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可重构液压机械手设计

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可重构液压机械手设计

机械创新设计题目可重构液压机械手设计学院机械自动化学院班级XXX学号XXXX姓名XXX摘要机器人的使用在21世纪广为流传。没有一个单一的部门,不使用机器人系统在开展技术工艺。机械手是模仿人类的手部动作,可实现自动抓斗和执行,这是一个自动装置。在严峻的环境造和单调,频繁操作机械臂是用来代替人,因此得到越来越广泛的应用。一般情况下,机械手正四个部分,执行机构,驱动系统,控制系统和检测设备组成,智能机器人的感觉系统和智能系统。机械手作为整个可重构液压机器人的执行部分,拥有重要的意义。研究人员都希望机械手结构简单可靠,抓取力大,易于控制,拥有较高的控制精度。目前,许多研究者己对常规机械手、欠驱动机械手等作了许多的理论与实验研究,但目前的机械手一般机构复杂、很难控制。因此,如何实现一种既能简化机构与控制,又能较好地取放物体的机器人手已成为国内外研究者的重要研究课题和主流方向之一。本设计采用液压转角伺服技术,这使得机械手抓取力得到了很大的提高,同时也使得整个机械手的控制精度有了很大的保证。在设计中通过对液压转角伺服阀,舵机,微控制器,编码器,油道及接口进行了集成,同时对结构进行相应优化设计,使得机械手满足了可重构性。整个机械手爪通过齿轮和螺纹传动,增加了传动的平稳性和抓取力矩,使得抓取平稳可靠。本文通过三维建模软件Pro/Engineer进行伺服阀与机械手爪的结构设计与优化,运动仿真,有限元分析,并对个结构进行了详细的强度校核。实验结果证明,液压转角伺服阀响应快、运动平稳性好、运动精度高,带动机械手手爪抓取力强,抓取精度高。关键词可重构;液压转角伺服阀;抓取力目录前言......................................................................11概述..................................................................21.1设计题目及参数要求...............................................21.2液压系统原理图...................................................22机械手结构原理.........................................................33液压转动伺服阀设计.....................................................43.1液压转角伺服阀原理...............................................43.2阀的结构尺寸设计.................................................63.2.1缸体的设计..................................................63.2.2油道设计....................................................63.2.3轴承的计算与选用............................................63.2.4输入接口模块设计............................................83.2.5端盖结构设计................................................84传动结构设计...........................................................94.1锥齿轮的设计校核.................................................94.1.1确定锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数........................94.1.2按齿面接触强度设计..........................................94.1.3按齿根弯曲强度设计............................................114.2滑动螺旋的设计与校核............................................134.2.1确定螺杆传动的最小直径.....................................134.2.2梯形螺纹结构尺寸的确定.....................................134.2.3梯形螺纹结构尺寸校核.......................................144.3传输轴结构设计校核..............................................155键的校核..............................................................185.1输入轴键的校核..................................................195.2传输轴键的校核..................................................196其它零件的选取........................................................196.1六角螺钉........................................................196.2轴端挡圈及螺钉..................................................206.3螺栓螺母........................................................207机械手的运动仿真......................................................207.1基于pro/e的三维建模............................................207.2运动仿真........................................................217.3轨迹规划方案....................................................227.4动态模拟........................................................237.5干涉检查........................................................238机械手抓的静态分析....................................................248.1机械手抓的受力分析..............................................248.2三维建模静力分析................................................24结束语...................................................................27参考文献.................................................................28前言机器人技术的发展使得机器人的能力不断提高,机器人应用的领域和范围正在不断扩展,人们希望机器人能完成更加复杂的任务。通过重新编程,机器人能很容易地完成许多不同的任务,然而一台机器人能完成任务的范围却受其自身的机械结构限制。对于给定任务,可根据任务要求来选择机器人的最佳结构。对于一些不可预知的作业任务或不断变化的作业,就无法选择机器人的最佳结构,需要应用许多具有不同运动学和动力学特性的机器人来完成作业任务,这种做法往往耗资巨大,甚至于不可行。因此,需要使用一种能根据任务要求改变自身构型的机器人来完成不可预知的作业任务。可重构机器人的研究正是在此类应用背景下开始的。可重构模块化机器人系统是由一组具有标准连接接口的模块组成,这些模块能够根据特定的任务要求而被快速装配成不同构型的机器人。现代工业生产的环境与任务是多变的,需要采用能够快速适应任务的制造系统。可重构模块化机器人的特点恰恰满足了现代化生产的这种需求,提高了工作效率,降低了成本。可重构液压机器人因输出力矩大精度高而广泛受到国内外的别是发达国家的关注,可重构液压机器人的研究目前已经成为机器人研究的一个重要方向,并已取得一些重要的成果。但是目前要想在可重构液压机器人领域取得重大突破,必须解决一些瓶颈问题,如尺寸过大、运动不解耦、阀芯控制力矩大且径向力不平衡等问题。液压伺服技术具有传动平稳、无需减速器就能实现大力矩传动、调速范围大、单位功率重量仅为电机的1/10、易于控制等优点,国内外有多家单位在机器人液压伺服技术进行了相应的研究。在许多实际应用中,为了适应高精度地取放操作对象,常要求机器人手具有较高的定位取放能力,以代替人手繁重的复杂劳动。目前,许多研究者己对常规机械手、欠驱动机械手等作了许多的理论与实验研究,但目前的机械手一般机构复杂、很难控制。因此,如何实现一种既能简化机构与控制,又能较好地取放物体的机器人手已成为国内外研究者的重要研究课题和主流方向之一。本课题主要对一种通过以液压转角伺服阀提供大转矩的动力源,从而实现机械手手爪的抓取。文章对液压转角伺服阀进行相关设计同时对机械手手爪的结构尺寸进行了设计研究。1概述1.1设计题目及参数要求设计题目可重构液压机械手设计主要技术参数及要求1、设计液压机械手,设计中应用液压转角自伺服技术,让机械手的抓取力矩大于150N.m,尽量减小尺寸。较小的关节空间中需要集成油道,电源线,微控制模块,转角伺服模块及对外的标准接口等元器件,需用三维造型软件进行优化设计与仿真。2、液压系统最大工作压力5MPa。1.2液压系统原理图本液压系统为一开式回路,由液压泵、电磁溢流阀、蓄能器、液压转角伺服阀及相关辅件组成。系统原理图见图1.1。图1.1液压系统原理图2机械手结构原理本设计机械手通过以液压转角伺服阀作为动力源,通过液压转角伺服阀提供的扭矩,带动锥齿轮A转动,将动力传递到另一锥齿轮B,锥齿轮B与丝杆同轴,丝杆将力矩传递到手抓,从而带动机械手手爪抓取物件。该设计的主要工作就是两个方面,一是对液压转角伺服阀进行设计,二是对机械手手爪结构进行设计,然后对设计机械手进行运动和力的仿真,得到想要的动态和静态性能。三是对齿轮,螺纹传动,进行强度校核,进行有限元分析,校核强度是否满足要求。机械手原理图如图2.1。图2.1机械手结构原理图3液压转动伺服阀设计3.1液压转角伺服阀原理伺服阀随动阀套的设计与缸体结合,为减小关节尺寸,油道,电源线,微控制模块嵌入到缸体内,此种方法已经有应用的先例,加拿大EngineeringServicesInc.ESI公司生产的MRRModularreconfigurablerobotseries模块化可重构机器人,将油道约束在关节内,有效地精简了机器人的机构尺寸,避免了不必要的干涉,扩大了工作空间。由于液压传动技术对于直线传动上比较容易实现,旋转运动需要经过一定的机械机构才能得以实现,而转角伺服技术极好的解决了这一难题。本文提出了一种阀芯径向力平衡的阀芯阻力小盲区小的液压转角伺服阀,这种液压转角伺服阀是一种基于转动阀芯结构原理的旋转式伺服阀,它由电动机直接驱动。该技术是将伺服技术和电机控制结合起来,用小尺寸小力矩的电机通过液压伺服技术控制大力矩的液压关节,利用液压伺服阀中的转角伺服技术,无需减速机构,减小关节尺寸。在液压转角伺服技术中用舵机产生控制角度,舵机体积小、力矩大,舵机本身就具有转角内反馈控制,控制起来也方便,一定占空比脉宽对应一定的转角。拟定的液压转角伺服阀的截面图如图3.1所示。当阀芯(即C块)逆时针转过一个角度,使高压油口P口接通A腔,则A腔为高压油,B腔为低压油,压差推动随动阀套(即D块)逆时针旋转,当旋转的角度和阀芯一致后,阀芯的P油口被闭合,则旋转停止。因此伺服阀可以由较小的力控制阀芯,进而控制随动阀套的旋转。由于叶片的限制,旋转角度范围为3300,当初始位置为叶片对称位置时,范围为165。图3.1中E块为摆动缸缸体,D块为随动阀套,C块为伺服阀芯。ab图3.1液压转角伺服阀液压转角伺服阀的伺服过程如下起初令伺服阀芯与随动阀套处于中位状态,当压力油液经油道到达伺服阀芯C后,由于伺服阀芯与随动阀套在中位,液压系统中的工作油路和回油油路被伺服阀芯与随动阀套关闭,油液不能进入摆动缸,摆动缸中的油液被密闭起来,摆动缸自锁,见图3.1a。当给舵机发出一转角信号后,舵机逆时针转过一角度,如图3.1b此时伺服阀芯与随动阀套之间的阀口被打开,压力油液流进摆动缸的A腔,另一腔B腔与回油油路相通,随动阀套在压差作用力下顺时针转动,并通过输出轴带动负载转动。随着随动阀套的转动,其与伺服阀芯之间的开口度逐渐变小,直至关闭,从而实现随动阀套对伺服阀芯的位置跟踪,旋转方向反之亦然。液压转角伺服阀阀芯截面图如图3.2所示,该液压转角伺服阀阀芯在一定的工作范围内阀口开度连续,且开口面积与旋转阀芯转动角度成正比,增益恒定,流量连续,抗污染能力强,可靠性高,控制灵敏,且阀芯受力平衡,角度伺服精度高。阀芯上有4个沿圆周均布,开口形状相同的阀口,2个高压油口P口和2个回油口T口,P口和T口是对称于圆心的阀口,2个P口中心线的连线与2个T口中心线的连线垂直正交。随动阀套上有4个与之对应的台肩,4个台肩刚好能切断4条油路,这4个台肩沿随动阀套圆周均布,每2个相对的台肩中心线的连线垂直正交。且在随动阀套的每2个台肩的正中间有一个油口,沿随动阀套圆周均布着4个油口,这4个油口的顺序为A口、B口、A口、B口。随动阀套中A口和B口是对称于圆心的阀口,2个A口中心线的连线与2个B口中心线的连线垂直正交。随动阀套和转角伺服阀阀芯处于中位时,2个A口中心线连线与2个P口中心线的连线或2个T口中心线的连线成45。图3.2液压转角伺服阀芯3.2阀的结构尺寸设计3.2.1缸体的设计缸体壁厚取大于7.5mm,缸底部厚度大于10mm,而油道外径需要大于6mm,因此,油道可以设计在缸壁中。缸体壁厚,最终取7.5mm,底部厚度取10mm,吸油管道吸d6mm,压油管道压d3mm,回油管道回d4mm。3.2.2油道设计随动阀套(以下简称阀套)在摆动缸中被压油驱动旋转,需要与阀芯和缸体有良好的配合,同时又需要输出转矩。液压油通过滑环,从缸体进入阀套,还需要进入阀芯,由阀芯控制油的走向。当阀芯转动时,阀套可以立即跟随转动,因此图中阀套与阀芯的接口半径一致,需要精密的配合以保证密封。滑环上的高压油类似柱塞泵中柱塞上的均压槽,同时导通油路,且润滑接触面,利于阀套转动。此处高压油道经径向对称的两个管道进入阀芯,此设计在于使阀芯受力平衡,两方向上的高压油压力平衡,因此阀芯不易卡死。高压油进入阀芯后,分三个油口导通至工作腔,目的是使油液流动顺畅,保证转角伺服阀的旋转速度和精度。3.2.3轴承的计算与选用阀套与缸体之间存在相对旋转运动。在其间安装轴承,根据设计要求,此转角液压缸的旋转范围为165,旋转速度为srad3,轴承受径向载荷kN10rF。由于随动阀套需要较高的旋转精度,因此选择精度性较高的圆柱滚子轴承。圆柱滚子轴承系列中,NUP型(内圈单挡边带平挡圈的圆柱滚子轴承)的特性是(1)承载能力大,额定动载荷比1.53;(2)能承受较小的双向轴向载荷;(3)能限制轴和外壳的双向轴向位移;(4)属分离型轴承,安装、拆卸非常方便;(5)极限转速高。因此,选择NUP型轴承。由于轴承的使用状况转速10r/min,要求寿命1500h,计算轴承所受载荷,根据公式arTndmhCCPfffffC或3.1式中C基本额定动载荷计算值(N);P当量动载荷(N);hf寿命因数,按系列表选取;nf速度因数,按系列表选取;mf力矩载荷因数,力矩载荷较小时mf1.5,力矩载荷较大时mf2;df冲击载荷因数,按系列表选取;Tf温度因数,此处可取1;rC轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷(N);aC轴承尺寸及性能表中所列轴向基本额定动载荷(N)。查表得hf1.390nf1.435mf取2df1.5Tf1而kN10arYFXFP3.2式中X径向动载荷系数,此处取1;Y轴向动载荷系数,此处取1;rF径向载荷(N);aF轴向载荷(N)。所以kN1.29101435.15.12391.PfffffCTndmh对于低速旋转轴承应将动静载荷分别计算,静载荷径向a00oororCCPSC或3.3式中0C基本额定静载荷计算值(N);0S安全因数,查机械设计手册表得,此处可取3;orP当量静载荷(N);orC轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷(N);aoC轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷(N)。kN3010300orPSC查设计手册[9]中的圆柱滚子轴承系列表,选取型号NUP209E,内径mm45d,外径mm85D,宽度mm19B。kN1.29kN5.58CCr;kN30kN8.63oorCC;所以此处所选的轴承合适。3.2.4输入接口模块设计可重构液压机器人关节模块,需要有统一的接口,使其在不同的关节模块之间可以互换调用。此基础模块,即旋转关节模块的输入接口,设计如图3.4和图3.5所示,中心的孔道是控制电线通道,对称的两个孔道是油道。周围六个螺栓孔。图3.4输入接口模块背面图3.5输入接口模块正面3.2.5端盖结构设计该端盖要作为缸筒的外端盖,同时也有与机械手手爪连接。根据液压设计手册,端盖厚度的计算如下ParFbh43.4式中F法兰在缸筒最大内压下做承受的轴向压力(N);KNNdDPAPFnn615.303061505.008.041010422622b法兰上孔中心到外径上的距离(m),这里取15mm;ar法兰外圆半径(m),这里取57.5mm。mm13.9m00913.0101220575.0015.030615446ParFb因此,取法兰厚度不小于10mm,足够将控制线路的孔道设计在法兰中,如上面叙述。4传动结构设计4.1锥齿轮的设计校核已知通过输入轴传递转矩T40Nm,转速n130.00r/min设定锥齿轮1(主动齿轮,下面正文中全部称为齿轮1),锥齿轮2(从动齿轮,下面正文中全部称为齿轮2)。原动机载荷特性SF均匀平稳,工作机载荷特性WF轻微振动,预定寿命H30000小时。4.1.1确定锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用直齿锥齿轮传动,齿轮配合为外啮合。2)由于整个机械手速度不高,故全部选用6级精度(GB10095--88).3)材料及热处理齿面啮合类型GFace硬齿面热处理质量级别QMQ齿轮1材料及热处理Met120Cr齿轮1硬度取值范围58~63HRC齿轮1硬度60HRC齿轮2材料及热处理Met240Cr齿轮2硬度取值范围58~63HRC齿轮2硬度60HRC4)齿轮基本参数由此选齿轮1齿数Z119传动比i1.26齿轮2齿数Z2Z1i191.2623.94,则Z2取244.1.2按齿面接触强度设计根据文献[21],得出设计计算公式10-9a进行试算,即32Φ5.01Φ85.0412dd1HHEZZuKTtd(4.1)确定公式内的各系数1)试选齿轮载荷系数Kt1.0。2)齿轮1传递的转矩T40Nm。3)由文献[20]表10-7选取齿宽系数Φd1/3。4)由文献[20]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2。5)由文献[21]表查得节点区域系数5.2Ez6)由文献[20]图10-21d查得齿轮1的接触疲劳强度极限σHlim11300Mpa;齿轮2的接触疲劳强度极限σHlim21300Mpa。7)由文献[20]式10-13计算应力循环次数N160n1jLh6030300005.41077121028.4NuN由文献[20]图10-191取得KHN1KHN21.3。8)计算接触疲劳许用应力取失效概论为1,安全系数S1.4,由文献[20]式10-12得MpaMpaSKHNH6.9284.113001][1lim11MpaMpaSKHNH6.9284.113001][1lim12(2)计算1)试算齿轮1分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值。32Φ5.01Φ85.0412dd1HHEZZuKTtd326.9285.28.1896/1126.13/185.0400004255.23mm2)计算圆周速度ν。smndt/1000603055.23100060110.0868m/s3)由文献[21],图8.7按6级精度查得动载荷系数KV1.0.4)由文献[21],表8.3查得使用系数KA1.0.由文献[21],图8.11查得齿向载荷分布系数K1.10.计算载荷系数KKVKAK1.10.4)修正小齿轮1分度圆直径d131110.1tdmm57mm。模数19571zdmtt3mm,为标准模数,由于结构需要,使两齿轮轴线的中心距足够的大,暂取m3.5,为标准模数。5)大端分度圆直径d1mz166.5mmd2mz284mm6)齿锥顶距Rmmud486.53126.125.66122217)齿宽bΦdR53.4861/317.8mm取b20mm4.1.3按齿根弯曲强度设计由文献[21]式(8.46)FSFdtFYYbmKF5.0185.04.2确定公式内的各计算数值1K,b,m,Φd同前;2圆周力Ft可由文献[21]式(8.40)算得FtddT5.012116/115.664000021443.6N3齿形系数YF和应力修正系数Ys由文献[21]式(8.33)cos7832.0126.126.11221uucos6217.0126.1111222u由文献[21]式(8.38)得Zv126.247832.019cos11ZZv260.386217.024cos22Z由文献[21]图8.19得YF12.62,YF22.40由文献[21]图8.19得Ys11.54,Ys21.654计算弯曲许用应力由文献[21]式(8.38)得FFNFSYlim(4.3)由文献[21]图8.28f、b查得弯曲疲劳极限应力MPaFF6302lim1lim弯曲疲劳寿命系数1NY2NY1.0;由文献[21]表8.7得疲劳安全系数S1.4,得4.16300.1][1lim121SYFNFF450MPa故54.162.26/115.32085.06.144315.0185.0111SFdtFYYbmKF117.47MPa1F65.140.26/115.32085.06.144315.0185.0222SFdtFYYbmKF115.2MPa2F按照这样的设计,各方面的强度都满足要求,同时也让齿轮在受到冲击载荷时也能有较大的余量。d2Z2m20240mm4.2滑动螺旋的设计与校核由上一级锥齿轮传动的,螺杆传动的力矩T2T1u401924Nm50.53Nm.轴的材料选45号钢,查表的材料的许用扭转切应力MPa45,不考虑转矩的影响,故降低需用应力取36MPa。4.2.1确定螺杆传动的最小直径1)按扭转强度计算有材料力学可知,轴受转矩作用时,不考虑转矩的影响,故降低需用应力取其强度条件为316dTWTT(4.4)故mmmmTdt26.193616505301633202)由于轴上还要键槽,设有两个键槽,则轴的直径增大10,则1.100tdd21.19mm取220dmm4.2.2梯形螺纹结构尺寸的确定梯形螺纹的小径d1d00.12d024.64mm,取d125mm,由GB/T5796.32005得,选取M36,则梯形螺纹的基本尺寸为螺距P10mm,中径d231mm,大径D437mm,小径d325mm.4.2.3梯形螺纹结构尺寸校核滑动螺纹的失效形式有;螺纹磨损,螺杆断裂,螺纹牙根剪断和弯断,螺杆很长时还可能失稳。一般常根据抗磨损条件或螺杆受压面强度条件设计螺杆尺寸,对其它失效形式进行校核计算。螺旋的基本尺寸由梯形牙侧角15o,钢对钢滑动速度Vs0.05m/s,当量摩擦因素f,取0.11,则,当量摩擦角,arctan0.116.280,每个螺纹的扭矩T3T2/225.27Nm.螺纹升角arctan2dnparctan3110422.320则,螺纹轴向载荷F2,3tan2dT3128.632.22tan100027.25200N2989.6N1)耐磨性计算螺纹的磨损多发生在螺母上。磨损与螺纹工作表面的压强,滑动速度,工作表面的粗糙度及润滑状况等因素有关,其中最主要的是压强。所以,耐磨性计算主要是限制螺纹工作表面的压强,以防止过度磨损。螺纹的耐磨条件为PhHdFpAFPs2(4.5)其中轴向载荷为F,螺母旋合高度为H,螺距为p,螺纹的工作高度为h,承压面积为A,螺纹工作面上的压强为Ps。可引用系数H/d2.对于梯形螺纹,h0.5p,螺纹的中经d2PF8.0根据文献[21]表5.3,钢对钢低速,取[P]10MPa。取2。则,螺纹的中经d2PF8.01026.29898.0mm9.78mm31mm满足耐磨性要求2)螺杆强度计算对于梯形螺纹d1F25.14(4.6)其中螺杆螺纹小径为d1,螺杆材料的许用应力为[],根据文献[21]表5.9查得[]80MPa,螺杆所受轴向力为F。则d1806.298925.14mm7.71mm满足强度要求3)螺纹牙强度计算因螺母材料的强度低于螺杆,所以螺纹牙的剪切和弯曲破坏多发生在螺母上。可将展开后的螺母螺纹牙看做一悬臂梁。螺纹牙根部的剪切强度校核计算式为bzdF,(4.7)螺纹牙根部的弯曲强度校核计算式为bbbzdhF2,3其中,螺母螺纹大径为d,,螺纹牙的工作高度为h,旋合数z4.4,,螺纹牙根部厚为b0.65p,螺母材料的许用切应力为[],取60MPa,螺母材料的许用弯曲应力为[]b,取70MPa。则,4.41065.0376.29890.899MPa60MPa,25.64.43756.29893b2.075MPab70MPa。故螺纹牙强度满足要求。4.3传输轴结构设计校核有上面的计算可知,d0t20mm,d022mm。选取轴材料为40Cr,调质处理。轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。图4.1轴的各段直径和长度1)轴的最小直径显然是安装轴承处的直径,为了安全起见,取轴承处直径d120mm初步选择滚动轴承。因为轴承只受到径向的力作用,故选用深沟球轴承。根据轴承直径d120,选取轴承7004C;其尺寸为dDB20mm42mm12mm。2)轴各段直径长度长度直径11.5mm20mm3.5mm25mm2mm22mm98mm37mm2mm22mm11mm25mm21mm22mm20mm20mm轴的总长度169mm轴的段数83)轴上零件的定位轴向定位,左轴承安装在外壳轴承安装位上,右边用轴肩定位,左右手抓用弹性挡圈定位,齿轮2左端用轴肩定位,右端通过轴套定位,同时支撑在右轴承的内圈,外圈用外壳定位。周向定位,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证,由此选轴的直径尺寸公差为m6,齿轮与轴的周向定位采用平键连接,由文献[22]查得平键截面bh6mm6mm,长度取14mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为6n6H。4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考文献[20]表15-2,取轴端倒角为145,各轴肩处的圆角半径见图。5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图(图4.1)做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置,由于是角接触球轴承,由GB/T296得7004C轴承力作用点距外环原边的距离10.2mm,根据轴的计算图做出轴的弯矩图和扭矩图(图4.2)。图4.2轴的弯矩图和扭矩图图从轴多的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出,齿轮啮合的中线是轴的危险截面。现将计算出的危险截面处的MH、MV及M的值列于下表表4.1危险截面处的MH、MV及M的值载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1976.6N,FNH2324.2NFNV11045.4N,FNV11045.4N弯矩MMH51958.3NmmMV58660.1Nmm总弯矩M221.586603.5195852288.5Nmm扭矩TTT25250002526.5Nmm6)按照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以及上表的数据,以及轴双向旋转,扭转切应力为对称循环应力,取α1,轴的计算应力323mm882.022d2t-dbt-32dπWWTαMσ22022.8825.25265.522882259.35MPa。前面选取轴材料为40Cr,调质处理,由文献[21]表15-1查得[σ-1]70MPa。因此σ[σ-1],故安全。轴的结构图如图4.3。图4.3轴结构简图5键的校核键的材料选用45钢,进行调制处理,具有很强的抗扭性能,工作在轻微冲击下,键的许用挤压应力p120MPa。键的主要失效形式为,键,轴槽和轮毂三者强度最弱的工作面被压溃。其强度条件为ppkldT2(5.1)其中T为传递的转矩,d为轴的直径,l为键的工作长度,k为键与毂槽的接触高度,取为h/2。5.1输入轴键的校核由输入轴的直径20mm,T140Nm。由GB/T1096-2003,选取A型键,Lhb1566,bLl得MPaMPakldTpp1201.14820934000022故强度不满足要求。改选C型键,Lhb866,2/bLl得MPaMPakldTpp1201.111201234000022故强度满足要求。5.2传输轴键的校核由输入轴的直径22mm,T150.53Nm。由GB/T1096-2003,选C型键,Lhb1766,2/bLl得MPaMPakldTpp1204.109221435053022故强度满足要求。6其它零件的选取6.1六角螺钉在缸体与密封盖之间需要根据缸体尺寸,壁厚为8mm,缸体外径为91mm,所用材料为45钢,MPas370,取安全系数为St2,查机械设计手册选择螺钉GB/T70.1M516[11]。选定后进行强度校核螺钉轴向力NNSPFS2845822761086.1螺钉受力面积2222mm62.19mm45π4dπAMPaAFS14562.1928456.2MPaMPaSts1852370][6.3][强度满足要求。其中FS为单个螺钉所受轴向力;A为单个螺栓受力面积;为单个螺钉所受应力6.2轴端挡圈及螺钉输入轴的轴向固定采用轴端挡圈,可以承受较大的轴向力,GB/T894.1。螺钉GB/T5780M5。6.3螺栓螺母在本设计中,连杆部分连接、端盖的连接需要使用螺栓连接。根据关节尺寸及为了方便加工,统一选择M5的螺栓螺母。螺栓GB/T5782M525,螺栓GB/T5782M540,螺母GB/T6170M5[11]。7机械手的运动仿真由上面的计算可知,机械手的最大抓紧力Fmax2989.6N,传输力矩Ts25.27Nm,最大抓取力矩TmaxFmaxl2989.60.14Nm418.5Nm。由梯形螺纹的螺距P10mm,条数n4,则导程SPn40mm,转角自伺服阀转角的范围为1650,则单只机械手的位移A1mmmmSZZ2924180401916518016021。故机械手,开合范围0-58mm,手指伸出长度为111mm,最大抓紧力Fmax2989.6N。7.1基于pro/e的三维建模(1)由上面的计算可知机械手各零件的基本尺寸,要是利用Pro/e中的拉伸、旋转、扫描等基本操作,建立工作装置三维实体模型,其中轴承,可以使用简化画法。(2)各部件的装配与连接。先可将上下箱体装配好后,第一个装配,选择缺省模式,系统默认为不动件。其中销钉连接其运动副自由度为1,零件可沿销钉所在轴线旋转适合机械手中各个转动部件(如安装轴承)的运动方式,定义完成后系统会自动产生一个“轴对齐”的位置约束。另外还需要定义一个“平移”约束来定义安装的轴向位置,通常可以取轴承端面和轴或者孔的一个面使用“对齐”属性选择“重合”。齿轮连接其运动副自由度为需要定义两个齿轮的各自的“运动轴”,对应的主体中的齿轮、托架和节圆直径。7.2运动仿真在机械手爪部分按照设计要求有1个自由度,对应1个舵机进行控制,所以在运动仿真中需要定义1处伺服电机,而因为每个舵机需要正反2个方向转动故需要在机构(Mechanism)模块中用到伺服电动机定义(ServoMotorDefinition),如图7.1图7.1伺服电机定义(1)伺服电机伺服电机是机构仿真中的旋转动力原件。一般定义在旋转运动副上如机械手的舵机的位置。通过设置其属性可以定位其转动的速度或者加速度。如安装所用的各舵机的速度设置为60/s。(2)分析设置和运行可以设置测量结果例如当我们需要得到手爪末端的的位置和速度曲线时,可以分别在测量定义中添加位置和速度并选好对应的测量点和坐标系。然后通过运行可以得到测量结果和回放动画。7.3轨迹规划方案对机械手从一点到另一点的移动轨迹做出了严格的控制。而在此之前运用Pro/E中插入迹曲线选定需要控制的端点如机械手爪的末梢点和定义伺服电机就可以绘制出其三维的运动轨迹如图7.2图7.2机械手的运动轨迹7.4动态模拟图7.3机械手运动前图7.4机械手抓持时7.5干涉检查干涉检查的目的是分析机械手工作装置个传动机构可能出现的运动干涉及“死点”位置,这是保证工作装置能正常工作的必要条件。Pro/engineer动态模拟自动检测各杆件在运动过程中的干涉问题,效率高,准确度好,解决了传统设计中的难题,使杆件干涉问题在设计过程中得到了有效的

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