数控立式升降台铣床自动换刀装置设计（含CAD图纸和说明书）
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学院毕业设计说明书(论文)作 者:学 号：学院(系):专 业:题 目:数控立式升降台铣床自动换刀装置设计 79摘 要本文将设计数控立式升降台铣床自动换刀装置设计，主要的功用就是自动换刀。首先，本文将设计机器人的底座、大臂、小臂和自动换刀装置设计的结构，然后选择合适的传动方式、驱动方式，搭建机器人的结构平台；数控立式升降台铣床自动换刀装置设计技术是机电一体化产品，换刀数控立式升降台铣床自动换刀装置设计成为一个领先的研究课题。运用在不同领域，其发展的多机构衔接所需组合也促成了这些学科的发展。本文采用在结构设计上的数控立式升降台铣床自动换刀装置设计，并完成图纸和零件图总装配图。为数控立式升降台铣床自动换刀装置设计模型的要求被分析以估计电机的负载，充分的设得所需要的转矩和功率。完成数控立式升降台铣床自动换刀装置设计的程序设计，总体设计，结构设计，运动学模型分析，检查，分析数控立式升降台铣床自动换刀装置设计模型，设计和生产数控立式升降台铣床自动换刀装置设计模型做的过程中强度的关键部件，绘制装配图和零件图。关键词：机械臂，结构设计，数控立式升降台铣床自动换刀装置设计，电机AbstractThis article will design CNC vertical milling machine automatic tool changer design, the main function is the automatic tool change. Firstly, the base design robot arm, the arm and the robot structure, then select the appropriate transmission mode, drive mode, built robot platform structure; CNC vertical milling machine automatic tool changer design is mechatronic products, ATC CNC vertical milling machine automatic tool changer design into a leading research. Used in different areas, the development of its multi-agency convergence desired combination also led to the development of these disciplines.In this paper, the structural design of the CNC vertical milling machine designed automatic tool changer and complete drawings and part drawings assembly drawing. CNC vertical milling machine for the automatic tool changer model design requirements are analyzed to estimate the motor load, full set was required torque and power. CNC vertical milling machine complete the automatic tool changer design program design, general design, structural design, kinematics analysis, inspection, analysis CNC vertical milling machine automatic tool changer design model, design and production of CNC vertical lift key components milling machine automatic tool changer design models doing it strength, assembly drawing and part drawing.Keywords: arm, structural design, CNC vertical milling machine automatic tool changer design, motor目 录1 绪论11.1 自动换刀装置设计概述11.2 国内自动换刀装置设计的研究11.3自动换刀装置设计的应用22 总体方案设计32.1 技术参考数据32.2 自动换刀装置设计工程概述32.3 数控立式升降台铣床自动换刀装置设计方案论述42.4 自动换刀装置设计机械传动原理52.5 自动换刀装置设计总体方案设计62.6 本章小结73 手爪夹持器结构设计与校核83.1手爪夹持器种类83.2夹持器设计计算93.3 夹持装置液压缸设计计算103.3.1 初步确系统压力103.3.2液压缸计算103.3.3 活塞杆的计算校核123.3.4 液压缸工作行程的确定134 自动换刀装置设计大臂部结构144.1 大臂部结构设计的基本要求144.2 大臂部结构设计154.3 大臂电机及减速器选型154.4 减速器参数的计算164.5承载能力的计算204.5.1 柔轮齿面的接触强度的计算204.5.2 柔轮疲劳强度的计算205小臂结构设计255.1 手指的相关设计与计算255.2 手爪结构设计与校核265.3 结构分析275.4计算分析275.5 腕部设计285.5.1 手腕偏转驱动计算285.5.2 手腕俯仰驱动计算385.5.3 电动机的选择395.6 小臂部结构设计415.7 小臂电机及减速器选型415.7.1.传动结构形式的选择425.7.2.几何参数的计算425.8 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算435.8.1柔轮齿面的接触强度的计算445.8.2柔轮疲劳强度的计算445.9 轴结构尺寸设计455.10 轴的受力分析及计算465.11 轴承的寿命校核476 机身设计496.1 步进电机选择496.1.1 计算输出轴的转矩496.1.2 确定各轴传动比516.1.3 传动装置的运动和动力参数516.2 齿轮设计与计算546.2.1 高速级齿轮设计与计算546.2.2 低速级齿轮设计与计算586.3 轴的设计与计算616.3.1 输入轴的设计与计算616.3.2 中间轴的设计与计算646.3.3 输出轴的设计与计算666.4 轴承的校核696.4.1 输入轴上轴承寿命计算696.4.2 中间轴上轴承寿命计算706.4.3 输出轴上轴承寿命计算716.5 键的选择和校核726.5.1 键的选择726.5.2 键的校核73总结与展望74致 谢75参 考 文 献761 绪论1.1 自动换刀装置设计概述数控立式升降台铣床自动换刀装置设计是由集控制器、传感器和伺服驱动系统为一体的机电一体化产品，它模仿人的操作，可实现自动控制、重复编程、能够完成各种复杂的动作。它能在提高生产效率的同时，提高产品质量，对改善劳动条件，促进产品的更新换代起着促进作用。自动换刀装置设计的使用情况，标志着一个国家工业自动化水平的高低。自动换刀装置设计并不是简单的代替人的体力的劳动，而是将人的智慧体现在机器上。是机械人具有人的快速反应和分析判断能力，又有具有高精度、高强度持续工作的能力，并且能够适应比较差的环境，我们可以说自动换刀装置设计是工具进化的产物。随着自动化技术的发展，自动换刀装置设计已经广泛的应用在机械加工、自动换刀、流水线上生产及装配、上下料等。但是大多数自动换刀装置设计的专用型比较强，莫台机器上的自动换刀装置设计在不改造的情况下，很难在其他机器上使用。由于自动换刀装置设计能很大程度上提高生产效率，简化机械加工的程序，所以它在机械加工中得到广泛的应用。1.2 国内自动换刀装置设计的研究自动换刀装置设计在日本应用的历史非常悠久。在七十年代时自动换刀装置设计首先得到应用，然后经过十年的发展，在八十年代的时候自动换刀装置设计已经得到普及。相应的他们工业年产值也得到了快速提高。1980年达到一千亿日元，到1990年提高到六千亿日元。在2004年时已达到了一万八千五百亿日元。可见自动换刀装置设计在提高生产效益方面的重要性。 在国际方面，各个国家已经意识到自动换刀装置设计的重要性。所以自动换刀装置设计的订单急速上升。在2003年的订单量相对于2002年增长了百分之10。此后自动换刀装置设计的需求量仍然不断上升。从2001年到2006年全球订单增长多达90000多台。平均年增长为7%。国际自动换刀装置设计的发展方向: 自动换刀装置设计涉及到非常多学科的知识和领域。包括：计算机、电子、控制、人工智能、传感器、通讯与网络、控制、机械等等。自动换刀装置设计的发展离不开上述学科的发展。正是由于各个学科的相互影响和综合集成，才能制造出自动化程度高的及其人。随着科学技术的进步，自动换刀装置设计在应用得范围越来越广泛；技术也越来越得到调高，功能更加强大。现在很对自动换刀装置设计的研究都往小型化发展。自动换刀装置设计将会更多的进入到人们的日常生活中去。总体的发展趋势是模块化、标准化、更加智能化。自动换刀装置设计的广泛应用，对提升产品的质量与产能、保障人员安全，改善劳动环境，降低劳动的强度，提高生产效率，节约原材料消耗以及降低生产成本，起着一个十分重要的作用。自动换刀装置设计的广泛应用体现以人为本的原则，它的出现让人们的生活更加便利和美好。1.3自动换刀装置设计的应用自动换刀装置设计产业是在计算机、继汽车之后出现的又一种新的大型高技术产业。现代，自动换刀装置设计产业市场前景发展很好。从二十世纪起，世界自动换刀装置设计产业一直稳步增长。到了二十世纪九十年代，自动换刀装置设计产品发展快速增长，年增长率平均在百分之十上下。2004年创记录达到百分之二十。在亚洲自动换刀装置设计需求量更多，年增长率高达百分之四十三。经历40多年的发展，自动换刀装置设计应用到很多领域中去了。自动换刀装置设计在制造业中应用的最广泛。如在焊接、热处理、表面涂覆、机械加工、装配、检测和仓库堆垛毛、坯制造(冲压、压铸、锻造等)等等作业中，自动换刀装置设计替代了人工作业，并使得生产效益大大提高。2 总体方案设计2.1 技术参考数据根据机床操作和工艺流程，分析和设计能满足的数控立式升降台铣床自动换刀装置设计。主要完成如下设计任务： 1. 依据工作流程及刀具应用等知识，利用本科所学控制工程基础、先进制造技术等课程所学基础知识，查阅图书馆关于FMS柔性制造系统中自动换刀装置设计工作和设计原理，拟定和设计能满足同步所用多把刀具的换刀机械系统的设计。（含传动系统的设计与计算、强度的设计与计算、标准件的设计、计算与选用，图纸的绘制符合国家标准）. 2. 所设计方案能检测和出工艺师手上刀具编码和刀具型号，当换刀时，及时把信号接收和转换，刀库系统中能存储不少于10把以上不同型号刀具。选定数控立式升降台铣床自动换刀装置设计机械传动方案，绘制换自动换刀装置设计工作原理图及二维工程图。（含传动系统的机械零件的2D图纸设计与绘制，3D零件及部件的设计与绘制、装配、运动仿真以及动力学分析）。 3. 按要求撰写毕业设计说明书，并完成毕业设计要求的图纸工作量。2.2 自动换刀装置设计工程概述自动换刀装置设计工程是一门跨学科的综合性技术，它涉及到力学、机构学、机械设计、气动液压技术、传感技术、计算机技术和自动控制技术等学科领域。人们将已有学科分支中的知识有效地组合起来用以解决综合性的工程问题的技术称之为“系统工程学”。以自动换刀装置设计设计为例，系统工程学认为，应当将其作为一个系统来研究、开发和运用，从自动换刀装置设计的整体出发来研究其系统内部各组成部分之间的有机联系和系统外部环境的相互关系的一种综合性的设计方法。从系统功能的观点来看，将一部复杂的机器看成是一个系统，它由若干个子系统按一定规律有机地联系在一起，是一个不可分的整体。如果将系统拆开、则将失去作为一个整体的特定功能。因此，在设计一部较复杂的机器时，从机器系统的概念出发，这个系统应具有如下特性：（1） 整体性 由若干个不同性能的子系统构成的一个总的机械系统应具有作为一个整体的特定功能。（2） 相关性 系统内各子系统之间有机联系、有机作用，具有某种相互关联的特性。（3） 目的性 每个系统都应有明确的目的和功能，系统的结构、系统内各子系统的组合方式决定于系统的目的和功能。（4） 环境适应性 任何一个系统都存在于一定的环境中，必须能适应外部环境的变化。因此，在进行自动换刀装置设计设计时，不仅要重视组成自动换刀装置设计系统的各个部件、零件的设计，更应该按照系统工程学的观点，根据自动换刀装置设计的功能要求，将组成自动换刀装置设计系统的各个子系统部件、零件合理地组合，设计出性能优良适于工作需要的自动换刀装置设计产品。在比较复杂的工业自动换刀装置设计系统中大致包括如下:操作机，它是完成自动换刀装置设计工作任务的主体，包括机座、手臂、手腕、末端执行器和机构等。驱动系统，它包括作为动力源的驱动器，驱动单元，伺服驱动系统由各种传动零、部件组成的传动系统。控制系统，它主要包括具有运算、存储功能的电子控制装置（计算机或其他可编程编辑控制装置），人机接口装置（键盘、示教盒等），各种传感器的信息放大、传输和处理装置，传感器、离线编程、设备的输入/输出通讯接口，内部和外部传感器以及其他通用或专用的外围设备14。工业自动换刀装置设计的特点在于它在功能上的通用性和重新调整的柔性，因而工业自动换刀装置设计能有效地应用于柔性制造系统中来完成传送零件或材料，进行装配或其他操作。在柔性制造系统中，基本工艺设备（如数控机床、锻压、焊接、装配等生产设备）、辅助生产设备、控制装置和工业自动换刀装置设计等一起形成了各种不同形式地工业自动换刀装置设计技术综合体地工业自动换刀装置设计系统。在其他非制造业地生产部门，如建筑、采矿、交通运输等生产领域引用自动换刀装置设计系统亦是如此。2.3 数控立式升降台铣床自动换刀装置设计方案论述（一） 确定负载目前，国内外使用的工业自动换刀装置设计中，负载能力的范围很大，最小的额定负载在5N以下，最大可达9000N。负载大小的确定主要是考虑沿自动换刀装置设计各运动方向作用于机械接口处的力和扭矩。其中应包括自动换刀装置设计末端执行器的重量、关节工件或作业对象的重量和规定速度和加速度条件下，产生的惯性力等。由本次设计给的设计参数可初估本次设计属于小负载。（二） 驱动方式由于伺服电机具有控制性能好，控制灵活性强，可实现速度、位置的精确控制，对环境没有影响，体积小，效率高，适用于运动控制要求严格的中、小型自动换刀装置设计等特点，故本次设计采用了伺服电机驱动（三）传动系统设计自动换刀装置设计传动装置中应尽可能做到结构紧凑、重量轻、转动惯量和体积小，在传动链中要考虑采用消除间隙措施，以提高自动换刀装置设计的运动和位置控制精度。在自动换刀装置设计中常采用的机械传动机构有齿轮传动、蜗杆传动、滚珠丝杠传动、同步齿形带传动、链传动、行星齿轮传动、谐波齿轮传动和钢带传动等，由于齿轮传动具有效率高，传动比准确，结构紧凑、工作可靠、使用寿命长等优点，且大学学习掌握的比较扎实，故本次设计选用齿轮传动。（四）工作范围工业自动换刀装置设计的工作范围是根据工业自动换刀装置设计作业过程中操作范围和运动轨迹来确定，用工作空间来表示的。工作空间的形状和尺寸则影响自动换刀装置设计的机械结构坐标形式、自由度数和操作机各手臂关节轴线的长度和各关节轴转角的大小及变动范围的选择（五） 运动速度自动换刀装置设计操作机手臂的各个动作的最大行程确定后，按照循环时间安排确定每个动作的时间，就能进一步确定各动作的运动速度，用m/s或（）/s表示，各动作的时间分配要考虑多方面的因素，例如总的循环时间的长短，各动作之间顺序是依序进行还是同时进行等。应试做各动作时间的分配方案表，进行比较，分配动作时间除考虑工艺动作的要求外，还应考虑惯性和行程的大小，驱动和控制方式、定位方式和精度等要求。2.4 自动换刀装置设计机械传动原理该方案结构设计与分析：该数控立式升降台铣床自动换刀装置设计的本体结构组成如图：数控立式升降台铣床自动换刀装置设计本体组成各部件组成和功能描述如下： 底座部件： 底座部件包括底座、齿轮传动部件、轴承，步进电机等。机座作用是支撑部件，支承和转动大臂部件,承受数控立式升降台铣床自动换刀装置设计的全部重量和工作载荷，所以机座应有足够的强度、刚度和承载能力。另外机座还要求有足够大的安装基面，以保证数控立式升降台铣床自动换刀装置设计工作时的稳定运行。 数控立式升降台铣床自动换刀装置设计的手臂通常由驱动手臂运动的部件（如油缸、气缸、齿轮齿条机构、连杆机构、螺旋机构和凸轮机构等）与驱动源（如液压、气压或电机等）相配合，以实现手臂的各种运动手臂分为大臂和小臂。大臂部件：包括大臂和齿轮传动部件，驱动电机。小臂部件：包括小臂、传动轴、同步传动带等，在小臂一端固定驱动手腕运动的步进电机。手腕部件：包括手腕壳体、传动齿轮和传动轴、机械接口等。2.5 自动换刀装置设计总体方案设计工业自动换刀装置设计的结构形式主要有直角坐标结构，圆柱坐标结构，球坐标结构，关节型结构四种。各结构形式及其相应的特点，分别介绍如下3。(1) 直角坐标自动换刀装置设计结构 直角坐标自动换刀装置设计的空间运动是用三个相互垂直的直线运动来实现的，如图2-1(a)由于直线运动易于实现全闭环的位置控制，所以，直角坐标自动换刀装置设计有可能达到很高的位置精度（m级）。但是，这种直角坐标自动换刀装置设计的运动空间相对自动换刀装置设计的结构尺寸来讲，是比较小的。因此，为了实现一定的运动空间，直角坐标自动换刀装置设计的结构尺寸要比其他类型的自动换刀装置设计的结构尺寸大得多。直角坐标自动换刀装置设计的工作空间为一空间长方体。直角坐标自动换刀装置设计主要用于装配作业及搬运作业，直角坐标自动换刀装置设计有悬臂式，龙门式，天车式三种结构。(2) 圆柱坐标自动换刀装置设计结构圆柱坐标自动换刀装置设计的空间运动是用一个回转运动及两个直线运动来实现的，如图2-1(b)。这种自动换刀装置设计构造比较简单，精度还可以，常用于搬运作业。其工作空间是一个圆柱状的空间。(3) 球坐标自动换刀装置设计结构球坐标自动换刀装置设计的空间运动是由两个回转运动和一个直线运动来实现的，如图2-1(c)。这种自动换刀装置设计结构简单、成本较低，但精度不很高。主要应用于搬运作业。其工作空间是一个类球形的空间。(4) 关节型自动换刀装置设计结构关节型自动换刀装置设计的空间运动是由三个回转运动实现的，如图2-1(d)。关节型自动换刀装置设计动作灵活，结构紧凑，占地面积小。相对自动换刀装置设计本体尺寸，其工作空间比较大。此种自动换刀装置设计在工业中应用十分广泛，如焊接、喷漆、搬运、装配等作业，都广泛采用这种类型的自动换刀装置设计。自动换刀装置设计结构，有水平关节型和垂直关节型两种。(a) 直角坐标型 (b) 圆柱坐标型 (c) 球坐标型 (d) 关节型图2-1 四种自动换刀装置设计坐标形式根据任务书要求和具体实际我们选择的是(d) 关节型。具体到本设计，因为设计要求搬运的加工工件的质量达5KG，同时考虑到数控机床布局的具体形式及对自动换刀装置设计的具体要求，考虑在满足系统工艺要求的前提下，尽量简化结构，以减小成本、提高可靠度。该自动换刀装置设计手臂运动范围大,且有较高的定位准确度,要求设计的自动换刀装置设计为六个自由度，其中腰部有一个旋转自由度，大臂和小臂的俯仰自由度，小臂的旋转自由度，手腕的俯仰、旋转自由度。在本论文中，要求设计大小臂结构，所以，需要对实现大臂和小臂的俯仰自由度，小臂的旋转自由度的机构进行详细设计。2.6 本章小结本章主要完成对自动换刀装置设计系统设计,通过多种方案的选择来确定最终要确定的方案. 确定了自动换刀装置设计的总体设计方案后，就要针对自动换刀装置设计的腰部、手臂、手腕、末端执行器等各个部分进行详细设计。3 手爪夹持器结构设计与校核3.1手爪夹持器种类1.连杆杠杆式手爪这种手爪在活塞的推力下，连杆和杠杆使手爪产生夹紧（放松）运动，由于杠杆的力放大作用，这种手爪有可能产生较大的夹紧力。通常与弹簧联合使用。2.楔块杠杆式手爪利用楔块与杠杆来实现手爪的松、开，来实现抓取工件。3.齿轮齿条式手爪这种手爪通过活塞推动齿条，齿条带动齿轮旋转，产生手爪的夹紧与松开动作。4.滑槽式手爪 当活塞向前运动时，滑槽通过销子推动手爪合并，产生夹紧动作和夹紧力，当活塞向后运动时，手爪松开。这种手爪开合行程较大，适应抓取大小不同的物体。5.平行杠杆式手爪不 需要导轨就可以保证手爪的两手指保持平行运动采用平行四边形机构，因此，比带有导轨的平行移动手爪的摩擦力要小很多结合具体的工作情况，采用连杆杠杆式手爪。驱动活塞 往复移动，通过活塞杆端部齿条，中间齿条及扇形齿条 使手指张开或闭合。手指的最小开度由加工 工件的直径来调定。本设计按照所要捆绑的重物最大使用 的钢丝绳直径为50mm来设计。a有适当的夹紧力手部在工作时，应具有适当的夹紧力，以保证夹持稳定可靠，变形小，且不损坏工件的已加工表面。对于刚性很差的工件夹紧力大小应该设计得可以调节，对于笨重的工件应考虑采用自锁安全装置。b有足够的开闭范围工作时，一个手指开闭位置以最大变化量称为开闭范围。夹持类手部的手指都有张开和闭合装置。可用开闭角和手指夹紧端长度表示。于回转型手部手指开闭范围，手指开闭范围的要求与许多因素有关c力求结构简单，重量轻，体积小作时运动状态多变，其结构，重量和体积直接影响整个气压自动换刀装置设计的结构，抓重，定位精度，运动速度等性能。手部处于腕部的最前端，工因此，在设计手部时，必须力求结构简单，重量轻，体积小。d手指应有一定的强度和刚度因此送料，采用最常用的外卡式两指钳爪，夹紧方式用常闭式弹簧夹紧，夹紧气压自动换刀装置设计，根据工件的形状，松开时，用单作用式气压缸。此种结构较为简单，制造方便。气压缸右腔停止进油时，气压缸右腔进油时松开工件。3.2夹持器设计计算手爪要能抓起工件必须满足： （3-6）式中，-为所需夹持力；-安全系数，通常取1.22；-为动载系数，主要考虑惯性力的影响可按估算，为自动换刀装置设计在换刀工件过程的加速度，为重力加速度；-方位系数，查表选取；-被抓持工件的重量 20；带入数据，计算得： ；理论驱动力的计算： （3-7）式中，-为柱塞缸所需理论驱动力；-为夹紧力至回转支点的垂直距离；-为扇形齿轮分度圆半径；-为手指夹紧力；-齿轮传动机构的效率，此处选为0.92；其他同上。带入数据，计算得 计算驱动力计算公式为： （3-8）式中，-为计算驱动力；-安全系数，此处选1.2；-工作条件系数，此处选1.1； 而气压缸的工作驱动力是由缸内油压提供的，故有 （3-9）式中，-为柱塞缸工作油压；-为柱塞截面积；选取缸内径为40mm3.3 夹持装置液压缸设计计算3.3.1 初步确系统压力表3.2 按负载选择工作压力1负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455表3.3 各种机械常用的系统工作压力1机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械气凿岩机气机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032由表3.2和表3.3可知，初选液压缸的设计压力P1=1MPa3.3.2液压缸计算估算要驱动的负载大小为300N，考虑到液压缸未加载时实际所能输出的力，受液压缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前液压缸之间的摩擦力的影响，并考虑到机械爪的质量。在研究液压缸的性能和确定液压缸的缸径时，常用到负载率：由液压与气压传动技术表3.4：表3.4 液压缸的运动状态与负载率阻性负载（静负载）惯性负载的运动速度v运动的速度v=50mm/s，取=0.60，所以实际的液压缸缸负载的大小为：F=F0/=500N（2） 液压缸内径的确定表3.5 液压缸内径确定公式项目计算公式缸径双作用液压缸推力拉力 表1 液压缸内径系列GB/T2348-1980mm810121620253240506380100125160200250320400500按GB/T2348-1980，取标准值D=40mm；本来可以取32的，考虑不可预测的超载等因素，故在这取的略微大一些。查气传动与控制手册根据杆径比d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取d/D=0.5-0.7。活塞杆直径d=0.45D=18mm 取d=18（标准直径）表2 活塞杆直径系列4568101214161820222528323640455056637080901001101251401601802002202502803203604003） 液压缸缸体厚度计算 缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1 MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.251=1.25MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系数n按气传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =0.2083mm则液压缸缸体外径为50mm。3.缸筒结构设计缸筒两端分别与缸盖和缸底链接，构成密封的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关6。因此，在设计缸筒结构时，应根据实际情况，选用结构便于装配、拆卸和维修的链接形式，缸筒内外径应根据标准进行圆整。3.3.3 活塞杆的计算校核2.活塞杆强度计算： 90mm （4-4）式中 许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375-500MPa，取400MPa，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中）3活塞杆的结构设计 活塞杆的外端头部与负载的拖动油马达机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等6。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。3.3.4 液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表4-4选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表4-4中的a、b、c选用。表4-4（a）液压缸行程系列（GB 2349-80）62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80）6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80）6240260300340380420480530600650750850950105012001300150017001900210024002600300034003800根据设计要求知快速接近工件，行程根据任务书要求，根据表3-8，可选取液压缸的工作行程为100mm.4 自动换刀装置设计大臂部结构4.1 大臂部结构设计的基本要求臂部部件是数控立式升降台铣床自动换刀装置设计的主要部件。它的作用是支承手部，并带动它们做空间运动。臂部运动的目的:把手部送到空间运动范围内的任意一点。如果改变手部的姿态(方位)关节，则臂部自由度加以实现。因此，一般来说臂部设计基本要求: （1）臂部应承载能力大、刚度好、自重轻臂部通常即受弯曲(而且不仅是一个方向的弯曲)，也受扭转，应选用弯和抗扭刚度较高的截面形状。很明显，在截面积和单位重量基本相同的情况下，钢管、工字钢和槽钢的惯性矩要比圆钢大得多。所以，数控立式升降台铣床自动换刀装置设计常采用无缝钢管作为导向杆，用工字钢（如图4.1和4.2所示）或槽钢作为支撑钢，这样既提高了手臂的刚度，又大大减轻了手臂的自重，而且空心的内部还可以布置驱动装置、传动装置以及管道，这样就使结构紧凑、外形整齐。（2)臂部运动速度要高，惯性要小在一般情况下，手臂的要求匀速运动，但在手臂的启动和终止瞬间，运动是变化的，为了减少冲击，要求启动时间的加速度和终止前减速度不能太大，否则引起冲击和振动。 为减少转动惯量，应采取以下措施: (a) 减少手臂运动件的重量，采用铝合金等轻质高强度材料; (b) 减少手臂运动件的轮廓尺寸 (c) 减少回转半径 (d) 驱动系统中设有缓冲装置(3)手臂动作应灵活。为减少手臂运动件之间的摩擦阻力，尽可能用滚动摩擦代替滑动摩擦。(4)位置精度要高。一般来说，直角和圆柱坐标系数控立式升降台铣床自动换刀装置设计位置精度高;关节式数控立式升降台铣床自动换刀装置设计的位置最难控制，故精度差;在手臂上加设定位装置和检测机构，能较好的控制位置精度。本文采用铝合金材料设计成薄壁件，一方面保证机械臂的刚度，另一方面可减小机械臂的重量，减小基座关节电机的载荷，并且提高了机械臂的动态响应。砂型铸造铸件最小壁厚的设计。最小壁厚：每种铸造合金都有其适宜的壁厚，不同铸造合金所能浇注出铸件的“最小壁厚”也不相同，主要取决于合金的种类和铸件的大小，见表4.1所示：铸件尺寸 铸钢 灰铸铁 球墨铸铁 可锻铸铁 铝合金 铜合金 200200 200200500500 500500 58 1012 1520 35 410 1015 46 812 1220 35 68 33.5 46 35 68 表4.1 砂型铸造铸件最小壁厚计（mm）以上介绍的只是砂型铸造铸件结构设计的特点，在特种铸造方法中，应根据每种不同的铸造方法及其特点进行相应的铸件结构设计。本文机械臂壳体采用铸造铝合金。具体尺寸见总装配图。4.2 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。4.3 大臂电机及减速器选型假设小臂及腕部绕第二关节轴的重量：M2=2Kg， M3=4KgJ2=M2L42+M3L52 =10.0972+40.1942=0.16kg.m2大臂速度为10r/min ，则旋转开始时的转矩可表示如下：式中：T - 旋转开始时转矩 N.mJ 转动惯量 kg.m2- 角加速度rad/s2使自动换刀装置设计大臂从到所需的时间为：则： (3.4)若考虑绕自动换刀装置设计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10N.m，取安全系数为2，则谐波减速器所需输出的最小转矩为： (3.5)选择谐波减速器：型号：XB3-50-120 （XB3型扁平式谐波减速器）额定输出转矩：20N.m 减速比：i1=120 设谐波减速器的的传递效率为：，步进电机应输出力矩为： (3.6)选择BF反应式步进电机型号：55BF003静转矩：0.686N.m步距角：1.54.4 减速器参数的计算刚轮、柔轮均为锻钢，小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS 刚轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。1.齿数的确定柔轮齿数：刚轮齿数： 已知模数：，则柔轮分度圆直径：钢轮分度圆直径：柔轮齿圈处的厚度：重载时，为了增大柔轮的刚性， 允许将1计算值增加20%，即柔轮筒体壁厚： 为了提高柔轮的刚度，取 轮齿宽度：轮毂凸缘长度：取柔轮筒体长度：轮齿过渡圆角半径：为了减少应力集中，以提高柔轮抗疲劳能力，取2.啮合参数的计算由于采用压力角的渐开线齿廓，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。考虑到轮齿扭矩，使轮齿间隙减小的值为： （扭转弹性模数G=80GPa）其中： W0m=0.89810-5Zr2Cnmaxm为了消除在的情况下进入啮合的齿顶干涉，则必须使最大侧隙大于由于齿轮扭转减小的侧隙后，还应保证存在有侧隙值。 其中： 径向变形系数：则： 径向变形系数：柔轮的变位系数： 刚轮的变位系数： 验算相对啮入深度： 如果计算得到的，为了继续进行计算，可取2。如果出现，为了传递动力，应适当增加值重新计算，使。柔轮齿根圆直径： 其中（齿顶高系数，径向间隙系数）柔轮齿顶圆直径： 其中（查表得）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。即：刚轮齿顶圆直径： 刚轮齿根圆直径： 选取插齿刀齿数，插齿刀变位系数（中等磨损程度的插齿刀），插齿刀原始齿形压力角，则刚轮和插齿刀的制造啮合角：查渐开线函数表和三角函数表得则刚轮和插齿刀的制造中心距：插齿刀的齿顶圆直径：刚轮齿根圆直径：验算刚轮齿根圆和柔轮齿顶圆的径向间隙：即：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： 柔轮齿圈处的内径：则：轴承外环厚度：由于工艺上的要求，可将外环做成无滚道的轴承内环厚度： 内环滚道深度：式中的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 轴承外环外径： 轴承内环内径：为了便于制造，采用双偏心凸轮波发生器。则凸轮圆弧半径：其中是偏心距：（刚轮分度圆直径，柔轮分度圆直径）则凸轮圆弧半径： 凸轮长半轴：凸轮短半轴：4.5承载能力的计算4.5.1 柔轮齿面的接触强度的计算根据谐波传动传动比大的特点，其柔轮和刚轮的齿数较多，齿形很接近于直线。故实际谐波齿轮传动的载荷能力主要应由柔轮齿侧工作表面的最大接触应力所限制。因此，谐波齿轮传动的柔轮齿侧面应满足如下接触强度条件：接触强度计算公式： 输出转矩柔轮节圆半径柔轮轮齿宽刚轮压力角接触系数（0.40.9）对于一般双波传动，轮齿宽许用接触应力 则： 所以满足齿面的接触强度要求。4.5.2 柔轮疲劳强度的计算柔轮材料采用 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：切应力：由扭矩产生的剪切应力：其中： 则：验算安全系数：疲劳极限应力：应力安全系数：其中，抗拉屈服极限： 剪切应力集中系数：则满足疲劳强度条件。轴的计算校核画轴的受力分析图，轴的受力分析分析图如图所示：已知：作用在刚轮上的圆周力径向力法相力1) 求垂直面的支撑反力：2) 水平面的支撑反力： 4） F在支撑点产生的反力： 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5） 绘垂直面的弯矩图： 5) 绘水平面的弯矩图： 6) F产生的弯矩图： a-a截面F力产生的弯矩为： 7) 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把与直接相加MA=+MAF= +41.1=70.1 N.mMA=+MAF= +41.1=62.57 N.m8) 求轴传递的转矩： N.mm9) 求危险截面的当量转矩 如图所示，a-a截面最危险，其当量转矩为：如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数a=0.6，带入上式可得：10） 计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1查得B=650Mp,由表 14-3查得-1b=60Mpa,则：考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大5%，故：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左侧为危险截面其弯曲截面系数为：抗扭截面系数为：弯曲应力为：扭切应力为：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：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力-1b=60Mpa,-1b,强度满足要求。5小臂结构设计5.1 手指的相关设计与计算设计手部时除了要满足抓取要求外，还应满足以下几点要求：（1）、手指握力的大小要适宜确定手指的握力（即夹紧力）时，应考虑工件的重量以及传送或操作过程中所产生的惯性力和振动，以保证工件不致产生松动或脱落，但握力太大又会造成浪费并可能损坏工件。（2）、应保证工件能顺利地进入或脱开手指开合式手指应具有足够大的张开角度来适应较大的直径范围，保证有足够的夹紧距离以方便抓取和松开工件。移动式钳爪要有足够大的移动范围。（3）、应具有足够的强度和刚度，并且自身重量轻因受到被夹工件的反作用力和运动过程中的惯性力、振动等的影响，要求自动换刀装置设计具有足够的强度和刚度以防折断或弯曲变形，但结构要简单紧凑、自重轻，并使手部的重心在手腕的回转轴线上，使手腕的扭转力矩最小。（4）、动作迅速、灵活、准确，通用自动换刀装置设计还要求更换手部方便根据用途手部可分为夹持式手部、吸附式手部和专用工具（喷枪、扳手、焊接工具）三类。 经过分析和比较此设计采用夹持式手部。手部是自动换刀装置设计直接抓取和握紧（或吸附）物件或夹持专用工具执行作业任务的部件，因此手部的结构和尺寸应依据作业任务要求来设计，从而形成了多种的结构型式。它安装在手臂的前端，可以模仿人手动作。一 、夹持式手部夹持式手部对抓取工件的形状具有较大的适应性，故应用较广。它的动作与钢丝钳或虎钳相似。二 、结构夹持式手部是有驱动装置、传动机构和手指（或手爪）等组成。驱动装置多半用活塞缸。传动机构常用连杆机构、滑槽机构、齿轮齿条机构等。手指常用两指，也有多指等形式。指端是手指上直接与被夹工件接触的部位，它的结构形状取决于工件的形状。手部结构按模仿人手手指的动作，可分为回转型、移动型等形式。经分析和比较此设计选择移动式的齿轮齿条手部。5.2 手爪结构设计与校核手爪种类1.连杆杠杆式手爪这种手爪在活塞的推力下，连杆和杠杆使手爪产生夹紧（放松）运动，由于杠杆的力放大作用，这种手爪有可能产生较大的夹紧力。通常与弹簧联合使用。2.楔块杠杆式手爪利用楔块与杠杆来实现手爪的松、开，来实现抓取工件。3.齿轮齿条式手爪这种手爪通过活塞推动齿条，齿条带动齿轮旋转，产生手爪的夹紧与松开动作。4.滑槽式手爪 当活塞向前运动时，滑槽通过销子推动手爪合并，产生夹紧动作和夹紧力，当活塞向后运动时，手爪松开。这种手爪开合行程较大，适应抓取大小不同的物体。5.平行杠杆式手爪不 需要导轨就可以保证手爪的两手指保持平行运动采用平行四边形机构，因此，比带有导轨的平行移动手爪的摩擦力要小很多结合具体的工作情况，采用连杆杠杆式手爪。驱动活塞 往复移动，通过活塞杆端部齿条，中间齿条及扇形齿条 使手指张开或闭合。手指的最小开度由加工 工件的直径来调定。本设计按照所要捆绑的重物最大使用 的钢丝绳直径为50mm来设计。a有适当的夹紧力手部在工作时，应具有适当的夹紧力，以保证夹持稳定可靠，变形小，且不损坏工件的已加工表面。对于刚性很差的工件夹紧力大小应该设计得可以调节，对于笨重的工件应考虑采用自锁安全装置。b有足够的开闭范围工作时，一个手指开闭位置以最大变化量称为开闭范围。夹持类手部的手指都有张开和闭合装置。可用开闭角和手指夹紧端长度表示。于回转型手部手指开闭范围，手指开闭范围的要求与许多因素有关c力求结构简单，重量轻，体积小作时运动状态多变，其结构，重量和体积直接影响整个液压自动换刀装置设计的结构，抓重，定位精度，运动速度等性能。手部处于腕部的最前端，工因此，在设计手部时，必须力求结构简单，重量轻，体积小。d手指应有一定的强度和刚度因此送料，采用最常用的外卡式两指钳爪，夹紧方式用常闭式弹簧夹紧，夹紧液压自动换刀装置设计，根据工件的形状，松开时，用单作用式液压缸。此种结构较为简单，制造方便。液压缸右腔停止进油时，液压缸右腔进油时松开工件。5.3 结构分析自动换刀装置设计的手部是最重要的执行机构，是用来握持工件的部件。常用的手部按其握持原理可以分为夹持类和吸附类两大类，本课题采用夹持类手部。夹持类手部又可分夹钳式、托勾式和弹簧式。本课题选用夹钳式，它是工业机器人最常见的一种手部。手部传动机构可分回转型、平动型和平移型。回转型的特点是当手爪夹紧和松开物体时，手指作回转运动。当被抓物体的直径大小变化时，需要调整手爪的位置才能保持物体的中心位置不变。平动型的特点是手指由平行四杆机构传动，当手爪夹紧和松开物体时，手指姿态不变，作平动。和回转型手爪一样，夹持中心随被夹持物体直径的大小而变。平移型的特点是当手爪夹紧和松开工件时，手指作平移运动，并保持夹持中心固定不变，不受工件直径变化的影响。为便于夹持避免固定中心的麻烦，采用平移型，图5-1所示的是靠导槽保持手指作平移运动。图5-1 手部装配图5.4计算分析因工件运动速度引起视在重量增加情况下的夹紧力计算机器人手臂停止状态开始的直线运动和旋转运动的组合，所以伴随有速度和加速度.工件有了加速度，其视在重量就变化。设自动换刀装置设计手部纵向中心线上所加的驱动力为P，P油缸有效截面积使用的气压.作用在一个指尖上的夹紧力为Q（方向沿手指的运动方向）.设手指以摩擦力Q，工件重量为G=mg.夹起工件要计算的是单个手指所必须的力Q.如图2-2所示，工件以加速度a垂直上升，要使工件不掉下，下式必须成立.得代入数据，得选取活塞杆直径d=0.5D,选择油缸工作压力P=0.81MPa, 根据表4.1（JB826-66），选取液压缸内径为：D=63mm则活塞杆内径为:D=630.5=31.5mm，选取d=32mm为了保证手抓张开角为，活塞杆运动长度为34mm。手抓夹持范围，手指长100mm,当手抓没有张开角的时候，如图3.2（a）所示，根据机构设计，它的最小夹持半径，当张开时，如图3.2（b）所示，最大夹持半径计算如下： 自动换刀装置设计的夹持半径从20-30mm。5.5 腕部设计腕部能够连接机器人的臂部和手部，支撑并且改变手部的姿态。腕部设计的要求有：结构紧凑、质量轻；动作灵活、平稳，定位精度高；所用材料强度、刚度高；与臂部及手部的连接部位的结构合理，传感器和驱动装置的合理布局及安装等。5.5.1 手腕偏转驱动计算手腕的偏转是通过后置于大臂底部一侧的步进电机驱动，两级带轮链条传动，再经过锥齿轮啮合传动改变方向来实现偏置的。手腕的驱动力来自步进电机，首先要计算手腕偏转所需要的转矩，再计算电机的输出转矩，确定步进电机的型号，从而计算设计链传动以及锥齿轮传动的传动参数及相关尺寸。（1）选择步进电机手腕偏转时，需要克服摩擦阻力矩、工件负载阻力矩和腕部启动时的惯性力矩。根据转矩的计算公式15： （3.1） （3.2） （3.3） （3.4） （3.5） （3.6） （3.7） （3.8）式中： 手腕偏转所需力矩（Nm）；摩擦阻力矩（Nm）；负载阻力矩（Nm）；手腕偏转启动时惯性阻力矩（Nm）；工件负载对手腕回转轴线的转动惯量（kgm2）；手腕部分对回转轴线的转动惯量（kgm2）；手腕偏转角速度（rad/s）；手腕质量（kg）；负载质量（kg）；启动时间（s）；手腕部分材料密度（kg/m3）；手腕部分外径和内径（m）；手腕的长度（m）；手腕偏转末端的线速度（m/s）。根据已知条件：kg，m/s，m，m，m，s，手腕部分采用的材料假定为铸钢，密度kg/m3。将数据代入计算得： kg r/s kgm2 kgm2 Nm Nm Nm因为腕部传动是通过两级带轮和一级锥齿轮实现的，所以查取手册15得：弹性联轴器传动效率；滚子链传动效率；滚动轴承传动效率（一对）；锥齿轮传动效率；计算得传动的装置的总效率。电机在工作中实际要求转矩 Nm （3.9）根据计算得出的手腕偏转所需力矩，结合北京和利时电机技术有限公司生产的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3.3和图3.4所示,选择90BYG5200B-SAKRML-0301型号的步进电机。图3.3 90BYG步进电机技术数据图3.4 90BYG5200B-SAKRML-0301型步进电机矩频特性曲线（2）设计链传动（a） 计算、分配传动比根据步进电机型号及其对应的矩频特性曲线，所选步进电机工作转矩为4.5 Nm，对应的转速为r/min。由于腕部偏转的角速度r/s，已经通过计算得出，所以腕部末端偏转转速r/min，由此推出总的传动比。已确定的手腕偏转传动方式是通过两级带轮链条传动和一级锥齿轮传动，需将总传动比进行分配。综合考虑带轮的尺寸和手臂内部结构空间，取小臂链传动比，大臂链传动比，锥齿轮传动比，。（b） 计算小臂链传动功率 kW （3.10） （c）选择带轮的齿数为使小臂中的两个带轮结构更加紧凑，考虑到小臂链的传动比较小，而传动距离比较长，选择小带轮齿数，大带轮齿数，、取奇数，链节数为偶数，可使链条和带轮轮齿磨损均匀。（d）选择链条类型根据手册15进行链传动的设计计算： kW （3.11） kW （3.12） mm ， （3.13） mm， （3.14） mm （3.15） mm （3.16） mm （3.17） mm （3.18） m/s （3.19） N （3.20） N （3.21）式中：工况系数； 主动带轮齿数系数； 单排链系数 ；中心距计算系数；设计功率（kW）； 特定条件下单排链条传递功率（kW）； 节距（mm）； 初定中心距（mm）； 链条节数； 链条长度（mm）； 计算中心距（mm）； 实际中心距（mm）； 链条速度（m/s）； 有效圆周力（N）； 作用在轴上的力（水平或倾斜传动）（N）。 经过上述计算，选择链号10B，节距mm的链条。（e）计算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： ，mm，mm，mm。带轮主要尺寸： （3.22） （3.23） （3.24） （3.25） （3.26）式中：分度圆直径； 齿顶圆直径； 齿根圆直径； 分度圆弦齿高； 齿侧凸缘直径。 将数据代入计算得：mm mm mm mm mm mm mm mm mm（3）设计锥齿轮传动根据喷漆机器人的工作要求，将腕部最末端的传动设计成标准直齿圆锥齿轮传动，考虑到可能圆锥小齿轮齿根圆到键槽底部的距离，所以将圆锥小齿轮与轴设计成一体，圆锥大齿轮单独设计，材料选用45钢。由于选用的是闭式硬齿面齿轮，齿轮齿面磨损和弯曲疲劳折断是主要的失效形式，因此设计这类齿轮传动时按弯曲疲劳强度进行设计计算，宜选取较小的齿数，可取172015。（a）估算齿轮主要参数及尺寸齿数,：齿数比，所以选择,则。齿宽系数：，取。齿宽系数不宜取过大，避免引起小端齿顶过薄，齿根圆角半径过小，应力集中过大。根据手册16，按齿面接触疲劳强度计算小齿轮大端分度圆直径和大端模数： （3.27） 式中： 齿轮传递的扭矩； 工况系数；动载系数； 齿宽系数； 试验齿轮的接触疲劳极限应力；查手册16得到，,MPa。由于 Nm，,。将数据代入得到小齿轮大端分度圆直径mm。大端模数，根据标准分度圆模数，取。圆锥齿轮主要尺寸计算16： （3.28） （3.29） （3.30） （3.31） （3.32） （3.33） （3.34） 式中：大端分度圆直径； 、节锥角； 锥距； 中点分度圆直径； 当量齿数； 平均模数。 齿宽，取mm。将数据代入计算得：mm mm mm mm mm 根据大、小臂两级带轮的减速，锥齿轮传动中主动轮转速r/min。中点分度圆上的圆周力N。（b）按齿面接触疲劳强度进行校核计算接触用单位齿宽上的载荷 MPa （3.35） 查16手册，齿向载荷分布系数，=1.2。计算接触疲劳应力 MPa （3.36） 计算齿轮的接触疲劳极限应力 （3.37）式中： 寿命系数；润滑剂系数；齿面光洁度系数；速度系数；工作硬化系数；尺寸系数。查手册16得到，。所以，MPa。计算接触安全系数，安全系数较高。所以，接触疲劳强度满足，参数合理。（c）按齿根弯曲疲劳强度的校核计算弯曲用单位齿宽上的载荷MPa变位系数取，则。应力集中校正系数由及可查表得，由及可查表得。齿形系数由，据及可查表得，由及可查表得，而，所以：，。弯曲计算应力根据公式： （3.38） （3.39） 将数据代入计算得：MPa MPa取安全系数查16手册，得弯曲疲劳寿命系数，。查16手册，得弯曲疲劳极限为MPa，MPa。许用应力： （3.40） （3.41）将数据代入计算得：MPa MPa因此、，弯曲疲劳强度满足，参数合理17。5.5.2 手腕俯仰驱动计算手腕的俯仰是通过后置于大臂底部另一侧的步进电机驱动，两级带轮链条传动来实现的。与手腕偏转驱动的计算方法一样，先进行步进电机的选型，再确定链传动的传动参数和相关尺寸。经过设计计算，手腕俯仰驱动选择与手腕偏转驱动相同的步进电机型号90BYG5200B-SAKRML-0301。链传动参数与相关尺寸计算结果如下：带轮参数：，mm，mm，mm。带轮尺寸：mm mm mm mm mm mm mm mm mm5.5.3 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: （3-1） 、分别为10kg(包括负载2kg)、5kg、12kg。、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、故、可忽略不计。所以绕第一关节轴的转动惯量为： （3-2） = =同理可得小臂及腕部绕第二关节轴的转动惯量: = =式中：小臂重心距第二关节轴的水平距离 。 腕部重心距第二关节轴的水平距离 。则旋转开始时的转矩可表示如下 （3-3）式中：旋转开始的转矩 角加速度 使机器人主轴从到/s所需时间为:则： 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 电动机的功率可按下式估算 （3-4）式中： 电动机功率 ； 负载力矩 ； 负载转速 ； 传动装置的效率，初步估算取0.9； 系数1.52.5为经验数据，取1.5估算后就可选取电机，使其额定功率满足下式 （3-5）选择QZD-08串励直流电动机表3-1 QZD-08串励直流电动机技术数据功率（W）额定电压（V）额定电流（A）额定转速（r/min）滤磁方式绝缘等级工作制（min）8002446.21750串励B605.6 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。5.7 小臂电机及减速器选型本数控立式升降台铣床自动换刀装置设计小臂部两个自由度是平面旋转，若轴承是光滑的，则旋转所需的静转矩比较小。因为将臂伸开呈一条直线时转动惯量最大，所以在旋转开始时可产生步进电机的转矩不足。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：J1=JG1+M1L12+JG2+M2L22+JG3+M3L32 （3.1）其中：M1，M2，M3分别为负载2Kg，手臂1Kg，腕部4Kg；L1，L2，L3分别其长度。JG1M1L12、JG2M2L22、JG3M3L32，故可忽略不计，以绕第一关节轴的转动惯量为：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关节轴的转动惯量：M2=2Kg，L4=97mm；M3=4Kg，L5=194mm。J2=M2L42+M3L52 (3.3)=10.0972+40.1942=0.16kg.m2设小臂转速，角速度从0加到所需加速时间，则同步带应输出转矩为： (3.7) 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10N.m，取安全系数为2，则谐波减速器所需输出的最小转矩为： (3.5)选择谐波减速器：型号：XB3-50-100额定输出转矩：20N.m 减速比：i1=100 设谐波减速器的的传递效率为：，步进电机应输出力矩为： (3.6)选择BF反应式步进电机型号：55BF003静转矩：0.686N.m步距角：1.55.7.1.传动结构形式的选择该减速器是电传动减速的谐波齿轮装置。要求其传动比较大结构简单紧凑效率较高承载力较高通用性良好。因此本设计方案所选的结构形式为刚轮固定波发生器主动和柔轮从动比较合适。为了便于采用标准刀具来加工柔轮和刚轮，特选取压力角的渐开线齿廓。 5.7.2.几何参数的计算齿数的确定柔轮齿数：刚轮齿数： 已知模数：，则柔轮分度圆直径：钢轮分度圆直径：柔轮齿圈处的厚度：重载时，为了增大柔轮的刚性， 允许将1计算值增加20%，即柔轮筒体壁厚： 为了提高柔轮的刚度，取 轮齿宽度：轮毂凸缘长度：取柔轮筒体长度：轮齿过渡圆角半径：为了减少应力集中，以提高柔轮抗疲劳能力，取由于采用压力角的渐开线齿廓，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。5.8 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算滚珠直径： 柔轮齿圈处的内径：则：轴承外环厚度：由于工艺上的要求，可将外环做成无滚道的轴承内环厚度： 内环滚道深度：式中的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 轴承外环外径： 轴承内环内径：为了便于制造，采用双偏心凸轮波发生器。则凸轮圆弧半径：其中是偏心距：（刚轮分度圆直径，柔轮分度圆直径）则凸轮圆弧半径： 凸轮长半轴：凸轮短半轴：5.8.1柔轮齿面的接触强度的计算根据谐波传动传动比大的特点，其柔轮和刚轮的齿数较多，齿形很接近于直线。故实际谐波齿轮传动的载荷能力主要应由柔轮齿侧工作表面的最大接触应力所限制。因此，谐波齿轮传动的柔轮齿侧面应满足如下接触强度条件：接触强度计算公式： 输出转矩柔轮节圆半径柔轮轮齿宽刚轮压力角接触系数（0.40.9）对于一般双波传动，轮齿宽许用接触应力 则： 所以满足齿面的接触强度要求。5.8.2柔轮疲劳强度的计算 谐波齿轮传动中轮齿的工作特点是：齿面的摩擦滑移接触和柔轮承受着反复的交变载荷。为了使柔轮在循环的弹性变形下能正常工作，除满足耐磨条件外，还必须进行柔轮的疲劳强度计算。柔轮材料采用 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：切应力：由扭矩产生的剪切应力：其中： 则：验算安全系数：疲劳极限应力：应力安全系数：其中，抗拉屈服极限： 剪切应力集中系数：则满足疲劳强度条件。5.9 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 所以,有该轴的最小轴径为: 考虑到键槽的影响，所以dmin取值为17MM,具体结构如下：5.10 轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图7)及受力计算图 轴的受力分析知： 5.11 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见下表:表1 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6014A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68计算比值Fa/FrFaA /FrA e确定X、Y值XA=1 YA =0 查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=5796.24 PB=6759.14计算轴承寿命763399h大于12480h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（2）、扭矩T图（3）、当量弯矩（4）、校核由手册查材料45的强度参数C截面当量弯曲应力：由计算结果可见C截面安全。各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.一、 电机键的选择及校核:带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键B8X7,键长50,GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢(键) 、40Cr(轴) (1) 刚轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B14X9GB/T1096联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)此时, 键联结合格.(2)输出轴处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键16X10,键长100,GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结合格.6 机身设计机身系统部件的结构设计。（1） 支撑架的设计支撑架主要承载大小臂上所有零件的重量，左端设计大臂平衡弹簧的固定连接孔，右端设计大臂驱动电机支撑架。考虑机身回转时的偏心力，合理设计支撑架与回转轴的连接，采用柱销式连接，两边用螺钉紧固。同时设计一个支撑圆盘加以固定，使其转动更加平衡。为了减轻自重，选用ZL401材料。（2） 机座的设计机座在中间轴对应的位置处加工一个轴承固定座，其他无特殊要求。机身系统的内部设计主要是对传动系统的各部件进行设计计算与校核，其设计计算主要参照机械设计14。6.1 步进电机选择6.1.1 计算输出轴的转矩 （3.1） （3.2） （3.3） （3.4） （3.5） （3.6）惯性力矩 摩擦力矩 输出轴转动角速度 大臂转动惯量小臂转动惯量机身自身转动惯量启动时间=0.5s=0.8m/s=0.5m 1.6 rad/s 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，此时需要的数值最大。图3.1 大小臂处于极限位置由同组成员计算出的大臂质量及相关大臂相对中心线oa的垂直距离得出： =400mm，=30kg，代入式（3.5）得：=1.6kgm由同组组员算出的小臂质量及相关小臂相对oa线的垂直距离得出：=1000mm，m=20kg，代入式（3.5）得：=6.67kgmm计算相关机身设计数值得出：kg代入式（3.6）得：=5.75kgm代入（3.2）得到=44.86Nm 带入（3.1）得到=49.85Nm= =6.86Nm选择二级圆柱齿轮减速器i=9 （3.7）=0.99 联轴器传动效率=0.96 齿轮传动效率=0.98 轴承传动效率代入式（3.7）得到：0.8076.1.2 确定各轴传动比总传动比=9 ，根据推荐的传动副传动比合理范围，取：高速级传动比=3 ，低速级传动比=3 6.1.3 传动装置的运动和动力参数由图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3.2 传动示意简图各轴转速 （3.8） （3.9） =1.6rad/s=15.3r/min代入式（3.8）、式（3.9）得：45.9r/min，137.7r/min转矩计算 （3.10）49.85Nm代入式（3.7）得：17.7Nm同理得到：=17.7Nm=6.27Nm=6.66Nm北京和利时电机电器有限公司的一些步进电机技术参如表3.1。表3.1 步进电机产品系列及技术参数型号相数步距角(DEG.)电压(V)电流(A)静转矩(N.m)空载运行频率(KHZ)转动惯量(Kg.cm2)备注86BYG250AN20.9/1.81103.62.4150.5686BYG250BN20.9/1.811045.0151.286BYG250CN20.9/1.811057.0154.28北京和利时电机电器有限公司86BYG250CN型步进电机的运行矩频特性曲线如图3.3。图3.3 运行矩频特性由计算得到所需：=6.86Nm，137.7r/min该电机可以满足要求。 北京和利时电机电器有限公司86BYG250CN型步进电机的外型简图如图3.4。图3.4 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，主从动端均选用型轴孔16。6.2 齿轮设计与计算6.2.1 高速级齿轮设计与计算（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数按已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。由资料14（下同）表10-1小齿轮材料选用45Cr(调质)，表面硬度为280HBS,大齿轮材料选用45钢（调质），表面硬度为240HBS。选择7级精度，（2） 按齿面接触疲劳强度计算根据设计计算公式（10-9a）试算小齿轮分度圆直径，即： （3.11）载荷系数输入轴承受扭矩齿宽系数重合度系数弹性影响系数接触疲劳许用应力确定上式中各参数：试选载荷系数=1.3，小齿轮传递的扭矩为 =6.27Nm查表10-7，选齿宽系数=1；查表10-6，得弹性影响系数=189.8，查图10-21d，查得小齿轮接触疲劳强度极限为MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为MPa。计算应力循环: （3.12）输入轴转速工作时间137.7r/min=10000h双向转动，取=2代入式（3.12）得： =1.65108次=4.96108次 查图10-19，得接触疲劳寿命系数1.15，1.26；计算接触疲劳许用应力：取安全系数S=1，则=690MPa， =693MPa计算设计公式中代入中较小值，得21.74mm计算小齿轮分度圆圆周速度0.17m/s计算齿宽b=21.74mm计算齿宽与齿高之比： b/h （3.13）模数0.91mm齿高=2.04mm代入式（3.13）得： =10.67计算载荷系数 （3.14）查图10-8，由v=0.17m/s，7级精度，得：=1.0查表10-4，得：1.2查表10-2，得：=1.25查表10-3，得：=1.30查图10-13，得：=1.28以上代入式（3.14）得： 1.95 按实际载荷系数修正 24.87mm （3.15）计算模数m：1.04mm按弯曲强度设计由公式（10-5 ） （3.16）弯曲疲劳寿命系数弯曲疲劳需用应力齿形系数应力校正系数由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮弯曲强度极限=380MPa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.93，=0.97计算载荷系数=1.92计算弯曲疲劳需用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：=332.1MPa=263.3MPa查取齿形系数，由表10-5得：=2.65；=2.226查取应力校正系数，由表10-5查得：=1.58；=1.764=0.013=0.015大齿轮对应数值大，将以上数值代入得：0.86对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=0.86，并取圆整为标准值m=1，前面计算得=24.87mm,得小齿轮的齿数：24.8725=75几何尺寸计算：分度圆直径 （3.17)将模数、齿数代入式（3.17）得：25mm；75mm中心距 （3.18）将，代入式（3.18）得： 50mm齿轮宽度 （3.19）由式（3.19）得：=25mm；=30mm6.2.2 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） 按已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。 （b）由表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）选择7级精度，（2）按齿面接触疲劳强度计算试选载荷系数：=1.3小齿轮传递的扭矩为：=17.7Nm查表10-7，选齿宽系数=1查表10-6，得弹性影响系数=189.8；查图10-21d，查得小齿轮接触疲劳强度极限为MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为MPa。计算应力循环系数=5.5108次=1.84107次 查图10-19，得接触疲劳寿命系数1.26，1.31；计算接触疲劳许用应力：取安全系数S=1，则：=756MPa， =720.5MPa计算设计公式中代入中较小值，得：29.85mm计算小齿轮分度圆圆周速度0.072m/s计算齿宽b=29.85mm计算齿宽与齿高之比b/h模数1.24mm齿高=2.8mm =10.67计算载荷系数查图10-8，由v=0.07m/s，7级精度，得：=1.0查表10-4，得：1.2查表10-2，得：=1.25查表10-3，得：=1.30查图10-13，得：=1.28所以载荷系数1.95按实际载荷系数修正34.17mm计算模数m1.42mm按弯曲强度设计由式（10-5）得：由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮弯曲强度极限=380MPa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.93，=0.97计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：=332.1MPa=263.3MPa计算载荷系数=1.92查取齿形系数。由表10-5得：=2.65；=2.226查取应力校正系数由表10-5查得：=1.58；=1.764=0.013=0.015大齿轮对应数值大将以上数值代入得：0.86对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.21，并取圆整为标准值m=1.5，前面计算得=29.85mm,得小齿轮的齿数24.6725=75几何尺寸计算分度圆直径37.5mm；112.5mm中心距=75mm齿轮宽度=37.5mm；=42.5mm6.3 轴的设计与计算6.3.1 输入轴的设计与计算（1） 求输入轴上的功率、转速、扭矩0.456kW137.7r/min6.27Nm（2） 初估轴直径 （3.20）选取轴的材料为45钢，调质处理，查表11-3，取，并将数据代入式（3.20）得： =17mm （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3.5。图3.5 输入轴结构尺寸简图（4） 求轴上支反力与弯矩水平方向： ； （3.21）垂直方向： ； （3.22） 对锥齿轮： , （3.23） 对直齿轮： ， （3.24） 将输入轴参数代入式（3.24）得：538.2N,138.5N501.6N,182.6N代入得：408.6N,867.2N 514.8N ,558.9N作出输入轴水平方向及垂直方向的弯矩图3.6： 图3.6 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3.4。表3.4 截面处的弯矩载荷水平面H垂直面V支反力408.6N867.2N514.8N558.9N弯矩44.8Nm 0.7Nm 总弯矩44.8Nm 扭矩6.27Nm10) 按弯扭合成应力校核轴的强度 （3.25）式中：轴的计算应力 轴受得弯矩 轴所受的扭矩 轴的抗弯截面系数 （3.26）校核轴上承受最大计算弯矩的截面处的强度，取1，将各数值代入式（3.25）、（3.26）得：7.66MPa轴的材料为45钢，查表11-1，。因此，故安全。6.3.2 中间轴的设计与计算（1） 求输入轴上的功率、转速、扭矩0.429kW45.9r/min17.7Nm（2） 初估轴直径选取轴的材料为45钢，调质处理，查表11-3，取，得：25mm（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3.7。图3.7 中间轴结构尺寸简图（4） 求轴上支反力与弯矩水平方向： ； （3.27）垂直方向： ； （3.28） 对直齿轮：，将输入轴参数代入得：472N,171.8N944N,343.6N代入得：35.8N,436.2N13N,158.7N作出中间轴水平方向及垂直方向的弯矩图： 图3.8 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3.5。表3.5 截面处的弯矩载荷水平面H垂直面V支反力35.8N436.2N13N158.7N弯矩31.7Nm11.51Nm总弯矩33.7Nm扭矩17.7Nm（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2.01MPa轴的材料为45钢，查表11-1，60MPa。因此，故安全。6.3.3 输出轴的设计与计算 （1） 求输出轴上的功率、转速、扭矩0.404kW15.3r/min49.85Nm（2） 初估轴直径选取轴的材料为45钢，调质处理，查表11-3，取，得：33mm（3） 轴的结构设计轴的结构尺寸如图3.9，输出轴的直径与齿轮直径相差很少，所以做成锥齿轮轴。图3.9 输出轴结构尺寸简图（4） 求轴上支反力与弯矩水平方向： ； （3.29）垂直方向： ； （3.30） 对直齿轮：，将输入轴参数代入得：886.2N,322.6N代入得：1364.4N,478.1N 496.6N,174N作出输出轴水平方向及垂直方向的弯矩图3.10：图3.10 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3.7。表3.7 截面处的弯矩载荷水平面H垂直面V支反力1364.4N478.1N496.68N174N弯矩33.5Nm12.2Nm总弯矩35.7Nm扭矩49.85Nm（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35MPa轴的材料为45钢
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