立式精鍛機自動上料機械手手部結構的設計

立式精鍛機自動上料機械手手部結構的設計,立式,精鍛機,自動,機械手,結構,設計 畢業(yè)設計（論文）中期報告 題目：立式精鍛機自動上料機械手手部結構的設計與仿真 院（系） 機電學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 導 師 2014年4 月25 日 1. 設計（論文）進展狀況 本課題的主要研究內容是根據(jù)組合機構的運動學原理，設計一應用于立式精鍛機自動上料機械手手部結構，同時，運用三維建模軟件完成該機構的裝配模型并進行運動仿真分析。技術指標（1）抓重60kg；（2）手指加持范圍φ30-φ120mm。又由于精鍛機在加工過程中溫度變化較小,適宜于生產(chǎn)加工溫度范圍窄的高合金鋼、鈦合金或難變形合金。故根據(jù)技術指標、立式精鍛機的加工對象確定被夾持對象為圓軸、圓錐形軸、圓管等零件。 設計進展狀況： 1 在老師的指導下以及相關資料的幫助下，對立式精鍛機自動上料機械手 有一個系統(tǒng)的了解。 2 調研并收集資料，整理資料，了解了題目背景、意義、前景等，通過查閱相關資料，確定了立式精鍛機自動上料機械手手部結構的初步方案，對上料機械手的總體工作原理有了一個清醒的認識。 3 通讀期刊文獻18篇，完成調研，完成結構設計。 4 完成總體設計方案，確定機械手機械手方案采用外抓式手爪形式，齒輪齒條式手爪結構方式，單自由度式手腕，驅動形式為液壓驅動方式。順利完成開題答辯以及開題報告。 5 完成外文文獻的翻譯。 6 正在進行結構設計計算，結構設計計算需要進行鉗爪的夾緊力、夾緊油缸及手腕回轉油缸的內外徑設計計算及相關的校核計算。已經(jīng)完成了鉗爪的夾緊力，夾緊油缸的設計計算，夾緊油缸活塞桿的計算及手腕回轉油缸的設計計算。從而得到驅動力、夾緊油缸內徑和外徑，活塞桿的直徑，回轉油缸內徑和外徑等數(shù)據(jù)。 現(xiàn)在以圖1為參考進行設計計算的描述： (一) 確定“V”型鉗爪的L、β 取L/Rop=5?? （3—1） 式中：??Rop=(RMax +RMin)2+ （3—2） =(15+60)2+=37.5mm? 由公式（3—1）、（3—2）得：L=5×Rop=187.5mm? 取“V”型鉗口的夾角2胃=120°，則偏轉角β按《工業(yè)機械手設計》表2-3來確定，查表得：? β=76°39′￠? （1） 握力的計算依據(jù) 手指握緊工件時所需的力稱為握力（即夾緊力），一般來說，手指握力需克服工件重力所產(chǎn)生的靜載荷以及工件運動狀態(tài)變化時所產(chǎn)生的載荷（慣性力或慣性力矩），使得工件保持良好的夾緊狀態(tài)。握力的大小與被夾持工件的重量、重心位置、以及夾持工件的范圍有關，我們把握力假想為作用在手指與工件接觸面的對稱平面內，并設兩力大小相等，方向相反，用FN表示,可按下式計算：? FN≥K1K2K3G （3-3） 其中K1：安全系數(shù)，通常取1.2-2.0?； ?????? K2：工作情況系數(shù)，主要考慮慣性力的影響，可按K2=1.1～2.5，或近似按下式估算?K2=1+a/g。（a為機械手在搬運工件過程中的加速度，m/s2; g 為重力加速度）； K3：方位系數(shù)，按《機械手理論及應用》表4-3選取，K3=0.5sinθf≈4；+??????????????????????????? ?????? G: 被抓取工件的重量（即重力）??。????????????????? （2） 握力的計算? F?N=K1K2K3G =k1×k2 ×(0.5sinθf) ×G =1.5×1.1×4×60×9.8 =3880.8 N = (二) 驅動力的計算 （1） 理論驅動力F理論的計算 查資料《機械手理論及應用》可得，作用在活塞桿上的理論驅動力為： F理論=2baFN （3-4） 式中 b---加緊力至回轉支點的垂直距離， b=L×sinβ=182mm； a---初選扇形齒輪分度圓半徑為a=50mm； FN---手指的夾緊力，N=3880.8 N。 由此可計算的F理論=28252.22N （2） 實際驅動力F實際的計算 取傳遞效率畏=0.95 F實際= F理論η (3-5) =28252.220.95 =29739.18N (三) 夾緊油缸的設計計算? （1） 夾緊油缸的設計計算 夾緊油缸作為作為機械手手指的動力源，為手指的張開、閉合提供動力。因此要具有一定的推動能力，這里選用的是雙作用單桿活塞油缸，當壓力油分別進入油缸的有桿腔和無桿腔時，推動活塞往復運動，從而帶動機械手手指的開閉。當油液進入油缸有桿腔時，活塞桿帶動手指張開，當油液從無桿腔進油時，活塞桿帶動手指閉合。? （2）油缸內徑D 由(3-5)計算可知，手指的開閉實際所需驅動力F實際=29739.18N，此驅動力由油液推動活塞帶動活塞桿提供，所以有：? F實際=14πD2p 根據(jù)《工業(yè)機械手設計》表4-2選取油液壓力p=2.2MPa? D2=?4F實際/πp????? （3-6） =4×29739.18π×2.2×106′′′ ?得油缸內徑D=131.2mm? 表3.1 液壓缸內徑及柱塞桿外徑尺寸系列（GB/T2348-1993）（mm） 液壓缸內徑尺寸 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100 （110） 125 （140） 160 （180） 200 220 （250） （280） 320 （360） 400 450 500 活塞桿外徑尺寸 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 括號內為優(yōu)先選取尺寸，柱塞桿連接螺紋型式按細牙，規(guī)格和長度查有關資料。 選擇油缸內徑D=140mm。???? （3）液壓缸外徑計算? 對于低壓缸，Dδ≥16，應按薄壁公式計算：? 0.1D≥δ≥PD2[σ]ds3 （3-7） 液壓缸采用無縫鋼管，查表可得[σ]=100Mpa δ≥PD2[σ]=2.2×106×0.142×100×106d=1.54mms 查閱《機械設計手冊液壓傳動》，選取液壓缸外徑D1=160mm。 對缸壁厚度校核：? σ=（0.4r2+1.3R2R2?r2）p]s? （3-8） =（0.4×702+1.3×802802?702）×2.2]s =15.08MPa＜[σ] 滿足材料的強度要求，所以液壓缸滿足工作要求。? （4）夾緊油缸活塞桿計算? 按往復運動的速度比確定活塞桿直徑? 速度比蠁=V2V1=233176=1.32 （3-9） 活塞桿直徑d d=Dφ?1φ=1401.32?11.32=68.93mm （3-10） 選取d=70mm。 活塞桿的強度校核:? 活塞桿的材料為45鋼，桿長L約大于桿直徑的15倍，所以：? 桿長L>15d=15×70=1050mm? 活塞桿材料為碳鋼，σs=350paMPa，σb=210MPa，E=210Gpa，碳鋼的[σ]=100~120MPa， 活塞桿的受力： σ=F14πd2?=29739.1814×π×702?=7.72MPa＜[σ] （3-11） 所以活塞桿的強度滿足要求。? 活塞桿穩(wěn)定性校核：? 特定柔度值λ1=πEσP=π210×109280×106=86 （3-12） 柔度 λ=μ1i=μ14d=0.7×1.0514×0.07?=42 （3-13） 因為λ＜λ1，故不能用歐拉公式計算臨界壓力[18]，由《材料力學》表10.1可知，優(yōu)質碳鋼的a=461Mpa，b=2.568Mpa，所以有：? λ2=a?σsb=461?3502.568=43.2 （3-14） 由（3-12）、（3-13）、（3-14）可見活塞桿滿足λ2＜λ＜λ1，是中等柔度壓桿，其臨界應力：? σcr=a-bλ=461-2.568×42=353.144Mpasl=-′ =??????????????????????? （3-15） 由此可見，臨界壓力遠大于工作時壓力，故穩(wěn)定性滿足要求。? （5）油液流量計算? 油液進入無桿腔時的流量Q1：? Q1=?1/4πD2v?=1/4×π×142×17.6=2709.3cm3/s???????????????????????????? ?? （3-16） 油液進入有桿腔時的流量Q2： Q2=1/4π（D2-d2）v =1/4×π×（142-72）×23.3=2690.07cm3/s?????????????????? ?? （3-18） （6）傳動齒輪的設計及校核 由于該齒輪傳動為閉式傳動，屬于一般的通用機械，所以采用齒面硬度≤350HBS的軟齒面鋼制齒輪，按照齒輪的設計計算原則，本設計應先按齒面接觸疲勞強度設計計算，待確定了齒輪傳動的參數(shù)和尺寸后，再驗算齒輪齒根的彎曲疲勞強度。 a．確定傳動齒輪的材料、熱處理方法及精度等級 1 查資料《機械設計》表10-1，扇形齒輪材料選用45號鋼，調質后表面淬火，硬度為220HBS; 2 由于機械手的齒輪傳動為一般的齒輪傳動，圓周速度不會太大，故可選用8級精度[19]； 3 初選齒輪齒數(shù)z=20。 b. 按齒面的接觸疲勞強度設計齒輪 由于本設計的齒輪傳動為軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪的承載能力主要有齒輪接觸疲勞強度決定，故可按《機械設計》設計計算公式（10-9a）進行計算，即 d1≥2.323KT1 φd×u±1u（ZE[σH]）2 （3-19） 1. 確定載荷系數(shù) 因該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對支承是對稱分布，根據(jù)原動機和載荷性質查資料《機械設計學基礎》中表5-8，試取Kt=1.3； 2. 計算齒輪轉矩 T=95.5×105Pn （3-20） 由于手指由張開到閉合的時間t=0.2s，液壓缸的行程暫定為l=150mm，則可求齒輪的線度： V=lt=750mm/s （3-21） 由（3-21）進而求得轉速： n=w2π=v2πa=7502π×50×60=143r/min （3-22） 由（3-4）、（3-21）得輸入功率： P=F理論V=28252.22×0.75=21.189KW （3-23） 由公式（3-22）（3-23）得 T1=95.5×105×21.189143=1.415×106N.mm=1415N.m 由公式（3-3）算出的握力FN和公式（3-4）中的加緊力至回轉支點的垂直距離b可以算出夾持力矩T2=FN×b=3880.8×0.182=706.3N.m＜齒輪轉矩T。 故齒輪轉矩達到技術要求，加緊力至回轉支點的垂直距離b=182mm滿足要求。 3. 選取齒面寬系數(shù) 由于本齒輪傳動中齒輪為懸臂布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，故選取齒寬系數(shù)為φd=0.8； 4. 選取材料的彈性影響系數(shù)ZE 由于兩齒輪材料均為優(yōu)質碳素鋼，查《機械設計》表10-6可取材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 5. 查取齒輪的接觸疲勞強度極限 由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得扇形齒輪的接觸疲勞強度極限為: σHlim=560MPa； 6. 計算應力循環(huán)次數(shù) 擬定工作壽命為15年，按每年300天，每天按8小時計算。 則由《機械設計》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)得： N=60njLh=60×143×1×（8×300×15）=3.09脳108次 （3-24） 7. 查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN 由《機械設計》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)為：KHN=0.95 8. 計算接觸疲勞許用應力 對于解除疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、震動增大，并不會立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取安全系數(shù)S=1，由資料《機械設計》式（10-12）得： [σH]= KHN σHlim s=0.95脳560=532MPa （3-25） 9. 計算分度圓直徑d 由于本傳動為齒輪齒條傳動，傳動比近似無窮大，所以u±1u=1 d1t≥2.323KtT1 φd×u±1u（ZE[σH]）2 =2.3231.3×1.415×1060.8×1×（189.8532）2 =154.033mm 10. 計算齒寬 b=φd×d1t=0.8×154.033=123.23mm （3-26） 模數(shù)mt=d1tz= 154.03320=7.7mm （3-27） 齒高h=2.25mt=2.25×7.7=17.329mm （3-28） 則齒寬與齒高之比bh=123.2317.329=7.11 （3-29） 11. 計算載荷系數(shù) 根據(jù)由（3-21）得V=0.75m/s，8級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.05; 直齒輪，KHα=KFα=1; 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 由《機械設計》表10-4查得8級精度、齒輪相對支承懸臂布置時，KHβ=1.796; 由bh=7.11，KHβ=1.796查《機械設計》圖10-13得KFβ=1.52； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.796 =1.8858 12. 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 由《機械設計》式（10-10a）得 d1=3KKt×d1t=31.88581.3 ×154.033=174.37mm （3-30） 計算模數(shù) m=d1z=174.37/20=8.72mm 13. 按齒根彎曲強度設計齒輪 由《機械設計》式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 m≥32KT1 φdz12×（YFaYSa[σF]） （3-31） 14. 確定公式內的各計算數(shù)值 由《機械設計》圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE=380MPa； 由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=2.0; 15. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》式（10-12）得 [σF]= kFNσFES=2.0×3801.4MPa=542.857MPa （3-32） 16. 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1×1.52=1.596 （3-33） 17. 查取齒形系數(shù) 由《機械設計》表10-5查得YFa=2.80。 18. 查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》表10-5查得YSa=1.55。 19. 設計計算 m≥32KT1 φdz12×（YFaYSa[σF]） = 32×1.596×1.415×1060.8×202×（2.80×1.55542.857） =4.83mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，故可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.83并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=174.37mm。 第一系列?0.1　0.12　0.15　0.2　0.25　0.3　0.4　0.5　0.6　0.8　1　1.25　1.5　2　2.5　3　4　5　6　8　10　12　16　20　25　32　40　50 第二系列?0.35　0.7　0.9　0.75　2.25　2.75?。?.25）3.5　（3.75）　4.5　5.5?。?.5）　7　9　?。?1）　14　18　22　28?。?0）　36　45 表3-3漸開線圓柱齒輪模數(shù)（GB/T 1357-1987） 算出齒輪齒數(shù) Z=d1m=174.375≈35 20. 計算幾何尺寸 計算分度圓直徑 d=zm=35×5=175mm 計算齒輪寬度 b=φd×d=0.8×175=140mm （四）手腕回轉油缸設計計算 在手腕的回轉過程中，驅動手腕回轉的驅動力矩必須克服手腕起動時所產(chǎn)生的慣性力矩、轉動軸與支撐孔的摩擦力矩、密封裝置的摩擦力矩和轉動重心和轉動軸線不重合的偏重力矩，所以有：? M驅=M慣+M偏+M摩+M封 （3-19） （1）手腕加速起動時所產(chǎn)生的慣性力矩M慣? 把手部、轉軸以及回轉油缸的回轉部分等效為一個高54cm，直徑18cm的圓柱體，其所受重力為350N。則有手腕回轉部分對腕部回轉軸線的轉動慣量J：? J=1/2mR2?=1/2×35×0.092=0.14175N.m （3-20） 假設工件直徑10cm，長度100cm，質量60kg。工件對手腕回轉軸線的轉動慣量J工件：? J工件=1/12m（L2+3R2） （3-21） =1/12×60×（12+3×0.052） =5.0375N.m 手腕回轉角速度ω=15rad/s，取啟動時間t=2s。?由（3-20）、（3-21）得手腕加速起動所產(chǎn)生的慣性力矩M慣： M慣=（J+J工件）ωt=（0.14175+5.0375）×152=38.84N.m （3-22） （2）手腕轉動時工件偏重力矩M偏? 假設工件重心與手腕回轉中心重合，所以有M偏=0 N.m （3-23） （3）腕部回轉支撐處的摩擦力矩M摩? 為簡化計算，可取M摩=0.1M驅? （3-24） （4）密封處的摩擦阻力矩M封? 為簡化計算，可取M封=0.15M驅? （3-25） 根據(jù)以上公式（3-22）、（3-23）、（3-24）、（3-25）的計算可知：? ????????????M驅=M慣+M偏+M摩+M封 =38.84+0+0.1M驅+0.15M驅? 得M驅=51.79N.m? （5）回轉油缸內徑計算 回轉油缸所產(chǎn)生的驅動力矩M? M=pb(R2?r2)2 （3-26） 其中取動片寬度b取30mm，輸出軸半徑r=30mm，油液壓力p=2.2Mpa。? 因為有M>M驅,即? M=pb(R2?r2)2=1/2×2.2×106×0.03×（R2-0.032）≥51.79 得R=49.7mm,即是油缸內徑D1=99.4mm。? 選取標準油缸內徑D1=100mm。 （6）回轉油缸外徑計算 對于手腕回轉油缸，Dδ≤3.2，根據(jù)油缸的工作要求，查閱《機械設計手冊液壓傳動》，選取外徑D2=140mm。 2. 存在問題及解決措施 在進行結構設計計算時，遇到一些問題： 1 對手爪結構了解較少，加之被加持工件直徑在φ30-φ120mm之間，范圍較大，設計出的手爪結構不夠緊湊。 2 設計計算時，如夾緊油缸內徑選取時，找不到相關設計規(guī)范和國家標準； 3 機械手手部結構總體設計以及設計方案還有一些漏洞瑕疵，需要進一步改進； 4 專業(yè)基礎知識有待加強。 解決措施： 1 查閱資料和指導老師的指導，對手爪結構進行了修改，采用齒輪齒條式手爪，動作靈活，且手指開閉角大； 2 充分利用圖書館信息資源查閱有關資料，認真學習相關設計規(guī)范和國家標準，熟悉選取準則，進而進行下面的設計計算； 3 積極向指導老師以及同學請教，不斷改進和完善設計方案； 4 認真回顧相關專業(yè)知識，及時請教老師和同學，完成設計計算。 3. 后期工作安排 第9～10周：完成中期報告的撰寫，完成結構設計計算以及相關外文文獻的翻譯； 第11～12周：完成齒輪等相關零件的校核計算，繪制機械手手部各零件的零件圖； 第13～14周：繪制機械手手部結構總體結構裝配圖； 第15～16周：校對圖紙，撰寫論文，初稿提交； 第17～18周：修改論文，準備畢業(yè)答辯。 注：1、正文：宋體小四號字，行距22磅。2、中期報告裝訂入畢業(yè)設計（論文）附件冊。