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 dt Z uu 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σ1lim =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=495Mpa2) 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⨯ 21)][(1.3H E d t Z u u T K σφ+=2.32⨯3(2) 计算圆周速度vv=лd 1t n 1/(60⨯1000)= л⨯144.796⨯15/60000=0.114m/s(3) 计算齿宽bb=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 1t3tK K=144.796⨯3 （7）计算模数mm= d 1/z 1=164.89/43=3.8mm3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计公式为 m ≥3211)][(2F SaFa 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=SK FE FN 11σ =0.85⨯380/1.4=230.71Mpa (4)计算载荷系数KK=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=215mm2) 计算中心距a=( d 1+d 2)/2=(215+215)/2=215mm3) 计算齿轮宽度b=1d d ∅=０．1⨯215=21.5mm 取B 1=B 2=25mm ，齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角α*=︒20 端面齿顶高系数 ha*t=1.00 端面顶隙系数 c*t=0.25 端面压力角α*t=︒20第3章 轴的设计及校核3.１ 轴Ⅰ的设计选择轴的材料和热处理方式（参照《机械设计》第十五章） 选择轴的材料为45钢，经调质处理, 其机械性能由表1查得： ＝650MPa ，=360MPa ，=300MPa ，＝155MPa ；＝60MPa 。

3.1.1初算轴的最小轴径由表１５－3，选0A =123则轴的最小直径为：==30min n P A d 1233151.1=46.04mm 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5%，变为48.34mm 。

3.1.2、初选轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。

故选用角接触球轴承。

根据工作要求及输入端的直径（70mm ），由轴承产品目录中选取型号为71814C 的滚动轴承，其尺寸为d×D×B=70×90×10。

（查《机械设计手册》软件版） 4、轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案 据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，得出如图所示的轴结构。

图中，左端轴承能从输入端装入，凸轮、套筒、齿轮、套筒、右端轴承和端盖、依次从轴的右端装入， 这种装配方案装拆更为简单方便，若为成批生产，该方案在机加工和装拆等方面更能发挥其长处。

综合考虑各种因素, 故初步选定轴结构如图。

图4.1轴1的结构2)确定轴的各段直径由于联轴器型号已定，左端用轴端挡圈定位,右端用轴肩定位。

故轴段１的直径即为相配合的半联轴器的直径，取为50mm 。

联轴器是靠轴段2的轴肩来进行轴向定位的，为了保证定位可靠，轴段2要比轴段1的直径大5～10mm ，取轴段2的直径为60mm 。

轴段3和轴段8均是放置滚动轴承的，但是直径与滚动轴承内圈直径不一样， 轴段3为70，轴段8的为 60mm 。

考虑拆卸的方便，轴段7的直径只要比轴段8的直径大1～2mm 就行了，这里取为62mm 。

轴段8有一轴环，左侧用来定位齿轮，右侧用来定位滚动轴承，轴环的直径还要满足比轴段8的直径(为60mm)大5～10mm 的要求，故这段直径最终取为65mm 。

3)确定轴的各段长度轴段8的长度取为55mm 。

轴段7的长度要根据齿轮的轮毂宽度来定，故该段轴长取为25mm 。

轴段6的长度根据凸轮与齿轮的位置关系来确定，所以他的长度取为75mm.轴段5的长度取决于凸轮的宽度，故根据凸轮的宽度得37mm轴段4是圆柱凸轮与盘行凸轮之间得距离，它是一个台阶取为25mm同理其他轴段长度可恰当地取值，轴段3为54mm,轴段2为40mm,轴段1为60mm.4) 轴上零件的周向定位 齿轮、凸轮与轴的周向定位均采用平键联接。

对于齿轮，查《机械设计手册》软件版，得平键截面b×h=18×11(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm(标准键长见 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，凸轮与轴的联接，选用平键为20×12×30，凸轮与轴的配合为H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

5)确定轴上圆角和倒角尺寸。

取轴端倒角为2×45°6）按弯扭合成校核 (1)画受力简图 画轴空间受力简图c ，将轴上作用力分解为垂直面受力图d 和水平受力图e 。

分别求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。

对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩(因轴上零件如齿轮、联轴器等均有宽度)可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。

对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，其中a 值参见滚动轴承样本，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。