機(jī)械手臂說(shuō)明書(shū).doc

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二、手臂的設(shè)計(jì) 2.1、手臂伸縮的設(shè)計(jì)計(jì)算 手臂是機(jī)械手的主要執(zhí)行部件。它的作用是支撐腕部和手部，并帶動(dòng)它們?cè)诳臻g運(yùn)動(dòng)。臂部運(yùn)動(dòng)的目的，一般是把手部送達(dá)空間運(yùn)動(dòng)范圍內(nèi)的任意點(diǎn)上，從臂部的受力情況看，它在工作中即直接承受著腕部、手部和工件的動(dòng)、靜載荷，而且自身運(yùn)動(dòng)又較多，故受力較復(fù)雜。 根據(jù)液壓缸運(yùn)動(dòng)時(shí)所需克服的摩擦、回油背壓及慣性等幾個(gè)方面的限力，來(lái)確定液壓缸所需的驅(qū)動(dòng)力。 手臂的伸縮速度為250mm/s 行程L=300mm 液壓缸活塞的驅(qū)動(dòng)力的計(jì)算 式中 一一摩擦阻力。手臂運(yùn)動(dòng)時(shí)，為運(yùn)動(dòng)件表面間的摩擦阻力。若是導(dǎo)向裝置，則為活塞和缸壁等處的摩擦阻力。 一一密封裝置處的康擦阻力; 一一液壓缸回油腔低壓油掖所造成的阻力; 一一起動(dòng)或制動(dòng)時(shí)，活塞桿所受平均慣性力。 、、、的計(jì)算如下。 2.1.1、的計(jì)算 不同的配置和不同的導(dǎo)向截面形狀，其摩擦阻力不同，要根據(jù)具體情況 進(jìn)行估算。 圖4-15為雙導(dǎo)向桿導(dǎo)向，其導(dǎo)向桿截面形狀為圓柱面，導(dǎo)向桿對(duì)稱配置在伸縮缸的兩側(cè)， 啟動(dòng)時(shí)，導(dǎo)向裝置的摩擦阻力較大，計(jì)算如下: 由于導(dǎo)向桿對(duì)稱配置，兩導(dǎo)向桿受力均衡，可按一個(gè)導(dǎo)向桿計(jì)算。 得 式中——參與運(yùn)動(dòng)的零部件所受的總重力(含工件重),估算=+++=(80+60+60+250)N=450N L——手臂參與運(yùn)動(dòng)的零部件的總重量的重心到導(dǎo)向支承前端的距離(m),L=100mm a——導(dǎo)向支承的長(zhǎng)度,a=150mm; 一一當(dāng)量摩擦系數(shù)，其值與導(dǎo)向支承的截面形狀有關(guān)。 對(duì)子圓柱面: 取=1.5 ——摩擦系數(shù)，對(duì)于靜摩擦且無(wú)潤(rùn)滑時(shí): 鋼對(duì)青銅: 取=0.1~0.15 鋼對(duì)鑄鐵: 取=0.18~0.3 取=0.15 , =0.18 代入已知數(shù)據(jù)得==405N 2.1.2、的計(jì)算 同的密封圈其摩擦阻力不同，其計(jì)算公式如下: (1)“O”形密封圈 當(dāng)液服缸工作壓力小于10Mpa. 活寒桿直徑為液壓缸直徑的一半， 活塞與活塞桿處都采用“O”形密封圈時(shí)，液壓缸密封處的總的摩擦力為: 式中 F——為驅(qū)動(dòng)力， P——工作壓力(Pa); P <10MPa, =0. 05~0.023,取p=2Mpa, =0.06; d——伸縮油管的直徑,d=7mm; L——密封的有效長(zhǎng)度(mm). 得 2.1.3、的計(jì)算 一般背壓阻力較小，可按=0.05P 2.1.4、的計(jì)算 一一參與運(yùn)動(dòng)的零部件所受的總重力(包括工作重量)（N） g一一重力加速度，取9.81 一一由靜止加速到常速的變化量=0.2m/s 一一起動(dòng)過(guò)程時(shí)間(s)，一般取0.01~0.5s，對(duì)輕載 低速運(yùn)動(dòng)部件取較小值，對(duì)重載高速運(yùn)動(dòng)部件 取較大值。取=0.02s 所以所求驅(qū)動(dòng)力 2.2、確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸 2.2.1、液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算 如圖4一16，當(dāng)油進(jìn)入無(wú)桿腔 當(dāng)油進(jìn)入有桿腔 液壓缸的有效面積: 故有 ， 查表4-3圓整取D=32mm 式中 P——驅(qū)動(dòng)力〔N); ——液壓缸的工作壓力,取=1Mpa; d一一活塞桿直徑(m); D—一活塞缸內(nèi)徑〔m); ——液壓缸機(jī)械效率，在工程機(jī)被中用耐油橡膠可取n =0.960 選擇適當(dāng)?shù)囊簤焊坠ぷ鲏毫苤匾＿x高了，可以減小液壓缸內(nèi)徑及其執(zhí)行機(jī)構(gòu)的尺寸，使機(jī)械手手臂結(jié)構(gòu)緊湊，但要選用價(jià)格較貴的高壓油泵和閥，井使密封復(fù)雜化。選低了，可用價(jià)格較低的泵和閥，但使結(jié)構(gòu)龐大，自重增加。一般取2~8Mpa.表4-2推薦了幾組數(shù)據(jù)，可供選擇液壓缸工作壓力時(shí)參考。 表4一1液壓缸工作壓力 作用在活塞上的外力F（N） 液壓缸工作壓力（Mpa） 作用在活塞上的外力F（N） 液壓缸工作壓力（Mpa） 〈5000 0.8~1 20000~30000 2.0~4.0 5000~10000 1.5~2.0 30000~50000 4.0~5.0 10000~20000 2.5~3.0 〉50000 5.0~7.0 通過(guò)計(jì)算所選擇的液壓缸內(nèi)徑，應(yīng)盡可能是標(biāo)準(zhǔn)值，液壓缸內(nèi)徑系列(JB826-66 )如表 4-3所示。 表4-2液壓缸內(nèi)徑系列JB826-66 （mm） 20 25 32 40* 50* 55 63* （65） 70 （75） 80* （85） 90* （95） 100* （105） 110 125* （130） 140* 160* 180 200* 250 注：1.內(nèi)的尺寸盡可能不用。 2. *號(hào)為（JB1086-67）標(biāo)準(zhǔn)系列 液壓缸壁厚計(jì)算，按中等壁厚進(jìn)行計(jì)算： 估取壁厚 中等壁厚，即時(shí)， 查表得圓整 故壁厚符合要求。 式中 F——液壓缸內(nèi)工作壓力Mpa ——強(qiáng)度系數(shù)(當(dāng)為無(wú)縫鋼管時(shí)=1) C——計(jì)入管壁公差及侵蝕的附加厚度，一般圓整到標(biāo)準(zhǔn)壁厚值; D——液壓缸內(nèi)徑（m） 式中 ——材料的抗拉強(qiáng)度（Mpa） n——安全系數(shù)，n=3.5~5 一般常用缸體材料的許用應(yīng)力 鍛鋼=110~120Mpa,取=120Mpa 鑄鐵=60Mpa 無(wú)縫鋼管=100~110Mpa 將計(jì)算結(jié)果按有關(guān)資料選擇，如表4-4 油缸外徑, 根據(jù)表4-4，mm,用45號(hào)剛。 表4-4標(biāo)準(zhǔn)液壓缸徑（JB68~67） （mm） 油缸內(nèi)徑 40 50 63 80 90 100 110 125 140 （150） 160 180 200 20鋼16 50 60 76 95 108 121 133 146 168 180 194 219 245 45鋼20 50 60 76 95 108 121 133 146 168 180 194 219 245 缸體為無(wú)縫鋼管。 2.3、活塞桿的計(jì)算 2.3.1、活塞桿的尺寸 要滿足活塞(或液壓缸)運(yùn)動(dòng)的要求和強(qiáng)度的要求。對(duì) 于桿長(zhǎng)t大于直徑d的I5倍(即t )活塞桿還必須具有足夠的穩(wěn)定性。按強(qiáng)度條件決定活塞桿直徑d按拉、壓強(qiáng)度計(jì)算: 或 故活塞桿直徑d=14mm符合要求。 碳鋼取=110~120Mpa，取=100Mpa；n一般不小于1.4，取n=1.4; 表4-5活塞桿直徑系列（JB826~66） 10 12 14 16 18 20 22 25 28 （30） 32 35 40 45 50 55 （60） 63 （65） 70 （75） 80 （85） 90 （95） 注：括號(hào)內(nèi)的尺寸盡可能不用 經(jīng)計(jì)算圓整出活塞桿長(zhǎng)度l=400mm。 2.3.2、活塞桿的穩(wěn)定性校核 當(dāng)括塞桿L>15d時(shí)，一般應(yīng)進(jìn)行穩(wěn)定性校核。穩(wěn)定性條件可表示為 式中 ——臨界力（N），可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算?！踩禂?shù)，=2—4取=4 2.3.3、大柔度桿的臨界力 當(dāng)時(shí)，臨界力為 = 式中為活塞桿的計(jì)算柔度（柔度系數(shù)）， L為活塞桿的計(jì)算長(zhǎng)度（m），油缸支承情況和活塞桿端部支承情況不同，活塞桿計(jì)算長(zhǎng)度不同，見(jiàn)表4—6； i為活塞桿橫截面的慣性半徑（m）, J為活塞桿截面對(duì)中性軸的慣性矩（） E為彈性橫量，E=210GPa 為長(zhǎng)度折算系數(shù)，見(jiàn)表4—6； 為特定的柔度值，=，為比例極限。 =，故活塞桿的穩(wěn)定性滿足條件。2.3.5、油缸端蓋的連接方式及強(qiáng)度計(jì)算 保證連接的緊密性，必須規(guī)定螺釘?shù)拈g距，進(jìn)而決定螺釘?shù)臄?shù)目。 缸的一端為缸體與缸蓋鑄造成一體，另一端缸體與缸蓋采用螺釘連接。 (1)缸蓋螺釘?shù)挠?jì)算 為保證連接的緊密性，必須規(guī)定螺釘?shù)拈g距，進(jìn)而決定螺釘?shù)臄?shù)目 在這種連接中，每個(gè)螺釘在危險(xiǎn)剖面上承受的拉力為工作載荷Q和預(yù)進(jìn)力之和。 式中： P—驅(qū)動(dòng)力N P—工作壓力Mpa Z—螺釘數(shù)目，取4 —預(yù)緊力N =K，K=1.5-1.8 螺釘?shù)膹?qiáng)度條件為： 式中：=1.3,——計(jì)算載荷（N） ，螺釘內(nèi)徑取=6mm。 表3-1 螺釘間距與壓力p的關(guān)系 工作壓力（） 螺釘間距（mm） 0.5—1.5 <150 1.5—2.5 <120 2.5—5.0 <100 5.0—10 <80 抗拉許用應(yīng)力(Mpa) ，——螺紋內(nèi)徑（mm） 表4-7常用螺釘材料的流動(dòng)極限 （） 鋼號(hào) 10 A2 A3 35 45 40cr 210 220 240 320 360 650-900 (2)缸體螺紋計(jì)算 (3.23) 式中，， D—油缸內(nèi)徑 —考慮螺紋拉應(yīng)力和扭應(yīng)力合成作用系數(shù)取=1.3。 故螺紋內(nèi)徑d1=4mm 符合要求。