多关节机械手毕业设计(已通过答辩的)

摘要关键词机械手多关节运动学分析伺服电机直角减速器

Abstractcontrolpower.hullstickingofcolloid.Therobotmanipulatorconsistsofatransferjointandtworevolutejoints.Therobotmanipulatorcouldrealizethecontactingtaskcombiningwiththedrivingsystemofhull.Theconcreteprocessingcomprisingofdrivingscrewtransmissionwiththeservomotor.Inthisway,revolutejointrevolutetherevolutejointofend-effectorcompletesdirectlyrevolutemotionwiththeservomotor.Firstly,thisdesignhasbeencarriedonthekinematics’analysisinordertothemanipulator,whichconsistsofincludingtheestablishmentofkinematicsequation,thepositivesolutionsofthekinematicsequation,thecorrespondinginversesolutions.Secondly,thetransferjoint,revolutejointandthetransmissionpartaredesigned.Theimportantpartisthedesignofservofeedingsystem,whichconsistsofthedesignoftheplatformandthescrew,theselectionoflinearguideway,servomotorandreducer,etc.Finally,thecorrespondingcalculationsaredoneconsideringthesystem'smainguidelinesuchascomponentsstiffness,strengthandotherperformanceparameters.Keywords:RobotmanipulatorFreedomMulti-jointServomotorRight-anglereducer

摘要ⅠAbstract..................................................................目录Ⅲ引言11机械手结构的总体方案设计42机械手运动学分析62.162.272.383传动装置的设计103.1103.2113.2.4链传动的张紧3.2.5链传动的润滑4轴的设计与验算164.1.1选择轴的材料4.1.2初步估计轴径5轴上零件的选择与计算255.1.1大臂末端电机轴上键的选择与校核5.1.2轴上矩形花键的选择与校核5.1.3小臂电机轴上键的选择与校核5.2.1确定轴承的承载能力5.2.2计算当量动载荷5.2.3校核轴承寿命6伺服进给系统的设计与计算296.1.1材料的选择6.1.2耐磨性计算6.1.3螺杆的强度计算6.1.4螺杆的稳定性计算6.2丝杠副的选择计算6.2.1螺母的疲劳寿命计算6.2.2螺母螺纹牙的强度计算6.2.3螺母凸缘的强度计算6.3丝杠驱动电机的选择6.4机械导轨的选择6.5联轴器的选择与计算6.5.1选择联轴器的类型6.5.2联轴器的主要参数6.5.3联轴器的计算扭矩结论致谢参考文献

引言随着社会进步和科学技术的发展，工业生产的操作方式也发生着革命性的变化，从手工作坊式的劳动，逐步演变成自动化、智能化的生产方式，人类也逐渐无法完成某些生产过程，所以为了适应生产的需要出现了特殊的生产工具----机械手。机械手也被称为自动手，能模仿人手和臂的某些动作功能，用以按固定程序抓取、搬运物件或操作工具的自动操作装置。它主要由手部、运动机构和控制系统三大部分组成。手部是用来抓持工件（或工具）的部件，根据被抓持物件的形状、尺寸、重量、材料和作业要求而有多种结构形式，如夹持型、托持型和吸附型等。运动机构，使手部完成各种转动（摆动）、移动或复合运动来实现规定的动作，改变被抓持物件的位置和姿势。运动机构的升降、伸缩、旋转等独立运动方式，称为机械手的自由度。为了抓取空间中任意位置和方位的物体，需有6个自由度。自由度是机械手设计的关键参数。自由度越多，机械手的灵活性越大，通用性越广，其结构也越复杂。一般专用机械手有2～3个自由度。控制系统是通过对机械手每个自由度的电机的控制，来完成特定动作。同时接收传感器反馈的信息，形成稳定的闭环控制。控制系统的核心通常是由单片机或dsp等微控制芯片构成，通过对其编程实现所要功能。近年来，随着电子技术特别是电子计算机的广泛应用，机器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。多关节机械手的优点是:动作灵活、运动惯性小、通用性强、能抓取靠近机座的工件，并能绕过机体和工作机械之间的障碍物进行工作.虽然目前还不如人手那样灵活，但它具有能不断重复工作和劳动、不知疲劳、不怕危险、抓举重物的力量比人手大等特点，因此，机械手已受到许多部门的重视，被广泛应用于机械制造、冶金、电子、轻工和原子能等部门。例如：

(1机床加工工件的装卸，特别是在自动化车床、组合机床上使用较为普遍。

(2在装配作业中应用广泛，在电子行业中它可以用来装配印制电路板，在机械行业中它可以用来组装零部件。

(3可在劳动条件差，单调重复易子疲劳的工作环境工作，以代替人的劳动。(4可在危险场合下工作，如军工品的装卸、危险品及有害物的搬运等。

(5宇宙及海洋的开发。

(6军事工程及生物医学方面的研究和试验。机械手的发展归功于在第二次世界大战中各国加强了经济的投入。比如说日本，战争以后开始发展汽车工业，那么这时候由于它人力的缺乏，迫切需要一种机器人来进行大批量的制造，提高生产效率降低人的劳动强度，这是社会发展本身的一个需求。另一方面它也是生产力发展需求的必然结果，还是人类自身发展的必然结果。随着人类社会的发展，人们在不断认识和改造自然的过程中，需要能够解放人的一种奴隶。这种奴隶要能够代替人们去从事复杂和繁重的体力劳动，实现人们对不可达到世界的认识和改造，这也是人们在科技发展过程中的一个客观需要。但另一方面，尽管人们有各种各样的好的想法，机器人技术仍归功于电子技术，计算机技术以及制造技术等相关技术的发展，需要其提供强大的技术保证。随着社会的进步，不仅工业机器人技术在制造业领域得到了广泛的应用，同时，特种机器人的用途也越来越广泛，机器人每年收获的农作物达数十亿吨。有的机器人可以上山伐木，有的可以挤牛奶，有的则可以擦玻璃、洗汽车和洗飞机。机器人技术作为20世纪人类最伟大的发明之一，自20世纪60年代初问世以来，经历40余年的发展已取得长足的进步。走向成熟的工业机器人及各种用途的特种机器人的应用，昭示着机器人技术灿烂的明天。机械手研究始于20世纪中期，随着计算机和自动化技术的发展，特别是1946年第一台数字电子计算机问世以来，计算机取得了惊人的进步，向高速度、大容量、低价格的方向发展。同时，大批量生产的迫切需求推动了自动化技术的进展，又为机器人的开发奠定了基础。另一方面，核能技术的研究要求某些操作机械代替人处理放射性物质。在这一需求背景下，美国开始研制机械手的控制系统，在1947年产生了世界上第一台主从遥控的机器人，1948年又开发了机械式的主从机械手。在1947年产生了世界上第一台主从遥控的机器人，1947年以后是计算机电子技术发展比较迅速的时期，因此各国已经开始利用当时的一些现代的技术，进行了机器人研究。在1962年美国研制成功PUMA通用示教再现型机器人，那么这就标志着机器人走向成熟，应该说第一台可用的机器人在1947年产生，而真正意义的机器人在1962年产生。相继不久，在英国等国家，也相继研究出一些机器人，那么到了20世纪60年代末，日本人将它的国民经济的汽车工业与机器人进行结合，它购买了美国的专利，在日本进行了再次开发和生产机器人。到20世纪70年代，日本已经将这种示教再现型的机器人进行了工业化，出现了很多公司，现在的像ABB，MOTOMAN，安川公司，还有很多机器人公司像OTC等公司。它们都已经将机器人进行了工业化，进行了批量生产，而且成功的用于了汽车工业，使机器人正式走向应用。在20世纪70年代到20世纪80年代初期，工业机器人变成产品以后，得到全世界的普遍应用以后，那么很多研究机构开始研究第二代具有感知功能的机器人，出现了瑞典的ABB公司，德国的KUKA机器人公司和日本的FUNAC公司。它们都在工业机器人方面具有很大的作为，同时我们也看到机器人的应用在不断拓宽，它已经从工业上的一些应用，扩展到了服务行业，并且扩展了它的作业空间，已经在海洋空间和服务医疗等行业的进行使用。我们国家在机器人的研究，是在20世纪70年代后期，当时我们在国家北京举办一个日本的工业自动化产品展览会，在这个会上有两个产品，一个是数控机床，一个是工业机器人，这个时候，我们国家的许多学者，看到了这样一个方向，开始进行了机器人的研究，但是这时候研究，基本上还局限于理论的探讨阶段，那么真正进行机器人研究的时候，是在七五、八五、九五、十五将近这二十年的发展。发展最迅速的时候，是在1986年我们国家成立了863计划是高技术发展计划，就将机器人技术作为一个重要的发展的主题，国家投入将近几个亿的资金开始进行了机器人研究，使得我们国家在机器人这一领域得到很快地、迅速地发展。目前主要单位像中科院沈阳自动化所，原机械部的北京自动化所，像哈尔滨工业大学，北京航空航天大学，清华大学，还包括中科院北京自动化所等等的一些单位都做了非常重要的研究工作，也取得了很多的成果，而且目前这几年来看，我们国家在高校里边，有很多单位从事机器人研究，很多研究生和博士生都在从事机器人方面的研究，目前我们国家比较有代表性的研究，有工业机器人，水下机器人，空间机器人，核工业的机器人，都在国际上应该处于领先水平，总体上我们国家与发达国家相比，还存在很大的差距，主要表现在，我们国家在机器人的产业化方面，目前还没有固定的成熟的产品，但是在上述这些水下、空间、核工业，一些特殊机器人方面，我们取得了很多有特色的研究成就。就目前来看，我们应从生产和应用的角度出发，结合我国国情，加快生产结构简单、成本低廉的实用型机器人和某些特种机器人。

1机械手结构的总体方案设计1.1课题的主要内容本次课题的主要内容是针对回转壳体内自动粘贴胶片的任务，设计一个3—DOF平面关节型机械手(包括1个移动关节，2个转动关节和末端执行机构，并且和壳体驱动系统配合起来实现自动粘贴胶片的的任务。1.2课题的研究方案针对胶片粘贴任务，可设计3—DOF平面关节型机械手。机械手由移动关节，旋转关节1，旋转关节2和执行机构组成。移动关节安装在直线导轨上，通过伺服电机带动丝杠的转动来完成机械手前后方向的移动。旋转关节1的动作是通过链传动来完成的。具体方法是，大臂末端安装伺服电机来带动链传动，通过链传动使旋转关节1完成平面内的旋转动作。而旋转关节2则直接在伺服电机的驱动下完成平面内的旋转动作。执行机构设计为可以绕轴转动的圆柱型内空结构，以便与壳体内部形状吻合并且大大减轻机构重量。几个关节运动的有机结合可以实现机械手自动粘贴胶片的任务，并通过减速器使其达到理想的旋转速度。1.3机械手结构的总体设计1.3.1主要技术指标设计此机械手针对回转壳体，实现在其内部的自动粘贴胶片工作。回转壳体的有效长度为2m，内部直径为350mm，开口直径为300m。胶片在粘贴到壳体前被剪裁成300mm×300mm，然后由工作人员放到执行机构的胶片架上。大臂水平方向的有效行程为1.5m。1.3.2机械手的结构设计大臂选用10mm厚的方钢，材质：Q235A。中臂，小臂，执行机构选用45钢。具体结构如下图所示：图1.1机械手大臂图1.2机械手中臂图1.3小臂—执行机构2机械手运动学分析机器人操作手通常为开链空间连杆机构，各杆件间通常用转动副和移动副相连接。开链一端安装在机座上，另一端为末端执行器。各关节由驱动器驱动，关节的相对运动导致连杆的运动，进而确定了末端执行器在空间的位置和姿态。齐次变换是解决机器人操作手运动学的数学工具。2.1机械手运动学方程的建立表示机器人操作手的每个杆件在空间相对于基础坐标系位置和姿态的方程，称为机器人操作手的运动学方程。要描述机器人操作手每个杆件的空间位姿，需要使用以下直角系。⑴绝对坐标系，即建立在工作现场地面的坐标系。⑵机座坐标系，即建立在机器人上的坐标系，它是机器人各活动杆件的公共参考坐标系。通常在研究问题时，认为机座相对于工作地面是静止的，因此又将机座坐标系称为固定坐标系或基础参考系。⑶杆件坐标系即建立在机器人指定的活动杆件上的坐标系。它与活动杆件相固连，随杆件一起运动，因此又称其为活动坐标系或当前坐标系。⑷末端执行器坐标，即末端杆，因此相应坐标系均转为杆件坐标系。在研究具体问题时，常将机座看为操作机的第0号杆件，即首端杆，而将末端执行器视为最后一个杆，即末端杆，因此相应坐标系均转为杆件坐标系。若一个机器人操作手有n个杆组成，各杆件编号从机座到末端执行器依次为0，1，2，3，···，n，则可以写出变换方程[3]：(2.1式中：···，n——两杆件的相对变换矩阵。依据上述变换方程，即可求出任一杆件相对机座坐标系的位姿，得到相应的运动学方程。确定相临两杆间的变换矩阵是建立机器人运动学方程的基础。变换矩阵···，n顺序相乘就可得到。因中含有一个关节变量若用广义坐标[3]则可写成形式，有(2.2通常将称为操作手的变换矩阵。显然它是n个关节变量···，n的函数。将(2.2称为操作手的运动学方程，它表示末端连杆的位姿与关节变量之间的关系。2.2运动学方程的正解正解问题是指已知各杆的结构参数和关节变量，求末端执行器的空间位姿，即求。按下关节模式确定各杆的A矩阵。所建立的坐标系如下图所示：图2.1平面三杆机械手建立A矩阵所需要的参数值见下表。表2.1机械手的结构参数表杆件号i关节变量αiaidicossin1000102θ100103θ20010=A1=(2.3=A2=(2.4=A3=(2.5则：==A1A2A3=(2.6式中；；；。2.3运动学方程的逆解逆解问题是指已知满足某工作要求时末端执行器的空间位姿，就是已知中各元素的值以及各杆的结构参数，求关节变量。由运动学方程的正解可知中各元素的值以及各杆件的结构参数。求关节变量。由前面可知：=(2.7根据=，==(2.8=A2A3=(2.9令(2.8(2.9式中两端矩阵第一行第三列元素与第二行第三列元素分别相等，得(2.10当工作时，机械手末端位姿如下图：图2.2机械手末端位姿图因为此时，所以(2.10式可化简为：(2.11所以(2.12

3传动装置的设计3.1伺服电机及减速器的选择3.1.1机电领域中伺服电机的选择原则现代机电行业中经常会碰到一些复杂的运动，这对电机的动力荷载有很大影响。伺服驱动装置是许多机电系统的核心。因此，伺服电机的选择就变得尤为重要。首先要选出满足给定负载要求的电动机，然后再从中按价格、重量、体积等技术经济指标选择最适合的电机[2]。图3.1各种电机的T-曲线一般伺服电机选择考虑的问题：(1电机的最高转速。(2电机的负载转矩。3.1.2旋转关节驱动电机及减速器的选择1.估算各臂重量大臂60KW×9.8N/Kg=490N；中臂30KW×9.8N/Kg=294N；小臂和执行机构（手）30KW×9.8N/Kg=294N。2.旋转关节1驱动电机及减速器的选择(3.1(3.2(3.3故驱动关节1选用安川伺服电机ⅡSGMH-13AAA41。。减速器型号：PLS142HP减速比i=643.旋转关节2驱动电机及减速器的选择(3.4(3.5(3.6故驱动关节2选用安川伺服电机ⅡSGMH-05AAA41。减速器型号：WPLE60减速比i=803.2链轮的设计及链条的选择3.2.1滚子链传动的设计1.滚子链链轮的主要尺寸链轮的主要尺寸摘自GB1244—85《传动用短节距精密滚子链和套筒链链轮齿形和公差》，适用于与GB1243.1—83《传动用短节距精密滚子链》配用的链轮；等效于ISO606—1982《传动用短节距精密滚子链和链轮》。链轮的基本参数为：链轮的齿数Z,链条的节距P,滚子外径dr,排距Pt。2.滚子链传动的设计计算滚子链传动的设计计算步骤及计算式：已知传动功率P=1.3KW,主动轮转速与从动轮转速相同，即n1=n2=23.4r/min,大链轮轴孔直径与小链轮轴孔直径相同，既dK1=dK2=40mm2.1链轮齿数小链轮的齿数Z1=23大链轮的齿数Z2=232.2实际传动比ii=Z2/Z1=23/23=1(3.72.3计算功率PCPC=KAP/KZ=1×1.3/1.23=1.057KW(3.8KA——工况系数。查表11-9[2]，KA=1；齿数系数：Kz=(Z1/191.08=(23/191.08=1.23(3.92.4链条节距P按PC=1.3KW，n1=23.4r/min，查图11-5[2]，得链节为16A,即P=25.4mm。2.5查表11-10[2]，dKmax=109>dK=40mm,合适。2.6初定中心距a按要求a0=1300mm，a0p=a0/p=1300/25.40=48.56(3.10在30～50之间，所以合适。2.7链节数LP=2×a0/p+(Z1+Z2/2+P/a0(Z2－Z1/2π2=2×1300/25.4+(23+23/2+25.4/1300(23-23/2π2=102.36+23+0=125.36(3.11取LP=125节。2.8链条长度L=P×LP=25.40×125=3175mm(3.122.9理论中心距a当Z1=Z2=Z时，a=P/2(LP-Z=25.40/2(125-23=1259mm(3.132.10实际中心距aa＇=a-△a=1259-0.003×493.8=1258(3.142.11链速VV=Z1n1P/60×1000=23×23.4×25.40/60×1000=0.2278m/s(3.152.12有效圆周力FtFt=1000×P/V=1000×25.40/0.2278=111501N(3.162.13作用于轴上之力FKFK=1.15×KA×Ft=1.15×1×111501=128226N[2](3.172.14润滑方式的选择根据P及V查图11—10[2]，应采用油杯或刷子供油。2.15链条的标记链16A—1×125图3.2链条的三维视图3.2.2链轮的设计1.链轮的材料链轮的材料应能保证链轮具有足够的耐磨性和强度。链轮的啮合次数越多受冲击也就越严重，故链轮采用较好的材料制造。选用链轮的材料为20Cr,热处理为渗碳，淬火，回火。热处理后的硬度为50—60HRC。2.链轮基本尺寸的计算d=P/sin180o/Z=25.4/sin180o/23=25.4/0.136=186.76(3.18damax=d+1.25P-d1=186.76+1.25×25.4-15.75=202.76(3.19damin=d+(1-1.6/ZP-d1=186.76+(1-1.6/23×25.4-15.75=194.64(3.20所以da取整为196。bf1=0.93b1=0.93×15.75=14.64(3.21ba=0.1×25.4=2.54(3.22h=0.5P=0.5×25.4=12.7(3.23ra≈0.04P=0.04×25.4=1.016≈1(3.24df=d-d1=186.76-15.88=170.88(3.25dg＜Pcot180o/Z-1.04h2-0.76=25.4cot180o/23-1.04×24.13-0.76=159.0(4.26所以dg取整为159。图3.3链轮的齿槽形状3.2.3滚子链的静强度计算在低速(V＜0.6m/s重载链传动中，链条的静强度占主要地位。如果仍用额定功率曲线选择计算，结果常不经济，因为额定功率曲线上各点相应的条件性安全系数n为8～20，远比静强度安全系数大。当进行耐疲劳和耐磨损工作能力计算时，若要求的使用寿命过短，传动功率过大，也需进行链条的静强度验算。链条静强度计算公式[2]：(3.27式中：Sca——链的抗拉静强度的计算安全系数；Flim——单链的极限拉伸载荷，单位为KN；KA——工作情况系数；F1——链的紧边工作拉力，单位为KN；——链的排数。由下面的公式[2]得，(3.28在允许范围内，所以静强度满足要求。3.2.4链传动的张紧链传动的张紧程度可用测量松边垂度f的大小来表示，合适的松边垂度推荐为：f=(0.01～0.02amm。对重载，经常起动、制动和反转的链传动，以及接近垂直的链传动，其松边垂度应适当减小。本传动装置采用调整中心距的方法来使链传动张紧。具体调整方法是通过拧紧螺栓来使链子蹦紧。对于滚子链传动，中心距调整量为2P。3.2.5链传动的润滑1.润滑方式的选择根据链条的节距P和速度V按机械手册[2]选择润滑方式。由于链速V＜2m/s，故采用人工定期润滑的方式。每班加油一次，保证销轴处不干燥。2.润滑剂的选择一般情况采用润滑油，按机械手册[2]进行选择，对于开式、低速传动可在油中添加MoS2、WS2MoSe2、WSe2等添加剂。

4轴的设计与验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度计算，只进行刚度计算。轴在载荷的作用下会产生弯曲和扭转变形，当这些变形超过某个允许值时，会使机器零部件工作状况恶化，甚至使机器无法正常工作，故对精密机器的传动和对刚度要求高的轴，要进行刚度校核，以保证轴的正常工作。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者是用扭转角来度量，后者是用挠度和偏角来度量。轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影响轴上零件的正常工作，对于工作要求高的精密机械如机床，如安装齿轮的轴，会因轴的变形影响齿轮的啮合状态几工作平稳性；轴的偏角会使滚动轴承的内外圈互相倾斜，如偏转角超过滚动轴承的允许的转角，就显著降低滚动轴承得寿命；会使滚动轴承所受的压力集中在轴承的一侧，使轴径和轴承发生边缘接触，加剧磨损和导致胶合；轴的变形还会使高速轴回转时产生振动和噪音，影响机器的正常工作。又如机床进给机构中的轴，过大的弯曲变形将使运动部件产生爬行，不能均匀进给，影响加工质量。因此，对于精密机器的轴要进行弯曲刚度的校核，他用弯曲变形时所产生的挠度和偏转角来度量，即验算轴的最大挠度及齿轮处的和轴承处的倾角，是否在允许的范围之内。轴的弯曲变形的精确计算较复杂，除受载荷的影响外，轴承以及各种轴上零件刚度，轴的局部削弱等因素对轴的变形都有影响。因此，在计算时都进行了不同程度的简化[1]。4.1轴的结构设计4.1.1选择轴的材料轴的主要材料是经过轧制或锻造的优质中碳钢和合金钢。为了提高轴的强度（尤其是疲劳强度）和耐磨性，可对轴进行热处理或化学热处理，以及表面强化处理等。故轴的材料选用45，正火处理。4.1.2初步估计轴径在轴的设计时，必须知道轴的基本直径，基本直径可按转矩估算法来估计。根据轴上所受的转矩估算轴径，至于弯矩对轴强度的影响，用降低许用剪切力的办法来加以考虑估算公式[1]为：d≥A×mm(4.1式中d——危险截面的直径(mm；T——转矩(Nm；[τ]——许用剪切应力(N/mm2；A——材料系数；P——轴所传递的功率(KW；N——轴的转速(r/min。按表18—2[1]，取A=110。（因轴端受弯矩，A取平均值）d≥A×=110×=30.6mm(4.2考虑端部有轴单键槽，轴径应增大4—5%，取d＝φ33mm轴的结构如下图所示：图4.1轴的结构图考虑装配方便以及轴承的标准，故轴承的轴径取φ30，长度取14。又考虑轴承内侧采用轴肩固定，固定中臂的部分取φ34，长度取13。轴的中部是花键轴，再考虑到装配情况，所以轴径稍大一些。取d=36,D=40。长度取107。右侧轴径与左侧对称。4.2轴的校核轴的计算通常是在初步完成结构的设计后进行校核，计算准则是满足强度或刚度，必要时还应校核轴的振动稳定性。1.求出链轮轴上的功率，转速和转矩链轮的传动效率：=0.97（精度等级为8级）轴承的传动效率：=0.99则链轮轴上的传动效率为：(4.3链轮轴的转速：2.作用于轴上之力FKFK=1.15×KA×Ft=1.15×1×111501=128226N(4.43.因为链轮的分度圆直径为：d=P/sin180o/Z=25.4/sin180o/23=25.4/0.136=186.76(4.5(4.6(4.7(4.8(4.9圆周力，径向力及轴向力的方向如下图所示：图4.2轴的载荷分析图4.求轴上的载荷首先作出轴的结构简图，在确定轴承支点位置时，应从手册中查取a值。对于6206C的深沟球轴承，查得a=44.4mm。，。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的，，及M值列于下表表4.1截面C出的弯扭矩计算载荷水平面H垂直面V支反力F=4505N，=4505N=2222N，=1066N弯矩M=383805=18842=90940总弯矩扭矩T5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据公式：(4.10式中，——轴的计算应力，单位Mpa；M——轴所受的弯矩，单位；T——轴所受的扭矩，单位；W——轴的抗弯截面系数，单位；——对称循环应变力时轴的许用变应力；取折合系数=0.6（扭转的切应力为脉动循环变应力时）[1](4.11前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=60Mpa，因此，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度图4.3轴的结构图由于Ⅰ段右侧和Ⅱ段左侧为危险截面，因此需要校核这两个截面的疲劳强度。①Ⅰ段右侧：抗弯截面系数：(4.12抗扭截面系数：(4.13左侧的弯矩M为：(4.14截面Ⅰ的扭矩：=923500(4.15截面上的弯曲应力：(4.16截面上的扭转切应力：(4.17轴的材料为45钢，调质处理，查得，=155Mpa.截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数，，因，，查得，=2.1，，可得到轴的材料敏感应力集中系数为：=0.82=0.85故有效应力集中系数为：(4.18(4.19查得尺寸系数=0.66，扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工，得表面质量系数：(4.20轴未经表面强化处理，即=1得综合系数值为：(4.21(4.22而碳钢的特性系数=0.1—0.2，取=0.1；=0.05—0.1，取=0.05。于是，计算安全系数值：(4.23(4.24(4.25故轴在截面Ⅰ右侧的强度是足够的，因此轴的强度满足要求。2截面Ⅱ左侧抗弯截面系数：(4.26抗扭截面系数：(4.27右侧的弯矩M为：(4.28截面Ⅱ的扭矩：=923500(4.29截面上的弯曲应力：(4.30截面上的扭转切应力：(4.31过盈配合处的值，取于是，，(4.32轴按磨削加工，得表面质量系数：(4.33故得综合系数：(4.34(4.35所以轴截面Ⅱ右侧的安全系数为：(4.36(4.37(4.38故轴在截面Ⅱ右侧的强度是足够的，因此轴的强度满足要求。

5轴上零件的选择与计算5.1键的选择与键联接强度校核键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。。键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸(一般以键宽b×键高h表示与长度L。键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；而导向平键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。一般轮毂的长度可取为L’=(1.5～2d，这里d为轴的直径。所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。重要的键联接在选出键的类型和尺寸后，还应进行强度校核计算。5.1.1大臂末端电机轴上键的选择与校核电机轴上键的尺寸L×b×h=45×10×8l=L-b=45-10=35根据公式(5.1[9]进行校核：σP=2T×103/kld≤[σP](5.1d——轴的直径（m·m）；l——键的工作长度；k——键与轮毂的接触高度（m·m），平键k=h/2；[σP]——许用挤压应力（MPa）。查表得[σP]=120～150Mpa。计算：σP=2T×103/kld=4T×103/hld=4×319×103/8×35×32=142.4MPa＜[σP](5.2所以键的选择合格。5.1.2轴上矩形花键的选择与校核轴上矩形花键的尺寸N×d×D×B=8×36×40×8根据公式(5.3[9]进行校核：σP=2T×103/ψzhldm≤[σP](5.3T——传递转距(N·m；ψ——各齿间载荷不均匀系数，通常ψ=0.7～0.8，齿数多时取偏小值；z——花键的齿数；h——花键侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d/2-2C,此处D为花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸；dm——花键的平均直径，矩形花键，dm=D+d/2；l——齿的工作长度（m·m）；[σP]——许用挤压应力（MPa）。查表[9]得[σP]=120～200Mpa。计算：σP=2T×103/ψzhldm=2×89.44×103/0.75×8×1×103×38=7.6MPa＜[σP](5.4所以键的选择合格。5.1.3小臂电机轴上键的选择与校核电机轴上键的尺寸L×b×h=25×8×7l=L-b=25-8=17计算：σP=2T×103/kld=4T×103/hld=4×89.44×103/7×17×24=125.3MPa＜[σP](5.5所以键的选择合格。5.2滚动轴承的验算旋转着的轴承，内外圈滚道及滚动体经受着迅速变化的接触应力，当工作循环达到一定次数后，接触表面可能发生疲劳点蚀。这是滚动轴承的主要失效形式。对于静止的、极慢转动的轴承，在很大静载荷作用下，会因接触点处产生的局部应力超过材料的屈服点，导致滚动体或内、外圈滚道表面产生塑性变形。这是一种静强度不足的失效。此外，由于使用维护不当或润滑密封不良等，可能引起磨损、胶合、套圈断裂、保持架破坏等其他形式的失效。由失效分析知，对于一般转速(的轴承，应进行防止疲劳点蚀的寿命计算。5.2.1确定轴承的承载能力已知轴颈直径d=30mm。该轴所承受的轴向载荷FA=530N。由上面可知轴承1，2所受的径向载荷R1=2308N,R2=613N。轴的转速23.4r/min。工作中有中等冲击，工作温度125。要轴承的预期寿命L10h’=15000小时，初选深沟球轴承6206。由《机械设计手册》[2]查得深沟球轴承6206的Cr=15.0KN，C0=10.0KN。图5.1轴承的受力分析其中Ft=3510N，Fr=1280N。水平支反力：(5.6垂直支反力：(5.7右侧轴承受力与左侧相同。所以合成支反力为：N(5.8N(计算当量动载荷由轴承的固定方式知，轴向外载荷F全部由轴承1承受，故A1=FA=530，A2=0(5.10查表9-5[2]，因为A1/C0=530/10000=0.053(5.11插值确定=0.21。由于A1/R1=530/1700=0.26>=0.21(5.12所以(5.13由表9-7[2]，按传动装置查取。由表9-4[2]，。因轴承不承受力矩载荷，故=1。所以=1.5×1×(0.56×1700+2.09×530=3090N(5.14×1×1700=2500N(校核轴承寿命因为故：(6.16所以轴承6206满足要求。

6伺服进给系统的设计与计算6.1滚珠丝杠的设计滚珠丝杠是以传递运动为主，并要求较高的运动精度。主要应用于金属切削机床进给，分度机构的传导螺旋，摩擦压力机，千斤顶的穿里螺旋。滚动螺旋传动又称滚珠丝杠副，它是在丝杠和螺母的螺纹滚道间放置适量的钢球，当丝杠或螺母相对转动时，钢球沿螺纹滚道滚动，这样，丝杠和螺母之间即为滚动摩擦，起传动效率及精度大为提高。为防止钢球沿滚道滚出，在螺母或丝杠上设有钢球返回装置，使钢球通过此返回装置自动返回其入口处，形成循环路。6.1.1材料的选择滚珠丝杠通常选用Q275、45、50、Y40Mn等钢，对于重要的传动，要求耐磨性高，需要进行热处理。可选用T12、65Mn、40Cr、40WMn或20CrMnTi等钢。对于精密导螺旋，还需要热处理后有较好的尺寸稳定性，可选用9Mn2V、CrWMn、38CrMoAlA。满足以上要求，故滚珠丝杠选用9Mn2V钢。6.1.2耐磨性计算滚珠丝杠的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺纹副间越容易形成过度磨损。因此，滚动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力P，使其小于材料的许用压力[P][1]。假设作用于螺杆的轴向力为F(单位为N，螺纹的承压面积（指螺纹工作表面投影到垂直与轴向力的平面上的面积）为A(单位为mm，螺纹中径为d2(单位为mm2,螺纹工作高度为h(单位为mm,螺纹螺距为P(单位为mm,螺纹工作圈数为u=H/P,则螺纹工作面上的耐磨性条件[1]为：P=F/A=F/d2hH≤[P](6.1令=H/d2，则H=d2。代入(6.1中整理后得，d2≥(6.2对于梯形螺纹和矩形螺纹，h=0.5P，则，d2≥=0.8=14.9mm(6.3取d2=16mm，则H=2.5×16=40mm。公称直径d=18mm根据公式算得螺纹中径d2后，按国家标准查得D3=d，小径为13.5mm，D4=d，大径为18.5mm，D1=14mm，螺距为4mm。u=H/P=40/4=10≤10～12(6.4所以满足要求。由于水平传动，所以并无自锁要求即无需检验。6.1.3螺杆的强度计算受力较大的螺杆需进行强度计算。螺杆工作时承受轴向压力（或拉力）F和扭矩T的作用。螺杆危险截面上既有压缩（或拉伸）应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论[1]求出危险截面的计算应力===1/A≤[](6.5(6.6=°(6.7T=Ftan(d2/2=10450×tan(4.55°+4.73°×16/2=13660mm(6.8=×(4/3.14×182.25=10596×4/(3.14×182.25=74.1≤785/3～5=157～261.7Mpa(6.9所以满足要求。6.1.4螺杆的稳定性计算对于长径比较大的受压螺杆，当轴向压力F大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力F(单位为N必须小于临界载荷Fcr(单位为N。则螺杆的稳定性条件为：Ssc=Fcr/F[1]。其中：Ssc——螺杆稳定性的计算安全系数；Ss——螺杆稳定性安全系数，由于该滚珠丝杠为传导螺旋，所以Ss=2.5～4；Fcr——螺杆的临界载荷，单位为N；根据螺杆的柔度[1]。此处，为螺杆的长度系数。表6.1不同固定方式的长度系数端部支撑情况长度系数两端固定一端固定，一端不完全固定一端铰支，一端不完全固定两端不完全固定两端铰支一端固定，一端自由0.500.600.700.751.002.00根据设计可知，长度系数为0.50。且临界载荷Fcr可按欧拉公式计算，即Fcr=(6.10其中：E——螺杆材料的拉压弹性模量，单位为Mpa，E=2.06×105Mpa

；I——螺杆危险截面的惯性矩，I=，单位为mm4。(6.11(6.12所以满足要求稳定。6.2丝杠副的选择计算现国内外文献上对滚珠丝杠副还没有统一的分类，但各国一般是按以下原则进行分类的，普通滚珠丝杠副一般指公称直径d0=16～100mm，导程Ph=4～20mm，螺旋升角φ＜9°。微型滚珠丝杠副指公称直径d0≤12mm的滚珠丝杠副。对于导程Ph≤3mm的滚珠丝杠副称为微型小导程滚珠丝杠副，螺旋升角φ＞9°的滚珠丝杠副称为微型大导程滚珠丝杠副。大导程滚珠丝杠副指公称直径d0≥16mm，螺旋升角17°≥φ＞9°或导程d0≤Ph≤d0的滚珠丝杠副，对于螺旋升角φ＞17°称为超大导程滚珠丝杠副。重型滚珠丝杠副指公称直径d0≥125mm的滚珠丝杠副。滚珠丝杠副按用途分为两类：定位滚珠丝杠副（用于控制轴向位移）和传动滚珠丝杠副（用于传递动力）。本次设计主要是为了传递轴向位移，应选用定位滚珠丝杠副。滚珠丝杠的螺母结构有整体式和组合式。前者结构简单，但磨损增大时轴向间隙无法调整。后者通过调整可以补偿磨损或消除轴向间隙。本次设计采用整体式螺母。具体结构如下图所示：图6.1整体式螺母6.2.1螺母的疲劳寿命计算滚珠丝杠副的主要失效形式是疲劳点蚀，其疲劳寿命的计算与滚动轴承类同。一般按额定动负荷或额定静负荷选用滚珠丝杠副的尺寸规格。滚珠丝杠副已有专业工厂生产。必须的额定动负荷[2]：(6.13(6.14F——轴向载荷；——载荷系数；——硬度影响系数；——短行程系数；——计算载荷；——额定动载荷；——要求的使用寿命；n——螺杠的转速。所以24124N(6.15根据计算求得的选择滚珠丝杠副的规格，该规格滚珠丝杠的选择滚珠丝杠副的型号为：CDM4000—3。6.2.2螺母螺纹牙的强度计算螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杠，故只需校核螺母螺纹牙的强度。如果将一圈螺纹每圈螺纹沿螺母的螺纹大径D(单位mm展开，则可看作宽度为D的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为F/n，并作用在以螺纹中径D2(单位为mm为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件[2]为：(6.16：(6.17式中b——螺纹牙根部的厚度，单位为mm，对于梯形螺纹，b=0.65P，P为螺距；l——弯曲力臂，单位为mm，看参考图[2]可知，l=D-D2/2；[]——螺母材料的许用切应力，单位为MPa；[]——螺母材料的许用弯曲应力，单位为Mpa；D——螺母螺纹的大径；d1——螺杠的小径。剪切强度条件[2]为：=F/10450/(3.14×18.5×2.6×8.75=7.9≤0.6[]=0.6××78.5/5=94.2Mpa(6.18(其中，b=0.65P=2.6mm；u=H/P=40/4=10。所以满足要求。螺纹牙危险截面a-a的弯曲强度条件[2]为：=6Fl/=[6×10450×(18.5－14/2]/×18.5×6.76×8.75=141075/3436=41.1≤[1.0～1.2][]=785/5=157Mpa(6.19所以满足要求。6.2.3螺母凸缘的强度计算在螺旋起重器螺母的设计计算中，除了进行耐磨性计算与螺纹牙的强度计算外，还要进行螺母下端与螺母凸缘的强度计算。工作时，在螺母凸缘与底座的接触面上产生挤压应力，凸缘根部受到弯曲及剪切作用。螺母下段悬置，承受拉力和螺纹牙上的摩擦力矩作用。(1凸缘与底座接触表面的挤压强度[2]计算：=10450×4/(522-322×3.14=10450×4/(3.14×1680=41800/5275.2=7.92≤(1.5～1.7[]=60～112(6.20所以满足条件。(2凸缘根部的弯曲强度[2]计算：=M/W=1/4F(D4-D3/[1/6]=1.5F(D4-D3/a2=1.5×10450×(52-32/3.14×32×102=31.2≤[]=40～60(6.21所以满足条件。6.3丝杠驱动电机的选择大臂的移动是通过丝杠来传动的。TL=Ta+Tf+To(6.22式中，TL—折算到电机轴上的负载转矩(N.mTa—折算到电机轴上的加速力矩(N.mTf—折算到电机轴上的摩擦力矩(N.mTo—折算到电机轴上的附加摩擦力矩(N.mTa=Jr=0.001×1500/9.6×0.025=6.25(N.m(6.23Tf=FoP×103/2=2156×4×103/2=1.716(N.m(6.24To=FamaxP(×103/2=2156×4×(×103/2=0.326(N.m(6.25式中，Jr——折算到电机轴上的总惯量(kg.m；t——系统时间常数(s；nmax——电机最大转速(r/min；Fo——导轨摩擦力(N；P——丝杠螺距(mm；i——降速比；——传动链总效率(0.7～0.8。TL=Ta+Tf+To=6.25+1.716+0.326=8.292(6.26PL=T(6.27(6.28n=v/P(P—丝杠螺距，v=0.1m/s(6.29把(6.25(6.26代入(6.24，化简得，PL=9.55×P/n=1302W=1.302KW(6.30故选用安川伺服电机ⅡSGMH-20AAA41。6.4机械导轨的选择在设计加工导轨时应满足以下的要求：1、导向精度导轨在空载运动和切削条件下运动时，都应具有足够的导向精度，保证导轨运动的准确度，这是保证导轨工作质量的前提。影响导向精度的主要因素有：导轨的结构形式，导轨的几何精度和接触精度，导轨和基础件的刚度，导轨的油膜厚度和油膜刚度，导轨和基础件的热变形等。(1几何精度直线运动导轨的几何精度一般包括：导轨在竖直平面内的直线度（简称A项精度），导轨在水平平面内的直线精度（简称B项精度），两导轨面间平行度也叫扭曲（简称C项精度），在A、B两项精度中都规定了导轨在每米长度上的直线度和导轨全长的直线度，在C项精度中，规定了导轨在每米长度上和导轨全长上，两导轨面间在横向每米长度上的扭曲值。上述A、B、C三项精度的公差，可参考有关机床精度检验标准。(2接触精度精刨、磨削和刮研的导轨表面，接触精度按JB2278-78的规定，采用着色法进行检查，用接触面所占百分比或25×25(mm面积内的接触点数来衡量。2、精度保持性精度保持性主要是由导轨的耐磨性决定的，它与导轨的摩擦性质、导轨和材料、工艺方法以及受力情况等有关。另外，导轨和基础件的残余应力也会使导轨发生蠕变而影响导轨的精度保持性。影响精度保持性的主要因素是磨损，提高耐磨性以保持精度是提高机床质量的主要内容之一，也是科学研究的一大课题。提高耐磨性的因素有很多，提高耐磨性应从设计、工艺、材料、热处理、使用等各方面综合考虑。这里主要从设计角度来进行分析。从设计的角度提高耐磨性的基本思路是：尽量争取无磨损；在无法避免的磨损时尽量争取少磨损、均匀磨损、以及磨损后能够补偿，以便提高使用期限[2]。满足上述要求，故选择HIWIN线性导轨系列。6.5联轴器的选择与计算6.5.1选择联轴器的类型根据传递扭矩的大小，轴转速的高低，被联接两部件的安装精度，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。通常选择时考虑以下几点：(1所需传递的扭矩的大小和性质以及对缓冲减振功能的要求。(2联轴器的工作转速高低和引起的偏心力大小。(3两轴相对位移的大小和方向。(4联轴器的可靠性和工作环境。(5联轴器的制造，安装，维护，和成本。在加工中心驱动系统中，由于要与伺服电机相连接，要保证