毕业设计（论文）壳体支撑与驱动机构设计

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1、沈阳理工大学学士学位论文I摘 要本文针对回转壳体内粘贴胶片的接触性操作，设计一个壳体支撑与驱动机构，此机构可以适用于几种不同型号壳体的旋转、移动、定位等操作，同时配合机械手来完成此任务。设计的机构主要包括壳体支撑工作台、轴向和径向的限位机构、调节壳体的中心距装置等部件。重点对驱动壳体的摩擦轮压紧力进行了计算校核，避免驱动过程中的打滑。另外，模拟直角坐标机器人的移动，设计了丝杠加直线导轨的传动方式保证壳体垂直方向的移动。针对壳体旋转中精度不太高的要求，设计链传动方式驱动壳体摩擦轮。为了适用不同型号的壳体的胶片粘贴要求，设计灵活、方便的限位装置对壳体限位。系统中选用了高精度的伺服电机和减速器来保证

2、精度，实现壳体准确的移动和定位。最后对系统中各个部件的刚度、强度等性能指标进行校核。关键词：自动置片系统；直角坐标机器人；回转壳体；打滑沈阳理工大学学士学位论文IIAbstractThis paper mainly deals with the contacting operation of stick colloid inside the rotary hull. Based on that, a hull supporting and driving mechanism is designed. It can be applied in different types of hull op

3、eration, such as spinning, moving and locating. Meanwhile, there should be the cooperation of the robot manipulator.The mechanism mainly comprises of the units like hull supporting platform, axial and radial spacing mechanism and hull device measuring centre distance and so on. The main focus in thi

4、s paper is the calculation and examination of the friction pulley clamping forces of the driving hull, so that to avoid the skid in the process of driving. In addition, simulating the moving of Cartesian robot, the transmission of master screw plus linear guide way is designed to make sure the hulls

5、 upright moving. Since precision of hull spinning is not so demanding, the chain drive mode is designed to drive the hull friction pulley. In order to meet the needs of different types of hull film, agile and convenient spacing mechanism is designed to limit the hull. In this system, high precise se

6、rvo-motor and reduction gear are chosen to guarantee the exact moving and locating. In the end, every units stiffness and strength is check up as guideline in the whole system.Keywords: Automatic sticking-colloid system; Cartesian robot; Rotary hull; Skid沈阳理工大学学士学位论文III目 录摘要.Abstract.1 引言.11.1 课题背景和

7、意义 .11.2 国内外研究现状 .12 壳体和支架机构的总体设计.32.1 本次课题的主要内容 .32.2 课题研究方案 .33 摩擦轮的设计.43.1 摩擦与打滑 .43.2 传动比 .43.3 设计思想 .43.4 摩擦轮的设计与计算 .53.4.1 壳体的受力分析.53.4.2 滚子的受力分析.63.4.3 滚子的质量及壳体的驱动力 F.63.4.4 滚子旋转驱动电机的选择.74 滚子链传动的设计.94.1 滚子链链轮的主要尺寸 .94.2 滚子链传动的设计计算 .94.2.1 滚子链传动的设计计算步骤及计算式.94.2.2 滚子链的静强度计算.114.2.3 滚子链链轮.114.2.

8、4 链传动的润滑.135 轴的设计验算.14沈阳理工大学学士学位论文IV5.1 选择轴的材料 .145.2 初步估计轴径 .145.3 轴的结构设计 .145.4 轴的校核 .155.4.1 轴的校核.155.4.2 轴的扭转刚度计算.186 轴上零件的选择与计算.206.1 键的选择与计算 .206.2 滚动轴承的验算 .216.2.1 确定轴上深沟球轴承的承载能力.216.2.2 按当量动载荷校核.226.2.3 按额定静载荷校核.227 各部分部件的质量估算.237.1 所选底板质量 .237.2 所选上板质量 .237.3 所选支架质量 .237.4 所选滚子质量 .237.5 所选轴

9、质量 .237.6 上板的合力 .237.7 所有的合力 .248 传动装置的设计计算及电机的选择.258.1 滑动螺旋传动左右旋丝杠的设计 .258.1.1 材料的选择.258.1.2 耐磨性计算.258.1.3 螺杆的强度计算.268.1.4 螺杆的稳定性计算.278.2 左右旋丝杠副的设计计算 .288.2.1 螺母螺纹牙的强度计算.288.2.2 螺母外径与凸缘的强度计算.29沈阳理工大学学士学位论文V8.2.3 螺母凸缘的强度.308.3 上下运动的丝杠的设计选择 .308.3.1 材料的选择.308.3.2 耐磨性计算.308.3.3 螺杆的强度计算.318.3.4 螺杆的稳定性计

10、算.318.4 上下传动的螺旋副的设计计算 .318.4.1 螺母螺纹牙的强度计算.318.4.2 螺母外径与凸缘的强度计算.318.4.3 螺母凸缘的强度计算.328.5 丝杠电机及减速器的选择 .328.5.1 选择的电机.338.5.2 选择的减速器.339 几种重要外购件的选择.349.1 直线导轨的选择 .349.2 联轴器的选择 .34结 论.36致 谢.37参考文献.38附录 A.39附录 B.45沈阳理工大学学士学位论文11 引 言1.1 课题背景和意义机器人技术是涉及机械学、传感器技术、驱动技术、控制技术、通信技术和计算机技术的一门综合性高新技术，既是光机电软一体化的重要基础

11、，又是光机电软一体化技术的典型代表。其产品主要有两大类，即以日本和瑞典为代表的一系列特定应用的机器人，如弧焊、点焊、喷漆装备、刷胶和建筑等，并形成了庞大的机器人产业。另一类是以美国、英国为代表的智能机器人开发，由于人工智能和其它智能技术的发展远落后于人们对它的期望，目前绝大部分研究成果未能走出实验室。 机器人系统集成技术也是由几个主要发达国家所垄断。近年来，机器人技术并未出现突破性进展，各国的机器人技术研究机构和制造厂商都继续在技术深化、引进新技术和扩大应用领域等方面进行探索。机器人技术是涉及机械学、传感器技术、驱动技术、控制技术、通信技术和计算机技术的一门综合性高新技术，既是光机电软一体化的

12、重要基础，又是光机电软一体化技术的典型代表。其产品主要有两大类，即以日本和瑞典为代表的一系列特定应用的机器人，如弧焊、点焊、喷漆装备、刷胶和建筑等，并形成了庞大的机器人产业。另一类是以美国、英国为代表的智能机器人开发，由于人工智能和其它智能技术的发展远落后于人们对它的期望，目前绝大部分研究成果未能走出实验室。 机器人系统集成技术也是由几个主要发达国家所垄断。近年来，机器人技术并未出现突破性进展，各国的机器人技术研究机构和制造厂商都继续在技术深化、引进新技术和扩大应用领域等方面进行探索。1.2 国内外研究现状为了使机器人能更好的应用于工业，各工业发达国家的大学、研究机构和大工业企业对机器人系统开

13、发投入了大量的人力财力。在美国和加拿大，各主要大学都设有机器人研究室，麻省理工学院侧重于制造过程机器人系统的研究，卡耐基梅隆机器人研究所侧重于挖掘机器人系统的研究，而斯坦福大学则着重于系统应用软件的开发。德国正研究开发“MOVE AND PLAY”机器人系统，使机器人操作就像人们操作录像机、开汽车一样。 我国的工业机器人从 80 年代“七五”科技攻关开始起步，在国家的支持下，通过“七五”、“八五”科技攻关，目前已基本掌握了机器人操作机的设计制造技术、控制系统沈阳理工大学学士学位论文2硬件和软件设计技术、运动学和轨迹规划技术，生产了部分机器人关键元器件，开发出喷漆、弧焊、点焊、装配、搬运等机器人

14、；其中有 130 多台套喷漆机器人在二十余家企业的近 30 条自动喷漆生产线(站)上获得规模应用，弧焊机器人已应用在汽车制造厂的焊装线上。但总的来看，我国的工业机器人技术及其工程应用的水平和国外比还有一定的距离，如：可靠性低于国外产品；机器人应用工程起步较晚，应用领域窄，生产线系统技术与国外比有差距；在应用规模上，我国已安装的国产工业机器人约 200台，约占全球已安装台数的万分之四。以上原因主要是没有形成机器人产业，当前我国的机器人生产都是应用户的要求，“一客户，一次重新设计”，品种规格多、批量小、零部件通用化程度低、供货周期长、成本也不低，而且质量、可靠性不稳定。因此迫切需要解决产业化前期的

15、关键技术，对产品进行全面规划，搞好系列化、通用化、模块化设计，积极推进产业化进程。我国的智能机器人和特种机器人在“863”计划的支持下，也取得了不少成果。其中最为突出的是水下机器人，6000 米水下无缆机器人的成果居世界领先水平，还开发出直接遥控机器人、双臂协调控制机器人、爬壁机器人、管道机器人等机种；在机器人视觉、力觉、触觉、声觉等基础技术的开发应用上开展了不少工作，有了一定的发展基础。但是在多传感器信息融合控制技术、遥控加局部自主系统遥控机器人、智能装配机器人、机器人化机械等的开发应用方面则刚刚起步，与国外先进水平差距较大，需要在原有成绩的基础上，有重点地系统攻关，以系统集成带动机器人技术

16、的全面发展，以期在“十五”后期立于世界先进行列之中。沈阳理工大学学士学位论文32 壳体和支架机构的总体设计2.1 本次课题的主要内容针对回转壳体内粘贴胶片的接触性操作，设计一个壳体支撑与驱动机构，完成壳体的旋转、移动、定位等操作。设计内容包括支架部分的主要部件装备图和零件图。要求：了解直角坐标机器人的基本结构和传动方式，实现壳体支架的平移动作。 对壳体支架的限位机构进行设计，可适用不同型号的壳体。 选择合理的伺服电机。2.2 课题研究方案这次的机构设计初步想采用安川伺服电机作为驱动方式使支架可以在导轨的配合下很好的完成移动和旋转。而完成旋转的支撑壳体的零件想采用滚子令其旋转，而支架部分可以作为

17、拟导轨形式的机构完成移动；完成旋转，移动采用伺服电机完成驱动，传动系统的选择拟用链传动或者丝杠传动来带动机构的传动。具体如何选择在选择在设计的过程中加以比较再进行最后的确定。沈阳理工大学学士学位论文43 摩擦轮的设计3.1 摩擦与打滑摩擦轮传动是利用两轮直接接触所产生的摩擦力来传递运动和动力的一种机械运动。主动轮依靠摩擦力的作用带动从动轮转动，并保证两轮面的接触处有足够大的摩擦力，使主动轮产生的摩擦力矩足以克服从动轮上的阻力矩。如果摩擦力矩小于阻力矩，两轮面接触处在传动中会出现相对滑移的现象，这种现象称为“打滑”。因此在设计过程中也应该避免出现打滑现象的发生。1、增大正压力(正压力只能适当增加

18、)2、增大摩擦因数通常是将其中一个摩擦轮用钢或铸铁材料制造，在另一个摩擦轮的工作表面，粘上一层石棉、皮革、橡胶布、塑料或纤维材料等。轮面较软的摩擦轮宜作主动轮，这样可以避免传动中产生打滑，致使从动轮的轮面遭受局部磨损而影响传动质量。3.2 传动比机构中瞬时输入速度与输出速度的比值称为机构的传动比摩擦轮传动的传动比就是主动轮转速与从动轮转速的比值。 i=n1/n2 (3.1)式中1n主动轮转速(min/r)；2n从动轮转速(min/r)；传动时如果两摩擦轮在接触处 P 点没有相对滑移，则两轮在 P 点处的线速度相等 v1=v2 (3.2)式中 v1滚子的线速度(m/s)； v2壳体的线速度(m/

19、s)；因此：两摩擦轮的转速之比等于它们直径的反比。 i=n1/n2 =D2/D1 (3.3)式中1D主动轮直径滚子 150mm；2D从动轮直径壳体 350mm。3.3 设计思想沈阳理工大学学士学位论文5该机构壳体需要完成旋转，且该壳体材料为金属类的某种材料。因为考虑摩擦轮为圆柱体、圆锥体或圆环，加工简单，精度高。还可以无间隙的实现正反向传动。所以采用直接接触并相互压紧的两摩擦轮之间的摩擦力，将主动轮的运动与转矩传给从动轮。主动轮滚子材料选择为 HT350 该材料密度为 7g/cm3但在滚子表面挂上一层橡胶以增大壳体与滚子间的摩擦力，但考虑该系统之间的接触不需任何润滑，因此还需要在干燥的环境下进

20、行，查表得知许用摩擦因数 fp为 0.7。避免打滑就应该在设计过程中保证两个摩擦轮之间线速度一样且保证有足够大的摩擦力，这就要选择壳体与滚子的相对位置(即两物体间的角度)。3.4 摩擦轮的设计与计算3.4.1 壳体的受力分析 图 3.1 壳体与滚子受力根据摩擦因数曲线和查表得出滑动安全系数 SR=fmax/fp=1/0.7=1.4281.42.0 合理。根据图计算如下： FN 法=Gcos- Ft (3.4) Ft=fFN 法 (3.5)由(3.4)和(3.5)得Ft =fFN 法=(f/1+f)Gcos i=n1 /n2 =D2/D1(1-) (3.6)式中 FN 法 正压力(N)；G 重力

21、(N)；沈阳理工大学学士学位论文6 为正压力与重力的夹角；Ft 摩擦力(N)；f 摩擦系数； 为相应滑动率 0.1。主动轮 n1=15r/min 把 D1=150mm，D2=350mm，代入得 n2=38.88r/min3.4.2 滚子的受力分析根据余旋定理 a2+b2-2abcos2=c2 (3.7)由设计知 250l370 当 l 最小时，最小由公式(3.7) 2502+2502-2250250cos22502cos230当 l 最大时，最大图 3.2 滚子中心距 l 的确定由图可以分析出 sin=185/2500.74，所以47.73综上 3047.73因为 Ft为的函数且成反比，所以当

22、最小时，Ft最大所以当取=30时，把 G=490N，f=0.7 代入公式(3.4)中得 Ft =174.7N同理得出结论 135.7FtdK=32mm,合适。沈阳理工大学学士学位论文105、初定中心距 a按要求 a0=180mm a0p=a0/p (4.3)式中 a0p以节距计的初定中心距(mm) ；a0 初定中心距(mm)。由公式(4.3) a0p=a0/p=180/15.875=11.34,所以在无张紧装置时有 18011.3425=283.5 满足。6、链节数 LP LP=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P/a0(Z2-Z1/2)2 (4.4)由公式(4.4) LP=2a0/p+(Z1+

23、Z2)/2+P/a0(Z2-Z1/2)2=2180/15.875+(17+17)/2+15.875/180(17-17/2) 2=22.68+17+0=39.67取 LP=40 节7、链条长度 L L=PLP/1000 (4.5)式中 KP排数系数；由公式(4.5) L=PLP/1000=15.87540/1000=0.635m8、理论中心距 a a=P/2(LP-Z) (4.6)式中 Z 齿数；当 Z1=Z2=Z=17 时，由公式(4.6) a=P/2(LP-Z)=15.875/2(40-17)=182.5625mm9、实际中心距 a a=a-a (4.7)由公式(4.7) a=a-a=18

24、2.5625-0.004182.5625=181.5mm 取 a=182mm10、链速 V V= Z1 n1 P/601000 (4.8)由公式(4.8) V= Z1 n1 P/601000=1737.515.875/(601000)=0.169m/s因为 V0.6m/s 所以该传动为低速链传动。11、有效圆周力 Ft沈阳理工大学学士学位论文11 Ft=1000P/V (4.9)由公式(4.9) Ft=1000P/V=10000.45/0.169=2662.7N12、作用于轴上之力 FK FK=1.15KAFt (4.10)由公式(4.10) FK=1.15KAFt=1.1512662.7=3

25、062.105N13、润滑方式的选择根据 P 及 V 查图 11103，应采用油杯或刷子供油。14、链条的标记链 10A1404.2.2 滚子链的静强度计算在低速(V0.6m/s)重载链传动中，链条的静强度占主要地位。如果仍用额定功率曲线选择计算，结果常不经济，因为额定功率曲线上各点相应的条件性安全系数 n 为820，远比静强度安全系数大。当进行耐疲劳和耐磨损工作能力计算时，若要求的使用寿命过短，传动功率过大，也需进行链条的静强度验算。链条静强度计算公式： (4.11)lim14 8caAF nSK F式中：Sca 链的抗拉静强度的计算安全系数；Flim单的极限拉伸载荷，单位为(kN)；KA

26、工作情况系数；F1 链的紧边工作拉力，单位为(kN)； 链的排数。n由公式(4.11) 在允许的范围之内，所以静强度满足要求。18. 56627. 218 .13tAcaFKQS4.2.3 滚子链链轮链轮基本尺寸的计算1、分度圆直径 d d=P/sin180o/Z (4.12)由公式(4.12) d=P/sin180o/Z=15.875/sin180o/17=15.875/0.18345=86.4mm沈阳理工大学学士学位论文122、齿顶圆直径 da damax=d+1.25P-d1 (4.13)damin=d+(1-1.6/Z)P-d1 (4.14)由公式(4.13)(4.14) damax=

27、d+1.25P-d1=86.4+1.2515.875-10.16=96.08mmdamin=d+(1-1.6/Z)P-d1=86.4+(1-1.6/17) 15.875-10.16=90.62mmda取为 96.08mm3、齿根圆直径 df df=d-d1 (4.15)由公式(4.15) df=d-d1=86.4-10.16=76.24mm4、分度圆弧齿高 ha hamax=(0.625+0.8/Z)P-0.5d1 (4.16) hamin=0.5(P-d1) (4.17)由公式(4.16)(4.17) hamax=(0.625+0.8/Z)P-0.5d1=5.58mmhamin=0.5(P-

28、d1)=0.5(15.875-10.16)=2.8575mm所以取 ha=5.57mm5、齿侧凸缘直径 dg dgPcot180o/Z-1.04h2-0.76 (4.18)由公式(4.18) dgPcot180o/Z-1.04h2-0.76=15.875cot180o/17-1.0415.09-0.76=68.47mm6、齿宽 bf1 bf1=0.95b1 (4.19)由公式(4.19) bf1=0.95b1=0.959.4=8.93mm7、链轮齿总宽 bfnbfn= bf1=8.93mm8、齿侧半径 rxrx公称=P=15.875mm9、齿侧倒角 baba=0.1315.875=2.06mm

29、10、齿侧凸缘圆角半径 ra ra0.04P (4.20)由公式(4.20) ra0.04P=0.0415.875=0.635mm沈阳理工大学学士学位论文13图 4.1 链轮齿槽形状4.2.4 链传动的润滑1、润滑方式的选择根据链条的节距 P 和速度 V 按机械手册3选择润滑方式。由于链速 V2m/s，故采用人工定期润滑的方式。每班加油一次，保证不干燥。2、润滑剂的选择一般情况采用润滑油，按机械手册进行选择，对于开式、低速传动可在油中添加MoS2、WS2MoSe2、WS e2等添加剂。沈阳理工大学学士学位论文145 轴的设计验算5.1 选择轴的材料选用 45 钢，调质处理5.2 初步估计轴径在

30、轴的设计时，必须知道轴的基本直径，基本直径可按扭转刚度或扭转强度估算法来估计。根据轴上所受的转矩估算轴径，至于弯矩对轴强度的影响，用降低许用剪切力的办法来加以考虑。因为在数值上轴的传递功率 P轴的转速，所以可按扭转刚度估算轴径。估算公式为： dB (5.1)4np式中 d 危险截面的直径(mm)； T 转矩(Nm)； 许用剪切应力(N/mm2)； B 材料系数； p 轴所传递的功率(kw)； n 轴的转速(r/min)。按表 12.1-35，取 B=91.5由公式(5.1) dB=91.5=28.28mm4np42045. 0考虑端部有轴单键槽，轴径应增大 45%，取 d=30mm5.3 轴的

31、结构设计轴的结构如图所示沈阳理工大学学士学位论文15图 5.1 轴的结构图左端轴颈取32，右端轴颈取30 长度均很短所以不会有影响。考虑装配方便以及轴承的标准，故轴承的轴径取32，长度取 39。又考虑轴承内侧采用轴套固定，固定链轮的部分取30，长度取 52。轴的中部是花键轴，又考虑装配情况，所以轴径稍大一些。取 d=36,D=40。长度取 100。5.4 轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度计算，只进行刚度计算。轴的载荷的作用下会产生弯曲和扭转变形，当这些变形超过某个允许值时，会使机器零部件工作状况恶化，甚至使机器无法正常工作，故对精密机器的传动和对刚度要求高的轴，要进行刚度校核，

32、以保证轴的正常工作。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者是用扭转角来度量，后者是用挠度和偏角来度量。轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影响轴上零件的正常工作，因此，对于精密机器的轴要进行弯曲刚度的校核，他用弯曲变形时所产生的挠度和偏转角来度量，即验算轴的最大挠度及齿轮处的和轴承处的倾角，是否在允许的范围之内。轴的弯曲变形的精确计算较复杂，除受载荷的影响外，轴承以及各种轴上零件刚度，轴的局部削弱等因素对轴的变形都有影响。因此，在计算时都进行了不同程度的简化。因此选择较复杂的轴 3 进行校核。轴的计算通常是在初步完成结构的设计后进行校核，计算准则是满足强度或刚度，必要时还应校核

33、轴的振动稳定性。5.4.1 轴的校核轴的计算通常是在初步完成结构的设计后进行校核，计算准则是满足强度或刚度，必要时还应校核轴的振动稳定性。沈阳理工大学学士学位论文161、求出链轮轴上的功率，转速和转矩1P1n3T链轮的传动效率： =0.97(精度等级为 8 级)链轴承的传动效率： =0.99轴链轮轴上的传动效率： KWPP43. 097. 099. 045. 0221链轴链轮轴的转速： min/5 .37 rn 2、作用在链轮上的力 因为链轮的分度圆直径为：d=P/sin180o/Z=15.875/sin180o/17=15.875/0.18345=86.4mm T1=9550000P1/n=

34、9550000 0.43/37.5=109520NFt=2T1/d1=2 109520/86.4=2535N Fr=Ft tan20=2535 0.364=922.8N圆周力 Ft，径向力 Fr 的方向如下图所示图 5.2 轴 3 受力分析沈阳理工大学学士学位论文17图 5.3 等效受力图图 5.4 等效受力图3、求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出 C 是轴的危险截面。现将计算出截面C 出的，及 M 值列于下表HMVM表 5.1 轴 3 的剪力弯矩分析表沈阳理工大学学士学位论文184、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强

35、度。根据公式 (5.2)2222142MTMTcaWWW式中， 轴的计算应力，单位(Mpa)；caM 轴所受的弯矩，单位(Nmm)； T 轴所受的扭矩，单位(Nmm)；W 轴的抗弯截面系数，单位()；3mm对称循环应变力时轴的许用变应力。1取折合系数=0.6（扭转的切应力为脉动循环变应力时）有公式( 5.2) =21caMTWMpa6 .55321 . 0)1095066 . 0(169904322前面已经选定轴的材料为 45 钢，调质处理2，查得=60Mpa，因此，故11ca安全。5.4.2 轴的扭转刚度计算对不等直径阶梯轴 (5.3)1073. 54piiiiGIlTL式中 为轴单位长度的

36、扭转角，许用扭转角；Ti 阶梯轴第 i 段上的转矩（Nmm） ；G 轴材料的切变弹性模量(N/mm2)对钢 G=8.1 104N/mm2； 阶梯轴受转矩作用的第 i 轴段的长度(mm)；il阶梯轴第 i 轴段截面的极惯性矩(mm4)。piI载 荷水平面H垂直面V支反力FRbh=1148N Rch=3683NRbv=418N Rcv=2953N弯矩 MM1=169904NmmM2 =61864Nmm总弯矩M1=169904NmmM2=61864Nmm扭矩TT=109506Nmm沈阳理工大学学士学位论文19实心圆轴 =piI32/4id由公式(5.3) 0.250.50000799. 034718

37、5810008 .22486621073. 54piiiiGIlTL所以许用扭转角满足要求沈阳理工大学学士学位论文206 轴上零件的选择与计算6.1 键的选择与计算 1 轴的尺寸 Lbh=50108根据公式 P=2T103/kldP (6.1)式中 T 传递转距(Nm)；d 轴的直径(mm)；l 键的工作长度； k 键与轮毂的接触高度(mm)，平键 k=h/2；P许用挤压应力(Mpa)。查表得4 P=120150MPa计算：由公式(6.1) P=2T103/kld=4T103/hld=429103/85032=9.1MpaP所以键的选择合格。轴上矩形花键的尺寸 NdDB=836407根据公式

38、P=2T103/zhldmP (6.2)式中 T 传递转距(Nm)； 各齿间载荷不均匀系数，通常 =0.7 0.8，齿数多时取偏小值；z 花键的齿数；h 花键侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d/2)-2C,此处 D 为花键的大径，d 为内花键的小径，C 为倒角尺寸；dm 花键的平均直径，矩形花键，dm=D+d/2；l 齿的工作长度(mm)；P许用挤压应力(Mpa)；查表得4 P=120200MPa由公式(6.2) P=2T103/zhldm=229103/0.75621.410036=0.2MpaP所以键的选择合格。2 轴上普通平键的校核 沈阳理工大学学士学位论文21Lbh=50108 由

39、公式(6.1) P=2T103/kld=4T103/hld=429103/85032=9.1MpaP所以键的选择合格。2 轴上矩形花键的尺寸 NdDB=836407由公式(6.2) P=2T103/zhldm=229103/0.75621.410036=0.2MpaP所以键的选择合格。3 轴上普通平键 1 的校核 Lbh=50108 由公式(6.1) P=2T103/kld=4T103/hld=429103/85032=9.1MpaP所以键的选择合格。3 轴上普通平键 2 的校核 Lbh=28108 由公式(6.1) P=2T103/kld=4T103/hld=429103/82832=16.

40、2MpaP所以键的选择合格。轴上矩形花键的尺寸 NdDB=836407由公式(6.2) P=2T103/zhldm=229103/0.75621.410036=0.2MpaP4 轴上键的校核与 2 轴一致6.2 滚动轴承的验算6.2.1 确定轴上深沟球轴承的承载能力因已知轴颈直径 d=32mm。该轴所承受的径向载荷 Fr=386.9N。轴的转速37.5r/min。工作温度常温。要轴承的预期寿命 L10h=10000 小时，所以初选非标准深沟球轴承 63/32，但校核按 6306 校核即可。由机械设计手册9查得 6306 GB/T276-1994 的 C=21.68 KN, C0=14.81 K

41、N，n=9000r/min(脂润滑)，受力分析如图所示沈阳理工大学学士学位论文22图 6.1 深沟球轴承受力分析6.2.2 按当量动载荷校核由式 C=得61060hnLP对球轴承=3，因为 FA=0N 所以 P=Fr=386.9N所以 C=386.9所以 63/32 型轴承满足。NN2168003 .109210100005 .3760366.2.3 按额定静载荷校核C0 查表9可知按平稳性较高选取 S0=2.500PS因为 P0 =Fr=386.9N所以 C0 =2.5 386.9=967.25N14810N00PS所以满足要求其他轴上轴承校核方法同上，经校核均满足。沈阳理工大学学士学位论文

42、237 各部分部件的质量估算7.1 所选底板质量材料为 HT350m=kg5 .22003. 05 . 17 . 01073G=mg=220.5 9.8=2160.9N7.2 所选上板质量材料为 HT350m=kg5 .26)001. 0352. 03635. 02 . 0015. 022. 1 (1073G=mg=26.5 9.8=260N7.3 所选支架质量材料为 ZG200-400m=kg 取 m=12kg77.11005. 033535. 009. 0108 . 73G=mg=12 9.8=117.6N 取 G=120N7.4 所选滚子质量材料为 HT150m=kg28)6 . 37(

43、14. 35 . 1)6 . 312(14. 320)1214(14. 37222222G=mg=28 9.8=274.4N7.5 所选轴质量材料为 45m=kg 取 m=8kg66. 7)2/032. 0(14. 3222. 1108 . 723G=mg=8 9.8=78.4N7.6 上板的合力F=2G 上板+2G 轴+4G 联+6G 滚+G 筒 =520+156.8+156.4+1644+490沈阳理工大学学士学位论文24 =2967N 取 F=3000N7.7 所有的合力F 合=F+G 底板+G 轨+2G 支架+G 其他 =3000+2160.9+240+G 其他 =5493.1+G 其

44、他 =5500N 取 F 合=5500N沈阳理工大学学士学位论文258 传动装置的设计计算及电机的选择8.1 滑动螺旋传动左右旋丝杠的设计经分析可知它是以传递为主，有时也承受较大的轴向载荷，比如机床进给机构传导螺旋，但它是并不完全需要较长的时间内连续工作，因此工作速度并不较高，但却需要具有较高的传动精度。因此按照传导螺旋计算和选取。设计思想：该丝杠需要在手轮或者电机的驱动下完成上面两块钢板的左右移动调整钢板上面摩擦滚子之间的张距以适应不同型号的圆筒的支撑。完成该设计的要求，但设计时我考虑到丝杠以上结构会很重，因此会承担很大的轴向力。但由于考虑到所移动的位移并不大和节省成本的想法，因此该丝杠端处

45、我采用手轮来作为该系统的驱动部分。8.1.1 材料的选择因为丝杠要求适用与重载，转速并不高，也不经常运动，因此选择螺杆材料为40Cr，螺母材料为 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2(铸铝青铜)：因其材料耐磨性好，强度高，适用与重载，低速的传动。对于尺寸较大或者高速传动，螺母可采用钢或铸铁制造，内孔浇注青铜或巴氏合金。因该传动部分应用手轮驱动因此转速很小所以并不用后者。8.1.2 耐磨性计算滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺纹副间越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力

46、 P，使其小于材料的许用压力P。如图 8.1 所示，图 8.1 螺旋螺纹工作面上的压力沈阳理工大学学士学位论文26假设作用于螺杆的轴向力为 F(单位为 N)，螺纹的承压面积(指螺纹工作表面投影到垂直与轴向力的平面上的面积)为 A(单位为 mm)，螺纹中径为 d2(单位为 mm2),螺纹工作高度为 h(单位为 mm),螺纹螺距为 P(单位为 mm),螺纹工作圈数为 u=H/P,则螺纹工作面上的耐磨性条件为： P=F/A=F/d2hHP (8.1)令=H/d2，则 H=d2。代入公式(8.1)中整理后得d2对于梯形螺纹和矩形螺纹，h=0.5P，PhFP则 d2=0.8=15.5mm8 . 0PF1

47、25 . 211200取 d2=16mm 则 H=2.516=40mm公称直径 d=18mm 根据公式算得螺纹中径 d2 后，按国家标准查得 D3=d 小径=13.5mm，D4=d 大径=18.5mm，D1=14mm，螺距为 4mm此时 u=H/P=40/4=101012 所以满足由于水平传动，所以并无自锁要求即无需检验。8.1.3 螺杆的强度计算受力较大的螺杆需进行强度计算。螺杆工作时承受轴向压力(或拉力)F 和扭矩 T 的作用。螺杆危险截面上既有压缩(或拉伸)应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力 =1/A (8.2)ca22322)/(3)/(T

48、WTAF212)/4(3dTF4.551614. 3/4arctan/arctan/arctan/arctan222dPdnPdS=73. 4966. 0/08. 0arctan2/cos/arctansu所以 T=Ftan()d2/2=11200tan(4.55+4.73) 16/2=14640mm134864/222125 .1314. 3/4)5 .13/58560(3125440000)/4(3/1dTFAca(3.14182.25)=94.3785/35=157261.7MPa 满足要求8.1.4 螺杆的稳定性计算对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力 F 大于某一临界值时，螺杆就会突然

49、发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力 F(单位为 N)必须小于临界载荷 Fcr(单位为 N)。则螺杆的稳定性条件为 Ssc=Fcr/F (8.3)沈阳理工大学学士学位论文27式中 Ssc 螺杆稳定性的计算安全系数；Ss 螺杆稳定性安全系数，由于该丝杠为传导螺旋，所以 Ss=2.54；Fcr 螺杆的临界载荷，单位为 N；根据螺杆的柔度。ils/此处，为螺杆的长度系数表 8.1 螺杠长度系数端部支撑情况长度系数两端固定一端固定，一端不完全固定一端铰支，一端不完全固定两端不完全固定两端铰支一端固定，一端自由0.500.600.700.751.002.00根据设计可知，长度

50、系数为 0.50且临界载荷 Fcr 可按欧拉公式计算，即 Fcr = (8.4)22)/( lEI其中：E螺杆材料的拉压弹性模量，单位为 Mpa，E=2.06105 Mpa ；I 螺杆危险截面的惯性矩，I=，单位为 mm4 ；64/41d由公式(8.4)NdlEIFcr132246)50064(/241006. 214. 3)2502/()64/1006. 214. 3()/(24532415222所以45 . 27 .12111200/1063. 31Fcr/FSsc5满足要求稳定。8.2 左右旋丝杠副的设计计算8.2.1 螺母螺纹牙的强度计算螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低

51、于螺杠，故只需校核螺母螺纹牙的强度。如图所示沈阳理工大学学士学位论文28图 8.2 螺纹牙受力分析如果将一圈螺纹每圈螺纹沿螺母的螺纹大径 D(mm)处展开，则可看作宽度为D的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为 F/n,并作用在以螺纹中径 D2(mm)为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面 a-a 的剪切强度条件为 (8.5)/DbuF的弯曲强度条件为螺纹牙危险截面aa (8.6)/62bbuDbFl当螺母为剖分式时，强度应降低 15%20%式中：b 螺纹牙根部的厚度(mm),对于梯形螺纹，b=0.65P，P 为螺距； l 弯曲力臂(mm)，看参考图可知，l=D-D2/2 ； 螺母材料的许用切

52、应力(Mpa)； 螺母材料的许用弯曲应力(Mpa) ；b D 螺母螺纹的大径(mm)； d1 螺杠的小径(mm)。b=0.65P=2.6mm u=H/P=40/4=10由公式(8.5) =F/11200/(3.1418.52.68.75)=8.50.6(1-20%)=0.60.878.5/5=75.4MPaDbu所以满足要求。由公式(8.6) =6Fl/=611200(18.5-14)/2/3.1418.56.768.75=151200/3436=buDb2441.01.2=785/5=157MPa沈阳理工大学学士学位论文29所以满足要求。8.2.2 螺母外径与凸缘的强度计算在螺旋起重器螺母的

53、设计计算中，除了进行耐磨性计算与螺纹牙的强度计算外，还要进行螺母下端与螺母凸缘的强度计算。如图所示为螺母的结构形式：图 8.3 半剖式螺母工作时，在螺母凸缘与底座的接触面上产生挤压应力，凸缘根部受到弯曲及剪切作用。螺母下段悬置，承受拉力和螺纹牙上的摩擦力矩作用。设悬置部分承受全部外载荷 F，并将 F 增加 20%30%来代替螺纹牙上摩擦力矩的作用，则螺纹悬置部分危险截面 b-b 内的最大拉伸应力为，查表5可知：D=17mm,D3=32mm=(1.21.3)F/(D32-D2)=1.311200/3.14(322-172)/4=41.311200/(3.14735)=4/58240/2307.9

54、=25.240.83(1-20%)(4060)=26.56 39.84所以满足条件。8.2.3 螺母凸缘的强度1、凸缘与底座接触表面的挤压强度计算 (1.51.7) (8.7) )(4/2324DDFpb由公式(8.7) =112004/(522-322)3.14=112004/(3.141680)=44800/)(4/2324DDFp5275.2=8.5(1.51.7)=60112b所以满足条件。2、凸缘根部的弯曲强度计算 =M/W=1/4F(D4-D3)/1/6 (8.8)b23aDb由公式(8.8) =M/W=1/4F(D4-D3)/1/6=1.5F(D4-D3)/a2=1.511200

55、(52-32)/3.1432b23aD3D沈阳理工大学学士学位论文30102=33=(1-20%)4060=3248 b所以满足条件.8.3 上下运动的丝杠的设计选择8.3.1 材料的选择经分析可知它是以传递动力为主，要求以较小的转矩产生较大的轴向推力，用以克服工作阻力，如各种起重或加压装置的螺旋。但这种传力螺旋主要是承受很大的轴向力，一般为间歇工作，每次工作的时间较短，工作速度也不很高，而且通常需要有自锁能力。滑动螺旋采用的螺纹类型我选用梯形螺纹，螺杆常用右旋。传力螺旋和调整螺旋要求自锁时，应采用单线螺纹。综合上述要求我选择的螺杆材料为 40Cr，螺母材料 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2(铸

56、铝青铜)。8.3.2 耐磨性计算由公式(8.1) d2=0.8=23.18mm8 . 0PF105 . 221000取 d2=27mm 则 H=2.527=67.5mm公称直径 d=30mm 根据公式算得螺纹中径 d2 后，按国家5标准查得 D3=d 小径=23mm，D4=d 大径=31mm，D1=24mm，螺距为 6mm此时 u=H/P=67.5/6=11.251012 所以满足但由于该丝杠传动方向为上下移动，所以必须满足自锁要求。73. 42/cos/08. 0arctancos/arctan04. 4)2714. 3/(6arctan/arctan/arctan22fdPds所以 即螺纹

57、升角当量摩擦角，满足自锁条件。8.3.3 螺杆的强度计算因为4.04=73. 4所以由公式(8.2) T=Ftan()d2/2=21000tan(4.04+4.73) 27/2=43436Nm105213/22212)1914. 3/()19/173744(34410000004)/4(3/1dTFAca(3.14361)=92.8785/35=157261.7MPa 满足要求8.3.4 螺杆的稳定性计算沈阳理工大学学士学位论文31由公式(8.3)(8.4)NdlEIFcr132246)50064/(241006. 214. 3)2502/()64/1006. 214. 3()/(245324

58、15222所以55 . 33 . 621000/132246Fcr/FSsc满足要求稳定。8.4 上下传动的螺旋副的设计计算8.4.1 螺母螺纹牙的强度计算b=0.65P=3.9mm u=H/P=67.5/6=11.25由公式(8.5) =F/21000/(3.14313.911.25)=50.6=0.678.5/5=94.2MPaDbu所以满足要求。由公式(8.6) =6Fl/=621000(31-24)/2/ 3.14313.9211.25=buDb226.51.01.2=785/5=157MPa所以满足要求。8.4.2 螺母外径与凸缘的强度计算在螺旋起重器螺母的设计计算中，除了进行耐磨性

59、计算与螺纹牙的强度计算外，还要进行螺母下端与螺母凸缘的强度计算。如图所示为螺母的结构形式，图 8.4 上下传动丝杠螺母查表可知：D=25mm,D3=50mm由公式(8.7)沈阳理工大学学士学位论文32=(1.21.3)F/(D32-D2)=1.321000/3.14(502-252)/4=41.321000(141875)=4/109200/5887.5=18.550.83(4 60)=33.249.8所以满足条件。8.4.3 螺母凸缘的强度计算1、凸缘与底座接触表面的挤压强度计算由公式(8.7) =210004/(822-502)3.14=210004/(3.146724)=84000/)(

60、4/2324DDFp13263.4=6.3(1.51.7)=60112b所以满足条件。2、凸缘根部的弯曲强度计算由公式(8.8)=M/W=1/4F(D4-D3)/1/6=1.5F(D4-D3)/a2=1.521000(82-50)(/3.1450b23aD3D132=38=4060b所以满足条件。8.5 丝杠电机及减速器的选择图 8.5 丝杠受力分析F 总已知 经计算得 Ff=F 总 cot15=5500/0.267949192=20522N 取 21000N上下传动丝杠所需的传动转矩 T=Ff r=21000 0.016=336Nm 令上下传动的丝杠转速为 300r/minP=Tn/9550

61、=336 300/9550=10.5Kw8.5.1 选择的电机型号：安川SGMGH-1AACA31额定功率 11Kw沈阳理工大学学士学位论文33额定扭矩 70Nm额定转速 1500r/min最高转速 2000r/min8.5.2 选择的减速器型号：PLS 115额定扭矩 520Nm 减速比 5沈阳理工大学学士学位论文349 几种重要外购件的选择9.1 直线导轨的选择在设计加工导轨时应满足以下的要求：1、导向精度导轨在空载运动和切削条件下运动时，都应具有足够的导向精度，保证导轨运动的准确度，这是保证导轨工作质量的前提。影响导向精度的主要因素有：导轨的结构形式，导轨的几何精度和接触精度，导轨和基础

62、件的刚度，导轨的油膜厚度和油膜刚度，导轨和基础件的热变形等。(1)几何精度直线运动导轨的几何精度一般包括：导轨在竖直平面内的直线度(简称 A 项精度)，导轨在水平平面内的直线精度(简称 B 项精度)，两导轨面间平行度也叫扭曲(简称 C 项精度)，在 A、B 两项精度中都规定了导轨在每米长度上的直线度和导轨全长的直线度，在 C 项精度中，规定了导轨在每米长度上和导轨全长上，两导轨面间在横向每米长度上的扭曲值。上述 A、B、C 三项精度的公差，可参考有关机床精度检验标准。 (2)接触精度精刨、磨削和刮研的导轨表面，接触精度按 JB2278-78 的规定，采用着色法进行检查，用接触面所占百分比或 2

63、525(mm)面积内的接触点数来衡量。2、精度保持性精度保持性主要是由导轨的耐磨性决定的，它与导轨的摩擦性质、导轨和材料、工艺方法以及受力情况等有关。另外，导轨和基础件的残余应力也会使导轨发生蠕变而影响导轨的精度保持性。影响精度保持性的主要因素是磨损，提高耐磨性以保持精度是提高机床质量的主要内容之一，也是科学研究的一大课题。提高耐磨性的因素有很多，提高耐磨性应从设计、工艺、材料、热处理、使用等各方面综合考虑。这里主要从设计角度来进行分析。从设计的角度提高耐磨性的基本思路是：尽量争取无磨损；在无法避免的磨损时尽量争取少磨损、均匀磨损、以及磨损后能够补偿，以便提高使用期限。满足上述要求，故选择 H

64、IWIN 线性导轨系列中的 AGW20CA。9.2 联轴器的选择沈阳理工大学学士学位论文35在选择联轴器的类型时，主要考虑其使用要求和工作条件。选择或校核时的主要依据是联轴器实际所需传递的转矩，由于各种机械的转矩变化规律常较复杂，不易精确确定，通常可按计算转矩来选择或校核。由计算结果得出轴上联轴器的理论转矩T=29Nm 所以采用选取凸缘联轴器 YL6 即可完成传递转矩的效果。联轴器如图所示图 9.1 YL6 型联轴器丝杠上转矩为 300Nm,根据转矩选择的联轴器为罗升 CFA028其最大转矩为 880Nm 质量为 8.7Kg该联轴器的特点是两端直径不相等，而机构中两端的直径分别 d1=32mm

65、,d2=17mm 联轴器如图所示 图 9.2 罗升 CF-A-028 型联轴器沈阳理工大学学士学位论文36结 论本次毕业设计自动置片系统的壳体机构的设计、完成了壳体机构的旋转、移动、限位等操作。主要设计内容包括：1、壳体的旋转：通过伺服电机带动链轮传递给摩擦轮来实现的，可以满足胶片粘贴的要求。2、机构的移动：模拟直角坐标机器人的传动方式完成平面两个自由度的传动，包括轴向移动(通过手轮带动左右旋丝杠)的方式来完成；径向移动(通过电机带动滑动丝杠配合直线导轨)的方式来完成，这样可以保证壳体的准确移动和定位。3、壳体的限位：采用了焊接钢架加顶轮与板簧等限位结构来实现壳体的限位，该机构的设计尽量保证了

66、使用灵活，方便。4、最后对该机构的各个部件进行了刚度、强度等性能指标进行校核。经计算，此机构的设计参数满足预定要求。沈阳理工大学学士学位论文37致 谢两个多月的时间转瞬即逝，毕业设计即将结束。通过本次设计我从导师王磊那里学到了很多东西，不光是他对我的悉心指导和大力支持。更多的是我从其的精心指导与严格要求下顺利的完成了本次毕业设计，在设计、资料的搜集以及图纸的完成和说明书的编写，他都给予我很大的帮助。而且通过本次毕业设计我也认识到了自己以往在学习中的诸多不足，这次设计中我也一一解决了。同时，毕业设计的顺利完成，不光是自己的努力，更离不开母校沈阳理工大学机械系所有的老师对我的教导和悉心关照。最后，感谢教过我的所有老师以及所有帮助过我的同学和朋友。沈阳理工大学学士学位论文38参考文献1 唐金松简明机械设计手册 M ，科学技术出版社，19922 王少怀机械设计师手册中册 M ，电子工业出版社，20063 成大先机械设计手册单行本机械传动 M ，化学工业大学出版社，20044 巩云鹏，田万禄，张祖立机械设计课程设计第一版 M ，东北大学出版社，20005 濮良贵，纪名刚机械设计第七版，高等教育出