河北工程大学机械手伸缩臂设计Word文档下载推荐.docx
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(为载荷系数,为硬度系数,为精度系数)。
由题中条件,取,取取D级精度,取
丝杠的最大工作载荷:
导向杆所受摩擦力即丝杠最大工作载荷:
Fmax=F==120N(2.11)
则:
(3)计算额定动载荷的值:
由式(2-4)
(2.12)
所以
(4)根据选择滚珠丝杠副:
按滚珠丝杠副的额定动载荷等于或稍大于的原则,选用汉江机床厂FC1型滚珠丝杠
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
d
p
D
E
M
L
Q
h
4006-3
40
39.5
8
3.969
50
118
75
15
6
4
48
M6
9
21379
69825
FC1-5006-3,FC1-52008-2.5
考虑各种因素选用FC1-5006-3。
由表2-9得丝杠副数据:
公称直径导程p=8mm螺旋角
滚珠直径
按表2-1中尺寸计算:
滚道半径(2.13)
偏心距(2.14)
丝杠径(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(N)按下式计算:
(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;
u为长度系数,见表2-10。
依题意:
(2.17)
取,则
(2.18)
安全系数。
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:
(2.19)
其中A——丝杠截面积
——丝杠极惯性矩
G——丝杠的切变模量,对于钢
T——转矩
式中:
ρ为摩擦角,其正切函数值为摩擦系数,为工作载荷,取摩擦系数,则ρ=8′40″则
T=(2.20)
按最不利情况取(其中F=)
(2.21)
则:
丝杠在工作长度上的弹性变形引起的导程误差为:
(2.22)
通常要求丝杠的导程误差应小于其传动精度()的1/2,即
(2.23)
该丝杠的满足上式,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为
(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=8mm
2.3.2.3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(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=21mm
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
(2.26)
=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
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=27KN,即>C所以满足使用要求。
此类单向推力球轴承的数据如下表
球轴承表2-2
基本尺寸
安装尺寸
基本额定载荷
极限转速
重量
轴承代号
dDT
minmaxmax
脂油
W
≈
51000型
mm
KN
r/min
kg
——
306020
57530.6
36.266.8
32004500
0.14
51306
4)深沟球轴承的选择
选用的轴承型号为6007c(),具体数据见下表
深沟球轴承表2-3
dDB
A
70000C型
Mm
457516
1651691
25.820.5
750010000
0.28
7009C
5)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
球轴承数据表2-4
60000型
30427
32.439.60.3
4.003.15
1200016000
0.026
61806
2.3.3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==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/60000f
Q—摩擦力(N),Q=Fmax=120N;
V—直线传动中的速度(m/min);
V==9m/min;
(2.28)
f—直线传动机械效率f=螺母*导向杆=92%*75%=69%;
故P摩==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)选小齿轮齿数大齿轮齿数。
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
(2.30)
1)确定公式的各计算值
(1)试选载荷系数
(2)计算小齿轮传递的转矩
=0.67/1125=N·
mm(2.31)
(3)由表10-7选取齿宽系数
(4)由表10-6查得材料的弹性模量
(5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳
大齿轮的接触疲劳强度极限;
(6)由式10-13计算应力循环次数:
(2.32)
(7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数
(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
(2.33)
2)计算:
(1)计算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值
(2.34)
(2)计算圆周速度v
(2.35)
(3)计算齿宽b:
(2.36)
(4)计算齿宽与齿高之比b/h
模数(2.37)
齿高h=2.25×
2.46mm=5.53mm
b/h=49.132/5.53=8.89(2.38)
(5)计算载荷系数
根据,8级精度,由图10-8查得动载系数
直齿轮,假设。
由表10-3查得;
由表10-3查得使用系数;
由表10-4查得:
(2.40)
将数据代入
(2.41)
由b/h=34.87/3.92=8.89
查图10-13得;
故载荷系数:
(2.42)
(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,由(10-10a)得
(2.43)
(7)计算模数m
取标准模数m=4(2.44)
2.3.3.3校核齿根弯曲疲劳强度:
由式10-4得校核式为:
1)计算圆周力:
(2.45)
2)齿形系数及应力校正系数:
由表10-5得:
3)齿形系数
4)应力校正系数
5)计算弯曲疲劳许用应力(2.46)
(1)弯曲疲劳安全系数S=1.4
(2)由图10-20c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限;
(3)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数;
(2.47)
6)校核计算:
(1)由前知载荷系数
则:
(2.48)
(2)校核:
满足要求。
取(2.49)
所以取(2.50)
2.3.3.4几何尺寸计算
1)分度圆直径:
(2.51)
2)中心距:
(
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