基于Solidworks的抓物機器車機構設計及運動仿真【說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真】

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Because it can replace us doing some dangerous operation , to replace manpower to work. Because it can replace us some dangerous operation, to replace manpower to work. We have designed the Grasping machine car that developed in the mechanization and automation of the production process and the robot van combined into one product. So that it can catch things exercise can help people complete the removal of an object or obstacle clearance work in complex terrain or harsh, dangerous environment. Grasping machine car designed primarily controlled by a wireless communication car forward, backward, or turn. by the screw rotates, driven to move up and down the screw on the nut, and then realize gripper closure through the link structure to realize grasping objects actions . Screw placed vertically, and the arm is fixed on screw nut, stepper motor driven rotary screw, nut meeting next move, the arm will move up and down, which is under the robot moves down to meet the robot grasping objects, elevated movement of the object. Turn the robot, driven by fixed-gear screw rotation middleware implementation. Key words: machine car; grasping objects; screw  目 錄 引言 1 1 設計方案 2 1.1 設計內容 2 1.2 設計目的 2 1.3 方案的選擇 2 2 機械手的設計 3 2.1 抓手結構的設計 3 2.2 爪片的設計 5 2.3 螺桿的設計 7 2.3.1確定螺紋中徑 8 2.3.2螺桿的強度計算 9 2.3.3螺母螺紋牙的強度計算 9 2.4 連桿盤的設計 10 2.5 套筒的設計 11 2.5.1套筒的尺寸 11 2.5.2螺栓的選擇 11 2.5.3螺紋連接的防松 13 3 轉臂的設計 13 3.1 受力分析 13 3.2 轉臂的尺寸計算 14 3.3 螺栓的設計 15 3.3.1螺栓組結構設計 15 3.3.2螺栓受力分析 15 4 滑動絲桿的設計 16 4.1 螺紋牙型的選擇 16 4.2 螺距選擇 16 4.3 絲桿直徑的確定 16 4.4 螺桿的強度計算 17 4.5 螺母螺紋牙的強度計算 17 4.6 絲桿的長度 18 4.7 絲桿螺母的傳動形式 18 4.8 絲桿的固定 19 4.9 軸承的選擇 19 4.10 固定板的設計 21 4.10.1固定板的結構 22 4.10.2固定架的固定 22 5 轉盤的設計 23 5.1 中間板的設計 23 5.2 鍵的選擇 25 5.3 齒輪的設計 25 5.3.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 25 5.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 26 5.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計 27 5.3.4幾何尺寸計算 27 5.4 軸的設計 28 6 車身的設計 30 6.1 上車身的設計 30 6.2 下車身的設計 31 6.3 支板的設計 35 6.3.1支板的結構 35 6.3.2尺寸計算 35 6.3.3支板的連接 36 6.3.4輪子孔的設計 36 7 solidworks的建模和仿真 37 8 總結 38 謝 辭 39 參考文獻 40  V 第55頁 共43頁 引言 隨著社會的進步，社會的分工也越來越細，特別是在現代化的生產中，有的人每天就只能做著同一件事，或者是擰同個部位的某個螺母，或者是接著同一個地方的線頭，就像電影《摩登時代》中所演的，由于老是做同一個動作，身體相同的部位得不到休息，于是開始產生了各種職業(yè)病。于是人們強烈的希望能有什么東西能代替自己工作而自己不用那么的難受。于是機器人就被發(fā)明了出來，并替人完成那些很枯燥、單調、危險的工作。而且，機器人的發(fā)明大大的提高了工作效率，提高了工業(yè)的發(fā)展，為更多的人提供了機會。 機器人的出現，使人們擺脫了那些繁瑣、危險的工作。一般的，在有危險，對人體有害的場合，你總能看到他們的身影。如噴漆行業(yè)，油漆發(fā)出的氣味很難聞，那是有毒氣體，聞多了會對人體造成難以想象的傷害；還有電焊的場合也是對人眼睛的傷害也很大，也是有了專門用來焊接的機器人。這樣的地方很多，在工業(yè)里已經屢見不鮮了。特別是在汽車和工程機械行業(yè)里，噴漆和焊接那是必不可少的。也正是這些工作對汽車行業(yè)的不可或缺，近幾年來，國內生產的工業(yè)機器人大多是用于服務汽車行業(yè)的，也正因為這樣，汽車工業(yè)的發(fā)展也推動了機器人的增長。 在一些對灰塵要求很嚴的重要場合或者實驗室中，一旦灰塵的量超過了標準，就會有廢品的出現。例如要在 10級潔凈室中制造的電腦重要器件。按國際標準，10級潔凈室就是要在一立方英尺內不得出現超過10個以上的直徑大于0.5微米的塵埃。100級潔凈室就是在一立方英尺內不得出現100個同樣大小的塵埃?？删褪窍脒M入100級潔凈室，工作人員也要換上特制的裝備才可以進去，而且，在進去之前的5個小時都不可以使用化妝品或者吸煙等，這條件可見很難做到了。所以10級潔凈室也只能由機器來完成了，想進去，條件太苛刻了。 而有些場合，由于被環(huán)境的限制，如有放射性物質，被有害氣體包圍等，我們很難進去，也沒法找里面的東西出來研究。于是特制的抓物機器車就很有必要設計出來。 這次設計是基于三維軟件Solidworks設計的。該軟件的功能很強大，組件也很多。 Solidworks是現在最主流的三維CAD解決方案，因為他具有了功能強大、易學易用、技術創(chuàng)新等特點。 而且SolidWorks可以提供不同的設計方案、減少了設計過程中的錯誤以便提高產品質量。對工程師和設計者來說，SolidWorks 不僅提供如此強大的功能，操作更是簡單方便、易學易用。  1 設計方案 1.1 設計內容 因為是要進行比較精密的抓取物體，所以采用無線通信技術實現對機器車的控制。通過無線接通電機，電機驅動輪子來實現小車的前進、后退與轉向。而在小車的上面則是抓物機械手的部件。要實現機械手的上下移動還有一定范圍的轉動，還有爪片的自由張合。 1.2 設計目的 （1）可以在危險的，無人可進入的地方抓住物體并且移動物體，便于實驗和研究。 （2）由于抓物機器車使用無線通信技術控制，其動作準確，操作簡單，因此可以提高穩(wěn)定性能。 1.3 方案的選擇 由于小車的移動都要很精確，所以只考慮了步進電機和伺服電機。步進電機的速率是由驅動器信號輸入的脈沖數量和頻率來控制的。但不適合在長時間和同方向的場合使用，這樣容易燒壞電機。而伺服電機與步進電機相比，在控制方式上很相似都是用脈沖串和方向信號，但價格相對來說較高。在性能滿足的情況下，考慮經濟方面，我們采用了步進電機。 對于機械手的上下移動，可以想到的有液壓、氣動還有絲桿?？紤]液壓和氣動都比較的便宜，但考慮到精確度，能采用的也只有絲桿了。對于爪片的自由張合，氣動便宜實用，但由于在前面都沒用到，在這里用的話還得設計氣動裝置，麻煩而且也不太實際，因此我們采用了步進電機。  2 機械手的設計 由于設計的抓物車一般是在危險的地方工作，那地方可能是一些夾縫什么的，因此我們設計的小車都比較的小。設小車的尺寸為400*200*100mm，而抓取的物體最重為6KG。 2.1 抓手結構的設計 設抓盤的直徑為50mm，爪子的開口角度為120度，抓爪可轉動30度。采用的是四桿機構來實現爪子的自由張合。結構如圖所示： 圖2-1 四桿結構簡圖 其中L1是連桿盤與抓盤的距離，L2是爪子上兩個圓柱銷之間的距離，L3是連桿與爪子的距離，L4是連桿。 如圖，L2、L3、L4為定長，而L1隨著連桿盤的移動而改變，當連桿盤向上移動時，L1會變大，那時，連桿L4通過L3拉著L2向上轉動，那時爪子張開：相反，當連桿盤向下移動時，連桿會壓爪子向下轉動，即爪子會抓緊物體。 受力分析： 圖2-2 四桿受力分析 =cos*F =sin*F 由受力分析可知： 當=時，=，也就是使爪子向下轉動的力與向外的力是一樣的，這時，爪子處于平衡狀態(tài)。而隨著的增大，會大于,也就是說，當大于45度后，爪子盤向下，也就是增大后，爪子的抓力反而變小，也就是說我們設計時應該小于45度，45度時就是抓取物體的最小尺寸。 從圖上可知，當為45度時，越小，L4越短，從材料和經濟方面來看，越小越好，故取=。 當抓取的物體最小時，也就是抓爪轉動30度，那時 圖2-3 抓物受力簡圖 //，取=10mm, 則=，=30mm； 所以 30mm 當抓手的開口最大時，如圖 圖2-4 開口最大受力分析 此時、連成一線，則 = = 設=30mm,則 +=2cos*30=52 mm 所以 =42mm 故 3042 取 =40mm 在連桿中連接處會打通孔，我們算出來的就是兩孔間的距離，所以實際尺寸應該要加上半徑還有傍邊的部分。設通孔的中心到一邊的距離為5mm，則連桿實際長度為40+5*2=50mm. 2.2 爪片的設計 為了更好的抓起物體，使物體不掉下來，應把爪片的下面做成一個傾角，受力分析如下： 圖2-5 抓物時受力簡圖 Mg=cos*F+sin*? cos* ?=sin*F F=Mg*cos 可知，越小，F會越大，當取為45度時，代入數據后得 F=2*10*cos=14N 根據拉壓桿的強度條件： = 得： []= 式中： []為許用應力； n為安全因數； 為載荷； A為桿的橫截面面積 表1 常用材料的力學性能表 材料名稱 牌號 /MPa / MPa /% 備注 普通碳素鋼 Q215 Q235 Q255 Q275 215 235 255 275 335-450 375-500 410-550 490-630 26-31 21-26 19-24 15-20 對應久牌號A2 對應久牌號A3 對應久牌號A4 對應久牌號A5 優(yōu)質碳素鋼 25 35 45 55 275 315 355 380 450 530 600 645 23 20 16 13 25號鋼 35號鋼 45號鋼 55號鋼 合金鋼 20Cr 40Cr 30CrMnSi 540 785 885 835 980 1080 10 9 10 20鉻 40鉻 30鉻錳硅 鋁合金 LY12 274 412 19 硬鋁 查表1得： 考慮到要質量較輕，采用鋁合金材料： 則 取安全系數n=1.2,代入數據得 []=274/1.2=228 Mpa A14/228*=0.06* 故取抓爪的尺寸為 14*5=7060mm 取首尾間的距離為80mm 由杠桿原理得 圖2-6抓爪受力簡圖 10*N=80*F 得 N=8*14=112 N 由前面圖2-3的受力分析得 當=時 N=cosF F=112/0.7=158 N 受力較大，所以采用了合金鋼Cr20,查表得。取安全系數n=1.2,代入數據得 []=540/1.2=450 Mpa A（112/450）*=0.25* 所以取 連桿的橫截面面積為 5*6 mm 連桿的尺寸為40*5*6 mm 2.3 螺桿的設計 螺旋傳動是利用螺桿和螺母組成的螺旋副來實現傳動要求的。它主要是把回轉運動轉變?yōu)橹本€運動。主要運動形式有以下兩種：一種是螺桿轉動，螺母移動；一種螺母固定，螺桿轉動并且移。 螺旋傳動按其用途不同，可分為以下三種： (1)傳力螺旋。 它以專遞動力為主，要求以較小的轉矩產生較大的軸向推力，用以克服工件阻力。這種傳力螺旋主要是承受很大的軸向力，一般為間歇性工作，每次的工作時間較短，工作速度也不高，而且通常需要有自鎖能力。 (2)傳導螺旋。它以傳遞運動為主 (3)調整螺旋。它可以調整、固定零件的相對位置。 螺旋運動又可分為滑動螺旋、滾動螺旋和靜壓螺旋?；瑒勇菪Y構簡單、便于制造，易于自鎖，但其阻力大，磨損快，傳動精度低等。而滾動螺旋相反，阻力小，傳動精度高，但結構復雜。 我們要求的是能傳動動力，而且精度要求不高，行程較短，軸向力也不是很大，綜上，我們采用了滑動螺旋 滑動螺旋的磨損與螺紋有很大的關系，螺紋工作面的壓力、表面粗糙度的選擇不好，會加快螺旋的磨損。螺紋工作面上的壓力越大，螺旋副間越容易形成過度磨損。因此選擇螺紋的選擇也很重要。 當載荷不大，工作對螺紋間的摩擦力要求不大、螺距又比較小時，可采用基本螺紋和細牙螺紋。當載荷較大，螺距又較大時，應采用梯形螺紋。它比三角甌的傳動效率高，強度大。因此采用梯形螺紋。 表2-1 螺旋傳動常用的材料 螺旋副 材料牌號 應用范圍 螺桿 Q235、Q275、45、50 材料不經熱處理，適用于經常運動，受力不大，轉速較低的傳動 40Cr、65Mn、T12、40WMn、20CrMnTi 材料需經熱處理，以提高其耐磨性，適用于重載、轉速較高的重要傳動。 螺母 ZCuSn10P1、 ZCuSn5Pb5Zn5（鑄錫青銅） 材料耐磨性好，適用于一般傳動 表2-2 滑動螺旋副材料的許用壓力[p]及摩擦系數? 螺桿-螺母的材料 滑動速度/（m/min） 許用壓力/Mpa 摩擦系數? 鋼-青銅 低速 18-25 0.08-0.10 11-18 6-12 7-10 淬火鋼-青銅 6-12 10-13 0.06-0.08 鋼-鑄鐵 13-18 0.12-0.15 6-12 4-7 鋼-鋼 低速 7.5-13 0.11-0.17 2.3.1確定螺紋中徑 查表螺旋傳動常用的材料和滑動螺旋副材料的許用壓力[p]及摩擦系數?可?。郝輻U的材料可用45號鋼，螺母可用ZCuSn5Pb5Zn5（鑄錫青銅），選滑動速度為低 速，許用壓力 [p] 為20Mpa. 由滑動螺旋的耐磨性計算公式 對于梯形螺紋，有 0.8 螺母高度 H= 取，代入數據得 0.8=1.8 查機械手冊取 =3.675mm, 螺距P=0.5mm d=4mm,小徑=3.459mm； H=1.5*3.675=5.5125mm 對于自鎖條件： =arctan=arctan 而 =arctan() 代入數據得 =arctan0.04 0.8 所以 0.04 滿足自鎖條件。 2.3.2螺桿的強度計算 螺桿的強度條件為： = 式中：F-螺桿受到的軸向壓力； A-螺桿截面面積； -螺紋小徑； T-螺紋受到的扭矩; -螺桿材料的許用應 表2-3 滑動螺旋副材料的許用應力 螺旋副材料 許用應力/Mpa [] 螺桿 鋼 螺母 青銅 40-60 30-40 鑄鐵 45-55 40 鋼 （1.0-1.2 0.6 由表滑動螺旋副材料的許用應力得=355，則==71 Mpa 把F=148 N, =3.675mm ，=48.35 代入 得 T10.6 Nm 所以，電機的扭矩應該小于10.6 N。 2.3.3螺母螺紋牙的強度計算 因為螺母的材料強度比較螺桿的強度要低很多，而螺紋牙又多因為發(fā)生剪切和擠壓破壞而失效，故需要校核螺母的螺紋牙的強度。 由剪切強度條件 彎曲強度條件為 = 式中： b-螺紋牙跟部的厚度，對于梯形螺紋，b=0.65 P l-彎曲力臂 l= u-螺紋工作圈數 u= 代入數據得 =0.2]=30-40 ==0.5=40-60 因此螺紋的強度符合設計要求。 螺桿的長度：工作行程為30mm加上螺母的高度6mm,因此取長度為36mm. 2.4 連桿盤的設計 連桿固定在連桿盤上，然后連桿盤與螺母連接，然后跟著螺母的上下移動而移動，從而通過連桿推動抓爪的轉動。連桿盤是在套筒里面上下運動的，而連桿要接到抓爪，要穿出套筒，因此在套筒上應該會有三個長孔，滿足連桿隨著連桿盤上下移動，為了加工和安裝的方便，直接把孔開到口，而把連桿盤與連桿相連的部分放到套筒外面，這樣更好的安裝連桿。如圖： 圖2-7 連桿盤的結構簡圖 中間的孔是為了螺桿能通過，使螺桿與連桿盤不接觸就可以了，而盤中的三個孔則是為了固定連桿盤與螺母而留的。采用螺釘連接，螺釘可以直接擰入連桿固定板上螺紋孔中，不需用螺母，但不能經常拆裝，這樣易使螺紋孔磨損，從而導螺母的報廢，故多用于受力不大，或不需用經常拆裝的場合。在這里剛好適用。由于在這里，螺釘其固定作用，基本上只受連桿盤的重力作用，很小可忽略不計。 連接處，在外力的作用下，銷釘與孔直接接觸。當擠壓應力過大時，在孔、銷接觸的局部區(qū)域內，將產生顯著塑性變形，導致孔、銷間的正常配合。由擠壓強度條件 = 式中： -擠壓力 -耳片的厚度 d-孔的直徑 代入數據得 300* 0.5* 取 =10mm , d=4mm 則連桿盤的厚度可為10mm 2.5 套筒的設計 2.5.1套筒的尺寸 套筒內是螺桿，在桿上連桿盤固定在螺母上，套筒的下方是抓盤，但為了節(jié)約材料，我們把套筒和抓盤合在一起。如圖 圖2-8 套筒結構 抓盤的直徑是50mm，則可設套筒的外徑為35mm,內徑可為30mm。由于螺桿的長度為36mm套筒的長度為50mm.套筒的上部分，為了便于安裝連桿和連桿盤，直接開了三個深糟，糟的深度與螺桿的長度一樣，也就是36mm套筒還要與轉臂相連，故在最上面還要做耳。 2.5.2螺栓的選擇 對于連接件，一般的螺紋連接有幾種類型： （1）螺栓連接 在被連接件上開有通孔，插入螺栓后在螺栓的另一端擰上螺母，這種連接的結構特點就是被連接件上的通孔和螺栓桿間留有間隙，通孔的加工精度要求低，結構簡單。 （2）雙頭螺栓連接 這種連接適用于結構上不能采用螺栓連接的場合，如被連接件之一太厚不宜制成通孔，材料又比較軟，且需要經常拆裝時，往往采用雙頭螺栓連接。 （3）螺釘連接 這種連接的特點就是螺栓或螺釘直接擰入被連接件的螺紋孔中，不用螺母，在結構上比雙頭螺栓連接簡單、緊湊。其用途和雙頭螺栓連接相似，但經常拆裝時，易使螺紋孔磨損，會導致被連接件報廢，故多用于受力不大，或不需用經常拆裝的場合。 （4）緊定螺釘連接 緊定螺釘連接就是利用擰入零件螺紋孔中的螺釘末端頂住另一零件的表面或頂入相應的凹坑中，以固定兩個零件的相對位置，并可傳遞不大的力或轉矩。螺釘除了作為連接盒緊定用外，還可以用于調整零件的位置。 綜上所述，轉臂的厚度較大，不宜制成通孔，因此選擇螺釘連接。 1）螺釘的分布 采用三個平均分布，螺栓數Z=3. 2）受力分析 螺釘受抓手的重力和殘余預緊力 F=(6+0.02*3+0.03*3+0.2)*10=63.5 N 取 =0.5F, 得 =0.5*63.5=31.75 N 總拉力 = =95.25 N 3）直徑的確定 選擇材料為Q235、性能等級為4.6的螺釘，查表得材料屈服極限=240Mpa，安全系數S=1.5，故螺釘材料的許用應力=Mpa. 根據螺栓危險截面的拉伸強度條件 = 得 代入數據得 =1mm 按普通螺紋的基本尺寸（GB196-81），選用螺紋公稱直接d=3mm. 查粗牙螺栓、螺釘的旋入深度和螺紋孔尺寸得 d=3mm，h=6mm 查普通螺紋連接的標準件（GB70-76）得圓柱頭內六角螺釘的長度為 L=10mm 所以螺釘的為M3*10-Q。重量為0.003kg 2.5.3螺紋連接的防松 一般的連接螺紋都能滿足自鎖條件，此外擰緊以后螺母和螺栓頭部等支承面上的摩擦也有防松作用。但在沖擊、振動等的作用下，螺旋副間的摩擦力會變小甚至消失。多次后就會使連接松脫，因此要進行防松。防松的根本就是在于防止螺旋副在受載的時候發(fā)生相對轉動，防松的方法可分為摩擦防松、機械防松和破壞螺旋副運動關系防松等。其中摩擦防松又可分為對頂螺母、彈簧墊圈、自鎖螺母。這幾中方法都是結構簡單，方便使用。 故選用了彈簧墊圈來防松。 3 轉臂的設計 轉臂的作用是支撐機械手和抓取的物體的重量，因此在這里對強度要求很嚴格。 在這里，轉臂固定在左邊的螺母上，并隨著螺母上下移動，因此可以把轉臂當做懸臂梁來算。 3.1 受力分析 圖3-1 轉臂受力分析 建立剪力、彎矩方程得 Fby=F, M=Fa 畫出剪力、彎矩圖，如上圖所示。 3.2 轉臂的尺寸計算 圖3-2 轉臂的尺寸 從彎曲強度考慮，理想的變截面梁，是使所有橫截面上的最多彎曲正應力都等于許用應力。 ==[] 得 = 而對于矩形截面懸臂梁， =F*x 得 h(x)= 采用材料鋁合金來加工梁，則[]=228MPa.因為車的長度為400mm，若在車的中間立起絲桿，設最遠可以抓離車100mm遠的物體，則算出了梁的長度為 a=400/2+100=300 mm 而F為抓手和抓取的物體的重力總和。即F=63.5 N.取梁寬b=55mm,代入式中得 h==4 mm 但一般情況下，在外力作用下，梁的軸線會由直線變成曲線。研究表明，對于細長梁來說，剪力對其的變形影響一般很小，可以忽略不計，彎曲時各橫截面仍保持平面，仍與變彎后的梁軸正交。忽略剪力的影響后，轉角和撓度相互關聯。 設許用撓度[]=a/500，則梁的剛度條件為 其中：彈性模量E=200GPa,矩形的慣性矩I= 代入數據得 h6.3*m=6.3mm 綜上，可以取 h=15mm 3.3 螺栓的設計 轉臂與套筒的連接是由螺釘連接的，因此在轉臂的下方打d=6mm，h=8mm的螺紋孔，同時在上方也要打幾個固定電機的孔。另一端，轉臂與絲桿上的螺母固定，然后隨著螺母的上下移動而實現轉臂的上下移動。在上面我們說到了很多的連接方式和各個方式的優(yōu)點。在這里，可以采用螺栓連接，被連接件上的通孔和螺栓之間留有空隙，通孔的加工比較容易，精度要求較低。 3.3.1螺栓組結構設計 采用如圖所示的結構，螺栓數z=4，對稱布置 圖3-3 螺栓分布 3.3.2螺栓受力分析 螺栓受抓手的重力作用，因此每個螺栓所受的力為 F=MG/4=15.9 N 而 =+F 取 =0.5F 則 由螺栓危險截面的拉伸強度條件： = 得 代入數據得 =0.8mm 取 =3.242mm 查得d=4mm.查六角頭螺栓，取螺栓M4*30 4 滑動絲桿的設計 絲桿螺母機構主要是用來將螺旋運動變換成直線運動，或者將直線運動變換成螺旋運動，絲桿螺母機構又分為滑動摩擦機構和滾動摩擦機構，滑動絲桿螺母機構結構簡單、加工方便，制造成本低，而且具有自鎖功能，但其摩擦阻力矩大，傳動效率低。與滑動絲桿副相比，滾動絲桿副摩擦阻力矩小，傳動效率大，而且還具有軸向剛度高、運動平穩(wěn)，傳動精確度高，不易磨損，但結構復雜，制造成本高，而且不能自鎖，具有傳動的可逆性，在做升降傳動結構的時候，還要采取制動措施。我們才用了滑動絲桿來實現轉臂的升降。 在上面中，我們可以知道作用在絲桿的力F=63.5 N 4.1 螺紋牙型的選擇 精密絲桿螺母傳動，常用的螺紋有牙型角為普通公制螺紋和牙型為的梯形螺紋兩種。當絲桿螺母結構的載荷不大，螺紋間的摩擦對工作影響不大，而又要求小螺距的時候，可采用公制基本螺紋和公制細牙螺紋。當載荷較大時，螺距也要求較大，宜用梯形螺紋。梯形螺紋比三角形螺紋的傳動效率高，強度大，螺距打。螺距小時，制造困難而且不耐磨。 易知，絲桿所受載荷不大，所以選擇的普通公制螺紋。 4.2 螺距選擇 常用的梯形螺紋螺距有2、3、4、5、6mm等。而在精密儀器設備中，采用的公制螺紋螺距主要有0.25、0.5、0.75、1、1.25、1.5、1.75mm等，根據實際的進給可選擇螺距為0.5mm 4.3 絲桿直徑的確定 查表螺旋傳動常用的材料和滑動螺旋副材料的許用壓力[p]及摩擦系數?可?。郝輻U的材料可用45號鋼，螺母可用ZCuSn5Pb5Zn5（鑄錫青銅），選滑動速度為低速，許用壓力 [p] 為20Mpa. 由滑動螺旋的耐磨性計算公式 對于普通螺紋，有 0.56 其中:h-螺紋的工作高度 t-螺距 螺母高度 H= 取，代入數據得 0.56=1.3 查機械手冊取 =12.701mm, 螺距P=2mm d=14mm,小徑=11.835mm； H=1.5*12.701=19.0515mm 4.4 螺桿的強度計算 螺桿的強度條件為： = 式中：F-螺桿受到的軸向壓力； A-螺桿截面面積； -螺紋小徑； T-螺紋受到的扭矩; -螺桿材料的許用應力。 由表滑動螺旋副材料的許用應力得=355，則==71 Mpa 把F=63.5 N, =11.835mm ，=102.554 代入 得 T19.8 N 所以，電機的扭矩應該小于19.8 N。 4.5 螺母螺紋牙的強度計算 因為螺母的材料強度比螺桿的低，而螺紋牙又多因為發(fā)生剪切和擠壓破壞而失效，故需要校核螺母的螺紋牙的強度。 由剪切強度條件 彎曲強度條件為 = 式中： b-螺紋牙跟部的厚度，對于梯形螺紋，b=0.65 P l-彎曲力臂 l= u-螺紋工作圈數 u= 代入數據得 =0.2]=30-40 ==0.5=40-60 因此螺紋的強度符合設計要求 4.6 絲桿的長度 如圖所示：設抓手與地面的距離為200mm 圖4-1 高度簡圖 a+H=h+L+200 其中：a為絲桿長度； H為小車高度； h為套筒高度； L為抓爪的高度。 代入數據得 a=200+70+50-100=220mm. 4.7 絲桿螺母的傳動形式 根據絲桿和螺母的相對運動情況，其基本傳動形式可以分為： （1）螺母固定、絲桿轉動并移動 這種傳動形式是因為螺母起支承作用，并消除了絲桿軸承可能產生的軸向竄動，結構簡單，傳動精度較高，但剛性差，一般用于行程較小的場合 （2） 絲桿轉動、螺母移動 該傳動需要限制螺母的轉動，因此需要導向裝置。 （3） 螺母移動，絲桿移動 這種傳動需要限制螺母的移動和絲桿的轉動，結構較復雜，而且占用空間較大 （4） 絲桿固定、螺母轉動并移動 該結構簡單、緊湊，但使用時很不方便，故很少應用。 4.8 絲桿的固定 在這里絲桿是豎直安裝的，因此不僅要保證絲桿的豎直度，還要考慮到絲桿的旋轉運動，這就涉及到了旋轉支承部件的選擇了。 4.9 軸承的選擇 軸承按摩擦的性質不同，可以分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承。滾動軸承由于摩擦系數小，啟動阻力小，選用、潤滑、維護都比較方便，選用滾動軸承。滾動軸承又可以分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承。 （1）向心推力軸承的作用 圖4-2 向心推力軸承 （2）向心軸承 主要承受徑向載荷 圖4-3 向心軸承 （3）推力軸承 只能承受軸向載荷的軸承 圖4-4推力軸承 （4）對絲桿進行受力分析得 圖4-5 絲桿受力分析 所以采用了向心推力軸承。由于取用的絲桿中徑很小，查機械手冊后，取最小的向心推力軸承，也就是36200GB292-64. 根據軸承使用的機械種類及工作情況適當選擇確定軸承的壽命?，F假設供料機構每天工作8小時，預計使用壽命為5年，則： L=8=14600h 采用正裝的安裝方式，對軸承受力分析中，如圖 圖4-6 軸承的正裝 因為 取e=0.4 =38.1 N N N =0.02 =0.012 .89e =0.4=e 查《機械設計》表13-5 徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y，可知 =0.44 =1.42 =1 =0 當量動載荷P的一般計算公式： P=() ——載荷系數，由《機械設計》表13-6根據載荷性質，選取載荷系數，這里取=1.5； ——徑向動載荷系數， ——軸向動載荷系數， ——徑向載荷； ——軸向載荷； 因而： ()=195.5 N ()=142.9 N 查《機械設計》表13-4溫度系數可知： 取溫度系數=1 對于球軸承，選取 查《機械零件設計手冊》可知滾動軸承36200GB292-64的額定動載荷C=5.15KN。 軸承基本額定壽命公式： =( ==17743414600h 所以選擇的軸承可以滿足要求。 4.10 固定板的設計 由于絲桿較長，因此不僅下方要固定，上面也要固定，所以在上方做了一個板來固定。 4.10.1固定板的結構 簡圖如下 圖4-7 固定板結構 因為上面也有一個軸承，由軸承安裝可知，hB=9.取h=13mm,則固定架的高度為13+250=263mm。 設厚度d=2mm，則l=2*2+40=44mm。而寬度D30mm,因此取D=40mm 4.10.2固定架的固定 采用如圖所示的結構，螺栓數z=4，對稱布置 圖4-8 螺栓分布 螺栓受力分析： 螺栓受抓手的重力作用，因此每個螺栓所受的力為 F=95.25*250/20/4=298N 而 =+F 取 =0.5F 則 由螺栓危險截面的拉伸強度條件： = 得 代入數據得 =2.1mm 取 =4.134mm 查得d=3mm.查六角頭螺栓，取螺栓M3*10 那么 L=l+2*8=44+16=60mm 5 轉盤的設計 為了轉角的精確，我們選用了齒輪來傳動，但由于齒輪只能傳動，而不能在上面固定零件，因此我們需要一個中間板來實現。也就是說，固定板和軸承、絲桿等固定在中間板上，然后在用鍵與軸連接到齒輪上，從而實現了用電機傳動齒輪，齒輪傳動到中間板，從而中間板轉動，固定在中間板上的絲桿，固定板、機械手等也跟著轉動。 5.1 中間板的設計 當中間板起固定作用時，其的長和寬可以與上面的固定架相同，也就是長為60mm,寬為40mm，其結構為 圖5-1 中間件的結構 由上面可知，采用了軸承36200GB292-64，查機械手冊得直徑為30mm，寬為9mm.所以板的中間應該開一個直徑30mm的孔，同時再開一個小孔，以便多余長的絲桿不碰到板。軸承的孔深為9mm,則可設板的高度為12mm.如圖 圖5-2 中間件的結構簡圖 但在下方我們需要的是齒輪傳動到中間板，使中間板轉動。顯然，目前的中間板是不可能的，沒有軸和鍵的位置，因此我們可以把板加厚，以達到安裝鍵的尺寸。為了不改變上面的板的厚度，我們只加厚了中間的部分，但為了板更好的受力，應加厚的部分包括軸承對應下來的部分。則形狀如圖： 圖5-3 結構圖 我們中間板的轉動可以看做是剛體繞定軸轉動，其主動力對轉軸的矩使中間板轉動狀態(tài)發(fā)生變化。當力矩大時，轉動角加速度就大；如果力矩相同，那么剛體轉動慣量大的，角加速度就小，反之，角加速度就大。 受力分析可知，主動力就是鍵對中間板的力。根據剛體繞定軸的轉動微分方程得 J=FR 查《理論力學（1）》表11-1得 細直桿的轉動慣量 = 圓柱的轉動慣量 =； 空心圓柱的轉動慣量為 =()； 長方體的轉動慣量為 =(); 設轉臂上的質量為7kg,圓柱的質量為0.08kg，空心圓柱的質量為0.10kg,而長方體的質量為0.12kg R=20mm,r=5mm,=5rad/ 代入數據得 J=()+()-+ =0.21164kg. == =53N 5.2 鍵的選擇 鍵通常是用來實現軸與輪轂間的周向固定，以便傳遞扭矩。鍵的類型主要有：平鍵連接、半圓鍵連接、楔鍵連接等。平鍵連接的特點是具有結構簡單、裝拆方便，對中性比較好。 表5-1普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸 軸的直徑 6-8 8-10 10-12 12-17 17-22 22-30 30-38 鍵寬b*鍵高h 2*2 3*3 4*4 5*5 6*6 8*7 10*8 查表5-得 主要尺寸得軸的直徑為10mm，所以平鍵的尺寸為4*4mm 根據普通平鍵連接的強度條件 [] T=FyF=53*0.01/2=0.265 N.m 其中：T-傳遞的扭矩 k-鍵的輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h=2mm l-鍵的工作長度，取l=8 d-軸的直徑,d=10mm 代入數據得 =3.3 []=30 MPa 所以符合條件。 5.3 齒輪的設計 5.3.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 （1）選用圓柱直齒輪傳動； （2）一般傳動機構，速度不高，故用7級精度；（GB10095—88） （3）材料的選擇。 在這里受力較小，所以選擇小齒輪材料為夾布塑膠硬度為35HBS，大齒輪的材料為夾布塑膠硬度為30HBS （4）設傳動比i為1:5選小齒輪齒數為Z =8，則大齒輪齒數Z為 =i×=5×8=40, 5.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算， 即： （1）確定式中各數值 1）試選載荷系數K =1.3。 2）由教材《機械設計》表10-7選取齒寬系數=0.5。 3）計算大齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知， =0.265N*m=265N*mm. 4）由教材《機械設計》表10-6查的材料的彈性影響系數Z =56.4MP 5）夾布塑膠的彎曲疲勞許用應力[]=50MPa,接觸疲勞許用應力[]=110MPa,所以小齒輪的接觸疲勞強度極限 =100MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 =80MP。 6）由教材《機械設計》式10-13，計算應力次數 =60j=60*300*1*5*8=1.314* =1.314**5=6.57* 取接觸疲勞壽命系數 =0.98； =0.95 (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d 1）計算小齒輪的分度圓直徑d ，由計算公式可得： ==8mm 2)計算圓周速度。 v=(π**)/(60*1000)=(3.14*8*30*5)/(60*1000)=0.60m/s 計算齒寬b b=*=0.5*8=4mm 3）計算模數與齒高 模數=4/8=0.5mm 齒高h=2.25=2.25*0.5= 1.125mm 4）計算載荷系數K。 已知使用系數K =1，據v=0.6 ，7級精度。由教材《機械設計》圖10-8得=0.98， =0.95。由教材《機械設計》圖10-13查得=1.38，由教材《機械設計》圖10-3查得 =1 故載荷系數： K==1*1.02*1*1.38=1.863 5)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： ==8*=11.5mm 6）計算模數m m = =11.5/8=1.43 5.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計 由式（10-5） 得彎曲強度設計的公式為 m 由上面可知，=50MPa K==1*1.02*1*1.35=1.377 查取齒形系數 由表10-5得 =2.40， 查取應力校正系數 由表10-5得 =1.67 則 m=0.45 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2mm，查機械設計手冊漸開線圓柱齒輪模數系列表可知，取 m =2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d_1=56.2mm，算出小齒輪齒數 =/m=11.5/2=5.75 取=10，則=5×10=50 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并使得結構更加緊湊，避免了材料的浪費。 5.3.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 =m=2*10=20mm =m =2*50=100mm （2）計算中心距 a =(20+100)/2=60mm （3）計算齒輪寬度 查表，取齒寬系數=0.4 b=*a=0.4*60=24mm 5.4 軸的設計 （1）計算軸上的轉速及轉矩 在前面的計算中可以得到 =300r/min =265N*mm P=/9550000=0.0083 kW （2）計算作用在齒輪上的力 已知該軸上齒輪的分度圓直徑為d=30mm 而 ===18 N ==18tan=6.5N （3）初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據教材《機械設計》表15-3，取=110，于是可得： ==110=7.16mm 由于在前面，我們?yōu)榱思庸ち慵桶惭b的方便，取了軸的直徑為10mm，比最小直徑大了很多，可以采用。 （4）軸的結構 如圖所示： 圖5-4 軸的結構圖 前面一段是安裝鍵槽，用來傳遞扭矩的，在上面我們也說了，為了安裝和加工的方便，直徑直接取了10mm因為鍵 的長度為8mm，取這段的長度為12mm.接下來的這段要支承中間板的重量，所以要比第一段要大，取直徑為14mm，長度為4mm.齒輪的分度圓直接為30mm，可以取孔徑為15mm，齒輪寬度為30mm而安裝時要不能完全安裝到軸上，因此軸的長度應該短一點，去長度為28mm。接下來要支撐齒輪，并起定位作用，因此要做一個軸肩。軸肩長為3mm，直徑為19mm。最后還要有一段用來安裝軸承的，因為在這里，軸承只受到了軸向的力，初步選擇軸承為單向推力球軸承，查機械手冊取滾動軸承8200GB301-64。查得，小徑為10mm，厚度H為11mm。安裝直徑為19mm。取這段軸的直徑為10mm，長度為10mm。綜上，符合了軸上所以安裝部件的要求。 （5）軸上零件的周向定位 齒輪、中間板與軸的周向定位都是用平鍵來連接的， 。為了保證齒輪和軸的配合具有良好的對中性，選齒輪與軸的配合為 ,中間板與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來完成的，在這里選軸的直徑尺寸公差為m6. 5.5 軸承的設計 由于軸是豎直放置的，故受到由于重力對軸承的軸向力，而且軸承還受到齒輪給的徑向力，因此采用了向心推力軸承。 根據軸承使用的機械種類及工作情況適當選擇確定軸承的壽命。現假設供料機構每天工作8小時，預計使用壽命為5年，則： L=8*365*5=14600h 查《機械設計》式10-3得齒輪所受的力為 =(2)/? =tanα 把 =265N*mm，d_2=60mm 代入得 =(2)/=(2*265)/60=8.8N =tanα=8.8*tan20=3.2N 因為只用了一個軸承，且離齒輪很近，可以把齒輪所受的力全部作用在軸承上。所 以軸承的力為 =8.8N =3.2N 對推力軸承有?=e???取e=0.4 =0.4=0.4*3.2=1.28 N 則 =+Mg=1.28+8.5*10=86.25N /?=86.25/3050=0.028 /?=86.25/3.2=27>e 查《機械設計》表13-5?徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y，可知 =0.44?????=1.42???? 當量動載荷P的一般計算公式： P=() ——載荷系數，由《機械設計》表13-6根據載荷性質，選取載荷系數，這里取=1.5； ——徑向動載荷系數， ——軸向動載荷系數， ——徑向載荷； ——軸向載荷； 因而： ()=185.82 N 查《機械設計》表13-4溫度系數可知： 取溫度系數=1 對于球軸承，選取 查《機械零件設計手冊》可知滾動軸承36200GB292-64的額定動載荷C=5.15KN。 軸承基本額定壽命公式： =( ==118843914600h 所以選擇的軸承可以滿足要求。 6 車身的設計 6.1 上車身的設計 為了美觀，我們把中間板剛好放在上車身中，這樣從側面看的時候就好像絲桿固定在車上。如圖 圖6-1 整體圖 為了能兩邊都可以抓物，我們把絲桿的位置固定在車身的中心，則在上車身的 中心應開一個孔，如圖所示 圖6-2 上車身的結構圖 本來車身的作用是擋住東西，不讓其他的東西掉到里面，防止砸到里面的電路板、元件等，同時也是為了防止灰塵、腐蝕性液滴等落到電路板上，起到保護的作用，因此雖然在中心處開了一個孔，但應盡量的小，避免那些雜物掉到里面。中間板的直徑為90mm，則，為了盡量的緊湊而又不干涉到轉動，取孔的直徑為92mm。 因為上車身沒有起固定的作用，所受的力不是很大，我們做的時候可以做的薄一點，要鋁來做，取厚度為2mm.為了更好的蓋住，能用螺栓、螺釘等來連接，可以把車身四周折彎10-20mm，如圖 圖6-3 形狀圖 同時，為了節(jié)約材料，我們可以把一些多余的部分去掉，如輪子的前面和后面都