搬运码垛机器人毕业设计

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目录

1绪论 ......................................................... 1

1.1研究背景及意义 .......................................................................................................... 1

1.2国内码垛机器人的研究现状 ...................................................................................... 2 1.3码垛机器人的发展趋势 .............................................................................................. 4

2设计方案 .............................................................................................................................. 5

2.1设计要求 ...................................................................................................................... 5 2.2 机构组成 ..................................................................................................................... 5 2.3码垛机器人路径规划 .................................................................................................. 7

3起升机构设计计算 ........................................................................................................... 9

3.1 起升机构电机选择 ..................................................................................................... 9

3.1.1 起升机构电机容量选择 .................................................................................. 9 3.2 起升机构钢丝绳选择选择与计算 ........................................................................... 10

3.2.1钢丝绳绳经的选择 ......................................................................................... 10 3.3卷筒的设计与计算 .................................................................................................... 11 3.4 起升机构减速器选择 ............................................................................................... 12 3.5起升机构联轴器的选择 ............................................................................................ 14

4旋转机构设计计算 ......................................................................................................... 16

4.1旋转机构电机选择 .................................................................................................... 16 4.2旋转机构减速器选择 ................................................................................................ 18 4.3旋转机构联轴器的选择 ............................................................................................ 20 4.4旋转机构齿轮传动设计 ............................................................................................ 21 4.5旋转机构齿轮传动强度校核 .................................................................................... 24 4.6旋转机构轴的设计计算 ............................................................................................ 27

4.6.1最小轴径确定 ................................................................................................. 27 4.6.2二轴的结构设计及强度校核 ......................................................................... 28 4.6.3二轴上深沟球轴承校核 ................................................................................. 33

5堆垛机构设计计算 ......................................................................................................... 34

5.1堆垛机构电机选择 .................................................................................................... 34 5.2堆垛机构平台设计 .................................................................................................... 36 5.3槽轮机构设计 ............................................................................................................ 36 5.4堆垛机构减速器的选择 ............................................................................................ 37 5.5堆垛机构联轴器的选择 ............................................................................................ 38 5.6堆垛机构轴最小直径计算 ........................................................................................ 39

结论 ......................................................................................................................................... 41

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致谢 ......................................................................................................................................... 42 参考文献 ............................................................................................................................... 43

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1绪论

1.1研究背景及意义

随着现代社会科技水平日新月异的变化，机器人技术已经渗透到人类生活中的方方面面，演着不可替代的角色。机器人是多个学科技术综合而成的产物，其应用程度已经逐渐宽广起来研究机器人已经成为了当今时代的趋势。机器人的应用状况已经可以作为权衡一个国家现化程度高低的重要因素。 从机器人工作的环境来对机器人进行分类，大体上能划分成两种，就是工业机器人与特种机器人。工业机器人是一种具有良好性能的自动化机械装置，是典型的含有很高科技含量的机电一体化产品。它在提高产品质量、增加经济效益、提高生产率方面起着重要作用。同时工业机器人的发展情况也是日新月异的，所以研发工业机器人是一件刻不容缓的事情。

码垛是随着物流产业的不断壮大而发展起来的一项高新技术，其思想是把物品按照一定规律码放在托盘上，从而能够使物品的存放、搬运、转移等活动变成单元化操作，从而大大提高物流运输的效率。 在物料质量不大、尺寸不大、码垛速度要求不高的情况下，码垛工作都是通过人工来实现的。后来为了减轻工人在码垛时的工作强度，产生了托盘操作机、工业机械手等一些比较简单的机械设施。但是随着人们对码垛速度要求的不断提高，传统的人工码垛方式越来越难以达到人们的要求，这种情况下码垛机器人应运而生。

作为工业机器人典型的一种，码垛机器人技术近几年有着非常快速的发展，这样的发展速度和当今世界制造业的小批量、多种类的发展模式是十分吻合的。码垛机器人有着工作能力强、运行速度快、体积比较小、抓取种类多、应用范围广等特点，从而在市场上备受青睐，正因为这些优点，才使得码垛机器人被普遍应用于制造业、码垛、装配、焊接等诸多操作中。

近年来，袋装物品的需求和产量都十分巨大，进而对袋装物品进行运输的需求也在急剧增长。在我国有大量的袋装物品需要进行码垛、卸垛和运输。目前，对袋装物品的火车运输来讲，火车站台卸车、站台码垛、运输装车、运输卸车、库房码垛等工作一般

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均为人力操作，这样做极大地消耗了人力物力。尤其是在环境比较恶劣的情况下，工作成本会很大且效率比较低。而结合了机器人技术和码垛技术的码垛机器人既可以大幅度地提高工作效率，又可以大大增强工作过程中的安全性，从而节约了大量的人力资源，有很大的经济和现实意义。

自从上世纪70年代码垛领域有了机器人技术的加盟之后，机器人码垛技术取得了很大的突破，抓取货物类型、抓取速度和运行过程中的精确性、稳定性都在不停地升级。码垛机器人的这些优点会使码垛机器人的广泛使用变为一种不可阻挡的趋势，会拥有极其广阔的应用前景。 人类科技文明的不断进步大大促进了人们对更有效工作方式的渴望，减少劳动强度，以及更加高效、高质量地完成码垛工作已经逐渐被人们重视起来。各行各业对其劳动效率和工作要求都在不断的提高，因此在码垛工作上也在寻找着更加方便、有效的工具来更好地完成各项任务，但是传统的码垛方式因为其种种弊端，已经越来越难以满足企业的需求了。

近几年来，码垛机器人在各行各业的应用在逐渐增多，特别是在物流运输过程中有着举足轻重的作用，尤其是自动化仓库的出现，更加引导了码垛机器人的发展。 目前我国的码垛设备基本上是进口的，国内的码垛机器人研发技术还不是十分成熟，我国的码垛机器人研究水平和国外还有着很大差距。中国又是一个劳动力密集型的发展中国家，耗费人力资源进行的工作特别多，随着我国对码垛机器人的不断需求与我国码垛机器人技术落后之间的矛盾日益突出，开发和研究自己的码垛机器人就显得刻不容缓。

1.2国内码垛机器人的研究现状

国内的机器人相关技术起步比较晚，20 世纪 70 年代，国内才开始引进机器人技术，因为当时受着很多因素的限制，发展相对缓慢，研究水平也较低。到了 80年代，我国的机器人水平有了较快发展，“七五”期间，国家也投入了很多的人力、物力来进行机器人技术的研究，并相继开发出了一些工业机器人和特种机器人，使中国的机器人从无到有，迈出了一大步。到了新世纪，我国的机器人技术有了长足的进步，各项新技术不断涌现，先后出现了电焊、装配、搬运、切割、码垛等很多机器人品种，码垛机器人的技术也取得了迅速的发展。

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在国内，哈尔滨工业大学的机器人研究所和上海交通大学的机器人研究所是码垛机器人的领头研究单位。主要的机器人公司是哈尔滨博实自动化设备有限公司、沈阳新松机器自动化股份有限公司以及首钢莫托曼机器人有限公司。 我国自行设计制造了多种形式的码垛机器人，其中直角坐标型和关节型为主要的结构形式。其中关节型机器人的机身比较紧凑，动作灵活并且工作空间大，是机器人中使用最多的一种，世界上许多知名品牌的机器人公司，如 ABB、KUKA、MTOMAN、PUMA 等都采用关节型机器人。

哈尔滨工业大学研制的机器人码垛机已经成功地应用在了码垛包装的生产线上，并且取得了良好的效果该机器人采用了双自由度的笛卡尔坐标式机器人码垛机，并结合了编组机，这样就可以一个动作抓取两个或者三个物品，从而大大提高了工作能力，可以实现800袋/小时的工作能力。

上海交通大学机器人研究所与沃迪包装科技有限公司合作，共同研制了新一代 TPR 系列码垛机器人。此机器人采用的是线性四连杆机构和基于PC的控制系统，还能对码垛现场进行 3D仿真以及自动干涉检查，可以大大提高机器人的各项性能，其工作能力可以达到1600包/小时。 哈尔滨博实自动化设备有限公司在2006年开发了基于FFS的高速高精度的称重包装码垛生产线，这个生产线的生产速度可以高达1600袋/小时，而在称重方面的精度可达±0.1%。

沈阳新松机器自动化股份有限公司主要研究工业机器人与工业自动化技术及产品的开发，在自主机器人技术方面，解决了机器人的控制、本体优化设计、机器人作业和工程应用中的很多难题，成功地开发了自主的码垛机器人系统。

苏海新等人设计开发了一种四自由度新型工业码垛机器人，其机械本体结构采用以平衡吊原理为基础的连杆机构。控制系统采用的是基于 PC 和 PMAC 的分布式控制系统，这个控制系统开放性和实时性都比较好，伺服控制的精度也十分高。杨灏泉等人设计研制了一种码垛SCARA机器人，该机器人机械本体结构使用水平关节型，控制系统的核心部分为基于PC的DSP多轴运动控制器。

尽管我国在码垛机器人的研究上取得了一些成就，但是和国外的码垛机器人技术相比较，我国还有明显的差距。日本和欧美等发达国家的码垛机器人技术已经到达了一个比较高的水平，码垛机器人的工作能力在不断的提高，码垛机器人的柔性、处理速度以及负载能力方面也在不断提升，应用范围也在不断拓展，因此需要我国的科研工作者更

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3.起升机构设计计算

3.1 起升机构电机选择

YZR系列起重及冶金用三相异步电机适用于各种形式的起重机械及冶金辅助设备的电力传动。电机频繁启动制动和反转。能在额定电压下直接启动并具有启动力矩大，启动电流小，机械强度高等特点。所以本文设计的搬运码垛机器人的起升机构电机选用YZR型三相异步电机。 3.1.1 起升机构电机容量选择

起升机构电机功率可按提升额定起升质量时的静功率计算，即： Pc?cpgv100?00 （KW） (3-1)

式中 Cp— 起重机额定起升质量100 kg V — 额定起升速度1m/s g — 重力加速度，g=9.81 (m/s2) ?0— 机构的总效率

起升机构设计时输入轴与输出轴垂直布置，选用CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，减速器效率?减=0.9 ，选用深沟球轴承，效率?承=0.99 ，滚筒效率?滚=0.96 ，弹性联轴器效率?弹=0.99 ，刚性联轴器效率?刚=0.99 ，滑轮效率?滑=0.98 。

则?0=?滑.?滚.?承.?弹.?刚.?减=0.982?0.96?0.99?0.99?0.99?0.9=0.805 所以Pc?2cpgv1000?0?100?9.81?1?1.219 KW

1000?0.805实际接电持续率?JC?p

T总?T1?T2?T3?T4?T5?T6=0.8+0.7+0.975+0.5+0.5+0.8=4.275 s

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T电=T2?T3?T6=0.5+0.7+0.8=2 s ?JC?p=

T电2=×100%=46.8% T总4.275在[3，1-82]中选择一个与实际接电持续率最接近的电机，使其额定功率Pn满足下式：

Pn?pc(JC)pJC?1.219?46.8?1.318 KW 40YZR112M型三相异步电机，工作定额40%，功率1.5KW，转速1000n/min 满足要求。

3.2 起升机构钢丝绳选择选择与计算

3.2.1钢丝绳绳经的选择

钢丝绳绳径应不小于下式计算的最小直径：dmin?CS=0.118×981=3.696 mm，查表取d=4mm 纤维芯钢丝绳，抗拉强度1770MPa，钢芯最小破断拉力9.40MPa。钢丝绳标记：4NAT (12+6+1) + IWS 1770 ZZ 9.40 GB/T 8918

式中 S — 钢丝绳最大静拉力，S=mg=100×9.81=981 N C — 钢丝绳的选择系数

由机构利用等级T7（繁忙使用）机构载荷状态L2中载查表[1,8-1-8] 得机构工作级别M7，钢丝绳的选择系数C=0.118mm/N

钢丝绳的实际破断力S0的估算公式为： S0?式中 d — 钢丝绳的直径

?t— 钢丝绳钢丝的抗拉强度极限

12?d24?t?k (3-2)

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? — 钢丝绳中金属丝截面与整个截面的比值，与钢绳结构有关，一般

?=0.45~0.55，

取ω=0.5

K — 钢丝绳编结损失系数，一般α=0.82~0.92，取α=0.88

3.14?0.0042?1770?106?0.5?0.88=9781.728 则： S0??t?k=

44?d2根据所选钢丝绳的实际破断力S0验算安全系数n： n=s0/s=9781.728÷981=9.971

3.3卷筒的设计与计算

(1) 卷筒直径计算

DIN15020规定了钢绳的卷筒和滑轮直径不得小于下式计算的最小直径： 卷筒： Dmin?h1?h2?dmin=1×22.4×3.696 =82.790 mm 滑轮： Dmin?h1?h2?dmin=1×25×3.696 =92.4 mm 取卷筒直径D卷=84 mm 滑轮直径D滑=94 mm

式中 Dmin— 以钢丝绳中心线计算的钢丝绳卷绕直径； dmin— 计算的钢丝绳最小直径；

h1 — 与钢丝绳卷绕形式，工作级别有关的系数，不旋转钢丝绳的h1=1； h2 — 与一次提升的弯曲次数及方向有关的系数，由机构工作级别查表[1,8-1-54] 得：卷筒 h2=22.4滑轮h2=25； (2)卷筒绳槽结构尺寸设计计算：

绳槽半径：R=（0.53~0.56）d=0.55×4=2.2 mm 绳槽深度：标准槽H1=0.3×d=1.2 mm

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绳槽节距：标准槽p1=d+(2~4)=4+3=7 (3)卷筒厚度计算：

铸铁卷筒厚度：??0.22D?(6~10)?0.22?89.6?10?11.792mm ，取?=12 mm (4)卷筒长度计算：

单联卷筒：Ld?L0?2L1?L2=93.5+2×8+21=130.5 mm 式中：L0?(Hmaxm?2915?1??Z1)?p???3??7?93.5 mm ，Hmax：最大起升高度?D1?3.14?89.6?2915mm ,m为滑轮组倍率取m=1，Z1为钢丝绳安全圈数，Z1?1.5~3，取Z1=3。

L1：无绳槽的卷筒端部尺寸，按需要定，取L1=8 mm 7=21 mm L2：固定绳尾所需长度L2?3P=3×（5）卷筒强度校核：

条件：所以应用卷筒壁内表面最大压应力进行强度计算，?1?AL?3D，符号意：A — 与卷筒层数有关的系数，查表[1,8-1-55]取A=1

Smax— 钢丝绳最大拉力，Smax=mg+ma=100×（9.81+5) =1481 N ? — 卷筒壁厚12 mm ?yp— 许用压应力，铸铁?yp=

Smax??yp(MPa) ?P?y4.25?292.5?68.82 M Pa 4.25 ?y — 抗压强度，?y=1.5?b=1.5×195=292.5 M Pa，材料选用HT200灰铁200。 代入?1?ASmax1481??17.631??yp(MPa)，所以卷筒强度计算合格。 ?P12?73.4 起升机构减速器选择

起升机构的传动比i0根据电动机nm的转速和卷筒的转速n，由式

i0?nm1000va60?1??4.605 确定，其中n?0?； ?217.140 （r/min）n217.140?D13.14?0.088

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式中 nm — 电动机额定转速，r/min； n — 卷筒转速；

v0 — 起升速度，m/min ； a — 滑轮组倍率；

D1 — 卷筒计算直径，m，D1=D+d (D为卷筒直径，d为钢丝绳直径)。 （1）选用减速器的公称输入功率P1

应满足： P2m?P2KASA＜P1 (3-3) 式中 P2m — 机械强度计算功率，KW；

P2 — 负载功率，KW；P2=mg?v=100?9.81?1=0.981KW KA — 工况系数；查表[4,16-2-8]得KA=1.5 SA — 安全系数；查表[4,16-2-9]得SA=1.4

P查表[4,16-2-4]得：ZDY型减速器，公称传动比i=4.5，1 — 减速器公称输入功率；输入转速1000r/min，输出转速220 r/min，中心距a=80 mm，P1=9.5KW。 带入公式得： P2m?P2KASA=0.981×1.5×1.4=2.060 ＜ 9.5 （KW） （2）校核热平衡许用功率：

应满足： P21?P2f1f2f3?PC1或PC2 式中 P21 — 计算热功率，KW；

PC1,PC2 — 减速器热功率，查表无冷却装置PC1=18；

f1,f2,f3, — 系数，查表[4,16-2-10]f1环境温度系数，无冷却条件，环境温度为30°时f1=1.15。f2载荷系数，查表[4,16-2-11]当小时载荷率为40％时，f2=0.74。f3公称功率利用系数，

P20.981??100％?10.326，查表[4,16-2-13]用插值法得f3=0.323； P9.51

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带入公式得： P21?P2f1f2f3?0.981?1.15?0.74?0.323?0.269?18(PC1) 所以，选择ZDY型减速器，公称传动比i=4.5，输入转速1000r/min，输出转速220 r/min，中心距a=80 mm，P1=9.5KW满足设计要求。

3.5起升机构联轴器的选择

起升机构中联轴器应满足下式要求：T?k1k3TzBmax??T? (3-4) 式中 T — 所传递转矩的计算值，N?m；

TzBmax— 按载荷组合B计算的最大转矩，对高速轴，TzBmax=(0.7~0.8)?mTn，其中?m为电动机转矩的允许过载倍数，查表得YZR112M三相交流异步电机?m=2.2，Tn为电动

1.5P机额定转矩，Tn?9550(N?m)=9550=14.325，P为电动机额定功率，kW，n为转

1000n速，r/min；对低速轴TzBmax=?2Tj，其中，?2为起升载荷动载系数，查表[2,3-16]得

?2=1.05+0.4（vb?0.2）=1.05+0.4（1.0-0.2）=1.37；Tj为钢丝绳最大静拉力作用于卷筒

的转矩，Tj=mg D卷=100×9.81×0.084=82.404N?m； ?T? — 联轴器许用转矩，N?m，由机械设计手册查得?T? k1 — 联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.3；

k3 — 角度偏差系数，电机轴处选用UL型弹性联轴器，减速器输出端选用YL型刚性联轴器k3=1；

代入公式得：对于高速轴 T?k1k3TzBmax?1.3?1?0.8?(2.2?14.325)?32.776N?m。电机轴径32mm，变速箱输入轴径24mm，输入转速1000r/min。

对于低速轴 T?k1k3TzBmax?1.3?1?0.8?(1.37?82.404)?117.409N?m 变速箱输出轴径32mm，滚筒轴轴径28mm，转速n=217.140。

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型号选择：

对于高速轴：从GB/T 5844—1986查表[1,6-2-24] 选用UL5型轮胎式联轴器，许用转矩160N?m，许用最大转速4000r/min，轴径在24~35之间，符合要求。 对于低速轴：从GB/T 5843—1986查表[1,6-2-28] 选用YL7对中榫型联轴器，许用转矩160N?m，许用最大转速7600r/min，轴径在28~40之间，符合要求。

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4.旋转机构设计计算

旋转机构中电机带动CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，减速器输出轴带动标准直齿轮副进而带动旋转轴旋转，实现旋转机构运动。

4.1旋转机构电机选择

初选电机时考虑启动功率按下式计算：

Pc?Pst?Pa（kW） (4-1) 式中： Pst—等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率； Pa—加速机构所需的功率； （1）摩擦阻力功率计算

回转支撑装置中的摩擦阻力矩Tm1=TR?TV (N?m)； 式中 TR—径向轴承中的摩擦阻力矩，N?m； TV—止推轴承中的摩擦阻力矩，N?m；

1 a. 径向轴承中的摩擦阻力矩TR=?Frd （N?m)

2式中 Fr—止推轴承所受的水平力，N；

?—径向轴承的摩擦系数，滚动轴承取?=0.015； d—径向轴承的内径，m； 计算： Fr=

?g(100?8)?9.81M（M抓手?M桶）???376.369 N h2.8152.815柱式旋转机构由一个推力滚子轴承承受轴向力，由径向轴承承受径向力。d=0.075 m ；

11所以 TR=?Frd=?0.015?376.369?0.075=0.212 N

221b. 止推轴承中的摩擦阻力矩TV??Ftd （N?m）

2式中 Ft—止推轴承所受的垂直力，N。

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?—径向轴承的摩擦系数，对滚动轴承取?=0.015； d—止推轴承的内径与外径的平均值，m； 计算： Ft=（M桶?M零件）?g=（130+100）×9.81=2256.3 N

75?110?92.5 mm =0.0925 m 211 TV??Ftd=?0.015?2256.3?0.0925?1.565 N?m

22 d=

Tm1=TR?TV =0.212+1.565=1.777 N?m

等速运动时所需的功率即摩擦阻力的功率Pst=（kW）

（2）加速机构所需的功率Pa Pa?Tm1??1.777?2.326=0.00413 ?10001000Tm2?? （kW） (4-2) 1000式中：Tm2—搬运码垛机器人旋转时的回转惯性阻力矩； w—搬运码垛机器人旋转时的角速度，w=2.326 rad/s；

计算：

回转惯性阻力矩Tm2：

搬运码垛机器人回转时的回转惯性阻力矩由绕回转中心线回转的物品惯性阻力矩

TgQ和回转部分的惯性阻力矩TgG组成，即Tm2?TgQ?TgG

TgQ=JQ?(N?m)

式中： JQ—物品对起升机构回转中心的转动惯量，Kg?m2； ?—搬运码垛机器人起升重物旋转时的角加速度； 计算： JQ=m?R2=100×0.82=64 Kg?m2 ?=7.753rad/s2

TgQ= JQ??64?7.753?496.192 Kg?m2

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搬运码垛机器人旋转部分的惯性阻力矩TgG

TgG??JGi? （N?m） (4-3)

i?1n式中 ?JGi—搬运码垛机器人旋转机构各部件和构件绕回转中心的转动惯量

i?1n ?—搬运码垛机器人起升机重物旋转时的角加速度；

计算： 柱式回转轴对回转中心的转动惯量为

112J1=m1R1??130?0.0852?0.470 Kg?m2

22 支撑架2对回转中心的转动惯量为

11J2?m2L2??19.6?0.7532?3.704 Kg?m2

33 支撑架3对回转中心的转动惯量为

J3?n11m3L3?m3L'2??16.452?0.632?16.452?0.2672?1.717 Kg?m2 1212 ?JGi=J1?J2?J3?0.47?3.704?1.717?5.891 Kg?m2

i?1 TgG??JGi??5.891?7.753?45.673 （N?m）

i?1n所以作用在旋转机构柱式旋转轴上的转矩为 ：

Tm2?TgQ?TgG=496.192+45.673=571.865 N?m

所以 Pa?Tm2??571.865?2.326??1.330 （kW） 10001000 Pc?Pst?Pa?0.00413?1.330?1.334 （kW）

查[3，1-26]选择Y100L—6型三相异步电机，额定功率1.5kW， 同步转速1000r/min。

4.2旋转机构减速器选择

本文使用CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，传递交错轴间的运动和功率。 计算：

P1R?P1Bf3f4 (4-4) T2J?T2Bf1f2 (4-5)

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T2R?T2Bf3f4 (4-6)

P1J—减速器计算输入机械功率，kW；

P1R—减速器计算输入热功率，kW；

T2J—减速器计算输出机械转矩，N?m；

T2R—减速器计算输出热转矩，N?m； P1B—减速器实际输入功率，P1B=1.334kW；

T2B—减速器实际输出转矩，T2B=295.08 N?m； f1—工作载荷系数，查表[4,16-2-50] f1=1.5； f2—启动频率系数，查表[4,16-2-51]f2=1.3；

f3—小时载荷系数，由旋转机构小时载荷率??f3=0.56；

T40.975??0.228查表[4,16-2-52]得T4.275f4—环境温度系数，根据工作环境温度查表[4,16-2-53]得f4=1.14；

其中：减速器实际输出转矩T2B等于摩擦阻力矩Tm1与回转惯性阻力矩Tm2之Tm和除以旋转机构齿轮传动比i齿。 即 T2B?TmTm1?Tm21.777?57.1865???29.508 3N?m i齿i齿1.944P1.5×1.3=2.601 kW 1J?P1Bf1f2=1.334×

P0.56×1.14=2.372 kW 1R?P1Bf3f4=1.334× T2J?T2Bf1f2=295.08×1.5×1.3=575.409 N?m T2R?T2Bf3f4=295.08×0.56×1.14=188.379 N?m

根据计算结果，查[4,16-2-46]，选择CW型圆弧圆柱蜗杆减速器，公称传动比i?25，输入转速1000r/min，中心距100 mm，额定输入功率3.41kW，额定转矩640N?m。

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4.3旋转机构联轴器的选择

选择Y100L—6型三星异步电机，额定功率1.5kW， 同步转速1000r/min，最大转矩2.2N?m。

堆垛机构中，联轴器选择时应根据：T?k1k3TzBmax??T? (4-7) 式中 T — 所传递转矩的计算值，N?m；

TzBmax— 按载荷组合B计算的最大转矩，对高速轴，TzBmax=(0.7~0.8)?mTn，其中?m为电动机转矩的允许过载倍数，查表得Y100L—6三相交流异步电机?m=2.2，Tn为电动

P2.2机额定转矩，Tn?9550(N?m)=9550=21.01N?m，P为电动机额定功率，kW，n

1000n为转速，r/min；

?T? — 联轴器许用转矩，N?m，由机械设计手册查得?T? k1 — 联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.3；

k3 — 角度偏差系数，电机轴处选用UL型弹性联轴器，减速器输出端选用YL型刚性联轴器k3=1；

代入公式得：对于电机输出轴

T?k1k3TzBmax?1.3?1?0.8?(2.2?21.01)?48.07N?m

电机轴径28mm，变速箱输入轴径28mm，输入转速1000r/min。 对于低速轴 T?KAT2B?2.3?29.5083?67.8691N?m

KA—工作情况系数查机械设计表14—1得KA=2.3。 变速箱输出轴径48mm，滚筒轴轴径28mm，转速n=217.140。 型号选择：

对于高速轴：从GB/T 5844—1986查表选用UL5型轮胎式联轴器，许用转矩160N?m，许用最大转速4000r/min，轴径在24~35之间，符合要求。

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对于低速轴：从GB/T 5843—1986查表选用YL11型联轴器，许用转矩1000N?m，许用最大转速5300r/min，轴径在55~70之间，符合要求。

4.4旋转机构齿轮传动设计

1. 旋转机构采用标准直齿轮传动,齿数比u?1.944，电机驱动，工作寿命15年，每年工作300天，八小时工作制，每天两班，中等冲击载荷。

（1）根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取??20?。旋转机构为一般工作机，查表[5，10-6] ，选择7级精度。

（2）材料选择。由表[5，10-1]，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。

（3）选小齿轮齿数Z1?54，大齿轮齿数Z2?105。 2. 按齿面接触疲劳强度设计

3 （1）由式d1t?2KHtT1u?1?ZHZEZ?????du????H???? (4-8) ?21）确定公式中各参数值 试选KHt?1.3。

小齿轮传递转矩T1=295083 N?mm； 由表[5，10-7]选取齿宽系数?d?1.3。 由图[5，10-20]查得区域系数ZH?2.5。

由表[5，10-5]查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa1/2。 计算接触疲劳强度用重合度系数Z?。

? ?a1?arccosZ1cos?/(Z1?2ha?54?cos20?/(54?2?1)??25.024 )?arccos??? ?a2?arccosZ2cos?/(Z2?2ha?105?cos20?/(105?2?1)??22.76 1)?arccos??

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????Z1(ta?na1?ta?n)?Z2(ta?na2?ta?n)?/2?

=?54??tan25.024??tan20???105?(tan22.761??tan20?)??2?3.14?1.814 Z??4???4?1.814??0.85 433计算接触疲劳 许用应力??H?

由图[5，10-25d]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1?600MPa

?Hlim2?550MPa。

计算应力循环次数：N1?60n1jLh?60?1.758?1?(2?8?300?15)?7.62?106 N2?N1?u?7.62?106?1.944?1.481?107 由图[5，10-23]查取接触疲劳寿命系数KHN1?1.34，KHN2?1.27。 取失效概率为1%，安全系数S?1，则

??H?1?KHN1?Hlim1?1.34?600?804MPa

S1

??H?2?KHN2?Hlim21.28?550??704MPa S1取??H?1和??H?2中的较小者作为齿轮传动的接触疲劳许用应力，所以

??H??704MPa。

2）试算小齿轮分度圆直径

32d1t?2KHtT1u?1?ZHZEZ?????du????H???? ?22?1.3?2950831.944?1?2.5?189.8?0.854???? =3?mm

1.31.944?704? =66.653 mm （2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

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圆周速度v。

v??d1tn160?1000?3.14?66.653?1.758m/s?0.00613m/s

60?1000齿宽b。

b??dd1t?1.3?66.653?86.649mm

2）计算实际载荷系数KH

由表[5，10-2]查得使用系数KA?1.5。

根据v?0.00613m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv?1。 齿轮的圆周力。

Ft1?2T1/d1t?2?295083/66.653?8854.305N KAFt1/b?1.5?8854.305/86.649?153.279

查表[5，10-3]得齿间载荷分配系数KH??1.1。

由表[5，10-7]用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.554。由此，得到实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1.5?1?1.1?1.554?2.564

3)按实际载荷系数算的分度圆直径

d1?d1t3级相应的模数

KH2.564?66.653?3?83.589 mm KHt1.3m?d1/z1?83.589/54?1.548

将按接触疲劳强度设计的齿轮模数就近放大为标 准值m?2，算出小齿轮齿数

Z1?d1/m?83.589/2?41.794。

取Z1?41，则大齿轮齿数Z2?uZ1?1.944?41?79.704,取Z2?80，Z1与Z2互为质数。

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这样设计出的齿轮传动，既满足了齿d2?Z2m?80?2?160面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，且结构紧凑。 3. 几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1?Z1m?41?2?82 d2?Z2m?80?2?160

（2）计算中心距

a?(d1?d2)/2?(82?160)/2?121 mm

(3)计算齿轮宽度

b??dd1?1.3?82?106.6

考虑到安装误差，为保证设计齿宽，将小齿轮略微加宽（5~10）mm，即取b1?112mm，取大齿轮齿宽b2?107。

4.5旋转机构齿轮传动强度校核

1. 齿根弯曲疲劳强度校核 ?F?（1）计算各参数值 1）计算实际载荷系数KF

根据v?d1?/2?82?10?3?0.184/2?0.00754m/s，7级精度，由图[5，10-8]查得动载系数Kv?1。

由式

2KFT1YFaYsaY?＜??F? (4-9)

?dm3z12Ft1?2T1/d1?2?295083/82?7197.146N

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KAFt1/b?1.5?7197.146/106.6?101.273

查表[5，10-3]得齿间载荷分配系数KF??1.1。 宽高比b/h

?h?(2ha?c?)m?(2?1?0.25)?2?4.5mm

b/h?106.6/4.5?23.689

由表[5，10-4]用插值法查得KH??1.554，结合b/h?23.689查图[5，10-13]，得

KF??1.58。则载荷系数为KF?KAKVKF?KF??1.5?1?1.1?1.58?2.607 2)确定YFa1，YFa2，YSa1，YSa2，Y?

由图[5，10-17]查得齿形系数YFa1?2.4，YFa2?2.18。 由图[5，10-18]查得应力修正系数YSa1?1.67，YSa2?1.74 3)计算Y?

? ?a1?arccosZ1cos?/(Z1?2ha?41?cos20?/(41?2?1)??26.36 5)?arccos? ?a2?arccosZ2cos?/(Z2?2ha?80?cos20?/(80?2?1)??23.541 )?arccos???? ????Z1(ta?na1?ta?n)?Z2(ta?na2?ta?n)?/2?

=?41??tan26.365??tan20???80?(tan23.541??tan20?)??2?3.14?1.773

Y??0.25?4)计算??F?

计算应力循环次数：N1?60n1jLh?60?1.758?1?(2?8?300?15)?7.62?106 N2?N1?u?7.62?106?1.944?1.481?107 由图[5，10-22]查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.97，KFN2?0.94。

由图[5，10-24c]查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为?Flim1?500MPa，

0.75???0.25?0.75?0.673 1.773某某科技大学本科生毕业设计

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?Flim2?380MPa。

取弯曲疲劳安全系数S?1.4，则

??F?1?KFN1?Flim1?0.97?500?346.429MPa

S1.4

??F?2?5）校核弯曲疲劳强度 ?F1? ?F2?2KFT1YFa2Ysa2Y?2?2.607?295083?2.18?1.74?0.673??22.466＜5??F2? 3232?dmz11.3?2?41KFN2?Flim20.94?380??255.143MPa S1.42KFT1YFa1Ysa1Y?2?2.607?295083?2.4?1.67?0.673??23.738＜7??F1?

?dm3z121.3?23?412所以齿轮弯曲疲劳强度校核合格。 6）齿轮主要参数 齿数

Z1?41 Z2?80

分度圆直径

d1?Z1m?41?2?82mm d2?Z2m?80?2?160mm

齿顶圆直径

?da1?(Z1?2ha)m?(41?2?1)?2?86mm ?da2?(Z2?2ha)m?(80?2?1)?2?164mm

齿根圆直径

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?df1?(Z1?2ha?2c?)m?(41?2?1?2?0.25)?2?77mm ?df2?(Z2?2ha?2c?)m?(80?2?1?2?0.25)?2?155mm

中心距

a?(d1?d2)/2?(82?160)/2?121 mm

齿轮宽度

b1?112mm

b2?107mm

4.6旋转机构轴的设计计算

4.6.1最小轴径确定

（1）按扭转强度设计轴1的最小轴径：

P9550000Tn???? (4-10) ?T?1?T3WT0.2d1式中：?T—扭转切应力，MPa； T1—轴1受的扭矩， N?mm； WT—轴的抗扭截面系数，mm3； n1—轴1的转速，n?w2.326?60??60?22.223 r/min； 2?2? P—轴传递的功率，P =1.334 kW； d1—计算截面处轴的直径，mm；

??T?—许用扭转切应力，MPa，轴的材料取45号钢，查表[5，15-3] 得

??T?=35MPa；

计算：

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d1?39550000?P39550000?1.334??43.426 mm

0.2??T?n0.2?35?22.223(2)按扭转强度设计轴2的最小轴径：

P9550000Tn2?T?2????T? 3WT0.2d2式中：?T—扭转切应力，MPa； T2—轴2受的扭矩， N?mm； WT—轴的抗扭截面系数，mm3；

n2—轴2的转速，n2?n1?i齿?22.223?1.944?43.202 r/min； P—轴传递的功率，P =1.334 kW； d2—计算截面处轴2的直径，mm；

??T?—许用扭转切应力，MPa，轴的材料取45号钢，查表得[5，15-3] ??T?=35MPa； 计算：

d2?39550000?P39550000?1.334??34.80 mm

0.2??T?n20.2?35?43.2024.6.2二轴的结构设计及强度校核 （1）二轴上零件的装配方案设计

二轴主要传递电机轴的扭矩给一轴，二轴上的零件主要有：深沟球轴承，小齿轮，联轴器。三个定位轴肩分别定位深沟球轴承，小齿轮和联轴器实现轴上零件的轴向固定，靠键实现轴上零件的轴向固定。（见图4.5.2）

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图（4.5.2）

（2）二轴的强度校核 1. 轮齿受力分析

计算轮齿受力时，可忽略啮合轮齿间所受的摩擦力。各力按下式计算： Ft1?2T1/d1 Fr1?Ft1ta?n Fn?Ft1/co?s 式中：T1—小齿轮传递的转矩，T1=295083 N?mm； ?—压力角，?=20°；

所以 Ft1?2T1/d1?2?295083?82?719.1746N?mm

Fr1?Ft1tan??7197.146?tan20??2619.547N?mm Fn?Ft1/cos??7197.146?cos20?6763.105N?mm 2.画出轴的力学模型简图见图(a）

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(4-11) (4-12) (4-13)

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图 (a)

3. 分别作出二轴在水平方向上的受力简图与水平方向上的弯矩图见图（b）

图（b）

计算：

?MHA?FNH2?AC?Ft?AB?0

Ft?FNH1?FNH2 MH?FNH1?AB Ft?AB7197.146NH2?FAC??88193?3281.6 N

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FNH1?Ft?FNH2?719.1 N 746?328.61?391.5546 MH?3915.546?88?344568.048 N?mm

4. 分别作出二轴在竖直方向上的受力简图与水平方向上的弯矩图见图（c）

图（c）

计算：

?MVA?FNV2?AC?Fr?AB?0

FNV1?FNV2?Fr?0 MV?FNV1?AB FNV2?Fr?AB2619.547?88??1194.405 N AC193 FNV1?Fr?FNV2?261.5 N 947?119.4405?142.1542 MV?1425.142?88?125412.496 N?mm 5. 作弯矩图和扭矩图见图（d）

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计算：

22?MV M?MH

M?3445.064828?1254.419226?3666.68512N?mm

3?mm T?29508N

图（d）

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的弯扭合成强度条件为：

M2?(?T)2 ?ca?????1? (4-14)

W式中：?ca—轴的计算应力，MPa； M—轴所受的弯矩，N?mm； T —轴所受扭矩，N?mm；

bt(d?t)2? W—轴的抗弯截面系数，W? mm3，其中d为轴径，b为键槽宽322d?d3度，t为轴上键槽深度；

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???1?—对称循环变应力时轴的许用弯应力，MPa；

根据弯矩和扭矩图确定危险截面B的强度。轴做循环往复旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取折合系数?=1，轴的计算应力为

bt(d?t)23.14?50314?5.5?(50?5.5)2W?????10740.833 mm3

322d322?502M2?(?T)2366681.6522?295083?ca???43.821 MPa

W10740.833?d3 轴材料选用45钢，调质，查表得 对称循环变应力时轴的许用弯应力???1?=60 MPa。由于?ca＜??-1?，所以安全。 4.6.3二轴上深沟球轴承校核

.62?1194.4052?3492.206N 轴承所受径向力Fr?FNH2?FNV2?328122基本额定静载荷C0?18000N，

Fa?0，所以X=1，Y=0。 C0轴向当量动载荷P?fd(XFr?YFa)?1.5?3492.206?5238.309N，fd为载荷系数，中等冲击时fd=1.5。

验算轴承寿命：

106?C?106?18000???Lh???.367h ???384657?60n?P60?1.7585238.309???2??3预期使用寿命为L=2×8×300×15=72000 h，L＜Lh，所以轴承验算合格。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/vhl7.html