三自由度機械手設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 性力和振動的影響，要求有足夠的強度和剛度以防折斷或彎曲變形，當應盡量使結構簡單緊湊，自重輕，并使手部的中心在手腕的回轉軸線上，以使手腕的扭轉力矩最小為佳。5. 考慮被抓取對象的要求根據機械手的工作需要，通過比較，我們采用的機械手的手部結構是一支點 兩指回轉型，由于工件多為圓柱形，故手指形狀設計成V型。[16]。 手部夾緊氣缸的設計 彈簧的設計計算選擇彈簧是壓縮條件，選擇圓柱壓縮彈簧。如圖41所示：圖41 圓柱壓縮彈簧 圖41中，D為彈簧中心線到彈簧絲中心的距離；D1為彈簧中心線到彈簧絲內圈的距離；D2為彈簧中心線到彈簧絲外圈的距離；d為彈簧絲直徑；H0為彈簧長度，本次設計彈簧具體尺寸參數如下： D=20mm；d=7mm ； ；； 對于壓縮彈簧穩定性的驗算對于壓縮彈簧如果長度較大時，則受力后容易失去穩定性，這在工作中是不允許的。為了避免這種現象本次使用的壓縮彈簧的長細比，本設計彈簧是2端自由，根據下列選取： 當兩端固定時，,當一端固定；一端自由時，；當兩端自由轉動時。本設計彈簧，因此彈簧穩定性合適。 疲勞強度和應力強度的驗算。對于循環次數多、在變應力下工作的彈簧，還應該進一步對彈簧的疲勞強度和靜應力強度進行驗算（如果變載荷的作用次數，或者載荷變化幅度不大時，可只進行靜應力強度驗算）。現在由于本設計是在恒定載荷情況下，所以只進行靜應力強度驗算。計算公式： (41） 式中：（力學性精確能高） F取1620N 結論：經過校核，彈簧適應。 手部驅動力計算 本次設計的機械手手部結構示意圖如下圖42所示:圖42 齒輪齒條式手部其工件重量G=1公斤，V形手指的角度，,摩擦系數為 (1) 根據手部結構的傳動示意圖，其驅動力為: （42）(2) 根據手指夾持工件的方位，可得握力計算公式: （43） 所以 (3) 實際驅動力: （44）因為傳力機構為齒輪齒條傳動，故取，并取。若被抓取工件的最大加速度取時，則:所以 取280（N)所以夾持工件時所需夾緊氣缸的驅動力為280N。 氣缸直徑的設計計算本氣缸屬于單向作用氣缸。根據力平衡原理，單向作用氣缸活塞桿上的輸出推力必須克服彈簧的反作用力和活塞桿工作時的總阻力，其公式為: （45）式中: ——活塞桿上的推力，N。——彈簧反作用力，N。——氣缸工作時的總阻力，N。—— 氣缸工作壓力，Pa。彈簧反作用按下式計算: （46） = （47）式中:——彈簧剛度，N/m。——彈簧預壓縮量，m。——活塞行程，m。——彈簧鋼絲直徑，m。——彈簧平均直徑，mm。——彈簧有效圈數.——彈簧材料剪切模量，一般取在設計中，必須考慮負載率的影響，則: （48）由以上分析得單向作用氣缸的直徑: （49）代入有關數據，可得 所以: 查有關手冊圓整，得,可得活塞桿直徑:圓整后，取活塞桿直徑校核，按公式有: (410)其中，[]，則: d滿足實際設計要求。 缸筒壁厚的設計缸筒直接承受壓縮空氣壓力，必須有一定厚度。一般氣缸缸筒壁厚與內徑之比小于或等于1/10，其壁厚可按薄壁筒公式計算: (411)式中:6——缸筒壁厚，mm。——氣缸內徑，mm。——實驗壓力，取, Pa。材料為:ZL3,[]=3MPa。代入己知數據，則壁厚為:取，則缸筒外徑為: 活塞桿運動行程的計算本次設計機械手手爪夾持半徑為45mm～95mm，手爪手指長100mm，設手爪夾持最小半徑工件與夾持最大半徑工件之間手爪的旋轉角度為，則有 (412)式中：R1——夾持最小半徑，mm。 R2——夾持最大半徑，mm。由于活塞桿與手爪間用齒輪齒條傳動，所以齒輪的轉動弧長則為活塞桿運動行程，設活塞桿運動行程為L，則： ，由于考慮到機械精度和傳動效率的影響，本次設計設計活塞桿運動行程為15mm。 第5章 各機械部件的設計選擇與校核 軸的設計與校核 大臂旋轉軸的設計轉矩和彎矩是軸的主要承受載荷,軸的常見形式有直軸和彎軸,而根據本次設計中機構的特點,=10r/min，由電機傳遞到軸上的功率選擇軸的材料為45鋼,經調質后,再使用.由參考資料表查得:硬度:HBS217～255。屈服強度極限: σs=360MPa。抗拉強度極限σb=650 MPa,彎曲疲勞強度極限σ1=300 MPa.由表查得[σ1]b=55 MPa.初步確定軸的直徑：按照扭轉強度估計軸輸出端直徑由表查得C=～126 取C=120由式,得d=120 = 取d=19mm 軸的設計尺寸參數如下圖51所示：圖51 大臂旋轉軸 大臂軸的強度校核按照扭轉強度校核： 本次設計傳動軸全長193mm，最小軸頸19mm，材料為45號鋼，經調質后使用。 軸的扭轉強度條件為： （51） 式中： ——扭轉切應力，MPa。 T——軸所受的扭矩。 ——軸的抗扭截面系數。 N——軸的轉速；r/min。 P——軸的傳遞功率，Kw。 D——計算界面處軸的直徑，mm。——許用扭轉切應力，MPa。由上式得： （52）查表得的范圍為25 MPa～45MPa；的范圍為103～126。本次設計取40 則 取106則本次設計最小軸徑為19mm，故滿足強度要求。按照彎扭合成強度校核：彎扭合成圖如圖52所示： 圖52 彎扭合成圖 若是軸強度合格，則 （）式中： ——軸的計算應力，MPa。 M——軸所受的彎矩。 T——軸所受的扭矩。 W——軸的抗彎截面系數。 ——截面系數。本次設計軸的材料為45號剛，查表得：，軸的危險界面斷面圖如下圖53所示： 圖53 軸的危險截面斷面圖圖中，b=8mm，t=，d=30mm所以：即 所以本次設計的軸強度合格。 鍵的選擇與強度的校核1大臂旋轉軸鍵聯接處鍵的強度校核 選擇普通圓頭平鍵，GB/T1096 平鍵聯接傳遞轉矩時，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現鍵的剪斷。通常按工作面上的壓力進行條件性的強度校核計算。由《機械設計》第七版頁，查得載荷在鍵的工作表面上均勻分布，普通平鍵聯接的強度條件： （54） 式中：T——傳遞的轉矩。K——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，；k=,此處h為鍵的高度。——鍵的工作長度，；圓頭平鍵，這里為鍵的公稱長度，；為鍵的寬度。——軸的直徑。——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力。從本書表查得材料為鋼和鑄鐵在輕微沖擊載荷作用下的許用擠壓應力分別為和。 鍵的材料為45號鋼，大臂與鉆轉軸的材料分別為和45號鋼。三者中最弱的材料是鑄鐵，測試中存在輕微沖擊載荷，故為，取其平均值，=55。此處鍵傳遞的轉矩T=40，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=4，鍵的工作長度，軸的直徑=30。將這些數據代入公式（）得： 故鍵的強度滿足要求，鍵聯接安全。2.