最新臂部采用连杆机构的工业机械手设计

1、臂部采用连杆机构的工业机械手设计学院（部）：专业：学生姓名：班级：学号指导教师姓名: 职称最终评定成绩 本设计为了满足设汁任务书的有关要求，设计开发了臂部采用连杆机构的工业机 械手。论文对机械传动系统及液压缸的关键技术进行了分析。文中介绍了工业机械手的历史与现状，分析和比较了工业机械手的各种传动方式 及其优缺点，探讨了工业机械手的发展方向与趋势和臂部采用连杆驱动的工业机械手 的可行性与实用性。其中，根据外界负载及各种条件汁算并确定出了液压驱动系统中 液压缸的各种参数，并对一些关键零件进行了强度校核。在实际计算说明过程中，根 据给定的位置要求运用作图法对曲柄连杆中各连杆长度进行了精确的汁算，并讨

2、论了 曲柄连杆机构与机械手运动轨迹的关系。同时，为提高设备整体的性能，对机械传动 单元中重要部件的机械性能进行了计算，并采用作图法求出了臂部各连杆的长度，最 后运用材料力学的分析方法对连接所采用部件的强度、刚度、稳定性进行了分析，保 证了设备的总体精度，提高了设备的实用性，得到了比较理想的结果。通过上述方法和措施，完成了臂部采用连杆机构的工业机械手的设讣。关键词：液压缸，连杆机构，齿轮齿条，工业机械手ABSTRACTIn order to satisfy the requirements of design of the mandate, arm of the use of linkage o

3、f industrial machinery hand were designed and developmented in this paper. Papers on the mechanical drive system and hydraulic cylinders of key technologies were analyzedIn this paper, the development of history and current situation of industrial machinery hand were described, the various industria

4、l machinery hand drive and their advantages and disadvantages were analysed and compared , the direction of development and trends of industrial machinery hands and the feasibility and practicality of a link-driven industrial machinery hand were discussed Also, in accordance with the outside world l

5、oad conditions and terms ,we determined the various parameters of hydraulic cylinders in a hydraulic drive system, and checked the strength of some key components In practical terms that the process of calculation help, according to the given location of request we use mapping to calculate accuratel

6、y the length of the connecting rod in the crank link and discussed the relationship of the crank linkage and the mechanical hand trajectory. At the same time, to improve the overall performance of equipment, the important components in mechanical transmission unit and the mechanical properties were

7、calculated, we done a precise calculation on the linkage of the mechanical arm focusing on analytical met hod. At lastJhe Strength, stiffness and stability of connect the components used were analyzed by material mechanics,so we ensure that the overall accuracy of the equipment and enhance the usefu

8、lness of the equipment, gained more satisfactory resultsThrough these methods and measures , the design of arm of the use of linkage of industrial machinery hand were completed.Keywords： cylinder, linkage, gear, industrial machinery hand第1章绪论11.1课题的来源及研究意义11.2工业机械手的应用现状及发展方向11.3臂部采用连杆机构的工业机械手的优点2第2章

9、 总体方案的设计32.1设计任务分析32. 1. 1设计要求32. 1.2任务分析32.2 总体方案的确定42.2.1手部方案的确定42.2.2臂部方案的确定6第3章手部的设计73. 1确定手部结构73.2手指夹紧力的计算73.3手部结构驱动力的计算73.4传动齿轮的设计及校核73.4.1确定齿轮的材料、热处理方法及等级精度83.4.2按齿面的接触疲劳强度设计齿轮83.4.3齿根的校核93.4.4计算齿轮的主要儿何尺寸103. 4. 5绘制齿轮的零件图103.5液压缸的设计与计算113.5.1计算活塞杆的驱动力113.5.2确定液压缸的安装形式113. 5.3确定端盖与缸筒的结构及其连接方式1

10、13. 5.4确定液压缸的基本参数11第4章臂部的设计164. 1 连杆机构的选择164.2驱动力的计算164.3液压缸的设计与计算174. 3. 1确定液压缸的安装形式174. 3. 2确定端盖与缸筒的结构及其连接方式174. 3. 3确定液压缸的基本参数174.4连杆长度的计算及校核214.4.1作图法求连杆长度214.4.2校核连杆强度23第5章 电机及减速器的选择295. 1电动机的选择295.2减速器的选择29结论30参考文献31致谢32附录图纸列表1.1课题的来源及研究意义机械手是在机械化及自动化主产过程中发展起来的一种新型装置，其特点是可通 过编程来完成各种预期的作业任务，在构造

11、和性能上兼有人和机器各自的优点，尤其 体现了人的智能性和适应性。在现代生产过程中，机械手被广泛的运用于自动生产线 中，机械人的研制和生产已成为高技术领域内迅速发展起来的一门新兴的技术，它更 加促进了机械手的发展，使得机械手能更好地实现与机械化和自动化的有机结合。机械手虽然tl前还不如人手那样灵活，但在工业生产过程中，尤其是在自动流水 线上，零件的加工和搬运都可能用到机械手，这主要是因为它具有以下一些人手所不 能比拟的优点：1）能不断重复工作和劳动，把人从繁重单调的劳动中解放出来；2）应用范圉广，环境适应性强，能代替人从事危险、有害的操作；3）机械手动作准确，可以稳定和提高产品的质量；4）提高劳

12、动生产率和降低成本。正因为机械手具有如此之多的优点，所以机械手已经受到许多部门的重视，其在 工业生产领域应用也变的越来越广泛，不仅如此，工业机械手在社会服务、公共安全 等非生产领域也发挥着越来越重要的作用，所以研究工业机械手技术具有巨大的现实 意义，而且随着经济的不断发展，计算机和电力电子、微电子控制、液压气动等技术 的快速进步，机械手技术的研究更具有远大的前景。工业机械手必将成为制造业中不可 替代的重要装备和手段，同时也成为衡量一个国家制造业和科技水平的重要标志。1 - 2工业机械手的应用现状及发展方向在国外，工业机械手技术已经日趋成熟，在20世纪50年代初期他们就已经开始 配置机械手，到L

13、I前已极为普遍，并已成为一种标准设备被工业界广泛应用。从而， 相继形成了一批具有影响力的、著名的工业机械手公司，它们包括：瑞典的ABB Robotics,日本的 FANUC、Yaskawa,德国的 KUKA Robo ter,以色列的 Robogroup Tek 等公司，这些公司已经成为其所在地区的支柱性产业。相对于国外的先发领先优势， 国内的工业机器手产业刚刚起步，但增长的势头非常强劲。如中国科学院沈阳自动化 所投资组建的新松机器人公司，年利润增长在40%左右，但是至今仍未形成具有影响 力的产品和有规模的产业。虽然工业机械手的应用已经相当普遍，但是工业机械手的使用范围只限于在简单 重复的操作

14、方面节省人力，主要使从事繁重的工作和危险的工作，在恶劣环境下尤其 明显。至于在汽车工业和电子工业之类的工业部门，机械手的应用情况决不能说是很 好的，其机械手应用只限于部分工序，尚未在整个生产过程中普及应用。其原因之一 是工业机械手的性能还不能满足这此部门的要求，适于机械手工作的空间范圉很小。此外，国内外实际上使用的定位控制的机械手，大多没有视觉、触角以及听觉。 目前，世界各同正积极研制带有视觉、触角以及听觉的工业机械手，这种机械手像人 的感官的一样具有听觉、视觉、触觉，并可根据人们的要求做相应的行动，所以这种 机械手也叫做仿生机械手。综合分析可以知道，在人工智能、计算机科学和传感器科学的迅速发

15、展的 今天，未来的机器手技术将向着对环境自主性强、具有多种感觉能力的智能 机器人的方向发展。1.3臂部采用连杆机构的工业机械手的优点工业机械手执行机构的设计主要包括：（1）手部设计（2）腕部设讣（3）臂部设计 （4）机身设计。其中对于臂部的设计，可根据不同的实际需求选择不同的机构来 实现，比如对于要求实现伸缩运动的臂部，可选用倍增机构，导轨机构及导柱机构等, 而对于实现复合运动的臂部，可采用行星轮传动机构，凸轮传动机构及连杆机构等。连杆机构尤其是四连杆机构山于其自身的特点常常用来作为机械手的臂部，而连 杆式工业机械手也是一种常见的机械手类型，连杆机构主要具有以下特点：1）结构简单，易于加工。2

16、）具有灵活性、方便性的机构特点。3）运动转换形式多样，可以任意组合到达任意位置点。4）比较容易改变运动参数以满足工件运动轨迹的变化。第2章总体方案的设计2. 1设计任务分析2.1.1设计要求连杆式工业机械手是釆用连杆机构驱动臂部，并且能够实现给定的两个位置，要 求机械手臂部具有水平伸缩功能且手部具有抓取功能。设计参数及要求：1. 臂部采用连杆机构。2. 手部抓取机构采用齿轮传动，且手指从张开到闭合的的时间为Iso3. 抓取的工件呈圆柱形，重量为510畑。4. 臂部可以水平伸缩，且运动行程为500，运动速度为为0.5m/s .5. 工作寿命为15年，按每年300天，每天8小时计算。6. 给定的连

17、杆支承点的初始位置和终止位置如图2. 1所示。C1图2. 1轨迹示意图2.1.2任务分析该课题要求我们设计臂部采用连杆机构，手部采用齿轮传动的工业机械手，根据 设讣任务书，可知此机械手的大体工作过程是：山电动机带动减速器输出转矩来驱动 连杆机构，整个连杆机构的运动轨迹须经过给定的初始位置和终止位置，而固定在其 中一根连杆上的手部则在液压缸的驱动下来抓取工件以完成整个作业过程。分析整个 工作过程可以知道该设计题目的完成需要解决以下3个问题：1. 手部齿轮传动的设计及校核2. 伸缩油缸的设计3. 连杆长度的确定及校核2. 2总体方案的确定2. 2.1手部方案的确定手部是用来直接握持工件的部件，由于

18、被握持工件的形状、尺寸大小、重量、材 料性能、表面状况等的不同，所以工业机械手的手部抓取机构是多种多样的。归结起 来，常用的手部，按其握持工件的原理，大致分为夹持和吸附两大类，山于该课题要 求的工件形状为圆柱形，所以在此我们须选用夹持类手部机构更合适。夹持类手部是山手指、传动机构和驱动装置三部分组成的，它对抓取各种形状的 工件具有较大的适应性，可以抓取轴、盘、套类零件。一般情况下，所采用两个手指, 少数采用三指或多指。常用的传动机构往往通过滑槽、斜楔、齿轮机构、连杆机构来 实现手指夹紧或松开。驱动装置为传动机构提供动力，驱动源有液圧的，气动的和电 动的等儿种形式。2.2. 1.1手指设计方案的

19、确定夹持类的手部按其手指夹持工件时的运动方式，乂可分为回转型和手指平移型两 种，那么手部抓取机构的手指型式的设计方案就有以下儿种可以选择： 方案一：单支点回转型手指，如图2. 2所示：方案二:方案三:图2. 3双支点回转型手指平移型手指，如图2. 4所示：图2. 2单支点回转型手指双支点回转型手指，如图2. 3所示：图2. 4平移型手指针对方案一，手指的张开与闭合依鼎手指根部的销轴的回转运动来完成，此种方 案比较简单，但是夹持工件时，手指开闭范圉很大，影响手部接近工件的运动路线及 方位，而此种方案不利于齿轮传动的实现。针对方案二，此种方案结构简单，形状小巧，且易于实现齿轮传动。针对方案三，手指

20、的张开闭合靠手指的平行移动，更适合夹持平板、方料。此外, 这种手指结构比较复杂、体积大，要求加工精度高。根据本课题的设计任务要求，被夹持工件为圆柱形，而且要求采用齿轮传动方式 来驱动手指的张开与闭合，并综合分析以上三种方案可知，方案二是最优方案。2.2. 1.2驱动装置的确定驱动装置按动力源可以分为液压、气动和电动三大类。其中对于气动驱动系统， 虽然系统结构简单，但是难于实现伺服控制，技术尚不太成熟：而对于电动驱动系统, 虽然具有低惯量、大转矩的有点，但是经济性不好；对于液圧系统，山于液压技术是 一种比较成熟的技术，自60年代初到现在，已在机械手中获得广泛应用，并且具有动 力大、快速响应高、易

21、于实现直接驱动，简单经济等特点，在本课题可优先选用液压 驱动装置。综上所述，机械手手部的设讣方案可采用液压系统驱动齿轮机构以控制双支点回 转型手指的张开闭合，从而达到夹持工件的目的。如图2. 5所示：1-中间齿轮2-液压缸3-扇形齿轮4-手指5-销轴 图2. 5手部方案示意简图2. 2. 2臂部方案的确定该课题要求机械手的臂部釆用连杆机构，并且要求臂部可以做水平伸缩运动。根 据此要求，我们可以选择一定行程的液圧缸来实现臂部的水平伸缩运动，并且使四连 杆机构通过耳轴与伸缩液压缸成一定角度相连，从而使C点的运动轨迹符合给定的位 置。如图2. 6所示。图2.6W部方案示意简图第3章手部的设计3.1确

22、定手部结构根据课题要求及上文所述，由于所持工件为圆柱形，且重量为5至10千克,故可采 用双指点回转型手指式手部结构，同时采用液压系统驱动活塞往复运动,通过活塞杆端 部齿条，带动中间齿轮以及扇形齿轮使手指张开或闭合。3.2手指夹紧力的计算查资料自动上下料装置与工业机械手2.2.3节，手指对工件的夹紧力可按下 式计算：xx&xG(3.1)式中4-一安全系数，通常取1. 22,这里取1. 5也-一动载系数，主要考虑惯性力的影响，可按6/ = 0.5/h/52估算,a为机械手在 搬运工件的过程中的加速度，取a = O.5m/s2,g为重力加速度，由此可得=1.05.匕-一方位系数,查资料自动上下料装置

23、与工业机械手中表56. 2-3得，如 表3. 1,可取也二4G被抓持工件的重量,这里取G = IOx9.8 = 98N由此可得夹紧力 N 1.5x1.05 x 4x98 = 617.43. 3手部结构驱动力的计算查资料自动上下料装置与工业机械手可得，作用于活塞杆上的驱动力的为：p = N 丄(3. 2)R “式中P-驱动力；b-一加紧力至回转支点的垂直距离，” =120肋；R 初选扇形齿轮分度圆半径R = 1 Onun;N-手指的夹紧力，N = 617.4N；n 齿轮传动的机械效率，查资料可取“ =0.95 ；由此可计算得P = 7798.1 N3. 4传动齿轮的设计及校核由于该齿轮传动为闭式

24、传动，属于一般的通用的机械，所以釆用齿面硬度2.32/ -Lx厂务(3. 3)也 丿 确定载荷系数K因该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对支 承是对称分部，根据原动机和载荷性质查资料机械设计学基础中表5-8,取01.3。 计算中间齿轮的转矩T=PxR = 7798.7 xlO = 77987N mm 选取齿宽系数0/由于本齿轮传动中的齿轮为对称分布，且为软齿面传动，故查资料机械设计 表10-7选取齿宽系数为札= 选取材料的弹性影响系数Zr曲于两齿轮材料均为优质碳素钢，查机械设计表10-6可取材料的弹性影响系 数 Ze = 189.8/顾?。 查取齿轮的接触疲劳强度

25、极限III机械设汁图10-21d按齿面硬度查得中间齿轮和扇形齿轮的接触疲劳强度极 限分别为 b讪=600MM ,= 560MPg o 计算应力循环次数工作寿命为15年，按每年300天，每天按8小时讣算。山于手指山张开到闭合的时间r = l.v,液压缸的行程/ = 36州，则可求齿轮的线速度:v = - = 36 s_1, t进而求得转速为：w V36/L =x60 = 0.3r/min1360360 /?360 x20则由机械设计式10-13计算应力循环次数得：=/v2 = 60n1jL/, = 60x0.3xlx(8x300xl5) = 6.48xl05 次查取接触疲劳寿命系数KhnIII机

26、械设计学基础图10-19查得接触疲劳寿命系数为:Khn =16, KHN2 = 1.6计算接触疲劳许用应力对于接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大, 即导致不能继续工作的后果，故可取安全系数S二1,山资料机械设计W得：0 = SS 叭=16x6()() = 960MPdSHim10=S叽2二空凹=896MPdSH lim1计算中间齿轮分度圆直径4由于6/ (b L，故将b I代入设计计算公式得:沖厚g AV 0 M 92.32x3 1-3x77987x2x189.88962=48.43/77/7?并不会立(10-12)(3.4)(3.5)(3.6)确定齿轮的模数由于该齿轮传

27、动为软齿面，为使重合度较大，取z产20, 则有：Z2 = ZX = 20故可得模数：加=乞=- = 24215,可取标准模数加= 2.5。可 203.4.3齿根的校核(3.7)山资料机械设计中式(10-5a)得弯曲强度的校核公式为： 叭瞬养E,其中讣警 查取齿形系数由机械设计表10-5得：Y”“严Y加= 2.80 查取应力校正系数由机械设计表10-5得：丫二丫 , = 1.55 查取齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计图10-20C查得：两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为: 6“ = 400MPdb卜 口 = 350MHz 查取齿轮的弯曲疲劳寿命系数111机械设计图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数分别

28、为:FN= 1.85 查取弯曲疲劳强度的安全系数本传动要求一般的可靠性，故查资料机械设计学基础表5-10可得S=l. 3. 计算弯曲疲劳许用应力将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得：刁=心血L = 1-S5-/()()= 569.23MP。(3.8)S1.3(3.9)Kfn2fe2 = LW50 = 49&08MPQL F2 S1.3齿根弯曲疲劳强度校核_2KT片显aF2k x 2r2Kg、2CT 尸=；=e*2xl.3x77987x2.8xl.55 .口(、=:；=140.8 rFlt = 498.08；V/P ( 3. 10)1x2.53x2O2l fJ,/心初聊呑“化甌49他阴(3.1

29、1)1x2.53x202L因此，轮齿齿根的弯曲疲劳强度符合要求，是安全的。3. 4. 4计算齿轮的主要几何尺寸分度圆直径dd = 2.5x20 = 50mmd2 = 2.5 x20 = 50mm齿轮的中心距&d+ _ 50 + 502 2=50mm 齿轮的宽度b仇=右 x = 1 x 50 = 50mm b、=仇 + (5 10) = 60mm3.4.5绘制齿轮的零件图根据以上计算结果绘制齿轮的零件图，见附录。3. 5液压缸的计算与选择根据设讣任务书的要求，并分析机械手的夹紧和张开过程，可选择双作用的单活 塞杆液压缸，且活塞在行程终了时缓冲.3.5.1计算活塞杆驱动力根据公式(2.2)得，作用

30、于活塞杆上的驱动力为:p =/V R 根据以上计算可得：扇形齿轮分度圆半径R = 25nun加紧力至回转支点的垂直距离/7 = 160/77/77手指的夹紧力N = 617.4N齿轮传动的机械效率“ =0.95故求得活塞杆的驱动力为：P = .2xl6Ox617.4x = 8318.77V250.953.5.2确定液压缸的安装形式根据设讣要求，并分析机械手的作业过程，山于液压缸尾部要与水平伸缩油缸相 连，故液压缸尾部可采用外法兰连接，头部与齿轮外壳连接，可采用焊接的方法连接。3. 5. 3确定端盖和缸筒的结构及其连接方式分析设计的具体要求可得，缸体的两个端盖均用法兰螺钉与缸体连接，而缸体釆 用

31、铸件，端盖材料选用Q235钢，这样的结构较为简单，易加工，易装卸。3. 5. 4确定液压缸的基本参数3. 5.4. 1计算缸筒内径山询面计算可得活塞杆的驱动力为P = 8318.77V,取整个液压系统的最大压力P max=65MPa,则根据公式汕几可求得缸筒内径40.3湎根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-3,从标准缸筒内径系列中选取) = 50，把D = 50nun重新代回公式 P = D2pnux , 求得：p = 4.24MPa = 6.5MPa故缸筒内径D = 50mm满足要求，根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-3, 可选取液压缸公称压力p = 63MPci 3. 5. 4.

32、 2计算缸筒壁厚根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-12,缸筒壁厚的计算公式为：6 = 5+cx+c2（3.12）式中6缸筒材料强度要求的最小值q缸筒外径公差余量C?腐蚀余量假设取5=5mm由于2 = 2 = 00.08-0.3，则可采用如下实用公式：&)D 502.30卜3卩唤由以上计算可得 /治=b3MPaD = 50mm由于缸筒材料选用45号钢，查机械设计表10-1得，缸筒的抗拉强度 (yb=65ON/nvn2 f 进而求得a =/? = 650/5 = 130/mnr ,其中“为安全系数，通常取5.把以上各值代入公式可得：Lfl = 900mm则可取 = 4，另根据经验可取c =

33、0.5，c2 = 0.5故缸筒壁厚 J = J0 + c,+c2二4+0. 5+0. 5二5mm3. 5. 4. 3校核法兰连接螺钉山于缸筒与端盖釆用法兰螺钉连接，螺钉需要承受一定的拉应力和剪应力，故为 了保证液压缸的安全，需校核连接螺钉的强度。在此可采用内六角圆柱头螺钉Mix 12, 材料为45号钢，性能等级为88级，且表面经氧化处理。查机械设计手册第三版第4卷表19-6-12,螺钉强度计算如下: 可知螺纹处的拉应力：Kp(3. 13)(3. 14)a =x 1 O6 /V / nmr龙刀2护乙式中F缸筒端部承受的最大推力，F = 8317.7NK拧紧螺纹的系数，在此取1.34螺纹底径，在此

34、取3曲z螺钉的数量，在此z二4KF y 1.3x8317.7。c =xlO =xlO = 382.44 N/mnr d2z xO.OO32 x44 *4则螺纹处的剪应力为：r = xW6 0.475 N/mm202伞式中K.螺纹连接的摩擦系数，平均取K产0.12螺纹外径，()=4mn。其他参数和讣算拉应力时的参数一致。 则可求合成应力为：b”=Jb?+3尸 1,3o- = 1.3x382.44 = 497.172 N/mnr查资料机械设计表10-1得，45号钢经调质后其抗拉强度极限为:6, = 650 N/nun2根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-12,取安全系数为：如=1.2故螺钉的许

35、用应力为：0=空=畀=541.67 /肿由于合成应力6 =497.172川/肺0 = 541.67 N/mnrf故法兰连接螺钉符合要 求，是安全的。3. 5. 4. 4计算活塞杆直径并校核计算活塞杆直径根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-4, III于液压缸公称压力p = 6.3MPa iOMPa ,故可取速比 = 1.33.由机械设计手册第三版第4卷表19-6-20得活塞杆直径的计算公式为：把 ) = 50/77/7?, 0 = 1.33 代入公式得:(3. 15)4代入数值可得：PxlO6根据机械设讣手册第三版第4卷表19-6-3得，选取活塞杆直径d = 25和强度校核根据机械设计手册

36、第三版第4卷表19-6-19得，活塞杆的材料可选用45号钢, 且调质处理，材料的许用应力0 = 4002/屛。L1I机械设计手册第三版第4卷表19-6-19得活塞杆的强度校核公式：(3. 16)故活塞杆的强度符合要求，是安全的。3. 5. 4. 5密封装置的选择查机械设计手册第三版第4卷表19-6-81和表19-6-82可得，缸筒用静密封圈以及活塞与活塞杆的密封圈均采用0型圈密封，其压力范围，温度范围及速度范圉均符合 要求。3. 5. 4. 6确定活塞与活塞杆结构型式及连接方式山以前计算可得，本设计中活塞杆外端需驱动齿轮旋转以控制手指的张开与闭合, 而且活塞杆承受的驱动力较大，所以为了避免活塞

37、杆在工作中产生偏心负载力，提高 工作效率，活塞杆可选用实心杆体，且杆外端采用大螺栓头的连接形式以与传动齿轮 相啮合，如图3.1所示。图3.1活塞杆由于采用0型圈密封，且此液压缸行程较小，查机械设计手册第三版第4卷 表19-6-14可得，采用整体活塞更为方便，如图3. 2所示活塞和活塞杆的连接由多种型式，查机械设计手册第三版第4卷表19-6-15, 对应于本设计，采用螺母型的连接方式更为方便，如图3. 2所示。1-活塞2-垫圈3-活塞4-活塞杆图3. 2活塞与活塞杆连接示意图第4章臂部的设计4.1连杆机构的选择根据设计任务书，臂部须釆用连杆机构来实现给定的运动轨迹。在连杆机构中， 平面四连杆机构

38、是结构最简单、应用最广泛的四杆机构，它具有如下的显著优点：一 是两构件之间是面接触，所以单位面积承受的压力小，并且便于润滑，磨损小；二是 山于两构件接触面是圆柱或平面，加工制造比较容易，易获得较高精度；三是能较好 地实现多种运动规律和运动轨迹的要求。所以对于该课题我们可以选用平面四连杆机 构来实现给定的运动轨迹，平面四连杆机构简图如图4. 1所示。其中，AB杆为曲柄，能作整周回转运动，与电动机及减速器相连；CD杆为摇杆， 主要起支撑作用，只能在一定范围作往复摆动运动；BC杆通过耳轴与伸缩液压缸成一 定角度相连，以使C点可以通过给定的两个位置。图4.1曲柄摇杆机构简图4.2驱动力的计算(4. 1

39、)臂部伸缩运动时需要克服摩擦力和惯性力，则查资料自动上下料装置与工业机 械手可得，其驱动力可按下式计算：戶=F” + F，式中F一起/过程的惯性力；其大小按下式估算：f gf其中G 臂部移动部件的总重量，估G = mg = 100x9.8 = 980Ng重力加速度，g =9.8/n/v臂部运动速度，v = 0.5m/st起动时所用的时间，这里取t=0.2sE 摩擦阻力；包括导轨支撑之间的摩擦阻力；活塞与缸壁及密封处的 摩擦阻力。云资料机械设汁手册软件版常用材料的摩擦因数可得:铸铁与橡胶的动 摩擦因数为“ = 0.5则可得：= G x / = 980 x 0.5 = 490N 故 p =f +F

40、 = 490+9S（）X（）?= 740/V匕 J 化9.8x0.24. 3液压缸的计算与选择4. 3.1确定液压缸的安装形式根据设计要求，并分析机械手的作业过程，山于液压缸头部要与手部相连并驱动 手部水平伸缩，而连杆则需与液压缸中部成120相连接，故可采用铸造的方法在缸筒 中部铸造出耳轴以便与连杆连接。简图如下：图4. 2缸筒截而简图4. 3. 2确定端盖和缸筒的结构及其连接方式分析设计的具体要求可得，缸体的两个端盖均用法兰螺钉与缸体连接，而缸体釆 用铸件，端盖材料选用Q235钢，这样的结构较为简单，易加工，易装卸.4. 3. 3确定液压缸的基本参数4. 3. 3. 1计算缸筒内径山前面讣算

41、可得活塞杆的驱动力为PT40N ,取整个液圧系统的最大圧力P max=25MPa。根据公式P = J D叽x, 可求得缸筒内径为:(4.2)根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-3,从标准缸筒内径系列中选取标准 的缸筒内径为：D = 50mm把D = 50mm重新代回公式P = -D2Pmax,求得: 4 =1.5MPa 厂 max 2%-2.30卜3%1.6x0.052.3x130 3x1.6=0.272/H则可取5()= 4/n/n ,另根据经验可取q = 0.5mm , c2 = 0.5mm 故缸筒壁厚 / = % + q + c? = 4 + 0.5 + 0.5 = Snun4. 3

42、. 3. 3校核法兰连接螺钉由于缸筒与端盖采用法兰螺钉连接，螺钉需要承受一定的拉应力和剪应力，故为 了保证液压缸的安全，需校核连接螺钉的强度。在此可采用内六角圆柱头螺钉M4xl2, 材料为Q235钢，性能等级为88级，且表面经氧化处理。查机械设计手册第三版笫4卷表19-6-12,螺钉強度计算如下:螺纹处的拉应力xlO/W2护乙(4.5)式中F缸筒端部承受的最大推力，F = 74O7VK拧紧螺纹的系数，在K此取1.3螺纹底径，在此取3mmz螺钉的数量，在此z二4故cr = 厂片 x 10 = x 10 = 34.02 N / mnrdz xO.OO32 x44 14螺纹处的剪应力为:“黑符曲“4

43、75 N亦(4.6)式中K、螺纹连接的摩擦系数，平均取&=012dQ螺纹外径，dQ = 4mm其他参数和讣算拉应力时的参数一致。 则可求得合成应力为：b” = VJ2+3r2 1.3b = 1.3 x 34.02 = 44.23 N / mm2查资料材料力学表2.1得，Q235钢的抗拉强度极限为：6, = 400 N / mm2根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-12,取安全系数为：,zo = 12 故螺钉的许用应力为：可=仝=半? = 333.33 N/mnr心1.2由于合成应力=44.23 N/肿0 = 333.33 N/mm2,故法兰连接螺钉符合要 求，是安全的。4. 3. 3. 4

44、计算活塞杆直径并校核 计算活塞杆直径根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-4,由于液压缸公称压力为: p = 1.6MPa 1 OMPa故可取速比0 = 1.33.(4.7)由机械设计手册第三版第4卷表19-6-20得活塞杆直径为：d=V 0把)= 50/77/77 , 0 = 133代入公式得:1 33-1= 50xJ一 = 219脑1.334根据机械设计手册第三版笫4卷表19-6-3得，选取标准的活塞杆直径为 d = 22mm 强度校核根据机械设计手册第三版第4卷表19-6-19得，活塞杆的材料可选用45号钢, 且调质处理，山前面计算可得，材料的许用应力为:a = ah/ = 650/5

45、 = 130N / mnrIII机械设计手册第三版第4卷表19-6-19得活塞杆的强度校核公式:PxlOf7rd2(4.8)代入数值可得:=1.95 15x22 = 330/m/m ,故须验算活塞杆的弯曲稳定性。在此，本 设计采用实用验算法来校核其稳定性。山机械设计手册第三版第4卷表19-6-20得，活塞杆弯曲汁算长度为:Lf =KS 式中：K液压缸安装及导向系数，查机械设计手册第三版第4卷表19-6-21得,K 二1S行程，根据设计要求，S二500mm则求得：Lf = K S = 1 x 500 = 500mm山前面计算已知强度力= 74O2V ,活塞杆直径d = 22mm ,则查机械设计手

46、册第三版第4卷表19-6-21中活塞杆弯曲计算图可得活塞杆弯曲临界长度为：Ltl = 900 mm则有 Lf =500” v Lf、= 900mm故活塞杆稳定性良好。4.4连杆长度的计算及校核4. 4.1作图法求连杆长度根据设计任务书，给定的运动轨迹如图2所示，即c点山G经一段圆弧运动到G， 并且要求BC杆顺时针偏转39。分析给定的运动轨迹可得，BCfflll初始位置QCJll页时 针偏转39运动到最终位置BG,致使C点山G经一段圆弧运动到C2,从而达到搬运物 料的目的。在此任取BC = 800mm,用作图法来可求其他连杆的长度。具体作图步骤如下： 连接目禺和GC?，分别作它们的中垂线加和“，

47、在加和上分别任取一点，即为A 点和D点，如图4. 3所示。 如图4. 4所示，连接ABD和AB2C2D ,即此四连杆机构的初始位置和终止位置。 在图4. 4中量取各连杆长度分别为AB = a = 400/rww , BC = b = SOOnun ,CD = c = l 7 nun, DA = d = 000mm ABlD图44连杆机构示意图根据资料机械原理3-3节可得：由于abcd,并且a + d 40 ,故在此需校验最小传动角人山是否满足要求，如图44所示，分析可得， 传动角/与3有关，当5为锐角时，厂5：若/为钝角时，厂180 -5,所以在曲柄转 动一周的过程中，只有5为几n和时，才会出

48、现最小传动角。而从图44中还可以 看出，5角是随曲柄转角0的变化而变化的，当0二0和0二180时，所对应的5才为几n(4.9)(4. 10)III图4. 4中的两个三角形“ABD和、BCD可得如下关系式: BD1 = a2 +d2 - 2adcos(pBD2 =b2+c2-2bccos3由以上二式，可得：b2 +c2 -a2 -d2 + 2adcos(p(4. 11)(4. 12)根据上式可求得可能出现最小传动角的两个位置:(4. 13) (4. 14)由于之前已用作图法求得，AB = a = 400mm , BC = b = S00mn CD = c = llnun,j = 1000/77/

49、?.故代入以上各式即可求得：/min 二戈如二 46.2 40*/min = 180 戈瘁=180 1346 =45.4。40 故此连杆机构符合要求。4. 4. 2校核连杆强度由以上计算可得各连杆长度分别为主动杆AB = a = 4Q0mm ,传动杆 BC = b = 800mm ,摇杆 CD = c = 7mm,机架 DA = d = 1000，为了确保机械手可 以正常的工作，在此需校核各连杆的强度。4. 4. 2. 1连杆受力分析分析连杆机构可知，当伸缩油缸完全伸出以驱动手部抓起工件的那一时刻，C点 所受的力及弯矩是最大的，山此分析C点的受力惜况，并做其计算简图如图4. 5所示。图中，MC

50、 = 238/7?/7/, MN表示伸缩油缸及整个手部，且MN = 1526/wn ;把伸缩油 缸和整个手部作为一个整体并估算其总重量M =50畑,即：片=G = Mg =50x9.8 = 4902其中，E点为其儿何重心。Fl图4. 5连杆受力分析图画出C点的受力图如图4. 6所示：根据力平衡方程和力矩平衡方程有，在X方向和Y方向力与力矩需保持平衡，即: 工代=0(4. 15)工 F、=0(4. 16)T=T?(4. 17)分析受力图列方程得：Fy = F2 sin 46F、= F? cos 46片 CE=E C sin60解以上方程可得：F2 = 700N佗=503.52CE = 711.4

51、4mm4. 4. 2. 2连杆强度校核分析整个连杆结构及C点受力情况可知，对于点C而言，伸缩油缸完全伸出以驱 动手部抓起工件的那一时刻，C点所受的力及弯矩是最大的，此时，其他各连杆受力 也处于最大状态，所以对此时刻的各连杆进行强度校核即可。另外，各连杆均用铸件的形式，其横截面是一个长方形，如图4. 7所示，由图可 求连杆的横截面积为：A = 15xl8 = 270mw2夕图4. 7连杆横截面示意图对于连杆CD,连杆材料可选用Q235,查资料材料力学表2.1可知，Q235的 屈服极限为：丁 = 220MR?取安全系数77 = 1.2,则其许用应力为：b=色=竺= 183.3MPd ；Ln 1.2由以上计算可知，其长度为717.31mm,所受力尺是冷的反作用力，为轴向的压 缩力，且F；=F2=7OON。则可求作用与CD杆上的应力为：(y.= = = 2.6MPa crl = 183.3A/P6/(4. 18)