毕业设计（论文）-多关节机械手臂系统设计

多关节机械手臂系统设计PAGE1PAGE摘要机器人是近30年来发展起来的一种高科技自动化生产设备。机械手是机器人的一个重要分支。它的特点是可通过变成完成各种预期的作业任务，在构造和性能上兼有人和机器各自的优点，尤其是体现了人的智能和适应性，机器作业的准确性和在各种环境完成作业的能力。本设计完成了多自由度关节式机械手的运动方案设计和驱动方式选择，并对机座，手臂及末端执行器等机械装置进行了结构设计[8]。机械手的迅速发展是由于它的积极作用正日益为人们所认识。其一，它能迅速地代替人完成某些操作；其二，它能按照生产工艺的要求，遵循一定的程序、时间和位置要求来完成工件的传送和装卸；其三，它能操作某些必要的机具进行焊接和装配，从而大大改善工人的劳动条件，显著地提高劳动生产率，加快实现工业生产机械化和自动化的步伐，因而受到各先进国家的重视，都投入大量的人力和物力去研究和开发[4]。在高温、高压、粉尘浓度高、严重噪音以及带有放射性和化学污染的场合应用的尤为广泛。在我国，近几年也有较快的发展，并取得了一定的成效，受到机械工业和铁路工业部门的重视[6]。关键词：机械手，电驱动，嵌入式控制

ABSTRACTTherobotisahigh-techautomatedproductionequipmentdevelopedinrecent30years.Manipulatorisanimportantbranchofrobot.Itischaracterizedbyacompletetasksinavarietyofexpectations,inthestructureandperformanceofbothpeopleandmachinestotheirrespectiveadvantages,especiallyreflectedpeople'sintelligenceandadaptability,accuracyofmachineoperationandfinishthehomeworkinavarietyofenvironmentalcapacity.Completedthedesignofmultidegreeoffreedommotionschemeofarticulatedmanipulatordesignanddrivingmodeselection,andonthebase,mechanicalarmandendeffectorforthestructuredesignof[8].Therapiddevelopmentofthemanipulatorisduetoitspositiveroleisincreasinglyrecognized.First,itcanquicklyreplacemantocompletesomeoperations;secondly,itcanbeinaccordancewiththerequirementsoftheproductionprocess,followcertainprocedures,timeandlocationrequirementstocompletethetransferandhandlingoftheworkpiece;thirdly,itcanoperatesomenecessaryequipmentforweldingandassembly,thusgreatlyimprovingworkingconditions,significanttoimprovelaborproductivity,acceleratetherealizationofindustrialproductionmechanizationandautomationpace,andthushavetheadvancednationalattention,haveinvestedalotofmanpowerandmaterialresourcestoresearchanddevelopmentof[4].Inthehightemperature,highpressure,highdustconcentration,seriousnoiseaswellastheapplicationofradioactiveandchemicalpollutionsituationisparticularlywidespread.Inourcountry,inrecentyearshaverapiddevelopment,andachievedcertainresults,bythemachineryindustryandrailwayindustryattention[6].Keywords:Mechanicalarm，Electricallydriven，Embeddedcontrol

目录260031绪论1260032机械臂结构部分设计4TOC\o"1-3"\h\z\u260032.1小臂部分498592.2大臂部分17220632.3腰部部分26220632.3手腕部分35153463电路控制部分设计45161423.1

单片机的概念45183733.2单片机特点46100953.3AT89C51单片机简介47192533.4单片机设计相关48277953.5机械手控制程序编写48132414结论51132415参考文献52132416致谢511绪论机械手的发展历史是相当长的，19世纪40年代出现的原子能用机械手就是其历史的开端。后来随着自动化与电子技术的发展，到目前正是工业机械人发展的全盛时期。在日本，无论是机械人的生产量还是使用量都是世界第一位的。据统计，1984年日本生产各种机器人42000台，目前在各种生产线上使用的有164000台；在发达国家及国内，机器人已广泛地应用于工业、国防、科技、生活等各个领域、工业部门应用最多的当推汽车工业和电子工业，在机械制造行业也有普遍的应用，并逐渐向纤维加工、食品工业、家用产品制造业等行业发展。目前国外机械制造业中，工业机械手主要用于机床、模锻压力机的上下料，以及点焊、弧焊、喷漆等作业。国外航空航天工业中机械手应用得也十分广泛，如铆接装配作业就大量使用了铆接机械手，此外如电气插头的装配、发动机风扇外壳和高压涡轮的焊接、飞机座舱盖和风挡钻孔作业、飞机机身和垂直尾翼钻孔等都采用了机械手。1.1国外研究情况机械手首先是从美国开始研制的。1958年美国联合控制公司研制出第一台机械手。它的结构是：在机体上安装一回转大臂，端部装有电磁铁的工件抓放机构，控制系统是示教型的。1962年，美国联合控制公司又试制成一台数控示教再现机械手，商名为Unimate[9]。运用系统仿造坦克炮塔，臂可以回转、俯仰、伸缩，用液压驱动；控制部分用磁鼓作存贮装置。同年，该公司和普鲁曼公司合并成立万能自动公司(Unimation)，专门生产工业用的机械手。1962年，美国机械铸造公司也试验成功一种机械手，该机械手的中央立柱可以回转，臂可以回转、升降、伸缩，采用液压驱动，控制系统也是示教再现型。虽该类机械手生产在六十年代初，但都是国外工业机械手发展的基础。德国机械制造业是从1970年开始应用的机械手。主要用于起重运输、焊接和设备的上下料等作业。瑞典、瑞士、日本等国也先后开始发展机械手的研究。特别是日本，工业机械手发展得很快，苏联从本世纪六十年代开始发展应用机械手。总之，目前工业机械手大部分还属于第一代，主要依靠人工控制。控制方式则为开环式，设有识别能力。改进的方向主要是降低成本和提高精度。第二代机械手正在加紧研制，并以初见成效，已经成功应用到多个领域。它设有微型电子计算机控制系统，安装各种传感器，把感觉到的信息反馈，使机械手具有感觉能力。第三代机械手则能独立地完成工作过程中的任务。它与电子计算机和电视设备保持联系，并逐步发展成为柔性制造系统FMS（FlexibleManufacturingsystem）和柔性制造单元FMC(FlexibleManufacturingCell)[10]中重要的一环。在现代工业中，生产过程的机械化、自动化已成为突出的主题，化工等连续性生产过程的自动化已经基本得到解决。但在机械工业中，加工、装配等生产是不连续的，专用机床是大批量生产自动化的有效办法；程控机床、数控机床、加工中心等自动化机械是有效地解决多品种、小批量生产自动化的重要办法。但除切削加工本身外，还有大量的装卸、搬运、装配等作业，有待于进一步实现机械化[11]。1.2国内研究情况我国近几年各科研机关及高等院校也开始了各种用途机器人的研制工作。北京工业自动化研究所研制的液压驱动关节式喷漆机器人，浙江大学研制的6自由度关节式液压伺服机械手，哈尔滨工业大学研制的华宇-Ⅱ型弧焊机器人和东方-Ⅰ型喷漆机器人等都通过了技术鉴定。此外各有关单位已建立了机器人专门研究队伍，正在从事各种用途机器人的研究。这说明我国已经揭开了机器人研究的序幕，在“七五”计划中，我国的机器人研制工作将有更大的发展。国内机械工业、铁路工业中首先在单机、专机上采用机械手上下料，减轻工人劳动强度。同时，采用机械手进行装配更是目前研制的重点，国外已研究采用摄像机和力传感装置和微型计算机联接在一起，能确定零件的方位，达到镶装的目的。目前工业机械手主要用于机床加工、铸锻、热处理等方面，无论数量、品种和性能方面还不能满足工业生产发展的需要。在国外机械制造也中，工业机械手应用较多，发展较快。目前主要应用于机床、模锻压力机的上下料，以及点焊、喷漆等作业，它可按照事先制定的作业程序完成规定的操作，大力研制具有某种智能的机械手。使它拥有一定的传感功能，能反馈外界条件的变化，作相应的变更。目前，在国内广泛应用的再现式机械手，虽然一般也都有记忆装置，但其程序都是预先编好的，或由人在工作之前领动一次，而后机械手可以按领动的工作内容正确进行再现动作。如果把这种再现式机械手称为第二代机械手的话，那么现在处于研制阶段的智能机械手就是第三代了。现在研究的机械手正在朝着一种可以存储大量的程序的并且可以改变并重新写入程序的方向发展，而且机械手具有比原来的更多的自由度。虽然在这方面相对于发达国家还有点落后，但是国内现在也越来越感觉到机械手的重要性，国家大力支持相关的设计及产品的开发。在机器人的发展以及机械手的设计上也取得了一定的成果，国内每年都将举行机器人大赛，以增加研发单位的交流与合作。现在国内具有越来越强的自主研发的单位，我相信在不久的将来，我国一定能够赶上并将且超越发达国家在机械手乃至整个机械方面处于领先地位。

2机械臂结构部分设计动力原件：直流电机目前常用的电驱动的动力原件有直流电机、交流电机及直流伺服电机三种。直流伺服电动机。本次设计为小型的专用型机械手，需要具有良好的启动、制动和调速特性，可适应频繁启动、反向、制动等工作状况，体积较小，因此选用直流伺服电机驱动。（2）传动机构：涡轮蜗杆市面上常用的机械手传动机构减速装置有涡轮蜗杆以及行星齿轮两种方式。其中涡轮蜗杆的特点为可以得到很大的传动比，成本较高。蜗杆轴向力较大。而行星齿轮传动的主要特点是体积小，要求制造精度高。用它们作减速器时，其效率随传动比的增大而减小。本次设计为为小型的专用型机械手，需要减速机构具有较大大的传动比同时具有较高的效率，而行星齿轮党传动比变高时，效率会相对的变得很低。则采用涡轮蜗杆机构作为传动部件。（3）手臂的自重平衡措施：由于垂直多关节机械手手臂关节的配置特点，臂部运动部分的重心偏离旋转中心时，所产生的偏心力矩会严重增加驱动负担，而且偏心力矩的大小随着转角而变化，这将影响运动平稳性和定位，因此在设计时特别注意了这一问题。这里通过合理的结构布局和传动优化设计，采用简单的自重平衡方法，在大臂和小臂转轴的一侧都集中安排了两个较重的电机，这样可以减小由于安装电动机和减速运动装置造成的附加力矩，从而使手臂的自重尽可能地接近平衡。2.1小臂部分2.1.1小臂电机：设小臂转速n1=60°/s即10r/min，角速度由0加速到所需要的时间t=0.1sT1=J1=J*ω=0.4166/3*（π/0.1）=8.7252Nm取安全系数为1，则减速机输出轴所需的最小转矩为8.7252Nm减速机传动比i1=10-40；蜗杆头数为1，则减速器效率为0.7；查《机械设计课程设计指导书》表9.1可知各传动部件的效率分别为：η轴承=0.97；η联轴器=0.99；工作机的总效率为：η总=η2联轴器*η蜗杆*η2轴承=0.65n电机=n1*i1=100-800r/minT电机=T1/（i*η总）=0.1678-0.6712Nm选用步进电机型号：SM397/LHA额定功率(W)额定转矩(N·m)额定转速(rpm)重量(kg)尺寸(mm)37.901.53781.9567*122.1.2各级转速及转矩实际总传动比及各级传动比：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比:iΣ=378/10=37.8(2-1)所以取i总=38各轴的转速：第一轴转速：n1=n电机=378r/min第二轴转速：n2=9.95r/min各轴的输入功率第一轴功率：P1=P电机=37.90W第二轴功率：P2=P1*η蜗杆=26.53W各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：T电机=1.5Nm第二轴转矩：T2=9550*P2/n2=39.9Nm2.1.3蜗轮蜗杆的设计及其参数计算传动参数蜗杆输入功率P=37.9W，蜗杆转速n1=378r/min，蜗轮转速n2=9.95r/min，理论传动比i=37.8，实际传动比i=38，蜗杆头数Z1=1，蜗轮齿数为Z2=i*Z1=38，蜗轮转速n2=9.95r/min蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度>45HRC,蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，=180MPa.蜗轮轴转矩：T2=39.9Nm载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.计算值(2-2)=1.1*39900*[480/(38*180)]2=216.13mm3模数及蜗杆分度圆直径取标准值，分别为：模数m=2.5mm蜗杆分度圆直径d1=45mm确定主要集合尺寸蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=95mm中心距α=(d1+d2)/2=70mm蜗杆传动的几何尺寸计算公式说明及结果名称公式说明及结果名称蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径蜗杆导程角蜗杆齿宽蜗轮分度圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮外圆直径蜗轮螺旋角蜗轮齿宽中心距d1=45mmda1=d1+2ha=d1+2m=50mmdf1=d1-2hf=d1-2.4m=39mmγ=3°10′47″b1≥(11+0.06Z2)m=33.2mmd2=m1Z2=95mmdf2=d2-2hf=89mmda2=d2+2ha=100mmβ=γ=3°10′47″，与蜗杆螺旋线方向相同b2≤0.75da1=33.7mmα=(d1+d2)/2=70mm2.1.4轴的设计计算及校核选取联轴器：电机输出轴为12mm，选取联轴器气型号为LT1型联轴器，联轴器标记：已知输出轴的输入功率为26.53W，转速为9.95r/min，C值在106~118间，则输出轴的最小直径：(2-3)由于轴上由1个键槽，故2.1.5轴承的选择及校核初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，初选轴承型号为深沟球轴承6004（一对），其尺寸：D=42mm,d=20mm,B=12mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，初选轴承型号为深沟球轴承6004（一对），其尺寸：D=42mm,d=20mm,B=12mm。基本额定动载荷C=9380N计算系数e=0.37轴向载荷系数Y=1.2计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴：(2-4)蜗轮轴：(2-5)计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：(2-6)计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷由已知得，与方向相同，其和为（轴承2为“压紧”端），所以轴承1的轴向载荷（轴承1为“放松”端）计算当量动载荷轴承1的载荷系数根据，由表8-8可知轴承2的载荷系数根据，由表8-8可知轴承1的当量动载荷轴承2的当量动载荷所以轴承的当量动载荷取、中较大者，所以计算轴承实际寿命温度系数由《机械设计基础》表8-6可知载荷系数由《机械设计基础》表8-7可知寿命指数滚子轴承轴承实际寿命(2-7)轴承预期寿命结论由于轴承30208满足要求2.1.6轴的结构设计蜗杆轴的结构造型如下：蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段d1=12mm开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，故d2=16mm。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=16mm；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=20mm，选定轴承型号为6004，与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径d4=df1=39mm，按标准直径系列，取d4=40mm；与轴承的内径配合，与相同，故取d6=d3=20mm；起定位作用，定位轴肩高度故d5=24.8mm，取d5=25mm。蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取L1=40mm；轴肩段取L2=10mm；与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；左轴承到蜗杆齿宽L3=30mm；蜗杆齿宽=33.2mm，取L4=35mm；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取L5=L3=20mm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；轴的总长为137mm。输出轴的弯矩和转矩蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承依次从右面装到轴上。蜗轮轴的径向尺寸的确定从左轴承段与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取d1=20mm，选定轴承型号为6004开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=25mm；与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径d3=40mm，按标准直径系列，取d3=40mm；与轴承的内径配合，与d1相同，故取d6=d1=20mm；d7取12mm；起定位作用，定位轴肩高度故取d4=42mm；蜗轮轴的轴向尺寸的确定左面与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为L1=12mm；左轴承到蜗轮齿宽间的套筒取L2=20mm；蜗轮齿宽L3=33.7mm，故取L3=35mm；蜗轮齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取L4=10mm,L5=10mm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；右轴肩段L6=12mm，L7=40mm，故轴的总长为139mm。2.1.7蜗轮的强度校核已知蜗轮的切向力蜗轮的径向力蜗轮轴向力求水平面支反力：水平面弯矩：垂直面支反力，由,即(2-8)得在铅垂方向上，由，即,得垂直面弯矩根据合成弯矩(2-9)得C截面左侧弯矩C截面右侧弯矩转矩T当量弯矩由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取，则C截面左侧当量弯矩(2-10)C截面右侧当量弯矩所以C截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即D截面弯矩D截面合成弯矩(2-11)D截面当量弯矩(2-12)求危险截面处轴的计算直径许用应力，轴的材料用45钢，由《机械设计基础》表7-1可知，C截面直径计算(2-13)D截面直径计算(2-14)经与结构设计图比较，C截面和D截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。2.1.8键连接设计计算蜗杆联接键键的选择和参数选择普通平键，圆头。由《机械设计课程设计指导书》表11.27查得d=12mm时。应选用键4×4×14GB/T1096转矩1.5Nm键长L1=14mm接触长度l1=L1-bl1=10许用挤压应力校核查《机械设计基础》表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求蜗轮键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由《机械设计课程设计指导书》表11.27查得d=40时。应选用键12×8×25GB/T1096转矩39.9Nm键长L1=25mm接触长度l1=L1-bl1=17mm许用挤压应力校核查《机械设计基础》表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求蜗轮轴键的选择与校核同蜗杆轴2.1.9箱体的设计计算箱体的构形式和材料铸造箱体，材料HT150。箱体主要结构尺寸和关系名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚δδ=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2b=1.5δ=15mmb1=1.5δ=15mmb2=2.5δ=25mm地脚螺钉直径及数目df=19mmn=6轴承旁联接螺栓直径d1=6mm箱盖，箱座联接螺栓直径d2=10mm螺栓间距150mm轴承端盖螺钉直径d3=9mm螺钉数目4轴承端盖外径D1=50mmD2=50mm轴承旁联接螺栓距离S=60mm箱盖，箱座筋厚m1=9mmm2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离10mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离10mm2.1.10螺栓等相关标准的选择本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782-86M10*35数量为3个螺母GB6170-86M10数量为2个*（参考装配图）M6*35M6销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30，数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个*（参考装配图）GB117-86B8*30有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图2.2大臂部分2.2.1大臂电机：设大臂转速=60°/s，角速度由0加速到所需要的时间t=0.2sT2=J2=J*ω=3.3333/3*（π/0.2）=17.4531Nm取安全系数为1，则减速机输出轴所需的最小转矩为17.4531Nm减速机传动比i1=10-80；蜗杆头数为1，则减速器效率为0.7；查《机械设计课程设计指导书》表9.1可知各传动部件的效率分别为：；；工作机的总效率为：η总=η2联轴器*η蜗杆*η2轴承=0.47-0.65n电机=n1*i1=100-800r/min选用步进伺服电机型号：SM397/LHA额定功率(W)额定转矩(N·m)额定转速(rpm)重量(kg)尺寸(mm)37.901.53781.9567*122.2.2实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比:(2-15)所以取各轴的转速：第一轴转速：第二轴转速：各轴的输入功率第一轴功率：第二轴功率：各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：(2-16)第一轴转矩：(2-17)第二轴转矩：(2-18)2.2.3蜗轮蜗杆的设计及其参数计算传动参数蜗杆输入功率P=5.3kW，蜗杆转速，蜗轮转速，理论传动比i=16.75，实际传动比i=17，蜗杆头数，蜗轮齿数为，蜗轮转速蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度>45HRC,蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由《机械设计基础》表4-5可知,=180MPa.估取啮合效率：蜗轮轴转矩：载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.计算值(2-19)==模数及蜗杆分度圆直径由《机械设计基础》表4-1取标准值，分别为：模数m=8mm蜗杆分度圆直径计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角(2-20)蜗杆分度圆的圆周速度(2-21)相对活动速度(2-22)当量摩擦角取验算啮合效率（与初取值相近）。传动总效率（在表4-4所列范围内）。确定主要集合尺寸蜗轮分度圆直径：中心距热平衡计算环境温度取工作温度取传热系数取需要的散热面积(2-23)蜗杆传动的几何尺寸计算公式说明及结果名称公式说明及结果名称蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径蜗杆导程角蜗杆齿宽蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮外圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗轮螺旋角蜗轮齿宽中心距所以，与蜗杆螺旋线方向相同轴的设计计算及校核输出轴的设计选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。2.2.4初算轴的最小直径已知轴的输入功率为5.25kW，转速为960r/min.根据《机械设计基础》表7-4可知，C值在106~118间。所以输出轴的最小直径：(2-24)但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响：已知输出轴的输入功率为4.2kW，转速为56.5r/min，则输出轴的最小直径：由于轴上由2个键槽，故已知卷筒轴的输入功率为4.03kW,转速为56.5r/min，则2.2.5联轴器的选择载荷计算已知蜗杆轴名义转矩为由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3。蜗杆轴计算转矩：(2-25)已知蜗轮轴名义转矩为;轴计算转矩为所以蜗轮轴计算转矩：轴计算转矩：选择联轴器的型号查《机械设计课程设计指导书》表14.2可知，电动机轴的直径，轴长；蜗杆轴直径。查《机械设计课程设计指导书》表13.1可知，蜗杆轴的输入端选用LH3型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH3联轴器GB/T5014公称转矩许用转速查《机械设计课程设计指导书》表13.1可知，蜗轮轴的输出端选用LH4型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH4联轴器GB/T5014公称转矩许用转速2.2.6轴承的选择及校核初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，由《机械设计基础》附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30208（一对），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，由《机械设计基础》附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30214（一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷C=63000N计算系数e=0.37轴向载荷系数Y=1.6计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴：(2-26)蜗轮轴：计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：(2-27)计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷由已知得，与方向相同，其和为（轴承2为“压紧”端），所以轴承1的轴向载荷（轴承1为“放松”端）计算当量动载荷轴承1的载荷系数根据，由表8-8可知轴承2的载荷系数根据由表8-8可知轴承1的当量动载荷轴承2的当量动载荷所以轴承的当量动载荷取、中较大者，所以计算轴承实际寿命温度系数由《机械设计基础》表8-6可知载荷系数由《机械设计基础》表8-7可知寿命指数滚子轴承轴承实际寿命(2-28)轴承预期寿命结论由于轴承30208满足要求2.2.7轴的结构设计蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段d1=12mm开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，故d2=16mm。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=16mm；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=20mm，选定轴承型号为6004，与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径d4=df1=39mm，按标准直径系列，取d4=40mm；与轴承的内径配合，与相同，故取d6=d3=20mm；起定位作用，定位轴肩高度故d5=24.8mm，取d5=25mm。蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取L1=40mm；轴肩段取L2=10mm；与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；左轴承到蜗杆齿宽L3=30mm；蜗杆齿宽=33.2mm，取L4=35mm；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取L5=L3=20mm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；轴的总长为137mm。2.3腰部部分2.3.1腰部电机：设腰部转速=60°/s，角速度由0加速到所需要的时间t=0.2sT2=J2=J*ω=3.3333/3*（π/0.2）=17.4531Nm取安全系数为1，则减速机输出轴所需的最小转矩为17.4531Nm减速机传动比i1=10-80；蜗杆头数为1，则减速器效率为0.7；查《机械设计课程设计指导书》表9.1可知各传动部件的效率分别为：；；工作机的总效率为：η总=η2联轴器*η蜗杆*η2轴承=0.47-0.65n电机=n1*i1=800r/min选用步进伺服电机型号：SM297/LHA额定功率(W)额定转矩(N·m)额定转速(rpm)重量(kg)尺寸(mm)37.901.53781.9567*122.3.2实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比:(2-29)所以取各轴的转速：第一轴转速：第二轴转速：各轴的输入功率第一轴功率：第二轴功率：各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：(2-30)第一轴转矩：(2-31)第二轴转矩：(2-32)2.3.3蜗轮蜗杆的设计及其参数计算传动参数蜗杆输入功率P=5.3kW，蜗杆转速，蜗轮转速，理论传动比i=16.75，实际传动比i=17，蜗杆头数，蜗轮齿数为，蜗轮转速蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度>45HRC,蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由《机械设计基础》表4-5可知,=180MPa.估取啮合效率：蜗轮轴转矩：(2-33)载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.计算值(2-34)==模数及蜗杆分度圆直径由《机械设计基础》表4-1取标准值，分别为：模数m=8mm蜗杆分度圆直径计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角(2-35)蜗杆分度圆的圆周速度(2-36)相对活动速度当量摩擦角取验算啮合效率（与初取值相近）。传动总效率（在表4-4所列范围内）。确定主要集合尺寸蜗轮分度圆直径：中心距热平衡计算环境温度取工作温度取传热系数取需要的散热面积蜗杆传动的几何尺寸计算公式说明及结果名称公式说明及结果名称蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径蜗杆导程角蜗杆齿宽蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮外圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗轮螺旋角蜗轮齿宽中心距所以，与蜗杆螺旋线方向相同轴的设计计算及校核输出轴的设计选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。2.3.4初算轴的最小直径已知轴的输入功率为5.25kW，转速为960r/min.根据《机械设计基础》表7-4可知，C值在106~118间。所以输出轴的最小直径：(2-37)但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响：已知输出轴的输入功率为4.2kW，转速为56.5r/min，则输出轴的最小直径：由于轴上由2个键槽，故已知轴的输入功率为4.03kW,转速为56.5r/min，则轴的最小直径为2.3.5联轴器的选择载荷计算已知蜗杆轴名义转矩为由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3。蜗杆轴计算转矩：已知蜗轮轴名义转矩为;卷筒轴计算转矩为所以蜗轮轴计算转矩：选择联轴器的型号查《机械设计课程设计指导书》表14.2可知，电动机轴的直径，轴长；蜗杆轴直径。查《机械设计课程设计指导书》表13.1可知，蜗杆轴的输入端选用LH3型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH3联轴器GB/T5014公称转矩许用转速查《机械设计课程设计指导书》表13.1可知，蜗轮轴的输出端选用LH4型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH4联轴器GB/T5014公称转矩许用转速2.3.6轴承的选择及校核初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，由《机械设计基础》附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30208（一对），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，由《机械设计基础》附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30214（一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷C=63000N计算系数e=0.37轴向载荷系数Y=1.6计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴：(2-38)蜗轮轴：计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：(2-39)计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷由已知得，与方向相同，其和为（轴承2为“压紧”端），所以轴承1的轴向载荷（轴承1为“放松”端）计算当量动载荷轴承1的载荷系数根据，由表8-8可知轴承2的载荷系数根据由表8-8可知轴承1的当量动载荷轴承2的当量动载荷所以轴承的当量动载荷取、中较大者，所以计算轴承实际寿命温度系数由《机械设计基础》表8-6可知载荷系数由《机械设计基础》表8-7可知寿命指数滚子轴承轴承实际寿命(2-40)轴承预期寿命结论由于轴承30208满足要求2.3.7轴的结构设计蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段d1=12mm开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，故d2=16mm。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=16mm；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=20mm，选定轴承型号为6004，与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径d4=df1=39mm，按标准直径系列，取d4=40mm；与轴承的内径配合，与相同，故取d6=d3=20mm；起定位作用，定位轴肩高度故d5=24.8mm，取d5=25mm。蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取L1=40mm；轴肩段取L2=10mm；与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；左轴承到蜗杆齿宽L3=30mm；蜗杆齿宽=33.2mm，取L4=35mm；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取L5=L3=20mm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；轴的总长为137mm。2.4手腕部分2.4.1腰部电机：设腰部转速=60°/s，角速度由0加速到所需要的时间t=0.2sT2=J2=J*ω=3.3333/3*（π/0.2）=17.4531Nm取安全系数为1，则减速机输出轴所需的最小转矩为17.4531Nm减速机传动比i1=10-80；蜗杆头数为1，则减速器效率为0.7；查《机械设计课程设计指导书》表9.1可知各传动部件的效率分别为：；；工作机的总效率为：η总=η2联轴器*η蜗杆*η2轴承=0.47-0.65n电机=n1*i1=800r/min选用步进伺服电机型号：SM297/LHA额定功率(W)额定转矩(N·m)额定转速(rpm)重量(kg)尺寸(mm)37.901.53781.9567*122.4.2实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比:(2-41)所以取各轴的转速：第一轴转速：第二轴转速：各轴的输入功率第一轴功率：第二轴功率：各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：(2-42)第一轴转矩：(2-43)第二轴转矩：(2-44)2.4.3蜗轮蜗杆的设计及其参数计算传动参数蜗杆输入功率P=5.3kW，蜗杆转速，蜗轮转速，理论传动比i=16.75，实际传动比i=17，蜗杆头数，蜗轮齿数为，蜗轮转速蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度>45HRC,蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由《机械设计基础》表4-5可知,=180MPa.估取啮合效率：蜗轮轴转矩：载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.计算值(2-45)==模数及蜗杆分度圆直径由《机械设计基础》表4-1取标准值，分别为：模数m=8mm蜗杆分度圆直径计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角(2-46)蜗杆分度圆的圆周速度(2-47)相对活动速度(2-48)当量摩擦角取验算啮合效率（与初取值相近）。传动总效率（在表4-4所列范围内）。确定主要集合尺寸蜗轮分度圆直径：中心距热平衡计算环境温度取工作温度取传热系数取需要的散热面积(2-49)蜗杆传动的几何尺寸计算公式说明及结果名称公式说明及结果名称蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径蜗杆导程角蜗杆齿宽蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮外圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗轮螺旋角蜗轮齿宽中心距所以，与蜗杆螺旋线方向相同轴的设计计算及校核输出轴的设计选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。2.4.4初算轴的最小直径已知轴的输入功率为5.25kW，转速为960r/min.根据《机械设计基础》表7-4可知，C值在106~118间。所以输出轴的最小直径：(2-50)但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响：已知输出轴的输入功率为4.2kW，转速为56.5r/min，则输出轴的最小直径：由于轴上由2个键槽，故已知轴的输入功率为4.03kW,转速为56.5r/min，则轴的最小直径为2.4.5联轴器的选择载荷计算已知蜗杆轴名义转矩为由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3。蜗杆轴计算转矩：已知蜗轮轴名义转矩为;卷筒轴计算转矩为所以蜗轮轴计算转矩：选择联轴器的型号查《机械设计课程设计指导书》表14.2可知，电动机轴的直径，轴长；蜗杆轴直径。查《机械设计课程设计指导书》表13.1可知，蜗杆轴的输入端选用LH3型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH3联轴器GB/T5014公称转矩许用转速查《机械设计课程设计指导书》表13.1可知，蜗轮轴的输出端选用LH4型弹性柱销联轴器。联轴器标记LH4联轴器GB/T5014公称转矩许用转速2.4.6轴承的选择及校核初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，由《机械设计基础》附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30208（一对），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。据已知工作条件和输出轴的轴颈，由《机械设计基础》附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30214（一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷C=63000N计算系数e=0.37轴向载荷系数Y=1.6计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴：(2-51)蜗轮轴：计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：(2-52)计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷由已知得，与方向相同，其和为（轴承2为“压紧”端），所以轴承1的轴向载荷（轴承1为“放松”端）计算当量动载荷轴承1的载荷系数根据，由表8-8可知轴承2的载荷系数根据由表8-8可知轴承1的当量动载荷轴承2的当量动载荷所以轴承的当量动载荷取、中较大者，所以计算轴承实际寿命温度系数由《机械设计基础》表8-6可知载荷系数由《机械设计基础》表8-7可知寿命指数滚子轴承轴承实际寿命(2-53)轴承预期寿命结论由于轴承30208满足要求2.4.7轴的结构设计蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段d1=12mm开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，故d2=16mm。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=16mm；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=20mm，选定轴承型号为6004，与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径d4=df1=39mm，按标准直径系列，取d4=40mm；与轴承的内径配合，与相同，故取d6=d3=20mm；起定位作用，定位轴肩高度故d5=24.8mm，取d5=25mm。蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取L1=40mm；轴肩段取L2=10mm；与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；左轴承到蜗杆齿宽L3=30mm；蜗杆齿宽=33.2mm，取L4=35mm；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取L5=L3=20mm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm；轴的总长为137mm。

3电路控制部分设计本次机械手采用C51单片机进行控制3.1

单片机的概念

单片机是将计算机的基本部件微型化并集成到一块芯片上的微型计算机。通常

在芯片内含有CPU、ROM、RAM、并行I/O

口、串行口、定时/计数器、中断控制系统、系统时钟及系统总线等。

3.2单片机特点

1)

优异的性能价格比。

2)

高、体积小、可靠性高。单片机把各功能部件集成在一块芯片上，内部采

用总线结构，减少了各芯片之间的连线，大大提高了计算机的可靠性与抗

干扰能力。另外，其体积小，对于强磁场环境易于采取屏蔽措施，适合在

恶劣环境下工作。

3)

控制功能强。为了满足工业控制的要求，一般单片机的指令系统种均有极

丰富的转移指令、I/O

口的逻辑操作及位处理功能，单片机的逻辑控制功

能及运行速度均高于同一档次的微机。

4)

低功耗、低电压，便于生产便携式产品。

5)

单片机的系统扩展和系统配置叫典型、规范，容易构成各种规模的应用系

统。

3.3AT89C51单片机简介AT89C51是一种带4K字节FLASH存储器（FPEROM—FlashProgrammableandErasableReadOnlyMemory）的低电压、高性能CMOS8位微处理器，俗称单片机。AT89C2051是一种带2K字节闪存可编程可擦除只读存储器的单片机。单片机的可擦除只读存储器可以反复擦除1000次。该器件采用ATMEL高密度非易失存储器制造技术制造，与工业标准的MCS-51指令集和输出管脚相兼容。由于将多功能8位CPU和闪速存储器组合在单个芯片中，ATMEL的AT89C51是一种高效微控制器，AT89C2051是它的一种精简版本。AT89C51单片机为很多嵌入式控制系统提供了一种灵活性高且价廉的方案。引脚说明：VCC：供电电压。GND：接地。P0口：P0口为一个8位漏级开路双向I/O口，每脚可吸收8TTL门电流。当P0口的管脚第一次写1时，被定义为高阻输入。P0能够用于外部程序数据存储器，它可以被定义为数据/地址的低八位。在FIASH编程时，P0口作为原码输入口，当FIASH进行校验时，P0输出原码，此时P0外部必须接上拉电阻。P1口：P1口是一个内部提供上拉电阻的8位双向I/O口，P1口缓冲器能接收输出4TTL门电流。P1口管脚写入1后，被内部上拉为高，可用作输入，P1口被外部下拉为低电平时，将输出电流，这是由于内部上拉的缘故。在FLASH编程和校验时，P1口作为低八位地址接收。P2口：P2口为一个内部上拉电阻的8位双向I/O口，P2口缓冲器可接收，输出4个TTL门电流，当P2口被写“1”时，其管脚被内部上拉电阻拉高，且作为输入。并因此作为输入时，P2口的管脚被外部拉低，将输出电流。这是由于内部上拉的缘故。P2口当用于外部程序存储器或16位地址外部数据存储器进行存取时，P2口输出地址的高八位。在给出地址“1”时，它利用内部上拉优势，当对外部八位地址数据存储器进行读写时，P2口输出其特殊功能寄存器的内容。P2口在FLASH编程和校验时接收高八位地址信号和控制信号。P3口：P3口管脚是8个带内部上拉电阻的双向I/O口，可接收输出4个TTL门电流。当P3口写入“1”后，它们被内部上拉为高电平，并用作输入。作为输入，由于外部下拉为低电平，P3口将输出电流（ILL）这是由于上拉的缘故。RST：复位输入。当振荡器复位器件时，要保持RST脚两个机器周期的高电平时间。ALE/PROG：当访问外部存储器时，地址锁存允许的输出电平用于锁存地址的低位字节。在FLASH编程期间，此引脚用于输入编程脉冲。在平时，ALE端以不变的频率周期输出正脉冲信号，此频率为振荡器频率的1/6。因此它可用作对外部输出的脉冲或用于定时目的。然而要注意的是：每当用作外部数据存储器时，将跳过一个ALE脉冲。如想禁止ALE的输出可在SFR8EH地址上置0。此时，ALE只有在执行MOVX，MOVC指令是ALE才起作用。另外，该引脚被略微拉高。如果微处理器在外部执行状态ALE禁止，置位无效。/PSEN：外部程序存储器的选通信号。在由外部程序存储器取指期间，每个机器周期两次/PSEN有效。但在访问外部数据存储器时，这两次有效的/PSEN信号将不出现。/EA/VPP：当/EA保持低电平时，则在此期间外部程序存储器（0000H-FFFFH），不管是否有内部程序存储器。注意加密方式1时，/EA将内部锁定为RESET；当/EA端保持高电平时，此间内部程序存储器。在FLASH编程期间，此引脚也用于施加12V编程电源（VPP）。XTAL1：反向振荡放大器的输入及内部时钟工作电路的输入。XTAL2：来自反向振荡器的输出。3.4单片机设计相关由于本次设计采用嵌入式系统控制并且为分立控制，则控制硬件结构图如下所示：运动控制器（单片机）PC运动控制器（单片机）PC连接板连接板驱动器驱动器驱动器驱动器驱动器驱动器单片机控制系统如图：3.5机械手控制程序编写#include<reg51.h>

#include<absacc.h>

#include<stdio.h>

#define

uint

unsigned

int

#define

uchar

unsigned

char

#define

COM1

XBYTE[0x5800]

#define

C01

XBYTE[0x4000]

#define

C11

XBYTE[0x4800]

#define

C21

XBYTE[0x5000]

sbit

k1=P3^2;//电机复位按钮

sbit

k2=P3^3;//电机选择按钮

sbit

k3=P3^4;//电机正转

sbit

k4=P3^5;//电机反转

sbit

rs=P2^0;

sbit

rw=P2^1;sbit

en=P2^2;

uint

m=0,i=0;

void

reservo();

void

lcd(uint

i);

void

timer(uint

n);

void

delay(uint

n);

void

lcd_init();

void

lcd_wcom(uchar

com);

void

lcd_wdat(uchar

dat);

void

lcd_wndat(uint

dat);

void

delay(uint

n);

void

init(void);

void

EXT1_INT(void)

{

EX1=1;

IT1=1;

EA=1;

}

void

EXT0_INT()

{

EX0=1;

IT0=1;

EA=1;

}

void

EXT1_INT_SRV()

interrupt

2{

i++;

}

//主程序

void

main()

{

while(1)

{if(k1==0)

{reservo()