汕头大学工学院二级项目报告（第三阶段）项目名称：机械传动设计项目题目：机械臂带传动设计指导教师：系别：机电系专业：机械设计制造及其自动化姓名：组长：XXX成员：X X XXX XXX XXXXXX XXX XXX XXX阶段时间： 2009 年12 月 04 日至 12 月 15 日成绩：评阅人：传动系统的设计一、设计题目块状物抓取搬运是流水线等工作场合中时常所需的流程之一。

机械臂可以在较高程度上满足这一要求，现即须设计一机械臂关节的传动系统。

该系统的传动过程如下，电机为动力源，通过一对齿轮减速后，再由一条同步带将动力传至该机械臂某一关节处。

该电机可以通过正反转的控制来实现关节处的正反转控制。

二、原始数据与设计要求1）动力源为电机，具有快速响应，精确步进等特点2）机构具有较稳定的传动比3）关节处实现90度转动的时间不超过5秒钟4）同步带的传动距离为200~300mm5）传动系统输出端力矩至少达到10N*M部分参数值估算如下：6）关节所属的一截机械臂重量为1kg，长度为300mm，7）关节转速为W=30度/秒三、总体设计（1）机械工作原理本机械臂由步进电机的驱动带传动。

机械臂由底座、支架、三组运动臂动臂（图一）及功能手（夹取模块，图二）组成。

图一图二（2）运动原理图如下图所示，电机1的转动通过齿轮1把力矩传给齿轮2，齿轮2通过键传动带动大臂的上下摆动。

电机2的转动通过带轮1（带轮1与齿轮4紧固连接，与大臂轴是间隙连接）把转矩传给带轮2，从而带动小臂的运动。

.（3）机械工作循环图1）机械循环如图 机械臂初始角度为0，转动范围为2ψ。

现取ψ为45度。

2）工作路线简述如下： 机械臂主要是抓取一个小物品，首先臂在平衡位置，工作时，往下偏移一个ψ角度，然后回到平衡位置，再放到正ψ角度，最后回到原位置。

3）循环工作图如下4）臂位移与角度的关系据两点间距离公式222()x r y l -+=，其中X 为臂上端点的横坐标，Y 为纵坐标，r 为臂长，l 为端点位移，可得位移是条圆弧故得位移与角度间的循环图，如下：四、技术设计（1）传动带设计电机额定功率P=12*0.6=7.2W,P1=0.9*7.2=6.48W,转速n1=14r/min,i=1.4,每天额定工作时间t=5h。

1）确定计算功率Pca，查表3-5，得工作情况系数 K A=1.0P ca=P*K A=0.00648KW2）选择带型，选取普通V带Y型3）确定带轮基准直径查表3-2和3-9，取主动轮基准直径 d1=35.5mm从动轮基准直径 d2=i*d1=1.4*35.5=50mm查表3-9，取标准从动轮直径 d2=50mm带速： V =(πd1n1)/(60*1000)=π*35.5*14/（60*100）=0.026m/s4）确定V型带基准长度及传动中心距据 0.7*（d1+d2）≤a0≤2*（d1+d2），得：59.85 ≤ a0≤171mm初步确定 a0 = 160mm基准带长度为 L0 = 2*a0+π*(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4*a0)= 2*160+π*(35.5+50)/2+(50-35.5) 2/(4*200)= 454.5mm由表3-7选带的基准长度Ld = 450mm，得：实际中心距 a = a0+(Ld-L0)/2= 160+(450-454.5)/2= 157.75mm5）验算主动轮上的包角α1,得α1 = 1800-(d2-d1)*57.30/a= 1800-(50-35.5)*57.30/157.75= 174.70>1200主动包角合适 6）计算普通V 型带根数ZZ = P ca /[P] = K A *P/（P0+△P0）Ka*K L查表3-3a ，3-4a ，得P0=0.04KW ，△P0=0.03KW查表3-6，K A =0.99，查表3-7，KL=0.96，故Z=0.52，取整，则Z=1 7）计算张紧力F 0查表3-1，有q = 0.02kg/mF 0 = 500* P ca*（2.5/ Ka-1）/Z*V+qV2= 500*0.00648(2.5/0.99-1)/（1*0.026）+0.02*0.0262= 190.1N 8)计算轴上的压力F QF Q = 2Z F 0sin(α1/2)= 2*1*190.1*sin(174.70/2) = 379.8N（2）齿轮设计1）选择齿轮材料：小齿：碳钢 200HBW σh1 = 420Mpa σf1=280Mpa 大齿：球墨铸铁 150HBW σh2 = 350Mpa σf2=90Mpa 查表6-3得安全系数 Shmin = 1.0,Sfmin=1.3 由图6-8a 查得接触寿命系数 Z1 = Z2 =1.25 弯曲寿命系数 Y1 = Y2 =1.8应力分析: [σh1] = (σh1/ Shmin) Z1=420*1.25/1.0=525Mpa[σh2] = (σh2/ Shmin) Z2=350*1.25/1.0=437.5Mpa [σf1] = (σf1/ Sfmin) Z1=280*1.8/1.3=387.7Mpa [σf2] = (σf2/ Sfmin) Z2=90*1.8/1.3=125Mpa2）按接触疲劳强度计算参数小齿轮分度圆直径其中u=i=2,661119.55*10/9.55*10*0.0072/144911T P n N===由表6-7查得K=1.3, KT 1=6385.9N.mm Z H =2.5查表6-8得Z E = 180.5Mpa 由表6-11查得dψ=1则代数求得d1=30.1mm 又由π1(1)/2(12)*30.1/245.2a u d mm=+=+=，取a=50mm按经验公式得模数m=(0.007~0.02)a,则取m=0.02a=1mm得齿数:12/(1)2*50/1*(12)35Z a m u =+=+=,270Z =验算a=m(35+70)/2=52.5,故符合要求 3）选精度因d1=Mz 1=1*35=35mm ，故齿轮圆周速度11/(60*1000) 3.14*35*14/600000.026/v d n m sπ===可用9级精度 4）精确计算载荷则，1*1.2*1.05*1.1 1.386A V K K K K K αβ===验算接触疲劳强度得验算弯曲疲劳强度，由图6-16得复合齿形系数为124.02, 3.93F F Y Y ==11/ 1.386*2*4911*4.02/35*3544.67[]280F t F F KFY bm MPa MPa σσ===<= 222/ 1.386*2*4911*3.93/35*3543.67[]90F t F F KFY bm MPa MPa σσ===<=符合要求最终得出齿轮的各项参数11.0;69 1.11*353566,/ 1.0*2*4911/(35*35)8.0.100., 1.2A V d A t K K b d mmK F b N mm N mm K αψ=-====-==<=查图得齿轮传动啮合宽度查表得故取319420H H Z Z MPa MPa σ===<，符合要求全齿高2．25 2．25齿顶圆直径Mz1+2ha=37 72齿根圆直径Mz1-2hf=32.2 67.5基圆Mz1cos20=32.88 65.77齿距p πm=3.14基圆齿距πm cos20=2.95齿厚p/2=1.57齿槽宽p/2=1.57顶隙C=0.25m=0.25中心距 a=50（3）轴的结构设计轴3：d=30 32 38 32 30 28 24 （轴承）齿轮轴承联轴器轴2：d=14 18 24 18 14轴承齿轮锥齿轮轴承轴1：d=10 14 24 18 14两个圆锥滚子轴承锥齿轮由图一可见，轴二上有三个直齿圆柱齿轮，两端有两个滚动轴承。

既承受弯矩，又承受扭矩，故属转轴类型。

1、按扭矩强度初步估计轴的最小直径 P=6.48W , n=14r/min查《机械设计教程》刘莹、吴宗泽 主编 表8-4得A 0=126~103mm n P A d 74.9~97.7141048.6103)~(126333=⨯=≥-考虑键槽对轴强度的影响，取d=9mm .选用45钢，正火硬度为170~217HBS.一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001 轴的名称：圆形截面阶梯轴轴的转向方式：单向脉动 轴的工作情况：淡水,无应力集中轴的转速：14r/min 功率:0.00648kW 转矩：4420.29N ·mm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 硬度(HB)：230 抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：110 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：8.51mm 满足设计的最小轴径：9mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径11mm 17mm13mm 23mm16mm 20mm55mm 18mm10mm 17mm轴的总长度：105mm轴的段数：5轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩23mm 12mm 379.8N 2278.8N·mm 0 0 020mm 32mm 1.105N 0N·mm 0.402N 11.05N·mm 4911N·mm18mm 67.5mm 379.8N 0N·mm 0N 3418.2N·mm 0N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离170mm 5.5mm17mm 100mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv15.5mm -36.56N -509.18N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2100mm 36.17N -251.47N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm5.5 170 0 012 23 3318.17 1057.8732 20 3745.88 3743.0267.5 18 8473.96 8256.46100 17 2.94 2.94六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：99mm 直径：17mm危险截面的弯矩M：3.32N·mm 扭矩T：0N·mm截面的计算工作应力：0.01MPa 许用疲劳应力：180MPa 99mm处弯曲应力校核通过危险截面的x坐标：12mm 直径：23mm危险截面的弯矩M：3318.17N·mm 扭矩T：0N·mm截面的计算工作应力：2.73MPa 许用疲劳应力：180MPa 12mm处弯曲应力校核通过危险截面的x坐标：40mm 直径：20mm危险截面的弯矩M：4809.11N·mm 扭矩T：4911N·mm截面的计算工作应力：7.39MPa 许用疲劳应力：180MPa 40mm处弯曲应力校核通过危险截面的x坐标：95mm 直径：18mm危险截面的弯矩M：1268.42N·mm 扭矩T：0N·mm截面的计算工作应力：2.17MPa 许用疲劳应力：180MPa 95mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核八、扭转刚度校核：圆轴的扭转角：0.033°，许用扭转变形：0.65°/m ，校核通过九、弯曲刚度校核如下：计算挠度x/mm νi/mm1 1.375 0.0104072 2.750 0.0069383 4.125 0.0034694 5.500 05 29.125 -0.0034696 52.750 -0.0057437 76.375 -0.0044948 100.00 09 101.250 0.00449410 102.500 0.00898811 103.750 0.013482许用挠度系数：0.0035，最大挠度：0.013482mm，弯曲刚度校核通过十、临界转速计算：当量直径dv：20.48mm轴截面的惯性距I：8635.54mm^4支承距离与L的比值：0.9轴所受的重力：350N支座形式系数λ1：12.15轴的一阶临界转速ncr1：24083.95r/min。