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1、三角刀片自动排放机构毕业设计 华侨大学厦门工学院 机械工程系(2009届)学生姓名: 学 号: 专业名称: 班 级: 指导教师: 2013年 05月 10日三角刀片自动排放机构目 录一、总体方案的确定3二、三角刀片传动进给的计算5三、三角刀片搬运机构的计算17四、三角刀片接收机构的计算18参考文献20附件121附件222附件323附件42452 二、三角刀片的传动进给的计算(一)、三角刀片的传动进给方案拟定1.进给方案:利用传送皮带的转送稳定,初步方案定为:电动机通过减速器带动滚筒转动,从而由滚筒带动皮带向前运动来实现三角刀片的进给。2.数据的设定:带速V=2.0m/s、滚筒圆周力F=1000
2、N、滚筒直径D=500mm、滚筒长度L=500mm。(二)、电动机选择1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率:总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率:P工作=FV/1000总=10002/10000.8412=2.4KW3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:n筒=601000V/D=6010002.0/50=76.43r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速
3、的可选范围为nd=Ian筒=(624)76.43=4591834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。(三)、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比:i总=
4、n电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比(1) 据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=36合理)(2) i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.09(四)、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)PI=P工作=2.4KWPII=PI带=2.40.96=2.304KWPIII=PII轴承齿轮=2.3040.980.96 =2.168KW3、 计算各轴扭矩
5、(Nmm)TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.304/458.2 =48020.9NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4 =271000Nmm(五)、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本P83表5-9得:kA=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由课本P82图5-10得:选用A型V带(2) 确定带轮基准直径,并验算带速由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mm=75 dd2
6、=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由课本P74表5-4,取dd2=200mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min转速误差为:n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200(适用)(5)确定带的根数根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW根据课本P79表(5-6)P1=0.11KW根据课本P81表(5-7)K=0.96根据课本P81表(5-8)KL=0.96 由课本P83式(5-12)得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99(6)计
7、算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/K-1)+qV2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N =158.01N则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度
8、Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式(6-15)确定有关参数如下:传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1=620=120 实际传动比I0=120/2=60传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比:u=i0=6由课本P138表6-10取d=0.9 (3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8Nmm (4)载荷系数k 由课本P128表6-7取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得:Hl
9、imZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得:d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.4315002
10、1.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数:m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数:m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132(6-48)式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齿宽:b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1
11、.83 (8)许用弯曲应力F根据课本P136(6-53)式:F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得:Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得:YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式(6-49)F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8
12、/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s(六)、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度217255HBS根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115d115 (2.
13、304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=19.7(1+5%)mm=20.69选d=22mm2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度工段:d1=22mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,
14、轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:L2=(2+20+16+55)=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得:c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(30+32)=36mm因此将段设计成阶梯形,左段
15、直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径:已知d1=50mm求转矩:已知T2=50021.8Nmm求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图(如图a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力:FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=5
16、00.2N由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm (3)绘制水平面弯矩图(如图c)截面C在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=500.250=25Nm (4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm (5)绘制扭矩图(如图e)转矩:T=9.55(P2/n2)106=48Nm (6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取=1,截面C处的当量弯矩:Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm (7)校核危险截面C
17、的强度由式(6-3)e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度(217255HBS)根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左
18、轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径:已知d2=300mm求转矩:已知T3=271Nm求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49
19、mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm (4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2 =(16.12+44.262)1/2 =47.1Nm (5)计算当量弯矩:根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核
20、危险截面C的强度由式(10-3)e=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够(七)、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承 (1)已知n=458.2r/min两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1
21、N (3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端两轴承轴向载荷:
22、FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表(11-8)得:e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格(八)、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得,选用C型平键,得:键A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根据课本P243(10-5)式得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联
23、接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式(10-5)得p=4T/dhl=46100/511034=60.3MpapF=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mm总=0.8412P工作=2.4
24、KW=76.4r/min电动机型号Y132S-6i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2.095nI =960r/minnII=458.2r/minnIII=76.4r/minPI=2.4KWPII=2.304KWPIII=2.168KWTI=23875NmmTII=48020NmmTIII=271000Nmmdd2=209.5mm取标准值dd2=200mmn2=480r/minV=5.03m/s210mma0600mm取a0=500Ld=1400mma0=462mmZ=4F0=158.01NFQ =1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=5
25、70MpaHlimZ2=350MpaNL1=1.28109NL2=2.14108ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=524.4MpaH2=343Mpad1=48.97mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11.6Mpaa =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4
26、=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa-1b轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1 x2=1y1=0 y2=0 P1=750.3NP
27、2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故轴承合格A型平键87p=29.68MpaA型平键108p=101.87MpaA型平键1610p =60.3Mpa 三、三角刀片的传动进给的计算一、夹持器设计的基本要求(1)应具有适当的夹紧力和驱动力;(2)手指应具有一定的开闭范围;(3)应保证工件在手指内的夹持精度;(4)要求结构紧凑,重量轻,效率高;(5)应考虑通用性和特殊要求。设计参数及要求(1)采用手指式夹持器,执行动作为抓紧放松;(2)所要抓紧的工件直
28、径为10mm 所以两抓的最大距离为10mm ,1s抓紧,夹持速度10mm/s;(3)工件的材质为0.5kg,材质为45#钢;(4)夹持器有足够的夹持力;(5)夹持器靠法兰联接在手臂上。由液压缸提供动力。1.夹紧力计算 手指加在工件上的夹紧力是设计手部的主要依据,必须对其大小、方向、作用点进行分析、计算。一般来说,加紧力必须克服工件的重力所产生的静载荷(惯性力或惯性力矩)以使工件保持可靠的加紧状态。手指对工件的夹紧力可按下列公式计算: 2-1式中:安全系数,由机械手的工艺及设计要求确定,通常取1.22.0,取1.5;工件情况系数,主要考虑惯性力的影响, 计算最大加速度,得出工作情况系数, ,a为
29、机器人搬运工件过程的加速度或减速度的绝对值(m/s);方位系数,根据手指与工件形状以及手指与工件位置不同进行选定,手指与工件位置:手指水平放置 工件垂直放置;手指与工件形状:型指端夹持圆柱型工件,为摩擦系数,为型手指半角,此处粗略计算,如图2.1 图2.1被抓取工件的重量求得夹紧力 ,取整为177N。2.2.1.2驱动力力计算根据驱动力和夹紧力之间的关系式:式中:c滚子至销轴之间的距离;b爪至销轴之间的距离;楔块的倾斜角可得,得出为理论计算值,实际采取的液压缸驱动力要大于理论计算值,考虑手爪的机械效率,一般取0.80.9,此处取0.88,则: ,取2.2.1.3液压缸驱动力计算设计方案中压缩弹
30、簧使爪牙张开,故为常开式夹紧装置,液压缸为单作用缸,提供推力:式中 活塞直径 活塞杆直径 驱动压力,,已知液压缸驱动力,且由于,故选工作压力P=1MPa 据公式计算可得液压缸内径:2025324050556365707580859095100105110125130140160180200250根据液压设计手册,见表2.1,圆整后取D=32mm。表2.1 液压缸的内径系列(JB826-66)(mm)活塞杆直径 d=0.5D=0.540mm=16mm活塞厚 B=(0.61.0)D 取B=0.8d=0.732mm=22.4mm,取23mm.缸筒长度 L(2030)D 取L为123mm活塞行程,当抓
31、取80mm工件时,即手爪从张开120mm减小到80mm,楔快向前移动大约40mm。取液压缸行程S=40mm。液压缸流量计算:放松时流量 夹紧时流量2.2.1.4选用夹持器液压缸温州中冶液压气动有限公司所生产的轻型拉杆液压缸 型号为:MOB-B-32-83-FB,结构简图,外形尺寸及技术参数如下:表2.2夹持器液压缸技术参数工作压力使用温度范围允许最大速度效率传动介质缸径受压面积()速度比无杆腔有杆腔1MPa+300 m/s90%常规矿物液压油32mm12.58.61.45图2.2 结构简图图2.3 外形尺寸2.2.3楔块等尺寸的确定楔块进入杠杆手指时的力分析如下:图 2.7上图2.7中斜楔角,
32、时有增力作用;滚子与斜楔面间当量摩擦角,为滚子与转轴间的摩擦角,为转轴直径,为滚子外径,为滚子与转轴间摩擦系数; 支点至斜面垂线与杠杆的夹角;杠杆驱动端杆长;杠杆夹紧端杆长;杠杆传动机械效率2.2.3.1斜楔的传动效率 斜楔的传动效率可由下式表示: 杠杆传动机械效率取0.834,取0.1,取0.5,则可得=, ,取整得=。2.2.3.2动作范围分析阴影部分杠杆手指的动作范围,即,见图 2.8图 2.8如果,则楔面对杠杆作用力沿杆身方向,夹紧力为零,且为不稳定状态,所以必须大于。此外,当时,杠杆与斜面平行,呈直线接触,且与回转支点在结构上干涉,即为手指动作的理论极限位置。2.2.3.3斜楔驱动行
33、程与手指开闭范围当斜楔从松开位置向下移动至夹紧位置时,沿两斜面对称中心线方向的驱动行程为L,此时对应的杠杆手指由位置转到位置,其驱动行程可用下式表示:杠杆手指夹紧端沿夹紧力方向的位移为: 通常状态下,在左右范围内,则由手指需要的开闭范围来确定。由给定条件可知最大为55-60mm,最小设定为30mm.即。已知,可得,有图关系:图2.9可知:楔块下边为60mm,支点O距中心线30mm,且有,解得:2.2.3.4与的确定斜楔传动比可由下式表示:可知一定时,愈大,愈大,且杠杆手指的转角在范围内增大时,传动比减小,即斜楔等速前进,杠杆手指转速逐渐减小,则由分配距离为:,。2.2.3.5确定由前式得:,取
34、。2.2.3.6确定为沿斜面对称中心线方向的驱动行程,有下图中关系 图2.10,取,则楔块上边长为18.686,取19mm.2.2.4材料及连接件选择V型指与夹持器连接选用圆柱销,d=8mm, 需使用2个杠杆手指中间与外壳连接选用圆柱销,d=8mm, 需使用2个滚子与手指连接选用圆柱销,d=6mm, 需使用2个以上材料均为钢,无淬火和表面处理楔块与活塞杆采用螺纹连接,基本尺寸为公称直径12mm,螺距p=1,旋合长度为10mm。第三章 腕部3.1腕部设计的基本要求手腕部件设置在手部和臂部之间,它的作用主要是在臂部运动的基础上进一步改变或调整手部在空间的方位,以扩大机械手的动作范围,并使机械手变得
35、更灵巧,适应性更强。手腕部件具有独立的自由度,此设计中要求有绕中轴的回转运动。(1)力求结构紧凑、重量轻腕部处于手臂的最前端,它连同手部的静、动载荷均由臂部承担。显然,腕部的结构、重量和动力载荷,直接影响着臂部的结构、重量和运转性能。因此,在腕部设计时,必须力求结构紧凑,重量轻。(2)结构考虑,合理布局 腕部作为机械手的执行机构,又承担连接和支撑作用,除保证力和运动的要求外,要有足够的强度、刚度外,还应综合考虑,合理布局,解决好腕部与臂部和手部的连接。(3)必须考虑工作条件对于本设计,机械手的工作条件是在工作场合中搬运加工的棒料,因此不太受环境影响,没有处在高温和腐蚀性的工作介质中,所以对机械手的腕部没有太多不利因素。3.2具有一个自由度的回转缸驱动的典型腕部结构如图3.1所示,采用一个回转液压缸,实现腕部的旋转运动。从AA剖视图上可以看到,回转叶片(简称动片)用螺钉,销钉和转轴10连接在一起,定片8则和缸体9连接。压力油分别由油孔5.7进出油腔,实现手部12的旋转。旋转角的极限值由动,静片之间允许回转的角度来决定(一般小于),图中缸可回转。腕部旋转位置控制问题,可采用机械挡块定位。当要求任意点定位时,可采用
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