热镦挤自动送料机械手传动机构系统结构设计说明书

第1章自动送料机械手执行机构的机构设计

1.1方案选择

1.1.1设计要求

本设计要求完成抓握最大直径为24mm，质量为２㎏的圆形棒料，

回转90度以及上下15度摆动三个自由度的动作

传动方案的拟定

a、由三相异步电机/机械手各运动构件

b、手臂回转机构由圆柱凸轮带动齿条，齿条再带动齿轮完成运动，手抓夹紧松开机构由平底凸轮机构完成，上下摆动运动机构盘行凸轮传动完成。

1.1.2 传动方案的分析

a.方案机构运动较为灵活，，并且三相异步电机性价比比较高，成本不高；

b.方案各运动机构布置较为合理，

c.本方案机构结构较紧凑，环境适应性好，传动效率较高，工作寿命长，成本较低，连续工作性能较好，能较好地满足工业生产的需要。

1.1.2电动机的选择

由于该自动送料机械手机器在工业生产中应用，它的用电环境属于工业用电，所以选择３８０V 频率为５０HZ。本设计选用三相异步电动机，该机械手作业全过程所需的功率小，故选Ｙ８０２－２型三相异步电动机，额定功率为１.１ＫＷ，额定电压为３８０Ｖ，铁心长度/mm: 80。气隙长度/mm: 0.3定子外径/mm: 120，定子内径/mm: 67，定子线规nc-dc: 1-0.71，每槽线数: 90，并联支路数: 3，绕组型式: 单层交叉，节距: 1～9/2～10/18～11，槽数Z1/Z2: 18/16 ，转动惯量/(kg·m^2): 0.00090，质量/kg: 17。

第2章 齿轮的设计

由于本设计机械手夹料质量体积小，所需功率小。所以所用的齿轮传递的扭矩不大，我们在选择齿轮时，设计下列参数：(参照《机械设计》第十章)

齿轮传动的设计计算过程如下[4]： 本设计中采用的是直齿圆柱齿轮。

已知输入功率P 1=１.1KW ，齿轮转速n 1=１５r/min,齿数比u=１：１设工作寿命为10年（年工作300天），两班制。

（1） 选用直齿圆柱齿轮传动。

（2） 由于运转速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （3） 材料选择。选择齿轮材料为45钢（调质）硬度为

240HBS ，选齿轮齿数z 1= z 2＝４３， （4） 按齿面接触强度设计

由设计计算公式（10-9a ）进行试算，即 d 1t ≥2.32 21)]

[(1.3H E d

t Z u

u T K σφ±

1) 确定公式内的各计算数值

（1） 试选载荷系数K t =1.3 （2） 计算小齿轮传递的转矩

T 1=95.5⨯105⨯P 1/n 1=95.5⨯105⨯１.1/１５=6.36⨯105N •mm (3)由表10-7选取齿宽系数d ∅=1

(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 1/2 (5)由图10-21d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限

σ

1

lim =550Mpa ；

(6)由式10-13计算应力循环次数

N=60n 1jL h =60⨯１５⨯(2⨯8⨯300⨯10)=４.３２⨯610 (7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数K NH 1=0.90 (8)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1℅，安全系数S=1，由式（10-12）得 [H σ]2=K NH 1σ1lim /S=０.９⨯550=495Mpa

2) 计算

(1)

试算齿轮分度圆直径d 1t ,代入[H σ]中较小的值

d 1t ≥2.32⨯ 2

1)]

[(1.3

H E d t Z u u T K σφ+

=2.32⨯

3

(2) 计算圆周速度v

v=лd 1t n 1/(60⨯1000)= л⨯144.796⨯15/60000=0.114m/s

(3) 计算齿宽b

b=d ∅⨯ d 1t =1⨯144.796=144.796mm

(4) 计算齿宽和齿高之比b/h

模数 m t = d 1t /z 1=144.796/43=3.36mm 齿高h=2.25 m t =2.25⨯3.36=7.576mm b/h=144.796/7.576=19.11

(5) 计算载荷系数

根据v=0.114m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.10 直齿轮，假设K A t F /b<100N/mm 。由表10-3查得K H α=K F α=1.2 由表10-2查得使用系数K A =1；

由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承对称布局时，K H β=1.441 由b/h=19.11, K H β=1.441,查10-13，得K F β=1.35故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1.0 ⨯1.10⨯1.2⨯1.441=1.902

(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，

（10-10a ）得d 1= d 1t

3

t

K K

=144.796⨯

3 （7）计算模数m

m= d 1/z 1=164.89/43=3.8mm

3按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度设计公式为 m ≥3

2

11)]

[(2F Sa

Fa d Y Y z KT σφ 1) 确定公式内的计算数值

(1)由图10-20c 查得齿轮的弯曲强度极限1FE σ=380Mpa ， (2)由图（10-18）查得弯曲疲劳寿命系数1FN k =0.85， (3)计算弯曲疲劳应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

1][F σ=

S

K FE FN 1

1σ =0.85⨯380/1.4=230.71Mpa (4)计算载荷系数K

K=A V Fa F K K K K β=1⨯1.1⨯1.2⨯1.35=1.810 (5)查取齿形系数

由表（10-5）查得Y 1Fa =2.65,2Fa Y =2.161 （6）查取应力校正系数

由表（10-5）可查得Y 1Sa =1.58,Y 2Sa 1.812

（1） 计算大小齿轮的Y Fa Sa Y /[]F σ并加以比较

222/[] 2.161 1.810/230.71FA Sa F Y Y σ=⨯=0.0169

大齿轮的数值大。 2）设计计算

m ≥3

=4.562mm

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，可取由弯曲强度算得的模数4.562并就近圆整为标准值m=5,按接触强度算得的分度圆直径d 1=211.5mm,算得小齿轮齿数

z 1= d 1/m=211.5/5=42.3 取z 1=43

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4 几何尺寸计算

1） 计算分度圆直径

d 2=z 2m=43⨯5=215mm

2) 计算中心距

a=( d 1+d 2)/2=(215+215)/2=215mm

3) 计算齿轮宽度