框架式升降平台的结构设计与分析毕业设计任务书

框架式升降平台的结构设计与分析毕业设计任务书内容摘要：

动效率 ～＝n1 ， 行星减速器与滚珠丝杆幅连接所用的联轴器传递效率为 ~＝n 2 ， 滚珠丝杆幅传递效率为 ~＝n 3 ，滚动轴承传递效率为 ~＝n 4 ，减速器共有滚动轴承两对。 则机构总效率为： 0 . 9 0 3～0 . 8 0 0＝ 0 . 9 9 )～0 . 9 5 ) ( 0 . 9 8～0 . 9 9 ) ( 0 . 9 0～0 . 9 9 ) ( 0 . 9 7～( 0 . 9 7＝nnnn＝n 4321  则电机所需功率为 WnPwPd 3~ 8 选择电机型号 电机采用定位精度高、性能良好的西门子伺服电机。 查《西门子伺服电机手册》， 选择编号为 1FT60626AC7 的 1FT6 伺服电机。 其参数如下： 表 1 电机参数 额定转速 ne （ rmp） 轴高 SH （ mm） 额定功率（ kw） 额定转矩 Me 额定电流 Ie （ A） 相对数 2020 63 3 所得 电机转矩 mNNmnPT ed . 0 0 5 5 09 5 5 0 30  ， （ 21） 说明 符合要求。 减速器的设计 的选择 减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的 速度转换器，将电机（马达）的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。 在目前用于传递动力与运动的机构中，减速器的应用相当广泛。 几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常用的家电、钟表等等。 其应用从大应力的传输工作到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速器的应用，切在工业应用上，减速器具有减速及增加转矩的北京工业大学毕业设计（论文） 6 功能。 因此广泛应用在速度与扭矩的转 换设备。 各类减速器 的优缺点 按照传动类型的不同，减速机可以分为蜗轮蜗杆减速 器 、 谐波减速器、行星减速器、齿轮减速器四种。 各种减速器 的优缺点如下： 具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上；但是一般体积比较大，传动效率不高，精度不高。 谐波优缺点的谐波是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大，精度很高；但是缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击、刚性与件相比较差，输入转速不能太高。 具有体积小、传递扭矩大的特点。 齿轮减速器 在模块组合体系基 础上设计制造，有极多的电机组合、安装形式和结构方案。 传动比分级细密，满足不同的使用工况，实现机电一体化，传动效率高，耗能低，性能优越。 但是减速器一般对于安装方面比较麻烦。 结构比较紧凑，回城间隙小，精度较高，使用寿命长，额定输出扭矩可以做的很大。 但是价格较贵。 减速器的选型 因为当 KR1000 机器人在抓取和放置重物时，需要极高的精度，并且整个装置对减速机有很大的压力作用，因此减速机需要有较强的过载能力。 经过比较后决定使用使用行星轮减速器 精密行星减速 器 主要为伺服电机 /步进电机专用，最大特点是定位精度和重复定位精度精准。 行星减速机能够解决伺服电机定位精度的“高保真”问题，同时具有体积小、扭矩大、高效率、过载能力强等特性。 结构设计 减速器选用 2KH(NGW)型传动。 其传动效率为 ~＝n1 ，传动比范围为9~＝i ，选行星减速器的传动比 5＝i ，采用三个行星轮。 查《实用机械传动装置设计手册》表 612，选择各齿轮齿数。 当 5i / bag 时，取 42＝Za ， 63＝Zg ， 168＝Zb。 齿轮毛坯为 20CrNiMo，硬齿面轮经渗碳、淬火、磨齿加工，齿面硬度为 5862HRC，太阳轮、行星轮精度为六级，内齿轮为七级。 齿轮的结构配合如 图 1 所示： 北京工业大学毕业设计（论文） 7 图 1 齿轮结构配合 装配条件： 703 16 842  n zzq ba 为整数，满足装配条件； 传动条件： 54216811/  abaHb zzi，满足传动比条件； 同心条件：由 42＝Za ， 63＝Zg ， 168＝Zb ，得： 2 abg zzz  , aaHbg ziz  2/)2( / 满足同心条件； 则齿轮的选配条件满足要求。 由《机械设计》图 1021 查得齿轮的接触疲劳强度极限 1400MPa＝δH lim ， 齿轮的弯曲强度极限 340MPa＝δFlim。 ，计算齿轮的模数 m， 3lim2111FZdYKK aKTKmm fapfF  (22), 已知 42＝Za ， 340MPa＝δFlim ，小齿轮转矩 北京工业大学毕业设计（论文） 8 mNnPT  0 0 0 5 5 09 5 5 01 11 查表取算式系数 ＝Km ，使用系数 ＝KA ，取综合系数 ＝K∑F ， 取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 ＝KHP ， 1 .3＝1)1 .5 (K+1＝K HPFP 查《机械设计》图 105 得齿形系数 YFA1＝ ，齿宽系数Φ d＝ ， 3 2  m d1，计算公式为： uuHdKKKTKdd HPHA11 2lim1   (23) 小齿轮的转矩 T＝ ，对于钢对钢配对齿轮副，直齿轮传动算式系数 768＝Kd ，使用系数 ＝KA ，综合系数 ＝K ∑H ， ＝KHP ， ＝δd ，  ag zzu 齿轮的接触疲劳强度极限为 1400MPa＝δH iml ， 则 4 0 231  d 则 ＝/zd＝m 11 ，取模数 m＝ 3． 几何尺寸计算： 分度圆直径计算公式为 d＝ mz，其中 m 为齿轮的模数， z 为齿轮齿数，相互配合的齿轮模数相同，则模数都为 m＝ ，则各齿轮的分度圆直径分别为： 6 3 m m＝421 .5＝Zam＝d ( a )  9 3 .5 m m＝4631 .5＝Zgm＝d ( g )  2 5 2 m m＝1 6 81 .5＝Zbm＝d ( b )  齿顶圆直径计算公式为  mha2dda ，对于太阳轮、行星轮 ha ＝ 1，内齿轮 ha ＝ 则有： da(a)＝ 63+2 ＝ 66mm da(g)＝ +2 ＝ da(b)＝ 2522 ＝ 北京工业大学毕业设计（论文） 9 齿根圆的直径计算公式为 )(2dd f   cham ，负号用以外齿合，正号用于内齿合，齿顶系数 c ＝ ，则有 df(a)＝ 632 (1+)＝ df(g)＝ (1+)＝ df(b)＝ 252+2 (1+)＝ ， 齿宽系数在 到 之间，这里选择齿宽系数为Φ d＝ ， 行星轮的齿轮宽度为 22 dΦd＝B  ＝ ＝ 56， 取太阳轮和内齿轮的宽度分别为 5+B＝B 21 ＝ 61mm， 5B＝B 23 ＝ 51mm。 齿轮轴 的尺寸设计 30 nPAd估算太阳轮轴的轴径，选轴的材料为 45 号钢，调制处理。 查《机械设计》表 153，取 0A ＝ 115，传递功率 P＝ ，轴转速为 n＝ 2020r/min，代入数值，得 mmd 3  ，考虑到传动轴要受到较大的轴向力，因此设计时采用较大的轴径，采用齿轮轴形式的设计。 ，设计三个轴段，零件图形如 图 2 所示 1 段：该段是与电机的连接端，设计为中空形式，通过使电机轴插入该段轴来使行星减速器与电机连接，取该段的外径 d1＝ 48mm，内径 d1’ ＝ 35mm,长度 L1＝ 60mm. 2 段：取 2 段之间的轴肩高度为 ，则该段直径为 d2＝ 48+2 ＝ 51mm， 因为在该段轴上要安装轴承，轴承取能承受较大轴向力的圆锥滚子轴承，轴承代号为 30211，内径 d＝ 51mm，外径 D＝ 100mm，宽度 B＝ 21mm。 取该段轴的长度 L2＝ 65mm。 3 段：为了使齿轮与轴承不发生冲撞及加工方便，齿轮与轴承之间要保持一定距离，取 3 段之间轴肩高度为 3mm，则该段轴的直径为 d3＝ d2+3 2＝ 51+6＝ 57mm，轴的长度为 L3＝ 10mm。 北京工业大学毕业设计（论文） 10 图 2 齿轮轴 行星架 的尺寸设计 行星架轴一端与三个行星轮通过平键连接，另外一端通过联轴器与滚珠丝杆相连，设计五个轴段 ,零件图如图 3 所示。 1 段：该段轴共有三个分出轴端，分别与三个行星轮相连，三个轴完全相同，轴的直径为 d1＝ 40mm，轴的长度 L1 比行星轮厚度略大，取 L1＝ 65mm， 2 段：该段轴用以对太阳轮、行星轮、内齿轮的轴向固定，因此它的直径 d 只是略小于内齿轮的外径，取 d2＝ 250mm，厚度为 L2＝ 15mm。 3 段：为了使 2 段的轴与轴承之间不发生相互摩擦及加工方便，取该段轴的直径为 d3＝60mm， 长度为 L3＝ 10mm。 4 段：取 4 段之间的轴肩高度为 2mm，则 4 段轴的直径为 d4＝ 602 2＝ 56mm，该段需要安装一对圆锥滚子轴承，轴承代号为 30212，轴承内径为 d＝ 56mm，外径 D＝ 110mm，宽度 B＝ 22mm，取轴 的长度 L4＝ 65mm。 5 段：该段通过平键直接与联轴器相连，为了联轴器的轴向定位， 5 段之间应该设计较大的轴肩，设轴肩为 3mm，则该段轴的直径为 d5＝ 562 3＝ 50mm，取该轴段的长度为 L5＝ 60mm。 查《机械设计课程设计》表 1126 选择键尺寸，键宽度为18mm，高度为 11mm，其中轴深度为 ，毂深度为。 北京工业大学毕业设计（论文） 11 图 3 行星架 齿轮 的 强度校核 齿面接触疲劳强度的校核 强度条件：δ H δ HP 计算应力 为为： δ H＝ HHVAEH KKKKuubdFtZZZ  1( 1 （ 24） 许用应力δ HP＝limlimHXWLVRNH S ZZZZ （ 25） 查 《机械设计手册》，由表 取使用系数 KA＝ ， 动载系数 Kv＝22121 11 0 0)1( uuVZKbFKKtA  按表 ，取 K1＝ ， K2＝ ， 则 Kv＝ 125 25100 ) (   ＝ 查表取 KHB＝ KFP＝ 1，取 KHα ＝ KF＝ ，查图 取节点区域系数 ZH＝ ，查表 取材料弹性系数 ZE＝ ，取接触强度重合系数 Zεβ ＝ ，又已知 δ Hlim＝ 1400MPa， h＝ 20200，则 NL＝ 60 2020 20200＝ 81024 ， 北京工业大学毕业设计（论文） 12 又因为 N∞ ＝ 9 710 ,则 NL﹥ N∞ ,则可取 ZN＝ 1， ZLVR 为润滑油膜影响系数，取 ZLVR＝，取工作硬化系数 Zw＝ ,接触强度计算的尺寸系数 Zx＝ 计算 应力 M P aH 152727  许用应力 M P aPH 13 3 0 0  则 H PH ，齿面接触疲劳强度满足条件。 齿根弯曲疲劳强度校核 强度条件： F PF （ 26） F ＝  YYKKKKmb F SFFFVAnt （ 27） PF ＝limFXreltreliNEF S YYYY （ 28） 复合齿形系数 YFS＝ ，重合度与螺旋角系数Y＝ ，齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值 EF ＝ 2/700 mmN ， YN 为弯曲强度计算寿命系数， 因 ,109 7LN 查表得 NLN∞ ,则取 YN＝ 1，查表 取相对齿根圆角敏感性系数,relTRY 取弯曲强度计算。