六自由度机械手设计

1、J浙晨/学ShanghaiJiaoTOUQUH*至*机械设计课程设计说明书六自由度机械手上海交通大学机械与动力工程学院专业机械工程与自动化设计者：李晶(5030209252)李然(5030209316)潘楷(5030209345)彭敏勤(5030209347)童幸(5030209349)指导老师：高雪官2006.6.16、夕 4刖百在工资水平较低的中国，制造业尽管仍属于劳动力密集型，机械手的使用已经越来越普及。那些电子和汽车业的欧美跨国公司很早就在它们设在中国的工厂中引进了自动化生产。但现在的变化是那些分布在工业密集的华南、华东沿海地区的中国本土制造厂也开始对机械手表现由越来越浓厚的兴趣，因为

2、他们要面对工人流失率高，以及交货周期缩短带来的挑战。机械手可以确保运转周期的一贯性，提高品质。另外，让机械手取代普通工人从模具中取由零件不仅稳定，而且也更加安全。同时，不断发展的模具技术也为机械手提供了更多的市场机会。可见随着科技的进步，市场的发展，机械手的广泛应用已渐趋可能，在未来的制造业中，越来越多的机械手将被应用，越来越好的机械手将被创造，毫不夸张地说，机械手是人类是走向先进制造的一个标志，是人类走向现代化、高科技进步的一个象征。因此如何设计由一个功能强大，结构稳定的机械手变成了迫在眉睫的问题。目录一 .设计要求和功能分析 4二 .基座旋转机构轴的设计及强度校核 5三 .液压泵俯仰机构零

3、件设计和强度校核 8四 .左右摇摆机构零件设计和强度校核 11五 .连腕部俯仰机构零件设计和强度校核 14六 .旋转和夹紧机构零件设计和强度校核 19七 .机构各自由度的连接过程 25八 .设计特色 28九.心得体会 28十.参考文献 30十一.任务分工 31十二.附录（零件及装配图）315lw印面凶出呜Un（曲价设计要求该机械臂用于物流生产线上物品的抓取和易位。整个机械臂安装在一个回转支座上，回转角度范围为 360 度；小臂相对于大臂可摆动，摆动范围为 60-120 度；小臂末端的手腕也可以摆动，摆动范围为-60 度到+60 度；手腕的末端安装一机械手，机械手具有开闭能力，用于直径 30-4

4、5mm 工件的抓取，工件长度 350mm 重量 8kgo功能分析系统共有 6 个自由度，分别是夹紧、旋转、俯仰（1）、左右摇摆、俯仰（2）及基座的回转。基座的回转自由度可以进行 360 度的回转；与基座相连的俯仰机构（包含液压缸）可进行俯仰动作，幅度较大，可以满足60-120 度的俯仰要求，与此相连部分为左右摇摆机构，能够完成-6060 度的左右来回摆动， 接着下去的是俯仰机构， 与摇摆机构内部类似，亦可完成-6060 度的上下俯仰动作，最后的是旋转部分与手指部分，旋转部分可以正反旋转，手指部分通过在手腕上滑槽来控制收放动作。机构采用液压控制各自由度的动作，简单方便且功率大，各自由度之间相互联

5、系且独立，动作时互不干涉。)漱。拳rShangMiJiHRjrigUnwsi基座旋转机构轴的设计及强度校核TOPWORK选用 45 号钢，调质。查表得crB=650N/mm2CS=360N/mm2二S=360N/mm2二二300N/mm2)按公式，,_/T_ppAr0算得0.2可V0.2T,2R=360N/mmB2；B=390N/mm22二dhi二0.1202nuosai.A=0.0113m,p=5MPa,44引=40N/mm2,r0=0.108m为齿轮分度圆半径，则:d=52mmd0.0091mo考虑到轴是垂直布置，过细会失稳，因此取d=52mm,最小直径为花键内径。2.拟定轴的结构1）支承

6、采用圆锥滚子轴承 3007712 按 GB277-84,取下端轴颈直径为 60mm 宽 33mm2）下端轴肩直径 80mm 宽 25mm3）齿轮下端面由轴环定位，h=0.1d+5=0.1父80+5=13,鉴于轴环承受轴的重下轴颈直径 60mm轴肩直径 80mm安装齿轮的轴段直径轴环高度 20mm轴环直径 100mm80mm1.设计及计算项目按扭转强度概略计算轴颈结果2二B=650N/mm1)5）齿轮上端面接触套筒，固定套筒的轴身直径 70mm宽 15mm6）套筒上接圆锥滚子轴承，与下端轴承一样。轴颈直径为60mm 宽 30mm7）和上端盖相密封的轴身直径 56mm 宽 36mm8）连接花键的上

7、轴头小径 52mm 大径 56mm 宽 27mm9）轴两端倒角3X45；10）齿轮与平键采用过盈连接，采用 A 型平键，键槽宽度b=20,槽深t=6,槽长 L 应小于齿轮的宽度，取L=70mm,轴段上平键居中布置。过盈配合取H7r63.计算支反力和绘制弯矩图和扭矩图1）由于活塞齿条的作用，轴受到水平方向的力，同时在轴承受到支反力，这样产生弯矩。Fr=pA=5Mpa0.0113m2=56kN支座 A 的支反力RA=F吆=56X815-=24kN,l190支座 B 的支反力RB=F工=56M10&5=32kNl1902）最大弯矩发生在平键中心的界面处M=RA11=24kN108.5mm=2

8、608Nm3）扭矩T=pAr0=5Mpa0.0113m20.108m=6102Nm力，轴环直径 100mm 宽 20mm4）齿轮轴头直径 80mm 宽 97mm 稍小于轮毅（100-3）;上轴颈直径 60mm花键小径 52mm花键大径 56mm轴两端倒角345安装齿轮的轴段上 A 型键槽的宽、深、长分别为 20、6、70mm 键槽居中布置。此外用过盈配合H7r6Fr=56kNl981.5RA=F2=56=24kNl190L108.5R=F1=5632kNBl190M=2608NmT=6102Nm4.强度精确校核可知危险剖面在平键中心处，此时弯矩最大，且有键槽，抗弯剖面模量和抗扭剖面模量较小。对

9、该面进行精确校核。1）过盈配合为上,时的应力集中系数k=2.62,r6k=1.892）尺寸系数0=0.64,8T=0.723）表面质量系数P=1确定平键中心出的截面为危险面作精确强度校核。*=2.62,=1.89kJ1.=0.64,;=0.7221p=1k._2.624.090.644）综合影响系数K=22-=4.09,；0.641.89=2.630.72k1.89=2.63;:0.725）弯曲应力幅cr=也=26。8=0.24N/mm2aW10750F56kN6）平均应力crm=一=11.14N/mmAz5024mmT610227）扭转应力幅Ea=0.25N/mm2WT245008）扭转平均

10、应力 Tm=Ta=0.25N/mm9）按公式只考虑正应力时的安全系数S_二=31.4、一0K产a二m口Q只考虑切应力的安全系数=202.57S二SS二2S2=31.02S满足强度要求2二a=0.24N/mm.,2二m二1144N/mm_.2a=0.25N/mmaS31.4S.-202.57If您六自由度机械手液压泵俯仰机构零件设计及强度校核设计及计算说明主要结果1.采用普通螺柱连接，布局如图2.确定螺柱组连接所受的工作载荷只受横向载荷Fv（作用于接合面，垂直向卜）丫根据 UG 质量分析，得到前四个自由度的总质量m总=674.82kgFv=m总g=674.82父9.81=6619.98N丫根据

11、UG 距离分析，前四个自由度质心到螺柱分布中心的距离l=574.6mm二倾覆力矩（顺时针方向）M=Fvl=6619.98父574.6=3803840.508N,mm3.计算倾覆力矩的工作拉力在倾覆力矩作用卜，左面的螺钉受到加载作用而右面的螺钉受到减载作用，故左面的螺柱受力较大，所受的载荷由书本的P411（11-3b）得知为Fv=6619.98N-一一6一M=3.804父10N,mmFmax=12679.468NmaxMlmaxM75F12679.468Nmax42Vli475i4.求每个螺柱所需的预紧力横向工作载荷匕将使连接件下滑，采用普通螺柱连时是靠摩擦力来承受，M 对摩擦力无影响，虽在 M

12、 的作用下，左边的压力减小，但右面的拉力增大，所以保证不下滑的条件，由式（11-27）可知；ksFvzfks=1.2f=0.21.26619.98F09929.97N40.24.计算螺柱直径螺柱所受的总拉力由式（11-19）求得CIFb=F八.C1c2由表 11-5 取一c一=0.3c1-c24M1.3FbJ4M1.3M13733.81d1葭=t=15.9。mm二七It3.1490，初取直径d1=165.校验螺柱组连接接合面的工作能力1）连接接合面右端不超过许用值，以防止接合面压溃,F0=9929.97NFb=13733.81NC1,Fb=F01F.x=13733.81Nc1c2查表选择螺柱材

13、料为 Q235,性能等级 5.6,屈服强度色=360N/mm2,安全系数S=4,则需用应力为fcr=-s-=90N/mm2S根据式（11-21）求得螺柱危险剖面的直径（螺纹小径）为：初取直径d1=16由式（11-39）有：zF0M-pmax=AW式中，接合面面积A=h2l2=200X200=40000mm2;2接合面抗弯剖面模量：W=三=1.33M106mm36649929.973.8102.二pmax6=3.850Nmm400001.3310由表 11-9 查得crp=0.5op=0.5M500=250N/mm2cpmax2）连接接合面左端应保持一定的预紧力，以防止接合面产生间隙，即仃pmi

14、n0由式（11-38）_zF0M49929.973.810二pmin=-=-6一0AW400001.3310由于会产生间隙，应提高预紧力，由Opmin0,求得不产生间隙的最小预紧力F0=28570N由式（11-19）重新求得螺柱所受到的总拉力c1Fb=F0：F.x=285700.312679.468=32373.84NC1C2由式（11-21）重新求得螺柱危险截面的剖面直径41.3Fb41.332373.84d1.24.41mm一.3.1490二取d；=24mm的螺柱，误差小于 5%在工程允许范围内,查 GB/T901-1988,B 级等长螺柱 M243接合面强度满足工作要求重新求得螺柱所受到

15、的总拉力Fb=32373.84N最终选定螺柱直径为24mmGB/T901-1988B 级等长螺柱 M243左右摇摆机构设计及强度校核设计及计算项目结果一.动叶片中 3 个螺钉设计由公式 11-17 得，di之*三兀切1.确定预紧力F。KXT由公式 11-29,F。=f至L1）安全裕度系数Ks=1.22）接合面间摩擦系数f=0.153）工作转矩T=p油,A，r取动叶片与油液接触回积为85mm父150mm油压为 2MPa,油压作用在动叶片上的等效力的作用点位于r=85mm圆周上_,6,.3.,3,_3T=2X10X85黑10X140父10黑85黑10=2023N，m4）r=75mm1.2黑2023

16、F0-43157.3333N0.15M5M75父102.查表 11-6,取材料为 45 号钢，性能等级为 8.8 级T=2023N新F0=43157.3333N设计及计算项目动叶片中 3 个螺钉设计屈服强度极限二=640N/mm2初估直径 M16,查表 11-7,取 s=2,20=660/4=165N/mm1.3443157.3320.7二165取螺钉直径 M24,查表 11-1,d1=20.752mm动叶片中 2 个销的设计4Fz二pJ1.确定剪切力F=p油.A取动叶片与油液接触面积为85mm140mm油压为2MPa,油压在动叶片等效力的作用点位于r=85mm圆周上_6_3_3F=p油4=2

17、父10X85父10父140父10=23800F=23800N2.3.确定销个数z=2查机械手册，取材料为 45 号钢常用的销.1=80MPaP4X23800d之十6电0.01376m=13.76mm2:333.9mm85M12M110取l=50mm四.轴的设计d=60mmd 占 Jt/0.2TT=FMr=p油MAMr取p油=2Mpa,A=85mmx150mm,r=85mm6_9.T=2黑10父85黑150黑85M10=2167.5N和去材料为 40Cr 钢，T=52N/mm2d59.3mm取d=60mmT=952000N-mml=50mmT=2167.5N 却d=60mm连腕部俯仰机构零件设计

18、及强度校核TOPWORK设计及计算项目动叶片中 3 个螺钉设计3.确定预紧力F。4）安全裕度系数Ks=1.25）接合面间摩擦系数f=0.156）工作转矩T=p油,A，r取动叶片与油液接触面积为75mm父75mm油压为 2MPa,油压作用在动叶片上的等效力的作用点位于r=75mm圆周上T=21067510,7510工7510=8.4375102Nm4 )r=75mm21.28.4375103=18000N0.1557510由公式 11-29,Fo结果由公式 11-17 得,二二T=8.4375102NmF0=18000N4,查表 11-6,取材料为 45 号钢，性能等级为 8.8 级屈服强度极限

19、crs=640N/mm2初估直径 M16 查表 11-7,取s=4,o=640/4=160N/mm2(1.3X4黑18000d1&13.65mm11X160取螺旬直径 M16,查表 11-1,d1=13.875mm六.连接前自由度箱体的 4 个固定螺钉设计1,求每个螺钉的所需预紧力和总拉力,(C1FFFH2F厂b厂0厂0厂maxC1+C21)剩余预紧力F0,=L9zfa,安全裕度系数KS=1.2b,接合面间摩擦系数f=0.15C,螺钉个数z=4d.前自由度总质量m=122,863kg形心位置xc=316mmG=mgXc=122,863父9,8=1204.06N1.2M1204.06F0

20、=电2408.11N4M0.15，.一c一2)查表 11-5,2-=10.25=0.75C1+C2螺栓直径 M16F。=2408.11N2W=200200200：1333333.33li取75mm,L为螺钉到中心线的距离s=xc=316mm,s为前自由度总质量到接口的力臂Fb=2408.110.751268.28:3359.32N设计直径2N/mm校核螺钉接合面的工作能力接合面上侧不出现缝隙的条件zFOFO=3359.32N42A=200mm200mm=410mm接合面下侧不出现压溃的条件M二pWFO=3359.32N由公式 11-36,FmaxMlmaxl12i24l3)a.b.2.6403

21、.D2)3)4)5)D2)接合面符合工作要求43359.3238048044100.05.01333333.33满足Fmax1204.060.3160.075_240.075：.1268.28NFb=3359.32Nd11.34Fb二二查表 11-6,取材料为45 号钢，性能等级 8.8 级,屈服极限初估 M16 查表 11-7,s=4,CT=640/4=160N2/mm螺栓直径 M16J1.343359.32二160M=Gs=1204.060.316=380.48Nm=380480NmmZFO423)A=200mm200mm=410mm4)M=Gs=1204.060.316=380.48Nm

22、=380480Nmm135)W=200200200：.1333333.33mm66)查表 11-9,rp=0.8crs=0.8M640=512N/mm243359.323804804：.0.6212924101333333.33注：特殊情况为当前自由度部分自由下垂，四个螺钉完全承受前部分的重力，每个螺钉承受G1F=一=一乂122.863M9.8=301.0N,查图 11-20,得此时441F0=0,F0之一F=150.5N,由此2七.动叶片中 2 个销的设计4Fz二p4.确定剪切力F=p油A取动叶片与油液接触面积为75mm父75mm油压为2MPa,油压在动叶片等效力的作用点位于r=75mm圆周

23、上_6_3_3F=p油,A=2M10M75X10M75M10=11250N符合工作要求0,由式（1138）得：_4zF。M4X606.40514.23黑10Opmin一60AW400001.333X10故接合面上端受压最小出不会产生间隙。二.手部旋转液压缸叶片与夹紧缸连接螺钉的设计手部旋转旋转液压缸剖视图200dZ0165备注：叶片宽度 b=110mm设计与计算说明主要结果1.采用普通螺钉连接。2.确定螺钉组连接所受的工作载荷。假定选用低压系统 p=5MPa,叶长的受力面积：1%2d1）165-11012A=1Lb=II%110=3025mmI2JI2JF=15125N二周向工作载荷 F=PA

24、=15125（N3.计算各螺钉及销所受的同向载荷:查 GB/T96-1981,选用公称直径 d=10mm（螺纹小径d1=8.376mm的螺钉。三.机械手指部设计及夹紧力计算机械手指部机构简图如果假设将叶长展开,28）,得：铺平后，相当于螺钉组受横向载荷,根据式（11FRF15125=3781.25NFR=3781.25N4 计算螺钉直径:由式（1124）得，dFR查表 11.6,选择螺钉材料为 Q235,性能等级为 3.6 级,其屈服极限,crs=190N/2,初估直径 d=10mm,mm二查表 11.7,fcr=,S=2.25,SH 为螺钉杆与孔壁挤压面的最小高度，3781.25ds:：7.

25、584.44由式（1126）,螺钉的剪切强度条件为:=84.44h=7.5mm=6mmNmm2ds-J；m.查表 11.7I.I-、-s=76N22.5mm-ds43781.257.96mm二76螺纹直径 M10机械手指部夹紧力的计算设计及计算项目主要结果1.液压活塞所受的压力液压活塞承压面面积：S=n(D2-d2)=n(802-402)=15080(mm2)所以 F=PS=5MPa15080mm2=75400NFi是手指连杆施加名左手指的力，Fi是左手指对连杆的反作用力；、.F2和F2同样构成一对作用力与反作用力，如图所本.由于机构的对称性，故F1=F2,F1=F2.当机构静平衡时，工 FX

26、=0，Fy=0；F75400F=F1cosa,所以F1=5=43532.2(N)2cos2学os30根据对 O 点的力矩平衡：F1b=NL2,F1bF1b43532.2父211N=-=6969.1(N)2L2L2M659F=75400NF1=43532.2N手指的夹紧力 N=6969.1N机构各自由度的连接过程2 .旋转机构(ratatableinstitution)TOPWORK1.手指和活塞(Fingerandpiston)3.俯仰机构(swing_institution)TOPWORK4 .摇摆机构(Waver_institution)TOPWORK5 .液压泵俯仰机构(hydrauli

27、c_pressure_Pitching)6 .总装(TotalAssembling)TOPWORKTOPWORK断断加的出呜设计特色该机构是一个六自由度的工业机械手，能完成夹紧、旋转、俯仰、摇摆以及回转动作，可用于工业流水线上的操作。我们主要针对设计的是在轿车生产过程中，后车箱备胎的放置，机构简便、效率高，可控范围大，沉重量大，基座运用齿轮传动，效率高，强度大，液压泵俯仰机构承载性强，可调角度大，回转机构和俯仰机构都是-60 度到 60 度。机构所用零件便于加工，标准件较多，便于机构的组装，相应的成本也不高。心得体会从开学时接受设计任务到现在的即将答辩，不知不觉已经过去了三个多月了，这三个月我

28、们小组五人都在交流沟通中进步着，每一周的设计进程，我们都十分用心的去做，虽然我们上学期做了机械原理的课程设计，但是涉及到的只是机构的选择，而这一次更多的是对机构强度的校验和工程图的绘制，难免会有些维漏，在设计时，我们本着互相探讨，共同设计的原则，在许多方面取得了成绩。虽然课程设计的题目是开学时布置的，可是那时候机械零件的课程还没学习， 而且工程图的绘制也没有学习， 因此相对来说， 进程并不是很快，我们只是在机构的选择和机械手的原理上进行探讨。随着时间的推移，尤其是在 12 周工程图的课程结束后，我们开始全面的行动起来。匕海巽丹部骑人自由度机械手虽然设计是通过我们五个人最终确定的，但设计的实施我

29、们却有着明确的分工，我们每个人负责一个自由度的三维实体建模、零件图的绘制以及相应文档的整理，李晶负责夹紧和旋转自由度，童幸和彭敏勤负责俯仰（连腕部）和左右摇摆自由度的设计，李然负责俯仰（含液压泵）机构自由度的设计，潘楷负责最后底座回转自由度的设计。而部件图由李晶绘制，ppt 由彭敏勤和潘楷制作，童幸负责最后的设计说明书的制作。我们机械手的原型来自于宝马汽车制造过程中安放轮胎的机械手，但是我们也有所改动，左右摇摆和俯仰机构的位置变换了一下，这样看上去更加实用和美观。接下来是机构内部的设计，我们在图书馆找到了相应的书籍一工业机械手，考虑到安放轮胎的机械手功率相对比较大，我们选择用液压控制来实行机构的动作。在参考资料的过程中，由于书中机构相对介绍的不够详细，因此我们花了很大力气去消化，终于明白了原理。随后是零件的计算和选择，虽然我们学习了机械零件的课程，但是真正应用到实际中还是有很大的难度，对于不同连接位置的螺钉、销，要满足不同性质的强度条件，计算繁琐而且枯燥，但是最终我们还是克服了困难，把所有重要零件进行了校验，并最终得到相应的数据。下一步是三维的实体建模，有了上一步的数据后，三维的建模就容易多了，我们使用的 UG 建模，UG 建模比较容易，而且图像非常直观，而且还有标准零件库，为最后的装配图的绘制做出了很大的贡献