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大型 设备 装备 动力装置 减速 装置 对接 平台 结构设计

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!【包含文件如下】【机械类设计类需要定做代做的咨询购买企鹅97666224】.bat1.txt上下方向调节平台.dwg整体上下调节平台.dwg斜齿轮1v.dwg旋转调节平台.dwg滚珠丝杆螺母和旋转调节平台的连接件.dwg空心支撑轴.dwg箱体.dwg箱体中驱动轴.dwg螺杆1.dwg螺母1.dwg装配图比例6-0525.dwg设计说明书.doc驱动连杆.dwg摘要本论文针对某类大型设备动力装置与减速装置的对接方案开展研究，旨在通过设 计具有实时反馈功能的对接平台，在实现装配部件对接的的同时，达到提高对接精度 与成功率、节省调整时间的目的。同时，使平台在实现对接功能时，有一定的适应 性。可调整自己的位姿，应对不同条件下的对接要求。论文首先从平台的功能要求入手，分析平台机构自由度，完成动作分解与机构选 型，确定平台机构总体设计方案，使其从原理上满足功能要求。其次，对关键零部如齿轮副、传动丝杠、传动轴以及导轨等进行相关的设计计 算，完成强度、刚度等性能的分析与校核，确保设计的结构能顺利完成设计任务。同时对平台具体结构进行尺寸综合，完成平台详细结构设计，确定关键部位配合 精度，完成装配图与零件图，并采用 3D 软件建立了部分结构的三维模型。最后，从保证调节精度的角度出发，对调节平台的控制方案以及部分控制元件进 行选型与布置，并对调节精度进行分析。关键词：对接平台，结构设计，丝杠，导轨，精度ABSTRACTIn this paper, for the docking program of some large-scale equipment power plant and the gear reduction device research, it aims to design a docking platform with real-time feedback function, which can achieve the improvement of docking precision and success rate and reduce the adjustment time while realizing the docking of assembly parts. At the same time, the platform in the realization of docking function, there is a certain degree of adaptability. It can adjust their position, to deal with different conditions of the docking requirements.The paper begins with the functional requirements of the platform, analysis platform mechanism freedom, complete action decomposition and institutional selection, and determine the overall design of the platform to make it meet the functional requirements from the principle.Second, for the key parts such as gears, drive screw, drive shaft and rail, doing the relevant design calculation and completing the strength, stiffness and other performance analysis and verification to ensure that the design of the structure can successfully complete the design task.At the same time, integrated specific structure size of platform, complete the detailed structure of the platform design, determine cooperate precision of the key parts, complete the assembly diagram and parts diagram, and use 3D software to establish the three-dimensional model of the partial structure.Finally, from the point of view of the accuracy of regulation, the control scheme of the adjustment platform and some control elements should be selected and arranged, and the adjustment precision should be analyzed.Keywords: docking platform, structural design, screw, rail, precision目录摘要IABSTRACTII1.绪论31.1 选题背景31.2 设计意义31.3 国内外发展现状31.4 主要研究内容72.动作原理与总体结构方案82.1 设计要求82.2 机构总体设计92.3 设计过程规划93.方案论证和方案选择113.1 高度调节方案论证113.2 驱动的方案论证和选择134.具体功能部件与结构计算144.1 整体高度调节平台重量的估算144.2 螺杆的设计144.3 箱体中斜齿锥齿轮的设计174.4 箱体中斜直齿轮的设计：234.5 箱体中伺服电机的选择：254.6 箱体中轴的设计264.7 导轨的设计284.8 整体高度调节系统中的推力轴承的选择294.9 螺杆、锥齿轮、推力滚子轴承三者连接设计314.10 总体箱体箱体设计314.11 滚珠丝杠的选择和丝杠轴的设计334.12 三层调节平台的设计334.13 三层调节平台的功能实现方式设计344.14 高度方向调节平台设计364.15 螺旋传动的设计374.16 锥齿轮传动设计384.17 斜齿直齿轮传动设计424.18 伺服电机的选择434.19 小零件选择汇总445.各个构件的材料汇总和材料性能介绍465.1 整体高度调节平台的材料使用465.2 螺杆传动使用的材料介绍465.3 锥齿轮材料的选用465.4 斜齿轮材料的选用465.5 轴的材料的选用465.6 箱体的材料选择465.7 其他的调节平台的材料选用466.对接平台动作调整与误差分析476.1 动作调整476.3 控制流程及检测件选择476.2 误差分析48结论50参考文献51附录一：外文翻译52附录二：翻译原文60致谢66摘要本论文针对某类大型设备动力装置与减速装置的对接方案开展研究，旨在通过设 计具有实时反馈功能的对接平台，在实现装配部件对接的的同时，达到提高对接精度 与成功率、节省调整时间的目的。同时，使平台在实现对接功能时，有一定的适应 性。可调整自己的位姿，应对不同条件下的对接要求。论文首先从平台的功能要求入手，分析平台机构自由度，完成动作分解与机构选 型，确定平台机构总体设计方案，使其从原理上满足功能要求。其次，对关键零部如齿轮副、传动丝杠、传动轴以及导轨等进行相关的设计计 算，完成强度、刚度等性能的分析与校核，确保设计的结构能顺利完成设计任务。同时对平台具体结构进行尺寸综合，完成平台详细结构设计，确定关键部位配合 精度，完成装配图与零件图，并采用 3D 软件建立了部分结构的三维模型。最后，从保证调节精度的角度出发，对调节平台的控制方案以及部分控制元件进 行选型与布置，并对调节精度进行分析。关键词：对接平台，结构设计，丝杠，导轨，精度IABSTRACTIn this paper, for the docking program of some large-scale equipment power plant and the gear reduction device research, it aims to design a docking platform with real-time feedback function, which can achieve the improvement of docking precision and success rate and reduce the adjustment time while realizing the docking of assembly parts. At the same time, the platform in the realization of docking function, there is a certain degree of adaptability. It can adjust their position, to deal with different conditions of the docking requirements.The paper begins with the functional requirements of the platform, analysis platform mechanism freedom, complete action decomposition and institutional selection, and determine the overall design of the platform to make it meet the functional requirements from the principle.Second, for the key parts such as gears, drive screw, drive shaft and rail, doing the relevant design calculation and completing the strength, stiffness and other performance analysis and verification to ensure that the design of the structure can successfully complete the design task.At the same time, integrated specific structure size of platform, complete the detailed structure of the platform design, determine cooperate precision of the key parts, complete the assembly diagram and parts diagram, and use 3D software to establish the three-dimensional model of the partial structure.Finally, from the point of view of the accuracy of regulation, the control scheme of the adjustment platform and some control elements should be selected and arranged, and the adjustment precision should be analyzed.Keywords: docking platform, structural design, screw, rail, precisionII大型设备动力装置与减速装置对接平台结构设计目录摘要IABSTRACTII1.绪论31.1 选题背景31.2 设计意义31.3 国内外发展现状31.4 主要研究内容72.动作原理与总体结构方案82.1 设计要求82.2 机构总体设计92.3 设计过程规划93.方案论证和方案选择113.1 高度调节方案论证113.2 驱动的方案论证和选择134.具体功能部件与结构计算144.1 整体高度调节平台重量的估算144.2 螺杆的设计144.3 箱体中斜齿锥齿轮的设计174.4 箱体中斜直齿轮的设计：234.5 箱体中伺服电机的选择：254.6 箱体中轴的设计264.7 导轨的设计284.8 整体高度调节系统中的推力轴承的选择294.9 螺杆、锥齿轮、推力滚子轴承三者连接设计314.10 总体箱体箱体设计314.11 滚珠丝杠的选择和丝杠轴的设计334.12 三层调节平台的设计334.13 三层调节平台的功能实现方式设计344.14 高度方向调节平台设计364.15 螺旋传动的设计374.16 锥齿轮传动设计384.17 斜齿直齿轮传动设计42784.18 伺服电机的选择434.19 小零件选择汇总445.各个构件的材料汇总和材料性能介绍465.1 整体高度调节平台的材料使用465.2 螺杆传动使用的材料介绍465.3 锥齿轮材料的选用465.4 斜齿轮材料的选用465.5 轴的材料的选用465.6 箱体的材料选择465.7 其他的调节平台的材料选用466.对接平台动作调整与误差分析476.1 动作调整476.3 控制流程及检测件选择476.2 误差分析48结论50参考文献51附录一：外文翻译52附录二：翻译原文60致谢661.绪论1.1 选题背景随着大型现代化机械装备在社会上的广泛应用，规格较大的动力部件与减速部件 的装配工作中存在的问题日益突显出来。由于大型设备的动力装置与减速装置质量较 大，且对接处接口精度较高，因此如何实现两部件的精准对接是装配过程中的一个难 点。由于该类对接过程的传统调整方式基本采用人工手动与天车辅助吊装的方式进 行，且对接调整过程无实时反馈，只能凭经验预测，耗时较长，效率较低。针对装配 过程中存在的这类情况，设计具有实时反馈功能、并能够多自由度调节的对接平台， 以达到提高对接精度与成功率，从而节省调整时间的目的。1.2 设计意义由于装配工作是一个频度较高的工作，人工操作效率低并且给工人带来了很大的 工作强度。因此，开发此对接平台具有较高的实用价值与现实意义。意义 1：利用机械 的优越性，可以大大的减少工人的劳动强度，并且效率较高。意义 2：在设计过程中， 使用导轨部件可以提高平台的精度；再附加上反馈设备，通过特定的程序来控制，可 以减少对接时间，以适应社会对机械对接平台的要求越来越高的大趋。1.3 国内外发展现状目前，混联六自由度精密装校平台、六自由度精密装校平台在整个下装装校系统 中具有核心地位。其六自由度末端执行器的位姿调整速度及调整精度直接影响到对接 效果的精确、可靠以及高效率的装校。平台的输入是伺服电机的驱动旋转，其中六自 由度平台的末端执行器在空间的位置变化与伺服电机的驱动输入存在一定的数学映射 关系，简称控制算法，将这种控制算法以程序的形式输入运动控制器，则通过运动控 制器的控制即可实现对运动平台末端执行器的可控调整。用运动学理论，推导用于运 动控制器控制的末端平台位置逆解及正解、速度的正解与逆解，构建误差模型并对末 端平台误差作补偿，研究传感器反馈的闭环控制，最终实现六自由度精密装校平台对 对接效果的可控精密自动调整。目前能对末端执行器进行六自由度位姿调整的主要是 并联六自由度运动台，简称 Stewan 运动平台，在较长一段时间内，并联机构产生以 后，并未引起时人们的足够关注，基于串联机构的串联机器人占据主导地位，主要是 由于并联结构计算量大，运动学分析及动力学难度大，并且位置有时还存在奇异性。 然而串联机构由于自身的缺点无法克服，在工业应用上有一定的局限性，随着对并联 机器人的认识不断加深、一些理论问题的解决及计算机的计算功能增强，并联机器人 较串联机构的优势得到凸显，因此并联机构大大弥补了串联机构在应用中存在的不 足。混联精密装校平台是一个较为复杂的机电系统，涉及到并联机构的各类知识，是一个较为复杂的综合性的工程，涉及到空间机构、调平技术、自动化技术、先进制造 和精度设计等多项领域。对于现代飞机大部件自动对接装配技术涉及面向柔性装配的 数字化产品定义、装配 T 艺规划与仿真优化、数字化柔性定位、自动控制、先进测量 检测和计算机软件等众多先进技术和装备，是机械、电子、控制、计算机等多学科交 叉融合的高新技术。现在比较广为应用的是六自由度精密装校平台，目前能对末端执行器进行六自由 度位姿调整的主要是并联六自由度运动平台，简称 Stewan 运动平台。到目前为止，并 联机构的样机多种多样，包括多自由度的平面机构，不同自由度的空间机构，多种布 置方式结构，少自由度结构以及超多自由度串并联机构。小型并联机构大多轻载，输 入多采用“伺服电机+滚动丝杠+导轨”等方式实现，而大型重载并联机构的运动输入 则主要采用电液伺服液压缸驱动，液压伺服驱动具有体积小、功率大、精度高、速度 快等特点。该精密装校平台提出如下功能要求：一级提升功能。LRU 模块在粗定位 以后需要作一级提升。调平功能。LRu 模块粗定位完成以后，LRu 模块需要作调平 调节。使 LRu 模块尽量保证与洁净厢平行。平面对接功能。LRu 模块调平功能完成 以后，需要与洁净厢底端的卡槽自动对接。为插入式安装提供基础性准备。对于并联 机构来说，机械结构几何参数误差以及驱动输入误差是位姿输出误差的主要因素。 调平机构：几何结构参数误差包括：上、下铰点零件形位误差，如：上、下铰点分度 圆的半径误差，角度分度误差和安装平面的平面度误差；上、下铰点装配误差，如： 铰的间隙、支撑腿安装误差等，调平机构存在超静定问题，为了使机构在运行过程中 有一定的柔性，要求铰点有一定的间隙，所以间隙造成的误差不可避免；另外还有伺 服电动推缸的初始长度误差及运动过程中自身的定位误等。对接机构。导轨自身在 基准平台上的安装偏差。1,2伺服电机可使控制速度，位置精度非常准确，可以将电压信号转化为转矩和转速 以驱动控制对象。伺服电机转子转速受输入信号控制，并能快速反应，在自动控制系 统中，用作执行元件，且具有机电时间常数小、线性度高、始动电压等特性，可把所 收到的电信号转换成电动机轴上的角位移或角速度输出。分为直流和交流伺服电动机 两大类，其主要特点是，当信号电压为零时无自转现象，转速随着转矩的增加而匀速 下降。伺服系统（servomechanism）是使物体的位置、方位、状态等输出被控量能够跟 随输入目标（或给定值）的任意变化的自动控制系统。伺服主要靠脉冲来定位，基本 上可以这样理解，伺服电机接收到 1 个脉冲，就会旋转 1 个脉冲对应的角度，从而实 现位移，因为，伺服电机本身具备发出脉冲的功能，所以伺服电机每旋转一个角度， 都会发出对应数量的脉冲，这样，和伺服电机接受的脉冲形成了呼应，或者叫闭环， 如此一来，系统就会知道发了多少脉冲给伺服电机，同时又收了多少脉冲回来，这样，就能够很精确的控制电机的转动，从而实现精确的定位，可以达到 0.001mm。直 流伺服电机分为有刷和无刷电机。有刷电机成本低，结构简单，启动转矩大，调速范 围宽，控制容易，需要维护，但维护不方便（换碳刷），产生电磁干扰，对环境有要 求高。因此它可以用于对成本敏感的普通工业和民用场合。对于它的选用，文献 2 指 出：步进电机的比较(1)控制精度更高；(2)低频特性好，即使在低速时也不会出现振动 现象（3）具有较强的速度过载和转矩过载能力，最大转矩为额定转矩的 23 倍；(4) 交流伺服驱动系统为闭环控制，驱动器可直接对电机编码器反馈信号进行采样内部 构成位置环和速度环，控制性能更为可靠：因此，伺服电机广泛应用于对精度有较高 要求的机械设备。伺服电机选型的原则：1 负载电机惯量比正确没定惯量比参数是充 分发挥机械及伺服系统最佳效能的前提，伺服系统的默认参数在 13 倍负载电机惯量 比下，系统会达到晟佳工作状态。2 转速电机选择首先应依据机械系统的快速行程速 度来计算，快速行程的电机转速应严格控制在电机的额定转速之内，并应在接近电机 的额定转速的范围使用，以有效利用伺服电机的功率；额定转速、最大转速、允许瞬 间转速之问的关系为：允许瞬间转速最大转速额定转速。3 转矩伺服电机的额定转 矩必须满足实际需要，但是不需要留有过多的余量，因为一般情况下，其最大转矩为 额定转矩的 3 倍。3,4需要注意的是，连续工作的负载转矩伺服电机的额定转矩，机 械系统所需要的最大转矩伺服电机输出的最大转矩。驱动力和对接平台执行部件要通 过出动机构来实现，常用的有滚珠丝杠副和蜗轮蜗杆。对于传动方面的问题，文献 3 指出：宏微双重驱动精密工作台可以实现大行 程、高精度的要求其中宏动部分由交流伺服电机驱动滚珠丝杠来实现滚珠丝杠传 动是传统的精密驱动方式，技术已经相当成熟，成本低但宏动进给系统中的一些非 线性因素，如滚珠丝杠螺母副间隙存在、弹性联轴器的变形、导轨摩擦等，对微运动 特性的影响非常明显，制约了工作台运动精度和定位精度的进一步提高，因而研究滚 珠丝杠传动工作台的微定位特性显得尤为重要宏动部分系统主要有：1)工作台与光 栅测量装置组成的控制对象及位置测量系统；2)基于 FPGA 的运动控制系统，由电机 控制模块，光栅计数模块、与上位机通信的数据输入输出接口等组成5。1 滚珠丝杠传动系统的特点滚珠丝杠传动效率高。摩擦小，在伺服控制系统中采用 滚动螺旋传动，不仅提高传动效率，而且可以减小启动力矩、颤动及滞后时间，但传 动系统的刚度不高，尤其细长的滚珠丝杠更是刚度的薄弱环节起动和制动时能量的 一部分要消耗在克服中间环节的弹性变形上，弹性变形使系统的控制难度增加，伺服 性能下降。2 滚珠丝杠传动系统光栅检测部分利用光栅的莫尔条纹测量位移，需要 2 块 光栅：指示光栅和标尺光栅指示光栅与运动件连在一起，并与运动件一起运动，光源发出的光线经透镜后成为平行光束，垂直投向标尺光栅而 2 块光栅迭合时就形成 了莫尔条纹光栅测量实质上就是读取相应的栅线数除了滚珠丝杆传动外，还有其他传动方式，例如涡轮蜗杆和齿轮传动。文献 4 指 出：蜗轮蜗杆传动是一种杆传动机构是可广泛替代已有扰性传动和齿轮传动的传动 机构由杆轮和作为扰性曳引元件的杆共同构成蜗轮的传动比齿轮传动动力大，而且 在动力传递中，传动比在 8100，在分度机构中传动比可以达到 1 000所以动力较 大，应用性比较广泛，传动平稳、噪声低；结构紧凑；在一定条件下可以实现自锁等 优点而得到广泛使用6,7。但蜗杆传动有效率低、发热量大和磨损严重，蜗轮齿圈部分 经常用减磨性能好的有色金属(如青铜)制造，成本高：蜗轮传动是垂直轴传动，圆柱齿 轮为平行轴传动伞齿轮传动两轴可成 90 度或其他角度。在实现对接平台导向的机构是导轨。在文献 5 中，我们可以了解到深层次的导轨 问题：机床导轨运动的作用是用来支撑和引导运动部件，按给定的方向做往复直线运 动，其结合部包含了导轨与滑块，以及两者相联结的结合面导轨结合部是数控机床 整机系统中最重要的结合部之一，其动力学特性对整机动力学性能有着显著的影 响影响数控机床结合部动力学特性的因素众多以直线滚动导轨为例，主要包括结 合部的尺寸与形状、初始面压、滚动体的接触形态、结合面之间的介质状态、结合部 的材质等。通常将导轨滑块结合部简化成一个单自由度系统，进一步可通过识别滑块 在导轨上所表现出来的模态来获得导轨结合面的接触刚度忌、阻尼比 f、阻尼系数 f 等8在对接平台的控制方面，我们可以以文献 6 为参考，它讲了一个机械手控制的例 子：从往复移动机械手结构示意图可知，机械手的移动，是通过同步齿形带，带动移 动平台作往复移动的，齿形带移动的距离通过增量型编码器转换成相应的脉冲信号， 此脉冲信号被的高速计数器进行计数，其计数值与齿形带移动的距离存在着对 应关系，当齿形带移动达到某一设定值时， 通过高速计数器的计数值就可以控制 输出，的输出控制电动机停止工作，从而实现了机械手的位置控制。9利用编 码器与实现齿形带移动距离的控制原理。为了控制齿形带的移动距离，必须知 道编码器的脉冲当量，即一个脉冲对应齿形带移动的距离，也就是控制齿形带的移动 精度。对接平台主要部分也就是驱动部分伺服电机，传动机构滚珠丝杠副和蜗轮蜗杆， 已经执行部件的移动导轨。这些是一个对接平台基本而有重要的东西。现在还有升华 的部分，如对接中平台的反馈系统，对接平台的误差分析已经计算，而对于自动对接 装配技术更涉及面向柔性装配的数字化产品定义、装配 T 艺规划与仿真优化、数字化 柔性定位、自动控制、先进测量检测和计算机软件等众多先进技术和装备，是机械、电子、控制、计算机等多学科交叉融合的高新技术。总之，未来整个装配过程的柔性 化、自动化会成为一个大趋势。1.4 主要研究内容（1）分析设计要求，进行动作分解，分别考虑实现每个动作可采用的机构，进行 机构选型，做整体机构分析，确定总体设计机构方案与动力驱动方案，确定各个部件 位置布局。（2）完成电机的选择，传动比的确定。电机在箱体中安装位置的确定及其固定方 式。（3）对驱动方式进行选择和受力计算，以及强度刚度等校核。设计轴系，驱动轴 及其相关零件装配方式的确定；轴承的选择和校核。（4）按功能部件进行具体结构与尺寸设计，对重要零部件如齿轮副、螺纹副、导 轨等进行设计计算、分析与校核，确保各零部件能按要求完成既定动作，完成机械本 体装配图。（5）拆画部分重要零件，如齿轮、轴等，以及重要结构件的详细结构设计，完成 标准件的选择。同时，根据控制方式选用相应控制元件，并布置于装配图中合理的位 置。（6）对结构调节精度进行分析，确保能够实现既定要求。2.动作原理与总体结构方案2.1 设计要求（1）平台应能实现对发动机、传动装置的可靠固定，两者的支撑固定应能相对独 立运动，以满足对中要求，图 2-1 给出的是一种最复杂的传动装置与发动机连接形 式。图 2-1 传动装置与发动机连接形式（2）基座最大承重： 8t（3）基座初始高度距离安装台表面为 300mm ，可向上调整至 600mm，且在运动 过程中任意位置可闭锁 。调整精度为10mm。（4）用于支撑传动装置的机构和支撑发动机的机构相对高度可调，调整结构应设 计有标尺指示 。调整范围：100mm调整精度0.1mm（5）用于支撑传动装置的机构和支撑发动机的机构相对纵向可调，调整结构应设 计有标尺指示。调整范围：0mm300mm调整精度0.1mm（6）用于支撑传动装置的机构和支撑发动机的机构相对横向可调，调整结构应设 计有标尺指示。调整范围：100mm调整精度0.1mm（7）发动机相对传动装置角度可调 ，调整结构应设计有标尺指示。 旋转调整范围：5调整精度0.1（8）基座外廓尺寸3m2.5m （长宽）（9）设计方案不推荐液压系统。2.2 机构总体设计根据以上给出的设计要求，分析可得平台确定需要调节的自由度数共有四个，其 中三个移动自由度，一个转动自由度。10据此初步拟定总体布置方案，平台分为三个主要部分：总体高度调节平台、相对 高度调节平台、相对位置调节平台，如图 2-2 所示：相对高度调节部件相对位置调节部件整体高度调节部件图 2-2 对接平台总体结构布置方案示意图2.2.1 功能实现如上图所示，整体高度调节部分可以实现平台整体上下调整。相对 位置调整部分的执行部分可以实现横向，纵向的调节和角度调整。左边的执行相对高 度调节部分可以进行相对高度的调整。2.2.2 驱动部分介绍：整体部分的调整靠螺旋传动和锥齿轮传动，其中动力源是伺 服电机。相对高度调整调整也是靠螺旋传动。相对位置的纵向和横向调节用的是丝 杠，导轨调节。角度调节用的是推力轴承和连杆滑块调节。2.3 设计过程规划2.3.1 总体高度调节部分的体型较大，是要被首先确定尺寸的。再者，它把整个装 置联系到了一起，并且承载工作时的重量，所以不论是在尺寸布局的层面上还是在受 力安全的问题上都应该被第一确定、于是确定它的尺寸为 2.8m1.5m,然后设计中间部 分的钢板厚度，和肋板排列，进而算出中间部分自重。为后面螺旋传动设计做准备。2.3.2 根据已经算出来的总体高度调节部分的自重，和对其上面重量的估计加上工 作载荷。然后在转换成螺杆转动所需要的力矩，再确定螺杆的直径，和其他具体参 数。2.3.3 根据传动要求，设计轴与螺杆的传动方式，在此处的传动方式，有两种方案 可以达到这种要求，一种是蜗轮蜗杆传动，一种是锥齿轮传动。此处选择了后者。再 确定锥齿轮传动之后，进行锥齿轮传动比的选择和具体参数设计和锥齿轮的强度校 核。2.3.4 在确定了锥齿轮传动之后，然后进行电机轴和输出轴传动方式的选择，此处 从理论运动分析依然有三种传动方案。1.锥齿轮传动，2 斜齿轮传动，3.蜗轮蜗杆传 动。此处选择了方案 2。然后进行传动比的确定和斜齿轮的具体参数计算和强度校核2.3.5 根据总的设计传动比和中间部分的调节要求进行伺服电机的选择2.3.6 再设计出来的锥齿轮和斜齿轮的基础上，再根据轴所需要传动的力矩，进行 轴的设计。此处还包括轴肩的设计和轴承，键的选择等2.3.7 进行箱体和中间部分之间的导轨选择。以及固定导轨螺钉选择和排列。2.3.8 然后进行箱体的设计，内容主要有确定箱体内那个轴的位置，电机位置，箱 体壁厚，以及箱体固定。2.3.9 进行上面执行部分的设计。可以先把右面执行部分设计出来。右面执行部分分 3 层，第一层横向调节，第二层纵向调节，它们都是直线调节，故可以使用相似的 调节方式，即导轨加丝杠调节。还有就是要确定板的厚度。2.3.10 进行右面执行部分的第 3 层设计,这层设计进行旋转调节，用连杆滑块调 节。选择推力轴承和板厚度的确定。2.3.11 进行左边执行部分的设计。部分主要进行高度调节。依旧使用螺旋传动方 式。进行锥齿轮设计和电机的选择3.方案论证和方案选择方案论证有两个：一个是上升和下降的调节方案论证，一个是驱动方案论证，这 两个都要带有优缺点分析。3.1 高度调节方案论证在对于高度方向调节的设计过程中方案选择介绍以及特性分析： 高度调节结构可采用的方案如下：图 3-1 方案一图 3-2 方案二图 3-3 方案三图 3-4 方案四 方案一：对于方案一而言，它的结构比较简单，成本也会相对比较低，但本次设计承载的对象是重载物体，因此连杆的受力压力比较大，不仅如此，这个机构， 随着距离的下降，杆受到的弯曲应力会跟大，以至于杆会被压弯，这个机构对于轻 型载荷是一个不错的选择，但对于重载，也就是本次设计而言，不是很适合。方案二：既然方案一中的杆会随着下降，指示受到的弯曲应力很大。那么就应 该像一种办法，让这个机构随着位移的改变，弯曲应力不会随之增大，于是有了方 案二的这种方案，这种办法在受力的方面上得到很大改善，是可以说在受力的问题 上已经达到要求，但这种方案，使用了 2 个升降驱动机构，这样 2 个机构不能很好 的保证上升的同步性，如果存在误差，会使高度调节平台产生倾斜，进而对平台造 成应力的增大。所以方案二并不是很完备的方案，仍然有改进的空间。方案三：这个方案是方案二的改进。为了上升的同步性，把升降机构改成了一 个。这个就可以在高度调节中不存在倾斜了。但方案三中的导轨导向机构不适合， 因为空间不允许，如果使用用方案三中的机构，将会占用很大的空间。因此，这个 方案仍然有改进的空间。方案四：满足了导向机构的空间问题。 综上所述，选择了方案四的高度调节机构。3.2 驱动的方案论证和选择对于高度调节机构的驱动方法有两种： 锥齿轮传动蜗轮蜗杆的传动 方案分析：锥齿轮传动：转动平稳，传动比恒定；传递速度和传递功率都比较大，效率 高，结构紧凑。蜗轮蜗杆传动具有很大的传动比，但它也具有它的劣势，比如传动效率低，不 是适合在大功率下连续工作，为了减磨耐磨，蜗轮齿圈需要使用贵重的青铜制造。 成本高。在进行蜗轮蜗杆的粗略计算的时候，发现因为本次设计时重载，导转矩很大， 使得涡轮的直径很大，首先在空间上不允许，之后在成本上也不适合。再结合锥齿 轮传动和蜗轮蜗杆传动的性能比较，最终选择了锥齿轮传动。4.具体功能部件与结构计算4.1 整体高度调节平台重量的估算34.1.1 整体调节平台的上部分体积 ：280cm150cm4cm=168000cm3280cm15cm16cm=67200cm33135cm28cm16cm=60480cm3总的上部分体积295680cm=7.85g/cm重 2.32t取整体调节平台的下面的其中一个研究。板后计为 1cm，再有螺纹孔处可以使用 2cm 厚的板34cm70cm45cm=12600 cm31cm35cm70cm=2450 cm31cm70cm20cm=1400 cm3210cm2cm70cm=2800 cm32cm10cm70cm=1400 cm34cm15cm70cm=4200 cm331cm31cm70cm=2170 cm34.1.2 整体调节平台下面体积总计：27.02 cm4=108.08 cm重 0.85t4.1.3 故整体调节平台总重是：2.32t+0.85t=3.17t4.2 螺杆的设计根据整体上下调节平台的计算，估计高度调节平台，横向调节平台，纵向调节平 台，旋转调节平台的重量为 3t 左右。4故在不工作时，螺杆的预受力为 610 N5在工作时的载荷达到 1.410 N4一共有 2 个螺杆，每个螺杆的受力为 710 N 4.2.1.螺杆中径：d 2 = zFjP jP 查表 15.2-9选取jP =10MPad 2 =0.87 103 mm= 67mm4.2.2.螺母高度：H=j d 2j 取 1.2-2.5j 取 2H=267mm=134mm4.2.3.螺旋圈数：Z = H P4.2.4.螺距： 10 - 12Z 取为 12134P= 12mm=11.2mm4.2.5.螺纹的工作高度（梯形螺纹）：h=0.5P=0.511.2mm=5.6mm4.2.6 工作压强（用于校核）：FP= pd 2hz jP 7 104= p 67 5.6 12 =4.95MPa10MPa4.2.7 螺旋升角y 单位 验算自锁。 导程L=P自锁公式：y = arctanL rpd 2y = arctan11.2= arctan 0.05321y = 3.046r = arctanp 67mscos a2已知=30 其中 ms 为螺旋副中的摩擦系数，查表 15.2-8r = 8.83ms 0.11-0.17取 ms 为 0.15y r可以自锁11,124.2.8 螺杆强度校核：s =当量应力( 4F )22pd 1+ 3(T)230.2d 1 s 其中：T-传递转矩 Nmm-螺杆许用应力,见机械设计手册表 15.2-10。 载力 F:F=710 4 N此处螺纹牙使用梯形螺纹，理由：此螺纹可以用于传力螺旋和传动螺旋，如载重螺旋螺旋式起重机。螺纹牙底宽度 b：b=0.65P=0.6511.2mm=7.28mmd 2 =67mmh=5.6mmd =d 2 +h=67mm+5.6mm=72.6mm因为 p 在 612mm 之间，所以牙顶间隙为 0.5mmd 1 =d 2 -h-1=60.4mm4.2.9 传动转矩 T： 对于单螺纹而言，旋转一周上升一个螺距（P），可以用这样的一个公式表达：F P= T 2p h螺旋传动的效率是 30% - 60% ，取 50% 。T = F P= 7 10 11.2 N10 mm= 249600N11 mm42p h2p 50%s =当量应力( 4F )22pd 1+ 3(T)230.2d 1F= 7 104 Nd1 =60.4NT=249600Nmm(28 104p 3648)2+ 3 (249600)244070597 + 96s = 26.32MPa 170MPa故强度校核符合要求。热处理：渗碳，高频淬火，56-62HRC（洛氏硬度）1320CrMnTi 抗拉强度：sb= 1080MPa屈服强度：ss =查表 15.2-10螺杆强度850MPas =s s3 - 5分母取：5s =s s3 - 5= 850 MPa5= 170MPa4.2.10 螺纹牙强度：剪切t =0.6s =106MPa弯曲s b =(1.01.2)s 螺纹牙强度校核：螺杆抗剪强 度tF7 104t =MPa = 4.22MPa 106MPapd 1bzp 60.4 7.28 12抗弯强 度s b3Fh3 7 104 5.6t =MPa = 9.74MPa 170MPapd b 2zp 60.4 7.282 121螺母抗剪强 度tF7 104t =MPa = 3.51MPa 37.8MPapdbzp 72.6 7.28 12抗弯强 度s b3Fh3 7 104 5.6t =MPa = 8.1MPa 5 的传动 低速重载。4.3.1 主要尺寸的确定查表 14-3-24初步计算公式齿轮类型接触强度弯曲强度正交传动斜齿T K Kd= eZ Z 3 1 A Hb1b fus 2H limT1K A K FbYd= 423F 4 z1u 2 + 1s1F lim表 4-2接触强度的计算公式仅适用于钢对钢齿轮副，当配对材料不同时，应将计算所得 到d 1 乘以下列数值钢对铸铁 0.9铸铁对铸铁 0.831对于重要传动，应将计算得到的d 值增大 15%左右。15注：以下的查的表在机械设计手册中查。T1K A K Hbd 1 = eZb Z f 3us2H lim设定传动比 u=3，将大锥齿轮和螺杆相连，小锥齿轮为主动轮。 求出 T 1 ，可以用能量守恒和效率计算 T 1 。一般来讲，由于加工精度不同和润滑条件的不同，其传动效率在 0.880.9。3T1 2p h= T 2p此处的 T 是上节的 T 1 =249600NmmTT1 =3h249.6=N m3 0.88= 94.55N m查表 e=1200K A =1.35用零传动 格里森齿制 Z b = 1Z f = 1.683K Hb= K Fb= 1.5K Hbbe =1.51.5=2.25闭式传动的主要失效形式为齿面点蚀和轮齿的弯曲疲劳折断，因此一般按齿面接 触疲劳强度条件计算齿轮的分度圆直径及主要的几何参数，然后再对轮齿的抗弯疲劳 强度进行校核。材料使用合金钢调质。s Hlm= 800T1K A K Hb94.55 1.35 2.25d 1 = eZb Z f 3us2H lim=120011.683 3=107.2mm3 8002对于重要的传动,d 1 增加 15%左右d 1 1.15=123mm斜齿锥齿轮的几何计算 使用等顶隙收缩齿齿轮类型齿型制齿型角a齿顶高系数 ha *顶隙系数c *螺旋角 b变位方式斜齿锥齿轮格里森2010.188 + 0.05m由计算确定高切变位齿数 z：小锥齿轮 1.通常 z1= 16 - 30表 4-3*2.不产生根切的最小齿数 z min =计算得到的d 1 1.15=123mm2hasin2 acos d =16.22=171.对于模数 m 而言，模数大些承载能力高些。大型机械 m 一般5.取模数 m=6因为 u=3z1 = 20z2 = 60d 1 =120mmd 2 =360mmtan d1 = usin S= 1 = 1- cos Su3d1 =18.4353.变位系数：d 2 =71.565对于格里森齿制1x 1 =0.46(1 -), x 2u 2= -x1 ；xt 1 按图 14-3-4 选取，xt 1 =-xt 24.锥距：xt 1 =0.0075R =d 12 sin d1=d 22 sin d2120=2 sin d1=189.74mm5.齿宽系数fR ，齿宽系数不宜取的过大，否则将引起小端齿顶过薄，齿根圆角半111径过小，应力集中过大，故一般取fR =6.齿宽 b：b=fR R, 但不得大于 10m1-，取fR =434b=fR R= 4 189.74mm=47.435mm10m=60mm+ .齿顶高 haha1= (ha *7 x1 )m= (1 + 0.41)m= 6 1.41 =8.46mmha2= (ha *8 x 2 )m= (1 - 0.41)m= 6 1.41 =3.54mm+ .齿高 h：h = (2ha *+ c * )m= (2 + 0.188 +0.05)m 6= 13.178mm+ .齿根高 hf：hf1 hf2= h - ha1= h - ha2= 4.718mm= 9.638mm+ .齿顶圆直径 da：da1= d1+ 2ha1 cos d1= 120mm+ 2 8.46 cos 18.435 mm=136.052mmda2= d 2+ 2ha2 cos d2= 360mm+ 2 3.54 cos 71.565 mm=362.24mm+ .齿顶角qa ：qa1= qf 2qa 2= qf 112.齿根角qf 的求法： 因为是斜齿轮，要确定螺旋角 b 的。tan qf 1=hf1R cos2 btan qf 2=hf2R cos2 b13.先确定螺旋角 b 。3）.旋向的选用：大小齿轮的旋向应相反，且其产生的轴向力应使两齿轮趋于分 离，如做不到时，也应使小齿轮趋向分离。因为本课题设计中，锥齿轮要实现正转和反转。当正转轴向力使两齿轮趋于分 离，当反转轴向力就会使两齿轮趋于靠近，结论就是总会有相互靠近的时间段。但是 考虑到斜齿轮的可以降低噪音，增加重合度，运动平稳，强度高。综合考虑，还是选 用了斜齿轮。pR=189.74mmb=47.435mmm=6令 e b= 1.2tan b= p(189.74 - 47.435) 6 1.2 189.74 47.435= 0.35764b = 19.68 取 b =4.71820 tan qf 1 =189.74 cos2 20 9.638qf 1= 1.6tan qf 2 =189.74 cos2 20qf 2= 3.314.齿顶角qa ：qa1= qf 2= 3.3qa 2= qf 1= 1.615.顶锥角 d ada1= d1+ qa1= 18.435 + 3.3= 21.735da2= d2+ qa2= 71.565 + 1.6= 73.16516.安装距 A： 按结构确定 17.外锥高 A：d 2AK 1AK 2=2= d 12- ha1 sin d1 =180mm-8.46sin18.435=177.325mm- ha2 sin d2 =60mm-3.54sin71.565=56.642mm .齿距 P:P=p m= 6p =18.85mm .切圆半径 rt ：rt =R sin b= 189.74 sin 20 =64.9mm .分度圆齿厚 s：s= (p12+ 2x1 tan acos b+ xt1 )m= (p2+ 2 0.41 tan 20cos 20+ 0.0075) 6= 11.4mms2 = p m+ s1= 7.45mm .弦齿厚sn ：s= (1 - s1 sin 2b )(ss 3 cos2-1d1 )cos b =10.7mm1n14R16d 2s= (1 - s2 sin 2b )(ss 3 cos2-2d2 )cos b =7mm2n 24R .弦齿高 hn ：26d 2hn1s sin 2b= (1 -1)(ha4R12s+14d 1cos d1)=8.72mmhn 2s sin 2b= (1 -2)(ha4R22s+24d 2cos d2 ) =3.552mm .当量齿数 zv ：z20zv 1z=cos d1=16 cos3 bz2=cos 18.435 cos3 2060=25.4=228.72v 2cos d7 cos3 bcos 71.565 cos3 2024.端面重合度 ea ：当a = 20 时， ea 的值可以由图 14-3-9 查出。ha * + xcos b= 1 + 0.41 cos 20= 1.5ea = ea1+ ea 2zv 1 25.4时：ea1 = 1.12zv 2 228.7时：ea 2 = 1.4ea = ea1+ ea 2 =2.52表 4-4s FP =s F limYSTSF minYdrelTYRelTYx（N/mm 2 ）计算齿根应力F = K A KVK Fb KFa Ftm YY Y YY (N/ mm 2 )beFmnmFa sa e b k强度条件：s F s FP使用调质合金钢s F lim =370YsT= 2.0SF min = 1.60YdrelT= 1.05YReelT= 1.025Yx = 1.0代入数据得：s FP2)计算齿根应力= 497.8MPaK A = 1.35KV = 1.15Ftm= 2 T1 = 1576NdbeF= 0.85b= 40.32mmmnm= (5(R- 0.5b)cos bm )/ R = 5（ zvn=cos dcoszvbm2 bcos bbvb= arcsin(sin 20o cos 20o ) = 18.7ozvn1 = 25zvn2 =225括号里的数据查表用）0.75 cos2 bYFa1 =2.3Ysa1 = 1.9Ye =0.25 +vb =e0.61YFa2 =2.2Ysa2 = 1.95Y b = 1 - evbvabm=120o0.8YK = 1s F 1 =s F 2 =合适69.9MPa60.6MPa s FP s FP= 497.8MPa= 497.8MPa4.4 箱体中斜直齿轮的设计：齿数比 u：U 一般为 6-8 取 u=7因为小锥齿轮的转矩是 94.55Nm因为在传动轴的两端各有一个锥齿轮，故大斜直齿轮的转矩是 94.55 N m2=189.1 N m斜直齿轮的传动效率在 0.9-0.99 之间。取效率为 0.95。 可以用能量守恒和效率计算 T 1 。7T1 2p h= T 2p此处的 T =189.1 N mTT1 =7h189.1=N m7 0.95= 28.5N m圆柱齿轮传动简化设计计算公式齿轮类型接触强度弯曲强度斜齿轮d 7563KT1 u + 11f s 2udHPm 12.43 KT1 YFsnf zsm 1FP表 4-5其中：T1= 28.5N mK = 1.5fd = 1.1 u = 7 = s H lim750= 577HPSF min1.3带入数据得：d1 39mmnm 12.43KT1 YFsfm z1 FP其中： K= 1.5T1 =28.5N mfm = 20s FE350复合齿型系数YFs= 4.7s FP=SF min=1.5= 233.3取 b = 10o带入数据得： mn 1.55取 mn= 2.516z1 = 22z2 = 154tan =20oat =20.284ontha * = 1ha * =0.985nc * =0.25c * =0.246zV 1xn=z1cos3 b= 0xt= 23.034= 0zV 2=z2cos3 b= 161.238d1 =mtz1= mnz1 / cos b= 55.85mmd 2 =a =mtz21 (d= mnz2+ d ) =/ cos b =223.4mm390.94mm212ha =m ha * =2.5 mmtthf =m (ha *+ c * ) =3.126mmttth = 5.626mmda1 df 1 da2 df 2= d1= d1= d 2= d 2+ 2ha+ 2hf+ 2ha+ 2hf= 60.85mm= 49.598mm= 395.94mm= 384.688mm因 d1 和模数都大于计算值，故不再校核。4.5 箱体中伺服电机的选择：T = 28.5N mP = 11.2mm精度 10mm调节距离 300mm。总传动比 1:21。 选用 MINAS-A 系列交流伺服电机 产品特点：P=11.2mm 表明螺杆转一圈螺母上升 P（11.2mm）也就是螺杆轴转 0.9 圈，上升 10mm。 螺杆轴转 0.9 圈，也就是电机旋转 19 圈。即如果电机以 19 圈为一个控制单位，即可实现 10mm 精度。电机选择MGMA 系列（中惯量） 额定功率： 4.5额定转矩： 42.9最大转矩： 107电动机惯量（带制动器）：86.9 额定转速：1000r/min 最高转速：2000r/minMGMA 系列（中惯量）尺寸(单位：mm)： LL(增量式编码 有制动器)346LR113S42LA200LB114.3LC176LD233LE3.2LF24LZ13.5电机轴的键:LW96LK90KW12h9KH8RH37174.6 箱体中轴的设计4.6.1 箱体中轴的尺寸的确定： 传动轴：主要传递动力，主要起承受扭矩的作用。 轴的设计程序是：1. 根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置和装配方案。2. 选择轴的合适材料。轴别公式说明实心轴d 3 5T t T轴传递的额定转矩（ N mm ）表 4-65T3t d t 表 19.3-2（30-40）MPa 取 35MPad 30mm取 d=50mm实心轴 j= 584 Tl=Gd 4584 189100 1500 2= 1.64 10- 5 rad / m j = 15 - 20 / m8.1 108 504故取 d=50mmb=fdd1= 1.1d1 =1.155.85mm=61.5mm4.6.2 和轴相关联的连接件的选择： 和齿轮相连接的轴的直径是 80mm这部分键的规格：普通平键（GB/T1095-2003，GB/T1096-2003）b=22, h=14 c 或 r0.6-0.8L=63-250 t=9 t1=5.4轴肩 96mm圆螺母（GB/T812-1988）M722 dk=105 d1=93 m=15深沟球轴承（GB/T276-1994）代号 6211 内径 55 D=100 B=21 r=1.5d 2 =68.9D 2 =86.1cr =43.2c0r= 29.2damin =64Damax = 91已知轴径d 0 =45 螺栓紧固轴端挡圈（GB/T892-1986） D=55 H=6垫圈（GB/T93-1987）8螺栓(GB/ T 5783 - 1986)M825安装尺寸 L3=24 h=7.4键普通平键（GBt1=4.34.7 导轨的设计/ T 1095 - 2003,GB/ T 1096 - 2003)b=16 h=10 L=45180 t=6.0导轨的设计要求：导轨选用 THK 直线导轨。 结构特点：1)4 方向等负荷2)自动调心能力3)低重心，高刚性4)世界标准尺寸 然后就是选择导轨的型号： 选用 HSR-B 滑动导轨。此类型在 LW 滑块的法兰结合部实施了通孔加工，可用于工作台无法装配螺栓用 通孔的情况。 外形尺寸图 4-1 导轨示意图高度 M宽度 W长度 L60120170.8LM 滑块尺寸：表 4-7BCHL1tTT1KNE100801198251315501016LM 导轨尺寸：表 4-8宽度W1=45高度M1=38孔距F=105W2=37.5额定动载荷 C=60/80.4KN 额定静载荷 Co=95.6/127KN表 4-94.8 整体高度调节系统中的推力轴承的选择先画图说明：d 194.55Nm= Ftm 2Ftm图 4-2 推力轴承位置示意图= 1575.8N18计算切向力 Ftm 轴力计算： Fa =Ftm tan a sin d2径向力计算： Fr= Ftm tan a cos d2锥齿轮的参数回顾：a = 20d1 = 18.435d1 = 120mmd2 =71.565d 2 =360mm4Fa=Ftm tan a sin d2 =544N载重轴力 7 10 NFa =70.54KNFr =Ftm tan a cos d2= 181.4N因为推力滚子轴承承载能力大些，故选用推力滚子轴承推力滚子轴承的当量载荷公式是：当 Fr 0.55Fa 时：当量动载荷Pa = Fa+ 1.2Fr= 70.76KN当量静载荷fhfm ffPoa= Fa+ 2.7Fr= 71.03KNc =f fPa can tco = so poa coa把预期的轴承寿命定为 32000h（ Lh ）n=47.6r/min假设寿命初步计算60 n L c = Pa eh106=70.763.875KN=274.195KNe球轴承 e =3滚子轴承e = 103co = so poa= 3 71.03KN表 4-10= 213.09KN其中s 0 是安全系数 查表 6-2-16正常使用 滚子轴承 1-3.5球轴承 0.5-2这里取 3fh =3.48fn =0.886fm =1.5fd =1.1fT =1.0c = fhfm ff Pf fa= 6.4 70.76KN= 453KNn t选取推力轴承：d=90mm D=190mm T=60mm Ca=642KN Coa=1904KN A=0.392极限转速 1600r/min 代号 29418 d 1 =132mm D 1 =180mm B=22mm C=28.5mm H=56mm r min =2.1mm da=135mm Da=158mm ra max =2.1mm4.9 螺杆、锥齿轮、推力滚子轴承三者连接设计如图所示图 4-3 三者连接示意图键的选择：普通平键 轴径 100mm(GB/ T 1095 - 2003,GB/ T 1096 - 2003)b=28h=16 c 或 r=0.6-0.8 L=80-320 t=10 t1=6.4 公差+0.02假定载荷在键的工作表面上均匀分布普通平键连接的强度条件为：s pT：传递转矩，Nm。249.6Nm h：键的高度，mm。 16mm d：轴的直径,mm。100mm2000T=Kld4000T=hldl:键的工作长度：L-b=100-28=72 p =8.61MPa s P = 100MPa查机械设计教材表 6-24.10 总体箱体箱体设计4.10.1 各个零件在箱体中位置的展示4-4 箱体位置左视图表示4.10.2 箱体的固定方式4-5 箱体位置俯视图表示箱体的固定使用地脚螺栓，（GB 选用 M20 那一种。/ T 799 - 1988)4.11 滚珠丝杠的选择和丝杠轴的设计4.11.1 型式选择 SFI,图 4-6 滚珠丝杠d=32mm 导程 I=5mm 珠径 Da=3.175mm D=46mm A=72mm B=12mm L=102mm W=58 X=6.5mm Y=11mm Z=6.5mm 有孔 Q=M8珠圈数 n=4 Ca=1450 Coa=4150K=724.11.2 丝杠轴参考型式：图 4-7 丝杠轴参考图 丝杠轴承的选择，因为丝杠并没有承担很大的载荷，因此轴承可以选择为深沟球轴承，跟深沟球轴承连接的轴的直径确定为 25mm，深沟球轴承GB/ T 276 - 1994)轴承参数如下：d=25mm，D=62mm B=17mm4.12 三层调节平台的设计d 2 = 36D 2 =51mm4.12.1 三层调节平台总体尺寸的设计：左面执行部分板的 x 方向长度为 900mm，y 方向 1700mm，至于板的厚度拟定为板厚 20mm，肋板 80mm。这样，z 方向总计 100mm。右面执行部分板的尺寸：先算第三层的板与左面执行部分板间隔距离 a。第三层板的 y 方向的也定为 1700mm。x 方向的长度为 1400mm，板厚依旧为 100mm，旋转台的调节角度是正负 5。a 先确定为 100mm。再验证它满足旋转 5的间隙要求，验证过程如下：图 4-8 旋转调节平台和高度调节平台间隙验证图AO=7002+ 8502 mm= 1100mmZOE=39.4+5=44.4ZE=ZOsin44.4=769.63mm不难得到，ZF=69.63mm间隙=100mm。因此间隙可以满足旋转台旋转 5 第二层板的尺寸：首先是介绍它功能，它主要是实现纵向调节的功能，它的尺寸可以比第三层稍微小些也可以一样。选择第二个板比第三个板一小些。那么第二个板 的尺寸是：x 方向的长度是 1400mm,y 方向的长度是 1400mm，板厚依旧是 100mm。第一层板的设计，自认为 x 方向要适当的减少 x 方向的距离，y 方向跟第二层相比 要加长些，因为第一层的板要提供纵向调节的功能的导轨。板厚依旧是 100mm。x 方向 的尺寸的确定，1200mm。y 方向尺寸的确定：因为 y 方向的调节范围是正负 100mm。y 方向的尺寸确定为 1700mm.4.12.2 每层板之间的距离确定：第 0 层和第一层第一层和第二层板间距距都定为 120mm。这样导轨都需要被垫高 60mm,导轨中线和端面的距离为 160mm。垫板宽 250mm。4.13 三层调节平台的功能实现方式设计横向调节和纵向调节依靠的是导轨丝杠实现。在这个调节过程中，为保证调节的 精度和效率，可以安装位移传感器。角度调节平台的旋转调节功能是依靠推力球轴承和连杆滑块机构实现，为保证调 节的精度和效率，可以安装编码器。4.13.1（1）导轨丝杠调节机构的设计： 滚珠丝杠使用材料的介绍：材料热处理硬-度螺杆SCM450感应热处理HRC58-62 S55C螺帽SCM415渗碳热处理HRC58-62 钢珠SUJ2HRC60UP（2）丝杠的固定方式如下图所示4.13.2 角度调节的设计（1）旋转调节转动结构:图 4-9 丝杠固定方式（2）轴承选择推力球轴承 基本尺寸：图 4-10 旋转支撑图dDT460620130表 4-10其它尺寸：d1D1r4656155安装尺寸：表 4-11daDara5565244这个轴的键的选用：表 4-12普通平键(GB/ T 1096 - 2003,GB/ T 1096 - 2003)b=100 h=50 t=31 t1=19.54.13.3 角度调节驱动： 使用连杆、滑块、丝杠传动联合作用图 4-11 旋转调节驱动示意图连杆中的轴承使用圆锥滚子轴承(GB damin=92mm Da=117-122mm194.14 高度方向调节平台设计/ T 297 - 1994)，d=85mmD=130mm T=29mm为了表明设计情况，画出结构示意简图 可以看出，这个系统依旧是螺杆传动，锥齿轮传动，电机和直齿轮联合作用的。4.15 螺旋传动的设计图 4-12 高度调节平台工作示意图螺旋传动，也就是螺杆螺母的设计。6 104mm15载重按照 6 104 N。选用矩形螺纹，因为矩形螺纹一般用于起重螺旋。d 2 = zFjp= 0.8 = 50mm螺母高度 H:H = jd 2= 2 50mm= 100mm旋合圈数 Z:Z = H P取 Z=10P=10mm螺纹的工作高度 h： h=0.5P=0.510mm=5mm工作压强 p（用于校核）：p =Fpd 2hZ= 7.64MPa P = 15MPa螺纹升角y ：y = arctanLpd 2= arctan10p 50y =3.6r = arctanmscos a2ms =0.1a = 0 r = 5.7 y r可自锁。当量应力：2s =( 4F )2pd 1+ 3(T)230.2d 1d 1 =45mmd=55mm6 104 10 10-3= T 2p 0.5T=190.986Nm带入公式得s = 41.84MPa 170MPa螺纹牙强度校核。 螺杆 1.剪切强度：t =Fpd 1bz= 8.5MPa t = 106MPa2.抗弯强度：s b =3Fh1pd b 2Z= 25.5MPa s b170MPa螺母 1.剪切强度：t =FpdbZ= 7MPa t =40MPa2.抗弯强度：s b =3Fhpdb 2Z= 17MPa s b =45MPa螺杆材料：20CrMnTi 螺母材料: 354.16 锥齿轮传动设计根据接触强度确定d 1 。d 1 =eZ b ZT1K A K Hbf 32ms H lim190.986其中 e=1200Z b = 1Z f = 1.683T1 =N m3 0.9= 71N mK A = 1.35K Hb= K Fb= 1.5K Hbbe= 1.5 1.25= 1.875m = 3s H lim =800 (使用合金钢调质)带入得：d1 =91.304mm又因为重要传动增加 15%1.d1 = 105d 1 的取值范围可以再 105mm 左右。2.齿轮齿型：斜齿锥齿轮齿形制：格里森齿形角a= 20 3.齿顶高系数 ha * =14.顶隙系数c *= 0.188 +0.05m5.模数 m：因为模数大些，承载能力高些。取 m=5. .齿数 z:z1 一般在 16-30。取z1 =20z2 =60 .直径：d1 = 100mmd 2 =300mm8.节锥角： d1 =18.435 变位系数：对于格里森齿制d 2 =71.5651x= 0.46(1 -1 )= 0.41x= -x=-0.41m 221xt 2= -xt1 =-0.00759.锥距 R：R =d 1=2 sin d11d 22 sin d2=158mm .齿宽 b：b = fR R= 158mm 4= 39.5mm 10m= 50mm* .齿顶高 ha ： ha1 =(ha- x1 )m= 5 1.41 =7.05mm ）*ha2 =(ha- x 2 )m= 5 0.59= 2.95mm .齿高 h： h= (2ha * + c*)m =10.99mm .齿根高 hf： hf1= h - ha1= 10.99mm- 7.05mm= 3.94mmhf2= h - ha2= 10.99mm- 2.95mm= 8.04mm .齿顶圆直径 da：d a1= d1+ 2ha1 cos d1= 113.4mmda2= d 2+ 2ha2 cos d2= 301.9mm15.齿顶角qa1= qf2 =3.3qa2= qf1 =1.6216.齿根角qf 的求法。因为是斜齿轮，要先确定螺旋角 b 。tan qf1 =hf1R cos2 btan qf2 =hf2R cos2 b根据 b =20qf1 = 1.62 qf2 =3.3 17.确定螺旋角 btan bp(R=- b)me bRb其中 e b= 1.2b =19.69取 b =2018.顶锥角：da1= d1+ qa1= 21.735oda2= d2+ qa2= 73.185oAK 1AK 2= d 22= d 12- ha1 sin d1 =147.78mm- ha2 sin d2 =47.18mm19.齿距 p：p = pm= 15.7mm20.切圆半径：rt =R sin b =54mm21.分度圆圆弧齿厚：s= (p12+ 2x1 tan acos b+ xt1 )m= 9.5mms2 = pm- s1 =6.2mm22.齿弦厚：sn1 =sn 2 =8.915mm5.83mm23.弦齿高：hn1 =hn 2 =7.26mm2.96mm24.当量齿数：zv 1z=cos d=z11cos3 bz2= 25.4= 228.72v 2cos dcos3 b25.端面重合度 ea ：aa = 20o 时， e 的值可以由图 14-3-9 查出ea =ea1+ ea 2ha * + xcos b= 1.5ea1 = 1.12锥齿轮的校核：ea 2 = 1.4ea =2.52进行弯曲强度校核 许用齿根应力：s FP =s F limYSTSF minYdrelTYRelTYx（N/mm 2 ）计算齿根应力F = K A KVK Fb KFa Ftm YY Y YY (N/ mm 2 )beFmnmFa sa e b k强度条件：s F s FP1)先计算许用齿根应力：s F lim =370YsT= 2.0SF min = 1.60YdrelT= 1.05YReelT= 1.025Yx = 1.0代入数据得：s FP2)计算齿根应力= 497.8MPa2 T1K A = 1.35KV = 1.15K Fb= 1.875K Fa= 1.2Ftm =d= 1420NbeF= 0.85b= 33.6mnm= (5(R- 0.5b)cos bm )/ R= 4.1（ zvn=cos dcoszvbm2 bcos bbvb= arcsin(sin 20o cos 20o ) = 18.7ozvn1 = 25zvn2 =225括号里的数据查表用）0.75 cos2 bYFa1 =2.3Ysa1 = 1.9Ye =0.25 +vb =e0.61YFa2 =2.2Ysa2 = 1.95Y b = 1 - evbvabm=120o0.8YK = 1s F 1= 76.8MPa s FP= 497.8MPas F 2 =合适75.6MPa s FP= 497.8MPa4.17 斜齿直齿轮传动设计小锥齿轮轴的转矩是：71Nm使用斜齿轮传动， 它的传动效率是 0.95. 斜齿轮的传动比确定为 4这样，不难得到，电机轴的转矩：T1 按接触强度公式确定小斜齿轮的直径= 18.7N md 1 7563KT12 u + 1ufd s HP其中：T1= 18.7N mK = 1.5fd = 1.1u = 4 = s H lim750= 577HPSF min1.3带入数据得：d1 选择法面模数：35mmnm 12.43KT118 YFsfm z1 FPs FE350其中： K= 1.5jm = 20YFs= 4.7s FP=SF min=1.5= 233.3取 b = 10o带入数据得： mn 1.35取 mn = 2z1 = 22z2 = 88mt =mncos b= 2.031tan =20oat =20.284onha * = 1ha * =0.985nc * =0.25c * =0.246zV 1xn=z1cos3 b= 0xtt= 23.034= 0zV 2=z2cos3 b= 92.136d1 =mtz1= mnz1 / cos b= 44.68mmd 2 =mtz2= mnz2/ cos b= 178.72mma = 1 (d21+ d 2) = 111.7mmha =m ha * =2 mmtthf =m (ha *+ c * ) =2.5mmttth = 4.5mmda1df 1= d1= d1+ 2ha+ 2hf= 48.68mm= 39.68mmda2df 2= d 2= d 2+ 2ha+ 2hf= 182.72mm= 173.72mm因 d1 和模数都大于计算值，故不再校核。4.18 伺服电机的选择T = 18.7N mP = 10mm精度 0.1mm调节距离 正负 100mm。总传动比 1:12。 电机选择MGMA 系列（中惯量） 额定功率： 2额定转矩： 19.1最大转矩： 44 电动机惯量（带制动器）：41.4 额定转速：1000r/min 最高转速：2000r/minMGMA 系列（中惯量）尺寸(单位：mm)： LL(增量式编码 有制动器)207LR80S35LA200LB114.3LC176LD233LE3.2LF18LZ13.5LW55LK50KW10h9KH8RH30电机轴的键:4.19 小零件选择汇总4.19.1 横向调节和纵向调节中滚珠丝杠相关零件（1）密封螺栓螺纹选择 细牙螺纹螺距小,旋入的牙数更多，即降低流体泄露，因此用在需要密封的场合。粗牙螺纹相同长度牙数少，受力好，更适合于承受较大的拉力。因此在丝杠螺杆中， 深沟球轴承的密封和固定中使用细牙螺纹。（2）滚珠丝杠轴的轴承选择深沟球轴承的标准是(GB/ T 276 - 1994)因为轴的直径是 25mm，D=62mm, B=17mm,d 2 =36mmD 2 =51mmda =32mmDa =55mm轴承代号：6305。（3）滚珠丝杠轴的键的选择 丝杠轴中键的确定：因为轴的直径是 25mm，键的标准是(GB/ T 1096 - 2003 ,GB / T 1096 - 2003)b=8 h=7 l=25mm t=4t1 =3.34.19.2 高度调节平台相关零件（1）传动轴直径计算：大斜齿轮的直径是 178.72mm，小斜齿轮的直径是 44.68mm。 大斜齿轮和小锥齿轮的轴的直径计算各个轴的转矩的总结：T1=190.986 N mT2=71NmT3=18.7 N md 35Tt = 3 5 7100035= 21.65mm取 d=40mm（2）大锥齿轮相关零件大锥齿轮的键的选择(GB/ T 1095 - 2003,GB/ T 1096 - 2003)d=100mm b=28mm h16mm L=80-320mm t=10mm t1=6.4mm（3）小锥齿轮相关零件小锥齿轮键的选择(GB/ T 1095 - 2003,GB/ T 1096 - 2003)d=mm b=10mm h=8mm L=22-110mm t=5mmt1 =3.3mm小锥齿轮使用螺栓紧固轴端挡圈(GB d0=35mm D=45mm H=5mm d=6.6mm/ T 892 - 1986)螺栓(GB/ T 5783 - 1896)M620垫圈(GB/ T 93 - 1987)6安装尺寸 L3=20mm h=5.6mm 小锥齿轮轴中的深沟球轴承的选择(GB/T276-1994) d=50mm D=80mm B=16mm d2=59.2mm D2=70.9mm da=56mm Da=74mm（4）大斜齿轮相关零件大斜齿轮键（GB/T1095-2003，GB/T1096-2003）的选择d=40mm b=12 h=8 L=28-140mm t=5mm（5）电机相关零件t1 =3.3mm电机小齿轮键的尺寸（GB/T1095-2003，GB/T1096-2003）b=8mmh=7mmt=4mmt1 =3.3mm电机轴键的选择（GB/T1095-2003，GB/T1096-2003）b=12mmh=8mm t=5mmt1 =3.3mm5.各个构件的材料汇总和材料性能介绍5.1 整体高度调节平台的材料使用因为整体调节平台是由钢板和钢板焊接而成，因此，从材料的可焊性的角度来 看，应选用可焊性良好的材料。比如，含碳量小于 0.25%的碳钢（Q235-A，20 及 25 钢）和含碳量小于 0.2%的低合金钢（Q345 及 Q390），于是材料选用了 Q345。这种材 料是一种钢材材质，广泛应用于桥梁、车辆、船舶、建筑等，屈服强度是 345MPa。5.2 螺杆传动使用的材料介绍螺杆材料的选用：20CrMnTi(抗拉强度sb= 1080MPa ，屈服强度ss= 850MPa )热处理方式，渗碳，高频淬火，56-62HRC，有较高的耐磨性，用于精度传动较高的重要 传动。螺母材料的选用：35 优质碳素结构钢，这种钢，摩擦系数较高，强度高，用于重载调整螺旋。屈服强度ss =5.3 锥齿轮材料的选用315MPa合金钢调质（淬火+高温回火） 40Cr 钢，应用最广泛的合金调质钢，如机床齿轮5.4 斜齿轮材料的选用合金钢调质（淬火+高温回火） 40Cr 钢，应用最广泛的合金调质钢，如机床齿轮5.5 轴的材料的选用轴常用的材料是优质碳素钢 35,45,50，最常用的是 45 和 40Cr。这里选择 40Cr 钢 调质，这个材料用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴。（抗拉强度sb =750 - 600MPa ，屈服强度ss= 550 - 350MPa )5.6 箱体的材料选择灰铸铁中的 HT300，用于承受高的弯曲应力（达 5 107 Pa ）和拉应力，进行表面 淬火。应用于轧钢机床，重型机床的床身，冲击机床的床身。5.7 其他的调节平台的材料选用对于其他的调节平台的材料均使用：Q3456.对接平台动作调整与误差分析ZYUZXbacdUZ向滑台cdeY向滑台def相对高度 调整平台ba0工作台a地面0X向滑台e6.1 动作调整1）第一次调整(角度调整)图 6-1 对接平台动作示意图利用三坐标测量仪在两装配端面分别取三点进行测量，确定两端面角度差，通过 丝杠进行传动装置平台角度调整，并实时监测角度转动显示值，使相对角度达到预定 值。2）第二次调整(位置调整)利用三坐标测量仪在两装配端面周向分别取三点进行测量，确定两端面位置差， 通过丝杠进行传动装置平台纵向调整，并实时监测位置移动显示值，使纵向相对位置 达到预定值；利用三坐标测量仪在装配轴外圆及联接法兰内圆上分别取三点进行测 量，确定两端面横向与高度方向位置差，通过丝杠进行传动装置平台横向调整，以及 发动机装置平台高度调整，并实时监测位置移动显示值，使横向及高度方向相对位置 达到预定值。3）第三次调整调整后的装配位置无法实现成功装配的情况下，重复以上 1）、2）步骤，使相对 位置满足装配要求。6.3 控制流程及检测件选择控制反馈元件选型如表 6-1 所示。1光栅尺/球栅尺 1+数显LS600-3301 套海德汉2光栅尺/球栅尺 2+数显LS600-2202 套海德汉3编码器+数显RCN/2261 套欧姆龙表 6-1实时位置数显实时位置数显实时转角数显检测数据处理得到的运动参数X向调节Y向调节UZ向调节X/-X向运动开始Y/-Y向运动开始转动运动开始达到预定位置达到预定位置达到预定位置是是是调节结束调节结束调节结束动作完成动作完成动作完成图 6-2 运动控制流程6.2 误差分析误差分析包括：测量误差、模型误差、运动误差、关键零部件变形误差等20,21 。 系统误差主要由运动误差1、测量误差2、几何误差3 以及其它误差4 等因素 决定。1）运动误差1 装配基座的运动误差主要有两部分：丝杠传动的误差与导轨运动误差 丝杠传动误差分析：按切削加工丝杠精度，由丝杠间隙可计算出得到，丝杠传动单一节距误差约为D = 0.015mm，累积节距误差为L = 0.05mm/300，据此可 求得本设计中丝杠运动误差约为Y = 0.048mm，在闭环控制系统中，该误差可根 据实时反馈信号通过控制系统进行补偿。1.装配误差2.部件运动误差1.加载变形误差 其它误差4设备误差运动误差1几何误差3检测1.位置检测误差2.数字显示误差1.控制误差2.温度误差误差2图 6-3 误差组成原理图导轨运动误差可通过调整间隙进行误差补偿。四根导轨的行走平行度公差按精密 级选取分别为x 向Ezx=0.0085mmy 向Ezy=0.008mm z 向相对运动 Ezr=0.006mm z 向整体运动 Ezg=0.006mm由以上分析得1 = c1*Y+c2*J0.018mm 2）测量误差2累积测量误差20.035mm 光栅尺直线测量误差：5m，编码器角度测量误差5 位置测量系统测量误差0.03mm，按 500mm 长度的误差转化为角度误差约0.63累积测量误差2X0.035mm，2Y0.035mm，2Z0.035mm， 2UZ5.63。3）关键零部件变形误差3 以下计算均在如下假设情况下进行各关键零部件变形误差计算： 发动机与传动装置质量均为 6T，同时发动机升降平台处于稳定条件最恶劣的最高极限位置。偏载状态按 x、y 方向分别偏载 200mm 情况计算，4）其它误差4控制误差主要为系统响应误差，由于系统响应滞后在毫秒级别，其反映到运动中 的误差与其它误差相比较数量级差别较大，故可以忽略。对于丝杠升温引起的误差可通过控制系统进行补偿，且亦不做考虑。结论论文针对大型设备动力装置与减速装置的对接方式进行了详细分析，完成了 4 自 由度调节平台的结构方案论证与分析，设计了高精度的自动调节平台的结构，并完成 该结构的相关计算、分析与校核，形成设计了文件，论文完成过程中得出的主要结论 如下：1. 完成了总体结构方案设计以及各功能部件设计，平台总长度 2800mm、总高度1960mm，总宽度 1700mm，满足设计要求。2. 完成了各调节方案设计，平台总体高度调节范围是从距箱体离地面 300mm，向 上调节至 600mm。对接平台的横向调节范围 0mm300mm。纵向调节范围-100mm+100mm。旋转调节范围，高度调节范围-100mm+100mm。且以上调节范围内任意位置 可锁定，保证运行过程中的安全要求。同时，制定了对接过程中的参考调整方案。3. 对调节平台进行了精度与误差分析，结果表明该平台设计满足精度要求。4. 完成与控制方案对接的检测元件的选型与配置，使设计的对接平台能实现自动 控制与反馈的功能。参考文献1 宋文军.基于混联机构的六自由度精密装校平台研究D.重庆大学:机械电子工程,2012：1-57.2 Dayong Yu ,Weifang Chen ,Hongren Li.Kinematic parameter identification of parallel robots for semi-physical simulation platform of space docking mechanismJ.Mechanika EI SCI.2011(5):6872.3 王军锋，唐宏.伺服电机选型的原则和注意事项J.装备制造技术，2009，（11）： 129-133. 4 A. Basu, S. A. Moosavian and R. Morandini. Mechanical Optimization of Servo MotorJ. ASME,2005,127:5861.5 胡小文，龚发云，王选择.丝杠传动工作台运动特性与误差分析J.湖工业大学学 报,2009,24(4):10-15.6 付香梅.齿轮传动与蜗轮蜗杆传动性能比较与消隙机构J.煤矿机械, 2012,33(11): 171-172. 7 Jean-Pierre de Vaujany, Michle Guingand. Didier Remond.Numerical and Experimental Study of the Loaded Transmission Error of a Worm Gear With a Plastic Wheel J.ASME,2008,130:16.8孙伟，汪博，闻邦椿.直线滚动导轨结合部动学特性测试及参数识别J.东大学学 报,2011,33(5):717-719.9 李建国.往复移动式气动机械手的精确位置控制系统设计J.机床与液压,2015,43(3):89-91.10 范元勋,张庆.机械原理与机械设计（上册）M.北京：清华大学出版社，2014.11 机械设计手册编委会.机械设计手册 2M.北京：机械工业出版社，2004.12 Jian-Hao Yang, Meng-Hui Hsu, Hong-Sen Yan. Kinematic and Dynamic Characteristics Design of a Variable-Speed Machine With SliderCrank and Screw MechanismsJ.ASME,2016,8:16.13 于永泗,齐民.机械工程材料M.大连：大连理工大学出版社，2010.14 濮良贵,陈国定，吴立言.机械设计M.北京：高等教育出版社，2013.15 成大先.机械设计手册机械传动单行本M.北京：化学工业出版社，2010.16 机械设计手册编委会.机械设计手册 3M.北京：机械工业出版社，2004.17 机械设计手册编委会.机械设计手册 5M.北京：机械工业出版社，2004.18 大连理工大学工程图学教研室.机械制图M.北京：高等教育出版社，2007.19 James Zhu,Shiv G.Kapoor,Richard E. DeVor,Jong-Kweon Park. A Porous-Restricted Aerostatic Lead Screw Actuator for High Performance Microscale Machine ToolsJ. ASME,2013,135:18.20 毛平淮.互换性与测量技术基础M.北京：机械工业出版社,2010.21 金庆勉,金加奇.飞机机身自动对接技术研究J.航空制造技术,2014(19):72-75.附录一：外文翻译一台带有滑块曲柄和螺杆机构变速机的运动和动态特色设计 设计现有机制的可变输入速度可以提高机器的输出动力学和动态特性。基于这个概念，本文提出了一种方法以提高复合机构的运动学和动态特性。它开始衍生出一个运动学和动力学特征的复合 机理的分析模型。带有控制点的 Bezier 功能被用来设计复合机构的可变入；控制点和该复合机制的 运动学和动力特性是在 MATLAB 的优化工具箱通过求解最优函数来确定的。另外，建议方法由两个 设计实例说明。结果表明现存机器的输出运动学和动力特性可以通过设计带有贝塞尔功能的可变输 入速度来改进。关键词：可变输入速度; 复合机制;运动和动态特性; 1 引言传统上，工程师以恒定的输入速度设计现有机制的输出特性。如果所需的输出不同，则应重新 设计机构的尺寸。为达到此目的，但不修改几何尺寸的现有机制的一种替代方法。是为原来的机制 设计可变输入速度。关于变量输入速度的概念的应用程序，可追溯到由 Rothbart 设计的凸轮机构1，其中 Whitworth 急回机构转化可变输入速度到凸轮。Tesar 和 Matthew 2运动方程用于基于可变凸轮转 速概念的凸轮从动机构。Yan et al 3-6开发了具有可变输入速度系统的方法用于改善凸轮从动系统 的运动特点，如消除跟随运动的不连续性和低峰值。Van de Straete 和 De Schutter 7提出了一种凸 轮机构带有恒速电机和伺服电机，由差速驱动驱动。作为其电源输入，用于灵活地修改输出运动。 姚等人 8-13应用了最优控制理论以提高输出运动的凸轮速度和减少跟随器的残余振动。后来，可 变输入速度也适用于处理其他种类的机制。Kaplan 和 Rao 14制定了一个可变输入速度机制作为多 目标优化问题。阎和陈15-17设计了滑块 - 曲柄机构输入速度功能，Watt 型压力机和 Stephenson 形成这些机制近似于所需的功能输出轨迹。Liu et al 18设计了一个用于降低滚珠丝杆传动机构的峰 值加速度的多项式速度函数。阎和宋19-22开发了对于四杆连杆的可变输入速度的设计方法以获得 预期的输出运动特性和动态平衡性能。姚等人 23,24提出一种通过改变输入的速度功能链接来最 小化驱动转矩和振动力矩的四杆联动方法。Yan 和 Yan 25开发了一种用于具有可变输入速度的四 杆连杆综合设计方法以降低峰值振动力和力矩的值，以提高性能的跟踪速度轨迹，并尽量减少电机 功率耗散。基于上述研究结果，显而易见现有机器的输出运动和动态特性由机构的配置和输入决定。一般 来说，如果一种现有设计