河北工程大学机械手伸缩臂设计

2伸缩臂的设计方案2.1设计方案论证以及确定2.1.1设计参数1.伸缩长度：300mm，伸缩臂固定在升降台上，随升降台做上下运动和旋转运动；伸缩臂前端安装机械手，用于夹持工件；伸缩臂直线伸缩，完成工件的工位转换；2.单方向伸缩时间：1.5—2.5s；3.定位误差要定位措施，定位误差小于2mm；4.前端安装机械手，伸缩终点无刚性冲击。2.1.2设计方案的比较论证…2.2机械手伸缩臂总体结构设计方案经过本人的反复思考及论证，先做出运动简图。现如下图2-1所示，该机构中支座安装在机器人床身上，用于安装滚珠丝杠和伸缩杆等零件。由步进电动机（1）驱动，带动一级齿轮减速器（2）。通过减速器输出轴与丝杠（3）相连，以电机为动力驱动滚珠丝杠转动，通过丝母的直线运动，推动导向杆运动，利用电机正反转动实现伸缩换向。法兰用于安装机械手，构成如图所示的结构。图2-1步进电机伸缩机构示意图2.3执行装置的设计方案2.3.1导向机构的选择与计算（这部分可以不做）2.3.2滚珠丝杠的选择2.3.2.1滚珠丝杠副的选择：（1）由题可知：伸缩长度S为300毫米，伸缩时间t为2秒，所以速度smsmmsmmtsV15.01502300,初选螺距P=10mm（2.9）则：min900min1060150rrPVnm（2.10）（2）计算载荷：CFmAHFCFKKKF（FK为载荷系数，HK为硬度系数，AK为精度系数）。由题中条件，取2.1FK5，取0.1HK6取D级精度7，取1.1AK8丝杠的最大工作载荷mF:导向杆所受摩擦力即丝杠最大工作载荷:Ｆmax=F=40015.0=120N（2.11）则：NFC21121201.10.12.1（3）计算额定动载荷'aC的值：由式（2-4）34''1067.1hmCaLnFC（2.12）hLrnHm15000,min960所以NCa200641067.115000960211234'（4）根据选择滚珠丝杠副：按滚珠丝杠副的额定动载荷aC'等于或稍大于aC'的原则，选用汉江机床厂FC1型滚珠丝杠9汉江机床厂FC1型滚珠丝杠表2-1丝杠代号丝杠尺寸/mm螺旋角滚珠直径米制/mm螺母安装尺寸/mm额定载荷中径大径导程动载静载2ddpD1D2DBEMLQ12hNCa/NCoa/4006-34039.58'1123.9695011875156448M691592137969825FC1-5006-3，NCa21379FC1-52008-2.5NCa22556考虑各种因素选用FC1-5006-3。由表2-9得丝杠副数据：公称直径mmD500导程p=8mm螺旋角'112滚珠直径mmd969.30按表2-1中尺寸计算：滚道半径mmmmdR064.2969.352.052.00（2.13）偏心距mmmmdRe20106.52969.3064.207.0207.0（2.14）丝杠内径mmmmReDd76.45)064.22106.5250(22201（2.15）（5）稳定性验算1）由于一端轴向固定的长丝杠在工作时可能发生失稳，所以在设计时应验算其安全系数S，其值应大于丝杠副传动结构允许安全系数[S]（见表2-10）。丝杠不会发生失稳的最大载荷称为临界载荷crF（N）按下式计算：22)(lEIFacr10（2.16）式中E为丝杠材料的弹性模量，对于钢，E=206Mpa;l为丝杠工作长度（m）L=450mm；为丝杠危险截面的惯性矩4m；u为长度系数，见表2-10。依题意：474411015.26404576.014.364mmd（2.17）取32u，则NFcr627921085.445.0321015.21020614.3（2.18）安全系数3.303116001085.46mcrFFS。查表2-10，[S]=3～4。S[S]，丝杠是安全的，不会失稳。（6）刚度验算:滚珠丝杠在工作负载F（N）和转矩T（N·m）共同作用下引起每个导程的变形量:cGJTpEApFL22011（2.19）其中A——丝杠截面积224mdACJ——丝杠极惯性矩4432mdJCG——丝杠的切变模量，对于钢MPaG3.83T——转矩tgDFTm20式中：ρ为摩擦角，其正切函数值为摩擦系数，mF为工作载荷，取摩擦系数0025.0tg，则ρ=8′40″则T=mNtg43.040811210250430''03（2.20）按最不利情况取（其中F=mF）49223293212221004576.0103.8314.343.01081604576.01020614.34301084164GdTPEdPFLmN21023.2（2.21）则:丝杠在工作长度上的弹性变形引起的导程误差为：umPLLL25.11081023.245.0320（2.22）通常要求丝杠的导程误差L应小于其传动精度（mm03.0）的1/2，即ummmmmL15015.003.02121（2.23）该丝杠的L满足上式，所以其刚度可满足要求。（7）效率验算：滚珠丝杠副的传动效率12为93.0408112)112(''0'0tgtgtgtg（2.24）要求在90%～95%之间，所以该丝杠副合格。经上述计算：Fa—5006—3各项性能均符合题目要求，可选用。2.3.2.2滚珠丝杠螺距的选择：P=8mm2.3.2.3滚珠丝杠的有效长度：根据结构的设计确定，要保证有300mm的伸缩长度，先对丝杠螺母进行选择。丝杠螺母选用外循环螺旋槽式：滚珠螺母可得到其结构尺寸总长为L=61mm。根据其传动的特点，要保证螺母不脱离滚珠丝杠，又要有300mm移动距离，则丝杠的有效传动长度为L=430mm。2.3.2.4滚珠丝杠的安装结构：采用双推简支式安装，一端安装支推轴承与深沟球轴承的组合，另一端安装深沟球轴承，其轴向刚度较低，双推端可预拉伸安装，预紧力小，轴承寿命较高，适用于中速传动精度较高的长丝杠传动系统。由此可知：丝杠转速：Pn=L/2所以min112575.18163002rsrsrPLn（2.25）2.3.2.5丝杠安装轴承的选择由于滚珠丝杠副的支承形式采用的是一端固定一端游动（F-S），而又避免丝杠受压，所以丝杠的固定端（承重端）为左端，右端为游动端。因此为了满足使用要求，左端的轴承选取双向推力球轴承与深沟球轴承的组合形式。推力轴承的特点是只能承受单向轴向载荷。为了限制左端的径向位移，同时又要限制向右的轴向位移，故选用角接触球轴承。此类轴承的特点是能同时承受径向轴向联合载荷。1)双向推力球轴承的选择2)初步选定为51000型代号为51306d=30mmD=60mmT=21mmKNCa2.36校核基本额定载荷通过所要求轴承寿命（等于丝杠的寿命）算基本额定载荷在实际工程计算中，轴承寿命常用小时表示PCnLh6010813（2.26）3838101000150001420601060PnLCh=2338N（2.27）其中，C——基本额定动载荷（N）P——当量动载荷（N）——寿命指数球轴承3n——轴承的转速（r/min）在使用寿命为15000小时的要求下，双向推力球轴承应承受的基本额定动载荷为2338N。初步选用的轴承的额定载荷aC=27KN，即aC＞C所以满足使用要求。此类单向推力球轴承的数据如下表14球轴承表2-24)深沟球轴承的选择选用的轴承型号为6007c（15）,具体数据见下表15深沟球轴承表2-3基本尺寸安装尺寸基本额定载荷极限转速重量轴承代号dDBAsdaDasrrCorC脂油W≈70000C型mmMmKNr/minkg——457516165169125.820.57500100000.287009C5)深沟球轴承的选择：下端的轴承只起游动和限制径向位移的作用，所以采用深沟球轴承。选择60000型，具体数据见下表16基本尺寸安装尺寸基本额定载荷极限转速重量轴承代号dDTadaDaxrminmaxmaxaCoaC脂油W≈51000型mmmmKNr/minkg——30602057530.636.266.8320045000.1451306球轴承数据表2-42.3.3减速齿轮的有关计算2.3.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：（1）确定传动比i=min/1125min/4000rr=1.25故此次设计采用一级减速（2）按照工作要求，此次设计齿轮传动采用直齿圆柱齿轮开式传动。轮齿的主要失效形式为齿面磨损，故此次设计采用硬齿面。（3）选择齿轮材料及确定许用应力：由表10-1选小齿轮材料为40MnB（调质）、硬度260HBS；大齿轮材料35SiMn（调质）、硬度230HB，制造精度系数为8级。（4）估计丝杆功率:摩擦功率P摩=QV/60000f式中：Q—摩擦力（N），Q=Fmax=120N；V—直线传动中的速度（m/min）；V=100060*/150smm=9m/min；（2.28）基本尺寸安装尺寸基本额定载荷极限转速重量轴承代号dDBadaDasrminmaxmaxrCorC脂油W≈60000型mmmmKNr/minkg——3042732.439.60.34.003.1512000160000.02661806f—直线传动机械效率f=螺母*导向杆=92%*75%=69%;故P摩=%69*60000min/9*120mN=0.028KW（2.29）参考卧式车床Pf=（0.03~0.04）Pi，故取P摩=0.04P快故P快=0.028KW/0.04=0.7KW故P丝杆=P快*齿轮=0.7KW*0.95=0.67KW(5)选小齿轮齿数,201z大齿轮齿数252025.112izz。2.3.3.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即3211132.2HEdttZiiTkd18（2.30）1）确定公式内的各计算值（1）试选载荷系数3.1tK（2）计算小齿轮传递的转矩51105.95T丝杆丝杆nP=5105.950.67/1125=310687.5N·mm（2.31）（3）由表10-7选取齿宽系数5.0d（4）由表10-6查得材料的弹性模量218.189MPaZE（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳MPaHLim6251大齿轮的接触疲劳强度极限MPaHLim5802；（6）由式10-13计算应力循环次数：99219911108.46.31064.81064.81530082140006060NjLnNh（2.32）（7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数90.0;88.021HNHNKK（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MPaMPaSKMPaMPaSKHLimHNHHLimHNH522580901.055062588.02220111（2.33）2）计算：（１）计算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值32332115228.18925.125.2110687.53.132.2132.2HEdttZiiTkdmm13.49（2.34）（2）计算圆周速度vsmsmndvt89.21000601125132.4910006011（2.35）（3）计算齿宽b：mmdbtd57.2413