【導(dǎo)讀】機(jī)器人是一種機(jī)械技術(shù)與電子技術(shù)相結(jié)合的高技術(shù)產(chǎn)品。采用機(jī)器人是提高。它是一種模仿人體上肢的部分功能，按照預(yù)定要求輸送工件或握。持工具進(jìn)行操作的自動化技術(shù)裝備。機(jī)器人可以代替人手的繁重勞動，顯著減輕。工人的勞動強(qiáng)度，改善勞動條件，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。中經(jīng)常出現(xiàn)的笨重工件的搬運和長期、頻繁、單調(diào)的操作，采用機(jī)器人是有效的；行操作，更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。方面的知識，在設(shè)計過程中學(xué)會怎樣發(fā)現(xiàn)問題。解決問題.研究問題。中融入自己的想法和構(gòu)思，提高自己的創(chuàng)新能力。盡力使機(jī)器人使用方便，結(jié)構(gòu)

　　

【正文】 因此每個齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)分別降低一倍。 2021 FF ?? ? = 齒條的材料我選擇是 45剛制造，因此： 抗拉強(qiáng)度 ?b? 690N/mm2 (沒有考慮熱處理對強(qiáng)度的影響 )。 齒部彎曲安全系數(shù) S = b? / 01F? = 因此，齒條設(shè)計滿足彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求。又滿足了齒面接觸強(qiáng)度，符合本次設(shè)計的具體要 求。 直線滾動導(dǎo)軌 副的計算、選擇 根據(jù)給定的工作載荷 Fz和估算的 Wx和 Wy計算導(dǎo)軌的靜安全系數(shù) fSL=C0/P，式中： C0為導(dǎo)軌的基本靜額定載荷， kN；工作載荷 P=(Fz+W)； fSL=~(一般運行狀況 )，~（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結(jié)果查有關(guān)資料初選導(dǎo)軌： （ 1）選 BR直線滾動導(dǎo)軌 導(dǎo)軌 ,E 級精度 .查得 ,fh=1,ft=1,fc=,fα =1,fw=1. （ 2） 工作壽命每天 8 小時，連續(xù)工作 5年， 250/年 ,額定壽命為 : Lh=5 250 8=10000 h,每分鐘往復(fù)次數(shù) nz=8 L=(2lsnz60Lh)/(103)=(286038400)/ (10 3)=11428Km 計算四滑塊的載荷 ,工作臺及其物重約為 4000N 29 計算需要的動載荷 Cα P=110/4= Cα =( fwP)247。(f h ft fc fα )(L/50) 1/3=208N 由《機(jī)械電子工程專業(yè)課程設(shè)計指導(dǎo)書》表 320 中選用 LY15AL 直線滾動導(dǎo)軌副 ,其 Cα =606N, C0α =745N. 基本參數(shù)如下 : 導(dǎo)軌的額定動載荷 17500aC ? N 30 依據(jù)使用速度 v（ m/min）和初選導(dǎo)軌的基本動額定載荷 aC (kN)驗算導(dǎo)軌的工作壽命 Ln： 額定行程長度壽命 : ()H T C aWf f f CS fFTK? 20214 500MFMF ? ? ? 1 , 2 , 0 . 8 1 , 1 ,50oT W C HRdf f f fK? ? ? ??? 33 1 1 0 . 8 1 1 7 5 0 02 5 0 0( ) 5 0 ( ) 1 4 2 4 0 9 .5 8H T C aWf f f CS fFT K k m??? ? ? 導(dǎo)軌的額定工作時間壽命 : 3102S oTH lnT ?? 3 31021 4 2 4 0 9 . 5 8 1 0 4 9 4 4 7 7 1 5 0 0 02 0 . 6 4 6 0SoTH lnT h T h? ?? ? ? ? ?? ? ? 導(dǎo)軌的工作壽命足夠 . （ 3）滾動導(dǎo)軌間隙調(diào)整 預(yù)緊可以明顯提高滾動導(dǎo)軌的剛度 ,預(yù)緊采用過盈配合 ,裝配時 ,滾動體、滾道及導(dǎo)軌之間有一定的過盈量。 （ 4）潤滑與防護(hù) 潤滑 :采用脂潤滑 ,使用方便 ,但應(yīng)注意防塵。 防護(hù)裝置的功能主要是防止灰塵、切屑、冷卻液進(jìn)入導(dǎo)軌 ,以提高導(dǎo)軌壽命。 防護(hù)方式用蓋板式。 小齒輪的強(qiáng)度計算 計算斜齒 圓柱齒輪傳動的接觸應(yīng)力時，推導(dǎo)計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強(qiáng)度 ；重合度大， 31 傳動平穩(wěn)。 齒輪的計算載荷 為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進(jìn)行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷 P（單位為 N/mm）為 P = LFn Fn —— 作用在齒面接觸線上的法向載荷 L —— 沿齒面的接觸線長，單位 mm 法向載荷 Fn 為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強(qiáng)度時，應(yīng)按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算 Pca （單位 N/mmm）進(jìn)行計算。即 Pca = KP =KLFn K— — 載荷系數(shù) 載荷系數(shù) K包括 ：使用系數(shù) AK ，動載系數(shù) VK ，齒間載荷分配系數(shù) ?K 及齒向載荷分布數(shù) ?K ，即 K = AK VK ?K ?K 使用系數(shù) AK 是考慮齒輪嚙合時外部領(lǐng)接裝置引起的附加動載荷影響的系數(shù)。 AK = 動載系數(shù) VK 齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)。 VK = 齒間載荷系數(shù) ?K 齒輪的制造精度 7 級精度 [2] ?HK = 齒向荷分配系數(shù) ?K 32 齒寬系數(shù) φ d = b/d1 = ?HK = +(1+ d2 ) + *103? b = 所以載荷系數(shù) K= AK VK ?HK ?HK = 1*1** = 斜齒輪傳動的端面重合度 ?? ?? = bsin )/( nm?? = d*z1tan? = 在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： P ca = KP =KLFn 因為 1cos???bL? Fn = Ft/(cos n? *cosβ 1) 所以 ttttnca b KFb KFLKFP ?????? ?? c o sc o sc o sc o s 11??? =* 利用赫茲公式，代入當(dāng)量直齒輪的有關(guān)參數(shù)后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式 [2] ： ??????????1**c o s*s inc o s2*1111222121????????? ???? atttbH bdKFEE =???? 1*1 ?bdKFZZ tHE ? ?H?? 式中： ZE －彈性系數(shù) ???????? ????222121 111EEZ E ??? 主動小齒輪選用材料 20CrMo 制造，根據(jù)材料選取 1? ， 2? 均為 ， E1 ， E2 都為合金鋼 ， 取 MPa 2/1 求得 ZE = 33 HZ －節(jié)點區(qū)域系數(shù) ttbHZ ?? ?c o s*sin c o s2? ZH = 齒輪與齒條的傳動比 u , u 趨近于無窮 則 11??uu 所以 H? = MPa 小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 1limH? = 1000 MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N = 2*105 所以 HNK = 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S = 1，可得 ? ? SK HHNH lim?? ? = *1000MPa = 1100MPa （ 438） KHN —— 接觸疲勞壽命系數(shù) 由此可得 H? ? ?H? 所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設(shè)計的齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求。 齒輪齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算 齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱。當(dāng)齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據(jù)分析，齒根所受的最大玩具發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。 斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應(yīng)力是很難的，只能近似的按 法面上的當(dāng)量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應(yīng)力。 將當(dāng)量齒輪的有關(guān)參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強(qiáng)度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強(qiáng)度有利的影響而引入螺旋角系數(shù) ?Y ，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強(qiáng) 34 度計算校核公式： ? ?Fn SaFatF bm YYYKF ??? ? ? ?? 齒間載荷分配系數(shù) ?FK ?FK = 齒向載荷分配系數(shù) ?FK ?FK = 載荷系數(shù) K= AK VK ?FK ?FK = 1*1** = 齒形系數(shù) aFY ?aFY 校正 系數(shù) aSY aSY = 螺旋角系數(shù) ?Y ??Y 校核齒根彎曲強(qiáng)度 σ F = antbmKF? ?YYY SaFa = ***** 97* = 彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù) minFS minFS = 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 ? ?minFFEFNF SK ?? ? FNK —— 彎曲疲勞壽命系數(shù) FNK = 可得， ? ?F? = *1000/ = 1000 MPa 所以 σ F ? ?F? 35 因此，本次設(shè)計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度，符合設(shè)計要求。 橫梁的強(qiáng)度與剛度的計算 由于橫梁是三個方向上尺寸相差不太多的箱體零件，用材料力學(xué)的強(qiáng)度分析方法不能全面地反應(yīng)它的應(yīng)力狀況。目前，在進(jìn)行初步設(shè)計計算時，還只能將橫梁簡化為簡支梁進(jìn)行粗略核算，而將許用應(yīng)力取得很低。按簡支梁計算出的橫梁中間截面的應(yīng)力值和該處實測應(yīng)力值還比較接 近，因此作為粗略核算，這種方法還是可行的。但無法精確計算應(yīng)力集中區(qū)的應(yīng)力，那里的最大應(yīng)力要大很多。 一、 上橫梁的強(qiáng)度與剛度的計算： 由于上橫梁的剛度遠(yuǎn)大于立太平的剛度，因此可以將上橫梁簡化為簡支梁，支點間距離為寬邊立柱中心距。 （ 1） 桁架機(jī)器人工作的公稱力簡化為作用于法蘭重心上的兩個集中力，如下圖： L/2 L/2P /2D / π D / πP /2 P /2 P /2單缸液壓機(jī)上橫梁受力簡圖 最大彎矩在梁的中點： Mmax =P/2（ 1/2 － D/∏ ） 式中： P — 公稱壓力（ N） ； D — 接觸面平均直徑（ cm）； L — 立柱寬邊中心距（ cm）。 最大剪力為： Q =P/2 最大撓度在梁的中點： 36 ?0 =P/48EJ (L/2－ D/∏ ) [3L178。－ 4（ L/2－ D/∏ ）178。 ]＋ KPL/4GA[1－ 2（ D/∏ L） ] ＝ PL179。/48EJ [1－ 6（ D/∏ L） 178。＋ 4（ D/∏ L） 179。]＋ KPL/4GA[1－ 2（ D/∏ L） ] 式中： E — 梁的彈性模量（ N/㎝178。 ） ； J — 梁的截面慣性矩（ cm178。） ； G — 梁的剪切彈性模量（ N/㎝178。 ） ； A — 梁的截 面積（ cm178。） ； K — 截面形狀系數(shù)，見式（ 2— 80）。 二、活動橫梁的強(qiáng)度及剛度計算： 對桁架機(jī)器人，一般只校核活動橫梁承壓面上的擠壓應(yīng)力，對 Q235 應(yīng)力≤ 80MPa，尚需考慮活動橫梁的自重 G，其受力簡圖如下： ɑPɑPDG2DG2三缸大型液壓機(jī)活動橫梁受力圖 P 為側(cè)缸公稱力，簡化為一個集中力，重力 G/2 的作用點近似地取為半邊活動橫梁的重心處，許用應(yīng)力可取 6075MPa。 一般而言，活動橫梁很少因為強(qiáng)度不夠而損壞，但生產(chǎn)中曾出現(xiàn)過由于違章操作，而在下砧已撤出的情況 下，將活動橫梁停在限程套上而加壓并引起破壞的事故。此外，在出砂孔及與柱塞聯(lián)接的螺孔處，有出現(xiàn)裂紋的情況，這往往是由于聯(lián)接螺釘松動而造成的。 三、下橫梁的強(qiáng)度及剛度計算： 下橫梁的受力情況經(jīng)常隨不同的工藝而變化，一般分以下 4 種情況來核算。 （ 1）集中載荷 如對鍛造液壓機(jī)砧座的窄邊，可看作集中載荷，受力簡圖如下： 37 L/2 L/2P2P2Pf max下