某五軸機械手的機身設(shè)計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u31471某五軸機械手的機身設(shè)計計算案例 1108071.1機身結(jié)構(gòu)特點 155631.2電動機參數(shù) 2142801.1.1計算工作轉(zhuǎn)矩 2291211.1.2分配傳動比 3147601.1.3傳動參數(shù) 3158581.2傳動齒輪設(shè)計 594171.2.1高速級 5158911.2.2低速級 7199581.3傳動軸設(shè)計與校核 10316071.3.1輸入軸 10189771.3.2中間軸 12196001.3.3輸出軸 14241111.4軸承疲勞壽命校核 17291771.1.1輸入軸軸承 17251791.1.2中間軸承 18155911.1.3輸出軸承 19238981.5鍵的選擇和校核 2146531.5.1鍵的選擇 21322261.5.2鍵的校核 22302491.6機身結(jié)構(gòu)的設(shè)計 2234071.6.1機身箱體材料的選擇 22290181.6.2機身的結(jié)構(gòu)設(shè)計及制造工藝 2231851.6.3機身密封設(shè)計 231.1機身結(jié)構(gòu)特點機身部分的設(shè)計主要分為支撐架的設(shè)計和基座部分的設(shè)計，兩部分主要特點如下：（1）支撐架的設(shè)計支撐架是整個機器人的承重機構(gòu)，因此需要考慮其強度、剛度、抗扭轉(zhuǎn)等功能是否符合要求。此外，還應當對底盤進行緊固設(shè)置，支撐架只包含一個自由度，就是平面的旋轉(zhuǎn)運動，支撐架整體較大，因此為了達到減輕裝置的重量的目的，選擇性能較好，密度較小的材料ZL401。（2）機座的設(shè)計軸承保持器放置在軸的中間[14]。1.2電動機參數(shù)1.1.1計算工作轉(zhuǎn)矩通過以上分析，可以得出當前機器的轉(zhuǎn)矩由機身、大臂和小臂分別轉(zhuǎn)動引起，因此可以根據(jù)以下公式計算轉(zhuǎn)矩：參數(shù)類型計算公式力矩的總類=41.79+1.56=50.35N.m總力矩與角速度關(guān)系摩擦力矩角速度桿轉(zhuǎn)動慣量盤轉(zhuǎn)動慣量傳動效率 顯然，可以根據(jù)大臂和小臂的長度（0.8m、1m）與重量（30kg、20kg），分別計算出其轉(zhuǎn)動慣量：=1.6kgm；=6.67kgm。由以上敘述可知，大臂與小臂在空間上存在位置關(guān)系，如圖所示。圖4-1大小臂在極限情況下位置關(guān)系另外，根據(jù)圓盤的重量、體積、面積、半徑等參數(shù)可以計算其轉(zhuǎn)動慣量： （4-2） （4-3） m （4-4） （4-5） kg （4-6） =5.75kgm （4-7） ==6.86Nm （4-8）1.1.2分配傳動比根據(jù)上述結(jié)論可知總傳動比為9，由于傳動比是主傳動和從傳動比的乘積，因此分辨分別將其設(shè)為3。1.1.3傳動參數(shù)根據(jù)實際情況將各個傳動軸之間的位置關(guān)系簡化呈以下形式：圖4-2傳動軸位置圖各個傳動軸之間的轉(zhuǎn)速關(guān)系如下：=1.6rad/s=15.29r/min=137.69r/min=45.86r/min=M=49.86從而可以計算出17.69Nm。通過相同的計算步驟可以得出：=17.69Nm=6.28Nm=6.65Nm因此，電動機最小轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩應為6.85N.m和137.69r/min。查閱資料可知86BYG250CN型步進電機可以滿足需求。其主要頻率和結(jié)構(gòu)如下：圖4-386BYG250CN電動機運行矩頻特性1.2傳動齒輪設(shè)計1.2.1高速級（1）基本參數(shù)通過以上分析，我們可以知道電機的傳動齒輪類型為直齒圓柱齒，齒輪材質(zhì)一般選擇為45鉻進行調(diào)質(zhì)處理，本文選擇也不例外。表面硬度隨齒輪增大而增大，因此設(shè)置大小齒輪分別為240HBS、280HBS。齒輪制造不應低于標準水平，但也不必過高，本文選擇為7，齒數(shù)分配為：，。（2）齒面接觸疲勞強度校核以小齒輪為基準進行齒面接觸疲勞強度校核，可以得出其分度圓直徑的最小值： （4-9）查閱資料可知：設(shè)=1.3，=6.27Nm，；=189.8，小齒輪的齒面疲勞強度極限MPa；大齒輪的齒面疲勞強度極限MPa。從而根據(jù)以下公式進行發(fā)生疲勞的載荷交變次數(shù):（4-10）其中，137.39r/min，，，從而得出大小齒輪的載荷交變次數(shù)：=1.65×108次；=1.96×108次將接觸疲勞系數(shù)1.149，1.258分別帶入接觸疲勞的許用應力計算公式可以得出：=689.85MPa，=693.05MPa最小的許用應力為=689.85MPa，帶入上式可以得出分度圓直徑21.74mm。表4-1齒輪主要參數(shù)參數(shù)類型計算公式小齒輪線速度齒寬=21.738mm模數(shù)0.912mm齒高=2.039mm寬高比b/h=10.66載荷系數(shù)通過查閱資料可知=1.0；1.21；=1.24；=1.29；=1.27帶入載荷系數(shù)計算公式可知：1.948 根據(jù)修正公式修正分度圓直徑21.868mm（4-11）表4-2根據(jù)修正后的分度圓直徑進行彎曲疲勞強度校核參數(shù)類型計算公式模數(shù)基于模數(shù)的彎曲強度彎曲疲勞極限疲勞系數(shù)，安全系數(shù)許用疲勞強度,齒形系數(shù)校正系數(shù)比值根據(jù)上述計算結(jié)果可以得出小齒輪的齒數(shù)`；將已知結(jié)果帶入分度圓直徑的計算公式可得：；，從而得出齒輪的中心距，然后計算出齒輪的寬。1.2.2低速級（1）基本參數(shù)通過以上分析，我們可以知道電機的傳動齒輪類型為直齒圓柱齒，齒輪材質(zhì)一般選擇為45鉻進行調(diào)質(zhì)處理，本文選擇也不例外。表面硬度隨齒輪增大而增大，因此設(shè)置大小齒輪分別為240HBS、280HBS。齒輪制造不應低于標準水平，但也不必過高，本文選擇為7，齒數(shù)分配為：，。（2）齒面接觸疲勞強度校核以小齒輪為基準進行齒面接觸疲勞強度校核，可以得出其分度圓直徑的最小值： （4-12）查閱資料可知：設(shè)=1.3，=17.69Nm，；=189.8，小齒輪的齒面疲勞強度極限MPa；大齒輪的齒面疲勞強度極限MPa。從而根據(jù)以下公式進行發(fā)生疲勞的載荷交變次數(shù):（4-13）其中，137.39r/min，，，從而得出大小齒輪的載荷交變次數(shù)：=5.501×108次；=1.839×108次將接觸疲勞系數(shù)1.248，1.309分別帶入接觸疲勞的許用應力計算公式可以得出：=756.01MPa，=720.49MPa最小的許用應力為=720.49MPa，帶入上式可以得出分度圓直徑29.847mm。表4-3齒輪主要參數(shù)參數(shù)類型計算公式小齒輪線速度齒寬=29.851mm模數(shù)1.239mm齒高=2.78mm寬高比b/h=10.66載荷系數(shù)通過查閱資料可知=1.0；1.21；=1.24；=1.29；=1.27帶入載荷系數(shù)計算公式可知：1.948 根據(jù)修正公式修正分度圓直徑31.169mm（4-14）表4-4根據(jù)修正后的分度圓直徑進行彎曲疲勞強度校核參數(shù)類型計算公式模數(shù)基于模數(shù)的彎曲強度系數(shù)彎曲疲勞極限疲勞系數(shù)，安全系數(shù)許用疲勞強度,齒形系數(shù)校正系數(shù)比值根據(jù)上述計算結(jié)果可以得出小齒輪的齒數(shù)`；將已知結(jié)果帶入分度圓直徑的計算公式可得：；，從而得出齒輪的中心距，然后計算出齒輪的寬。1.3傳動軸設(shè)計與校核1.3.1輸入軸（1）輸入功率、輸入轉(zhuǎn)速與輸入轉(zhuǎn)矩計算0.456kW；137.7r/min；6.27Nm（2）軸徑（4-15）為了滿足軸的質(zhì)量輕且剛度和強度的富余，采用了傳統(tǒng)意義上的45#調(diào)質(zhì)鋼，該種材料是傳動軸的常用材料，該材料的系數(shù)，根據(jù)已知條件可以得出軸徑的最小值。（3）軸形如圖所示該輸入軸分成四個部分。圖4-5輸入軸結(jié)構(gòu)與尺寸（4）軸受力將軸在水平和垂直方向上的力進行公式聯(lián)立：；（4-16）；（4-17）,（4-18）已知軸的直徑和轉(zhuǎn)矩等參數(shù)，可以解出：,,,,輸入軸彎矩圖形式如下：圖4-6輸入軸的受力分析圖由上圖分析可知，截面=2\*ROMANII可能最先發(fā)生斷裂危險，因此應該首先對其進行校核：表4-5截面Ⅱ受力計算載荷水平面H垂直面V41.8Nm（5）彎扭組合（4-19）（4-20）已知輸入軸所受彎矩和扭矩，并可以通過上式計算出截面系數(shù)，從而可以得出該軸的彎扭組合強度校核結(jié)果：，，顯然該輸入軸的彎扭組合強度校核結(jié)果為符合設(shè)計要求。1.3.2中間軸（1）輸入功率、輸入轉(zhuǎn)速與輸入轉(zhuǎn)矩計算；；（2）軸徑（4-21）為了滿足軸的質(zhì)量輕且剛度和強度的富余，采用了傳統(tǒng)意義上的45#調(diào)質(zhì)鋼，該種材料是傳動軸的常用材料，該材料的系數(shù)，根據(jù)已知條件可以得出軸徑的最小值。（3）軸形如圖所示該輸入軸分成四個部分。圖5-5中間軸結(jié)構(gòu)與尺寸（4）軸受力將軸在水平和垂直方向上的力進行公式聯(lián)立：；（4-22）；（4-23）,（4-24）已知軸的直徑和轉(zhuǎn)矩等參數(shù)，可以解出：,,,,輸入軸彎矩圖形式如下：圖4-6輸入軸的受力分析圖由上圖分析可知，截面=2\*ROMANII可能最先發(fā)生斷裂危險，因此應該首先對其進行校核：表4-6截面Ⅱ受力計算載荷水平面H垂直面V(5)彎扭組合（4-25）（4-26）已知輸入軸所受彎矩和扭矩，并可以通過上式計算出截面系數(shù)，從而可以得出該軸的彎扭組合強度校核結(jié)果：，，顯然該輸入軸的彎扭組合強度校核結(jié)果為符合設(shè)計要求。1.3.3輸出軸（1）輸入功率、輸入轉(zhuǎn)速與輸入轉(zhuǎn)矩計算；；（2）軸徑（4-27）為了滿足軸的質(zhì)量輕且剛度和強度的富余，采用了傳統(tǒng)意義上的45#調(diào)質(zhì)鋼，該種材料是傳動軸的常用材料，該材料的系數(shù)，根據(jù)已知條件可以得出軸徑的最小值。（3）軸形如圖所示該輸入軸分成四個部分。圖4-5輸出軸結(jié)構(gòu)與尺寸（4）軸受力將軸在水平和垂直方向上的力進行公式聯(lián)立：；；（5-28）,（5-29）已知軸的直徑和轉(zhuǎn)矩等參數(shù)，可以解出：,,,輸入軸彎矩圖形式如下：圖4-6輸入軸的受力分析圖由上圖分析可知，截面=2\*ROMANII可能最先發(fā)生斷裂危險，因此應該首先對其進行校核：表4-7截面Ⅱ受力計算載荷水平面H垂直面V(5)彎扭組合（4-30）（4-31）已知輸入軸所受彎矩和扭矩，并可以通過上式計算出截面系數(shù)，從而可以得出該軸的彎扭組合強度校核結(jié)果：，，顯然該輸入軸的彎扭組合強度校核結(jié)果為符合設(shè)計要求。1.4軸承疲勞壽命校核1.1.1輸入軸軸承軸承是實現(xiàn)滾動摩擦的關(guān)鍵裝置，在輸入軸的轉(zhuǎn)動過程中必須用到軸承，而軸承在不斷地使用過程中也會發(fā)生一定的點蝕，在開始使用到發(fā)生點蝕的這一段時間就是軸承的壽命。因軸承種類的不同，其疲勞壽命也大不相同，根據(jù)軸的使用環(huán)境和尺寸來選擇軸承的種類是最好的辦法。根據(jù)本設(shè)計的要求，軸承的使用壽命必須在25000h以上。輸入軸的軸徑大約為16.99mm，因此可以選擇圓錐滾子軸承30203。該型號的軸承主要參數(shù)為e=0.346，=1.69，1.0，Cr=20.79kN、Cor=21.78kN。根據(jù)已知結(jié)論可以得出，輸入軸上的軸向和徑向的支反力：657.19N（4-32）1031.49N （4-33）193.27N，303.18N（4-34）考慮到Fa=0，那么：193.27N，303.18N結(jié)果顯而易見，。然后，根據(jù)以上計算結(jié)果可以得出：193.27N，=303.18N由于，那么可以通過查閱資料得出軸承系數(shù)：，，那么可以通過查閱資料得出軸承系數(shù)：，0通過以上已知結(jié)論和計算出的結(jié)果，我們可以得出輸入軸軸承的當量動載荷： （4-35） （4-36）將系數(shù)=1.21帶入上式，可以得出： 然后可以根據(jù)上述結(jié)論計算出輸入軸的軸承疲勞壽命：（4-37）將已知結(jié)論帶入上式137.69r/min，=25000N，10/3，通過查閱資料可以得出溫度系數(shù)=1.0得：=h>25000符合設(shè)計要求。1.1.2中間軸承軸承是實現(xiàn)滾動摩擦的關(guān)鍵裝置，在中間軸的轉(zhuǎn)動過程中必須用到軸承，而軸承在不斷地使用過程中也會發(fā)生一定的點蝕，在開始使用到發(fā)生點蝕的這一段時間就是軸承的壽命。因軸承種類的不同，其疲勞壽命也大不相同，根據(jù)軸的使用環(huán)境和尺寸來選擇軸承的種類是最好的辦法。根據(jù)本設(shè)計的要求，中間軸承的使用壽命必須在28000h以上。輸入軸的軸徑大約為21.99mm，因此可以選擇圓錐滾子軸承3007105。該型號的軸承主要參數(shù)為e=0.368，=1.58，0.9，Cr=31.7kN、Cor=37.2kN。根據(jù)已知結(jié)論可以得出，輸入軸上的軸向和徑向的支反力：38.19N（4-38）461.22N （4-39）11.89N，145.11N（4-40）考慮到中間軸含有零件的重量，因此假設(shè)Fa=50N，那么，61.89N，145.11N結(jié)果顯而易見，。然后，根據(jù)以上計算結(jié)果可以得出：61.89N，=145.11N由于，那么可以通過查閱資料得出軸承系數(shù)：，，那么可以通過查閱資料得出軸承系數(shù)：，0通過以上已知結(jié)論和計算出的結(jié)果，我們可以得出輸入軸軸承的當量動載荷： （4-41） （4-42）將系數(shù)=1.21帶入上式，可以得出： 然后可以根據(jù)上述結(jié)論計算出輸入軸的軸承疲勞壽命：（4-43）將已知結(jié)論帶入上式45.89r/min，=28000N，10/3，通過查閱資料可以得出溫度系數(shù)=1.0得：=h>28000符合設(shè)計要求。1.1.3輸出軸承輸出軸的軸承與輸入軸和中間軸的軸承在疲勞壽命計算方面幾乎一致，但是由于其在實際工作中與大小臂直接相連，因此會與一定的偏心力，因此在分析其受力時應當考慮其對支反力的分力的影響，受力分析如下：圖4-11輸出軸承受力分析根據(jù)本設(shè)計的要求，中間軸承的使用壽命必須在28000h以上。輸入軸的軸徑大約為31.98mm，因此可以選擇圓錐滾子軸承2007907E。該型號的軸承主要參數(shù)為e=0.368，=1.58，0.9，Cr=51.18kN、Cor=63.48kN。根據(jù)已知結(jié)論可以得出，輸入軸上的軸向和徑向的支反力：1451.98N，508.79N（5-44）由于機械臂的大臂和小臂均在運動中受到偏心力的影響，因此通過分析他們與重力之間的關(guān)系可以計算出相應的偏心距，受力分析如下：圖4-12工作時大、小臂質(zhì)量產(chǎn)生偏心力分析根據(jù)前文敘述可知，大臂和小臂的重量分別為30kg、20kg，將重力加速度的值近似考慮為10，因此大臂和小臂所受重力分別為300N,200N，根據(jù)力矩公式可得：將已知數(shù)值帶入上述公式可得2400N，3852.12N，2908.79N，，，結(jié)果顯而易見，。然后，根據(jù)以上計算結(jié)果可以得出：由于，那么可以通過查閱資料得出軸承系數(shù)：，，那么可以通過查閱資料得出軸承系數(shù)：，0通過以上已知結(jié)論和計算出的結(jié)果，我們可以得出輸入軸軸承的當量動載荷： （4-45） （4-46）將系數(shù)=1.21帶入上式，可以得出： 然后可以根據(jù)上述結(jié)論計算出輸入軸的軸承疲勞壽命：（4-47）將已知結(jié)論帶入上式15.287r/min，=73200N，10/3，通過查閱資料可以得出溫度系數(shù)=1.0得：=h>28000符合設(shè)計要求1.5鍵的選擇和校核1.5.1鍵的選擇鍵的主要作用是傳遞裝置的扭矩，鍵與軸同步轉(zhuǎn)動，鍵的選擇通常與軸的形狀和尺寸以及齒輪的各項參