機械手臂說明書.doc

《機械手臂說明書.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械手臂說明書.doc（10頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

二、手臂的設計 2.1、手臂伸縮的設計計算 手臂是機械手的主要執(zhí)行部件。它的作用是支撐腕部和手部，并帶動它們在空間運動。臂部運動的目的，一般是把手部送達空間運動范圍內的任意點上，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、靜載荷，而且自身運動又較多，故受力較復雜。 根據液壓缸運動時所需克服的摩擦、回油背壓及慣性等幾個方面的限力，來確定液壓缸所需的驅動力。 手臂的伸縮速度為250mm/s 行程L=300mm 液壓缸活塞的驅動力的計算 式中 一一摩擦阻力。手臂運動時，為運動件表面間的摩擦阻力。若是導向裝置，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; 一一起動或制動時，活塞桿所受平均慣性力。 、、、的計算如下。 2.1.1、的計算 不同的配置和不同的導向截面形狀，其摩擦阻力不同，要根據具體情況 進行估算。 圖4-15為雙導向桿導向，其導向桿截面形狀為圓柱面，導向桿對稱配置在伸縮缸的兩側， 啟動時，導向裝置的摩擦阻力較大，計算如下: 由于導向桿對稱配置，兩導向桿受力均衡，可按一個導向桿計算。 得 式中——參與運動的零部件所受的總重力(含工件重),估算=+++=(80+60+60+250)N=450N L——手臂參與運動的零部件的總重量的重心到導向支承前端的距離(m),L=100mm a——導向支承的長度,a=150mm; 一一當量摩擦系數，其值與導向支承的截面形狀有關。 對子圓柱面: 取=1.5 ——摩擦系數，對于靜摩擦且無潤滑時: 鋼對青銅: 取=0.1~0.15 鋼對鑄鐵: 取=0.18~0.3 取=0.15 , =0.18 代入已知數據得==405N 2.1.2、的計算 同的密封圈其摩擦阻力不同，其計算公式如下: (1)“O”形密封圈 當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，液壓缸密封處的總的摩擦力為: 式中 F——為驅動力， 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——密封的有效長度(mm). 得 2.1.3、的計算 一般背壓阻力較小，可按=0.05P 2.1.4、的計算 一一參與運動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 一一起動過程時間(s)，一般取0.01~0.5s，對輕載 低速運動部件取較小值，對重載高速運動部件 取較大值。取=0.02s 所以所求驅動力 2.2、確定液壓缸的結構尺寸 2.2.1、液壓缸內徑的計算 如圖4一16，當油進入無桿腔 當油進入有桿腔 液壓缸的有效面積: 故有 ， 查表4-3圓整取D=32mm 式中 P——驅動力〔N); ——液壓缸的工作壓力,取=1Mpa; d一一活塞桿直徑(m); D—一活塞缸內徑〔m); ——液壓缸機械效率，在工程機被中用耐油橡膠可取n =0.960 選擇適當的液壓缸工作壓力很重要。選高了，可以減小液壓缸內徑及其執(zhí)行機構的尺寸，使機械手手臂結構緊湊，但要選用價格較貴的高壓油泵和閥，井使密封復雜化。選低了，可用價格較低的泵和閥，但使結構龐大，自重增加。一般取2~8Mpa.表4-2推薦了幾組數據，可供選擇液壓缸工作壓力時參考。 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 通過計算所選擇的液壓缸內徑，應盡可能是標準值，液壓缸內徑系列(JB826-66 )如表 4-3所示。 表4-2液壓缸內徑系列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.內的尺寸盡可能不用。 2. *號為（JB1086-67）標準系列 液壓缸壁厚計算，按中等壁厚進行計算： 估取壁厚 中等壁厚，即時， 查表得圓整 故壁厚符合要求。 式中 F——液壓缸內工作壓力Mpa ——強度系數(當為無縫鋼管時=1) C——計入管壁公差及侵蝕的附加厚度，一般圓整到標準壁厚值; D——液壓缸內徑（m） 式中 ——材料的抗拉強度（Mpa） n——安全系數，n=3.5~5 一般常用缸體材料的許用應力 鍛鋼=110~120Mpa,取=120Mpa 鑄鐵=60Mpa 無縫鋼管=100~110Mpa 將計算結果按有關資料選擇，如表4-4 油缸外徑, 根據表4-4，mm,用45號剛。 表4-4標準液壓缸徑（JB68~67） （mm） 油缸內徑 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 缸體為無縫鋼管。 2.3、活塞桿的計算 2.3.1、活塞桿的尺寸 要滿足活塞(或液壓缸)運動的要求和強度的要求。對 于桿長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。按強度條件決定活塞桿直徑d按拉、壓強度計算: 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：括號內的尺寸盡可能不用 經計算圓整出活塞桿長度l=400mm。 2.3.2、活塞桿的穩(wěn)定性校核 當括塞桿L>15d時，一般應進行穩(wěn)定性校核。穩(wěn)定性條件可表示為 式中 ——臨界力（N），可按材料力學有關公式計算?！踩禂?，=2—4取=4 2.3.3、大柔度桿的臨界力 當時，臨界力為 = 式中為活塞桿的計算柔度（柔度系數）， L為活塞桿的計算長度（m），油缸支承情況和活塞桿端部支承情況不同，活塞桿計算長度不同，見表4—6； i為活塞桿橫截面的慣性半徑（m）, J為活塞桿截面對中性軸的慣性矩（） E為彈性橫量，E=210GPa 為長度折算系數，見表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度計算 保證連接的緊密性，必須規(guī)定螺釘的間距，進而決定螺釘的數目。 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)缸蓋螺釘的計算 為保證連接的緊密性，必須規(guī)定螺釘的間距，進而決定螺釘的數目 在這種連接中，每個螺釘在危險剖面上承受的拉力為工作載荷Q和預進力之和。 式中： P—驅動力N P—工作壓力Mpa Z—螺釘數目，取4 —預緊力N =K，K=1.5-1.8 螺釘的強度條件為： 式中：=1.3,——計算載荷（N） ，螺釘內徑取=6mm。 表3-1 螺釘間距與壓力p的關系 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 抗拉許用應力(Mpa) ，——螺紋內徑（mm） 表4-7常用螺釘材料的流動極限 （） 鋼號 10 A2 A3 35 45 40cr 210 220 240 320 360 650-900 (2)缸體螺紋計算 (3.23) 式中，， D—油缸內徑 —考慮螺紋拉應力和扭應力合成作用系數取=1.3。 故螺紋內徑d1=4mm 符合要求。