机器人头部摆动机构的设计Word文档下载推荐.docx
- 文档编号:21528019
- 上传时间:2023-01-31
- 格式:DOCX
- 页数:23
- 大小:234.68KB
机器人头部摆动机构的设计Word文档下载推荐.docx
《机器人头部摆动机构的设计Word文档下载推荐.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机器人头部摆动机构的设计Word文档下载推荐.docx(23页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
7.7精度等级公差和表面粗糙度确定7
8.齿轮的设计7
8.1选择齿轮材料及精度等级和齿数。
7
8.2.1按齿面接触疲劳强度设计7
8.2.2按齿根弯曲强度设计9
8.3.几何尺寸计算10
9.齿轮轴设计计算10
9.1大齿轮轴的结构设计11
9.2小齿轮轴的设计12
9.2.1选择轴的材料,确定许用应力12
9.2.2.轴的结构设计12
9.2.3高速轴上的功率P、转数n和转矩13
10.蜗杆轴的设计15
10.1计算轴径15
11.键联接的选择及校核计算16
12.润滑油选择18
13.联轴器的选择18
14.设计小结19
15.参考文献20
1.设计概述
1.1设计课题
机器人头部摆动机构
1.2设计总体要求
①满足使用要求,实现来回摆动。
②满足经济性要求
③力求整机的布局紧凑合理
④工业性要求简单而实用
⑤满足有关的技术标准
1.3原始数据
工作输入功率Pw=2.5kw,机构摆动周期为T=10s,摆动幅度
°
。
1.4机构运动简图
图1
1.电动机2.联轴器3.连杆(原动件)4.支架5.减速器
该机构通过齿轮啮合达到减速的目的,然后由涡轮蜗杆实现转动的方向改变的目的,由四连杆机构组成双摇杆机构实现机构头的摆动。
此方案的优点是涡轮蜗杆机构的传递准确性搞,连杆机构制造简单成本低,齿轮传动平稳。
2.设计内容
1.四杆机构的设计
2.电动机的选择
3.分配传动比
4.蜗轮蜗杆的设计
5.大小的齿轮设计
6.各轴的设计
7.键连接的选择与校核计算
8.润滑油和联轴器的选择
3.四杆机构的设计
图2
要使该四杆机构组成双摇杆机构,BC应为曲柄(减速器所带动的原动件)
减速器放在AB上
根据机构大小等综合因素,我们取连杆BC=20mm,CD=160mm,
AB摆动幅度
,综合以上条件并作图得出
AD=200mm,AB=92mm
AD+BC=200+20=220≦AB+CD=160+92=252
满足杆长条件!
故满足曲柄存在条件。
4.电动机的选择
电动机类型选择
按工作要求和工作条件,选用一般用途的卧式封闭型Y(IP44)系列三相异步电动机。
工作机所需功率
=2.5kw,
电动机的输出功率
传动装置总效率
=
1·
2·
3·
4
由《机械设计课程设计》查得:
单头蜗杆
;
轴承
(三对);
联轴器
7级精度齿轮传动
则
故
3.8kw
根据表1
方案
型号
额定功率
同步转速
满载转速
质量
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
2
Y132S-4
1500
1440
68
表1
由表中数据可知两个方案均可行,但方案1的总传动比较小,传动装置结构尺寸较小,并且节约能量。
因此选择方案1,选定电动机的型号为Y132M2-6。
5.分配传动比
电动机转速r=960r/min,摇头周期T=10s
总传动比为i总=2πr/60/2π/T=160
减速器采用二级减速,第一级采用蜗轮蜗杆传动,传动比为62,第二级采用直齿圆柱齿轮传动,传动比为2.6.
6.计算传动装置的运动和动力参数
6.1各轴转速
N1=960r/min(蜗杆轴)
N2=960/62=15.5r/min(蜗轮轴)
N3=15.5/2.6=6r/min(齿轮轴)
6.2各轴输入功率
P1=Pd·
3=3.8×
0.99×
0.98=3.69kw(蜗杆轴)
P2=P1·
=3.69×
0.75×
0.98=2.71kw(蜗轮轴)
P3=P2·
2=2.71×
0.95×
0.98=2.52kw(齿轮轴)
6.3各轴输入转矩
由公式Tn=9550×
p/ni得,
T1=9550×
P1/N1=9550×
3.69/960=36.7078N·
m(蜗杆轴)
T2=9550×
P2/N2=9550×
2.71/15.5=1669.7096N·
m(蜗轮轴)
T3=9550×
P3/N3=9550×
2.52/6=4011N·
m(齿轮轴)
将以上算得的运动及动力参数列表如下:
轴号
功率P/kw
转矩T/(
)
转速n/
Ⅰ轴
3.69
36.7.078
Ⅱ轴
2.71
1669.7096
15.5
Ⅲ轴
2.52
4011
6
表2
7.蜗轮蜗杆的设计
7.1选择蜗杆的传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开式蜗杆(ZI)
7.2材料的选择
考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;
因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45~55HRC,蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造
7.3按齿面接触疲劳强度进行设计
在蜗轮上的转矩,即T2,按Z=1,估取效率η=0.75,则T2=1669709.6N·
mm。
⑴确定作用在蜗轮上的转矩
即T2,按Z=1,估取效率η=0.75,则T2=1669709.6N·
mm。
⑵确定载荷系数K
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数KB=1,由书上(机械设计),选取使用系数KA=1.15;
由于转速不高,冲不大,可取载荷KV=1.05。
则K=KAKBKV=1.15×
1×
1.05≈1.21。
⑶确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配,故ZE=160mpa。
⑷确定接触系数Zp
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35,得Zp=2.9。
⑸确定许用接触应力[бH]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮,金属模铸造,蜗杆螺旋面齿面硬度>
45HRC,据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[бH]
`=268mpa
应力循环次数N=60×
32×
(10×
250×
2×
8×
0.15)=11520000
KHN=(107/11520000)1/8=0.9825
寿命系数[бH]=KHN×
[бH]
`=0.9825×
268mpa=262.8mpa
⑹计算中心距
根据公式:
a≥[KT2(ZEZP/[бH])2]1/3
a≥[1.21×
1669709.6×
(160×
2.9/262.8)2]1/3=66.43
据实际数据验算,取中心距a=68.6,i=62,故从表11-2中取模数m=2
分度圆直径d1=32.8mm,这时,d1/a=0.4。
7.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1)蜗杆
轴向齿距pa=25.133mm,直径系数q=10,齿顶圆直径da1=38.4mm
;
齿根圆直径df1=26.6mm,分度圆导程角γ=
蜗杆轴向齿厚Sa=3.56mm
(2)蜗轮
Z2=62,变为系数X2=-0.5
蜗轮分度圆直径:
d2=mZ2=2×
62=100mm
蜗轮喉圆直径:
da2=d2+2ha2=96+2×
[2×
(1-0.5)]=105.6mm
蜗轮齿根圆直径:
df2=d2-2hf2=96-2×
1.7=88mm
蜗轮咽喉母圆半径:
rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32mm
7.5校核齿根弯曲疲劳强度
бf=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YB≤[бf]
当量齿数Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。
)3=31.47
根据X2=-0.5,Zv2=31.47,查得齿形系数Yfa2=3.34
即,螺旋角系数YB=1-r/140。
=1-5.71。
/140。
=0.9592
许用弯曲应力[бf]=[бf]
'·
KFN
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[бf]
'=56mpa
寿命系数KFN=(106/11520000)1/9=0.762
[бf]=56×
0.762=42.672mpa
бf=(1.53×
1.21×
1669709.6/68.6×
100×
2)×
3.36×
0.9592=32.6534mpa
∵бf≤[бf],∴符合要求。
7.6验算效率η
η=(0.95~0.96)tanγ/tan(γ+ψ)
γ=5.71。
ψv=arctanfv
fv与相对滑速度Vs有关
Vs=πd1n1/60×
1000cosγ=π×
68.6×
960/60×
1000cos5.71。
=4.784m/s
从表11-8中用插值法查得fv=0.022432,ψv=1.285,代入式中得
η=0.77>
0.75,大于原估计值,因式不用重算。
7.7精度等级公差和表面粗糙度确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089~1988圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988,然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。
8.齿轮的设计
8.1选择齿轮材料及精度等级和齿数。
1)机器为一般工作机器,速度不高,故取齿轮等级精度为7级。
2)材料选择。
初选大小齿轮的材料均为45钢,经调质处理,硬度为210-250HBS。
3)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24×
2.6=62.4,取63。
8.2计算小齿轮参数
8.2.1按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式(10-9a)
d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
《1》确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.3
2)小齿轮传递的转矩
3)由课本表10-7选取齿款系数φd=1
4)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
5)由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa;
打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
6)由课本式10-13计算应力循环次数NL
N1=60n
jLh=60×
480×
(8×
300×
8)=5.53×
108
N2=NL1/i齿=5.53×
108/2.6=2.05×
7)由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93KHN2=0.98
8)计算解除疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1.0
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.93×
600/1.0Mpa
=558Mpa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×
550/1.0Mpa
=539Mpa
《2》计算
1)试算小齿轮分度圆直径dd1,代入[σH]较小的值
dd1≥2.32(KtT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
=2.32×
[1.3×
6.452×
104×
(6.29+1)×
189.82/(6.29×
5392)]1/3
=41.194mm
2)计算圆周速度v。
v=πdd1n
/(60×
1000)=3.14×
41.194×
15.5/(60×
1000)=1.34m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适。
3)计算齿宽b。
b=φdd1t=1×
53.194mm=41.194mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h。
模数:
mt=d1t/Z1=41.194/24=1.716mm
齿高:
h=2.25mt=2.25×
1.716=3.861mm
b/h=41.194/3.861=10.66
5)计算载荷系数。
根据v=1.34m/s,8级精度,由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.06;
直齿轮,KHa=KFa=1.316
由课本表10-2查得KA=1
由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,K=1.316
由b/h=10.67,KHβ=1.316查课本表10-13得KFβ=1.28:
故载荷系数
K=KA×
KV×
KHa×
KFβ=1×
1.06×
1.316=1.408
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式(10-10a)
d1=d1t(K/Kt)1/3=53.194×
(1.408/1.3)1/3=36mm
7)计算模数m:
m=d1/z1=36/24=1.5
8.2.2按齿根弯曲强度设计
由课本式(10-5)得弯曲强度的设计公式
m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)]1/3
《1》确定公式内的各计算数值
1)由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
2)由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92KFN2=0.98
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由课本式(10-12)得
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.92×
500/1.4=328.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.98×
380/1.4=266MPa
4)计算载荷系数K
KFa×
1.28=1.3658
5)取齿形系数。
由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.14
6)查取应力校正系数
由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.83
7)计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]
YFa1YSa1/[σF]1=2.65×
1.58/328.57=0.01274
YFa2YSa2/[σF]2=2.226×
1.83/266=0.01472
大齿轮的数值大
8)设计计算
m≥[2×
1.3568×
64520×
0.01472/(1×
242)]1/3=1.648mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重要取决于弯曲强度的承载能力,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1.648并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度的的分度圆直径d1=41.194mm,算出小齿轮的齿数z1=d1/m=53.194/2=20
大齿轮的齿数z2=2.6×
20=169.83取z2=52
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
8.3.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径d1=z1m=20×
2=40
d2=z2m=52×
2=104mm
(2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(40+104)/2=72.6mm
(3)计算齿轮宽度b=φdd1=1×
36=36mm取B2=36mm,B1=40mm。
综上可知,齿轮的设计参数如下:
小齿轮分度圆直径:
d1=40mm
大齿轮分度圆:
d2=104mm
中心距a=72.6mm
小齿轮齿宽:
B1=36mm
大齿轮齿宽:
B2=41mm
模数m=2
9.齿轮轴设计计算
1)两轴上的功率P、转数n和转矩
由前面的计算已知:
P
=2.52kw
n
=6r/min
T
=4011000N·
mm
=2.71kw
=15.5r/min
=1669709.6N·
mm
2)求作用在齿轮上的力
因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=104mm
Ft
=2T
/d2=2×
393770/104=1158.15N
Fr
=Ft
tan20°
=1158.15×
0.3642=421.78N
因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=40mm
/d1=2×
64520/40=1194.81N
=Ft
=1194.81×
0.3642=435.15N
3)初步确定轴的最小直径
先按课本式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选取的材料为45钢,调制处理。
根据课本表15-3,取A0=112,于是得
dmin
=A0(P
/n
)1/3=112×
(3.146/76.3)1/3=38.69mm
dmin
(3.243/480)1/3=21.17mm
9.1大齿轮轴的结构设计
(1)选择轴的材料
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查课本表15-1可知:
σB=640Mpa,σs=355Mpa,许用弯曲应力[σ-1]=60Mpa
(2)轴上零件的周向定位
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
大齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
(3)、确定各段轴的直径
根据轴各段的直径确定原则,轴段1处为轴的最小直径,将估算轴d=40mm作为外伸端直径d1与联轴器
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 机器人 头部 摆动 机构 设计