機(jī)械手臂說(shuō)明書(shū).doc

二、手臂的設(shè)計(jì)2.1、手臂伸縮的設(shè)計(jì)計(jì)算手臂是機(jī)械手的主要執(zhí)行部件。它的作用是支撐腕部和手部，并帶動(dòng)它們?cè)诳臻g運(yùn)動(dòng)。臂部運(yùn)動(dòng)的目的，一般是把手部送達(dá)空間運(yùn)動(dòng)范圍內(nèi)的任意點(diǎn)上，從臂部的受力情況看，它在工作中即直接承受著腕部、手部和工件的動(dòng)、靜載荷，而且自身運(yùn)動(dòng)又較多，故受力較復(fù)雜。 根據(jù)液壓缸運(yùn)動(dòng)時(shí)所需克服的摩擦、回油背壓及慣性等幾個(gè)方面的限力，來(lái)確定液壓缸所需的驅(qū)動(dòng)力。手臂的伸縮速度為250mm/s行程L=300mm液壓缸活塞的驅(qū)動(dòng)力的計(jì)算 式中 一一摩擦阻力。手臂運(yùn)動(dòng)時(shí)，為運(yùn)動(dòng)件表面間的摩擦阻力。若是導(dǎo)向裝置，則為活塞和缸壁等處的摩擦阻力。 一一密封裝置處的康擦阻力; 一一液壓缸回油腔低壓油掖所造成的阻力; 一一起動(dòng)或制動(dòng)時(shí)，活塞桿所受平均慣性力。 、的計(jì)算如下。2.1.1、的計(jì)算不同的配置和不同的導(dǎo)向截面形狀，其摩擦阻力不同，要根據(jù)具體情況進(jìn)行估算。圖4-15為雙導(dǎo)向桿導(dǎo)向，其導(dǎo)向桿截面形狀為圓柱面，導(dǎo)向桿對(duì)稱配置在伸縮缸的兩側(cè)，啟動(dòng)時(shí)，導(dǎo)向裝置的摩擦阻力較大，計(jì)算如下: 由于導(dǎo)向桿對(duì)稱配置，兩導(dǎo)向桿受力均衡，可按一個(gè)導(dǎo)向桿計(jì)算。 得 式中參與運(yùn)動(dòng)的零部件所受的總重力(含工件重),估算=+=(80+60+60+250)N=450N L手臂參與運(yùn)動(dòng)的零部件的總重量的重心到導(dǎo)向支承前端的距離(m),L=100mm a導(dǎo)向支承的長(zhǎng)度,a=150mm; 一一當(dāng)量摩擦系數(shù)，其值與導(dǎo)向支承的截面形狀有關(guān)。 對(duì)子圓柱面: 取=1.5 摩擦系數(shù)，對(duì)于靜摩擦且無(wú)潤(rùn)滑時(shí): 鋼對(duì)青銅: 取=0.10.15 鋼對(duì)鑄鐵: 取=0.180.3 取=0.15 , =0.18代入已知數(shù)據(jù)得=405N2.1.2、的計(jì)算同的密封圈其摩擦阻力不同，其計(jì)算公式如下:(1)“O”形密封圈當(dāng)液服缸工作壓力小于10Mpa. 活寒桿直徑為液壓缸直徑的一半，活塞與活塞桿處都采用“O”形密封圈時(shí)，液壓缸密封處的總的摩擦力為:式中 F為驅(qū)動(dòng)力， P工作壓力(Pa); P <10MPa, =0. 050.023,取p=2Mpa, =0.06; d伸縮油管的直徑,d=7mm; L密封的有效長(zhǎng)度(mm). 得 2.1.3、的計(jì)算一般背壓阻力較小，可按=0.05P2.1.4、的計(jì)算一一參與運(yùn)動(dòng)的零部件所受的總重力(包括工作重量)（N）g一一重力加速度，取9.81一一由靜止加速到常速的變化量=0.2m/s一一起動(dòng)過(guò)程時(shí)間(s)，一般取0.010.5s，對(duì)輕載 低速運(yùn)動(dòng)部件取較小值，對(duì)重載高速運(yùn)動(dòng)部件 取較大值。取=0.02s所以所求驅(qū)動(dòng)力 2.2、確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸2.2.1、液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算 如圖4一16，當(dāng)油進(jìn)入無(wú)桿腔 當(dāng)油進(jìn)入有桿腔液壓缸的有效面積:故有 ，查表4-3圓整取D=32mm式中 P驅(qū)動(dòng)力N); 液壓缸的工作壓力,取=1Mpa; d一一活塞桿直徑(m); D一活塞缸內(nèi)徑m); 液壓缸機(jī)械效率，在工程機(jī)被中用耐油橡膠可取n =0.960 選擇適當(dāng)?shù)囊簤焊坠ぷ鲏毫苤匾?。選高了，可以減小液壓缸內(nèi)徑及其執(zhí)行機(jī)構(gòu)的尺寸，使機(jī)械手手臂結(jié)構(gòu)緊湊，但要選用價(jià)格較貴的高壓油泵和閥，井使密封復(fù)雜化。選低了，可用價(jià)格較低的泵和閥，但使結(jié)構(gòu)龐大，自重增加。一般取28Mpa.表4-2推薦了幾組數(shù)據(jù)，可供選擇液壓缸工作壓力時(shí)參考。表4一1液壓缸工作壓力作用在活塞上的外力F（N）液壓缸工作壓力（Mpa）作用在活塞上的外力F（N）液壓缸工作壓力（Mpa）50000.8120000300002.04.05000100001.52.030000500004.05.010000200002.53.0500005.07.0 通過(guò)計(jì)算所選擇的液壓缸內(nèi)徑，應(yīng)盡可能是標(biāo)準(zhǔn)值，液壓缸內(nèi)徑系列(JB826-66 )如表4-3所示。表4-2液壓缸內(nèi)徑系列JB826-66 （mm）20253240*50*5563*（65）70（75）80*（85）90*（95）100*（105）110125*（130）140*160*180200*250注：1.內(nèi)的尺寸盡可能不用。2. *號(hào)為（JB1086-67）標(biāo)準(zhǔn)系列 液壓缸壁厚計(jì)算，按中等壁厚進(jìn)行計(jì)算：估取壁厚中等壁厚，即時(shí)， 查表得圓整 故壁厚符合要求。式中 F液壓缸內(nèi)工作壓力Mpa 強(qiáng)度系數(shù)(當(dāng)為無(wú)縫鋼管時(shí)=1) C計(jì)入管壁公差及侵蝕的附加厚度，一般圓整到標(biāo)準(zhǔn)壁厚值; D液壓缸內(nèi)徑（m） 式中 材料的抗拉強(qiáng)度（Mpa） n安全系數(shù)，n=3.55 一般常用缸體材料的許用應(yīng)力鍛鋼=110120Mpa,取=120Mpa鑄鐵=60Mpa無(wú)縫鋼管=100110Mpa將計(jì)算結(jié)果按有關(guān)資料選擇，如表4-4油缸外徑, 根據(jù)表4-4，mm,用45號(hào)剛。表4-4標(biāo)準(zhǔn)液壓缸徑（JB6867） （mm）油缸內(nèi)徑4050638090100110125140（150）16018020020鋼16 5060769510812113314616818019421924545鋼2050607695108121133146168180194219245缸體為無(wú)縫鋼管。2.3、活塞桿的計(jì)算2.3.1、活塞桿的尺寸要滿足活塞(或液壓缸)運(yùn)動(dòng)的要求和強(qiáng)度的要求。對(duì)于桿長(zhǎng)t大于直徑d的I5倍(即t )活塞桿還必須具有足夠的穩(wěn)定性。按強(qiáng)度條件決定活塞桿直徑d按拉、壓強(qiáng)度計(jì)算:或 故活塞桿直徑d=14mm符合要求。碳鋼取=110120Mpa，取=100Mpa；n一般不小于1.4，取n=1.4;表4-5活塞桿直徑系列（JB82666）101214161820222528（30）323540455055（60）63（65）70（75）80（85）90（95）注：括號(hào)內(nèi)的尺寸盡可能不用經(jīng)計(jì)算圓整出活塞桿長(zhǎng)度l=400mm。2.3.2、活塞桿的穩(wěn)定性校核當(dāng)括塞桿L>15d時(shí)，一般應(yīng)進(jìn)行穩(wěn)定性校核。穩(wěn)定性條件可表示為式中臨界力（N），可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。安全系數(shù)，=24取=42.3.3、大柔度桿的臨界力當(dāng)時(shí)，臨界力為=式中為活塞桿的計(jì)算柔度（柔度系數(shù)）， L為活塞桿的計(jì)算長(zhǎng)度（m），油缸支承情況和活塞桿端部支承情況不同，活塞桿計(jì)算長(zhǎng)度不同，見(jiàn)表46； i為活塞桿橫截面的慣性半徑（m）,J為活塞桿截面對(duì)中性軸的慣性矩（）E為彈性橫量，E=210GPa為長(zhǎng)度折算系數(shù)，見(jiàn)表46；為特定的柔度值，=，為比例極限。=，故活塞桿的穩(wěn)定性滿足條件。2.3.5、油缸端蓋的連接方式及強(qiáng)度計(jì)算保證連接的緊密性，必須規(guī)定螺釘?shù)拈g距，進(jìn)而決定螺釘?shù)臄?shù)目。缸的一端為缸體與缸蓋鑄造成一體，另一端缸體與缸蓋采用螺釘連接。(1)缸蓋螺釘?shù)挠?jì)算為保證連接的緊密性，必須規(guī)定螺釘?shù)拈g距，進(jìn)而決定螺釘?shù)臄?shù)目在這種連接中，每個(gè)螺釘在危險(xiǎn)剖面上承受的拉力為工作載荷Q和預(yù)進(jìn)力之和。式中：P驅(qū)動(dòng)力NP工作壓力MpaZ螺釘數(shù)目，取4預(yù)緊力N=K，K=1.5-1.8螺釘?shù)膹?qiáng)度條件為：式中：=1.3,計(jì)算載荷（N），螺釘內(nèi)徑取=6mm。表3-1 螺釘間距與壓力p的關(guān)系工作壓力（）螺釘間距（mm）0.51.5<1501.52.5<1202.55.0<1005.010<80 抗拉許用應(yīng)力(Mpa)，螺紋內(nèi)徑（mm）表4-7常用螺釘材料的流動(dòng)極限 （）鋼號(hào)10A2A3354540cr210220240320360650-900(2)缸體螺紋計(jì)算 (3.23)式中， D油缸內(nèi)徑考慮螺紋拉應(yīng)力和扭應(yīng)力合成作用系數(shù)取=1.3。故螺紋內(nèi)徑d1=4mm 符合要求。