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立式精锻机自动上料机械手手部结构的设计,立式,精锻机,自动,机械手,结构,设计
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毕业设计（论文）中期报告题目：立式精锻机自动上料机械手手部结构的设计与仿真院（系） 机电学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 导 师 2014年4 月25 日1. 设计（论文）进展状况本课题的主要研究内容是根据组合机构的运动学原理，设计一应用于立式精锻机自动上料机械手手部结构，同时，运用三维建模软件完成该机构的装配模型并进行运动仿真分析。技术指标（1）抓重60kg；（2）手指加持范围30-120mm。又由于精锻机在加工过程中温度变化较小,适宜于生产加工温度范围窄的高合金钢、钛合金或难变形合金。故根据技术指标、立式精锻机的加工对象确定被夹持对象为圆轴、圆锥形轴、圆管等零件。设计进展状况：1 在老师的指导下以及相关资料的帮助下，对立式精锻机自动上料机械手 有一个系统的了解。2 调研并收集资料，整理资料，了解了题目背景、意义、前景等，通过查阅相关资料，确定了立式精锻机自动上料机械手手部结构的初步方案，对上料机械手的总体工作原理有了一个清醒的认识。3 通读期刊文献18篇，完成调研，完成结构设计。4 完成总体设计方案，确定机械手机械手方案采用外抓式手爪形式，齿轮齿条式手爪结构方式，单自由度式手腕，驱动形式为液压驱动方式。顺利完成开题答辩以及开题报告。5 完成外文文献的翻译。6 正在进行结构设计计算，结构设计计算需要进行钳爪的夹紧力、夹紧油缸及手腕回转油缸的内外径设计计算及相关的校核计算。已经完成了钳爪的夹紧力，夹紧油缸的设计计算，夹紧油缸活塞杆的计算及手腕回转油缸的设计计算。从而得到驱动力、夹紧油缸内径和外径，活塞杆的直径，回转油缸内径和外径等数据。现在以图1为参考进行设计计算的描述：(一) 确定“V”型钳爪的L、取L/Rop=5 （31）式中：Rop=(RMax +RMin)2+ （32） =(15+60)2+=37.5mm由公式（31）、（32）得：L=5Rop=187.5mm取“V”型钳口的夹角2胃=120，则偏转角按工业机械手设计表2-3来确定，查表得：=7639（1） 握力的计算依据手指握紧工件时所需的力称为握力（即夹紧力），一般来说，手指握力需克服工件重力所产生的静载荷以及工件运动状态变化时所产生的载荷（惯性力或惯性力矩），使得工件保持良好的夹紧状态。握力的大小与被夹持工件的重量、重心位置、以及夹持工件的范围有关，我们把握力假想为作用在手指与工件接触面的对称平面内，并设两力大小相等，方向相反，用FN表示,可按下式计算： FNK1K2K3G （3-3）其中K1：安全系数，通常取1.2-2.0； K2：工作情况系数，主要考虑惯性力的影响，可按K2=1.12.5，或近似按下式估算K2=1+a/g。（a为机械手在搬运工件过程中的加速度，m/s2; g 为重力加速度）；K3：方位系数，按机械手理论及应用表4-3选取，K3=0.5sinf4；+ G: 被抓取工件的重量（即重力）。（2） 握力的计算FN=K1K2K3G =k1k2 (0.5sinf) G=1.51.14609.8=3880.8 N =(二) 驱动力的计算（1） 理论驱动力F理论的计算查资料机械手理论及应用可得，作用在活塞杆上的理论驱动力为： F理论=2baFN （3-4）式中 b-加紧力至回转支点的垂直距离， b=Lsin=182mm； a-初选扇形齿轮分度圆半径为a=50mm； FN-手指的夹紧力，N=3880.8 N。由此可计算的F理论=28252.22N（2） 实际驱动力F实际的计算取传递效率畏=0.95 F实际= F理论 (3-5) =28252.220.95 =29739.18N(三) 夹紧油缸的设计计算（1） 夹紧油缸的设计计算夹紧油缸作为作为机械手手指的动力源，为手指的张开、闭合提供动力。因此要具有一定的推动能力，这里选用的是双作用单杆活塞油缸，当压力油分别进入油缸的有杆腔和无杆腔时，推动活塞往复运动，从而带动机械手手指的开闭。当油液进入油缸有杆腔时，活塞杆带动手指张开，当油液从无杆腔进油时，活塞杆带动手指闭合。（2）油缸内径D由(3-5)计算可知，手指的开闭实际所需驱动力F实际=29739.18N，此驱动力由油液推动活塞带动活塞杆提供，所以有：F实际=14D2p根据工业机械手设计表4-2选取油液压力p=2.2MPa D=4F实际/p （3-6） =429739.182.2106得油缸内径D=131.2mm表3.1 液压缸内径及柱塞杆外径尺寸系列（GB/T2348-1993）（mm）液压缸内径尺寸810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200220（250）（280）320（360）400450500活塞杆外径尺寸456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360括号内为优先选取尺寸，柱塞杆连接螺纹型式按细牙，规格和长度查有关资料。选择油缸内径D=140mm。（3）液压缸外径计算对于低压缸，D16，应按薄壁公式计算： 0.1DPD2ds （3-7）液压缸采用无缝钢管，查表可得=100MpaPD2=2.21060.142100106d=1.54mms查阅机械设计手册液压传动，选取液压缸外径D1=160mm。对缸壁厚度校核： =（0.4r2+1.3R2R2r2）ps （3-8） =（0.4702+1.3802802702）2.2s =15.08MPa满足材料的强度要求，所以液压缸满足工作要求。（4）夹紧油缸活塞杆计算按往复运动的速度比确定活塞杆直径速度比蠁=V2V1=233176=1.32 （3-9）活塞杆直径dd=D1=1401.3211.32=68.93mm （3-10）选取d=70mm。活塞杆的强度校核:活塞杆的材料为45钢，杆长L约大于杆直径的15倍，所以：杆长L15d=1570=1050mm活塞杆材料为碳钢，s=350paMPa，b=210MPa，E=210Gpa，碳钢的=100120MPa，活塞杆的受力：=F14d2=29739.1814702=7.72MPa （3-11）所以活塞杆的强度满足要求。活塞杆稳定性校核：特定柔度值1=EP=210109280106=86 （3-12）柔度 =1i=14d=0.71.05140.07=42 （3-13）因为1，故不能用欧拉公式计算临界压力18，由材料力学表10.1可知，优质碳钢的a=461Mpa，b=2.568Mpa，所以有：2=asb=4613502.568=43.2 （3-14）由（3-12）、（3-13）、（3-14）可见活塞杆满足21，是中等柔度压杆，其临界应力：cr=a-b=461-2.56842=353.144Mpasl=- = （3-15）由此可见，临界压力远大于工作时压力，故稳定性满足要求。（5）油液流量计算油液进入无杆腔时的流量Q1：Q1=1/4Dv=1/414217.6=2709.3cm3/s （3-16）油液进入有杆腔时的流量Q2：Q2=1/4（D2-d2）v =1/4（142-72）23.3=2690.07cm3/s （3-18）（6）传动齿轮的设计及校核由于该齿轮传动为闭式传动，属于一般的通用机械，所以采用齿面硬度350HBS的软齿面钢制齿轮，按照齿轮的设计计算原则，本设计应先按齿面接触疲劳强度设计计算，待确定了齿轮传动的参数和尺寸后，再验算齿轮齿根的弯曲疲劳强度。a确定传动齿轮的材料、热处理方法及精度等级1 查资料机械设计表10-1，扇形齿轮材料选用45号钢，调质后表面淬火，硬度为220HBS;2 由于机械手的齿轮传动为一般的齿轮传动，圆周速度不会太大，故可选用8级精度19；3 初选齿轮齿数z=20。b. 按齿面的接触疲劳强度设计齿轮由于本设计的齿轮传动为软齿面的闭式齿轮传动，齿轮的承载能力主要有齿轮接触疲劳强度决定，故可按机械设计设计计算公式（10-9a）进行计算，即 d12.323KT1 du1u（ZEH）2 （3-19）1. 确定载荷系数因该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对支承是对称分布，根据原动机和载荷性质查资料机械设计学基础中表5-8，试取Kt=1.3；2. 计算齿轮转矩 T=95.5105Pn （3-20）由于手指由张开到闭合的时间t=0.2s，液压缸的行程暂定为l=150mm，则可求齿轮的线度： V=lt=750mm/s （3-21）由（3-21）进而求得转速： n=w2=v2a=75025060=143r/min （3-22）由（3-4）、（3-21）得输入功率：P=F理论V=28252.220.75=21.189KW （3-23）由公式（3-22）（3-23）得 T1=95.510521.189143=1.415106N.mm=1415N.m由公式（3-3）算出的握力FN和公式（3-4）中的加紧力至回转支点的垂直距离b可以算出夹持力矩T2=FNb=3880.80.182=706.3N.m齿轮转矩T。故齿轮转矩达到技术要求，加紧力至回转支点的垂直距离b=182mm满足要求。3. 选取齿面宽系数由于本齿轮传动中齿轮为悬臂布置，且为软齿面传动，故选取齿宽系数为d=0.8；4. 选取材料的弹性影响系数ZE 由于两齿轮材料均为优质碳素钢，查机械设计表10-6可取材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5. 查取齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计图10-21d按齿面硬度查得扇形齿轮的接触疲劳强度极限为: Hlim=560MPa；6. 计算应力循环次数拟定工作寿命为15年，按每年300天，每天按8小时计算。则由机械设计式10-13计算应力循环次数得：N=60njLh=601431（830015）=3.09脳108次 （3-24）7. 查取接触疲劳寿命系数KHN由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数为：KHN=0.958. 计算接触疲劳许用应力对于解除疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不会立即导致不能继续工作的后果，故可取安全系数S=1，由资料机械设计式（10-12）得：H= KHN Hlim s=0.95脳560=532MPa （3-25）9. 计算分度圆直径d由于本传动为齿轮齿条传动，传动比近似无穷大，所以u1u=1d1t2.323KtT1 du1u（ZEH）2 =2.3231.31.4151060.81（189.8532）2 =154.033mm10. 计算齿宽b=dd1t=0.8154.033=123.23mm （3-26）模数mt=d1tz= 154.03320=7.7mm （3-27）齿高h=2.25mt=2.257.7=17.329mm （3-28）则齿宽与齿高之比bh=123.2317.329=7.11 （3-29）11. 计算载荷系数根据由（3-21）得V=0.75m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数KV=1.05;直齿轮，KH=KF=1;由机械设计表10-2查得使用系数KA=1;由机械设计表10-4查得8级精度、齿轮相对支承悬臂布置时，KH=1.796;由bh=7.11，KH=1.796查机械设计图10-13得KF=1.52；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.0511.796 =1.885812. 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径由机械设计式（10-10a）得d1=3KKtd1t=31.88581.3 154.033=174.37mm （3-30）计算模数 m=d1z=174.37/20=8.72mm13. 按齿根弯曲强度设计齿轮由机械设计式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m32KT1 dz1（YFaYSaF） （3-31）14. 确定公式内的各计算数值由机械设计图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE=380MPa；由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN=2.0;15. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得F= kFNFES=2.03801.4MPa=542.857MPa （3-32）16. 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.0511.52=1.596 （3-33）17. 查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFa=2.80。18. 查取应力校正系数由机械设计表10-5查得YSa=1.55。19. 设计计算m32KT1 dz1（YFaYSaF） = 321.5961.4151060.820（2.801.55542.857） =4.83mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲强度算得的模数4.83并就近圆整为标准值m=5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=174.37mm。第一系列0.10.120.150.20.250.30.40.50.60.811.251.522.5345681012162025324050 第二系列0.350.70.90.752.252.75（3.25）3.5（3.75）4.55.5（6.5）79（11）14182228（30）3645表3-3渐开线圆柱齿轮模数（GB/T 1357-1987）算出齿轮齿数Z=d1m=174.3753520. 计算几何尺寸计算分度圆直径d=zm=355=175mm计算齿轮宽度b=dd=0.8175=140mm（四）手腕回转油缸设计计算在手腕的回转过程中，驱动手腕回转的驱动力矩必须克服手腕起动时所产生的惯性力矩、转动轴与支撑孔的摩擦力矩、密封装置的摩擦力矩和转动重心和转动轴线不重合的偏重力矩，所以有： M驱=M惯+M偏+M摩+M封 （3-19）（1）手腕加速起动时所产生的惯性力矩M惯把手部、转轴以及回转油缸的回转部分等效为一个高54cm，直径18cm的圆柱体，其所受重力为350N。则有手腕回转部分对腕部回转轴线的转动惯量J：J=1/2mR2=1/2350.092=0.14175N.m （3-20）假设工件直径10cm，长度100cm，质量60kg。工件对手腕回转轴线的转动惯量J工件：J工件=1/12m（L2+3R2） （3-21） =1/1260（12+30.052） =5.0375N.m手腕回转角速度=15rad/s，取启动时间t=2s。由（3-20）、（3-21）得手腕加速起动所产生的惯性力矩M惯：M惯=（J+J工件）t=（0.14175+5.0375）152=38.84N.m （3-22）（2）手腕转动时工件偏重力矩M偏假设工件重心与手腕回转中心重合，所以有M偏=0 N.m （3-23）（3）腕部回转支撑处的摩擦力矩M摩为简化计算，可取M摩=0.1M驱 （3-24）（4）密封处的摩擦阻力矩M封为简化计算，可取M封=0.15M驱 （3-25）根据以上公式（3-22）、（3-23）、（3-24）、（3-25）的计算可知：M驱=M惯+M偏+M摩+M封=38.84+0+0.1M驱+0.15M驱得M驱=51.79N.m（5）回转油缸内径计算回转油缸所产生的驱动力矩M M=pb(R2r2)2 （3-26）其中取动片宽度b取3
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