工业机械手的设计说明书解析Word文档格式.docx
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若是导向装置,则为活塞和缸壁等处的摩擦阻力。
一一密封装置处的康擦阻力;
一一液压缸回油腔低压油掖所造成的阻力;
一一起动或制动时,活塞杆所受平均惯性力。
、、、的计算如下。
4.1.1.的计算不同的配置和不同的导向截面形状,其摩擦阻力不同,要根据具体情况
进行估算。
图4-15为双导向杆导向,其导向杆截面形状为圆柱面,导向杆对称配置在伸缩缸的两侧,
启动时,导向装置的摩擦阻力较大,计算如下:
由于导向杆对称配置,两导向杆受力均衡,可按一个导向杆计算。
得
式中——参与运动的零部件所受的总重力(含工件重),估算=(100+700)N=800N
L——手臂参与运动的零部件的总重量的重心到导向支承前端的距离(m),L=100mm
a——导向支承的长度,a=150mm;
一一当量摩擦系数,其值与导向支承的截面形状有关。
对子圆柱面:
取=1.5
——摩擦系数,对于静摩擦且无润滑时:
钢对青铜:
取=0.1~0.15
钢对铸铁:
取=0.18~0.3
取=0.1
代入已知数据得==280N
4.1.2.的计算不同的密封圈其摩擦阻力不同,其计算公式如下:
(1)“O”形密封圈当液服缸工作压力小于10Mpa.活寒杆直径为液压缸直径的一半,
活塞与活塞杆处都采用“O”形密封圈时,液压缸密封处的总的摩擦力为:
式中F——为驱动力,
P——工作压力(Pa);
P<
10MPa,=0.05~0.023,取p=2Mpa,=0.05;
d——伸缩油管的直径,d=70mm;
L——密封的有效长度(mm).
为了保证“O”形密封圈装人密封沟槽,井与配合件接触后起到严格的密封,在加工密
封沟槽时考虑密封圈的预压缩量,如图4--15所示。
K=0.08~0.14
取=10mm,K=0.1,得=50mm
得
4.1.3.的计算一般背压阻力较小,可按=0.05F
4.1.4.的计算
一一参与运动的零部件所受的总重力(包括工作重量)(N)
g一一重力加速度,取10
一一由静止加速到常速的变化量=0.3m/s
一一起动过程时间(s),一般取0.01~0.5s,对轻载
低速运动部件取较小值,对重载高速运动部件
取较大值。
取=0.03s
所以所求驱动力,解得F=1208.04N
确定液压缸的结构尺寸
液压缸内径的计算如图4一16,当油进入无杆腔
当油进入有杆腔
液压缸的有效面积:
故有,
查表4-3圆整取D=30mm
式中F——驱动力〔N);
——液压缸的工作压力,取=2Mpa;
d一一活塞杆直径(m);
D—一活塞缸内径〔m);
——液压缸机械效率,在工程机被中用耐油橡胶可取n=0.950
选择适当的液压缸工作压力很重要。
选高了,可以减小液压缸内径及其执行机构的尺
寸,使机械手手臂结构紧凑,但要选用价格较贵的高压油泵和阀,井使密封复杂化。
选低
了,可用价格较低的泵和阀,但使结构庞大,自重增加。
一般取2~8Mpa.表4-2推荐了几
织数据,可供选择液压缸工作压力时参考。
表4一2液压缸工作压力
作用在活塞上的外力F(N)
液压缸工作压力(Mpa)
〈5000
0.8~1
20000~30000
2.0~4.0
5000~10000
1.5~2.0
30000~50000
4.0~5.0
10000~20000
2.5~3.0
〉50000
5.0~7.0
通过计算所选择的液压缸内径,应尽可能是标准值,液压缸内径系列(JB826-66)如表
4-3所示。
表4-3液压缸内径系列JB826-66(mm)
20
25
32
40*
50*
55
63*
(65)
70
(75)
80*
(85)
90*
(95)
100*
(105)
110
125*
(130)
140*
160*
180
200*
250
注:
1.内的尺寸尽可能不用。
2.*号为(JB1086-67)标准系列
液压缸壁厚计算,在实际使用中有下列三种公式:
中等壁厚,即时,
(4-13)
式中F——液压缸内工作压力Mpa
——强度系数(当为无缝钢管时=1)
C——计入管壁公差及侵蚀的附加厚度,一般圆整到标准壁厚值;
D——液压缸内径(m)
将计算结果按有关资料选择,如表4-4
表4-4标准液压缸径(JB68~67)(mm)
油缸内径
40
50
63
80
90
100
125
140
(150)
160
200
20钢16
60
76
95
108
121
133
146
168
194
219
245
45钢20
缸体为无缝钢管。
取内径壁厚为4mm
2.活塞杆的计算
2.1活塞杆的尺寸要满足活塞(或液压缸)运动的要求和强度的要求。
对
于杆长t大于直径d的I5倍(即t)活塞杆还必须具有足够的稳定性。
(1)按强度条件决定活塞杆直径d按拉、压强度计算:
或
查表4-5圆整取d=16mm
碳钢取=110~120Mpa,取=120Mpa;
n一般不小于1.4,取n=1.4;
表4-5活塞杆直径系列(JB826~66)
10
12
14
16
18
22
28
(30)
35
45
(60)
括号内的尺寸尽可能不用
2.2活塞杆的稳定性校核
当括塞杆L>
15d时,一般应进行稳定性校核。
稳定性条件可表示为
式中
——临界力(N),可按材料力学有关公式计算。
——安全系数,=2—4
2.2.1.大柔度杆的临界力
当时,临界力为
=
式中为活塞杆的计算柔度(柔度系数)
L为活塞杆的计算长度(m),油缸支承情况和活塞杆端部支承情况不同,活塞杆计算长度不同,见表4—6;
i为活塞杆横截面的惯性半径(m),
J为活塞杆截面对中性轴的惯性矩()
E为弹性横量,E=210GPa
为长度折算系数,见表4—6;
为特定的柔度值,=,为比例极限。
2.2.2.中柔度杆
当入2<
入<
:
时,临界力为
二F
式中F活塞杆横截面积()
a、b—常数,与材料性质有关,见表4-7;
为特定的柔度值,,为屈服极限
2.2.3.短压杆
时,不校核压杆稳定。
4.2臂旋转机构设计
手臂回转后液压缸的设计计算
(一)手臂回转时所需的驱动力矩
采用回转液压缸实现手臂回转运动时,其受力情况可化简成图4-20。
图4-20手臂回转运动时的受力图
驱动手臂回转的力矩M驱,与手臂起动时所产生的惯性力矩M惯及各密封装置的摩擦阻力矩M摩相平衡。
M驱=M惯+M摩+M回(3-1)
(1)M摩——密封装置处的摩擦力矩(N·
m)
M摩=M摩’+M摩”
估计取F’=500N,F”=800N
估计取回转缸内径D=230mm,输出轴与动片联接处的直径d=100mm,动片宽度b=100mm
M摩’=F’R=500×
0.23÷
2=52N·
m
M摩”=2F”R=2×
800×
2=162N·
所以,M摩=52+162=214N·
(2)M惯——手臂起动时的惯性力矩
M惯=J0=
式中——回转缸动片的角速度变化量(rad/s),在起动过程中=,取=60°
/s
——起动过程的时间(s),取=0.5s
J0——手臂回转部件(包括工件)对回转轴线的转动惯量(N·
m·
s2)。
若手臂回转零件的重心与回转轴的距离为,则
J0=Jc+
式中Jc——回转零件对重心轴线的转动惯量
Jc=
取手臂回转零件质量m=600Kg,回转时手臂长度l=2500mm
Jc==230
Jo=230+600×
0.32=280
M惯==600N·
M回——回转液压缸回油腔的背压反力矩
M回==
取,
M回==680N·
M驱=214+600+680=1480N·
(二)驱动力矩的计算
如图4-21所示回转液压缸的进油腔压力油液,作用在动片上的合成液压力矩即驱动力矩M驱′
M驱′==
图4-21回转液压缸计算图
(三)回转缸内径D的计算
根据M驱=M驱′
M驱=
式中D——回转缸内径(m)
M驱——作用在动片的外载荷力矩
p——回转液压缸的工作压力(Pa)
d——输出轴与动片联接处的直径(m),初步设计时按选取
b——动片宽度(m)
为减少动片与输出轴的联接螺钉所受的载荷及动片的悬伸长度,选择动片宽度(即液压缸宽度)时,可选用
所以
(四)缸盖联接螺钉和动片联接螺钉计算
1.缸盖联接螺钉计算缸盖与回转液压缸的缸体用螺钉联接时,其螺钉的强度计算方法与伸缩液压缸缸盖螺钉强度计算方法相同。
2.动片与输出轴联接螺钉计算动片与输出轴用螺钉联接的结构见图4-22。
联接螺钉一般为偶数,对称地安装,并用两个销钉定位。
联接螺钉的作用是:
使动片与输出轴的配合面紧密接触不留间隙,当油腔同高压油时,动片受油压作用,产生一个合成液压矩,克服输出轴上所受的外载荷力矩。
动片的受力情况如图4-22b所示。
依动片所受力矩的平衡条件,有:
图4-22动片与输出轴联接方式及动片受力图
于是得
式中FQ——每个螺钉的预紧力(N)
Z——螺钉数目,Z=6
f——被联接件配合面间的摩擦系数,钢对钢取f=0.15
螺钉的强度条件为
常用螺钉材料的屈服极限
螺钉材料为45号钢,所以取MPa
所以
4.3机械手手臂升降部分设计
4.3.1臂部的结构设计
臂部做升降运动的机构
1回转缸置于升降缸之下的机身结构
2回转缸置于升降缸之上的机身结构
4.3.2臂部的设计计算
通常先进行粗略的估算,或者是采用类比型的结构,根据运动参数初步确定
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