自动化立体回转库结构设计_毕业设计(编辑修改稿)

自动化立体回转库结构设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

5 60 66 T N∙M 1198BM N∙M 1131CM N∙M 829DM N∙M 779DM N∙M 800CM N∙M 954BM N∙M MNM B  725 800CM N∙M 284DM N∙M 2737AZR N 1745EZR N 7517AYR N 4792EYRN 4103tF N∙M 1494rF N∙M 图 轴的受力分析图 根据 文献 [19]中式（ ）得  mKS  轴 C 截面的安全系数由 文献 [19]中式（ ）确定 7 6  SS SSS 由 文献 [19]中表 可知， [S]=～ 故 S＞ [S]，该轴 B 截面是安全的。 ３ .滚动轴承寿命计算 已知轴直径 d=60mm，工作中无冲击；工作温度低于 120 C，要求轴承寿命为 10 年。 由 [19]第 3 卷第 20 篇表 初选 深沟球球轴承 6311。 基本额定动载荷rC ，基本额定静载荷 orC = KN， e=,Y=。 由前面计算得知， 该对轴承的水平支反力分别为 AxR 0N ExR 0N 垂直支反力分别为： AyR 7517N EyR 4792N 轴承径向力： AzR 2737 N 1745EzR N 合成支反力： AR = 222 AzAxAy RRR  = 222 2 7 3 707 5 1 7  =7999N ER = 222 EzExEy RRR  = 222 1 7 4 504 7 9 2  =5099N 计算轴承的派生轴向力 S 2 6 6 9 9 92  YRS AA N 1 6 9 0 9 92  YRS EE N 求轴承的轴向载荷 A 由 轴的结构知 AF = 2aF =1494 N ),m a x(1 AAD SFSA  =max（ 1699+1494， 2666） =3193 N ),m a x(2 EAA SFSA  =max（ 26661494， 1699） =1699N 计算轴承的当量动载荷 P 由 7 9 9 93 1 9 311  eRA 查文献 [6]表 96 BX =1, BY =0 5 0 9 91 6 9 922  eRA AX =1, AY =0 查 文献 [19]表 97，取 df = 因轴承不承受力 矩载荷， mf = AP = df mf ( 1X 1R + 1Y 1A )=1(17999+0)=11998N EP = df mf ( 2X 2R + 2Y 2A )=1(15099+0)=7648 N EP AP 计算轴承 A 的寿命 查 文献 [16]表 94 1tf   3106610 1 1 9 9 87 1 5 0 0 0160120 106010PCfnL th114813h 10 小时一班工作制，每天 1 班，一年工作 300 天计算轴承的使用年限为  年 10 年，故满足要求。 ４ .键联接的选择 链轮装在轴上，需用键进行周向定位和传递转矩。 由前面设计计算得知：链轮材料为钢，轴的材料为 45 钢，链轮与轴的配合直径为 60mm，链轮的材料为45 钢，轮毂长为 L=55mm。 选择最常用的圆头（ A 型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。 键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d 由标准中选定，键的长度由轮毂的宽度确 定，查 文献 [19] 表 315 得， hb =18 11。 普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件被压溃。 由于链轮材料是钢，许用挤压应力由文献 [16]表 210 查得  p =100MPa。 键的工作长度L=40mm。 箱斗回转设计 参数尺寸确定 箱斗尺寸 1500mm 300mm 280mm。 上、下支臂尺寸 300mm 45mm。 导向支臂尺寸 200mm 35mm。 箱斗回转结构设计 箱斗的上下两个支臂与链通过销轴铰接。 导向支臂与轴固定连接，保证导向支臂与箱斗的角度不变。 链传动带动箱斗的两个支臂做回转运动，导向支撑臂通过滚轮绕着导轨的方向做回转运动。 箱斗支臂的连接示意图如图 所示。 1上支臂 2下支臂 3导向支臂 4连接 板 5箱斗 导轨的设计 箱斗与支臂的刚性连接，角度都是 45。 上下支撑臂与链铰接，可以转动。 每个箱斗的两个支撑臂间隔的链节数确定，都是 6 个链节。 导轨的设计可通过图解法解决，通过画出导向支臂每个链节的位置，描绘出导轨的轨迹。 确定每个链节处导向支臂的位置 12 个箱斗的位置已经确定，导轨在垂直方向时的位置是不变的，只需要画箱斗回转处的导向支臂位置，确定导轨。 箱斗每提升一个链节，就以上下支臂的长度做圆，两个圆的交点处就是导向支臂的新的位置（如图 所示）。 同样的方法，做出每一个链节处导向支臂的位置（如图 所示）。 4 5 176。 图 箱斗支臂连接示意图 2 1 3 4 5 确定导轨的轨迹线 连接每个导向支臂确定出导轨的轨迹线（如图 中的粗线）。 确定导轨轮廓 导轨的宽度为 32mm，通过轨迹线做直径为 32mm 的一系列圆，做出来的就是导轨的轮廓线（如图 所示）。 做每个圆的切线，确定出导轨形状（如图 ）。 图 导向支臂上升链节处位置 图 导向支臂位置和导轨轨迹 图 导轨轮廓线 图 导轨形状 第 4 章 搬运机械手设计 手抓的设计 手抓设计基本要求 （ 1） 应具有适当的夹紧力和驱动力。 （ 2） 手指应具有一定的张开范围，手指应该具有足够的开闭角度，以便于抓取工件。 （ 3） 要求结构紧凑、重量轻、效率高，在保证本身刚度、强度的前提下，尽可能使结构紧凑、重量轻，以利于减轻手臂的负载。 手抓的力学分析 手抓的结构示意图如图 所示。 手抓受力分 析如图 所示。 在活塞杆的作用下，销轴向上的拉力为 F，并通过销轴中心 O 点，两手指通过连接杆给销轴的反作用力为 F1和 F2， 其力的方向垂直于滑槽的中心线 1oo 和 2oo并指向 o 点，交 1F 和 2F 的延长线于 A 及 B。 由 xF =0 得 12FF yF =0 得 图 手抓示意图 1 2 3 cos21 FF 39。 11FF 由 01M F =0 得 39。 1 NFFh cosah  NFabF 2c os 式中 a—手指的回转支点到对称中心的距离。 —工件被夹紧时手指的滑槽方向与两回转支点的夹角。 b—手指的长度。 由分析可知，当驱动力 F 一定时，  角增大，则握力 NF 也随之增大，但  角过大会导致拉杆行程过大，以及手部结构增大，因此选用 30 到 40。 夹紧力及驱动力的计算 手指加在工件上的夹紧力，是设计手部的主要依据。 必须对大小、方向和作用点进行分析计算。 一般来说，需要克服工件重力所产生的静载荷以及工 件运动状态变化的惯性力产生的载荷，以便工件保持可靠的夹紧状态。 手指对工件的夹紧力可按公式计算： GKKKFN 321 图 受力分析 O1 O2 F1 F2 F O   A B h a 1K —安全系数 2K —工作系数 3K —周围环境系数 表 工作系数 K 值 每天工作时间 连续工作 8~10 小时 连续工作 10~24 小时 开停次数少，无冲击 ~ 开停次数多，有冲击 ~ ~ 设定每天工作 8 小时，工作系数取 ，安全系数取 2，周围环境系数取。 抓取零件重量 10KG ，求手指对工件的夹紧力得  1 0 GKKKF N 300N 设 b=250mm， a=160mm，  取 40 根据 NFabF 2cos 得 F=275N 气缸计算 气缸活塞的计算 为了实现气缸活塞杆的推和拉，所以 采用双作用气压缸。 以文献 [19] ZFPDF  21 4   ZFpdDF  222 4 F1— 活塞杆的推力 F2—活塞杆的拉力 D—活塞直径 D—活塞杆的直径 P—气缸工作压力 ZF —气缸工作的总阻力 设定气缸的工作压力 ，活塞杆的推力 100N，气缸工作的总阻力 100N。 带入公式求得 D= ，取整为 70mm， d=30mm。 缸筒壁厚的计算 依据文献 [19]得   2 tDp  —缸筒壁厚 D—气缸筒内径 tP —气缸实验压力 ，取。  —气缸材料许用应力  = Sb S—安全系数 ，取 6 到 8。 材料选用 45 钢，  =100Mpa。 求得  =，取 1mm。 由上面的计算可以选出一个与之类似的国产气压缸来代替。 所以选用筒径100mm的型号气压缸，选用 LCZM 型气压缸。 机械手回转设计 回转部件可以等效为一个长 1000mm，直径为 1200mm 的圆柱体，质量为30KG。 依据文献 [19]得    12 3lmg 22 Rj回转 61N∙M 考虑到回转装置上面伸缩缸的重量和回转过程中的所带来的阻力，所里选用摆动气缸 QGH（ 100 ） Series 系列气缸（由无锡气动研究所有限公司 [17]制造 ），如图 所示。 该摆动气缸型号为： QGH100 180 AL33RR。 摆动气缸气缸特点：低压动作平稳，寿命长，输出力矩大，重量轻。 无给油，能装载各种检测开关。 图 QGH 系列摆动气缸 第 5 章 输送装置设计 确定输送装置参数 输送物体距离： 5m ； 输送宽度： 400mm ； 被输送物体最大尺寸： 202000200  3mm ； 被输送物体最大质量： 10KG 输送速度： sm ； 输送功率的确定 输送机构采用链传动传递动力给主动滚筒，主动滚筒通过输送带和从动滚筒连接，中间通过一定数量的支撑滚筒使零件传递平稳。 设输送装置上最多摆放 5件物品，输送速度 s/ 筒 ，主动滚筒直径 100mm，中心距 180mm。 轴承只承受径向力，所以采用深沟球轴承。 主动滚筒转速 r / m 3   筒筒 单个轴承所受压力 滚筒之间的中心距 180mm ，每个零件最多能接触 2 个滚筒，每个滚筒 2 个轴承，所以每个轴承承受的压力为 2522 1010 轴承N N 轴承摩擦力矩 依据文献 [19]P2914 式 得 从动滚筒轴承摩擦力矩 0 1 8  FdT 从动 N∙M 支撑滚筒轴承摩擦力矩 0 1 2  FdT 支撑 N∙M 克服摩擦力所需功率 1 8 11   nTTP 从动 w 1 2 11  。