商商丘丘工学院工学院2016-JX-SJ2016-JX-SJ080202-115080202-115本科毕业设计本科毕业设计一种吸盘式搬运机械手的设计与研究一种吸盘式搬运机械手的设计与研究学院专业学号学生姓名指导教师提交日期机械工程学院机械设计制造及其自动化4112020407周成张保恒高威2016 年 05 月 23 日诚诚信信承承诺诺书书本人郑重承诺和声明:我承诺在毕业论文撰写过程中遵守学校有关规定 ,恪守学术规范,此毕业设计中均系本人在指导教师指导下独立完成,没有剽窃、 抄袭他人的学术观点、 思想和成果,没有篡改研究数据,凡涉及其他作者的观点和材料,均作了注释,如有违规行为发生,我愿承担一切责任,接受学校的处理,并承担相应的法律责任。毕业设计作者签名：年月日摘 要根据工厂的实际环境和自动化设备的布局，设计了六个自由度的关节型吸盘式搬运机械手，它基本能够到达空间的任意位置，实现物品的准确转移。通过查阅相关资料，结合各方面的因素，确定了机械手的总体设计方案，通过相关的技术参数的查阅，确定了手臂、吸盘等参数的标准化。在此基础上通过采样、分析、计算、校验，确定了各部件的结构尺寸，以及电机、减速器规格的选择。通过 solidworks 软件，根据相关尺寸的大小，绘制出机械手的三维实体模型，并且绘制出相应的工程图。对吸盘机械手进行运动学分析及手臂的位移、速度、加速度等运动仿真，模拟出机械手的运动轨迹，绘制出机械手的运动参数曲线图，并能够实现物品迅速准确转移到目的地的动作。关键词：吸盘式关节型机械手；机器臂结构分析；结构设计；三维设计；运动学仿真ASTRACTAccording to the layout of the actual plant environment and automationequipment, the design ofthe six degrees of freedom articulatedsuction cuptype manipulator, which can basically arrive at arbitrary location in space,to realize the accurate transfer. Through access to relevant information,combined with various aspects of factors, to determine the overall designscheme of the manipulator, through access to relevant technical parametersto determine the arm, standardization of disk parameters. On this basis,through sampling, analysis, calculation and validation, to determine thestructure size of each component, and the motor, deceleration devicespecification.By SolidWorks software, according to the size related to the size of thedraw the three-dimensional entity model of the manipulator, and draw thecorresponding engineering drawings. The manipulator sucker for kinematicsanalysis and arm of the displacement, velocity and acceleration of motionsimulation. Simulation of the trajectory of the manipulator draw manipulatormotion of parametric curves, and can realize the goods quickly and accuratelytransferred to the destination of the action.KeyKey words:words: Articulated manipulator；Robot arm structure analysis；Structuredesign；Three-dimensional design;Kinematics simulation目 录1绪论 .0 1.1 引言 .01.2 关节机械手研究概况 .11.2.1 国外研究现状 .11.2.2 国内研究现状 .11.3 关节机械手的总体结构 .21.4 主要内容 .31.5 本章小结 .42总体方案设计 .52.1 机械手工程概述 .52.2 工业机械手总体设计方案论述 .52.3 机械手机械传动原理 .62.4 机械手总体方案设计 .72.5 本章小结 .83机械手大臂部结构设计 .93.1 大臂部结构设计的基本要求 .93.2 大臂部结构设计 .93.3 大臂电机及减速器选型 .93.4 减速器参数的计算 .103.5 承载能力的计算. 143.5.1 柔轮齿面的接触强度的计算 .143.5.2 柔轮疲劳强度的计算 .153.6 本章小结 .194小臂结构设计 .204.1 腕部设计 .204.1.1 手腕偏转驱动计算 .204.1.2 手腕俯仰驱动计算 .314.1.3 电动机的选择 .314.2 小臂部结构设计 .334.3 小臂电机及减速器选型 .334.3.1 传动结构形式的选择 .344.3.2 几何参数的计算 .344.4 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算 .354.4.1 柔轮齿面的接触强度的计算 .364.4.2 柔轮疲劳强度的计算 .364.5 轴结构尺寸设计 .384.6 轴的受力分析及计算 .384.7 轴承的寿命校核 .394.8 本章小结 .415机身设计 .42 5.1 步进电机选择 .42 5.1.1 计算输出轴的转矩 .425.1.2 确定各轴传动比 . 445.1.3 传动装置的运动和动力参数 . 445.2 齿轮设计与计算 . 47 5.2.1 高速级齿轮设计与计算 . 475.2.2 低速级齿轮设计与计算 . 515.3 轴的设计与计算 . 545.3.1 输入轴的设计与计算 . 545.3.2 中间轴的设计与计算 . 575.3.3 输出轴的设计与计算 . 605.4 轴承的校核 . 625.4.1 输入轴上轴承寿命计算 . 625.4.2 中间轴上轴承寿命计算 . 635.4.3 输出轴上轴承寿命计算 . 645.5 键的选择和校核 . 665.5.1 键的选择 . 665.5.2 键的校核 . 665.6 机身结构的设计 . 675.6.1 机身箱体材料的选择 . 675.6.2 机身的结构设计及制造工艺 . 675.7 本章小结 . 676基于 solidworks 的吸盘式机械手的三维设计与装配仿真 . 68 6.1 基于 solidworks 三维建模的介绍 . 686.1.1 主要零件的三维实体模型的创建及装配 . 686.2 基于 solidworks 运动学仿真部分的操作步骤及仿真结果 . 71 6.3 本章小结 . 74总结与展望 . 76致谢 . 77参考文献 . 781绪论1.1 引言机器人，典型的机电一体化产品，多关节型机器人机械手是研究的一个热点领域。在机械、电子、信息理论、人工智能、生物学和计算机等领域中，得到了极大的应用和推广，它具有速度快，效率高，应用范围广等多特点，而且具有广阔的市场和发展空间。 1959 年，世界上第一台工业机器人的诞生，机器人开辟了新的发展时代。多关节机器人科学技术的飞速发展，研究和应用的发展。世界著名的机器人专家，加藤一郎教授，在早稻田大学说：“一个机器人最大的特点，你有需要它的功能”无论是自动化道路脚下程度有多高，这都是复杂的动态系统。伟大的发明家托马斯爱迪生曾说过这样一句话：“机器人，对环境是有益的。”它有很好的适应性，它具有非常较高的环境要求。可以打开无限广阔的前景，有必要扩大机器人的应用领域。以下主要是设计机械手的原因和目的：代替了人类劳动，解放了人的双手，提高了生产率，而且它们是开发的一种系统，以便它可以在许多结构性和非结构性相配合，更重要的是，使用这些功能，像人性化的服务，需要内在的人性化、系统化。在这方面的研究，可以扩大研究机器人的方向和研究机器人的市场，机器人，如智能机器人，可以起到人工智能和服务人类的重要作用。关节机器人，世界上没有统一的分类，定义是不一样的。对于近期标准化的联合国国际组织已经通过美国协会的定义为关节机械手的机械人：多关节机器人，搬运为主料，转移为目的，为了各种工作完成，通过改变动作程序，还需要再编程的多功能操作装置。外国定义与我们的关节型机器人有不同的参考定义。多关节型机器人，独立的主体可以放在任何地方，动作的自由度，程序可以灵活地改变，高度自动化机器人。它可用于汽车喷漆、涂料、和货物搬运、码垛等方面。关节型机器人的臂与主体，相对于人，可以携带重物，可以有一个较快的移动速度，有非常高的定位精度，它是自动的，可以执行各种操作，它可以是一个外部信号执行单元。多关节型机器人是在计算机控制下的可编程自动化的机器。能够提高产品的质量和劳动生产率，在生产过程，多关节机器人是自动化的，在通过改进，改善工作条件下，它是降低了劳动强度的有效手段。 机器人诞生和发展，虽然只有30 多年的历史，但是在一个国家经济领域中，机器人已经应用于民用工程中，显示了强大的生命力，未来的发展不可估量，需要我们进一步努力，开创美好的未来。1.2 关节机械手研究概况1.2.1 国外研究现状人类和动物的运动原理的第一个系统研究使迈布里奇发明了照相机跟单，即设定的触发相机，并在1877年他成功地验证了他的假定。后来，使用这种方法的相机是用来研究人体运动Demeny。从1930年到1950年，苏联也伯恩斯坦也深入研究，从人类和动物动力机制的角度看，并提出的理论非常形象化的描述人类和动物的运动机制。真正研究机构运动的大多是全面研究，系统于1960年推出至今，比较完整的理论体系的形成，并在一些国家，如日本，美国和苏联已成功开发，可以是静态或动态的多臂枢轴原型得到发展。在20世纪60年代和70年代，武装多搬运运动控制理论产生三种类型的控制方法这是非常重要的，这限制了国家控制，控制参考模型和控制算法。这三种控制的方法对所有类型的搬运机械手都是适用的。国家控制是在1961年提出的模型的参考，于1975年由美国法恩斯沃思南斯拉夫托莫维奇正式提出，该算法是由著名的南斯拉夫研究所米哈伊尔罗多搬运运动学专家鲍宾Vukobratovic博士在1969 - 1972年的教堂中提出。这三种类型的控制方法和他们之间的存在内在关系。有限状态控制实质上是一个控制参考模型，并且该控制算法得到了证实和应用。在搜索步态中，苏联Bessonov和Umnov定义“最佳步态”，Kugushev和美国Jaro-shevskij定义自由的步伐。这两种步态不仅能适应，而且要适应胳膊多和腿多的机器人。在这些中，对于自由路径的步骤，有他的的条件和规则。如果地形是非常粗糙的，所以运动臂多搬运，下一步应放在哪里脚不能基于对步骤序列来加以考虑，但应通过步骤以便攀登者去通过一些优化标准来确定哪个是所谓的自由速度。稳定性研究手臂动作的多搬运，美国Hemami，该提议的稳定性和系统的控制的简化模型作为振荡器，反转（倒立摆），它可以被解释为在换能器存在的问题中为了向前运动。此外，为了减少考虑，Hemami在研究手臂运动的多搬运“减少型”问题上进行了复杂性研究。此前我们指出了系统的Vukobratovic还能进行能量分析， 但它的力量是有限的，搬运随时间的整个系统的变化，并没有太多涉及这个问题。但是在他的研究中，Vukobratovic得出一个有用的结论，即平滑的姿态，人型系统所消耗的功率就越少。随着社会的发展，需求的增加，和实际问题的待解决， 国外相继研究出各种机器人，并且已经很好地应用于各个领域，得到了很好地发展。1.2.2 国内研究现状国内目前机器人起步较晚，我国自 1980 年以来，在体育领域的多臂机器人的共同研究和应用下。 1986 年，国家启动了“规划纲要”的研究多动搬运臂，中国的高科技“863”研究项目中的水平运动臂产生于 1987 年。目前也在积极研发，中国移动手臂的研究和开发主要与高校和科研院所合作。由于我国机器人产业还很薄弱，机器人研究仍然任重而道远。我国市场上机器人总共拥有量近万台，仅占全球总量的 0.56%，其中完全国产机器人行业集中度仅为占 30%，其余皆为从日本、美国、瑞典、德国、意大利等20 多个国家引进。究其原因，很大程度在于自主品牌不够，发展壮大自主品牌及其自动化成套装备产业成为当务之急，由于机器人是最典型的机电一体化、数字化装备，技术附加值很高，应用范围很广，作为先进装备制造业的支撑技术和信息化社会的新兴产业，将对未来生产和社会发展起着越来越重要的作用。 国外专家预测， 机器人产业是继汽车 计算机之后出现的一种新的大型高技术产业。随着我国企业自动化水平的不断提高、人民生活需求水平的提高，机器人市场也会越来越大，这就给机器人研究、开发、生产者带来巨大商机，目前中科院常州中心常州机械电子工程研究所致力于机器人及智能装备技术的开发。我国机器人市场竞争越来越激烈，中国制造业面临着与国际接轨、参与国际分工的巨大挑战，加快机器人技术的研究开发与生产是我们抓住这个机遇的机会。目前，国际制造业中心正向中国转移，用信息化带动工业化、用高新技术改造传统产业已成为中国制造工业发展的必由之路。我国要大力发展制造业，必须科技创新，与时俱进，开创美好的未来，未来机器人的发展是不可估量的，具有非常好的广阔前景。这次研究的吸盘式搬运机械手主要由类似人的手和臂组成，它可代替人的繁重劳动以实现生产的机械化和自动化，能在有害环境下操作以保护人身安全，因而广泛应用于机械制造、冶金、电子、轻工和原子能等部门。1.3 关节机械手的总体结构关节机械手的组成及各部分关系概述如图所示： 1.3 机械手的组成和相互关系它主要由机械系统（执行系统，牵引系统），探测系统和智能控制系统组成。1.执行系统：共用部分的执行系统部门，机械零件最全面的定义，以必要的各种运动，包括手，手腕，来获得身体。A.末端执行用于执行，并且配置的零件直接用于执行动作。B.手腕，手和臂的连接，具有安排作为任务或工作的端部的方向的改变。C.臂和连接的手匹配，手腕支撑身体时，执行负荷管理块，手的空间位置，臂操作空间的变化可以满足多个搬运，基座里电动机可以提供动力传输。D：机身，多铰接臂，支撑辊，由臂部件支承，并具有使臂转动，起重或倾斜运动的特性。2.驱动系统：液压驱动、气压驱动、电气驱动和机械驱动，用作机械传动，3.控制系统：驱动控制系统，根据该系统的工作，可以把故障报警或错误的信号通过显示器显示出来，并能及时作出反应控制机器正常运行。4.检测系统：经由各种传感装置，控制运动检测装置，反馈给系统，保证运动无误，实践证明，该关节机器人可以取代繁重的体力劳动，可以显著减轻劳动强度，改善劳动条件，提高劳动生产率和自动化水平，也可以提高我们工业化水平，并且符合我们国家“工业 10.0”的政策。1.4 主要内容第 1 章 绪论 主要介绍机械手的相关知识和本课题研究的任务和要求.第 2 章 总体方案设计,介绍该机械手各部分的相关知识和总体设计.第 3 章 机械手各部分设计的介绍第 4 章 机械手结构设计第 5 章 机身合理参数的选择第 6 章 基 solidworks 进行三维模型设计及运动分析与装配仿真1.5 本章小结介绍了国内外机器人的发展史，阐述了关节机器人的总体结构。随时代进步各国展开研究机器人的浪潮，比如德国工业 4.0，我国随后也提出了符合我国国情的“工业 10.0”的政策。2总体方案设计2.1 机械手工程概述它是一个技术集成的学科，涉及计算机技术和自动化技术等领域，在机制，机械，气动，液压技术，检测技术等领域有了发展。手臂多搬运运动的设计，例如系统工程，应作为一个综合的方法来设计系统，共同致力于系统的研发和创新。一个复杂机械系统，可结合多个子系统，它是一个不可分割的整体。系统必须具有以下特征：1.完整的机械系统由几个子系统并且具有不同的整体性能的特定功能。2.子系统之间要有机联系，不可独立。3.每个目标系统必须具有明确的目标和系统的功能，结构， 功能，目标和手段，把系统的各个子系统结合起来。4.系统对环境的适应在某些情况下，我们必须能够适应外部环境中的变化。所以，在设计机器人时，不仅要注重搬运机器人系统的整个部件设计，还要考虑到单个部件的设计，要把他们紧密联系起来。2.2 工业机械手总体设计方案论述（一）确定负载目前，国内工业多用运动搬运臂， 负载能力最小额定负载 5N 或更小范围，最多的为 9000N。这次设计的机械手为 5 公斤负荷。负载的大小主要取决于运动的作用力和机械接口上多搬运臂的运动方向。下臂应该包括端部执行器，根据相关参数和计算得出，这是一个小负荷的机械手。（二）驱动系统由于伺服电机具有良好的控制性能，具有灵活性好，体积小，效率高，适用于运动控制没有影响的精确控制小臂运动的机器人，因此，我采用了伺服电机。（三）传动系统臂传递机构的机械运动通常使用齿轮，蜗杆，滚珠丝杠，皮带，链条传动，行星齿轮，齿轮和谐波传动等作为传动载体，由于齿轮传动具有效率高，准确，结构紧凑，工作可靠，寿命长等优点，因此选用齿轮传动。（四）工作范围操作过程中的工业手臂动作的工作范围是与工作空间的大小相关，其每个臂的自由操纵器公共轴线的长度和所传动轴的相适应。（五）运动速度每个铰接机械臂的最大行程，按照循环时间来确定每个操作的时间的，可以进一步确定每个动作的速度，单位为米/秒（m/ s）的，每个运动时间分配考虑到许多因素，如每个操作序列之间的周期的总时间长度。操作时间的分配也必须考虑惯性的大小以及驱动控制，定位和精度要求。2.3 机械手机械传动原理该方案结构设计与分析该关节机械手的本体结构组成如图所示：图 2.1 关节机械手本体组成1-底座 2-大臂 3-小臂 4-手腕 5-吸盘 6-工件所描述的为下列方式的组件和功能:基本单位：基座构件包括底座，齿轮传动件，轴承，步进马达。基本作用是支持构件，所述支承构件旋转臂，能够承受的工作负载，所述臂必须具有足够的强度，刚度和负荷能力。此外，该臂也需要一个足够大的安装基础，以确保在工作场所搬运机器人的稳定运行。搬运机器人臂，通常会导致驱动臂运动（例如，液压，气动或一个马达）和一个驱动源（例如，燃料箱，燃料箱，齿轮齿条机构，连杆机构，螺旋机构或凸轮机构等各种运动臂组成的组件）。手臂分为大臂和小臂。组成如下：动臂、齿轮件，驱动电机。在臂构件中：臂，驱动轴，皮带等，固定到步进电动机的一端。腕部分：包含壳体，传动齿轮和轴，和所需机械接口。2.4 机械手总体方案设计它是机器人形结构，并调整圆柱形结构，球面坐标的结构，该多接头结构和它们的相应特征中的每一个一致，如下所述。1.直角坐标结构运动空间直角坐标机器人，它是落实到闭环位置控制的线性运动，由如图 2-1所示，直角坐标机器人可以达到非常高的位置，实现各有三个其他存在的垂直的直线运动精度。然而，直角坐标机器人相对于其他机器人的结构，还算比较小的。因此，为了实现恒定的空间运动，必须调整好其内部架结构。直角坐标机器人的工作区是矩形空间。直角坐标机器人主要用于组装和搬运，直角坐标机器人它具有悬臂门，起重机等类型的结构。2.圆柱坐标结构如在图 2-1（b）中，如图所示，调整直线运动并实现旋转运动。这种机器人的结构相对简单，并且能够在一般精度操作中使用。它的工作空间是圆柱形的空间。3.球坐标结构如图 2-1（c）中，该空间的运动是球形坐标机器人的运动，实现两个旋转运动的。这个简单的机器人结构，成本低，精度不高。但他们的工作空间是球形的空间。4. 搬运型结构如图 2-1（d）所示，为了实现一个空间移动搬运机器人包括三个旋转运动。搬运机器人的运动是灵活，结构紧凑，占地面积小的运动方式。这种机械手是广泛焊接，涂装，搬运，组装，它是在工业中使用。搬运型机械手结构，有水平搬运型和垂直搬运型两种。(a) 直角坐标型(b) 圆柱坐标型 (c) 球坐标型 (d) 关节型图 2-2四种机械手坐标形式根据任务书和具体要求，我选择了关节型（d）。机器人的工作范围是很大的，并且运动灵活，通用性好，结构更紧凑，其特征如下：用途：物料搬运自由度数目：6（腰部回转、大臂转动、小臂转动、小臂回转、腕部摆动、腕部回转）坐标形式：垂直关节坐标型额定负荷质量（不含末端执行器）：10kg(15kg)最大工作半径 1450mm（1500）手臂最大中心高 1200mm（1000）本体自重小于 160kg（200）表表 2-12-1 各关节回转范围和最大工作转速各关节回转范围和最大工作转速最大工作范围（ ）150 （300）r/min10腰部回转关节大臂转动关节工作转速rad/s1.05 /s60110 （150）101.0560小臂转动关+170，-150节小臂回转关节腕部摆动关节腕部回转关节（180）180 （360）101.0560202.1120130 （120）202.1120360303.141802.5 本章小结为了确定解决方案，提出多种方案并验证后，确定了机器人系统的各个部件，包括：机器人机身、大臂、小臂、手腕、和端部的执行器，并做了详细的分析和设计。3机械手大臂部结构设计3.1 大臂部结构设计的基本要求臂部件的主要作用是联接着手，带领他们腾出运动。我这次设计成一般臂的基本要求如下。1.手臂，要刚度好，重量轻2.在臂的速度高时，也有小的惯性为了减小转动惯量，必须采取以下措施。（A）降低臂的重量通过使用铝等轻质高强度材料。（B）减少手臂运动部件的总体尺寸（C）减少转弯半径（D）驱动系统中设有缓冲装置3.运动的臂是灵活的。为了运动平稳，运动臂部件之间的摩擦力尽可能减小。4.位置精度要高。为了减少电机负载的底部接头，减少了臂的重量，以确保它能够提高机器人手臂的动态响应，一方面，采用薄铝合金构件设计。二是采用砂型铸造设计，“最小厚度可以是”浇铸，取决于不同类型的尺寸和合金铸件，具体见表 3-1 所示：表表 3-13-1 砂型铸造铸件最小壁厚（砂型铸造铸件最小壁厚（mmmm）铸件尺寸200200200200500500500500铸钢5810121520灰铸铁354101015球墨铸可锻铸铁468121220铁3568-铝合金铜合金33.546-3568-它是简单地砂铸造结构设计，铸造结构对应于每个不同的铸件应根据各个特性来设计。在这次设计中，使用铸铝外壳手臂。具体尺寸，请参阅总装图。3.2 大臂部结构设计大臂壳体采用铸铝，方形结构，质量轻，强度大。3.3 大臂电机及减速器选型假设小臂及腕部绕第二搬运轴的重量：M2 2Kg，M3 4KgJ2 M2L42 M3L5210.097240.1942 0.16kg.m2大臂速度是 10r/min ，则旋转开始时的转矩用以下式表达：T J 式子里，T - 旋转开始时转矩N.mJ - 转动惯量kg.m2- 角加速度rad / s2使机械手大臂从0 0到160/s需要的用时：t 0.1s则：T1 J11 J10t1.46/30.1 7.64N.m (3.4)鉴于机器人手臂的转动惯量的摩擦转矩轴的各个部分，开始转动10N.m为起动转矩，可以假设安全指数为 2，输出的谐波减速器最小转矩为：T01 2T 215 20N.m (3.5)设得谐波减速器：型号：XB350120（XB3型扁平式谐波减速器）额定输出转矩：20N.m减速比：i1120设谐波减速器的的传递效率为： 90%，步进电机应输出力矩为：Tout1T0120 0.185N.m (3.6)i1200.9设得BF反应式步进电机型号：55BF003静转矩：0.686N.m步距角：1.53.4 减速器参数的计算刚轮、柔轮的材料都是锻钢，小齿轮用 45的材质，硬度 250HBS。刚轮材料为 45 钢（调质），硬度 220HBS。1.齿数的确定柔轮齿数：Zr ui 2100 200刚轮齿数：Zg u Zr 2 200 202已知模数：m 0.5mm，则柔轮分度圆直径：dr mZr 0.5200 100mm钢轮分度圆直径：dg mZg 0.5202 101mm柔轮齿圈处的厚度：1 (75Zr4)dr104 (752004)1001041.25mm重载时，为了增大柔轮的刚性， 允许将1计算值增加 20%，即11.251.20 1.5mm柔轮筒体壁厚： 0.71 0.71.5 1.05mm为了提高柔轮的刚度，取1.2mm轮齿宽度：B 0.15dr 0.15100 5mm轮毂凸缘长度：C (0.2 0.3)B (0.2 0.3)153 4.5mm取C 4mm柔轮筒体长度：L (0.8 1.2)dr (0.8 1.2)100 80 120mm,取L 100mm轮齿过渡圆角半径：r m 0.5mm为了减少应力集中，以提高柔轮抗疲劳能力，取r 3mm2.啮合参数的计算由于采用压力角0 20的渐开线齿廓，传动的啮合参数请看以下式子。因齿轮扭矩的因素，使齿轮间隙减小的值为：CnmMmaxL drBMmaxB（扭转弹性模数 G=80GPa）jG2LDr2G式子里，：Mmax 2M 2250 500N m 500103N mCnm50010315 0.00781mm10021.280103 W0m=0.89810-5Zr2Cnmaxm为了消除在Mmax的情况下进入啮合的齿顶干涉，则必须使最大侧隙Cnmax大于齿轮扭转减小的侧隙Cnm，还应保证存在有侧隙值Cn0。式子里，：Cn0 4104(i60)mCnmaxCnmCn0Cnmax 0.89810Zr2径向变形系数：mm54则：Cn0 410 (10060)0.5 0.008mm0Cnmax CnmCn0 0.007810.008 0.0158mm径向变形系数：0m 0.89810520020.0158 0.96920.5柔轮的变位系数：m1.350.9692 3.61x r0.850.850.0430.043Z200r刚轮的变位系数：xg xr(验算相对啮入深度：1.3500m1) 3.61(0.96921) 3.58hn 402.48(4.640)103Zrmmm 40.96922.48(4.640.9692)103200 1.252 1如果计算找出的hnh 2，继续计算，设得2。如果出现n1，为了传递动力，应适mmhn1。m当增加Cnm值重新计算，使柔轮齿根圆直径：Dfr Dr2m(haC Xr) 10020.5(10.353.61) 102.26mm式子里，齿顶高系数ha1;径向间隙系数C 0.35柔轮齿顶圆直径：Dar Dfr2(hncp)m 102.262(1.2520.25)0.5 103.76mmmm式子里，（找到相应表格设出cpm 0.25）相对啮入深度和轮齿过渡曲线深度系数之和应符合两个不等式验算公式。hncp 2hacmmchp(n) 1 mm1.2520.251.502 210.35 2.35即：(1.2520.25)0.5 1.1251.5刚轮齿顶圆直径：Dag Dar2(0m)m2(hn)m 103.7620.96920.521.2520.5 103.48mmm刚轮齿根圆直径：设出插齿刀齿数Zc1Zg101，插齿刀变位系数xc 0，插齿刀原始齿形压力2角0 20，则tan20 0.3640,cos20 0.9397,inv20 0.0149刚轮和插齿刀的制造啮合角：invcgxg xczg zc2tan0inv03.5802tan 20inv20 0.0407202 101找到渐开线函数表和三角函数的表格设出cg 27.52,cos27.52 0.8868那么刚轮和插齿刀的制造中心距：m(zg zc)cos00.5(202101)0.9397Acg 26.76mm2coscg20.8868插齿刀的齿顶圆直径：Dac mzc 2m(hac) 0.5101 20.5(10.35) 51.85mm刚轮齿根圆直径：Dfg 2Acg Dac 226.7651.85 105.36mm验算刚轮齿根圆和柔轮齿顶圆的径向间隙：1(Dfg Dar)(0)m 0.15m2m1即：(105.36103.76)0.96920.5 0.32 0.150.5 0.0752可见沿波发生器长轴,在刚轮齿根圆与柔轮齿顶圆之间存在径向间隙。3.凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算滚珠直径：d0 (0.008 0.10)Dn柔轮齿圈处的内径：Dn Dr100mm那么：Dn Dr100mm轴承外环厚度：由于工艺上的要求，可将外环做成无滚道的a11.61h1h1 0.05d0 0.058 0.4mma11.61h11.61.50.4 2mm轴承内环厚度：a21.811.81.5 2.7mm内环滚道深度：h2 0.1d00.5h1 0.180.50.4 1mm式子里的0.5h1是考虑到外环无滚道而内环滚道加深量。轴承内外环宽度：所用为滚珠轴承，近似等于齿宽B 15mm轴承外环外径：Dn Dr100mm轴承内环内径：d Dn2(a1(a2h2)d010022(2.70.8)8 76mm为了便于制造，采用双偏心凸轮波发生器。则凸轮圆弧半径：RTd 4e22dgdr23.141011001.38mm3.1422式子里，是偏心距：e （dg-刚轮分度圆直径，dr-柔轮分度圆直径）则凸轮圆弧半径：RT凸轮短半轴：b RT3.147641.38 37.12 37mm23.1437mm3.5 承载能力的计算3.5.1 柔轮齿面的接触强度的计算按照柔轮直线的谐波传动齿轮和刚性轮的特性。因此，通过工作表面齿侧的最大接触应力，主要的负载能力的实际谐波驱动的限制软。因此，谐波传动齿轮齿的软边，应符合下列条件的接触强度：接触强度计算公式：8M tanjj2r bkM-输出转矩r-柔轮节圆半径b-柔轮轮齿宽-刚轮压力角k-接触系数（0.40.9）对于一般双波传动，轮齿宽b 0.2r许用接触应力j 49MP8M tan2501038tan2012.36MP j则：j22r bk3.1450 150.5所以满足齿面的接触强度要求。3.5.2 柔轮疲劳强度的计算柔轮材料采用38CrMoAlA调制硬度 229269。计算柔轮在反复弹性变形状态下工作时所产生的交变应力幅和平均应力为截面处正应力：a7EDm2m0切应力：0EDmL由扭矩产生的剪切应力：M2MDm2（Dm dr100mm,L 100mm,0 m 0.5mm,E 200GPa）其中：70.51032001091.25103a87.5106Pa 87.5MPa32(10010)0.51032001091.2510312.5106Pa 12.5MPa33100101001022506M12.7410 pa 12.7MPa3233.14(10010) 1.2510则：am 0.5(m) 0.5(12.512.7) 12.6MPa验算安全系数：n nnnn22(n1)ka疲劳极限应力：1 450MPa应力安全系数：k 2nn450 2.57287.51k2a0.2m(1 0.37s 0.37850 314.5MPa)其中，抗拉屈服极限：s850MPa剪切应力集中系数：k2 0.7314.5 27.73MPa0.712.60.212.62.5727.73n 2.56 n 2222.57 27.73n2则满足疲劳强度条件。轴的计算校核画轴的受力分析图，轴的受力分析图如图所示：图 3-1 轴的受力分析图已知：作用在刚轮上的圆周力2T122.358104F943.2Nd150径向力Fr Ftan 943.2tan 200 343.3N轴向力FaF943.21003.7Ncoscos201)算出垂直面的支撑反力：LdFrFa22343.244.351003.725F1vL88.7 111.3NF2V Fr F1V 343.3111.3 454.6N2)水平面的支撑反力：FF1H F2Ht 471.6N23）F 在支撑点产生的反力：F K744.2110.5F1F 927.1NL88.7F2F F F1F 744.2927.11671.3N外力 F 作用方向与传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑，见（7）的计算4）垂直面的弯矩：LMav F2V 454.644.35 20.1N M2LMav F1V 111.344.35 4.9N.M25)水平面的弯矩：LMAH F1H 23644.35 10.5N.M26)F 产生的弯矩：LMAF F1F 927.144.35 41.1N.M27)算出合成弯矩：22按最坏的状态，把MAF与MAV直接相加MAH22MA=MAV+MAF=20.1220.92MAH +41.1=70.1 N.m2MA=MAVMAH+MAF=4.9220.922 +41.1=62.57 N.m8)算出轴传递的转矩：T 2.358104N.mm9)算出危险截面的当量转矩其当量转矩为：2MeMaT2如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，设折合系数 a=0.6，带入式子得出：2MeMaT70.120.623.58 71.51N.m2210）算出危险截面处轴的直径轴是 45钢材，调质处理，从表格 14-1 找到并设出B 650Mp,从表格 14-3找到并设出1b 60Mpa,则：3Me71.5110d 33 22.8mm0.11b0.160考虑到键槽对轴的消弱，将 d 值加大 5%，由此得出：d=22.8*1.05=24mm32mm满足条件因 a-a 处剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，且有键槽，故 a-a 左侧为危险截面。它的弯曲截面系数是：btd t50366506W 322d322501.25104mm3d322抗扭截面系数为：btd t50366506WT弯曲应力为：162d16250 2.5104mm3d322Mb70.1103b 5.608Mpa4W1.2510扭切应力为：T12.358104b 0.94MpaW2.5104按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 a=0.6 则当量应力为：eb2425.608240.60.942 5.721Mpa，从表格找到并设出 45 钢，调质处理，抗拉强度极限b 640Mpa，则从表格找到并设出轴的许用弯曲应力1b 60Mpa,e1b,强度满足要求。3.6 本章小结分析了大臂机构设计，通过计算，合理的选择了大臂主要结构的技术参数：电机：55BF003 型；谐波减速器：XB3-50-120；凸轮波发生器：双偏心校核了刚轮、柔轮的接触强度和疲劳强度，并满足设计要求。4小臂结构设计4.1 腕部设计手腕和手，并支持机械臂连接，改变手的姿态。手腕的设计要求如下。结构紧凑，重量轻，动作灵活，平稳，定位精度高，材料强度，高刚度，手臂和搬运的手结构合理，传感器和执行器和设备的合理布局安装。按自由度分类，工业用机器人手腕分为两个自由度和三个自由度。所有的手腕不大，但具有三个自由度，必须根据用于工业机器人的性能要求来确定实际使用。如图 4-1 所示，根据设计要求，实现了手腕俯仰。在这个阶段，研究国内步进电机产品的开发，在生产技术上，这是不可能实现的，为了减轻手臂的总重量，腕部采取间接步进电机为一个吊杆锥齿轮，另一条通过链联接，如图所示 4-1：图 4-1 BB 型手腕示意图研究设计吸盘机器人，在工作空间中，吸盘手腕的动作，是用于搬运的工作，有时为了满足手腕部结构要求，在狭小的空间的动作紧凑即必须插入，且重量轻，并且在操作灵活性如图 4-2 的尺寸所示：图 4-2手腕外形尺寸示意图4.1.1 手腕偏转驱动计算腕偏转来实现偏压的变化，通过步进电动机的驱动器，它设置在后臂的下方，并通过一个锥齿轮传动接合两个链条驱动滑轮。根据步进电动机驱动的手腕力，需要的扭矩偏转计算的第一腕部，并计算马达的输出转矩，和各个设计参数后，判定相关尺寸如下。（1）选择步进电机腕偏转，摩擦力矩，以克服的工作负载电阻扭矩和手腕的启动的转动惯量。按转矩的式子15：M总 M摩M负M惯（3.1）M摩 0.1M总（3.2）（3.3）M惯 mgl J/t启M负 m负gl J负/t启（3.4）m v R221 R2.lJ负 m负l2J ml23m2R221 R2 v /l式子里，M总-手腕偏转所需力矩（Nm）；M摩-摩擦阻力矩（Nm）；M负-负载阻力矩（Nm）；M惯-手腕偏转启动时惯性阻力矩（Nm）；Jkgm2负-工件负载对手腕回转轴线的转动惯量（）；J-手腕部分对回转轴线的转动惯量（kgm2）；-手腕偏转角速度（rad / s）；m-手腕质量（kg）；m负-负载质量（kg）；t启-启动时间（s）；-手腕部分材料密度（kg / m3）；R1,R2-手腕部分外径和内径（m）；l-手腕的长度（m）；v-手腕偏转末端的线速度（m/ s）。前面已提到：m负 2.5kg，v 0.8m/ s，R1 0.035m，（3.5）（3.6）（3.7）（3.8）R2 0.025m，l 0.12m，t启 0.2s，手腕部分采用的材料假定为铸钢，密度 7.8103kg / m3。把数值代到式子算出：m v R1 R2l 7.81033.140.0352 0.02520.121.76kg22v0.8 6.67r / sl0.12m2J负 m负l2 2.50.122 0.036kgml2m22R1 R2J 321.760.1221.76 0.0352 0.025232m2 9.63103kgM负 m负gl J负/t启 2.5100.12 0.0366.67/0.2 4.5NmM惯 mgl J/t启1.76100.12 9.631036.67 /0.2 2.4NmM总 M摩 M负 M惯 0.1M总 4.5 2.4M总 7.7Nm因为腕部传动是通过两级带轮和一级锥齿轮实现的，所以找到对应书本得：弹性联轴器传动效率：1 0.99；滚子链传动效率：2 0.96；滚动轴承传动效率：3 0.99（一对）；锥齿轮传动效率：4 0.97；计算得传动的装置的总效率：a 0.8501。电 机 在 工 作 中 实 际 要 求 转 矩 ：M电 M总/ia 4.53Nm（3.9）根据计算得出的手腕偏转所需力矩， 结合 90 系列的五相混合型步进电机的技术数据和矩频特性曲线，如图 4-3 和图 4-4 所示,设得 90BYG5200B-SAKRML-0301 型号的步进电机。图图 4-3 90BYG4-3 90BYG 步进电机技术数据步进电机技术数据图 4-4 90BYG5200B-SAKRML-0301型步进电机矩频特性曲线2.设计链传动（a）计算、分配传动比对照电机的数据，所选步进电机工作转矩 :4.5 Nm，对应的转速：n1130r / min。由于腕部偏转的角速度v0.8 6.67r / s，已经算出，所以腕部末端偏转l0.12转速n2260 63.7r / min，由此推出总的传动比i n1130 2.0。n263.7手腕的偏转是由驱动滑轮的链条驱动的。 鉴于滑轮臂的内部空间的大小和结构，设 小 臂 链 传 动 比i11.35， 大 臂 链 传 动 比i21， 锥 齿 轮 传 动 比i31.5，i i1i2i3 2。（b）算出小臂链传动功率P T1n17.7130（3.10） 0.11kW95509550（c）设得链轮的齿数为使小臂中的两个链轮结构更加紧凑，设得小链轮齿数Z117，大链轮齿数Z2 i1Z11.3517 23，Z1、Z2取奇数，链节数为偶数，可使链条和链轮轮齿磨损均匀。（d）设得链条类型从相关书本进行链传动计算：Pd KAP 0.11kW（3.11）P0Pd0.11 0.08kW（3.12）KZKP11.34p 15.875mmi 2 3a030 50p，（3.13）i 1.5a0 60 p 6015.875 930mm，（3.14）LpZ1 Z2K2a0 p2a0 p17 230.955 260140mm（3.15）260L LPP /1000 14015.875 2222.5mm（3.16）ac p2Lp Z1 Z2KA15.8752140 17 230.2499 932mm（3.17）a ac0.002 0.004ac9320.002952930mm（3.18）v Z1n1p1713015.875 0.63m/ s（3.19）6010006010001000P10000.11（3.20）174.6NV0.63FtF 1.151.2KAFt1.21174.6 209.52N（3.21）式子里，KA-工况系数KA1；KZ-主动带轮齿数系数KZ1.34；KP-单排链系数KP1；Ka-中心距计算系数Ka 0.2499；Pd-设计功率（kW）；P0-特定条件下单排链条传递功率（kW）；p-节距（mm）；a0-初定中心距（mm）；Lp-链条节数；L-链条长度（mm）；ac-计算中心距（mm）；a-实际中心距（mm）；v -链条速度（m/ s）；Ft-有效圆周力（N）；F-作用在轴上的力（水平或倾斜传动）（N）。经过上述计算，设得链号10B，节距p 15.875mm的链条。（e）算出带轮主要尺寸根据所选滚子链的型号规格确定一对带轮基本参数：Z117，Z2 23，p 15.875mm，d110.16mm，Pt16.59mm。带轮主要尺寸：d psin180z（3.22）180da p0.54 cot（3.23）zdf d d1（3.24）ha 0.27p（3.25）dg pcot式子里，1801.04h20.76（3.26）zd-分度圆直径；da-齿顶圆直径；df-齿根圆直径；ha-分度圆弦齿高；dg-齿侧凸缘直径。把数值代到式子算出：d115.87586.3mm180sin17d215.875116.7mm12.7sin23180da115.8750.54 cot 93mm17180da215.8750.54 cot 123.4mm23df 186.310.16 76.14mmdf 2116.7 10.16 106.54mmdg115.875 cotdg215.875cot1801.0414.73 0.76 68.86mm171801.0414.730.76 99.49mm23ha 0.2715.875 4.29mm（3）设计锥齿轮传动根据工作要求大多数驱动器直齿锥齿轮的标准，取小齿轮齿的键槽距离为e1.6，材料的选择为45 号钢。选择硬化齿轮，由于齿轮的齿面的封闭和磨损，宜设出较小的齿数z1，z1可取1720。（a）估算齿轮主要参数及尺寸齿数Z1,Z2：齿数比u n1Z21.5，所以设得Z1 20,则Z2 uZ11.520 30。n2Z1齿宽系数R：R11，取。齿宽不R 0.3能选太大，否则会引起小端齿顶过薄，齿根圆43角半径过小，应力集中过大。从相关书本中查的，基于齿面接触的疲劳强度小齿轮大端分度圆直径d1和大端模数m：d11190.813式子里，T1-齿轮传递的扭矩；KA-工况系数；T1KAKV10.5RRiH lim22（3.27）KV-动载系数；R-齿宽系数；H lim-齿轮的接触疲劳极限应力；从相关书本找出，KA1,KV1,H lim 550MPa。由于T1 7.3Nm，R 0.3,i 1.5。将数据代入，找出小齿轮大端分度圆直径d1 53mm。大端模数m d153 2.65，设出m 2.5。Z120圆锥齿轮主要计算：d mz（3.28）11 arctan（3.29）u2 901（3.30）R d1（3.31）2sin1dm d10.5R（3.32）ZVzcos（3.33）mm m10.5R（3.34）式子里，d-大端分度圆直径；1、2-节锥角；R-锥距；dm-中点分度圆直径；ZV-当量齿数；mm-平均模数。齿宽9.8 b 10，取b 10mm。把数值代到式子算出：d1 mz1 2.520 50mmd2 mz2 2.530 75mm111 arctan arctan 40i1.52 901 9040 50R d150 38.9mm2sin12sin40dm1 d11 0.5R 501 0.50.3 42.5mmdm2 d21 0.5R 751 0.50.3 63.75mmZV1Zv2z120 26cos1cos40z230 46cos2cos50mm m1 0.5R 2.51 0.50.3 2.125根据大、小臂两级带轮的减速，锥齿轮传动中主动轮转速n1130 96r / min。1.35中点分度圆上的圆周力Ftm2000T120007.7 362.3N。dm142.5（b）基于齿面接触疲劳强度来验证计算接触用单位齿宽上的载荷HtHtFtm362.3KAKvKHK111.21 43.47MPa（3.35）b10查手册，KH，KF-齿向载荷分布系数，KHKF1.2。计算接触疲劳应力HHw 474.5Htdm1i2143.471.521 474.5 476.03MPa（3.36）i42.51.5计算齿轮的接触疲劳极限应力H limH lim1H lim2H limZNZRZLZvZWZX式子里，（3.37）ZN-寿命系数；ZL-润滑剂系数；ZR-齿面光洁度系数；Zv-速度系数；ZW-工作硬化系数；ZX-尺寸系数。从相关书本找出ZN Zv ZW ZX1，ZL 0.95，ZR 0.94。所以，/H lim1/H lim2 5500.940.95 491.15MPa。计算接触安全系数SHSH1 SH 2H lim1/H491.151.03，安全系数较高。所以，接触疲劳强度满476.03足，参数合理。（c）基于齿根弯曲疲劳强度来验证计算弯曲用单位齿宽上的载荷FtFtHtFtm362.3KAKvKHK111.21 43.47MPab10变位系数x,xs取x1 x2 0，则xs1 xs2 0。应力集中校正系数Ysa由x1及zv1可找到相应表格，设出YSa11.595，由x2及zv2可找到相应表格，设出YSa21.68。齿形系数YFa由YFa1.15CYFa，据x1及zv1可找到相应表格，设出YFa1 2.60，由x2及zv2可找到相应表格，设出YFa2 2.35，而C1C21，所以：YFa1 2.601.15 2.99，YFa2 2.351.15 2.70。弯曲计算应力F按式子：F1FtmmYFa1Ysa1Yv（3.38）（3.39）F2F1YFa2Ysa2YFa1Ysa143.47把数值代到式子算出：F12.991.5951 97.55MPa2.125F2 97.55设得安全系数值是SF1.4找到相应书本，设得弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.92，KFN2 0.9。找到相应书本，设得弯曲疲劳极限为FE1 440MPa，FE2 425MPa。许用应力：F1F2把数值代到式子算出：F1KFN1FE1（3.40）SFKFN2FE2（3.41）SF2.701.68 92.78MPa2.991.595KFN1FE10.92440 289.1MPa1.4SFF2KFN 2FE24250.9 273.2MPa1.4SF因此F1F1、F2F2，弯曲疲劳强度满足，参数合理。4.1.2 手腕俯仰驱动计算通过步进电机的相反侧悬臂的底部和手腕两个滑轮带传动来实现。然后将相同的驱动方法和偏转来计算手腕，确定带传动传输参数和步进电机选择的相关尺寸。经过设计计算，手腕俯仰驱动设得与手腕偏转驱动的步进电机型号90BYG5200B-SAKRML-0301 相同。带传动参数与相关尺寸计算结果如下：带轮参数：Z317，Z419，p 15.875mm，d110.16mm，Pt16.59mm。带轮尺寸：d315.87586.3mm180sin1715.87596.45mm180sin19d4180da315.8750.54 cot 93mm17180da415.8750.54 cot 105mm19df 3 86.310.16 76.14mmdf 4 96.4510.16 86.29mmdg315.875cotdg415.875cot1801.0414.730.76 67mm171801.0414.730.76 73mm19ha 0.2715.875 4.29mm4.1.3 电动机的选择设两臂及手腕绕各自重心轴的转动惯量分别为JG1、JG2、JG3，根据平行轴定理可得绕第一关节轴的转动惯量为:2J1 JG1m1l1 JG2m2l2 JG3m3l3（3-1）22m1、m2、m3分别为10kg(包括负载2kg)、5kg、12kg。l1、l2、l3分别为重心到第一关节轴的距离，其值分别为185mm、800mm、1500mm，在式（3-1）中JG1 m1l1、JG2 m2l2、JG3 m3l3故JG1、JG2、JG2可忽略不计。所以绕第一关节轴的转动惯量为：2J1 m1l1m2l2m3l3（3-2）22222 =100.185250.82121.52 =30.25kgm2同理可得小臂及腕部绕第二关节轴的转动惯量:J222 m2l4m3l5 =50.42120.82 =8.48kgm2式子里，l4-小臂重心距第二关节轴的水平距离mm。l5- 腕部重心距第二关节轴的水平距离mm。则旋转开始时的转矩可表示如下T J 式子里，T-旋转开始的转矩N mw-角加速度rad /s2使机器人主轴从w0 0到w0/s所需时间为:t 1s则：Tw01 J1w J1wt 30.251.221115.6N m若考虑绕机器人手臂的各部分重心轴的转动惯量及摩擦力矩，则旋转开始时的启动转矩可假定为120N m电动机的功率可按下式估算PLPm (1.52.5)MLP式子里，Pm -电动机功率W；MLP-负载力矩N m；LP-负载转速rad /s； -传动装置的效率，初步估算取0.9；3-3）3-4）（系数1.52.5为经验数据，取1.5Pm1.51203.82764N m0.9估算Pm后就可选取电机，使其额定功率Pr满足下式PrPm（3-5）设得QZD-08串励直流电动机：表表4-1 QZD-084-1 QZD-08串励直流电动机技术数据串励直流电动机技术数据额定电压额定电流额定转速功率（W）（V）80024（A）（r/min）46.21750串励B滤磁方式绝缘等级（min）60工作制4.2 小臂部结构设计小臂壳体采用铸铝，方形结构，质量轻，强度大。4.3 小臂电机及减速器选型这次设计的关节型机器人轴承是光滑的，静转矩小且旋转需要相对小的转动。JG2、因为直线的惯性最大。 ， 如图 3-1 所示手腕各惯性中心轴的转动惯量分别为JG1、JG3，根据平行轴定理可得绕第一搬运轴的转动惯量为：J1 JG1 M1L12 JG2 M2L22 JG3 M3L32（3.1）式子里：M1，M2，M3分别为负载2Kg，手臂1Kg，腕部4Kg；L1，L2，L3分别其长度。JG1 M1L12、JG2 M2L22、JG3 M3L32，忽略不计，以绕第一搬运轴的转动惯量为：J1= M1L12+M2L22+M3L32 (3.2)=40.1432+10.4452+40.5422=1.46kg.m2同理可得小臂及腕部绕第二搬运轴的转动惯量：M2 2Kg，L4 97mm；M3 4Kg，L5194mm。J2=M2L42+M3L52 (3.3)=10.0972+40.1942=0.16kg.m2设小臂转速215/s，角速度从0 加到2所需加速时间t 0.2s，则同步带应输出转矩为：T2 J22 0.16(3.7)/120.2 0.21N.m鉴于围绕旋转惯性摩擦转矩轴的机器人手臂的重心的各个部分，扭矩可以假定在起动时，开始旋转10N.m，输出所需的谐波减速器最小扭矩：T01 2T 215 20N.m (3.5)设得谐波减速器：型号：XB350100额定输出转矩：20N.m减速比：i1100设谐波减速器的的传递效率为： 90%，步进电机应输出力矩为：Tout1T0120 0.222N.m (3.6)i1000.9设得 BF 反应式步进电机型号：55BF003静转矩：0.686N.m步距角：1.54.3.1.传动结构形式的选择谐波减速器是电气传动减速。需要驱动大结构简单高效率的支撑力。因此，选择谐波减速器。4.3.2.几何参数的计算齿数的确定柔轮齿数：Zr ui 2100 200刚轮齿数：Zg u Zr 2 200 202已知模数：m 0.5mm，则柔轮分度圆直径：dr mZr 0.5200 100mm钢轮分度圆直径：dg mZg 0.5202 101mm柔轮齿圈处的厚度：1 (75Zr4)dr104 (752004)1001041.25mm重载时，为了增大柔轮的刚性， 允许将1计算值增加 20%，即11.251.20 1.5mm柔轮筒体壁厚： 0.71 0.71.5 1.05mm为了提高柔轮的刚度，取1.2mm轮齿宽度：B 0.15dr 0.15100 5mm轮毂凸缘长度：C (0.2 0.3)B (0.2 0.3)153 4.5mm取C 4mm柔轮筒体长度：L (0.8 1.2)dr (0.8 1.2)100 80 120mm,取L 100mm轮齿过渡圆角半径：r m 0.5mm为了减少应力集中，以提高柔轮抗疲劳能力，取r 3mm由于采用压力角0 20的渐开线齿廓，传动的啮合参数可按考虑到构件柔度的计算公式，即按如下公式进行计算。4.4 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算滚珠直径：d0 (0.008 0.10)Dn柔轮齿圈处的内径：Dn Dr100mm则：Dn Dr100mm轴承外环厚度：由于工艺上的要求，可将外环做成无滚道的a11.61h1h1 0.05d0 0.058 0.4mma11.61h11.61.50.4 2mm轴承内环厚度：a21.811.81.5 2.7mm内环滚道深度：h2 0.1d00.5h1 0.180.50.4 1mm式子里，的0.5h1是考虑到外环无滚道而内环滚道加深量。轴承内外环宽度：所用为滚珠轴承，近似等于齿宽B 15mm轴承外环外径：Dn Dr100mm轴承内环内径：d Dn2(a1(a2h2)d010022(2.70.8)8 76mm为了便于制造，采用双偏心凸轮波发生器。d 4e则凸轮圆弧半径：RT2式子里，是偏心距：e 2dgdr23.141011001.38mm3.1422（dg-刚轮分度圆直径，dr-柔轮分度圆直径）则凸轮圆弧半径：RT凸轮长半轴：a3.147641.38 37.12 37mm23.14 RTe 37.121.38 37.1mm 39mm37mm凸轮短半轴：b RT4.4.1 柔轮齿面的接触强度的计算按照柔轮直线的谐波齿轮传动和刚性轮，通过工作表面的齿侧的最大接触应力，应选择传动齿轮齿的软边，应符合下列条件的接触强度。接触力计算公式：jM-输出转矩8M tanj2r bkr-柔轮节圆半径b-柔轮轮齿宽-刚轮压力角k-接触系数（0.40.9）对于一般双波传动，轮齿宽b 0.2r许用接触应力j 49MP8M tan2501038tan2012.36MP j则：j22r bk3.1450 150.5所以满足齿面的接触强度要求。4.4.2 柔轮疲劳强度的计算通过合理选择如下参数：柔轮材质是38CrMoAlA调制硬度 229269。计算柔轮在反复弹性变形状态下工作时所产生的交变应力幅和平均应力为：截面处正应力：a7EDm2m 0切应力：0EDmL由扭矩产生的剪切应力：M2M2Dm（Dm dr100mm,L 100mm,0 m 0.5mm,E 200GPa）其中：70.51032001091.251036a87.510 Pa 87.5MPa32(10010)0.51032001091.25103612.510 Pa 12.5MPa3310010100102250M12.74106pa 12.7MPa3233.14(10010) 1.2510则：am 0.5(m) 0.5(12.512.7) 12.6MPa1(n)验算安全系数：n 22kannnn疲劳极限应力：1 450MPa应力安全系数：k 2nn450 2.57287.51k2a0.2m(1 0.37s 0.37850 314.5MPa)其中，抗拉屈服极限：s850MPa剪切应力集中系数：k2 0.7314.5 27.73MPa0.712.60.212.62.5727.73n 2.56 n 2222.57 27.73n2则满足疲劳强度条件。4.5 轴结构尺寸设计考虑到轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理,取材料系数A0112P所以,该轴的最小轴径为:d31 A033=15n3考虑到键槽的影响，所以dmin取值为17MM,具体结构如下：图 4-5 轴的结构图4.6 轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图 4-6)及受力计算图 4-6 轴的受力模型：Ft22T22294000 5938.39d299Fr2 FT 2tann 5938.39tan20 2167.76FAHFAVFt2L2 4932.22L1 L2Fr2L21854.42L1 L222FBHFt2L1 2901.31L1 L2Fr2L11090.84L1 L222FBVFrAFAH FAV 5269.31FrBFBH FBV 3099.604.7 轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为 3 年即 12480h.校核步骤及计算结果请见下方表格:表表 4-24-2轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果计算结果计算步骤及内容A 端从相关书本找出， 出 Cr、 C0r及 e、Y 值计算比值 Fa/Fr确定 X、Y 值查载荷系数 fP计算当量载荷PA=5796.24 PB=6759.14P=Fp(XFr+YFa)6014B 端Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68FaA /FrA eXA=1 YA =01.2计算轴承寿命763399h12480h由计算结果可见轴承 6014AC、6007 均合格，最终选用轴承 6014。四、轴的强度校核经分析知 C、D 两处为可能的危险截面，现来校核这两处的强度：（1）合成弯矩FrAFAH FAV 5269.31FrBFBH FBV 3099.602222MC FrA 276638.78（2）、扭矩 T 图T3 910060（3）、当量弯矩2 MCMC (T3)2 612046（4）、校核从相关书本找出，材料 45 的强度参数1b 59MPaC 截面当量弯曲应力： CMC61204630.1dC0.1(80)311.95 1b由计算结果可见 C 截面安全。图 4-7 轴的危险截面设定为检查各轴键，键槽减速器关键环节中的静态链接，这是为了挤压应力检查。首先，电机在关键的设置和检查：键的选择：轴的直径和长度被选择在键 B8X7 轴滑轮，根据键长 50 GB / T1096，材料是通过以下方式联合：45 钢（键），40Cr 钢（轴）1.在轴直径和轮毂的选择键 B14X9GB / T1096 的轴线方向按照长度材料如下：45 号钢（键），20Cr（轴）在这种情况下，关键结构合格。2.在输出轴的关键部位：根据在所选择的关键 16X10 联接器的轴的直径和轴向长度， 为长度 100，下列材料是这样的：45 钢（耦合），45 号钢（键），45（轴）最小的粘结强度，因为许用应力检查，从相关书本其p4 110MPa2T32910060p4 80.25 p4d31lk56805该键联结合格.4.8 本章小结阐述了小臂的的关键结构设计思路，通过计算， 合理选择了小臂电机，减速器，凸轮波发生器的型号，对各部位的轴进行了强度、应力计算，并满足设计要求达到预想的目的。5机身设计系统组件的机身结构设计。1.在支撑框架的设计主支承框架承载臂的大小的各部分的重量，左臂被设计的固定孔的平衡弹簧连接，然后设计电动机支承托架驱动右臂。并在考虑连接到支撑框架的旋转轴的偏心力，使用连接在相对侧用螺钉、定位销固定，。随着越来越多的旋转平衡，已经设计了一个支撑盘是固定的。做出了 ZL401 材料的选择。2.机座的设计轴承保持器不会在相应于处理一个位置放置在轴中间的其他特殊要求。机身系统，主要指的是主要设计计算的问题。5.1 步进电机选择5.1.1 计算输出轴的转矩M M惯M摩（3.1）（J J J小）M 自大（3.2）t启M摩0.1M（3.3） v r（3.4）J细杆J圆盘ml2（3.5）3ml2（3.6）4M惯-惯性力矩M摩 -摩擦力矩 -输出轴转动角速度J大 -大臂转动惯量J小-小臂转动惯量J自-机身自身转动惯量t启-启动时间t启 0.5sv 0.8m/ sl 0.5mv1.6 rad / sr当大小臂的位置关系如图 3.1 所示位置时，大小臂处于动作可以达到的极限位置，此时需要的M数值最大。图 5-1 大小臂处于极限位置由计算出的大臂质量及相关大臂相对中心线 oa 的垂直距离l得出：l l1sin30 400mm，m大 30kg，代到式子（3.5）得：m大l121.6kgm2J大3由算出的小臂质量及相关小臂相对 oa 线的垂直距离l2得出：l21000mm，m小 20kg，代到式子（3.5）得：2m小l2J小 6.67kgm3m圆盘铝合金V圆盘V圆盘 S圆盘h圆盘2S圆盘 r圆盘r圆盘 l 0.5m计算相关机身设计数值得出：m圆盘 92kg代到式子（3.6）得：m圆盘l2J自 5.75kgm4代入（3.2）得到M惯 44.86N.m?带入（3.1）得到M 49.85N.mM电机=M /i 6.86N.m选择二级圆柱齿轮减速器 i=93412（3.7）31 0.99 -联轴器传动效率2 0.96 -齿轮传动效率3 0.98-轴承传动效率代到式子（3.7）得到： 0.8075.1.2 确定各轴传动比总传动比i i1i2 9，根据推荐的传动副传动比合理范围，取：高速级传动比i13，低速级传动比i2=35.1.3 传动装置的运动和动力参数从图 3.2，各轴由高速至低速依次设计为轴（输入轴）、轴（中间轴）、轴（输出轴）。图 5-2 传动示意简图各轴转速n2 n3i2（3.8）n1 n2i1（3.9）31.6rad / sn33215.3r / min代到式子（3.8）、式（3.9）得：n245.9r /min，n1137.7r / min转矩计算T3T223i2（3.10）T3 M 49.85N.m代到式子（3.7）得：T217.7N.m同理得到：T2T123i117.7N.mT1T023 6.27N.mT0 M电机13 6.66N.m一些步进电机技术参如表 5-1。表表 5-15-1步进电机产品系列及技术参数步进电机产品系列及技术参数步距角型号相数(DEG)86BYG250AN86BYG250BN86BYG250CN2220.9/1.80.9/1.80.9/1.8(V)110110110(A)3.645(N.m)2.457电压电流静转矩空载运行频率(KHZ)151515转动惯量(Kg.cm )0.561.24.28286BYG250CN 型步进电机的运行矩频特性曲线如图 5-3。图 5-3运行矩频特性由计算得到所需：M电机 6.86N.m，n1137.7r /min该电机可以满足要求。86BYG250CN 型步进电机的外型简图如图 5-4。图 5-4步进电机外形简图根据前面计算，选择北京和利时电机电器厂的 86BYG250CN 型步进电机。由电机输出轴尺寸选择 TL2 型弹性套柱销联轴器，主从动端均选用J1型轴孔。5.2 齿轮设计与计算5.2.1 高速级齿轮设计与计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数因前面已提到，设定直齿圆柱齿轮传动。从相关书本（下同）表格 10-1 小齿轮材料设定 45Cr(调质)，表面硬度为280HBS，大齿轮材料设定 45 钢（调质），表面硬度为 240HBS。设得 7 级精度，z1 24，z2324 722. 基于齿面接触的疲劳强度按式子（10-9a）试算小齿轮分度圆直径，即：K T u1 ZZEdt 2.323tduHKt-载荷系数T1-输入轴承受扭矩2（3.11）d-齿宽系数Z-重合度系数ZE-弹性影响系数H-接触疲劳许用应力确定上式中各参数：预设载荷系数Kt1.3，小齿轮传递的扭矩为T1 6.27N.m找到表格 10-7，设定齿宽系数d1；找到表格 10-6，设定弹性影响系数ZE189.8MPa，找到图 10-21d，找到并设出小齿轮接触疲劳强度极限为H lim2 600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为H lim1550MPa。计算应力循环:N 60njLh（3.12）n-输入轴转速Lh-工作时间n1137.7r / minLh10000h双向转动，取j 2代到式子（3.12）得：N1 60n1jLh1.65108次N2 N1/i 4.96108次找到图 10-19，得接触疲劳寿命系数KHN11.15，KHN21.26；计算接触疲劳许用应力：设得安全系数值是 S=1，则KHN1H lim1H1S 690MPa，KHN2H lim 2H 2S 693MPa设计公式中代入H中较小值，得d1t21.74mm计算小齿轮分度圆圆周速度vv d1tn1600000.17m/ s计算齿宽 bb dd1t 21.74mm计算齿宽与齿高之比：b/ h模数mdt1tz0.91mm1齿高h 2.25mt 2.04mm代到式子（3.13）得：b/h 10.67计算载荷系数K KVKAKHKH找到图 10-8，由v 0.17m/ s，7 级精度，得：Kv1.0找到表格 10-4，得：3.13）3.14）（KH KF1.2找到表格 10-2，得：KA1.25找到表格 10-3，得：KH1.30找到图 10-13，得：KF1.28以上代到式子（3.14）得：K KAKvKHKH1.95按实际载荷系数修正d1td1 d1t3计算模数 m：m d11.04mmz1K24.87mm（3.15）Kt按弯曲强度设计由公式（10-5 ）m 3KFN-弯曲疲劳寿命系数2KTdz12YFaYSa（3.16）FF-弯曲疲劳需用应力YFa-齿形系数YYs-应力校正系数从图 10-20c 找到并设出小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮弯曲强度极限FE2380MPa；从图 10-18，弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.93，KFN 2 0.97计算载荷系数KK=KAKVKFKF1.92计算弯曲疲劳需用应力，设弯曲疲劳安全系数S 1.4，得：FN1FE1F1KS332.1MPaKFN2FE2F2S 263.3MPa设齿形系数，从表格 10-5 得：YFa1 2.65；YFa2 2.226设应力校正系数，从表格 10-5 找到并设出：YYs11.58；YYs21.764YFa1YSa1 0.013F 1YFa2YSa2 0.015F2大齿轮对应数值大，将以上数值代入得：m 0.86通过计算取M 0.86，并已四舍五入为M 1的标准值，d1 24.87mm,得小齿轮的齿数：z11dm24.8725z2 75几何尺寸计算：分度圆直径d zm把数据代到式子（3.17）得：d1 z1m 25mm；d2 z2m 75mm中心距a d1d22将d1，d2代到式子（3.18）得：a 50mm齿轮宽度前面计算得（3.17)（3.18）b dd1（3.19）从式子（3.19）得：B2 25mm；B1 30mm5.2.2 低速级齿轮设计与计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数（a） 因前面已提到，设定直齿圆柱齿轮传动。（b）从表格 10-1 小齿轮的材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。（c）设得 7 级精度，z1 24，z2324 722.基于齿面接触的疲劳强度预设载荷系数：Kt1.3小齿轮传递的扭矩为：T217.7N.m找到表格 10-7，选齿宽系数d1找到表格 10-6，得弹性影响系数ZE=189.8MPa；12找到图 10-21d，找到并设出小齿轮接触疲劳强度极限为H lim2 600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为H lim1550MPa。计算应力循环系数N1 60n1jLh 5.5108次N2 N1/i1.84107次找到图 10-19，得接触疲劳寿命系数KHN11.26，KHN21.31；计算接触疲劳许用应力：设得安全系数值是S 1，则：H1计算KHN1H lim1KHN2H lim 2 756MPa，H 2 720.5MPaSS设计公式中代入H中较小值，得：d1t29.85mm计算小齿轮分度圆圆周速度vv 计算齿宽 b d1tn20.072m/ s60000b dd1t 29.85mm计算齿宽与齿高之比 b/h模数mtd1tz11.24mm齿高h 2.25mt=2.8mmb/h 10.67计算载荷系数找到图 10-8，由v 0.07m/ s，7 级精度，得：Kv1.0找到表格 10-4，得：KH KF1.2找到表格 10-2，得：KA1.25找到表格 10-3，得：KH1.30找到图 10-13，得：KF1.28所以载荷系数K KAKvKHKH1.95按实际载荷系数修正d1td1 d1t3K34.17mmKt计算模数mm d11.42mmz1按弯曲强度设计由式（10-5）得：m 32KT2YFaYSa2dz1F从图 10-20c 找到并设出小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮弯曲强度极限FE2380MPa；从图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.93，KFN 2 0.97计算弯曲疲劳需用应力设弯曲疲劳安全系数S 1.4，得：F1KFN1FE1S332.1MPa 263.3MPaF2KFN2FE2S计算载荷系数KK=KAKVKFKF1.92设出齿形系数。从表格 10-5 得：YFa1 2.65；YFa2 2.226设出应力校正系数从表格 10-5 找到并设出：YYs11.58；YYs21.764YFa1YSa1F1 0.013YFa2YSa2F2 0.015大齿轮对应数值大将以上数值代入得：m 0.86通过弯曲疲劳强度计算后，取M 1.21，并采取圆形到标准值m 1.5，前面计算得d1 29.85mm,得小齿轮的齿数z1d124.67 25mz2 75几何尺寸计算分度圆直径d1 z1m 37.5mm；d2 z2m 112.5mm中心距a 75mm齿轮宽度b dd1B237.5mm；B1 42.5mm5.3 轴的设计与计算5.3.1 输入轴的设计与计算1. 算出输入轴上的功率、转速、扭矩2P输入 P0.456kW123电机n n1137.7r /minT06.27Nm2. 预设轴直径dmin A03P（3.20）n设出轴是 45 钢材质，调质处理，找到表格11-3，取A0112，并将数据代到式子（3.20）得：dmin17mm（3） 轴的结构设计输入轴的最小直径与先前计算齿轮直径相差很少，所以做成齿轮轴。轴的结构尺寸如图 5-5。图 5-5输入轴结构尺寸简图4.算出轴上支反力与弯矩水平方向：68Ft130FNH133Ft2 038Ft130FNH 263Ft2 0；（3.21）垂直方向：68Fr130FNV133Fr2 038Fr130FNV 263Fr2 0；（3.22）对锥齿轮：Ft对直齿轮：Ft2Td,Fr Fttancos（3.23）2Td，（3.24）Fr Fttan将输入轴参数代到式子（3.24）得：Ft1538.2N,Fr1138.5NFt2501.6N,Fr2182.6N代入得：FNH1408.6N,FNH 2867.2NFNV1514.8N,FNV1558.9N作出输入轴水平方向及垂直方向的弯矩图 5-6：图 5-6输入轴的受力分析图从输入轴的结构图和受力情况分析得到截面 II 是输入轴的危险截面，计算结果如表 5-3。表表 5-35-3截面处的弯矩截面处的弯矩载荷F支反力水平面 HFNH1408.6 FNH2867.2MH 44.8.m垂直面 VFNV1 514.8FNV1 558.9N弯矩M总弯矩M1扭矩TMV 0.7.m22M MH MV 44.8.mT1 6.27.m按弯扭合成应力校核轴的强度ca（3.25）M2(T)2W式子里，ca-轴的计算应力M-轴受得弯矩T-轴所受的扭矩W-轴的抗弯截面系数W 0.1d3（3.26）校核轴上承受最大计算弯矩的截面处的强度，取 1，将各数值代到式子（3.25）、（3.26）得：M2(T)2ca7.66MPaW轴的材料为 45 钢，找到表格 11-1，1b 60MPa。因此ca1b，故安全。5.3.2 中间轴的设计与计算（1） 求输入轴上的功率、转速、扭矩23P中间 P输入230.429kWn245.9r /minT217.7N.m（2） 初估轴直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理，找到表格 11-3，取A0112，得：dmin A03P25mmn（3） 轴的结构设计中间轴的直径与小齿轮分度圆直径相差很少，所以做成锥齿轮轴。轴的结构尺寸如图 5-7。图 5-7中间轴结构尺寸简图（4） 求轴上支反力与弯矩水平方向：39Ft195.75Ft2165FNH 2 0；165FNH1126Ft169.25Ft2 0（3.27）垂直方向：39Fr195.75Fr2165FNV 2 0；165FNV1126Fr169.25Fr2 0（3.28）对直齿轮：Ft将输入轴参数代入得：2Td，Fr FttanFt1472N，Fr1171.8NFt2944N，Fr2343.6N代入得：FNH135.8N,FNH 2436.2NFNV113N,FNV1158.7N作出中间轴水平方向及垂直方向的弯矩图：图 5-8中间轴的受力分析图从轴的结构图和受力情况分析得到截面 II 是轴的危险截面， 计算结果如表 5-4。表表 5-45-4截面处的弯矩截面处的弯矩载荷支反力F弯矩M总弯矩M1扭矩T水平面 HFNH135.8NFNH 2436.2N垂直面 VFNV113NFNV1158.7NMV11.51NmMH31.7Nm22M MH MV33.7NmT117.7Nm（5） 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大计算弯矩的截面处的强度M2(T)2ca2.01MPaW轴的材料为 45 钢，找到表格 11-1，1b60MPa。因此ca1b，故安全。5.3.3 输出轴的设计与计算（1） 求输出轴上的功率、转速、扭矩34P输出 P中间230.404kWn315.3r / minT049.85N.m（2） 初估轴直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理，找到表格 11-3，取A0112，得：dmin A03P33mmn（3） 轴的结构设计轴的结构尺寸如图 5-9，输出轴的直径与齿轮直径相差很少，所以做成锥齿轮轴。图 5-9输出轴结构尺寸简图（4） 求轴上支反力与弯矩水平方向：37.75Ft70FNH2 0；（3.29）107.75Ft70FNH1 0垂直方向：37.75Fr70FNV 2 0；107.75Fr70FNV1 0（3.30）对直齿轮：Ft将输入轴参数代入得：2Td，Fr FttanFt886.2N，Fr322.6N代入得：FNH11364.4N，FNH 2478.1NFNV1496.6N，FNV 2174N作出输出轴水平方向及垂直方向的弯矩图 5-10：图 5-10输出轴的受力分析图从轴的结构图和受力情况分析得到轴的危险截面，计算结果如表 5-5表表 5-55-5截面处的弯矩截面处的弯矩载荷支反力F水平面 H垂直面 VFNH11364.4NFNH 2478.1NFNV1496.68NFNV 2174NMV12.2Nm弯矩M总弯矩M1扭矩TMH33.5Nm22M MH MV35.7NmT149.85Nm（5） 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大计算弯矩的截面处的强度M2(T)2ca35MPaW轴的材料为 45 钢，找到表格 11-1，1b60MPa。因此ca1b，故安全。5.4轴承的校核5.4.1 输入轴上轴承寿命计算找到相关引用书本表格 13-3 找出轴承的预期寿命为Lh 20000h 30000h从图 3.5 了解到，轴上轴承处尺寸是17mm，因要承受来自其它部件的重量，所以设得圆锥滚子轴承30203，e 0.35，Y1.7，Y01，Cr 20.8kN、Cor 21.8kN。算出每个轴上的力就自然得到强度。轴上所受的支反力：R1FHV12 FHN12657.2NR2FHV22 FHN221031.5N（3.31）S1式子里，R1R2193.3N，S2303.2N（3.32）2Y2YR-径向支反力S-轴向支反力S1 Fa193.3N，S2303.2NS1 Fa S2A1 S1 Fa193.3N，A2 S2 303.2NA1 0.37 e，找到表格 13-5 得：R1X10.4，Y11.7A1 0.29 e，找到表格 13-5 得：R1X21，Y20找到表格 13-6 载荷系数fp1.2，将以上代到式子（3.33）、（3.34），轴承当量动载荷为P1 fp(X1R1Y1A1) 750.5N（3.33）P2 fp(X2R2Y2A2) 1237.8N由公式（13-15）（3.34）106 ftC Lhh（3.35）60nP式子里，n-轴承所在轴的转速ft-温度系数C-额定动载荷P-轴承所在轴的传动功率计算轴承寿命。n 137.7r /minC 25000N找到表格 13-7，温度系数ft=1 10/3代到式子（3.35）得：Lh 2.7106h，满足使用要求。5.4.2 中间轴上轴承寿命计算（1）从图 3.7 了解到，轴上安装轴承处直径为25mm，因要承受来自其它部件的重量， 所以设得圆锥滚子轴承3007105，e 0.37，Y1.6，Y00.9，Cr 32kN，Cor 37kN。算出每个轴上的力就自然得到强度。轴上所受的支反力：R1FHV12 FHN1238.1N，R2FHV22 FHN22464.2NS1R1R211.9N，S2145.1N，2Y2Y考虑其轴上零件重量得到，Fa50 N；S1 Fa61.9N，S2145.1N；S1 Fa S2A1 S1 Fa61.9N，A2 S2145.1NA11.62 e，找到表格 13-5 得X10.4，Y11.6R1A2 e，找到表格 13-5 得X21，Y20R2找到表格 13-6 载荷系数fp1.2，轴承当量动载荷为P1 fp(X1R1Y1A1) 137.1NP2 fp(X2R2Y2A2) 557N计算轴承寿命。n245.9r /minC 28000N 10/3找到表格 13-7，温度系数ft1代入得Lh1.7107h，满足使用要求。5.4.3 输出轴上轴承寿命计算轴承受力如图 5-11 所示，轴安装出直径为35mm，由于轴向要承受大小臂的重力，所以设得圆锥滚子轴承2007907E，Cr 54.2kN，Cor 63.5kN，e 0.37，Y 1.6，Y00.9，算出每个轴上的力大小，就自然得到强度。图 5-11轴轴承受力结构简图图中 R 有两部分组成，第一部分为轴上所受的支反力：F11FHV12 FHN121452N，F21FHV 22 FHN22508.8N第二部分为大臂和小臂工作时产生的偏心力，如图 5-12 所示。图 5-12工作时大、小臂质量产生偏心力简图大小臂重力分别为：G1300N,G2200NG1L1G2(L1 L2) RL经计算得：R 2400NR123852N，R222908.8NS1R1R1203.8N，S22909N，Fa 550N2Y2YS1 Fa1753.9N，S2909NA1 S1 Fa1753.9N，A2 S2909NA1 e，找到表格 13-5 得X10.4，Y11.6R1A2R e，找到表格 13-5 得X21，Y202找到表格 13-6 载荷系数fp=1.2，轴承当量动载荷为P1 fp(X1R1Y1A1) 5108.2NP2 fp(X2R2Y2A2) 2949.6N由公式 13-10a，因为P1 P2，所以带入P1进行校核L106 ftC h60nPh计算轴承寿命。n 15.3r / minC 73200N10/3找到表格 13-7，温度系数ft1代入得L7h 310h，满足使用要求。5.5 键的选择和校核5.5.1 键的选择根据齿轮和轴的参数，参考机械设计选择设计键。电机输出轴键：B4425；中间轴的键：10814；输出轴的键：14925。5.5.2 键的校核键的材料为 45 钢，由资料表 6-2 查得许用挤压应力p110MPa根据公式2T 103pt1ld得到：键：工作长度L 14mm，接触高度t13.3mm，T 17.7N.m2T 103pt25.5MPa，安全。1Ld键：工作长度L 25mm，接触高度t13.8mm，T 49.85N.m3.25）（2T 103p23.9MPa，安全。t1Ld5.6 机身结构的设计5.6.1 机身箱体材料的选择由于机器人制造过程材料要求不高，所以灰铸铁 HT250 的选择是铸造。因为灰铸铁的凝固收缩率小，耐冲击性优异。在生产中能够增加一定的强度和稳定性。5.6.2 机身的结构设计及制造工艺由内部确定的情况下，部件的机壳的整体结构的尺寸，因为该形状是复杂的，以满足安装在内侧开口的右上侧部件的便利性，并通过浇铸箱的制造方法。由于电动机是水平布置时，电机的质量，可以考虑在左保持调色板中使用的电动机。为了满足不断变化的需求和连接接头，通过接合传输方向的输入轴的伞齿轮的端部，伸出的电动机轴为斜齿轮轴。输入，中间和输出3 轴实施了两个上下缓慢传输。悬架，齿轮需要螺母和垫圈的地方，所以放松。可在一个连接稳定基础下，可用沉头螺钉与行走机构连接。5.7 本章小结根据计算选择 86BYG250CN 型步进电机，从相关的结构尺寸和基本参数中得出，选择直齿圆柱齿轮作为高速轴和低速轴传动，分析计算出输入轴，中间轴，输出轴的尺寸，并校核了相应的轴承寿命。根据轴计算出相应的键，并做了校核。对机身结构做了合理优化设计，提高机器人的使用寿命。6基于 solidworks 的吸盘式机械手的三维设计与装配仿真6.1 基于 solidworks 三维建模的介绍随着技术的发展，和人民的生活水平的提高，人们对各种电子产品和机械产品的需求量增加，又因为产品的生命周期的缩短，不能满足人民日常需求，这对产品的改进和设计产生了很大的挑战，基于这样的情况下，计算机辅助设计软件应用而生，尤其是 SolidWorks，UG，Pro/ E，AutoCAD 等软件的出现大大解决了人民对新产品的需求，提高了人民的生活质量，促进了社会的进程。Solidworks 软件提供了强大的转换工具，它能将二维图形直接转换为三维的建模系统，并且还能够将 CAD 图形在一定的人为参与下转换为直观易懂的三维模型，该系统几乎涵盖了产品的整个生命周期，包括设计、绘制工程图、加工制造以及产品的数据管理等各个领域，它具有功能强大，易学易用，技术创新等特点，对于初学者来说，你可以轻松上手，并能够在短时间内完成大量三维图形设计，以一下是关于 solidworks 绘制基本三维模型工作界面的介绍：从菜单栏中的电脑开始菜单启动 SolidWorks 软件，单击新建按钮，如图所示6-1 所示：图 6-1 菜单栏当您选择“零件”，然后单击“确定”进入三维实体的编辑界面的了。6.1.1 主要零件的三维实体模型的创建及装配三维实体建模是一种在现代的设计方法中非常重要的设计方法，其在产品的设计和分析中能够起到关键的作用，零件三维实体模型建立的准确性对相关分析工作能否顺利进行有很大的影响。精确的模型有利于促进零件的分析以及机器装配的顺利完成。以这次设计的吸盘式关节机械手三维设计为例，吸盘机械手由多个部件组成，不同结构形状的零件，建模地方法和过程也不同。为了缩短建模的时间及以后装配地需要，对具有对称结构的零件进行建模时，应当先采用特征的布尔运算将零件的一半一步一步地构建出来，然后采用镜象的命令选择好对称基准及已建立的模型特征完成零件整个的模型。 通过介绍几个重要的三维图来阐述 solidworks 建模的应用：6-2 机座电机三维实体模型该图为机器人底座电机三维模型， 型号为 86BYG250CN， 它能够提供足够的力矩，传动平稳，速度快，能够驱动当量的轴。6-3 主动轴三维实体模型作为主动轴也就是输出轴，主动轴主要起到在电动机的驱动下带动齿轮传动，传递力矩，实现大臂的前后移动，因主动轴在工作时需要承受很大的弯曲、扭转载荷，故必须要保证其强度和刚度等性能。同时为了减少应力集中，轴肩部位应进行相应的倒圆角。通过前面设计计算，根据相应的技术参数和标注的尺寸绘制如下大臂三维图：6-4大臂三维实体模型机器人大臂能够承受吸盘吸取最大工件的重量以及自身的重量等，能够将工件移到到所需的位置，具有实现本体旋转，大臂前后摆动，和小臂前后摆动这三个自由度。根据机械手的工作要求、参数、设计尺寸以及结构特点等对所需的其他零件也进行了三维模型的构建，对这些零件的具体建模过程就不再详细叙述了，如图所示：6-5 小臂三维实体模型 6-6 吸盘三维实体模型通过绘制出相应的零件，进行装配，如图所示：44-机座 7-大臂 42-电机 8-小臂 34-减速器 31-手腕 43-吸盘6-7 吸盘式关节机械手三维实体模型吸盘式机械手具有六个自由度即是：本体回转，大臂运动，小臂运动，手腕旋转运动，手腕上下摆动，手腕圆周运动。能够实现空间任意位置，满足各方面搬运需求。该吸盘式关节机械手能够实现工件的准确的搬运，其具有如图所示的运动方式：6-8吸盘机械手基本运动方式工作过程如下：原点下降夹紧上升右移降低松开上升左移至原点。6.2 基于 solidworks 运动学仿真部分的操作步骤及仿真结果操作步骤： 启动 Solidworks 软件， 打开要进行运动仿真部位的仿真模型， 如图：6-9 三维实体模型仿真界面根据 solidworks 中 motion 插件，点击运动算例，再添加旋转马达，设定参数。6-10 旋转马达设定界面根据运动特性，可插入函数进行编辑如图所示：6-11 函数编辑程序界面为了能够实现机械手六个自由度方向的协调运动，设定了各个方向的运动角度，时间等参数，仿真结果如图所示：6-12 机械手运动参数特性的变化示意图根据吸盘机械手运动特性， 设定了 03s 为机械手抓取工件的运动时间。 在 t=3s时，机械手达到极限运动范围，避免了碰撞，规避动作行程。在空走点内，速度达到最大，有效缩短搬运时间，提高生产效率。由加速度和猝动曲线中可以发现，在这个时间内，机械手能够平稳准确的抓取工件，实现工件的实时转移，大大提高了劳动效率，缩短劳动时间，提高业绩。6.3本章小结介绍了 solidworks 运动仿真，绘制三维实体建模，装配吸盘式关节机械手，运用 motion 插件，进行运动分析，仿真出相应参数曲线图，为机械手运动提供了可靠地数据论据。总结与展望在这次设计中，我们总结了关节机器人臂结构的设计方案，并有了一定的了解，但是在一些相关领域，如传感器技术，自动控制技术还不是很了解，很多问题仍然存在，急需解决，需要我们在以后的日子里多加学习攻克难关。（1）机械结构优化机器人各个模块的优化设计还有很多不是很了解，需要在书中慢慢学习才能掌握相应的知识，合理的优化设计，不仅能提高系统的质量，还能节约成本，提高生产效率，促进我们工业的发展。（2）计算机的有限元的分析没有做。 深钻孔计算机的有限元软件，通过机械强度和刚度和臂部的分析，达到最佳的结构。这可以被用作后面的后续研究方向。（3）机器人控制系统需要进一步研究，以及需要操作控制技术，路径规划，实时视觉，定位和导航技术，多传感器数据融合于高性能计算技术，需要考虑与互联网技术进行协调处理。机器人将更加广泛地应用在未来的生活。包括在军事领域的应用，将成为发展国防科技工业必然趋势，是重点扶持方向之一。通过机器人操作器系统的设计中，我发现自己很多不足，对于未来关节型机器人的发展我抱有很大的信心，并且有勇气面对即将到来的挑战。致 谢这次毕业设计是在同学和导师帮助下完成的，在三个月的学习中。他们给了我很大的帮助，和提供了宝贵的意见，并支持和鼓励我克服很多困难，一步步完成了这次毕业设计。在这三个月的学习中，我懂了很多，但由于缺乏实践经验，这样的设计难免有考虑不周的地方，希望老师原谅我的不足。如果没有导师和同学的指导，这次毕业设计不可能顺利完成，在此我非常感谢我的高威导师，每次导师都会细心帮我检查、纠正并改正错误，一步步完善我的论文，还有其他帮助我的卢松涛老师、吴德刚老师、杨晓丽老师、陈乾辉老师、孟华老师、黄胜银老师，你们教会我很多相关知识，并启发我进行相应的论文撰写，感谢你们，谢谢。感谢所有付出辛苦劳动的导师和同学们，没有你们我不会收获这么多的知识，感谢你们对我的栽培，在以后的日子里，我会更加努力学习，对社会对祖国做一个有理想有奉献的人。参考文献1张春林.机械原理M.北京：高等教育出版社, 2011.56-58.2濮良贵，陈国定，吴立言.机械设计M.北京：高等教育出版社, 2013.5.43-45.3寇尊权，王多.机械设计课程设计M.北京：机械工业出版社, 2011.7.78-86.4毛平准.互换性与测量技术M.北京：机械工业出版社，2010.10.23.23-24.5赵雪松，任小中，赵晓芬.机械制造技术基础M.武汉：华中科技大学出版社， 2010.09.102-105.6韩建海.工业机器人M.武汉：华中科技大学出版社，2012.06.77-79.7蔡自兴.机器人学M北京：清华大学出版社，2000.33-36.8哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学M.北京市：高等教育出版社， 2009.07.38-39.9朱世强，王宣银.机器人技术及其应用M.杭州：浙江大学出版社， 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