南昌航空大学本科生毕业设计（论文）
第1章 自动送料机械手执行机构的机构设计
1.1方案选择
1.1.1设计要求
本设计要求完成抓握最大直径为24mm，质量为２㎏的圆形棒料， 回转90度以及上下15度摆动三个自由度的动作
传动方案的拟定
a、 由三相异步电机/机械手各运动构件
b、手臂回转机构由圆柱凸轮带动齿条，齿条再带动齿轮完成运动，手抓夹紧松开机构由平底凸轮机构完成，上下摆动运动机构盘行凸轮传动完成。 1.1.2 传动方案的分析
a.方案机构运动较为灵活，，并且三相异步电机性价比比较高，成本不高； b.方案各运动机构布置较为合理，
c.本方案机构结构较紧凑，环境适应性好，传动效率较高，工作寿命长，成本较低，连续工作性能较好，能较好地满足工业生产的需要。
1.1.2电动机的选择
由于该自动送料机械手机器在工业生产中应用，它的用电环境属于工业用电，所以选择３８０V 频率为５０HZ。本设计选用三相异步电动机，该机械手作业全过程所需的功率小，故选Ｙ８０２－２型三相异步电动机，额定功率为１.１ＫＷ，额定电压为３８０Ｖ，铁心长度/mm: 80。气隙长度/mm: 0.3
定子外径/mm: 120，定子内径/mm: 67，定子线规nc-dc: 1-0.71，每槽线数: 90，并联支路数: 3，绕组型式: 单层交叉，节距: 1～9/2～10/18～11，槽数Z1/Z2: 18/16 ，转动惯量/(kg·m^2): 0.00090，质量/kg: 17。
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第2章 齿轮的设计
由于本设计机械手夹料质量体积小，所需功率小。所以所用的齿轮传递的扭矩不大，我们在选择齿轮时，设计下列参数：(参照《机械设计》第十章)
齿轮传动的设计计算过程如下[4]： 本设计中采用的是直齿圆柱齿轮。
已知输入功率P1=１.1KW，齿轮转速n1=１５r/min,齿数比u=１：１设工作寿命为10年（年工作300天），两班制。
（1） 选用直齿圆柱齿轮传动。
（2） 由于运转速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （3） 材料选择。选择齿轮材料为45钢（调质）硬度为
240HBS，选齿轮齿数z1= z2＝４３， （4） 按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 d1t≥2.32 3KtT1u?1ZE2.()?du[?H]
1) 确定公式内的各计算数值
（1） 试选载荷系数Kt=1.3 （2） 计算小齿轮传递的转矩
T1=95.5?105?P1/n1=95.5?105?１.1/１５=6.36?105N?mm (3)由表10-7选取齿宽系数?d=1
(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 (5)由图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限
?lim1=550Mpa；
(6)由式10-13计算应力循环次数
N=60n1jLh=60?１５?(2?8?300?10)=４.３２?106 (7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KNH1=0.90 (8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1℅，安全系数S=1，由式（10-12）得 [?H]2=KNH1?lim1/S=０.９?550=495Mpa
2) 计算
(1)
试算齿轮分度圆直径d1t,代入[?H]中较小的值
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d1t≥2.32?
3KtT1u?1ZE2.()?du[?H]
=2.32?31.3?6.36?105?2?(189.8/495)2=144.796mm (2) 计算圆周速度v
v=лd1tn1/(60?1000)= л?144.796?15/60000=0.114m/s
(3) 计算齿宽b
b=?d? d1t=1?144.796=144.796mm
(4) 计算齿宽和齿高之比b/h
模数 mt= d1t/z1=144.796/43=3.36mm 齿高h=2.25 mt=2.25?3.36=7.576mm b/h=144.796/7.576=19.11
(5) 计算载荷系数
根据v=0.114m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.10 直齿轮，假设KAFt/b<100N/mm。由表10-3查得KH?=KF?=1.2 由表10-2查得使用系数KA=1；
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承对称布局时，KH?=1.441 由b/h=19.11, KH?=1.441,查10-13，得KF?=1.35故载荷系数 K=KAKVKH?KH?=1.0 ?1.10?1.2?1.441=1.902
(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，
（10-10a）得d1= d1t3K=144.796?31.902/1.3=211.5mm Kt（7）计算模数m
m= d1/z1=164.89/43=3.8mm
3按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度设计公式为 m≥32KT1YFaYSa() 2?dz1[?F]1) 确定公式内的计算数值
(1)由图10-20c查得齿轮的弯曲强度极限?FE1=380Mpa，
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(2)由图（10-18）查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85， (3)计算弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
[?F]1=
KFN1?FE1 =0.85?380/1.4=230.71Mpa S(4)计算载荷系数K
K=KAKVKFaKF?=1?1.1?1.2?1.35=1.810 (5)查取齿形系数
由表（10-5）查得YFa1=2.65,YFa2=2.161 （6）查取应力校正系数
由表（10-5）可查得YSa1=1.58,YSa21.812
（1） 计算大小齿轮的YFaYSa/[?F]并加以比较
YFA2YSa2/[?F]2?2.161?1.810/230.71=0.0169 大齿轮的数值大。 2）设计计算 m≥32?1.810?6.36? 105 /(1?432)?0.0169=4.562mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.562并就近圆整为标准值m=5,按接触强度算得的分度圆直径d1=211.5mm,算得小齿轮齿数
z1= d1/m=211.5/5=42.3 取z1=43
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4 几何尺寸计算
1） 计算分度圆直径
d2=z2m=43?5=215mm
2) 计算中心距
a=( d1+d2)/2=(215+215)/2=215mm
3) 计算齿轮宽度 b=?dd1=０．1?215=21.5mm
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取B1=B2=25mm，
齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角α*=20? 端面齿顶高系数 ha*t=1.00 端面顶隙系数 c*t=0.25 端面压力角α*t= 20?