某藍(lán)莓采收裝置機械結(jié)構(gòu)設(shè)計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u12419某藍(lán)莓采收裝置機械結(jié)構(gòu)設(shè)計計算案例 1167131.1大臂電機功率計算 1208431.2大臂電機減速機的選擇計算 2187111.3軸的設(shè)計 2234411.4軸承的選擇與計算 588562藍(lán)莓收獲機運動學(xué)仿真 7208162.1藍(lán)莓收獲機運動學(xué)仿真 7317922.2仿真結(jié)果分析 7藍(lán)莓收獲機結(jié)構(gòu)如圖1.1所示，本文主要對藍(lán)莓采收裝置進行結(jié)構(gòu)設(shè)計。1.1大臂電機功率計算(1)大臂電機所需拉力的確認(rèn)大臂電機安裝方式如圖1.1所示。1、履帶小車；2、收集框；3、柔性帶；4、末端執(zhí)行器；5、收集裝置；6、電動推桿；7、小臂電機；8、大臂；9、大臂電機；10、腰部電機；11、腰部；12、升降臺；13、電源機動力控制設(shè)備；14、地面；圖1.1機械機構(gòu)簡圖已知條件：整機總量1.8kg，輸送線的最大拉力為：(1.1)功率(1.2)(2)電動機的功率①傳動裝置的總效率η由參考文獻[1]表1-2查得：滾筒效率=0.96；減速器效率=0.9；滾動軸承效率=0.98；鏈輪傳動效率=0.97；輸送鏈傳動效率=0.95；總效率②所需電動機的功率(1.3)(3)選擇電動機的型號根據(jù)工作條件：為一般工作場合使用，選用常用的三相異步電機。查參考文獻[2]表7-2-2選擇電動機的型號為Y2-80M-4，額定功率0.55kw，滿載轉(zhuǎn)速1450r/min,電動機軸伸直徑19mm。1.2大臂電機減速機的選擇計算(1)分配傳動比(1.4)(2)選擇減速機的型號根據(jù)工作條件：為一般工作場合使用，選用常用的擺線減速機。選擇減速機的型號為RNYM05-1420-AV,EV-B，額定功率0.55kw，減速比為25。小臂電機計算和大臂電機計算一致。1.3軸的設(shè)計(1)主傳動軸的設(shè)計對圖2.1中的3-主傳動軸進行結(jié)構(gòu)設(shè)計①選擇材料由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[4]表12-1得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：MPaMPaMPa②初步估算軸徑由于材料為45鋼，查參考文獻[3]表19.3-2選取A=115，則得：=22.04㎜(1.5)考慮裝齒輪加鍵需將其軸徑增加4%～5%，故取軸的最小直徑為30㎜③軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖1.2所示，.圖1.2主傳動軸④軸上受力分析（如圖1.2a所示）鏈輪上的作用力圓周力：(1.6)徑向力：=632.078(1.7)軸向力：=178.098(1.8)求軸承的支反力水平面上支反力：(1.9)(1.10)垂直面上支反力：(1.11)(1.12)⑤畫彎矩圖（如圖1.2b、c）剖面B處彎矩：水平面上彎矩=233.8N·m(1.13)垂直面上彎矩=72.2N·m合成彎矩=241.694(1.14)剖面C處彎矩：=9.7N·m(1.15)⑥畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖4d）98.6N·m(1.16)⑦計算當(dāng)量彎矩因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，，則=0.602剖面B處當(dāng)量彎矩=251.3N·m(1.17)剖面C處當(dāng)量彎矩=60.1N·m(1.18)圖1.2受力分析⑧判斷危險剖面并驗算強度剖面B處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面B為危險剖面=MPa=39.3MPa<59MPa(1.19)剖面C處直徑最小，為危險剖面MPa=22.3MPa<MPa(1.20)所以該軸強度滿足要求。1.4軸承的選擇與計算(1)主動軸方形帶座軸承的選擇與壽命計算①軸承的選擇主動軸的軸承既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=30㎜,由參考文獻[3]選用型號為UCFU207，其主要參數(shù)有：d=30㎜,D=72㎜,Cr=19.8KN②計算軸承受力求軸承徑向載荷根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承支反力，有：=1471.555N(1.21)=3376.293N(1.22)求軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13：=1471.555/2×1.6=460.798N(1.23)=3376.293/2×1.6=1052.092N(1.24)軸承的軸向載荷：因軸承Ⅰ被“壓緊”，故：=1233.19N(1.25)=1052.092N(1.26)③求軸承的當(dāng)量動載荷P軸承Ⅰ:=1233.19/1471.555>e=0.37查[4]表14-12，=1.5=1.5×(0.4×1471.555+1.6×1233.19)=3841.389N(1.27)軸承Ⅱ:=1052.095/3376.293=0.313<e=0.37=1.5×3376.293=5061.439N(1.28)因軸承相同，且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。④求軸承的實際壽命已知滾珠軸承=10/3=79083h(1.29)根據(jù)設(shè)計條件，使用壽命十年，第年300天，每天8小時，則L=10×300×8=24000h因，故所選軸承合適。(2)從動軸帶撥輪座軸承選擇與壽命計算①軸承的選擇從動軸承也是既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=30㎜,由參考文獻[3]選用型號為UCK207，其主要參數(shù)有：d=30㎜,D=72㎜,Cr=19.8KN②計算軸承的受力從動軸的設(shè)計和主動軸相似，故在次不進行計算。5藍(lán)莓收獲機運動學(xué)仿真2.1藍(lán)莓收獲機運動學(xué)仿真上述設(shè)計開發(fā)研制的采摘機械手各部分具體結(jié)構(gòu)，通過UG8.5進行總體機械的三維建模，同時其尺寸和材料均按上述推算進行設(shè)計，同時進行運動學(xué)和軌跡進行仿真(圖2.1)。圖2.1機械結(jié)構(gòu)UG8.5設(shè)計模型通過UG8.5的高級仿真模塊進行對虛擬的模型構(gòu)件生成相對應(yīng)的剛體，在該模塊下進行添加約束，隨后進行運動學(xué)的仿真。此時設(shè)定履帶底盤作為移動載體，仿真過程中將其與大地鎖?。ㄔO(shè)定為固定連桿），進而通過運動觀察其五個自由度的機械運動。2.2仿真結(jié)果分析開始，將建模模塊的三維模型進行一些移動和轉(zhuǎn)動使得機械臂的基坐標(biāo)系和仿真模塊的固定坐標(biāo)系重合。因此對下面的測量數(shù)據(jù)和方程解可以一一對應(yīng)起來。接下來，在藍(lán)莓采摘機械臂的工作空間內(nèi)隨機取一點G(即圖2.3灰色點)其坐標(biāo):X=-0.171,Y=0.620,Z=2.244,（單位：m），作為其目標(biāo)藍(lán)莓，再將該點的坐標(biāo)值代入反解式方程中，得到解組解，求得對應(yīng)的輸入量分別為:D5=1.31m，D1=1.24m，2=12.5度，3=-138.6度，4=33.4度。除去履帶底盤的高度35cm的影響和其機構(gòu)的初始位置的關(guān)節(jié)輸入值(2=0，3=-90°，4=0，D1=0.84m，D5=1m)。其中3、4的D-H坐標(biāo)正方向和仿真模塊的轉(zhuǎn)動正方向恰恰相反，因此在取關(guān)節(jié)輸入時，輸入2=12.5°，3=48.6°，4=-33.4°，D1=0.4m，D5=0.31m。接著進行末端執(zhí)行器的左右兩個指的軸線的中點建立Marker點:MARKER_10，通過該點來分析運動情況。調(diào)用函數(shù)STEP，同時設(shè)定值的位移驅(qū)動如表5-1所示:表5-1采摘機構(gòu)關(guān)節(jié)驅(qū)動關(guān)節(jié)驅(qū)動名稱位移驅(qū)動函數(shù)升降臺Motion_1Step(time,0,0,2,400)腰部Motion_2Step(time,0,0,2,12.5d)大臂Motion_3Step(time,2,0,3,48.6d)小臂Motion_4Step(time,2,0,3,