四自由度机械手腕部设计及仿真分析含11张CAD图
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四自由度机械手腕部设计及仿真分析含11张CAD图,自由度,机械手,腕部,设计,仿真,分析,11,CAD
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机械手腕部设计及仿真分析摘 要随着现代社会的发展，机械手和机器人是在如今社会扮演者越来越重要的角色。自从二十世纪六十年代以后，半导体及电子技术的迅猛发展，使得人们的生活开始进入电器时代，并且也随着电子计算机的发展，使得机械设计迎来了巨大的革命，跟随电子发展热潮，机械手和机器人的发展也越发往自动化方向发展。这次设计是对机械手腕部进行结构设计和分析等相关研究，完成对其整体装置以及相关部件的分析研究及设计，与此同时通过借助CAD软件对其进行二维设计及绘制装配图及相关零件图，以此来增加对图形的理解以及增强软件的应用能力。通过此次设计，希望设计的机械手腕部能够与机械手、机械臂完成相应配合，从而能够在生产制造业得到应用。关键词：机械手腕部；工作装置；电动机 AbstractWith the development of modern society, robots and robots are playing an increasingly important role in todays society. Since the 1960 s, the rapid development of semiconductor and electronic technology, makes the life of people begin to enter electric era, and also with the development of the electronic computer, the mechanical design has resulted in a huge revolution, with electronic development boom, and the development of robot manipulator is also increasingly in the direction of automation development. Is the design of robot wrist structure design and analysis of related research, complete analysis of the whole device and related components research and design, at the same time by using CAD software for 2 d design and draw the assembly drawing and related parts graph, in order to increase the understanding of graphics and enhance software application ability. Through this design, the design of the manipulator wrist can be matched with the manipulator and manipulator, so that it can be applied in the manufacturing industry. Keywords : The wrist of the manipulator; Working device; motor; 目 录引 言1第一章 绪 论21.1机器人简介21.2 机械手简介21.3 国内机械手的发展动态和研究现状3第二章 总体设计42.1机械手腕的总体设计及其自由度42.2 总体设计的内容及设计原则52.3机械手腕的特点52.4机械手腕的系统设计52.4.1四个自由度的设计52.4.2机械手腕传动机构的设计62.5机械手腕部设计的机构设计特点6第三章 机械手腕部传动机构设计计算83.1 俯仰运动传动机构的设计83.1.1俯仰电动机类型与结构的选取83.1.2所选电机的有关参数的计算83.1.3步进电机型号的确定83.1.4俯仰运动传动装置的设计93.2 偏转运动传动机构的设计143.2.1偏转电动机类型与结构的选取143.2.2所选电机的有关参数的计算143.2.3步进电机型号的确定153.2.4偏转运动传动装置的设计153.2.5偏转运动中偏转齿轮的设计173.3 旋转运动传动机构的设计203.3.1旋转运动电动机的选择203.3.2选取电机的相关参数的计算203.3.3旋转运动传动装置的设计213.4 平移运动传动机构的设计243.4.1平移运动电动机的选择243.4.2所选电机的有关参数的计算243.4.3平移运动传动装置的设计25第四章 机械手腕部轴及轴承设计计算284.1俯仰运动中轴的设计284.2偏转运动中蜗杆轴的设计294.3偏转运动中蜗轮轴的设计32第五章 机械手腕部运动仿真36总 结40参考文献41致 谢42引 言 在现代社会中，机械已经完完全全融入到了我们的生活，其已经在物理、生物、化工、医学等方面起到了重要的作用，不仅如此，在生产制造业已经成为不可或缺的角色，因此我们的生活因为有了机械而变得越来越方便。但是如今机械也存在着或多或少的缺点，尤其在生产制造业的产品生产工厂，由于产品数量的多，要求加工的精度及准确性高，这一切都会使得工厂劳动者的工作效率低下，使得生产的产品不能有稳定的要求，而且产品生产车间的各种危险因素也很多，劳动者在高强度工作下，很容易受到危险，因此在生产制造业应该加大对机械手的使用和研发，使其能够更加智能更加稳定，最后基本代替劳动者的日常工作。不仅如此，随着社会的发展，人类越来越依赖环境，环境是我们的家园，保护环境是我们应该做的，因此在发展机械手的同时，也要不忘往更加环保的方向发展，这样才能在方便我们的同时，做到保护家园，我相信在这样的发展下，我们的祖国会更加繁荣富强。57第一章 绪 论1.1机器人简介如今机器人已经成为了我们身边重要的角色，其功能能够通过人为编程去完成各种各样的指定工作，在结构和性能方面，他们自己的人和机器，特别是反映了人们的智力以及适应性能。在产品加工过程中，通常在许多方面仍然还是要使用到传统手工的加工控制装置。与此同时手工生产花费太多时间，并且劳动密集以致生产效率低下，而且由于生产设计比较复杂，需要大量的继电器装置，由此会引发线路的复杂性，与此同时其稳定性和准确性也不是很高。随着时代的发展，由于人们认识的提高，使得机械手如今得到了迅猛的发展，在很多领域扮演着越来越重要角色，操作技术人员通过提前编程好程序，使其能够在生产线上按时按位置完成对工件的运输、装配、卸载等多种活动。因此，机械手在国内国外得到了广泛认可，并且更加重视机械手的技术发展。在近几年的中国，工业生产业在互联网的带动下得到迅速发展，使得机器人越来越靠近人们对日常生活，并在其中起着发挥了越来越重要的作用。1.2 机械手简介目前研制的机械手大致可分为三类，即无指手、无关节手、多关节手。其中第一类为无手指结构的机械手，使用时需要附加某种特殊工具。例如平板，用后面所述的具有对向二指的机械手一般是很难握持的，因此要用真空吸盘来搬用。这种型式的机械手不仅可以用来搬运玻璃板、玻璃棒等易碎物品外，而且还可以操作电焊用的焊枪和油漆用的喷枪。第二类为具有手指结构的机械手，这种机械手应用最为广泛。一般是二指，能够互相作对向动作，既具有所谓的夹持手结构。由于工业机械手通常所握持的对象大都是事先知道的，因此对于这种夹持手配以适应工件形状的指尖。此外，这种工业机械手的两指大都能绕一点旋转，如使两指在保持平行的状态下作开闭动作时，要采用缩放仪机构。这种使手指保持平行的机械手多用于对象不明的深海调查船用操作机、主从操作机和人工智能机器人。驱动机构有油缸直接驱动连杆的型式和电动机与齿轮、齿条组合的型式，主从操作系统则采用绳索滑轮的驱动方式。如使机械手具有三指结构，而三指能做向心开闭，就可以在中央位置握牢圆柱形工件，这对数控车床的装料是很有用的。这种机械手比两指结构的要少，最近才介绍了几种。具有四个以上的无关节手指的机械手至今还无实例。第三类机械手的实例非常少，它具有三关节三指结构，三指用电机和连杆驱动。机械手是以某项操作作为目标而用机械代替人手的一种手段。因此，要对所要求具备功能进行详细分析，并根据分析的结果进行最佳的结构和形态设计。1.3 国内机械手的发展动态和研究现状自从二十世纪60年代以后，国内掀起了一场经济改革和技术进步的热潮，机械手在我国的发展才步入正轨，并且迅速在我国取得快速发展，大量应用于各种家用电器、汽车制造业、船务制造业、军事领域的装配生产线上，并且在我国半导体制造业也取得了极好的成绩。但就目前的情况来开，机械手在我国机床制造加工、铸造、锻造、热处理等多个方面上并无法完全满足我国工业发展的需要。加大机械手智能化这样才能使得我国机械生产加工业的工作效率大大提高，产品质量也能够达到稳定准确的效果。与此同时，我们在加大对专用机械手的开发研制的过程中，也需要加大对通用型机械手的研发和投入生产制造业中，通过对通用机械手在工厂制造业的大量应用，这样才能得到稳定发展。 第二章 总体设计2.1机械手腕的总体设计及其自由度此次毕业设计的机械手腕部机构的设计源头是出于通用机械手腕部结构，通过对机械手腕部的设计来加深对所学机械原理、机械设计、理论力学及材料力学的知识巩固。通过的各种国内外资料的参考初步确定本次机械手腕部设计如下图： 图1 机械手腕部运动介绍如上图所示，此机械手腕为4个自由度，在满足4个自由度的同时也应该使其拥有以下这些要求：（1）机械手腕部要机械手臂完成相应配合，所以本次设计的机械手腕应尽可能的紧凑，与此同时还需要减少整体的重量和体积。并且在机械手臂后端应安装相应驱动器，使其完成分离传动。（2）手腕自由度越多，其运动范围会越大，从而使得手腕灵活性增高，但与此同时手腕部结构会复杂。根据设计要求选定本次设计机械手腕部自由度为4个。（3）由于结构动作的准确性与传动刚度，反转回差有关，因此还需使其减小，从而提高整体结构的准确性。（4）为了防止机械手腕部设计中手腕部某些关节由于超额工作而造成的事故，应设计相应构件开关，从而提高整个机械手腕部设计的安全性。2.2 总体设计的内容及设计原则根据所给题目的要求，调查有关机械手方面的资料，并逐步开始总体设计：1.初步构思相应设计思路，收集各种有关机械手资料，确定设计的大体方向。2.确定相应步进电动机的基础参数。3.确定机械手腕的传动机构设计方案。4.机械手腕中各种轴的校核。2.3机械手腕的特点本次设计的机械手腕部拥有4个自由度，分别为绕x轴的转动、x轴的移动、绕y轴转动以及绕z轴转动，因此当其与机械手以及机械手臂配合时，能够完成更多方向的工作要求，拥有更好的适应性。2.4机械手腕的系统设计2.4.1四个自由度的设计（2）（3）（1）（4）图2 机械手腕部自由度介绍如上图2所示，此机械手腕部设计中第一个自由度为上图（1）中所表示的滑块沿丝杠的平行移动；上图2中（2）为第二个自由度，提供旋转运动；上图2中（3）为第三个自由度，提供偏转运动；上图2中（4）为第四个自由度，提供俯仰运动。2.4.2机械手腕传动机构的设计通过对国内外有关机械手腕部设计期刊和资料的查询，初步拟定了下图3这样的机械手腕部设计方案。图3 运动过程如上图所示，电机5将动力输给齿轮副，然后齿轮带动丝杠，从而完成第一个自由度；电机7将动力输给齿轮副，然后将动力传给包含齿轮6的整个机构中，从而完成第二个自由度；电机12将动力输给蜗轮蜗杆机构，然后所获动力通过齿轮副使机构完成第三个自由度；电机14将动力输给齿轮副，然后动力传给轴，从而完成第四个自由度。2.5机械手腕部设计的机构设计特点在本次机械手腕部设计中，因为设计的此机械手腕主要应用于生产制造业中的产品后期质量检查阶段，由于质检阶段处于生产制造业产品生产线的尾端，因此其工作量比较大，为了方便技术工人维修和质量检查，因此将此次设计的机械手腕部整体分为4个主要部分；由于机械手腕在生产制造产品时的工作空间不是很大，因此本次机械手腕部设计中将应用小型步进式电机，并且为步进电机前端设计相应镶嵌式的电机减速箱，该减速箱应设计的与步进电机是一个整体，并且其整体结构要合理，可靠性和稳定性都要达到相应的标准；4321由于本次设计的机械手腕部在其工作时，当生产的产品进入生产线尾端，此时机械手要将其安装或者卸载下时都要与相应的质量检测器相配合，由上图3所示的17就为相应的不同形号的程序编码器；图4 运动构件介绍又如上图所表示的，第3部分为蜗轮蜗杆传动，此次机械手腕部设计中设计蜗轮蜗杆的目的是为了使其在相对较有限的环境下能够提供较为足够的动力；第1个部分的运动为滑块沿丝杠的平行移动，其对机械手腕与机械手配合后的运动起了重要作用。第三章 机械手腕部传动机构设计计算设计要求：（1）机械手腕及产品总重量为10KG（2）手腕俯仰运动转速为30r/min（3）齿轮减速比为1:6（4）手腕偏移运动总重量5KG（5）手腕偏转运动转速20r/min（6）蜗轮蜗杆减速比为1:203.1 俯仰运动传动机构的设计3.1.1俯仰电动机类型与结构的选取根据本次机械手腕部设计的动力来源以及其工作条件的等一系列因素，得出电动机的类型为步进式电机。3.1.2所选电机的有关参数的计算 所设计的机械手腕部工作机所需要的有效功率表达式为：PW=FWvW/(1000w)式中 PW 工作机所需功率（kW）FW 工作及所受阻力（N）vW 工作机的线速度（m/s）因此求得PW=100000.5/(10000.96）=5.13kw 查书得传动效率=0.95求电动机功率的表达式为：Pd=PW/因此求得Pd=5.13/0.95=5.26kw由资料查到步进式电机的常用转速为n=8000r/min3.1.3步进电机型号的确定根据下图表来选取电机：图5 电机选择由以上求得的电机功率及其转速选取上图所示电机。3.1.4俯仰运动传动装置的设计1. 选取齿轮的类型、精度等级以及材料和齿数（1）取压力角=20。（2）小齿轮选40Cr（调质），齿面硬度为241286HBS；大齿轮选45钢（调质），齿面硬度选取220HBS。4（3）由机械设计的表10-6可得，选取7级精度,其齿面粗糙度Ra1.63.2m。（4）选取小齿轮的齿数z1=20，选取闭式齿轮传动的传动比i=6，由此可得大齿轮的齿数z2=120。2. 按齿面接触疲劳强度进行设计（1）由机械设计中式（10-11）计算小齿轮的分度圆的直径，即为d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZH)21)各参数值如下：载荷系数KHt=1.3试计算小齿轮的传递转矩：轴转速：n1=8000r/min48=166.67r/min轴转速：n2=n1i=166.67r/min6=27.78r/min输入轴功率:P1=P0c=5.260.99=5.05KW传动轴功率:P2=P12=5.050.960.95=4.61KW小齿轮的传递转矩为: T1=9.55106p1n0=2.89105Nmm由机械设计中的表10-7选取的齿宽系数d=0.8由机械设计中的图10-20可查的区域系数ZH=2.5取弹性影响系数ZE=189.8MPaa1=cos-1z1cos/(z1+2ha*)=cos-120cos20020+21=31.3220 a2=cos-1z2cos/(z2+2ha*)=cos-1120cos200120+21=22.4400 =z1tan1-tan+z2tan2-tan2=20tan31.3220-tan200+120tan22.4400-tan2002=1.714 Z=4-3=0.873由书中得取Hlim1=600MPa、Hlim2=500MPaN1=60n1jLh=60166.671230016=9.6107 N2=N1i=1.6107取KHN1=0.97 ,KHN2=0.99由式子H=KHNHlim1S得H1=KHN1Hlim1S=0.976001=582MPaH2=KHN2Hlim2S=0.995001=495MPa取H1和H2两者中比较小的取为齿轮副的接触疲劳许用应力，即为H1=H2=495MPa2)计算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZ)2 =321.32.891050.8*6+16*2.5189.80.8734952=40.895mm（2）对小齿轮分度圆直径进行调改1）计算圆周速度vv=d1tn1601000=40.895166.67601000=0.36m/s 齿宽bb=dd1t=0.840.895mm=32.216mm2) 计算齿轮实际载荷系数KH表1 实际载荷系数表项目依据机械设计查寻结果使用系数KA查表10-2KA=1动载荷系数KV根据v=0.36，查图10-8KV=1.02齿间载荷分配系数K表10-3K=1齿向载荷分布系数K表10-4K=1.417由此求得齿轮圆周力为：Ft1=2T1d1t=22.8910540.895N=1.413104NKAFt1b=11.41310432.216=383.9N/mm100N/mm由此KH为：KH=KAKvKHKH=1.45由式子d1=d1t3KHKHt得：d1=d1t3KHKHt=40.89531.451.3=42.411mm所以m=d1z1=42.41120=2.12mm3. 按齿根弯曲疲劳强度进行设计（1）模数式子为：mt3（2KFtT1Ydz12YFaYSaF）1）各参数值如下：试选取KFt=1.3由式Y=0.25+0.75得：Y=0.25+0.75=0.25+0.751.714=0.687计算YFaYSaF表2 公式系数表项目依据机械设计查寻结果齿形系数YFa1、YFa2查图10-17YFa1=2.65查图10-17YFa2=2.16应力修正系数YSa1，YSa2查图10-18YSa1=1.58查图10-18YSa2=1.83小齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim1=290MPa大齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim2=210MPa.弯曲疲劳寿命系数图10-22KFN1=0.97 KFN2=0.99。取S=1.4,因此由F=KFNFlimS得：F1=KFN1Flim1S=0.972901.4MPa=200.93MPaF2=KFN2Flim2S=0.992101.4MPa=148.5MPaYFa1YSa1F1=2.651.58200.93=0.0208YFa2YSa2F2=2.161.83148.5=0.0266可以看出大齿轮的YFaYSaF比小齿轮的大4，因此取：YFa2YSa2F2=2.161.83148.5=0.02662）计算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYSaF=321.32.891050.6870.82020.0266=1.817mm（2）对齿轮模数进行调整1）求实际载荷系数圆周速度v d1=mtz1=1.81720=36.04mmv=d1n1601000=36.04166.67601000=0.32m/s齿宽bb=dd1t=0.836.04mm=28.832mm宽比高bhh=2ha*+c*mt=21+0.251.817=4.088mmbh=28.8324.088=7.05282）对实际载荷系数KF进行计算表3 公式系数表项目依据机械设计查寻结果动载荷系数KV根据v=0.32，查图10-8KV=1.09齿间载荷分配系数K表10-3KF=1.0齿向载荷分布系数K表10-4KF=1.38因此得：KF=KAKvKFKF=1.5042由式m=mt3KFKFt，可得m=mt3KFKFt=1.81731.50421.3=1.907mm因此取m=2mm，且d1=43.533mm，所以z1=d1m=43.5332=21.78因此求得大齿轮齿数为z2=iz1=621.78=130.68故取z1=22、z2=1314. 各几何尺寸的计算（1）分度圆直径d1=z1m=222=44mm d2=z2m=1312=262mm（2）中心距a=d1+d22=44+2622mm=153mm（3）齿轮齿宽b=dd1=0.844mm=35.2mm由书中查得齿宽应加宽5至10mm，所以取b1=40mm， b=b2=35mm主要设计结论:表4 齿轮系数表齿轮齿数Z模数M分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿顶高ha齿根高hf齿宽BZ12224446392340Z2131226226625623353.2 偏转运动传动机构的设计3.2.1偏转电动机类型与结构的选取根据本次机械手腕部设计的动力来源以及其工作条件的等一系列因素，得出电动机的类型为步进式电机。3.2.2所选电机的有关参数的计算 所设计的机械手腕部工作机所需要的有效功率表达式为：PW=FWvW/(1000w)式中 PW 工作机所需功率（kW）FW 工作及所受阻力（N）vW 工作机的线速度（m/s）因此求得PW=80000.5/（10000.96）=4.31kw 取传动效率：=0.85求电动机功率的表达式为：Pd=PW/因此求得Pd=4.31/0.85=4.71kw由资料查到步进式电机的常用转速为n=8000r/min并且在电机前配置一个1:24的减速箱蜗杆轴转速：n3=8000r/min24=333.33r/min蜗轮轴转速：n4=n3i=16.67r/min蜗杆轴功率:P3=Pdc=4.710.99=4.66KW蜗轮轴功率:P4=P31=4.660.85=3.96KW蜗轮轴的输入转矩为： T2=9.55106p4n4=1.169105Nmm3.2.3步进电机型号的确定选取电机去下：图6 电机选择3.2.4偏转运动传动装置的设计1. 选取齿轮的类型、精度等级以及材料和齿数（1）选取渐开线蜗杆，选取45钢为其材料，其整体调质并且表面淬火，齿面硬度选取4555HRC；蜗轮选取铸锡磷青铜ZCuSn10Pb1，使用金属模铸造。4（2）选取蜗杆的齿数z1=2，闭式蜗轮蜗杆的传动比i=20，由此可得大齿轮的齿数z2=40。2. 按齿面接触疲劳强度进行设计由书中式子得：m2d1KT2(480Z2H)2（1）计算蜗轮上的转矩 T2=9.55106p4n4=1.169105Nmm（2）计算载荷系数K取 K=1， KA=1.15； KV=1.05，则：K=KAKVK=1.21（3）确定弹性影响系数ZE查书得ZE=160MPa（4）计算许用接触应力H应力循环次数 NL=60njLh=60116.67230016=9.6106寿命系数 KNH=8107NL=81079.6106=1.005则 H=KNHOH=1.005268=269MPa（5）确定m2d1的值m2d1KT2480Z2H2=1.212.269105480402692=164.3mm3由于z1=2，因此取m=2.5，所以由此可求d1=283. 计算蜗轮蜗杆的几何尺寸（1）计算中心距a=12d1+d2=0.528+100=64mm（2）蜗杆轴向齿距Pa=m=3.142.5=7.85mm直径系数q=d1m=282.5=11.2齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=28+212.5=33mm齿根圆直径df1=d1-2ha*m+c=28-212.5+0.22.5=22mm分度圆导程角tan=mz1/d1=0.178，由此得=1012蜗杆轴向齿厚Sa=12 m=123.142.5=3.925mm（3）蜗轮蜗轮分度圆直径d2=mz2=2.540=100mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=d2+2ha*m=100+22.5=105mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2mha*+c=100-22.51.2=94mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-12da2=64-12105=11.5mm4. 验算效率=(0.950.96)tantan+v由上可知=1012；v=tan-1fv，由机械设计书中表11-18查得fv=0.0204由此可求得=0.801，原设计合理。5. 主要结论设计蜗轮蜗杆机构m=8mm， z2=40, d1=28mm， z1=2。蜗杆所采用材料为45钢，蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10Pb1。3.2.5偏转运动中偏转齿轮的设计1. 选取齿轮的类型、精度等级以及材料和齿数（1）取压力角=20。（2）小齿轮选40Cr（调质），齿面硬度为241286HBS；大齿轮选45钢（调质），齿面硬度选取220HBS。4（3）由机械设计的表10-6可得，选取7级精度,其齿面粗糙度Ra1.63.2m。（4）选取小齿轮的齿数z1=23，选取闭式齿轮传动的传动比i=3，由此可得大齿轮的齿数z2=69。2. 按齿面接触疲劳强度进行设计（1）由机械设计中式（10-11）计算小齿轮的分度圆的直径，即为d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZH)21)各参数值如下：载荷系数KHt=1.3试计算小齿轮的传递转矩：蜗杆轴转速：n3=8000r/min24=333.33r/min蜗轮轴转速：n4=n3i=16.67r/min偏转小齿轮转速：其与蜗轮轴转速相等，即n5=n4蜗杆轴功率:P3=Pdc=4.710.99=4.66KW蜗轮轴功率:P4=P31=4.660.85=3.96KW偏转小齿轮的传递转矩为: T1=9.55106p4n5=1.169105Nmm由机械设计中的表10-7选取的齿宽系数d=0.4由机械设计中的图10-20可查的区域系数ZH=2.5由机械设计中的表10-5可查的齿轮所选材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaa1=cos-1z1cos/(z1+2ha*)=cos-123cos20023+21=30.1740 a2=cos-1z2cos/(z2+2ha*)=cos-169cos20069+21=24.0490 =z1tan1-tan+z2tan2-tan2=23tan30.1740-tan200+69tan24.0490-tan2002=1.7004 Z=4-3=0.875取 Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPaN1=60n1jLh=6016.671230016=9.6106 N2=N1i=3.2106取KHN1=0.99 ,KHN2=0.97由式子H=KHNHlim1S得：H1=KHN1Hlim1S=0.996001=593MPaH2=KHN2Hlim2S=0.975501=533.5MPa取H1和H2两者中比较小的取为齿轮副的接触疲劳许用应力4，即为H1=H2=533.5MPa2)计算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZ)2 =321.32.2691050.4*3+13*2.5189.80.875533.52=56.25mm3. 按齿根弯曲疲劳强度进行设计（1）模数式子为：mt3（2KFtT1Ydz12YFaYSaF）1）各参数值如下：试选取KFt=1.3由式Y=0.25+0.75得：Y=0.25+0.75=0.25+0.751.7004=0.691计算YFaYSaF表5 公式系数表项目依据机械设计查寻结果齿形系数YFa1、YFa2查图10-17YFa1=2.65查图10-17YFa2=1.95应力修正系数YSa1，YSa2查图10-18YSa1=1.58查图10-18YSa2=1.76小齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim1=290MPa大齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim2=210MPa.弯曲疲劳寿命系数图10-22KFN1=0.97 KFN2=0.99。取S=1.4,因此由F=KFNFlimS得：F1=KFN1Flim1S=0.972901.4MPa=200.92MPaF2=KFN2Flim2S=0.992101.4MPa=148.5MPaYFa1YSa1F1=2.651.58200.93=0.0208YFa2YSa2F2=1.951.76148.5=0.0231可以看出大齿轮的YFaYSaF比小齿轮的大，因此取：YFa2YSa2F2=1.951.76148.5=0.02312）计算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYSaF=321.32.2691050.6910.42320.0231=2.78mm因此取m=3mm，因此偏转齿轮的各尺寸如下：（1）分度圆直径d1=z1m=233=69mm d2=z2m=693=207mm（2）中心距a=d1+d22=69+2072mm=138mm（3）齿轮齿宽b=dd1=0.469mm=27.6mm由书中查得齿宽应加宽5至10mm，所以取b1=35mm， b=b2=27mm4. 主要结论设计的此机构取m=3mm， z2=69, d1=69mm， z1=23。小偏转齿轮所采用材料为40Cr；而大偏转齿轮所采用的材料为45钢。3.3 旋转运动传动机构的设计3.3.1旋转运动电动机的选择根据本次机械手腕部旋转运动的动力来源外加其工作条件的等因素，得出旋转运动中的电动机的类型仍然选取为步进式电机。3.3.2选取电机的相关参数的计算 所设计的机械手腕部旋转运动的工作机所需要的有效功率表达式为：PW=FWvW/(1000w)式中 PW 工作机所需功率（kW）FW 工作及所受阻力（N）vW 工作机的线速度（m/s）因此求得PW=75000.51000=3.75kw取传动效率=0.95求电动机功率的表达式为：Pd=PW/求得Pd=3.750.95=3.94kw由资料查到步进式电机的常用转速为n=8000r/min并且在电机前配置一个1:48的减速箱轴转速：n1=8000r/min48=166.67r/min轴转速：n2=n1i=166.67r/min8=27.78r/min输入轴功率:P1=P0c=3.940.99=3.90KW传动轴功率:P2=P12=3.900.960.95=3.56KW小齿轮的传递转矩为: T1=9.55106p1n0=1.115105N 因此所选取步进电机与偏转运动的步进电机同型号，参考图6中步进电机型号的确定。3.3.3旋转运动传动装置的设计1. 选取齿轮的类型、精度等级以及材料和齿数（1）压力角取=20。（2）小齿轮选40Cr（调质），齿面硬度为241286HBS；大齿轮选45钢（调质），齿面硬度选取220HBS。（3）由机械设计的表10-6可得，选取7级精度,其齿面粗糙度Ra1.63.2m。（4）选取小齿轮的齿数z1=10，选取闭式齿轮传动的传动比i=8，由此可得大齿轮的齿数z2=80。2. 按齿面接触疲劳强度进行设计（1）由机械设计中式（10-11）计算小齿轮的分度圆的直径，即为d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZH)21)各参数值如下：载荷系数KHt=1.3由书中的表10-7选取的齿宽系数d=0.6由书中的图10-20可查的区域系数ZH=2.5由书中的表10-5可查的齿轮所选材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa4a1=cos-1z1cos/(z1+2ha*)=cos-110cos20010+21=38.420 a2=cos-1z2cos/(z2+2ha*)=cos-180cos20080+21=23.540 =z1tan1-tan+z2tan2-tan2=10tan38.420-tan200+80tan23.540-tan2002=1.596 Z=4-3=0.895由书中取Hlim1=550MPa、Hlim2=500MPa取KHN1=0.97 ,KHN2=0.99由式子H=KHNHlim1S得：H1=KHN1Hlim1S=0.975501=533.5MPaH2=KHN2Hlim2S=0.995001=495MPa取H1和H2两者中比较小的取为齿轮副的接触疲劳许用应力4，即为H1=H2=495MPa2)计算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZ)2 =321.31.1151050.6*8+18*2.5189.80.8954952=20.164mm3. 按齿根弯曲疲劳强度进行设计（1）模数式子为：mt3（2KFtT1Ydz12YFaYSaF）1）各参数值如下：试选取KFt=1.3由式Y=0.25+0.75得Y=0.25+0.75=0.25+0.751.596=0.719如下表所示即为查得的各种数据：表6 公式系数表项目依据机械设计查寻结果齿形系数YFa1、YFa2图10-17YFa1=2.65图10-17YFa2=2.16应力修正系数YSa1，YSa2图10-18YSa1=1.58图10-18YSa2=1.83小齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim1=290MPa大齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim2=210MPa.弯曲疲劳寿命系数图10-22KFN1=0.98 KFN2=0.99。试取S=1.4,因此由F=KFNFlimS得F1=KFN1Flim1S=0.982901.4MPa=203MPaF2=KFN2Flim2S=0.992101.4MPa=148.5MPaYFa1YSa1F1=2.651.58203=0.0206YFa2YSa2F2=2.161.83148.5=0.0266可以看出大齿轮的YFaYSaF比小齿轮的大，因此取YFa2YSa2F2=2.161.83148.5=0.02662）计算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYSaF=321.31.1151050.7190.61020.0266=1.976mm因此取m=2mm，因此偏转齿轮的各尺寸如下：（1）分度圆直径d1=z1m=102=20mm d2=z2m=802=160mm（2）中心距a=d1+d22=20+1602mm=90mm（3）齿轮齿宽b=dd1=0.620mm=12mm由书中查得齿宽应加宽5至10mm，所以取b1=20mm， b=b2=12mm4. 主要结论旋转运动传动机构取m=2mm， z2=80, d1=20mm， z1=10。小齿轮所采用材料为40Cr；而大齿轮所采用的材料为45钢。3.4 平移运动传动机构的设计3.4.1平移运动电动机的选择由本次机械手腕部平移运动设计的动力来源以及其工作条件的等因素，得出电动机的类型为步进式电机。3.4.2所选电机的有关参数的计算 所设计的机械手腕部工作机所需要的有效功率表达式为：PW=FWvW/(1000w)因此求得PW=50000.5/(10000.96）=2.604kw 取传动效率=0.95求电动机功率的表达式为：Pd=PW/因此求得Pd=2.604/0.95=2.74kw由资料查到步进式电机的常用转速为n=8000r/min并且在电机前配置一个1:48的减速箱轴转速：n1=8000r/min48=166.67r/min轴转速：n2=n1i=166.67r/min3=47.68r/min输入轴功率:P1=P0c=2.740.99=2.71KW传动轴功率:P2=P12=3.900.960.95=2.47KW小齿轮的传递转矩为: T1=9.55106p1n1=1.163105N 因此所选取步进电机与偏转运动的步进电机同型号，参考图6中步进电机型号的确定。3.4.3平移运动传动装置的设计1. 选取齿轮的类型、精度等级以及材料和齿数（1）压力角取=20。（2）小齿轮选40Cr（调质），齿面硬度为241286HBS；大齿轮选45钢（调质），齿面硬度选取220HBS。（3）由机械设计的表10-6可得，选取7级精度,其齿面粗糙度Ra1.63.2m。（4）选取小齿轮的齿数z1=13，选取闭式齿轮传动的传动比i=3，由此可得大齿轮的齿数z2=39。2. 按齿面接触疲劳强度进行设计（1）由式（10-11）计算小齿轮的分度圆的直径，即为d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZH)21)各参数值如下：载荷系数KHt=1.3由机械设计中的表10-7选取的齿宽系数d=0.6由机械设计中的图10-20可查的区域系数ZH=2.5取ZE=189.8MPaa1=cos-1z1cos/(z1+2ha*)=cos-113cos20013+21=35.410 a2=cos-1z2cos/(z2+2ha*)=cos-139cos20039+21=26.640 =z1tan1-tan+z2tan2-tan2=13tan35.410-tan200+39tan26.640-tan2002=1.573 Z=4-3=0.899由书中得取Hlim1=550MPa、Hlim2=500MPa取KHN1=0.96 ,KHN2=0.97由式子H=KHNHlim1S得：H1=KHN1Hlim1S=0.965501=528MPaH2=KHN2Hlim2S=0.975001=485MPa取H1和H2两者中比较小的取为齿轮副的接触疲劳许用应力，即为：H1=H2=485MPa2)计算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT1d*i+1i*(ZHZEZ)2 =321.31.1631050.6*3+13*2.5189.80.8994852=19.95mm3. 按齿根弯曲疲劳强度进行设计（1）模数式子为：mt3（2KFtT1Ydz12YFaYSaF）1）各参数值如下：试选取KFt=1.3由式Y=0.25+0.75得：Y=0.25+0.75=0.25+0.751.573=0.726计算YFaYSaF表7 公式系数表项目依据机械设计查寻结果齿形系数YFa1、YFa2查图10-17YFa1=2.65查图10-17YFa2=2.23应力修正系数YSa1，YSa2查图10-18YSa1=1.58查图10-18YSa2=1.76小齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim1=290MPa大齿轮齿根弯曲疲劳极限图10-24cFlim2=210MPa.弯曲疲劳寿命系数图10-22KFN1=0.97 KFN2=0.99试取S=1.4,因此由F=KFNFlimS得：F1=KFN1Flim1S=0.972901.4MPa=200.93MPaF2=KFN2Flim2S=0.992101.4MPa=148.5MPaYFa1YSa1F1=2.651.58200.93=0.0208YFa2YSa2F2=2.231.76148.5=0.0264可以看出大齿轮的YFaYSaF比小齿轮的大，因此取：YFa2YSa2F2=2.231.76148.5=0.02642）计算模数mt32KFtT1Ydz12YFaYSaF=321.32.891050.6870.82020.0266=1.425mm因此取m=1.5mm，因此偏转齿轮的各尺寸如下：（1）分度圆直径d1=z1m=131.5=20mm d2=z2m=401.5=60mm（2）中心距a=d1+d22=20+602mm=40mm（3）齿轮齿宽b=dd1=0.620mm=12mm由书中查得齿宽应加宽5至10mm，所以取b1=17mm， b=b2=12mm4. 主要结论设计的此机构取m=1.5mm， z2=40, d1=20mm， z1=13。小齿轮所采用材料为40Cr；而大齿轮所采用的材料为45钢。第四章 机械手腕部轴及轴承设计计算4.1俯仰运动中轴的设计首先估算轴的直径。材料：45钢，调制处理。对于俯仰运动的轴，根据机械设计表15-3，取与轴类材料有关的系数A0=112 且由上述分析得：P2=P12=5.050.960.95=4.61KW n2=n1i=166.67r/min6=27.78r/min.即求得： d1min=A03PN=11234.6127.78=59.54mm图7 俯仰轴轴的结构设计初定各轴段直径，由上图可得，从左到右在第一段处，取其直径为60mm，因为上述求得的直径最小值为59.54mm，此处是轴与大齿轮配合处，所以由计算的最小直径估算取为60mm；又由上述求得此处大齿轮的齿宽为33mm，因此取第一段处长度为35mm；第一段右端需要制出一个轴肩，且轴肩的高度h=（23）R，因此在第二段处，取其直径为62mm，并且由设计的手臂的宽度198mm，因此设计第二段处的长度为200mm。轴的受力分析已知：大齿轮的分度圆直径d2=262mm 轴传递的扭矩T=9550P2n2=9.551064.6127.78=41.87Nm=1.58105Nmm齿轮上的圆周力Ft=2Td=21.58105262=1206N齿轮上的径向力Fr=Fttan=1206tan20=438N齿轮上的轴向力Fa=0N求得：FAH=Q200-Fr35200+35=1206200-43835235=86.2NMCHL=FAH200=17240NmmMCHR=MCHL+Fad2=19542NmmMBH=Q35=120635=42210NmmFAV=FBV=Ft2=12062=603NMCV=FAV35=60335=21105NmmMCL=MCHL2+MCV2=172402+211052=17251NmmMCR=MCHR2+MCV2=195422+211042=19864NmmMB=MBH2+MBV2=422102+02=42210Nmm取折合系数=0.6，则当量应力为: ca=MCR2+(T)2W=198642+(0.615800)20.1353=36.92MPa 由于=650MPa,则查书得-1W=55MPa，ca-1W，故强度满足要求。4.2偏转运动中蜗杆轴的设计首先估算轴的直径。材料：45钢，调制处理。对于偏转运动的轴，根据机械设计表15-3，取与轴类材料有关的系数A0=112 且由上述分析得：P3=Pdc=4.710.99=4.66KWn3=8000r/min24=333.33r/min即求得: d1min=A03PN=11234.66333.33=18.9mm图8 蜗杆轴表8 蜗杆轴数据表位置（左右）轴径/ mm说明左轴承处20因轴受轴向力和径向力，故选用深沟球轴承6002。左轴承轴肩处30查书中轴肩要求得蜗轮处20考虑安装方便，轴径应该等于轴承处轴径右轴承轴肩处30为了便于拆卸，轴肩不易过大右轴承处20与右端轴承相同表9 蜗杆轴数据表位置（左右）轴段长度/ mm说明左轴承处85由轴承宽度和套筒组成左轴承轴肩处10由整体装配时与箱体壁间距确定蜗轮处125综合总会考虑齿轮轴向移动距离所确定右轴承轴肩处10由整体装配时与箱体壁间距确定右轴承处9为轴承宽度全轴长241以上总和图9 受力图轴的受力分析已知：蜗杆的分度圆直径d1=28mm 轴传递的扭矩n3=8000r/min24=333.33r/minP3=Pdc=4.710.99=4.66KW T1=9.55106p3n3=1.34105Nmm齿轮上的圆周力Ft=2Td=21.3410528=1571N齿轮上的径向力Fr=Fttan=1571tan20=571N齿轮上的轴向力Fa=0N求得：FAH=Q125-Fr85125+85=1571125-57185210=70.4NMCHL=FAH125=8800NmmMCHR=MCHL+Fad2=8800NmmMBH=Q85=157185=53535NmmFAV=FBV=Ft2=15712=785.5NMCV=FAV85=785.585=16867.5NmmMCL=MCHL2+MCV2=88002+16867.52=12485NmmMCR=MCHR2+MCV2=88002+16867.52=12485NmmMB=MBH2+MBV2=535352+02=53535Nmm取折合系数=0.6，则：ca=MCR2+(T)2W=124852+(0.613400)20.1353=42.8MPa 由于=650MPa,则查书得-1W=55MPa，ca-1W，因此强度满足要求。因为深沟球轴承主要承受的为径向载荷，并且同时也可承受小的轴向载荷，当摩擦系数较小，在高转速且质量较轻的条件下，可以用来承受单向或双向的轴向载荷，因此比较符合本次设计，所以初选深沟球轴承6002为蜗杆轴上的轴承。44.3偏转运动中蜗轮轴的设计首先估算轴的直径。材料：45钢，调制处理。对于偏转运动的轴，根据机械设计表15-3，取与轴类材料有关的系数A0=112 且由上述分析得：n4=n3i=16.67r/min.P4=P31=4.660.85=3.96KW.即求得: d1min=A03PN=11233.9616.67=8.25mm，图10 蜗轮轴初定各轴段直径表10 蜗轮轴数据表位置（左右）轴径/ mm说明左偏转小齿轮14按估算值所取左轴承处30因轴受轴向力和径向力，故选用深沟球轴承6002。轴承轴肩处50查书中轴肩设计得蜗轮处20根据所求蜗轮选取右轴承处30因轴受轴向力和径向力，故选用深沟球轴承6002。右偏转小齿轮14与左偏转小齿轮相同确定各轴段长表格 11 蜗轮轴数据表位置（左右）轴段长度/ mm说明左偏转小齿轮20由偏转小齿轮的齿宽选取左轴承处10由轴承宽度选取轴承轴肩处40由整体装配时与箱体壁间距确定蜗轮处60综合总会考虑蜗轮移动距离所确定右轴承处10由轴承宽度选取右偏转小齿轮20由偏转小齿轮的齿宽选取全轴长160以上长度总和求得轴的受力分析已知：蜗轮的分度圆直径d1=100mm 轴传递的扭矩n4=n3i=16.67rminP4=P31=4.660.85=3.96KW. 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