轮做悬臂布置，所以根据表10-7选齿宽系数为=0.6；4）根据表10-6查得所选材料的弹性影响系数=188.9；5）根据表10-21d按齿轮的齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限分别为=510Mpa ，=560Mpa;6）小齿轮和大齿轮的应力循环次数 =60=60*2*1*（2*8*300*15）=8.64*= 7）根据图10-19取大齿轮和小齿轮的接触疲劳寿命系数分别为。 8）取齿轮安全系数S=1.1，则接触疲劳许用应力 9）将中较小的值代入计算公式得 10）大齿轮的圆周速度 11）齿轮宽度 模数 齿高 则小齿轮齿宽与齿高比为 （2）.计算齿轮模数1）根据图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，； 2）根据图10-18取弯曲疲劳寿命系数; 3）取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则由式10-12得弯曲疲劳许用应力 4)根据小齿轮的圆周速度v=0.01632m/s,齿轮精度为7级精度，由图10-8查得动载系数对于直齿轮，;依据表10-2查得使用系数;根据表10-4用插值法查得精度为7级的齿轮传动，并且小齿轮悬臂布置时；由齿宽与齿高比，查图10-13得;可得载荷系数5)根据表10-5通过直