【《五轴电动机械手结构设计》11000字（论文）】

机身设计4.1机身结构特点机身部分的设计主要分为支撑架的设计和基座部分的设计，两部分主要特点如下：（1）支撑架的设计支撑架是整个机器人的承重机构，因此需要考虑其强度、刚度、抗扭转等功能是否符合要求。此外，还应当对底盘进行紧固设置，支撑架只包含一个自由度，就是平面的旋转运动，支撑架整体较大，因此为了达到减轻装置的重量的目的，选择性能较好，密度较小的材料ZL401。（2）机座的设计轴承保持器放置在轴的中间[14]。4.2电动机参数4.1.1计算工作转矩通过以上分析，可以得出当前机器的转矩由机身、大臂和小臂分别转动引起，因此可以根据以下公式计算转矩：参数类型计算公式力矩的总类=44.79+4.56=50.35N.m总力矩与角速度关系摩擦力矩角速度杆转动惯量盘转动惯量传动效率 显然，可以根据大臂和小臂的长度（0.8m、1m）与重量（30kg、20kg），分别计算出其转动惯量：=1.6kgm；=6.67kgm。由以上叙述可知，大臂与小臂在空间上存在位置关系，如图所示。图4-1大小臂在极限情况下位置关系另外，根据圆盘的重量、体积、面积、半径等参数可以计算其转动惯量： （4-2） （4-3） m （4-4） （4-5） kg （4-6） =5.75kgm （4-7） ==6.86Nm （4-8）4.1.2分配传动比根据上述结论可知总传动比为9，由于传动比是主传动和从传动比的乘积，因此分辨分别将其设为3。4.1.3传动参数根据实际情况将各个传动轴之间的位置关系简化呈以下形式：图4-2传动轴位置图各个传动轴之间的转速关系如下：=1.6rad/s=15.29r/min=137.69r/min=45.86r/min=M=49.86从而可以计算出17.69Nm。通过相同的计算步骤可以得出：=17.69Nm=6.28Nm=6.65Nm因此，电动机最小转速和转矩应为6.85N.m和137.69r/min。查阅资料可知86BYG250CN型步进电机可以满足需求。其主要频率和结构如下：图4-386BYG250CN电动机运行矩频特性4.2传动齿轮设计4.2.1高速级（1）基本参数通过以上分析，我们可以知道电机的传动齿轮类型为直齿圆柱齿，齿轮材质一般选择为45铬进行调质处理，本文选择也不例外。表面硬度随齿轮增大而增大，因此设置大小齿轮分别为240HBS、280HBS。齿轮制造不应低于标准水平，但也不必过高，本文选择为7，齿数分配为：，。（2）齿面接触疲劳强度校核以小齿轮为基准进行齿面接触疲劳强度校核，可以得出其分度圆直径的最小值： （4-9）查阅资料可知：设=1.3，=6.27Nm，；=189.8，小齿轮的齿面疲劳强度极限MPa；大齿轮的齿面疲劳强度极限MPa。从而根据以下公式进行发生疲劳的载荷交变次数:（4-10）其中，137.39r/min，，，从而得出大小齿轮的载荷交变次数：=1.65×108次；=4.96×108次将接触疲劳系数1.149，1.258分别带入接触疲劳的许用应力计算公式可以得出：=689.85MPa，=693.05MPa最小的许用应力为=689.85MPa，带入上式可以得出分度圆直径21.74mm。表4-1齿轮主要参数参数类型计算公式小齿轮线速度齿宽=21.738mm模数0.912mm齿高=2.039mm宽高比b/h=10.66载荷系数通过查阅资料可知=1.0；1.21；=1.24；=1.29；=1.27带入载荷系数计算公式可知：1.948 根据修正公式修正分度圆直径24.868mm（4-11）表4-2根据修正后的分度圆直径进行弯曲疲劳强度校核参数类型计算公式模数基于模数的弯曲强度弯曲疲劳极限疲劳系数，安全系数许用疲劳强度,齿形系数校正系数比值根据上述计算结果可以得出小齿轮的齿数`；将已知结果带入分度圆直径的计算公式可得：；，从而得出齿轮的中心距，然后计算出齿轮的宽。4.2.2低速级（1）基本参数通过以上分析，我们可以知道电机的传动齿轮类型为直齿圆柱齿，齿轮材质一般选择为45铬进行调质处理，本文选择也不例外。表面硬度随齿轮增大而增大，因此设置大小齿轮分别为240HBS、280HBS。齿轮制造不应低于标准水平，但也不必过高，本文选择为7，齿数分配为：，。（2）齿面接触疲劳强度校核以小齿轮为基准进行齿面接触疲劳强度校核，可以得出其分度圆直径的最小值： （4-12）查阅资料可知：设=1.3，=17.69Nm，；=189.8，小齿轮的齿面疲劳强度极限MPa；大齿轮的齿面疲劳强度极限MPa。从而根据以下公式进行发生疲劳的载荷交变次数:（4-13）其中，137.39r/min，，，从而得出大小齿轮的载荷交变次数：=5.501×108次；=1.839×108次将接触疲劳系数1.248，1.309分别带入接触疲劳的许用应力计算公式可以得出：=756.01MPa，=720.49MPa最小的许用应力为=720.49MPa，带入上式可以得出分度圆直径29.847mm。表4-3齿轮主要参数参数类型计算公式小齿轮线速度齿宽=29.851mm模数1.239mm齿高=2.78mm宽高比b/h=10.66载荷系数通过查阅资料可知=1.0；1.21；=1.24；=1.29；=1.27带入载荷系数计算公式可知：1.948 根据修正公式修正分度圆直径34.169mm（4-14）表4-4根据修正后的分度圆直径进行弯曲疲劳强度校核参数类型计算公式模数基于模数的弯曲强度系数弯曲疲劳极限疲劳系数，安全系数许用疲劳强度,齿形系数校正系数比值根据上述计算结果可以得出小齿轮的齿数`；将已知结果带入分度圆直径的计算公式可得：；，从而得出齿轮的中心距，然后计算出齿轮的宽。4.3传动轴设计与校核4.3.1输入轴（1）输入功率、输入转速与输入转矩计算0.456kW；137.7r/min；6.27Nm（2）轴径（4-15）为了满足轴的质量轻且刚度和强度的富余，采用了传统意义上的45#调质钢，该种材料是传动轴的常用材料，该材料的系数，根据已知条件可以得出轴径的最小值。（3）轴形如图所示该输入轴分成四个部分。图4-5输入轴结构与尺寸（4）轴受力将轴在水平和垂直方向上的力进行公式联立：；（4-16）；（4-17）,（4-18）已知轴的直径和转矩等参数，可以解出：,,,,输入轴弯矩图形式如下：图4-6输入轴的受力分析图由上图分析可知，截面=2\*ROMANII可能最先发生断裂危险，因此应该首先对其进行校核：表4-5截面Ⅱ受力计算载荷水平面H垂直面V44.8Nm（5）弯扭组合（4-19）（4-20）已知输入轴所受弯矩和扭矩，并可以通过上式计算出截面系数，从而可以得出该轴的弯扭组合强度校核结果：，，显然该输入轴的弯扭组合强度校核结果为符合设计要求。4.3.2中间轴（1）输入功率、输入转速与输入转矩计算；；（2）轴径（4-21）为了满足轴的质量轻且刚度和强度的富余，采用了传统意义上的45#调质钢，该种材料是传动轴的常用材料，该材料的系数，根据已知条件可以得出轴径的最小值。（3）轴形如图所示该输入轴分成四个部分。图5-5中间轴结构与尺寸（4）轴受力将轴在水平和垂直方向上的力进行公式联立：；（4-22）；（4-23）,（4-24）已知轴的直径和转矩等参数，可以解出：,,,,输入轴弯矩图形式如下：图4-6输入轴的受力分析图由上图分析可知，截面=2\*ROMANII可能最先发生断裂危险，因此应该首先对其进行校核：表4-6截面Ⅱ受力计算载荷水平面H垂直面V(5)弯扭组合（4-25）（4-26）已知输入轴所受弯矩和扭矩，并可以通过上式计算出截面系数，从而可以得出该轴的弯扭组合强度校核结果：，，显然该输入轴的弯扭组合强度校核结果为符合设计要求。4.3.3输出轴（1）输入功率、输入转速与输入转矩计算；；（2）轴径（4-27）为了满足轴的质量轻且刚度和强度的富余，采用了传统意义上的45#调质钢，该种材料是传动轴的常用材料，该材料的系数，根据已知条件可以得出轴径的最小值。（3）轴形如图所示该输入轴分成四个部分。图4-5输出轴结构与尺寸（4）轴受力将轴在水平和垂直方向上的力进行公式联立：；；（5-28）,（5-29）已知轴的直径和转矩等参数，可以解出：,,,输入轴弯矩图形式如下：图4-6输入轴的受力分析图由上图分析可知，截面=2\*ROMANII可能最先发生断裂危险，因此应该首先对其进行校核：表4-7截面Ⅱ受力计算载荷水平面H垂直面V(5)弯扭组合（4-30）（4-31）已知输入轴所受弯矩和扭矩，并可以通过上式计算出截面系数，从而可以得出该轴的弯扭组合强度校核结果：，，显然该输入轴的弯扭组合强度校核结果为符合设计要求。4.4轴承疲劳寿命校核4.4.1输入轴轴承轴承是实现滚动摩擦的关键装置，在输入轴的转动过程中必须用到轴承，而轴承在不断地使用过程中也会发生一定的点蚀，在开始使用到发生点蚀的这一段时间就是轴承的寿命。因轴承种类的不同，其疲劳寿命也大不相同，根据轴的使用环境和尺寸来选择轴承的种类是最好的办法。根据本设计的要求，轴承的使用寿命必须在25000h以上。输入轴的轴径大约为16.99mm，因此可以选择圆锥滚子轴承30203。该型号的轴承主要参数为e=0.346，=1.69，1.0，Cr=20.79kN、Cor=21.78kN。根据已知结论可以得出，输入轴上的轴向和径向的支反力：657.19N（4-32）1031.49N （4-33）193.27N，303.18N（4-34）考虑到Fa=0，那么：193.27N，303.18N结果显而易见，。然后，根据以上计算结果可以得出：193.27N，=303.18N由于，那么可以通过查阅资料得出轴承系数：，，那么可以通过查阅资料得出轴承系数：，0通过以上已知结论和计算出的结果，我们可以得出输入轴轴承的当量动载荷： （4-35） （4-36）将系数=1.21带入上式，可以得出： 然后可以根据上述结论计算出输入轴的轴承疲劳寿命：（4-37）将已知结论带入上式137.69r/min，=25000N，10/3，通过查阅资料可以得出温度系数=1.0得：=h>25000符合设计要求。4.4.2中间轴承轴承是实现滚动摩擦的关键装置，在中间轴的转动过程中必须用到轴承，而轴承在不断地使用过程中也会发生一定的点蚀，在开始使用到发生点蚀的这一段时间就是轴承的寿命。因轴承种类的不同，其疲劳寿命也大不相同，根据轴的使用环境和尺寸来选择轴承的种类是最好的办法。根据本设计的要求，中间轴承的使用寿命必须在28000h以上。输入轴的轴径大约为24.99mm，因此可以选择圆锥滚子轴承3007105。该型号的轴承主要参数为e=0.368，=1.58，0.9，Cr=31.7kN、Cor=37.2kN。根据已知结论可以得出，输入轴上的轴向和径向的支反力：38.19N（4-38）464.22N （4-39）11.89N，145.11N（4-40）考虑到中间轴含有零件的重量，因此假设Fa=50N，那么，61.89N，145.11N结果显而易见，。然后，根据以上计算结果可以得出：61.89N，=145.11N由于，那么可以通过查阅资料得出轴承系数：，，那么可以通过查阅资料得出轴承系数：，0通过以上已知结论和计算出的结果，我们可以得出输入轴轴承的当量动载荷： （4-41） （4-42）将系数=1.21带入上式，可以得出： 然后可以根据上述结论计算出输入轴的轴承疲劳寿命：（4-43）将已知结论带入上式45.89r/min，=28000N，10/3，通过查阅资料可以得出温度系数=1.0得：=h>28000符合设计要求。4.4.3输出轴承输出轴的轴承与输入轴和中间轴的轴承在疲劳寿命计算方面几乎一致，但是由于其在实际工作中与大小臂直接相连，因此会与一定的偏心力，因此在分析其受力时应当考虑其对支反力的分力的影响，受力分析如下：图4-11输出轴承受力分析根据本设计的要求，中间轴承的使用寿命必须在28000h以上。输入轴的轴径大约为34.98mm，因此可以选择圆锥滚子轴承2007907E。该型号的轴承主要参数为e=0.368，=1.58，0.9，Cr=54.18kN、Cor=63.48kN。根据已知结论可以得出，输入轴上的轴向和径向的支反力：1451.98N，508.79N（5-44）由于机械臂的大臂和小臂均在运动中受到偏心力的影响，因此通过分析他们与重力之间的关系可以计算出相应的偏心距，受力分析如下：图4-12工作时大、小臂质量产生偏心力分析根据前文叙述可知，大臂和小臂的重量分别为30kg、20kg，将重力加速度的值近似考虑为10，因此大臂和小臂所受重力分别为300N,200N，根据力矩公式可得：将已知数值带入上述公式可得2400N，3852.12N，2908.79N，，，结果显而易见，。然后，根据以上计算结果可以得出：由于，那么可以通过查阅资料得出轴承系数：，，那么可以通过查阅资料得出轴承系数：，0通过以上已知结论和计算出的结果，我们可以得出输入轴轴承的当量动载荷： （4-45） （4-46）将系数=1.21带入上式，可以得出： 然后可以根据上述结论计算出输入轴的轴承疲劳寿命：（4-47）将已知结论带入上式15.287r/min，=73200N，10/3，通过查阅资料可以得出温度系数=1.0得：=h>28000符合设计要求4.5键的选择和校核4.5.1键的选择键的主要作用是传递装置的扭矩，键与轴同步转动，键的选择通常与轴的形状和尺寸以及齿轮的各项参数决定，根据前文计算结果可知，输入轴、中间轴和输出轴之间结构和参数均不相同。因此，对于三种不同种类和尺寸的齿轮轴选择不同型号和尺寸的键，具体如下：电机输出轴键：；中间轴的键Ⅰ：；输出轴的键Ⅱ：。4.5.2键的校核键在选材方面应该本着与轴的材料相似，且可以保证自身的强度、刚度要求，因此本文以45号调质钢作为轴键的制作材料，通过查阅资料可知其许用挤压应力MPa。根据键挤压应力的计算公式：（4-48）将已知条件带入上式可以得出以下结论：键Ⅰ：工作长度mm，接触高度3.31mm，17.69Nm25.46MPa<MPa，符合设计要求。键Ⅱ：工作长度mm，接触高度3.78m，49.849Nm23.87MPa<MPa，符合设计要求。4.6机身结构的设计4.6.1机身箱体材料的选择机身箱体所以用材料为HT250灰铸铁。由于该种材料的铸铁凝固收缩率较小，因此具有较强的抗冲击性能，在满足设计需求的同时还能保证良好的经济效益。4.6.2机身的结构设计及制造工艺机身部分的机箱内部结构复杂多变，采用数控加工的方式很难实现，又有其本身精度不是决定机器人运送精度的关键。因此本文采用了制造和铸造的方法。托盘与电机一起放在左侧，避免电机与发动机出现干涉，影响转动。输入轴上的锥形齿轮与中间轴齿轮相连，中间轴又与输出轴齿轮相连，通过啮合运动，带动手臂运动。悬挂机构应该具备用于装卸的螺栓螺母，因此使用。圆头螺栓链接船体，以此稳定机械臂。4.6.3机身密封设计由于需要进行水下作业，因此集体的密封耐压装置必不可少。鉴于下水之后的修理频率大大增加，故需要设计可拆卸的密封盒，以此将电子结构和易腐蚀的结构置于内部。密封耐压装置材料采用HY-100钢，由于此类钢不易腐蚀，不易出现被磨损的现象，有铜的加入使得其韧性有所增加。机械性能如下：密度屈服强度：极限强度：许用应力：弹性模量:泊松比:延伸率:断裂韧性:密封耐压装置密封口采用，弹性橡胶圈，这种方式是最为常见也是效果最好的可拆卸密封圈。

第五章总体方案设计5.1工程设计要求吸盘关节水下机器人的设计不仅关系到系统中多关节组件的设计，还要从视觉或外形上实现合理化和紧凑化。因此，在进行设计之时，需要从机构组件之间的联系、系统功能、机构重量和强度等各方面进行考虑。5.2总体设计方案（一）基本参数本设计要求水下抓取重量不小于15KG，且机械臂的最小伸长量为1.2m，且能够依附于船体进行工作。（二）驱动系统由于伺服电机具有良好的控制性能，检查的灵活性，允许速度，位置，环境，体积小，效率高，适用于更为苛刻的运动控制没有影响的精确控制，本设计使用的是伺服电机。（三）传动系统臂传递机构机械运动多关节通常使用齿轮，蜗杆，滚珠丝杠，皮带，链条传动，行星齿轮，传动齿轮和谐波钢等。（四）工作范围工业臂在作业过程中的作业范围为多关节，多关节臂的运动由扇区的作业场和确定的轨迹决定，轨迹由工作空间表示。结构工作空间的形状和大小协调了多吸盘关节机械手的运动，其大小和各臂自由机械手共轴长度在个数和度数上的变化程度，以及所选关节轴各角的变化程度。5.3吸盘关节机械手机械传动原理如图5-1，为吸盘关节机械手三维设计图。图5-1吸盘关节机械手本体组成各部分部件的作用：下端主要包括底座、齿轮、齿轮轴和电动机。底座是支撑整个机械臂的关键部位，用于船体链接，也是主承力部位，需满足刚度和强度极限要求。齿轮轴和齿轮等均为传动部件，作用是负责