多關節(jié)機械手畢業(yè)設計(已通過答辯的)

摘要關鍵詞機械手多關節(jié)運動學分析伺服電機直角減速器

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..................................................................目錄Ⅲ引言11機械手結構的總體方案設計42機械手運動學分析62.162.272.383傳動裝置的設計103.1103.2113.2.4鏈傳動的張緊3.2.5鏈傳動的潤滑4軸的設計與驗算164.1.1選擇軸的材料4.1.2初步估計軸徑5軸上零件的選擇與計算255.1.1大臂末端電機軸上鍵的選擇與校核5.1.2軸上矩形花鍵的選擇與校核5.1.3小臂電機軸上鍵的選擇與校核5.2.1確定軸承的承載能力5.2.2計算當量動載荷5.2.3校核軸承壽命6伺服進給系統(tǒng)的設計與計算296.1.1材料的選擇6.1.2耐磨性計算6.1.3螺桿的強度計算6.1.4螺桿的穩(wěn)定性計算6.2絲杠副的選擇計算6.2.1螺母的疲勞壽命計算6.2.2螺母螺紋牙的強度計算6.2.3螺母凸緣的強度計算6.3絲杠驅動電機的選擇6.4機械導軌的選擇6.5聯(lián)軸器的選擇與計算6.5.1選擇聯(lián)軸器的類型6.5.2聯(lián)軸器的主要參數(shù)6.5.3聯(lián)軸器的計算扭矩結論致謝參考文獻

引言隨著社會進步和科學技術的發(fā)展，工業(yè)生產的操作方式也發(fā)生著革命性的變化，從手工作坊式的勞動，逐步演變成自動化、智能化的生產方式，人類也逐漸無法完成某些生產過程，所以為了適應生產的需要出現(xiàn)了特殊的生產工具----機械手。機械手也被稱為自動手，能模仿人手和臂的某些動作功能，用以按固定程序抓取、搬運物件或操作工具的自動操作裝置。它主要由手部、運動機構和控制系統(tǒng)三大部分組成。手部是用來抓持工件（或工具）的部件，根據(jù)被抓持物件的形狀、尺寸、重量、材料和作業(yè)要求而有多種結構形式，如夾持型、托持型和吸附型等。運動機構，使手部完成各種轉動（擺動）、移動或復合運動來實現(xiàn)規(guī)定的動作，改變被抓持物件的位置和姿勢。運動機構的升降、伸縮、旋轉等獨立運動方式，稱為機械手的自由度。為了抓取空間中任意位置和方位的物體，需有6個自由度。自由度是機械手設計的關鍵參數(shù)。自由度越多，機械手的靈活性越大，通用性越廣，其結構也越復雜。一般專用機械手有2～3個自由度?？刂葡到y(tǒng)是通過對機械手每個自由度的電機的控制，來完成特定動作。同時接收傳感器反饋的信息，形成穩(wěn)定的閉環(huán)控制?？刂葡到y(tǒng)的核心通常是由單片機或dsp等微控制芯片構成，通過對其編程實現(xiàn)所要功能。近年來，隨著電子技術特別是電子計算機的廣泛應用，機器人的研制和生產已成為高技術領域內迅速發(fā)展起來的一門新興技術，它更加促進了機械手的發(fā)展，使得機械手能更好地實現(xiàn)與機械化和自動化的有機結合。多關節(jié)機械手的優(yōu)點是:動作靈活、運動慣性小、通用性強、能抓取靠近機座的工件，并能繞過機體和工作機械之間的障礙物進行工作.雖然目前還不如人手那樣靈活，但它具有能不斷重復工作和勞動、不知疲勞、不怕危險、抓舉重物的力量比人手大等特點，因此，機械手已受到許多部門的重視，被廣泛應用于機械制造、冶金、電子、輕工和原子能等部門。例如：

(1機床加工工件的裝卸，特別是在自動化車床、組合機床上使用較為普遍。

(2在裝配作業(yè)中應用廣泛，在電子行業(yè)中它可以用來裝配印制電路板，在機械行業(yè)中它可以用來組裝零部件。

(3可在勞動條件差，單調重復易子疲勞的工作環(huán)境工作，以代替人的勞動。(4可在危險場合下工作，如軍工品的裝卸、危險品及有害物的搬運等。

(5宇宙及海洋的開發(fā)。

(6軍事工程及生物醫(yī)學方面的研究和試驗。機械手的發(fā)展歸功于在第二次世界大戰(zhàn)中各國加強了經(jīng)濟的投入。比如說日本，戰(zhàn)爭以后開始發(fā)展汽車工業(yè)，那么這時候由于它人力的缺乏，迫切需要一種機器人來進行大批量的制造，提高生產效率降低人的勞動強度，這是社會發(fā)展本身的一個需求。另一方面它也是生產力發(fā)展需求的必然結果，還是人類自身發(fā)展的必然結果。隨著人類社會的發(fā)展，人們在不斷認識和改造自然的過程中，需要能夠解放人的一種奴隸。這種奴隸要能夠代替人們去從事復雜和繁重的體力勞動，實現(xiàn)人們對不可達到世界的認識和改造，這也是人們在科技發(fā)展過程中的一個客觀需要。但另一方面，盡管人們有各種各樣的好的想法，機器人技術仍歸功于電子技術，計算機技術以及制造技術等相關技術的發(fā)展，需要其提供強大的技術保證。隨著社會的進步，不僅工業(yè)機器人技術在制造業(yè)領域得到了廣泛的應用，同時，特種機器人的用途也越來越廣泛，機器人每年收獲的農作物達數(shù)十億噸。有的機器人可以上山伐木，有的可以擠牛奶，有的則可以擦玻璃、洗汽車和洗飛機。機器人技術作為20世紀人類最偉大的發(fā)明之一，自20世紀60年代初問世以來，經(jīng)歷40余年的發(fā)展已取得長足的進步。走向成熟的工業(yè)機器人及各種用途的特種機器人的應用，昭示著機器人技術燦爛的明天。機械手研究始于20世紀中期，隨著計算機和自動化技術的發(fā)展，特別是1946年第一臺數(shù)字電子計算機問世以來，計算機取得了驚人的進步，向高速度、大容量、低價格的方向發(fā)展。同時，大批量生產的迫切需求推動了自動化技術的進展，又為機器人的開發(fā)奠定了基礎。另一方面，核能技術的研究要求某些操作機械代替人處理放射性物質。在這一需求背景下，美國開始研制機械手的控制系統(tǒng)，在1947年產生了世界上第一臺主從遙控的機器人，1948年又開發(fā)了機械式的主從機械手。在1947年產生了世界上第一臺主從遙控的機器人，1947年以后是計算機電子技術發(fā)展比較迅速的時期，因此各國已經(jīng)開始利用當時的一些現(xiàn)代的技術，進行了機器人研究。在1962年美國研制成功PUMA通用示教再現(xiàn)型機器人，那么這就標志著機器人走向成熟，應該說第一臺可用的機器人在1947年產生，而真正意義的機器人在1962年產生。相繼不久，在英國等國家，也相繼研究出一些機器人，那么到了20世紀60年代末，日本人將它的國民經(jīng)濟的汽車工業(yè)與機器人進行結合，它購買了美國的專利，在日本進行了再次開發(fā)和生產機器人。到20世紀70年代，日本已經(jīng)將這種示教再現(xiàn)型的機器人進行了工業(yè)化，出現(xiàn)了很多公司，現(xiàn)在的像ABB，MOTOMAN，安川公司，還有很多機器人公司像OTC等公司。它們都已經(jīng)將機器人進行了工業(yè)化，進行了批量生產，而且成功的用于了汽車工業(yè)，使機器人正式走向應用。在20世紀70年代到20世紀80年代初期，工業(yè)機器人變成產品以后，得到全世界的普遍應用以后，那么很多研究機構開始研究第二代具有感知功能的機器人，出現(xiàn)了瑞典的ABB公司，德國的KUKA機器人公司和日本的FUNAC公司。它們都在工業(yè)機器人方面具有很大的作為，同時我們也看到機器人的應用在不斷拓寬，它已經(jīng)從工業(yè)上的一些應用，擴展到了服務行業(yè)，并且擴展了它的作業(yè)空間，已經(jīng)在海洋空間和服務醫(yī)療等行業(yè)的進行使用。我們國家在機器人的研究，是在20世紀70年代后期，當時我們在國家北京舉辦一個日本的工業(yè)自動化產品展覽會，在這個會上有兩個產品，一個是數(shù)控機床，一個是工業(yè)機器人，這個時候，我們國家的許多學者，看到了這樣一個方向，開始進行了機器人的研究，但是這時候研究，基本上還局限于理論的探討階段，那么真正進行機器人研究的時候，是在七五、八五、九五、十五將近這二十年的發(fā)展。發(fā)展最迅速的時候，是在1986年我們國家成立了863計劃是高技術發(fā)展計劃，就將機器人技術作為一個重要的發(fā)展的主題，國家投入將近幾個億的資金開始進行了機器人研究，使得我們國家在機器人這一領域得到很快地、迅速地發(fā)展。目前主要單位像中科院沈陽自動化所，原機械部的北京自動化所，像哈爾濱工業(yè)大學，北京航空航天大學，清華大學，還包括中科院北京自動化所等等的一些單位都做了非常重要的研究工作，也取得了很多的成果，而且目前這幾年來看，我們國家在高校里邊，有很多單位從事機器人研究，很多研究生和博士生都在從事機器人方面的研究，目前我們國家比較有代表性的研究，有工業(yè)機器人，水下機器人，空間機器人，核工業(yè)的機器人，都在國際上應該處于領先水平，總體上我們國家與發(fā)達國家相比，還存在很大的差距，主要表現(xiàn)在，我們國家在機器人的產業(yè)化方面，目前還沒有固定的成熟的產品，但是在上述這些水下、空間、核工業(yè)，一些特殊機器人方面，我們取得了很多有特色的研究成就。就目前來看，我們應從生產和應用的角度出發(fā)，結合我國國情，加快生產結構簡單、成本低廉的實用型機器人和某些特種機器人。

1機械手結構的總體方案設計1.1課題的主要內容本次課題的主要內容是針對回轉殼體內自動粘貼膠片的任務，設計一個3—DOF平面關節(jié)型機械手(包括1個移動關節(jié)，2個轉動關節(jié)和末端執(zhí)行機構，并且和殼體驅動系統(tǒng)配合起來實現(xiàn)自動粘貼膠片的的任務。1.2課題的研究方案針對膠片粘貼任務，可設計3—DOF平面關節(jié)型機械手。機械手由移動關節(jié)，旋轉關節(jié)1，旋轉關節(jié)2和執(zhí)行機構組成。移動關節(jié)安裝在直線導軌上，通過伺服電機帶動絲杠的轉動來完成機械手前后方向的移動。旋轉關節(jié)1的動作是通過鏈傳動來完成的。具體方法是，大臂末端安裝伺服電機來帶動鏈傳動，通過鏈傳動使旋轉關節(jié)1完成平面內的旋轉動作。而旋轉關節(jié)2則直接在伺服電機的驅動下完成平面內的旋轉動作。執(zhí)行機構設計為可以繞軸轉動的圓柱型內空結構，以便與殼體內部形狀吻合并且大大減輕機構重量。幾個關節(jié)運動的有機結合可以實現(xiàn)機械手自動粘貼膠片的任務，并通過減速器使其達到理想的旋轉速度。1.3機械手結構的總體設計1.3.1主要技術指標設計此機械手針對回轉殼體，實現(xiàn)在其內部的自動粘貼膠片工作?；剞D殼體的有效長度為2m，內部直徑為350mm，開口直徑為300m。膠片在粘貼到殼體前被剪裁成300mm×300mm，然后由工作人員放到執(zhí)行機構的膠片架上。大臂水平方向的有效行程為1.5m。1.3.2機械手的結構設計大臂選用10mm厚的方鋼，材質：Q235A。中臂，小臂，執(zhí)行機構選用45鋼。具體結構如下圖所示：圖1.1機械手大臂圖1.2機械手中臂圖1.3小臂—執(zhí)行機構2機械手運動學分析機器人操作手通常為開鏈空間連桿機構，各桿件間通常用轉動副和移動副相連接。開鏈一端安裝在機座上，另一端為末端執(zhí)行器。各關節(jié)由驅動器驅動，關節(jié)的相對運動導致連桿的運動，進而確定了末端執(zhí)行器在空間的位置和姿態(tài)。齊次變換是解決機器人操作手運動學的數(shù)學工具。2.1機械手運動學方程的建立表示機器人操作手的每個桿件在空間相對于基礎坐標系位置和姿態(tài)的方程，稱為機器人操作手的運動學方程。要描述機器人操作手每個桿件的空間位姿，需要使用以下直角系。⑴絕對坐標系，即建立在工作現(xiàn)場地面的坐標系。⑵機座坐標系，即建立在機器人上的坐標系，它是機器人各活動桿件的公共參考坐標系。通常在研究問題時，認為機座相對于工作地面是靜止的，因此又將機座坐標系稱為固定坐標系或基礎參考系。⑶桿件坐標系即建立在機器人指定的活動桿件上的坐標系。它與活動桿件相固連，隨桿件一起運動，因此又稱其為活動坐標系或當前坐標系。⑷末端執(zhí)行器坐標，即末端桿，因此相應坐標系均轉為桿件坐標系。在研究具體問題時，常將機座看為操作機的第0號桿件，即首端桿，而將末端執(zhí)行器視為最后一個桿，即末端桿，因此相應坐標系均轉為桿件坐標系。若一個機器人操作手有n個桿組成，各桿件編號從機座到末端執(zhí)行器依次為0，1，2，3，···，n，則可以寫出變換方程[3]：(2.1式中：···，n——兩桿件的相對變換矩陣。依據(jù)上述變換方程，即可求出任一桿件相對機座坐標系的位姿，得到相應的運動學方程。確定相臨兩桿間的變換矩陣是建立機器人運動學方程的基礎。變換矩陣···，n順序相乘就可得到。因中含有一個關節(jié)變量若用廣義坐標[3]則可寫成形式，有(2.2通常將稱為操作手的變換矩陣。顯然它是n個關節(jié)變量···，n的函數(shù)。將(2.2稱為操作手的運動學方程，它表示末端連桿的位姿與關節(jié)變量之間的關系。2.2運動學方程的正解正解問題是指已知各桿的結構參數(shù)和關節(jié)變量，求末端執(zhí)行器的空間位姿，即求。按下關節(jié)模式確定各桿的A矩陣。所建立的坐標系如下圖所示：圖2.1平面三桿機械手建立A矩陣所需要的參數(shù)值見下表。表2.1機械手的結構參數(shù)表桿件號i關節(jié)變量αiaidicossin1000102θ100103θ20010=A1=(2.3=A2=(2.4=A3=(2.5則：==A1A2A3=(2.6式中；；；。2.3運動學方程的逆解逆解問題是指已知滿足某工作要求時末端執(zhí)行器的空間位姿，就是已知中各元素的值以及各桿的結構參數(shù)，求關節(jié)變量。由運動學方程的正解可知中各元素的值以及各桿件的結構參數(shù)。求關節(jié)變量。由前面可知：=(2.7根據(jù)=，==(2.8=A2A3=(2.9令(2.8(2.9式中兩端矩陣第一行第三列元素與第二行第三列元素分別相等，得(2.10當工作時，機械手末端位姿如下圖：圖2.2機械手末端位姿圖因為此時，所以(2.10式可化簡為：(2.11所以(2.12

3傳動裝置的設計3.1伺服電機及減速器的選擇3.1.1機電領域中伺服電機的選擇原則現(xiàn)代機電行業(yè)中經(jīng)常會碰到一些復雜的運動，這對電機的動力荷載有很大影響。伺服驅動裝置是許多機電系統(tǒng)的核心。因此，伺服電機的選擇就變得尤為重要。首先要選出滿足給定負載要求的電動機，然后再從中按價格、重量、體積等技術經(jīng)濟指標選擇最適合的電機[2]。圖3.1各種電機的T-曲線一般伺服電機選擇考慮的問題：(1電機的最高轉速。(2電機的負載轉矩。3.1.2旋轉關節(jié)驅動電機及減速器的選擇1.估算各臂重量大臂60KW×9.8N/Kg=490N；中臂30KW×9.8N/Kg=294N；小臂和執(zhí)行機構（手）30KW×9.8N/Kg=294N。2.旋轉關節(jié)1驅動電機及減速器的選擇(3.1(3.2(3.3故驅動關節(jié)1選用安川伺服電機ⅡSGMH-13AAA41。。減速器型號：PLS142HP減速比i=643.旋轉關節(jié)2驅動電機及減速器的選擇(3.4(3.5(3.6故驅動關節(jié)2選用安川伺服電機ⅡSGMH-05AAA41。減速器型號：WPLE60減速比i=803.2鏈輪的設計及鏈條的選擇3.2.1滾子鏈傳動的設計1.滾子鏈鏈輪的主要尺寸鏈輪的主要尺寸摘自GB1244—85《傳動用短節(jié)距精密滾子鏈和套筒鏈鏈輪齒形和公差》，適用于與GB1243.1—83《傳動用短節(jié)距精密滾子鏈》配用的鏈輪；等效于ISO606—1982《傳動用短節(jié)距精密滾子鏈和鏈輪》。鏈輪的基本參數(shù)為：鏈輪的齒數(shù)Z,鏈條的節(jié)距P,滾子外徑dr,排距Pt。2.滾子鏈傳動的設計計算滾子鏈傳動的設計計算步驟及計算式：已知傳動功率P=1.3KW,主動輪轉速與從動輪轉速相同，即n1=n2=23.4r/min,大鏈輪軸孔直徑與小鏈輪軸孔直徑相同，既dK1=dK2=40mm2.1鏈輪齒數(shù)小鏈輪的齒數(shù)Z1=23大鏈輪的齒數(shù)Z2=232.2實際傳動比ii=Z2/Z1=23/23=1(3.72.3計算功率PCPC=KAP/KZ=1×1.3/1.23=1.057KW(3.8KA——工況系數(shù)。查表11-9[2]，KA=1；齒數(shù)系數(shù)：Kz=(Z1/191.08=(23/191.08=1.23(3.92.4鏈條節(jié)距P按PC=1.3KW，n1=23.4r/min，查圖11-5[2]，得鏈節(jié)為16A,即P=25.4mm。2.5查表11-10[2]，dKmax=109>dK=40mm,合適。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之間，所以合適。2.7鏈節(jié)數(shù)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節(jié)。2.8鏈條長度L=P×LP=25.40×125=3175mm(3.122.9理論中心距a當Z1=Z2=Z時，a=P/2(LP-Z=25.40/2(125-23=1259mm(3.132.10實際中心距aa＇=a-△a=1259-0.003×493.8=1258(3.142.11鏈速VV=Z1n1P/60×1000=23×23.4×25.40/60×1000=0.2278m/s(3.152.12有效圓周力FtFt=1000×P/V=1000×25.40/0.2278=111501N(3.162.13作用于軸上之力FKFK=1.15×KA×Ft=1.15×1×111501=128226N[2](3.172.14潤滑方式的選擇根據(jù)P及V查圖11—10[2]，應采用油杯或刷子供油。2.15鏈條的標記鏈16A—1×125圖3.2鏈條的三維視圖3.2.2鏈輪的設計1.鏈輪的材料鏈輪的材料應能保證鏈輪具有足夠的耐磨性和強度。鏈輪的嚙合次數(shù)越多受沖擊也就越嚴重，故鏈輪采用較好的材料制造。選用鏈輪的材料為20Cr,熱處理為滲碳，淬火，回火。熱處理后的硬度為50—60HRC。2.鏈輪基本尺寸的計算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取整為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取整為159。圖3.3鏈輪的齒槽形狀3.2.3滾子鏈的靜強度計算在低速(V＜0.6m/s重載鏈傳動中，鏈條的靜強度占主要地位。如果仍用額定功率曲線選擇計算，結果常不經(jīng)濟，因為額定功率曲線上各點相應的條件性安全系數(shù)n為8～20，遠比靜強度安全系數(shù)大。當進行耐疲勞和耐磨損工作能力計算時，若要求的使用壽命過短，傳動功率過大，也需進行鏈條的靜強度驗算。鏈條靜強度計算公式[2]：(3.27式中：Sca——鏈的抗拉靜強度的計算安全系數(shù)；Flim——單鏈的極限拉伸載荷，單位為KN；KA——工作情況系數(shù)；F1——鏈的緊邊工作拉力，單位為KN；——鏈的排數(shù)。由下面的公式[2]得，(3.28在允許范圍內，所以靜強度滿足要求。3.2.4鏈傳動的張緊鏈傳動的張緊程度可用測量松邊垂度f的大小來表示，合適的松邊垂度推薦為：f=(0.01～0.02amm。對重載，經(jīng)常起動、制動和反轉的鏈傳動，以及接近垂直的鏈傳動，其松邊垂度應適當減小。本傳動裝置采用調整中心距的方法來使鏈傳動張緊。具體調整方法是通過擰緊螺栓來使鏈子蹦緊。對于滾子鏈傳動，中心距調整量為2P。3.2.5鏈傳動的潤滑1.潤滑方式的選擇根據(jù)鏈條的節(jié)距P和速度V按機械手冊[2]選擇潤滑方式。由于鏈速V＜2m/s，故采用人工定期潤滑的方式。每班加油一次，保證銷軸處不干燥。2.潤滑劑的選擇一般情況采用潤滑油，按機械手冊[2]進行選擇，對于開式、低速傳動可在油中添加MoS2、WS2MoSe2、WSe2等添加劑。

4軸的設計與驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度計算，只進行剛度計算。軸在載荷的作用下會產生彎曲和扭轉變形，當這些變形超過某個允許值時，會使機器零部件工作狀況惡化，甚至使機器無法正常工作，故對精密機器的傳動和對剛度要求高的軸，要進行剛度校核，以保證軸的正常工作。軸的剛度分為扭轉剛度和彎曲剛度兩種，前者是用扭轉角來度量，后者是用撓度和偏角來度量。軸在受載的情況下會產生彎曲變形，過大的彎曲變形也會影響軸上零件的正常工作，對于工作要求高的精密機械如機床，如安裝齒輪的軸，會因軸的變形影響齒輪的嚙合狀態(tài)幾工作平穩(wěn)性；軸的偏角會使?jié)L動軸承的內外圈互相傾斜，如偏轉角超過滾動軸承的允許的轉角，就顯著降低滾動軸承得壽命；會使?jié)L動軸承所受的壓力集中在軸承的一側，使軸徑和軸承發(fā)生邊緣接觸，加劇磨損和導致膠合；軸的變形還會使高速軸回轉時產生振動和噪音，影響機器的正常工作。又如機床進給機構中的軸，過大的彎曲變形將使運動部件產生爬行，不能均勻進給，影響加工質量。因此，對于精密機器的軸要進行彎曲剛度的校核，他用彎曲變形時所產生的撓度和偏轉角來度量，即驗算軸的最大撓度及齒輪處的和軸承處的傾角，是否在允許的范圍之內。軸的彎曲變形的精確計算較復雜，除受載荷的影響外，軸承以及各種軸上零件剛度，軸的局部削弱等因素對軸的變形都有影響。因此，在計算時都進行了不同程度的簡化[1]。4.1軸的結構設計4.1.1選擇軸的材料軸的主要材料是經(jīng)過軋制或鍛造的優(yōu)質中碳鋼和合金鋼。為了提高軸的強度（尤其是疲勞強度）和耐磨性，可對軸進行熱處理或化學熱處理，以及表面強化處理等。故軸的材料選用45，正火處理。4.1.2初步估計軸徑在軸的設計時，必須知道軸的基本直徑，基本直徑可按轉矩估算法來估計。根據(jù)軸上所受的轉矩估算軸徑，至于彎矩對軸強度的影響，用降低許用剪切力的辦法來加以考慮估算公式[1]為：d≥A×mm(4.1式中d——危險截面的直徑(mm；T——轉矩(Nm；[τ]——許用剪切應力(N/mm2；A——材料系數(shù)；P——軸所傳遞的功率(KW；N——軸的轉速(r/min。按表18—2[1]，取A=110。（因軸端受彎矩，A取平均值）d≥A×=110×=30.6mm(4.2考慮端部有軸單鍵槽，軸徑應增大4—5%，取d＝φ33mm軸的結構如下圖所示：圖4.1軸的結構圖考慮裝配方便以及軸承的標準，故軸承的軸徑取φ30，長度取14。又考慮軸承內側采用軸肩固定，固定中臂的部分取φ34，長度取13。軸的中部是花鍵軸，再考慮到裝配情況，所以軸徑稍大一些。取d=36,D=40。長度取107。右側軸徑與左側對稱。4.2軸的校核軸的計算通常是在初步完成結構的設計后進行校核，計算準則是滿足強度或剛度，必要時還應校核軸的振動穩(wěn)定性。1.求出鏈輪軸上的功率，轉速和轉矩鏈輪的傳動效率：=0.97（精度等級為8級）軸承的傳動效率：=0.99則鏈輪軸上的傳動效率為：(4.3鏈輪軸的轉速：2.作用于軸上之力FKFK=1.15×KA×Ft=1.15×1×111501=128226N(4.43.因為鏈輪的分度圓直徑為：d=P/sin180o/Z=25.4/sin180o/23=25.4/0.136=186.76(4.5(4.6(4.7(4.8(4.9圓周力，徑向力及軸向力的方向如下圖所示：圖4.2軸的載荷分析圖4.求軸上的載荷首先作出軸的結構簡圖，在確定軸承支點位置時，應從手冊中查取a值。對于6206C的深溝球軸承，查得a=44.4mm。，。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的，，及M值列于下表表4.1截面C出的彎扭矩計算載荷水平面H垂直面V支反力F=4505N，=4505N=2222N，=1066N彎矩M=383805=18842=90940總彎矩扭矩T5.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)公式：(4.10式中，——軸的計算應力，單位Mpa；M——軸所受的彎矩，單位；T——軸所受的扭矩，單位；W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位；——對稱循環(huán)應變力時軸的許用變應力；取折合系數(shù)=0.6（扭轉的切應力為脈動循環(huán)變應力時）[1](4.11前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得=60Mpa，因此，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度圖4.3軸的結構圖由于Ⅰ段右側和Ⅱ段左側為危險截面，因此需要校核這兩個截面的疲勞強度。①Ⅰ段右側：抗彎截面系數(shù)：(4.12抗扭截面系數(shù)：(4.13左側的彎矩M為：(4.14截面Ⅰ的扭矩：=923500(4.15截面上的彎曲應力：(4.16截面上的扭轉切應力：(4.17軸的材料為45鋼，調質處理，查得，=155Mpa.截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)，，因，，查得，=2.1，，可得到軸的材料敏感應力集中系數(shù)為：=0.82=0.85故有效應力集中系數(shù)為：(4.18(4.19查得尺寸系數(shù)=0.66，扭轉尺寸系數(shù)=0.82軸按磨削加工，得表面質量系數(shù)：(4.20軸未經(jīng)表面強化處理，即=1得綜合系數(shù)值為：(4.21(4.22而碳鋼的特性系數(shù)=0.1—0.2，取=0.1；=0.05—0.1，取=0.05。于是，計算安全系數(shù)值：(4.23(4.24(4.25故軸在截面Ⅰ右側的強度是足夠的，因此軸的強度滿足要求。2截面Ⅱ左側抗彎截面系數(shù)：(4.26抗扭截面系數(shù)：(4.27右側的彎矩M為：(4.28截面Ⅱ的扭矩：=923500(4.29截面上的彎曲應力：(4.30截面上的扭轉切應力：(4.31過盈配合處的值，取于是，，(4.32軸按磨削加工，得表面質量系數(shù)：(4.33故得綜合系數(shù)：(4.34(4.35所以軸截面Ⅱ右側的安全系數(shù)為：(4.36(4.37(4.38故軸在截面Ⅱ右側的強度是足夠的，因此軸的強度滿足要求。

5軸上零件的選擇與計算5.1鍵的選擇與鍵聯(lián)接強度校核鍵是一種標準零件，通常用來實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉矩，有的還能實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。。鍵聯(lián)接的主要類型有：平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、楔鍵聯(lián)接和切向鍵聯(lián)接。鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。鍵的主要尺寸為其截面尺寸(一般以鍵寬b×鍵高h表示與長度L。鍵的截面尺寸b×h按軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度；而導向平鍵則按輪轂的長度及其滑動距離而定。一般輪轂的長度可取為L’=(1.5～2d，這里d為軸的直徑。所選定的鍵長亦應符合標準規(guī)定的長度系列。重要的鍵聯(lián)接在選出鍵的類型和尺寸后，還應進行強度校核計算。5.1.1大臂末端電機軸上鍵的選擇與校核電機軸上鍵的尺寸L×b×h=45×10×8l=L-b=45-10=35根據(jù)公式(5.1[9]進行校核：σP=2T×103/kld≤[σP](5.1d——軸的直徑（m·m）；l——鍵的工作長度；k——鍵與輪轂的接觸高度（m·m），平鍵k=h/2；[σP]——許用擠壓應力（MPa）。查表得[σP]=120～150Mpa。計算：σP=2T×103/kld=4T×103/hld=4×319×103/8×35×32=142.4MPa＜[σP](5.2所以鍵的選擇合格。5.1.2軸上矩形花鍵的選擇與校核軸上矩形花鍵的尺寸N×d×D×B=8×36×40×8根據(jù)公式(5.3[9]進行校核：σP=2T×103/ψzhldm≤[σP](5.3T——傳遞轉距(N·m；ψ——各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常ψ=0.7～0.8，齒數(shù)多時取偏小值；z——花鍵的齒數(shù)；h——花鍵側面的工作高度，矩形花鍵，h=(D-d/2-2C,此處D為花鍵的大徑，d為內花鍵的小徑，C為倒角尺寸；dm——花鍵的平均直徑，矩形花鍵，dm=D+d/2；l——齒的工作長度（m·m）；[σP]——許用擠壓應力（MPa）。查表[9]得[σP]=120～200Mpa。計算：σP=2T×103/ψzhldm=2×89.44×103/0.75×8×1×103×38=7.6MPa＜[σP](5.4所以鍵的選擇合格。5.1.3小臂電機軸上鍵的選擇與校核電機軸上鍵的尺寸L×b×h=25×8×7l=L-b=25-8=17計算：σP=2T×103/kld=4T×103/hld=4×89.44×103/7×17×24=125.3MPa＜[σP](5.5所以鍵的選擇合格。5.2滾動軸承的驗算旋轉著的軸承，內外圈滾道及滾動體經(jīng)受著迅速變化的接觸應力，當工作循環(huán)達到一定次數(shù)后，接觸表面可能發(fā)生疲勞點蝕。這是滾動軸承的主要失效形式。對于靜止的、極慢轉動的軸承，在很大靜載荷作用下，會因接觸點處產生的局部應力超過材料的屈服點，導致滾動體或內、外圈滾道表面產生塑性變形。這是一種靜強度不足的失效。此外，由于使用維護不當或潤滑密封不良等，可能引起磨損、膠合、套圈斷裂、保持架破壞等其他形式的失效。由失效分析知，對于一般轉速(的軸承，應進行防止疲勞點蝕的壽命計算。5.2.1確定軸承的承載能力已知軸頸直徑d=30mm。該軸所承受的軸向載荷FA=530N。由上面可知軸承1，2所受的徑向載荷R1=2308N,R2=613N。軸的轉速23.4r/min。工作中有中等沖擊，工作溫度125。要軸承的預期壽命L10h’=15000小時，初選深溝球軸承6206。由《機械設計手冊》[2]查得深溝球軸承6206的Cr=15.0KN，C0=10.0KN。圖5.1軸承的受力分析其中Ft=3510N，F(xiàn)r=1280N。水平支反力：(5.6垂直支反力：(5.7右側軸承受力與左側相同。所以合成支反力為：N(5.8N(計算當量動載荷由軸承的固定方式知，軸向外載荷F全部由軸承1承受，故A1=FA=530，A2=0(5.10查表9-5[2]，因為A1/C0=530/10000=0.053(5.11插值確定=0.21。由于A1/R1=530/1700=0.26>=0.21(5.12所以(5.13由表9-7[2]，按傳動裝置查取。由表9-4[2]，。因軸承不承受力矩載荷，故=1。所以=1.5×1×(0.56×1700+2.09×530=3090N(5.14×1×1700=2500N(校核軸承壽命因為故：(6.16所以軸承6206滿足要求。

6伺服進給系統(tǒng)的設計與計算6.1滾珠絲杠的設計滾珠絲杠是以傳遞運動為主，并要求較高的運動精度。主要應用于金屬切削機床進給，分度機構的傳導螺旋，摩擦壓力機，千斤頂?shù)拇├锫菪?。滾動螺旋傳動又稱滾珠絲杠副，它是在絲杠和螺母的螺紋滾道間放置適量的鋼球，當絲杠或螺母相對轉動時，鋼球沿螺紋滾道滾動，這樣，絲杠和螺母之間即為滾動摩擦，起傳動效率及精度大為提高。為防止鋼球沿滾道滾出，在螺母或絲杠上設有鋼球返回裝置，使鋼球通過此返回裝置自動返回其入口處，形成循環(huán)路。6.1.1材料的選擇滾珠絲杠通常選用Q275、45、50、Y40Mn等鋼，對于重要的傳動，要求耐磨性高，需要進行熱處理?？蛇x用T12、65Mn、40Cr、40WMn或20CrMnTi等鋼。對于精密導螺旋，還需要熱處理后有較好的尺寸穩(wěn)定性，可選用9Mn2V、CrWMn、38CrMoAlA。滿足以上要求，故滾珠絲杠選用9Mn2V鋼。6.1.2耐磨性計算滾珠絲杠的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大，螺紋副間越容易形成過度磨損。因此，滾動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上的壓力P，使其小于材料的許用壓力[P][1]。假設作用于螺桿的軸向力為F(單位為N，螺紋的承壓面積（指螺紋工作表面投影到垂直與軸向力的平面上的面積）為A(單位為mm，螺紋中徑為d2(單位為mm2,螺紋工作高度為h(單位為mm,螺紋螺距為P(單位為mm,螺紋工作圈數(shù)為u=H/P,則螺紋工作面上的耐磨性條件[1]為：P=F/A=F/d2hH≤[P](6.1令=H/d2，則H=d2。代入(6.1中整理后得，d2≥(6.2對于梯形螺紋和矩形螺紋，h=0.5P，則，d2≥=0.8=14.9mm(6.3取d2=16mm，則H=2.5×16=40mm。公稱直徑d=18mm根據(jù)公式算得螺紋中徑d2后，按國家標準查得D3=d，小徑為13.5mm，D4=d，大徑為18.5mm，D1=14mm，螺距為4mm。u=H/P=40/4=10≤10～12(6.4所以滿足要求。由于水平傳動，所以并無自鎖要求即無需檢驗。6.1.3螺桿的強度計算受力較大的螺桿需進行強度計算。螺桿工作時承受軸向壓力（或拉力）F和扭矩T的作用。螺桿危險截面上既有壓縮（或拉伸）應力，又有切應力。因此，校核螺桿強度時，應根據(jù)第四強度理論[1]求出危險截面的計算應力===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所以滿足要求。6.1.4螺桿的穩(wěn)定性計算對于長徑比較大的受壓螺桿，當軸向壓力F大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力F(單位為N必須小于臨界載荷Fcr(單位為N。則螺桿的穩(wěn)定性條件為：Ssc=Fcr/F[1]。其中：Ssc——螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)；Ss——螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，由于該滾珠絲杠為傳導螺旋，所以Ss=2.5～4；Fcr——螺桿的臨界載荷，單位為N；根據(jù)螺桿的柔度[1]。此處，為螺桿的長度系數(shù)。表6.1不同固定方式的長度系數(shù)端部支撐情況長度系數(shù)兩端固定一端固定，一端不完全固定一端鉸支，一端不完全固定兩端不完全固定兩端鉸支一端固定，一端自由0.500.600.700.751.002.00根據(jù)設計可知，長度系數(shù)為0.50。且臨界載荷Fcr可按歐拉公式計算，即Fcr=(6.10其中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為Mpa，E=2.06×105Mpa

；I——螺桿危險截面的慣性矩，I=，單位為mm4。(6.11(6.12所以滿足要求穩(wěn)定。6.2絲杠副的選擇計算現(xiàn)國內外文獻上對滾珠絲杠副還沒有統(tǒng)一的分類，但各國一般是按以下原則進行分類的，普通滾珠絲杠副一般指公稱直徑d0=16～100mm，導程Ph=4～20mm，螺旋升角φ＜9°。微型滾珠絲杠副指公稱直徑d0≤12mm的滾珠絲杠副。對于導程Ph≤3mm的滾珠絲杠副稱為微型小導程滾珠絲杠副，螺旋升角φ＞9°的滾珠絲杠副稱為微型大導程滾珠絲杠副。大導程滾珠絲杠副指公稱直徑d0≥16mm，螺旋升角17°≥φ＞9°或導程d0≤Ph≤d0的滾珠絲杠副，對于螺旋升角φ＞17°稱為超大導程滾珠絲杠副。重型滾珠絲杠副指公稱直徑d0≥125mm的滾珠絲杠副。滾珠絲杠副按用途分為兩類：定位滾珠絲杠副（用于控制軸向位移）和傳動滾珠絲杠副（用于傳遞動力）。本次設計主要是為了傳遞軸向位移，應選用定位滾珠絲杠副。滾珠絲杠的螺母結構有整體式和組合式。前者結構簡單，但磨損增大時軸向間隙無法調整。后者通過調整可以補償磨損或消除軸向間隙。本次設計采用整體式螺母。具體結構如下圖所示：圖6.1整體式螺母6.2.1螺母的疲勞壽命計算滾珠絲杠副的主要失效形式是疲勞點蝕，其疲勞壽命的計算與滾動軸承類同。一般按額定動負荷或額定靜負荷選用滾珠絲杠副的尺寸規(guī)格。滾珠絲杠副已有專業(yè)工廠生產。必須的額定動負荷[2]：(6.13(6.14F——軸向載荷；——載荷系數(shù)；——硬度影響系數(shù)；——短行程系數(shù)；——計算載荷；——額定動載荷；——要求的使用壽命；n——螺杠的轉速。所以24124N(6.15根據(jù)計算求得的選擇滾珠絲杠副的規(guī)格，該規(guī)格滾珠絲杠的選擇滾珠絲杠副的型號為：CDM4000—3。6.2.2螺母螺紋牙的強度計算螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺杠，故只需校核螺母螺紋牙的強度。如果將一圈螺紋每圈螺紋沿螺母的螺紋大徑D(單位mm展開，則可看作寬度為D的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為F/n，并作用在以螺紋中徑D2(單位為mm為直徑的圓周上，則螺紋牙危險截面a-a的剪切強度條件[2]為：(6.16：(6.17式中b——螺紋牙根部的厚度，單位為mm，對于梯形螺紋，b=0.65P，P為螺距；l——彎曲力臂，單位為mm，看參考圖[2]可知，l=D-D2/2；[]——螺母材料的許用切應力，單位為MPa；[]——螺母材料的許用彎曲應力，單位為Mpa；D——螺母螺紋的大徑；d1——螺杠的小徑。剪切強度條件[2]為：=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。所以滿足要求。螺紋牙危險截面a-a的彎曲強度條件[2]為：=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所以滿足要求。6.2.3螺母凸緣的強度計算在螺旋起重器螺母的設計計算中，除了進行耐磨性計算與螺紋牙的強度計算外，還要進行螺母下端與螺母凸緣的強度計算。工作時，在螺母凸緣與底座的接觸面上產生擠壓應力，凸緣根部受到彎曲及剪切作用。螺母下段懸置，承受拉力和螺紋牙上的摩擦力矩作用。(1凸緣與底座接觸表面的擠壓強度[2]計算：=10450×4/(522-322×3.14=10450×4/(3.14×1680=41800/5275.2=7.92≤(1.5～1.7[]=60～112(6.20所以滿足條件。(2凸緣根部的彎曲強度[2]計算：=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所以滿足條件。6.3絲杠驅動電機的選擇大臂的移動是通過絲杠來傳動的。TL=Ta+Tf+To(6.22式中，TL—折算到電機軸上的負載轉矩(N.mTa—折算到電機軸上的加速力矩(N.mTf—折算到電機軸上的摩擦力矩(N.mTo—折算到電機軸上的附加摩擦力矩(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——折算到電機軸上的總慣量(kg.m；t——系統(tǒng)時間常數(shù)(s；nmax——電機最大轉速(r/min；Fo——導軌摩擦力(N；P——絲杠螺距(mm；i——降速比；——傳動鏈總效率(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—絲杠螺距，v=0.1m/s(6.29把(6.25(6.26代入(6.24，化簡得，PL=9.55×P/n=1302W=1.302KW(6.30故選用安川伺服電機ⅡSGMH-20AAA41。6.4機械導軌的選擇在設計加工導軌時應滿足以下的要求：1、導向精度導軌在空載運動和切削條件下運動時，都應具有足夠的導向精度，保證導軌運動的準確度，這是保證導軌工作質量的前提。影響導向精度的主要因素有：導軌的結構形式，導軌的幾何精度和接觸精度，導軌和基礎件的剛度，導軌的油膜厚度和油膜剛度，導軌和基礎件的熱變形等。(1幾何精度直線運動導軌的幾何精度一般包括：導軌在豎直平面內的直線度（簡稱A項精度），導軌在水平平面內的直線精度（簡稱B項精度），兩導軌面間平行度也叫扭曲（簡稱C項精度），在A、B兩項精度中都規(guī)定了導軌在每米長度上的直線度和導軌全長的直線度，在C項精度中，規(guī)定了導軌在每米長度上和導軌全長上，兩導軌面間在橫向每米長度上的扭曲值。上述A、B、C三項精度的公差，可參考有關機床精度檢驗標準。(2接觸精度精刨、磨削和刮研的導軌表面，接觸精度按JB2278-78的規(guī)定，采用著色法進行檢查，用接觸面所占百分比或25×25(mm面積內的接觸點數(shù)來衡量。2、精度保持性精度保持性主要是由導軌的耐磨性決定的，它與導軌的摩擦性質、導軌和材料、工藝方法以及受力情況等有關。另外，導軌和基礎件的殘余應力也會使導軌發(fā)生蠕變而影響導軌的精度保持性。影響精度保持性的主要因素是磨損，提高耐磨性以保持精度是提高機床質量的主要內容之一，也是科學研究的一大課題。提高耐磨性的因素有很多，提高耐磨性應從設計、工藝、材料、熱處理、使用等各方面綜合考慮。這里主要從設計角度來進行分析。從設計的角度提高耐磨性的基本思路是：盡量爭取無磨損；在無法避免的磨損時盡量爭取少磨損、均勻磨損、以及磨損后能夠補償，以便提高使用期限[2]。滿足上述要求，故選擇HIWIN線性導軌系列。6.5聯(lián)軸器的選擇與計算6.5.1選擇聯(lián)軸器的類型根據(jù)傳遞扭矩的大小，軸轉速的高低，被聯(lián)接兩部件的安裝精度，參考各類聯(lián)軸器特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。通常選擇時考慮以下幾點：(1所需傳遞的扭矩的大小和性質以及對緩沖減振功能的要求。(2聯(lián)軸器的工作轉速高低和引起的偏心力大小。(3兩軸相對位移的大小和方向。(4聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。(5聯(lián)軸器的制造，安裝，維護，和成本。在加工中心驅動系統(tǒng)中，由于要與伺服電機相連接，要保證