臂部采用连杆机构的工业机械手设计

3.4.1 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，中间齿轮材料选用45号钢，调质后表面淬火,硬度为250HBS；扇形齿轮材料也选用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;

3.4.2 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，故可按资料《机械设计》设计计算公式（10-9a）进行试算，即

2

d1?2.323KT1u?1?ZE???du????H????? （3.3）

1确定载荷系数K ○

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部，根据原动机和载荷性质查资料《机械设计学基础》中表5-8，取K=1.3。 2计算中间齿轮的转矩 ○

T1?P?R?7798.7?10?77987N?mm

3选取齿宽系数?○

d

由于本齿轮传动中的齿轮为对称分布，且为软齿面传动，故查资料《机械设计》表10-7选取齿宽系数为?d?1 4选取材料的弹性影响系数Z○

数ZE?189.8MPa。

5查取齿轮的接触疲劳强度极限 ○

由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得中间齿轮和扇形齿轮的接触疲劳强度极限分别为?Hlim1?600MPa，?Hlim2?560MPa。 6计算应力循环次数 ○

工作寿命为15年，按每年300天，每天按8小时计算。由于手指由张开到闭合的时间

t?1sE

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

，液压缸的行程l?36mm，则可求齿轮的线速度：

lt?36mm?s?1v?，

进而求得转速为：

n1?

w360??v360R??36360?20??60?0.3r/min

8

则由《机械设计》式10-13计算应力循环次数得：

N1?N2=60n1jLh=60?0.3?1??8?300?15??6.48?10次5

7查取接触疲劳寿命系数K○

HN

由《机械设计学基础》图10-19查得接触疲劳寿命系数为：

KHN1?1.6，KHN2?1.6

8计算接触疲劳许用应力 ○

对于接触疲劳强度计算，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：

KHN1?Hlim1sHlimKHN2?Hlim2sHlim1.6?60011.6?56011??H?1???H?2???960MPa?896MPa （3.4） （3.5）

=

9计算中间齿轮分度圆直径d○

d1?2.323KT1u?1?ZE???du????H

由于??H?1>??H?2，故将??H?2代入设计计算公式得：

?=2.32?????231.3?779871?189.8??2?? ??48.43mm （3.6）

896??210确定齿轮的模数 ○

由于该齿轮传动为软齿面，为使重合度较大，取z1=20， 则有： z2?z1?u?20 故可得模数：

m?d1z1?48.4320?2.4215，可取标准模数m?2.5。

3.4.3 齿根的校核

由资料《机械设计》中式(10-5a)得弯曲强度的校核公式为：

?F?2KT1YFaYSaKFN?FES?dmz132???F?,其中??F?? （3.7）

?2.80

1查取齿形系数 ○

由《机械设计》表10-5得： Y2查取应力校正系数 ○

由《机械设计》表10-5得： Y?YSa1Sa2Fa1?YFa2?1.55

3查取齿轮的弯曲疲劳强度极限 ○

9

由《机械设计》图10-20c查得：两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为： ?FE1?400MPa ?FE2?350MPa 4查取齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ○

由《机械设计》图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数分别为：

KFN1?KFN2?1.85

5查取弯曲疲劳强度的安全系数 ○

本传动要求一般的可靠性，故查资料《机械设计学基础》表5-10可得S=1.3. 6计算弯曲疲劳许用应力 ○

将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得：

??F?1?KFN1?FE1S?1.85?4001.3?569.23MPa （3.8）

（3.9）

??F?2

?KFN2?FE2S?1.85?3501.3?498.08MPa7齿根弯曲疲劳强度校核 ○

?F2?2KT1YFa2YSa2?dmz2332??2?1.3?77987?2.8?1.551?2.5?201?2.5?20332?140.8???F?1?498.08MPa?140.8???F?1?498.08MPa（3.10）

?F2?2KT1YFa2YSa22?1.3?77987?2.8?1.552?dmz22 （3.11）

因此，轮齿齿根的弯曲疲劳强度符合要求，是安全的。

3.4.4 计算齿轮的主要几何尺寸

1分度圆直径d ○

d1?mz1?2.5?20?50mmd2?mz2

?2.5?20?50mm

?50?502?50mm2齿轮的中心距a ○

a?d1?d22

3齿轮的宽度b ○

b2??d?d1?1?50?50mm

3.4.5绘制齿轮的零件图

b1?b2?(5~10)?60mm根据以上计算结果绘制齿轮的零件图，见附录。

3.5 液压缸的计算与选择

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根据设计任务书的要求，并分析机械手的夹紧和张开过程，可选择双作用的单活塞杆液压缸，且活塞在行程终了时缓冲.

3.5.1 计算活塞杆驱动力

根据公式（2.2）得，作用于活塞杆上的驱动力为：

p?2bRN1?

根据以上计算可得：扇形齿轮分度圆半径R?25mm

加紧力至回转支点的垂直距离b?160mm 手指的夹紧力N?617.4N 齿轮传动的机械效率??0.95 故求得活塞杆的驱动力为：

P?2?16025?617.4?10.95?8318.7N

3.5.2 确定液压缸的安装形式

根据设计要求，并分析机械手的作业过程，由于液压缸尾部要与水平伸缩油缸相连，故液压缸尾部可采用外法兰连接，头部与齿轮外壳连接，可采用焊接的方法连接。

3.5.3 确定端盖和缸筒的结构及其连接方式

分析设计的具体要求可得，缸体的两个端盖均用法兰螺钉与缸体连接，而缸体采用铸件，端盖材料选用Q235钢，这样的结构较为简单，易加工，易装卸。

3.5.4 确定液压缸的基本参数

3.5.4.1 计算缸筒内径

由前面计算可得活塞杆的驱动力为P?8318.7N，取整个液压系统的最大压力

pmax?6.5MPa，

则根据公式P??4Dpmax， 可求得缸筒内径D?40.37mm

2根据《机械设计手册》第三版第4卷表19-6-3，从标准缸筒内径系列中选取

D?50mm，把D?50mm重新代回公式P??4Dpmax，

2求得：

p?4.24MPa?pmax?6.5MPa

故缸筒内径D?50mm满足要求，根据《机械设计手册》第三版第4卷表19-6-3，

可选取液压缸公称压力p?6.3MPa.

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