四自由度機械手腕部設計及仿真分析含11張CAD圖,自由度,機械手,腕部,設計,仿真,分析,11,十一,cad 機械手腕部設計及仿真分析 摘 要 隨著現(xiàn)代社會的發(fā)展，機械手和機器人是在如今社會扮演者越來越重要的角色。自從二十世紀六十年代以后，半導體及電子技術的迅猛發(fā)展，使得人們的生活開始進入電器時代，并且也隨著電子計算機的發(fā)展，使得機械設計迎來了巨大的革命，跟隨電子發(fā)展熱潮，機械手和機器人的發(fā)展也越發(fā)往自動化方向發(fā)展。這次設計是對機械手腕部進行結(jié)構(gòu)設計和分析等相關研究，完成對其整體裝置以及相關部件的分析研究及設計，與此同時通過借助CAD軟件對其進行二維設計及繪制裝配圖及相關零件圖，以此來增加對圖形的理解以及增強軟件的應用能力。通過此次設計，希望設計的機械手腕部能夠與機械手、機械臂完成相應配合，從而能夠在生產(chǎn)制造業(yè)得到應用。 關鍵詞：機械手腕部；工作裝置；電動機 Abstract With the development of modern society, robots and robots are playing an increasingly important role in today's society. Since the 1960 s, the rapid development of semiconductor and electronic technology, makes the life of people begin to enter electric era, and also with the development of the electronic computer, the mechanical design has resulted in a huge revolution, with electronic development boom, and the development of robot manipulator is also increasingly in the direction of automation development. Is the design of robot wrist structure design and analysis of related research, complete analysis of the whole device and related components research and design, at the same time by using CAD software for 2 d design and draw the assembly drawing and related parts graph, in order to increase the understanding of graphics and enhance software application ability. Through this design, the design of the manipulator wrist can be matched with the manipulator and manipulator, so that it can be applied in the manufacturing industry. Keywords : The wrist of the manipulator; Working device; motor; 目 錄 引 言 1 第一章 緒 論 2 1.1機器人簡介 2 1.2 機械手簡介 2 1.3 國內(nèi)機械手的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀 3 第二章 總體設計 4 2.1機械手腕的總體設計及其自由度 4 2.2 總體設計的內(nèi)容及設計原則 5 2.3機械手腕的特點 5 2.4機械手腕的系統(tǒng)設計 5 2.4.1四個自由度的設計 5 2.4.2機械手腕傳動機構(gòu)的設計 6 2.5機械手腕部設計的機構(gòu)設計特點 6 第三章 機械手腕部傳動機構(gòu)設計計算 8 3.1 俯仰運動傳動機構(gòu)的設計 8 3.1.1俯仰電動機類型與結(jié)構(gòu)的選取 8 3.1.2所選電機的有關參數(shù)的計算 8 3.1.3步進電機型號的確定 8 3.1.4俯仰運動傳動裝置的設計 9 3.2 偏轉(zhuǎn)運動傳動機構(gòu)的設計 14 3.2.1偏轉(zhuǎn)電動機類型與結(jié)構(gòu)的選取 14 3.2.2所選電機的有關參數(shù)的計算 14 3.2.3步進電機型號的確定 15 3.2.4偏轉(zhuǎn)運動傳動裝置的設計 15 3.2.5偏轉(zhuǎn)運動中偏轉(zhuǎn)齒輪的設計 17 3.3 旋轉(zhuǎn)運動傳動機構(gòu)的設計 20 3.3.1旋轉(zhuǎn)運動電動機的選擇 20 3.3.2選取電機的相關參數(shù)的計算 20 3.3.3旋轉(zhuǎn)運動傳動裝置的設計 21 3.4 平移運動傳動機構(gòu)的設計 24 3.4.1平移運動電動機的選擇 24 3.4.2所選電機的有關參數(shù)的計算 24 3.4.3平移運動傳動裝置的設計 25 第四章 機械手腕部軸及軸承設計計算 28 4.1俯仰運動中軸的設計 28 4.2偏轉(zhuǎn)運動中蝸桿軸的設計 29 4.3偏轉(zhuǎn)運動中蝸輪軸的設計 32 第五章 機械手腕部運動仿真 36 總 結(jié) 40 參考文獻 41 致 謝 42 引 言 在現(xiàn)代社會中，機械已經(jīng)完完全全融入到了我們的生活，其已經(jīng)在物理、生物、化工、醫(yī)學等方面起到了重要的作用，不僅如此，在生產(chǎn)制造業(yè)已經(jīng)成為不可或缺的角色，因此我們的生活因為有了機械而變得越來越方便。但是如今機械也存在著或多或少的缺點，尤其在生產(chǎn)制造業(yè)的產(chǎn)品生產(chǎn)工廠，由于產(chǎn)品數(shù)量的多，要求加工的精度及準確性高，這一切都會使得工廠勞動者的工作效率低下，使得生產(chǎn)的產(chǎn)品不能有穩(wěn)定的要求，而且產(chǎn)品生產(chǎn)車間的各種危險因素也很多，勞動者在高強度工作下，很容易受到危險，因此在生產(chǎn)制造業(yè)應該加大對機械手的使用和研發(fā)，使其能夠更加智能更加穩(wěn)定，最后基本代替勞動者的日常工作。不僅如此，隨著社會的發(fā)展，人類越來越依賴環(huán)境，環(huán)境是我們的家園，保護環(huán)境是我們應該做的，因此在發(fā)展機械手的同時，也要不忘往更加環(huán)保的方向發(fā)展，這樣才能在方便我們的同時，做到保護家園，我相信在這樣的發(fā)展下，我們的祖國會更加繁榮富強。 57 第一章 緒 論 1.1機器人簡介 如今機器人已經(jīng)成為了我們身邊重要的角色，其功能能夠通過人為編程去完成各種各樣的指定工作，在結(jié)構(gòu)和性能方面，他們自己的人和機器，特別是反映了人們的智力以及適應性能。在產(chǎn)品加工過程中，通常在許多方面仍然還是要使用到傳統(tǒng)手工的加工控制裝置。與此同時手工生產(chǎn)花費太多時間，并且勞動密集以致生產(chǎn)效率低下，而且由于生產(chǎn)設計比較復雜，需要大量的繼電器裝置，由此會引發(fā)線路的復雜性，與此同時其穩(wěn)定性和準確性也不是很高。 隨著時代的發(fā)展，由于人們認識的提高，使得機械手如今得到了迅猛的發(fā)展，在很多領域扮演著越來越重要角色，操作技術人員通過提前編程好程序，使其能夠在生產(chǎn)線上按時按位置完成對工件的運輸、裝配、卸載等多種活動。因此，機械手在國內(nèi)國外得到了廣泛認可，并且更加重視機械手的技術發(fā)展。在近幾年的中國，工業(yè)生產(chǎn)業(yè)在互聯(lián)網(wǎng)的帶動下得到迅速發(fā)展，使得機器人越來越靠近人們對日常生活，并在其中起著發(fā)揮了越來越重要的作用。 1.2 機械手簡介 目前研制的機械手大致可分為三類，即無指手、無關節(jié)手、多關節(jié)手。其中第一類為無手指結(jié)構(gòu)的機械手，使用時需要附加某種特殊工具。例如平板，用后面所述的具有對向二指的機械手一般是很難握持的，因此要用真空吸盤來搬用。這種型式的機械手不僅可以用來搬運玻璃板、玻璃棒等易碎物品外，而且還可以操作電焊用的焊槍和油漆用的噴槍。第二類為具有手指結(jié)構(gòu)的機械手，這種機械手應用最為廣泛。一般是二指，能夠互相作對向動作，既具有所謂的夾持手結(jié)構(gòu)。由于工業(yè)機械手通常所握持的對象大都是事先知道的，因此對于這種夾持手配以適應工件形狀的指尖。此外，這種工業(yè)機械手的兩指大都能繞一點旋轉(zhuǎn)，如使兩指在保持平行的狀態(tài)下作開閉動作時，要采用縮放儀機構(gòu)。 這種使手指保持平行的機械手多用于對象不明的深海調(diào)查船用操作機、主從操作機和人工智能機器人。驅(qū)動機構(gòu)有油缸直接驅(qū)動連桿的型式和電動機與齒輪、齒條組合的型式，主從操作系統(tǒng)則采用繩索滑輪的驅(qū)動方式。如使機械手具有三指結(jié)構(gòu)，而三指能做向心開閉，就可以在中央位置握牢圓柱形工件，這對數(shù)控車床的裝料是很有用的。這種機械手比兩指結(jié)構(gòu)的要少，最近才介紹了幾種。具有四個以上的無關節(jié)手指的機械手至今還無實例。 第三類機械手的實例非常少，它具有三關節(jié)三指結(jié)構(gòu)，三指用電機和連桿驅(qū)動。 機械手是以某項操作作為目標而用機械代替人手的一種手段。因此，要對所要求具備功能進行詳細分析，并根據(jù)分析的結(jié)果進行最佳的結(jié)構(gòu)和形態(tài)設計。 1.3 國內(nèi)機械手的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀 自從二十世紀60年代以后，國內(nèi)掀起了一場經(jīng)濟改革和技術進步的熱潮，機械手在我國的發(fā)展才步入正軌，并且迅速在我國取得快速發(fā)展，大量應用于各種家用電器、汽車制造業(yè)、船務制造業(yè)、軍事領域的裝配生產(chǎn)線上，并且在我國半導體制造業(yè)也取得了極好的成績。但就目前的情況來開，機械手在我國機床制造加工、鑄造、鍛造、熱處理等多個方面上并無法完全滿足我國工業(yè)發(fā)展的需要。加大機械手智能化這樣才能使得我國機械生產(chǎn)加工業(yè)的工作效率大大提高，產(chǎn)品質(zhì)量也能夠達到穩(wěn)定準確的效果。與此同時，我們在加大對專用機械手的開發(fā)研制的過程中，也需要加大對通用型機械手的研發(fā)和投入生產(chǎn)制造業(yè)中，通過對通用機械手在工廠制造業(yè)的大量應用，這樣才能得到穩(wěn)定發(fā)展。 第二章 總體設計 2.1機械手腕的總體設計及其自由度 此次畢業(yè)設計的機械手腕部機構(gòu)的設計源頭是出于通用機械手腕部結(jié)構(gòu)，通過對機械手腕部的設計來加深對所學機械原理、機械設計、理論力學及材料力學的知識鞏固。通過的各種國內(nèi)外資料的參考初步確定本次機械手腕部設計如下圖： 圖1 機械手腕部運動介紹 如上圖所示，此機械手腕為4個自由度，在滿足4個自由度的同時也應該使其擁有以下這些要求： （1）機械手腕部要機械手臂完成相應配合，所以本次設計的機械手腕應盡可能的緊湊，與此同時還需要減少整體的重量和體積。并且在機械手臂后端應安裝相應驅(qū)動器，使其完成分離傳動。 （2）手腕自由度越多，其運動范圍會越大，從而使得手腕靈活性增高，但與此同時手腕部結(jié)構(gòu)會復雜。根據(jù)設計要求選定本次設計機械手腕部自由度為4個。 （3）由于結(jié)構(gòu)動作的準確性與傳動剛度，反轉(zhuǎn)回差有關，因此還需使其減小，從而提高整體結(jié)構(gòu)的準確性。 （4）為了防止機械手腕部設計中手腕部某些關節(jié)由于超額工作而造成的事故，應設計相應構(gòu)件開關，從而提高整個機械手腕部設計的安全性。 2.2 總體設計的內(nèi)容及設計原則 根據(jù)所給題目的要求，調(diào)查有關機械手方面的資料，并逐步開始總體設計： 1.初步構(gòu)思相應設計思路，收集各種有關機械手資料，確定設計的大體方向。 2.確定相應步進電動機的基礎參數(shù)。 3.確定機械手腕的傳動機構(gòu)設計方案。 4.機械手腕中各種軸的校核。 2.3機械手腕的特點 本次設計的機械手腕部擁有4個自由度，分別為繞x軸的轉(zhuǎn)動、x軸的移動、繞y軸轉(zhuǎn)動以及繞z軸轉(zhuǎn)動，因此當其與機械手以及機械手臂配合時，能夠完成更多方向的工作要求，擁有更好的適應性。 2.4機械手腕的系統(tǒng)設計 2.4.1四個自由度的設計 （2） （3） （1） （4） 圖2 機械手腕部自由度介紹 如上圖2所示，此機械手腕部設計中第一個自由度為上圖（1）中所表示的滑塊沿絲杠的平行移動； 上圖2中（2）為第二個自由度，提供旋轉(zhuǎn)運動； 上圖2中（3）為第三個自由度，提供偏轉(zhuǎn)運動； 上圖2中（4）為第四個自由度，提供俯仰運動。 2.4.2機械手腕傳動機構(gòu)的設計 通過對國內(nèi)外有關機械手腕部設計期刊和資料的查詢，初步擬定了下圖3這樣的機械手腕部設計方案。 圖3 運動過程 如上圖所示，電機5將動力輸給齒輪副，然后齒輪帶動絲杠，從而完成第一個自由度； 電機7將動力輸給齒輪副，然后將動力傳給包含齒輪6的整個機構(gòu)中，從而完成第二個自由度； 電機12將動力輸給蝸輪蝸桿機構(gòu)，然后所獲動力通過齒輪副使機構(gòu)完成第三個自由度； 電機14將動力輸給齒輪副，然后動力傳給軸，從而完成第四個自由度。 2.5機械手腕部設計的機構(gòu)設計特點 在本次機械手腕部設計中，因為設計的此機械手腕主要應用于生產(chǎn)制造業(yè)中的產(chǎn)品后期質(zhì)量檢查階段，由于質(zhì)檢階段處于生產(chǎn)制造業(yè)產(chǎn)品生產(chǎn)線的尾端，因此其工作量比較大，為了方便技術工人維修和質(zhì)量檢查，因此將此次設計的機械手腕部整體分為4個主要部分； 由于機械手腕在生產(chǎn)制造產(chǎn)品時的工作空間不是很大，因此本次機械手腕部設計中將應用小型步進式電機，并且為步進電機前端設計相應鑲嵌式的電機減速箱，該減速箱應設計的與步進電機是一個整體，并且其整體結(jié)構(gòu)要合理，可靠性和穩(wěn)定性都要達到相應的標準； 4 3 2 1 由于本次設計的機械手腕部在其工作時，當生產(chǎn)的產(chǎn)品進入生產(chǎn)線尾端，此時機械手要將其安裝或者卸載下時都要與相應的質(zhì)量檢測器相配合，由上圖3所示的17就為相應的不同形號的程序編碼器； 圖4 運動構(gòu)件介紹 又如上圖所表示的，第3部分為蝸輪蝸桿傳動，此次機械手腕部設計中設計蝸輪蝸桿的目的是為了使其在相對較有限的環(huán)境下能夠提供較為足夠的動力； 第1個部分的運動為滑塊沿絲杠的平行移動，其對機械手腕與機械手配合后的運動起了重要作用。 第三章 機械手腕部傳動機構(gòu)設計計算 設計要求：（1）機械手腕及產(chǎn)品總重量為10KG （2）手腕俯仰運動轉(zhuǎn)速為30r/min （3）齒輪減速比為1:6 （4）手腕偏移運動總重量5KG （5）手腕偏轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)速20r/min （6）蝸輪蝸桿減速比為1:20 3.1 俯仰運動傳動機構(gòu)的設計 3.1.1俯仰電動機類型與結(jié)構(gòu)的選取 根據(jù)本次機械手腕部設計的動力來源以及其工作條件的等一系列因素，得出電動機的類型為步進式電機。 3.1.2所選電機的有關參數(shù)的計算 所設計的機械手腕部工作機所需要的有效功率表達式為： PW=FWvW/(1000ηw) 式中 PW —— 工作機所需功率（kW） FW —— 工作及所受阻力（N） vW —— 工作機的線速度（m/s） 因此求得PW=10000×0.5/(1000×0.96）=5.13kw 查書得傳動效率η=0.95 求電動機功率的表達式為： Pd=PW/η 因此求得Pd=5.13/0.95=5.26kw 由資料查到步進式電機的常用轉(zhuǎn)速為n=8000r/min 3.1.3步進電機型號的確定 根據(jù)下圖表來選取電機： 圖5 電機選擇 由以上求得的電機功率及其轉(zhuǎn)速選取上圖所示電機。 3.1.4俯仰運動傳動裝置的設計 1. 選取齒輪的類型、精度等級以及材料和齒數(shù) （1）取壓力角α=20°。 （2）小齒輪選40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~286HBS；大齒輪選45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度選取220HBS。[4] （3）由機械設計的表10-6可得，選取7級精度,其齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。 （4）選取小齒輪的齒數(shù)z1=20，選取閉式齒輪傳動的傳動比i=6，由此可得大齒輪的齒數(shù)z2=120。 2. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 （1）由《機械設計》中式（10-11）計算小齒輪的分度圓的直徑，即為 d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σH])2 1)各參數(shù)值如下： 載荷系數(shù)KHt=1.3 試計算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸轉(zhuǎn)速：n1=8000r/min48=166.67r/min Ⅱ軸轉(zhuǎn)速：n2=n1i=166.67r/min6=27.78r/min 輸入軸Ⅰ功率:P1=P0×ηc=5.26×0.99=5.05KW 傳動軸Ⅱ功率:P2=P1×η2=5.05×0.96×0.95=4.61KW 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩為: T1=9.55×106×p1n0=2.89×105N·mm 由《機械設計》中的表10-7選取的齒寬系數(shù)φd=0.8 由《機械設計》中的圖10-20可查的區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa αa1=cos-1[z1cosα/(z1+2ha*)]=cos-120cos20020+2×1=31.3220 αa2=cos-1[z2cosα/(z2+2ha*)]=cos-1120cos200120+2×1=22.4400 εα=z1tanα1-tanα+z2tanα2-tanα2π=20tan31.3220-tan200+120tan22.4400-tan2002π =1.714 Zε=4-εα3=0.873 由書中得取σHlim1=600MPa、σHlim2=500MPa N1=60n1jLh=60×166.67×1×2×300×16=9.6×107 N2=N1i=1.6×107 取KHN1=0.97 ,KHN2=0.99 由式子[σH]=KHNσHlim1S得 [σH]1=KHN1σHlim1S=0.97×6001=582MPa [σH]2=KHN2σHlim2S=0.99×5001=495MPa 取[σH]1和[σH]2兩者中比較小的取為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即為 [σH]1=[σH]2=495MPa 2)計算小齒輪分度圓直徑： d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σ])2 =32×1.3×2.89×1050.8*6+16*2.5×189.8×0.8734952=40.895mm （2）對小齒輪分度圓直徑進行調(diào)改 1）計算圓周速度v v=πd1tn160×1000=π×40.895×166.6760×1000=0.36m/s 齒寬b b=?dd1t=0.8×40.895mm=32.216mm 2) 計算齒輪實際載荷系數(shù)KH 表1 實際載荷系數(shù)表 項目 依據(jù)《機械設計》 查尋結(jié)果 使用系數(shù)KA 查表10-2 KA=1 動載荷系數(shù)KV 根據(jù)v=0.36，查圖10-8 KV=1.02 齒間載荷分配系數(shù)Kα 表10-3 Kα=1 齒向載荷分布系數(shù)Kβ 表10-4 Kβ=1.417 由此求得齒輪圓周力為： Ft1=2T1d1t=2×2.89×105÷40.895N=1.413×104N KAFt1b=1×1.413×104÷32.216=383.9N/mm≥100N/mm 由此KH為： KH=KAKvKHαKHβ=1.45 由式子d1=d1t3KHKHt得： d1=d1t3KHKHt=40.89531.451.3=42.411mm 所以m=d1z1=42.41120=2.12mm 3. 按齒根彎曲疲勞強度進行設計 （1）模數(shù)式子為： mt≥3（2KFtT1Yεφdz12YFaYSa[σF]） 1）各參數(shù)值如下： 試選取KFt=1.3 由式Y(jié)ε=0.25+0.75εα得： Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.714=0.687 計算YFaYSa[σF] 表2 公式系數(shù)表 項目 依據(jù)《機械設計》 查尋結(jié)果 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 查圖10-17 YFa1=2.65 查圖10-17 YFa2=2.16 應力修正系數(shù)YSa1，YSa2 查圖10-18 YSa1=1.58 查圖10-18 YSa2=1.83 小齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim1=290MPa 大齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim2=210MPa. 彎曲疲勞壽命系數(shù) 圖10-22 KFN1=0.97 KFN2=0.99。 取S=1.4,因此由[σF]=KFNσFlimS得： [σF]1=KFN1σFlim1S=0.97×2901.4MPa=200.93MPa [σF]2=KFN2σFlim2S=0.99×2101.4MPa=148.5MPa YFa1YSa1[σF]1=2.65×1.58200.93=0.0208 YFa2YSa2[σF]2=2.16×1.83148.5=0.0266 可以看出大齒輪的YFaYSa[σF]比小齒輪的大[4]，因此?。? YFa2YSa2[σF]2=2.16×1.83148.5=0.0266 2）計算模數(shù) mt≥32KFtT1Yεφdz12YFaYSaσF =32×1.3×2.89×105×0.6870.8×202×0.0266=1.817mm （2）對齒輪模數(shù)進行調(diào)整 1）求實際載荷系數(shù) 圓周速度v d1=mtz1=1.817×20=36.04mm v=πd1n160×1000=π×36.04×166.6760×1000=0.32m/s 齒寬b b=?dd1t=0.8×36.04mm=28.832mm 寬比高bh h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×1.817=4.088mm bh=28.8324.088=7.0528 2）對實際載荷系數(shù)KF進行計算 表3 公式系數(shù)表 項目 依據(jù)《機械設計》 查尋結(jié)果 動載荷系數(shù)KV 根據(jù)v=0.32，查圖10-8 KV=1.09 齒間載荷分配系數(shù)Kα 表10-3 KFα=1.0 齒向載荷分布系數(shù)Kβ 表10-4 KFβ=1.38 因此得： KF=KAKvKFαKFβ=1.5042 由式m=mt3KFKFt，可得m=mt3KFKFt=1.817×31.50421.3=1.907mm 因此取m=2mm，且d1=43.533mm，所以z1=d1m=43.5332=21.78 因此求得大齒輪齒數(shù)為z2=iz1=6×21.78=130.68 故取z1=22、z2=131 4. 各幾何尺寸的計算 （1）分度圓直徑 d1=z1m=22×2=44mm d2=z2m=131×2=262mm （2）中心距 a=d1+d22=44+2622mm=153mm （3）齒輪齒寬 b=?dd1=0.8×44mm=35.2mm 由書中查得齒寬應加寬5至10mm，所以取b1=40mm， b=b2=35mm 主要設計結(jié)論: 表4 齒輪系數(shù)表 齒輪 齒數(shù) Z 模數(shù) M 分度圓d 齒頂圓da 齒根圓df 齒頂高ha 齒根高 hf 齒寬 B Z1 22 2 44 46 39 2 3 40 Z2 131 2 262 266 256 2 3 35 3.2 偏轉(zhuǎn)運動傳動機構(gòu)的設計 3.2.1偏轉(zhuǎn)電動機類型與結(jié)構(gòu)的選取 根據(jù)本次機械手腕部設計的動力來源以及其工作條件的等一系列因素，得出電動機的類型為步進式電機。 3.2.2所選電機的有關參數(shù)的計算 所設計的機械手腕部工作機所需要的有效功率表達式為： PW=FWvW/(1000ηw) 式中 PW —— 工作機所需功率（kW） FW —— 工作及所受阻力（N） vW—— 工作機的線速度（m/s） 因此求得PW=8000×0.5/（1000×0.96）=4.31kw 取傳動效率：η=0.85 求電動機功率的表達式為： Pd=PW/η 因此求得Pd=4.31/0.85=4.71kw 由資料查到步進式電機的常用轉(zhuǎn)速為n=8000r/min 并且在電機前配置一個1:24的減速箱 蝸桿軸轉(zhuǎn)速：n3=8000r/min24=333.33r/min 蝸輪軸轉(zhuǎn)速：n4=n3i=16.67r/min 蝸桿軸功率:P3=Pd×ηc=4.71×0.99=4.66KW 蝸輪軸功率:P4=P3×η1=4.66×0.85=3.96KW 蝸輪軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： T2=9.55×106×p4n4=1.169×105N·mm 3.2.3步進電機型號的確定 選取電機去下： 圖6 電機選擇 3.2.4偏轉(zhuǎn)運動傳動裝置的設計 1. 選取齒輪的類型、精度等級以及材料和齒數(shù) （1）選取漸開線蝸桿，選取45鋼為其材料，其整體調(diào)質(zhì)并且表面淬火，齒面硬度選取45~55HRC；蝸輪選取鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1，使用金屬模鑄造。[4] （2）選取蝸桿的齒數(shù)z1=2，閉式蝸輪蝸桿的傳動比i=20，由此可得大齒輪的齒數(shù)z2=40。 2. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 由書中式子得： m2d1≥KT2(480Z2σH)2 （1）計算蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2=9.55×106×p4n4=1.169×105N·mm （2）計算載荷系數(shù)K 取 Kβ=1， KA=1.15； KV=1.05，則： K=KA×KV×Kβ=1.21 （3）確定彈性影響系數(shù)ZE 查書得ZE=160MPa （4）計算許用接觸應力σH 應力循環(huán)次數(shù) NL=60×n×j×Lh=60×1×16.67×2×300×16=9.6×106 壽命系數(shù) KNH=8107NL=81079.6×106=1.005 則 σH=KNH×σOH'=1.005×268=269MPa （5）確定m2d1的值 m2d1≥KT2480Z2σH2=1.21×2.269×105×48040×2692=164.3mm3 由于z1=2，因此取m=2.5，所以由此可求d1=28 3. 計算蝸輪蝸桿的幾何尺寸 （1）計算中心距 a=12×d1+d2=0.5×28+100=64mm （2）蝸桿 軸向齒距Pa=πm=3.14×2.5=7.85mm 直徑系數(shù)q=d1m=282.5=11.2 齒頂圓直徑da1=d1+2ha*m=28+2×1×2.5=33mm 齒根圓直徑df1=d1-2ha*m+c=28-2×1×2.5+0.2×2.5=22mm 分度圓導程角tanγ=m×z1/d1=0.178，由此得γ=10°12` 蝸桿軸向齒厚Sa=12 πm=12×3.14×2.5=3.925mm （3）蝸輪 蝸輪分度圓直徑d2=mz2=2.5×40=100mm 蝸輪喉圓直徑da2=d2+2ha2=d2+2ha*m=100+2×2.5=105mm 蝸輪齒根圓直徑df2=d2-2mha*+c=100-2×2.5×1.2=94mm 蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-12da2=64-12×105=11.5mm 4. 驗算效率η η=(0.95~0.96)×tanγtanγ+φv 由上可知γ=10°12`；φv=tan-1fv，由《機械設計》書中表11-18查得fv=0.0204 由此可求得η'=0.801，原設計合理。 5. 主要結(jié)論 設計蝸輪蝸桿機構(gòu)m=8mm， z2=40, d1=28mm， z1=2。蝸桿所采用材料為45鋼，蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10Pb1。 3.2.5偏轉(zhuǎn)運動中偏轉(zhuǎn)齒輪的設計 1. 選取齒輪的類型、精度等級以及材料和齒數(shù) （1）取壓力角α=20°。 （2）小齒輪選40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~286HBS；大齒輪選45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度選取220HBS。[4] （3）由機械設計的表10-6可得，選取7級精度,其齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。 （4）選取小齒輪的齒數(shù)z1=23，選取閉式齒輪傳動的傳動比i=3，由此可得大齒輪的齒數(shù)z2=69。 2. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 （1）由《機械設計》中式（10-11）計算小齒輪的分度圓的直徑，即為 d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σH])2 1)各參數(shù)值如下： 載荷系數(shù)KHt=1.3 試計算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩： 蝸桿軸轉(zhuǎn)速：n3=8000r/min24=333.33r/min 蝸輪軸轉(zhuǎn)速：n4=n3i=16.67r/min 偏轉(zhuǎn)小齒輪轉(zhuǎn)速：其與蝸輪軸轉(zhuǎn)速相等，即n5=n4 蝸桿軸功率:P3=Pd×ηc=4.71×0.99=4.66KW 蝸輪軸功率:P4=P3×η1=4.66×0.85=3.96KW 偏轉(zhuǎn)小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩為: T1=9.55×106×p4n5=1.169×105N·mm 由《機械設計》中的表10-7選取的齒寬系數(shù)φd=0.4 由《機械設計》中的圖10-20可查的區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 由《機械設計》中的表10-5可查的齒輪所選材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa αa1=cos-1[z1cosα/(z1+2ha*)]=cos-123cos20023+2×1=30.1740 αa2=cos-1[z2cosα/(z2+2ha*)]=cos-169cos20069+2×1=24.0490 εα=z1tanα1-tanα+z2tanα2-tanα2π=23tan30.1740-tan200+69tan24.0490-tan2002π =1.7004 Zε=4-εα3=0.875 取 σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa N1=60n1jLh=60×16.67×1×2×300×16=9.6×106 N2=N1i=3.2×106 取KHN1=0.99 ,KHN2=0.97 由式子[σH]=KHNσHlim1S得： [σH]1=KHN1σHlim1S=0.99×6001=593MPa [σH]2=KHN2σHlim2S=0.97×5501=533.5MPa 取[σH]1和[σH]2兩者中比較小的取為齒輪副的接觸疲勞許用應力[4]，即為 [σH]1=[σH]2=533.5MPa 2)計算小齒輪分度圓直徑： d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σ])2 =32×1.3×2.269×1050.4*3+13*2.5×189.8×0.875533.52=56.25mm 3. 按齒根彎曲疲勞強度進行設計 （1）模數(shù)式子為： mt≥3（2KFtT1Yεφdz12YFaYSa[σF]） 1）各參數(shù)值如下： 試選取KFt=1.3 由式Y(jié)ε=0.25+0.75εα得： Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.7004=0.691 計算YFaYSa[σF] 表5 公式系數(shù)表 項目 依據(jù)《機械設計》 查尋結(jié)果 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 查圖10-17 YFa1=2.65 查圖10-17 YFa2=1.95 應力修正系數(shù)YSa1，YSa2 查圖10-18 YSa1=1.58 查圖10-18 YSa2=1.76 小齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim1=290MPa 大齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim2=210MPa. 彎曲疲勞壽命系數(shù) 圖10-22 KFN1=0.97 KFN2=0.99。 取S=1.4,因此由[σF]=KFNσFlimS得： [σF]1=KFN1σFlim1S=0.97×2901.4MPa=200.92MPa [σF]2=KFN2σFlim2S=0.99×2101.4MPa=148.5MPa YFa1YSa1[σF]1=2.65×1.58200.93=0.0208 YFa2YSa2[σF]2=1.95×1.76148.5=0.0231 可以看出大齒輪的YFaYSa[σF]比小齒輪的大，因此?。? YFa2YSa2[σF]2=1.95×1.76148.5=0.0231 2）計算模數(shù) mt≥32KFtT1Yεφdz12YFaYSaσF =32×1.3×2.269×105×0.6910.4×232×0.0231=2.78mm 因此取m=3mm，因此偏轉(zhuǎn)齒輪的各尺寸如下： （1）分度圓直徑 d1=z1m=23×3=69mm d2=z2m=69×3=207mm （2）中心距 a=d1+d22=69+2072mm=138mm （3）齒輪齒寬 b=?dd1=0.4×69mm=27.6mm 由書中查得齒寬應加寬5至10mm，所以取b1=35mm， b=b2=27mm 4. 主要結(jié)論 設計的此機構(gòu)取m=3mm， z2=69, d1=69mm， z1=23。小偏轉(zhuǎn)齒輪所采用材料為40Cr；而大偏轉(zhuǎn)齒輪所采用的材料為45鋼。 3.3 旋轉(zhuǎn)運動傳動機構(gòu)的設計 3.3.1旋轉(zhuǎn)運動電動機的選擇 根據(jù)本次機械手腕部旋轉(zhuǎn)運動的動力來源外加其工作條件的等因素，得出旋轉(zhuǎn)運動中的電動機的類型仍然選取為步進式電機。 3.3.2選取電機的相關參數(shù)的計算 所設計的機械手腕部旋轉(zhuǎn)運動的工作機所需要的有效功率表達式為： PW=FWvW/(1000ηw) 式中 PW —— 工作機所需功率（kW） FW —— 工作及所受阻力（N） vW —— 工作機的線速度（m/s） 因此求得PW=7500×0.51000=3.75kw 取傳動效率η=0.95 求電動機功率的表達式為： Pd=PW/η 求得Pd=3.750.95=3.94kw 由資料查到步進式電機的常用轉(zhuǎn)速為n=8000r/min 并且在電機前配置一個1:48的減速箱 Ⅰ軸轉(zhuǎn)速：n1=8000r/min48=166.67r/min Ⅱ軸轉(zhuǎn)速：n2=n1i=166.67r/min8=27.78r/min 輸入軸Ⅰ功率:P1=P0×ηc=3.94×0.99=3.90KW 傳動軸Ⅱ功率:P2=P1×η2=3.90×0.96×0.95=3.56KW 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩為: T1=9.55×106×p1n0=1.115×105N 因此所選取步進電機與偏轉(zhuǎn)運動的步進電機同型號，參考圖6中步進電機型號的確定。 3.3.3旋轉(zhuǎn)運動傳動裝置的設計 1. 選取齒輪的類型、精度等級以及材料和齒數(shù) （1）壓力角取α=20°。 （2）小齒輪選40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~286HBS；大齒輪選45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度選取220HBS。 （3）由機械設計的表10-6可得，選取7級精度,其齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。 （4）選取小齒輪的齒數(shù)z1=10，選取閉式齒輪傳動的傳動比i=8，由此可得大齒輪的齒數(shù)z2=80。 2. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 （1）由《機械設計》中式（10-11）計算小齒輪的分度圓的直徑，即為 d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σH])2 1)各參數(shù)值如下： 載荷系數(shù)KHt=1.3 由書中的表10-7選取的齒寬系數(shù)φd=0.6 由書中的圖10-20可查的區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 由書中的表10-5可查的齒輪所選材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa[4] αa1=cos-1[z1cosα/(z1+2ha*)]=cos-110cos20010+2×1=38.420 αa2=cos-1[z2cosα/(z2+2ha*)]=cos-180cos20080+2×1=23.540 εα=z1tanα1-tanα+z2tanα2-tanα2π=10tan38.420-tan200+80tan23.540-tan2002π =1.596 Zε=4-εα3=0.895 由書中取σHlim1=550MPa、σHlim2=500MPa 取KHN1=0.97 ,KHN2=0.99 由式子[σH]=KHNσHlim1S得： [σH]1=KHN1σHlim1S=0.97×5501=533.5MPa [σH]2=KHN2σHlim2S=0.99×5001=495MPa 取[σH]1和[σH]2兩者中比較小的取為齒輪副的接觸疲勞許用應力[4]，即為 [σH]1=[σH]2=495MPa 2)計算小齒輪分度圓直徑： d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σ])2 =32×1.3×1.115×1050.6*8+18*2.5×189.8×0.8954952=20.164mm 3. 按齒根彎曲疲勞強度進行設計 （1）模數(shù)式子為： mt≥3（2KFtT1Yεφdz12YFaYSa[σF]） 1）各參數(shù)值如下： 試選取KFt=1.3 由式Y(jié)ε=0.25+0.75εα得 Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.596=0.719 如下表所示即為查得的各種數(shù)據(jù)： 表6 公式系數(shù)表 項目 依據(jù)《機械設計》 查尋結(jié)果 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 圖10-17 YFa1=2.65 圖10-17 YFa2=2.16 應力修正系數(shù)YSa1，YSa2 圖10-18 YSa1=1.58 圖10-18 YSa2=1.83 小齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim1=290MPa 大齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim2=210MPa. 彎曲疲勞壽命系數(shù) 圖10-22 KFN1=0.98 KFN2=0.99。 試取S=1.4,因此由[σF]=KFNσFlimS得 [σF]1=KFN1σFlim1S=0.98×2901.4MPa=203MPa [σF]2=KFN2σFlim2S=0.99×2101.4MPa=148.5MPa YFa1YSa1[σF]1=2.65×1.58203=0.0206 YFa2YSa2[σF]2=2.16×1.83148.5=0.0266 可以看出大齒輪的YFaYSa[σF]比小齒輪的大，因此取 YFa2YSa2[σF]2=2.16×1.83148.5=0.0266 2）計算模數(shù) mt≥32KFtT1Yεφdz12YFaYSaσF =32×1.3×1.115×105×0.7190.6×102×0.0266=1.976mm 因此取m=2mm，因此偏轉(zhuǎn)齒輪的各尺寸如下： （1）分度圓直徑 d1=z1m=10×2=20mm d2=z2m=80×2=160mm （2）中心距 a=d1+d22=20+1602mm=90mm （3）齒輪齒寬 b=?dd1=0.6×20mm=12mm 由書中查得齒寬應加寬5至10mm，所以取b1=20mm， b=b2=12mm 4. 主要結(jié)論 旋轉(zhuǎn)運動傳動機構(gòu)取m=2mm， z2=80, d1=20mm， z1=10。小齒輪所采用材料為40Cr；而大齒輪所采用的材料為45鋼。 3.4 平移運動傳動機構(gòu)的設計 3.4.1平移運動電動機的選擇 由本次機械手腕部平移運動設計的動力來源以及其工作條件的等因素，得出電動機的類型為步進式電機。 3.4.2所選電機的有關參數(shù)的計算 所設計的機械手腕部工作機所需要的有效功率表達式為： PW=FWvW/(1000ηw) 因此求得PW=5000×0.5/(1000×0.96）=2.604kw 取傳動效率η=0.95 求電動機功率的表達式為： Pd=PW/η 因此求得Pd=2.604/0.95=2.74kw 由資料查到步進式電機的常用轉(zhuǎn)速為n=8000r/min 并且在電機前配置一個1:48的減速箱 Ⅰ軸轉(zhuǎn)速：n1=8000r/min48=166.67r/min Ⅱ軸轉(zhuǎn)速：n2=n1i=166.67r/min3=47.68r/min 輸入軸Ⅰ功率:P1=P0×ηc=2.74×0.99=2.71KW 傳動軸Ⅱ功率:P2=P1×η2=3.90×0.96×0.95=2.47KW 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩為: T1=9.55×106×p1n1=1.163×105N 因此所選取步進電機與偏轉(zhuǎn)運動的步進電機同型號，參考圖6中步進電機型號的確定。 3.4.3平移運動傳動裝置的設計 1. 選取齒輪的類型、精度等級以及材料和齒數(shù) （1）壓力角取α=20°。 （2）小齒輪選40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~286HBS；大齒輪選45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度選取220HBS。 （3）由機械設計的表10-6可得，選取7級精度,其齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。 （4）選取小齒輪的齒數(shù)z1=13，選取閉式齒輪傳動的傳動比i=3，由此可得大齒輪的齒數(shù)z2=39。 2. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 （1）由式（10-11）計算小齒輪的分度圓的直徑，即為 d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σH])2 1)各參數(shù)值如下： 載荷系數(shù)KHt=1.3 由《機械設計》中的表10-7選取的齒寬系數(shù)φd=0.6 由《機械設計》中的圖10-20可查的區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 取ZE=189.8MPa αa1=cos-1[z1cosα/(z1+2ha*)]=cos-113cos20013+2×1=35.410 αa2=cos-1[z2cosα/(z2+2ha*)]=cos-139cos20039+2×1=26.640 εα=z1tanα1-tanα+z2tanα2-tanα2π=13tan35.410-tan200+39tan26.640-tan2002π =1.573 Zε=4-εα3=0.899 由書中得取σHlim1=550MPa、σHlim2=500MPa 取KHN1=0.96 ,KHN2=0.97 由式子[σH]=KHNσHlim1S得： [σH]1=KHN1σHlim1S=0.96×5501=528MPa [σH]2=KHN2σHlim2S=0.97×5001=485MPa 取[σH]1和[σH]2兩者中比較小的取為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即為： [σH]1=[σH]2=485MPa 2)計算小齒輪分度圓直徑： d1t≥32KHtT1?d*i+1i*(ZHZEZε[σ])2 =32×1.3×1.163×1050.6*3+13*2.5×189.8×0.8994852=19.95mm 3. 按齒根彎曲疲勞強度進行設計 （1）模數(shù)式子為： mt≥3（2KFtT1Yεφdz12YFaYSa[σF]） 1）各參數(shù)值如下： 試選取KFt=1.3 由式Y(jié)ε=0.25+0.75εα得： Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.573=0.726 計算YFaYSa[σF] 表7 公式系數(shù)表 項目 依據(jù)《機械設計》 查尋結(jié)果 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 查圖10-17 YFa1=2.65 查圖10-17 YFa2=2.23 應力修正系數(shù)YSa1，YSa2 查圖10-18 YSa1=1.58 查圖10-18 YSa2=1.76 小齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim1=290MPa 大齒輪齒根彎曲疲勞極限 圖10-24c σFlim2=210MPa. 彎曲疲勞壽命系數(shù) 圖10-22 KFN1=0.97 KFN2=0.99 試取S=1.4,因此由[σF]=KFNσFlimS得： [σF]1=KFN1σFlim1S=0.97×2901.4MPa=200.93MPa [σF]2=KFN2σFlim2S=0.99×2101.4MPa=148.5MPa YFa1YSa1[σF]1=2.65×1.58200.93=0.0208 YFa2YSa2[σF]2=2.23×1.76148.5=0.0264 可以看出大齒輪的YFaYSa[σF]比小齒輪的大，因此取： YFa2YSa2[σF]2=2.23×1.76148.5=0.0264 2）計算模數(shù) mt≥32KFtT1Yεφdz12YFaYSaσF =32×1.3×2.89×105×0.6870.8×202×0.0266=1.425mm 因此取m=1.5mm，因此偏轉(zhuǎn)齒輪的各尺寸如下： （1）分度圓直徑 d1=z1m=13×1.5=20mm d2=z2m=40×1.5=60mm （2）中心距 a=d1+d22=20+602mm=40mm （3）齒輪齒寬 b=?dd1=0.6×20mm=12mm 由書中查得齒寬應加寬5至10mm，所以取b1=17mm， b=b2=12mm 4. 主要結(jié)論 設計的此機構(gòu)取m=1.5mm， z2=40, d1=20mm， z1=13。小齒輪所采用材料為40Cr；而大齒輪所采用的材料為45鋼。 第四章 機械手腕部軸及軸承設計計算 4.1俯仰運動中軸的設計 首先估算軸的直徑。 材料：45鋼，調(diào)制處理。 對于俯仰運動的軸，根據(jù)《機械設計》表15-3，取與軸類材料有關的系數(shù)A0=112 且由上述分析得： P2=P1×η2=5.05×0.96×0.95=4.61KW n2=n1i=166.67r/min6=27.78r/min. 即求得： d1min=A0×3PN=11234.6127.78=59.54mm 圖7 俯仰軸 軸的結(jié)構(gòu)設計 初定各軸段直徑，由上圖可得，從左到右在第一段處，取其直徑為60mm，因為上述求得的直徑最小值為59.54mm，此處是軸與大齒輪配合處，所以由計算的最小直徑估算取為60mm；又由上述求得此處大齒輪的齒寬為33mm，因此取第一段處長度為35mm；第一段右端需要制出一個軸肩，且軸肩的高度h=（2~3）R，因此在第二段處，取其直徑為62mm，并且由設計的手臂的寬度198mm，因此設計第二段處的長度為200mm。 軸的受力分析 已知：大齒輪的分度圓直徑d2=262mm 軸傳遞的扭矩 T=9550P2n2=9.55×106×4.6127.78=41.87N?m=1.58×105N?mm 齒輪上的圓周力 Ft=2Td=2×1.58×105262=1206N 齒輪上的徑向力 Fr=Fttanα=1206×tan20°=438N 齒輪上的軸向力 Fa=0N 求得： FAH=Q×200-Fr×35200+35=1206×200-438×35235=86.2N MCHL=FAH×200=17240N?mm MCHR=MCHL+Fa×d2=19542N?mm MBH=Q×35=1206×35=42210N?mm FAV=FBV=Ft2=12062=603N MCV=FAV×35=603×35=21105N?mm MCL=MCHL2+MCV2=172402+211052=17251N?mm MCR=MCHR2+MCV2=195422+211042=19864N?mm MB=MBH2+MBV2=422102+02=42210N?mm 取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為: σca=MCR2+(αT)2W=198642+(0.6×15800)20.1×353=36.92MPa 由于σ=650MPa,則查書得[σ-1]W=55MPa，σca<[σ-1]W，故強度滿足要求。 4.2偏轉(zhuǎn)運動中蝸桿軸的