驾驶室焊接自动转序机械手系统项目设计方案.doc

驾驶室焊接自动转序机械手系统项目设计方案第1章 绪论1.1 课题背景及意义机械手是近几十年发展起来的一种高科技自动化生产设备，工业机械手是工业机器人的一个重要分支1。可通过编程来完成各种预期的作业任务，在构造和性能上兼有人和机器各自的优点，尤其体现了人的智能和适应性。它在减轻工人的劳动强度的同时, 大大提高了劳动生产率。机械手作业的准确性和在各种环境中完成作业的能力，在国民经济各领域有着广阔的发展前景2。据资料显示，目前机械手在我国制造业领域的应用率已达到35%，而在欧美等发达国家更是达到了60%-70%。在汽车制造业中，各类型的机械手的应用更为广泛，对于汽车制造从传统的离散型生产到高度流水线式的转变起到了很大的作用3。本课题的内容是设计某卡车驾驶室外壳的自动转序机械手。此机械手的作用是作为驾驶室外壳转序的夹持和动力装置。负责夹持驾驶室外壳，提升并旋转。并转到下一个焊接加工工位以实现连续作业。1.2 课题国内外研究现状经过在某大型汽车制造厂的认识实习及参考相关国内外资料，对于此类辅助转序机械手。悬吊、起升及搬运过程多采用机械夹持装置，动力常采用电动、液压或气动。且对此类要求精度不高的机械手没有太严格的技术要求。由于对动力的要求不大且动作频繁的机械手，常采用气动作为动力源5。近20年来，气动技术的应用领域迅速拓宽，尤其是在各种自动化生产线上得到广泛应用5。电气可编程控制技术与气动技术相结合，使整个系统自动化程度更高，控制方式更灵活，性能更加可靠；气动机械手、柔性自动生产线的迅速发展，对气动技术提出了更多更高的要求；微电子技术的引入，促进了电气比例伺服技术的发展，现代控制理论的发展，使气动技术从开关控制进入闭环比例伺服控制，控制精度不断提高；由于气动脉宽调制技术具有结构简单、抗污染能力强和成本低廉等特点，国内外都在大力开发研究16。 1.3 课题研究的趋势由于气压传动系统使用安全、可靠，可以在高温、震动、易燃、易爆、多尘埃、强磁、辐射等恶劣环境下工作16。而气动机械手作为机械手的一种，它具有结构简单、重量轻、动作迅速、平稳、可靠、节能和不污染环境、容易实现无级调速、易实现过载保护、易实现复杂的动作等优点。所以，气动机械手被广泛应用于汽车制造业、半导体及家电行业、化肥和化工，食品和药品的包装、精密仪器和军事工业等16。第2章 机械手装置的介绍2.1机械手装置的基本结构和工作原理此机械手的动作要求为夹持、旋转、升降和横向行走四个动作。此四个动作没有相对密切的联系。所以基本思路是分别设计四个动作对应的机构，机构设计完成后再将四个部分有机地结合。2.1.1 夹持部分夹持部分的作用是主要作用是垂直悬吊驾驶室，夹持部分由两组联动手爪负责，每组手爪有两只勾手。手爪的开合动作由齿轮齿条通过连杆机构驱动，动力由气缸通过齿轮齿条机构提供，在此机构中仅有手爪开合的起停影响，惯性力不大，由气缸本身的缓冲部分负责。整体机构简图如图2-1.图2-1 夹持部分机构简图2.1.2 旋转部分旋转机构的作用是待夹持机构夹持并提升驾驶室后将夹持机构连同驾驶室整体旋转90度，旋转的时间要求为3秒，动作迅速。夹持机构通过连接杆与齿轮相连，连接杆通过调心推力滚子轴承固定在支板上。旋转过程中的阻力为整体夹持机构旋转的惯性力和推力球轴承滚珠的滚动摩擦力 ，整体阻力不大。故也采用气缸通过齿条驱动齿轮，齿轮通过键连接驱动夹紧机构和驾驶室旋转。由于旋转完成后惯性力矩较大，在旋转轴上部由电磁制动器制动。旋转时支板需要通过卡紧装置固定。整体机构简图如图2-2图2-2 旋转部分机构简图2.1.3 升降和横向行走部分升降机构是待夹持机构夹持完毕后，负责起吊以及下放驾驶室。横向行走机构负责整个机械手装置的水平移动。升降机构由安装在横向行走机构上的一对电动葫芦实现，安全可靠。横向行走装置的设计参照了起重机的行走小车结构的设计。横向行走机构由电机、减速器、车轮和工字钢等主要部件组成。整个机构的所有承重通过一对主动车轮和一对被动车轮卧在工字钢横梁上平衡。电机通过减速器驱动主动车轮，通过车轮与工字钢之间的踏面摩擦力带动整个机构平行走动。行走完毕后的惯性力制动由电机（锥形制动电动机）的制动部分完成。整个升降机构和横向行走机构如下图 2-3所示。 图2-3 升降机构和横向行走机构简图2.2主要零部件（1）SMC气缸2两个气缸，分别为手爪开合和机械手旋转提供动力。（2）TJ2A交流电磁制动器1电磁制动器为旋转机构提供制动力矩。（3）齿轮齿条；齿轮2；齿条4 齿轮齿条机构为手爪开合和机械手旋转传递动力（4）KITO电动葫芦2电动葫芦为升降机构提供动力，安全可靠。（5）热轧工字钢1工字钢作为横向行走机构的支承和踏面（6）CM电动葫芦用钢轮（主动）2 与工字钢踏面产生摩擦，作为支承，传递行走力矩。（7）CM电动葫芦用钢轮（被动）2 作为支承和平衡用。（8）YREZ起重用锥形绕线转子制动电动机1 提供行走力矩和制动力矩（9）CW型圆弧圆柱蜗杆减速器 由于主动轮所需转速不大，需要减速。而初步估算减速比i在10以上，故选用结构紧凑的圆弧圆柱蜗杆减速器。（10 推力调心滚子轴承 由于旋转机构的回转部位主要承受垂直向下的轴向力，也承受旋转齿轮的径向力。所以采用以承受轴向力为主、亦可以承受轴向力55的的径向力的推力调心滚子轴承。（11深沟球轴承 用于行走机构的钢轮轴。第3章 结构设计与主要零件校核3.1 设计计算3.1.1 手爪机构设计计算（1）.手爪为铸造手爪。结构如下图3-1所示：图3-1 手爪结构（2）.手抓摆动角度计算 手爪的行程要求为150mm，将手爪主要尺寸简化就可计算出手爪摆角，如下公式及图。 (3-1) 图3-2 手爪摆角计算图（3）手爪连杆机构各转动副压力角与传动角计算。 将整个手爪连杆机构主要尺寸简化成几何模型（如图3-3），已知摆角=34.65手爪的初始角度为50。将设为变量。根据中间几何数据即可计算在手爪摆动整个过程中各个转动副的压力角和传动角的变化情况。计算过程如下： V=108sin(50-) (3-2)V=82.5-V (3-3)H1= (3-4) H2=108cos(50-) (3-5)H2=H2-70 (3-6)H1=H1+H2-259.6 (3-7)H3=70+259.6+H1 (3-8)G= (3-9) (3-10) (3-11)所以手爪与连杆转动副的压力角()： 1=1-90 (3-12)手爪与连杆转动副的压力角()： 1=180-1 (3-13)所以连杆与滑动杆转动副的压力角()： 2=2 (3-14) 由以上几个公式可以看出，曲柄连杆转动副和连杆滑块转动副的压力角是手爪摆动角的函数。曲柄连杆转动副的传动角随着手爪打开而减小，而连杆滑块转动副的传动角随着手爪打开而增大。在机构运动过程中，传动角的大小一般是变化的，为了保证机构传力性能良好，应使min4050，对于一些受力很小或不经常使用的操纵机构，则可允许传动角小些，只要不发生自锁即可1。为了详细了解在手爪摆动过程中各转动副传动角的变化情况，可以将手爪摆动角设置为变量，把手爪摆动角度的初始值和终止值设置为边界值，把各个转动副的传动角作为目标函数，用循环语句编程，采用穷举法逐一计算各个下的值，并可以利用绘图功能会出传动角的变化情况。连杆与滑动杆转动副的压力角()：2=90-2 (3-15)图3-3 手爪连杆机构个转动副压力角及传动角几何模型为了计算出在手爪摆动过程中个转动副压力角及传动角变化情况，将各个计算公式编成M文件，在Matlab环境下计算。过程如下：设摆角为变量，曲柄连杆转动副（手爪与连杆转动副）及连杆滑块转动副（连杆与滑动杆转动副）两个转动副的压力角和传动角为目标值。变量为0,34.65换算成弧度为0,0.6144。M文件如下： %Title(连杆机构压力角和传动角) I=0; for theta=0:0.0005:0.6144; %手爪转动角变量 I=I+1; V(I)=108*sin(50*pi/180-theta); % dtV(I)=82.733-V(I); H1(I)=sqrt(3002-(67.5+V(I)2); H2(I)=108*cos(50*pi/180-theta); dtH2(I)=H2(I)-70; dtH1(I)=H1(I)+dtH2(I)-259.6; H3(I)=70+259.6+dtH1(I); G(I)=sqrt(67.52+H3(I)2); theta1(I)=acos(1082+3002-G(I)2)/(2*108*300); %曲柄与连杆夹角1 alfa1(I)=theta1(I)*180/pi-90; %曲柄连杆转动副压力角1 gama1(I)=90-alfa1(I); %曲柄连杆转动副传动角1 theta2(I)=atan(V(I)+67.5)/H1(I); %连杆滑块夹角2 alfa2(I)=theta2(I)*180/pi; %连杆滑块转动副压力角2 gama2(I)=90-alfa2(I); %连杆滑块转动副传动角2endn=length(gama1); %计算步数l=150; %手爪行程dtl=l/(n-1); %手爪步长J=0;for ll=0:dtl:150; J=J+1; lx(J)=ll;endplot(lx,alfa1,r.);hold onplot(lx,gama1,b.);grid ontitle(曲柄连杆旋转副压力角和传动角变化（红色-压力角-传动角)xlabel(手爪行程(mm)ylabel(角度()完以上是曲柄连杆旋转副压力角和传动角变化的M文件，而连杆滑块转动副压力角和传动角变化的M文件与上述相似，只是将计算角度的公式替换成3-14和3-15。计算生成的图片如图3-4和图3-5所示，从两张计算图片可以看出：曲柄连杆旋转的传动角1在手爪开启过程中从80线性下降到34。虽然在末尾传动角1小于40但由于旋转副主要传递运动，没有达到自锁角度，所以满足要求。连杆滑块转动副的传动角2在手爪开启过程中从60线性上升到72满足传动性能要求。图3-4 曲柄连杆旋转副压力角和传动角变化图3-5连杆滑块转动副压力角和传动角变化 4.手爪开合气缸选择 （1）气缸缸径选择。 4个手爪负责悬吊驾驶室和为驾驶室的旋转传递动力。悬吊时不需要气缸提供力，而旋转时需要气缸提供静力。驾驶室的总重量为200Kg，垂直截面尺寸为21002100.在其旋转过程中等效为质量为200Kg，半径为1000的圆盘。则其转动惯量为 (3-16)驾驶室旋转90的时间要求为3s。把整个旋转过程等效为匀加速过程如图3-6所示 图3-6 旋转过程等效图所以角加速度 满足： (3-17)所以角加速度： (3-18)所以手爪需要传递的旋转力矩M为: M=J=1000.3498=34.98Nm (3-19) 而四个手爪在旋转过程中对驾驶室的力等效为两圆周力。如图3-7所示 图3-7 手爪施力图在旋转过程仅有一对力对驾驶室传递旋转力矩。手爪力臂l为：l=980/2=490 (3-20)所以手爪横向受力N (3-21)再分析连杆机构的力传递几何模型，如图3-8所示：图3-8 手爪受力分析图由图分析可得： F1=F/cos(40) (3-22) (3-23)F3=F2 (3-24)F4=F3/cos(30) (3-25)综上所述有： (3-26)手爪由气缸通过双联齿轮，再通过齿条带动。而双联齿轮齿数相同，所以手爪需要的力与气缸提供的力相同。对于气缸力：(F4:气缸力；p：气压 (0.5MPa)；d：缸径) N 所以就得气缸的直径d： mm 考虑机构的各处摩擦和齿轮滑动摩擦，取d=40。 （2）气缸行程选择 气缸通过双联齿轮带动手爪运动，而双联齿轮的齿数相同，所以手爪所需要的行程就是气缸的行程。根据图3-3可得，H1的最大值即为气缸行程。在上面计算各个转动副压力角的Matlab程序中，找到H1对应的变量dtH1(I)最终值为73.4。对应SMC气缸选型手册。选择行程为： l=75 至此，手爪开合气缸缸径为40，行程为75。对应SMC气缸选型手册，最终气缸型号为：CDA2L-40-75-Y7BW3.型号代号含义如下：D：带有磁环。L：安装方式为轴向脚座型。40：缸径。75：行程。Y7BW：磁性开关型号。3：磁性开关个数。(3)气缸所需流量计算 已知气缸的缸径d和行程l，要求手爪开合时间为2s，所以气缸所需流量为： 3.1.2 旋转机构设计计算1 旋转力矩计算（1） 整个夹持机构连同驾驶室的整体转动惯量计算：驾驶室的质量为200Kg，整个夹持机构的齿轮、齿条、支座、手爪等零件在UG NX7.5环境下模拟计算质量约为100Kg。将整体等效为质量为300Kg、半径为1000的圆柱。所以等效圆柱的转动惯量： 又由图3-6和式3-18已知角加速度=0.3489rad/s2所以整个旋转力矩为： M=J=1500.3489=52.335 Nm (3-27)2 连接杆最小轴颈设计 连接杆的最小轴颈处既承受周期旋转力矩又承受周期的垂直向下的拉力，先按扭转强度设计，再按静强度校核。按扭转强度条件扭转切应力T满足： (3-28) 连接杆材料为45钢，所以有： (3-29) (3-30) 取d=50。 按拉伸强度校核，有拉应力 (3-31)满足强度要求3 连接杆推力调心滚子轴承轴承选择 连接杆最小轴颈d=50，由于连接杆的下端需要连接法兰盘与夹持机构相连，考虑法兰连接螺栓沉头座的因素，法兰盘的直径：d1=130 (3-32)图3-9 轴承及最小轴颈而连接杆的法兰盘需要穿过推力调心滚子轴承的内圈（如图3-9），所以选择推力调心滚子轴承的内圈直径da=140 (3-33)所以推力调心滚子轴承的型号为2928。4 旋转齿轮及齿条设计 旋转齿轮收到的阻力矩为夹持机构的旋转力矩及夹持机构对推力调心滚子轴承的摩擦力产生的摩擦力矩。查滚动轴承摩擦系数表可知推力调心滚子轴承的摩擦系数约为f=0.002。所以摩擦阻力矩M1为(F:垂直力；r：轴承平均半径)： M1=2*F*f*r=2*2.94*0.002*150=1.7649Nm (3-34) 所以总的阻力矩(M:夹持机构旋转力矩)：M=M+M1=52.335+1.7649=54.1Nm (3-35)齿轮连接轴有一个键，需要在最小直径d的基础上增加6，取齿轮连接轴直径d1为： d1=1.0650=53 (3-36) 取d1=55。由于齿轮中心孔边缘距离齿根不能太小，所以齿轮的齿数z满足： mzd1+2m (3-37)初取m=2，则有： z30 (3-38) 又因为齿数太小对旋转气缸的缸径要求较大，经大致计算，初选z=90 (3-39)按齿根弯曲疲劳强度计算模数m (3-40) 初取K=1.3、=1；T1= M=54.1 Nm=54100 Nmm；z初取90； (3-41) 取应力循环影响系数KFN=1，查表可得45调质钢弯曲疲劳强度极FE=380MPa,取安全系数S=1.4,则： = (3-42) 又查表得：齿形系数YFa= 2.2；应力矫正系数YSa=1.78。所以： (3-43)由于m不小于2，取齿轮m=2；b=20z=90(修正结果参看下一部分的3-52)齿条m=2b=20z1=63 (3-44)5 气缸选择 （1）缸径选择 由式3-35已知总阻力矩M=54.1 Nm，已知齿轮m=2；z=90。则分度圆直径d=mz=180 (3-45) 所需要的圆周力为: (3-46)圆周力由气缸通过齿条直接提供，所以气对于气缸力：(F4:气缸力；p：气压 (0.5MPa)；d：缸径) F4=F (3-47)由式3-23可得： (3-48)结合SMC气缸选型手册，选取缸径： d=80 (3-49)（2）气缸行程选择 气缸通过齿条直接驱动齿轮旋转，所以齿轮需要的圆周行程就是气缸的行程，由3-44可知，齿轮m=2,z=90。旋转角度为90所以，齿轮的圆周行程 (3-50)对应SMC气缸选型手册，缸径d=80的气缸系列对应141.3最接近的行程是150，与141.3相差较大，将L=150代入3-48式求出z的圆整数为：z11=95；z22=96 (3-51)对应的理论需求行程为： (3-52) (3-53)由3-50和3-51比较，选取与气缸实际行程相差最小的对应的齿数，所以修正旋转齿轮的齿数为： z=96 (3-54)至此，气缸的缸径d=80,行程L=150,对应SMC气缸选型手册，所以最终型号为：CDA2L-80-150-Y7LBW3。符号含义参看3.1.1章节第4部分气缸型号参 数含义。（3）气缸所需流量计算 已知气缸的缸径d和行程l，要求旋转时间为3s，所以气缸所需流量为： (3-55)6 制动器选择 选择制动器的类型为TJ2A型交流电磁制动器。由式3-34可知，制动力矩为M=54.1 Nm，对应TJ2A型交流电磁制动器系列参数，选择制动器的型号为TJ2A-100，制动力矩为200 Nm。7缓冲蝶形弹簧初选为D=633.1.3 升降机构和横向行走设计计算1 升降机构 升降动作通过一对电动葫芦实现，在UG NX7.5环境下通过模型计算出的旋转机构总重量约为100Kg；夹持机构的总重量约为50Kg。驾驶室总重量为200Kg。所以电动葫芦升降重量约为： G=200+100+100=350Kg (3-56) 要求升降速度为8 m/s 。选择电动葫芦的型号为KITO，对应选型手册，选择电动葫芦的型号为：ER003H。额定起重量为250Kg。升降速度为8 m/s。2 横向行走机构设计（1）CD电动葫芦钢轮选择 横向行走机构的设计参照了起重机的小车运行部分的设计，机构如2-3所示，初选电动机、减速器加上其他配件估算后，整体机构的重量不会超过1t，所以选取主动钢轮的外径D=113.5的型号。（2）电动机初步选择 电动机选择为YREZ系列起重用锥形绕线转子制动电动机。根据CW圆柱蜗杆减速器标准减速比系列及车轮行走速度要求，初步选择转速为n=720 r/min的型号，功率P待定。（3）减速器减速比选择及输入齿轮齿数确定 要求车轮的行走速度为v=20 m/min，又已知主动车轮外径D=113.5，所以主动车轮的转速n满足： nD=v (3-57) 所以n为： n=v/(D)=20/(3.140.1135)=56.11 r/min (3-58) 所以减速比为i=n/ n=720/56.11=12.8319 (3-59) 对应CW圆柱蜗杆减速器减速比标准系列，选择减速比i1=12.5 (3-60)理论所需减速比与CW圆柱蜗杆减速器提供的减速比之差由主公钢轮齿轮与输入齿轮之间的传动比弥补（如图3-10）。已知减速器i=12.5。则输入齿轮与主动钢轮齿轮之间的传动比i2为： i2=i/ i1=12.8319/12.5=1.02655 (3-61)已知主公钢轮的模数m=3,齿数z=53。所以输入齿轮的齿数z1= i2z=1.0265553=54.4 (3-62)取z1=54图3-10 减速比配置简图（4） 电动机功率选择 电动机的功率根据横行运行时所受到的阻力计算。整体机构各个部件的重量如下表3-1：（标准件的重量为查表获得，非标准件在 UG NX7.5环境下模拟计算。表3-1各机构质量表 部件名称 部件质量(Kg) 部件数量驾驶室 200 1夹持机构 100 1旋转机构 50 1电动葫芦. 38 2电动机 58 1减速器 20 1 横行机构各附件 40 1由上表可计算出整个机构作用在主动轮上的质量G和力F为： G=200+100+50+382+58+20+40=506Kg (3-63) F=G9.8=5069.8=4958.8 N (3-64)车轮行走过程中只有直线阻力，不考虑弯道阻力和风载荷。则直线阻力： (3-65) 式3-61中的个参数含义如下： Pm： 车轮运行直线阻力（N）PQ： 起升载荷（N）PG1：支撑钢轮结构各附件自重（N）。Cf： 车轮轮缘与轨道侧面或牵引电缆及继电器产生的附加摩擦阻力系数，双边驱动时Cf=2.0u：车轮轴承摩擦阻力系数，u=0.015d：车轮轴径，d=25f：摩擦力臂，采用钢制车轮时f=0.3mm。D：车轮工作直径（外径）,D=113.5又因为：PQ+ PG1=F (3-65)所以有：N (3-66)车轮运行的坡道阻力为：PP=0.005( PQ+ PG1)=0.0054958.8=24.794N (3-67)已知主动轮的运行速度v=20 m/min，所以主动轮需要的功率P满足：P= (Pm+ PP) v/1000=(105.97+24.794)20/60/1000=0.044kW (3-68)电动机的功率为： (3-69)主动轮由一台电动机驱动，所以m=1。考虑到减速器、联轴器等中间连接机构的功率损失，取传动机构的效率=0.9，安全系数S=1.2，所以： P1=1.20.044/(0.91)=0.058 kW (3-70)对应n=720r/min转速的YREZ系列起重用锥形绕线转子制动电动机选型表，选择功率P=0.06 kW。（5）CW型圆柱蜗杆减速器选择 根据减速器传递的功率，选择中心距a=63型号。3.2 主要零件校核计算3.2.1 手爪承重螺栓强度校核 手爪承重螺栓为M16,主要承受垂直向下的剪力F。如图3-11所示。图3-11 手爪承重螺栓受力承重绞制螺栓的性能等级为3.6，屈服点S=180MPa,则螺栓的变载荷许用切应力：P=S/4=45MPa (3-71)四个手爪承重驾驶室的重力，已知驾驶室的重量为G=200Kg9.8=1960N，取受力不均匀系数S=2,所以手爪承重螺栓受到的剪力F和剪应力为： F=SG/4=980N (3-72)=4F/(d2)=4980/(3.14162)=4.88MPa P (3-73)手爪承重螺栓剪切强度合格。3.2.2 上下法兰连接螺栓强度校核 上下法兰连接螺栓受轴向拉力，由于法兰需要传递旋转力矩，所以螺栓预紧力作用的摩擦力矩应满足力旋转力矩要求,如图3-12.图3-12 上下法兰螺栓受力所以螺栓的预紧力F0为： (3-74) 式3-71中防滑系数KS取1.2；力矩T由式3-35可知为54.1 Nm连接接合面摩擦系数f=0.13（干燥的钢表面）；r力臂和为60.04=0.24。所以： =2080.76N (3-75) 所以螺栓需要的预紧力矩T1为： T1=0.2F0d=0.22080.760.012=4.99Nm (3-76) 螺栓受到的轴向力为夹持机构和驾驶室的重量，轴向力F为： F=3009.8/6=490N (3-77) 螺栓受到的最大拉力F为： F2= (3-78) 相对刚度系数CL/( CL+CF)=0.25，则有： F2= = 2080.76+4900.25=2203.26N (3-79) 螺栓的屈服点S=180MPa则许用拉应力：P=S/1.5=120MPa (3-80)螺栓的最大应力1为：1=25 MPa P (3-81)螺栓强度合格。 3.2.3 电动葫芦连接螺栓强度校核 两台电动葫芦吊板上共12个M12连接螺栓承受了夹持机构、旋转机构、驾驶室和电动葫芦本身的重力。由表3-1可知，每个螺栓的轴向拉力F为： F=9.8(200+100+50+238)/12=347.9N (3-82)由式3-77已知螺栓的许用拉应力P=120MPa则螺栓最大拉应力1=4 MPa P (3-83) 螺栓强度合格。 3.2.4 旋转推力调心滚子轴承寿命计算 推力调心滚子轴承主要收到两个力：垂直向下的轴向力Fa和旋转齿轮施加的径向力Fr，如图3-13所示：图3-13 推力调心滚子轴承受力图轴向力Fa为夹持机构和驾驶室的重量: Fa=3009.8=2940N (3-84) 由式3-47可知齿轮的圆周力Ft=571.11N,齿轮压力角=20则径向力Fr=Fttan=571.11tan20=207.87N (3-85)轴承的当量动载荷P为：P=fp(XFr+Y Fa) (3-86)上式中，考虑中等冲击，取载荷系数fp=1.5；查轴承手册得径向当量动载荷系数X=1.2，轴向当量动载荷系数Y=1。所以轴承的当量动载荷为：P=fp(X Fr+Y Fa)=1.5(1.2207.87+2940)=4784.16N=4.78kN (3-87)查轴承手册，得轴承的基本额定动载荷：Ca=319kN (3-88)轴承转速n为：n=600.25/3=5 r/min (3-89)轴承的寿命系数=10/3，所以轴承的寿命Lh（小时）为： Lh= =4109 (3-90)满足寿命要求。3.2.5 主动钢轮和被动钢轮内深沟球轴承轴承寿命计算 主动钢轮和被动钢轮内的深沟球轴承主要受垂直径向力F，如图3-14。整个机构的重量由四个钢轮内的四根心轴承受，心轴与轴承的装配结构都完全相同。又由式3-63得整个机构重量G=4958.8 N,所以轴承受到的径向力F为： Fr=F=G/4=4958.8/4=1239.7N (3-91) 轴承的当量动载荷P为：P=fpXFr (3-92)上式中，考虑中等冲击，取载荷系数fp=1.5；查轴承手册得径向当量动载荷系数X=1。所以轴承的当量动载荷为：P=fp(XF)r=1.51 1239.7=1859.55N=1.86kN (3-93)查轴承手册，得轴承的基本额定动载荷：Ca=11.5kN (3-94)由式3-58可知轴承转速n为：n=56.11 r/min (3-95)轴承的寿命系数=3，所以轴承的寿命Lh（小时）为：Lh=7105 (3-96)满足寿命要求。3.2.6 主动钢轮和被动钢轮内心轴校核 心轴主要受两个垂直方向的力F1、F2和一个力矩M。如图3-14。 由式3-891可知，图3-14 心轴受力简图F1=Fr=1239.7N,两作用力力臂为40，所以心受的力矩M为：M=F140=1239.70.04=49.588 Nm (3-97)轴的材料为45钢，许用弯曲应力-1=40MPa,轴的抗弯界面系数W=0.1d3=0.10.0253=1.562510-6；轴受到的弯曲应力-1为：-1=31.74MPa-1 (3-98)45钢的疲劳强度极限S=355MPa,取安全系数为1.5，则许用剪应力= S/1.5=236.7MPa,而心轴收到的剪应力为：=2.53MPa (3-99)所以心轴的剪切强度和弯曲强度合格。3.2.7 旋转齿轮轴键强度校核 旋转齿轮轴键尺寸为bhl=181132，由式3-37可知传递的力矩T=M=54.1 Nm。键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=5.5，轴径d=60，键的许用挤压应力p=110MPa。键的挤压应力p为： p=10.25MPap (3-100)键挤压强度合格。3.2.8 减速器输出轴与主动钢轮输入轴键强度校核 减速器输出轴键尺寸为bhl=10856，由式3-58可知传递的转速为n=56.11 r/min，所以角速度为：=5.87 rad/s (3-101)由式3-70已知传递的功率P=0.058kW=58W。所以传递力矩为：T=9.88 Nm (3-102)键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4，轴径d=32，键的许用挤压应力p=110MPa。键的挤压应力p为： p=2.75MPap (3-103)键挤压强度合格。旋转齿轮轴键尺寸为bhl=12856，因为输入轴与减速器输出轴由联轴器连接，由式3-102可知传递的力矩T= 9.88 Nm。键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4，轴径d=40，键的许用挤压应力p=110MPa。键的挤压应力p为：p=2.2MPap (3-104)键挤压强度合格。3.2.9 车轮踏面疲劳强度校核 横向行走机构使用繁忙，机构利用等级为T8，机构载荷状态为轻载：L1，机构的工作级别为M7。车轮接触曲率半径为125，轨道接触曲率半径为5，系数k1=3.8，车轮转速r=57.00 r/min，所以转速系数c1=0.92。机构工作级别为M7,故工作级别系数c2=0.8。车轮工作直径D=113.5，车轮与轨道有效接触长度l=40所以许用踏面疲劳载荷为： Pc= k1 D c1c2 l=0.38113.50.920.820=1269.7N (3-105) 由式3-91已知踏面受力为1239.7N，小于许用疲劳载荷。所以踏面疲劳强度合格。第4章 控制部分设计4.1 气压原理图 手爪开合气缸和旋转气缸两个气缸的气压原理图，两个气缸的动作要求相同，