plc控制的通用平移机械手设计_毕业设计(编辑修改稿)

plc控制的通用平移机械手设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

Kv=，直齿轮，假设N/mm100/ bFK ta ,由 《机械设计》 [2]查得   FH KK ，由 《机械设计》 查得使用系数1AK。 由 《机械设计》 [2] 查得 8 级精度小齿轮相对支承非对称布置时，  2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb         （ 21） 将数据代入后得：  2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 1 1 0 . 2 3 1 0 4 5 . 3 5 1 . 3 6 7HK            由 / 1 2 .4 2 , 1 .3 6 7Hb h K ,查 《机械设计》 [5]得，   ； 故载荷系数 1 1 . 1 2 1 . 2 1 . 3 6 7 1 . 8 3 7A V H HK K K K K         （ 22） （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 《机械设计》 [2]得， tdd 11 3 /KtK =3 /  mm （ 23） （ 7）计算模数 m 11 17 .6 25 21 0. 84m d Z  mm （ 24） 按齿根弯曲强度设计 由 《机械设计》 [3]得弯曲强度的设计公式为 3 211 ][2m FSaFadYYzkT  （ 25） 确定公式内的各计算数值 （ 1）由 《机械设计》 [3]查得小齿轮的弯曲疲劳极限 1 500MPaFE 。 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380MPaFE 。 （ 2）由 《机械设计》 [3] 查得弯曲疲劳寿命系数 , N F NKK。 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=,由 《机械设计》 [2]得：  1F = 11 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 7 M Pa1 . 4F N F EK S  （ 26） 2][ F ＝ 22 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 6 M Pa1 . 4F N F EK S  （ 4）计算载荷系数 1 1 . 1 2 1 . 2 1 . 3 6 7 1 . 8 3 7A V F FK K K K K        ； （ 5）查取齿形系数 由 《机械设计》 [3]， 查得 122 .7 2, 2 .5 5F a F aYY ； （ 6）查取应力校正系数 由 《机械设计》 [3]查得。 saYY； （ 7）计算大、小齿轮的][ FSaFaYY并加以比较 1112 .7 2 1 .5 7 0 .0 1 3 8[ ] 3 0 3 .5 7F a S aFYY  （ 27） 2222 . 2 2 6 1 . 7 4 6 0 . 0 1 6 4[ ] 3 0 3 . 5 7F a S aFYY  故大齿轮的数值大。 （ 8）设计计算 4322 1 . 8 1 4 9 . 9 4 8 1 0 0 . 0 1 6 4 4 0 . 8 1 5 m m1 2 4m      （ 28） 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强度所决定的承载能力，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 ，并就近圆整为标准值 m＝ 1，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 1 mm 算出小齿轮的齿数 11d / m 1 7 .6 2 5 / 0 .8 2 5 2 2Z  ＝ ＝ （ 29） 小齿轮的齿数 21 2 2 3 .2ZZu＝ ＝ 71 取 Z2＝ 71 （ 30） 几何尺寸计算 计算分度圆直径 11222 2 1 2 2 m m7 1 1 7 1 m md Z md Z m       （ 31） 计算中心距 12( ) / 2 46 .5 m ma d d   （ 32） 计算齿轮宽度 尺宽系数为 d 为 ~,取值为 d。 由 1dB d 得 mm102  BB ， mm151 B 5 锥齿轮的几何尺寸设计计算 大端模数 查《机械设计手册》 [1]取齿形角 020 ，齿顶高系数 1ah ，顶隙系数  ,大端模数 m〔按照弯曲疲劳强度计算〕：    13 2 22141 0. 5 1 Fa SaRR YYKTm Z     （ 33） 其中： 31 2 0 m m 1 0 2 0 k g 1 0 N k g 4 N mT      ，查表得 1 1 . 2 5 1 . 2 5 1 . 2 5AVK K K K K    ,  , 1 28z ,  ,  ,  , 21 3. 2 18 57 .3zz   ,取 2 57z  , 算得 :  33 2 224 2 1 . 9 5 3 1 0 2 . 9 1 1 . 5 3 2 . 2 13 7 6 . 4 30 . 3 1 0 . 5 0 . 3 1 8 3 . 2 1       , 查《机械设计手册》 [1]取模数的标准值 m=3 其他参数 节锥角  ,由    13 2 22141 0. 5 1 Fa SaRR YYKTm Z     1112 22t a n c o t 1 . 7dzdz       （ 34） 可知 1   分度圆直径 d： 11 3 28 86 m md z m    22 3 4 8 1 4 4 m md z m    锥角距 R： 12124 0 . 5 2 1 . 3 2 m m2 s i n 2 s i n 2 0 . 9 5ddR     （ 35） 齿宽系数：  (查教材《机械设计》 [6] R 取 ~ ) 齿宽 b m mRb    ﹤ 10mm （ 36） 齿顶高 ah ：    2 2 1 0 . 2 2 . 2 5 4 . 9 5 m maah h c m        （ 37） 齿根高 fh ： 1 2 1 4 . 9 5 2 . 2 5 2 . 7 0 m mf f ah h h h      （ 38） 齿顶圆直径 ad ： 1 1 1 12 c os m maad d h    2  （ 39） 齿根角 f ： 11 0t a n 2721 .32ff hR    （ 40） 周节  ： 2 .2 5 3 .1 4 7 .0 7 m mm     （ 41） 分度圆弧齿厚 S : 1 1 12 t a n t a n22t mS m x x    2 2mS  （ 42） 当量齿数 vZ ： 11118 2 1 .4 6c o s 0 .2 9 8V ZZ    22 2 5 9 . 6 8c o sVZZ  （ 43） 端面重合度  ：    1 1 2 211ta n ta n ta n ta n22v a v az v z v         （ 44） 6 轴的设计 初步估算中间轴的最小直径 先按式机械设计手册初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢，调质处理，根据《机械设计》，取得 A0＝ 110，于是得 1 33m i n 015 . 51 1 0 2 8 m m1440PdA n    （ 45） 考虑轴上键槽的削弱，轴径需加大 3%~7% ，取 min 30mmd  . 根据轴向定位的要求确定轴的各段长和直径 拟定轴上的零件装配方案，轴上的大部分零件包括齿轮，套筒，轴承和轴承端盖及联轴器几大部分。 （ 1）由计算可的轴的最小直径为 30mm,故轴段 I 的直径为 1 30mmd 。 考虑到轴承的宽度及轴承轴向定位等， 故取轴段 I 的长度 1 30mml 。 （ 2）轴段 II 采用键定位，其尺寸为 14 m m 8m mbl  ，由于轴 段 II 仅仅是用键来定位的，所以轴段 II 的长度与键的宽度和高度有关， 考虑到齿轮轮毂的宽度及轴向定位要求等， 223 2 m m , 3 0 m mdl。 （ 3）取安装 轴承处 的轴段 III 的直径 3 35mmd  ，考虑到定位要求， 故轴段 III 的长度为 3 64mml 。 （ 4）轴段 IV 的左端是由推力球轴承 51405 固定，为了是轴的受力均匀和稳定，故设计轴段 IV并用支承环进行固定，通过查机械设计手册第三卷，根据选定的推力球轴承的支承环 的高度为 9mm，并且选定轴 IV的直径 4 34mmd  ，为了使轴承紧密的固定在轴上，轴段 IV 的长度选为 4 112mml 。 （ 5）轴段 V用螺母将中间轴固定在中间板上，螺母与中间板中间用垫片隔开，起到密封固定的作用，通过查《机械设计手册》，垫片的厚为 2mm（ GB97－ 96），故轴段V的直径 5 34mmd  ， 5 18mml 。 轴上零件的周向定位 齿轮和轴的周向 定位采用平键联接。 按 2d 查得平键截面 1 2 m m 8 m mbl  （ GB/T1095－ 1979），键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H7/p6。 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 m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计手册，取轴端倒角为 245176。 ，各轴肩处的圆角半径为 R＝ 1mm。 求轴上的载荷 12 m m 8m mbl  ，由机械设计手册查得，    221122016 3 7 N /m m , 3 5 3 N /m m ,2 6 8 N /m m , 1 5 5 N /m m ,9 8 N /m m , 5 9 N /m mbs （ 46） （ 1）计算外力 取三维坐标系 oxyz，将啮合力分解为水平方向的径向力和竖直方向的切向力：分别平行 y 轴和 z 轴，再将两个切向力分别向齿轮中心平移，在平移的同时必须加以附加力偶：由 11 2czDm  （ 47） 22 2DzDm  （ 48） 1 312 1 3 5 2 2 1 0 5 . 2 6 N1 2 8 . 2 5 1 0cZ mP D    （ 49） 2 22 1 3 5 2 6 0 0 N0 .4 5Dy mP D    （ 50） 切向力和径向力由图中可知 11 t a n 2 0 2 1 0 5 . 2 6 t a n 2 0 7 6 6 . 3 1 NooyZPP    22 t a n 2 0 6 0 0 t a n 2 0 2 1 8 . 4 NZYPP    （ 2） 作内力图 确定危险切面，根据上面。