(完整版)上海交大--六自由度机械手

机械设计课程设计说明书六自由度机械手上海交通大学机械与动力工程学院专业机械工程与自动化设计者：李晶（5030209252）李然（5030209316）潘楷（5030209345）彭敏勤（5030209347）童幸（5030209349）指导老师: 高雪官2006.6.16前言在工资水平较低的中国，制造业尽管仍属于劳动力密集型，机械手的使用已经越来越普及。

那些电子和汽车业的欧美跨国公司很早就在它们设在中国的工厂中引进了自动化生产。

但现在的变化是那些分布在工业密集的华南、华东沿海地区的中国本土制造厂也开始对机械手表现出越来越浓厚的兴趣，因为他们要面对工人流失率高，以及交货周期缩短带来的挑战。

机械手可以确保运转周期的一贯性，提高品质。

另外，让机械手取代普通工人从模具中取出零件不仅稳定，而且也更加安全。

同时，不断发展的模具技术也为机械手提供了更多的市场机会。

可见随着科技的进步，市场的发展，机械手的广泛应用已渐趋可能，在未来的制造业中，越来越多的机械手将被应用，越来越好的机械手将被创造，毫不夸张地说，机械手是人类是走向先进制造的一个标志，是人类走向现代化、高科技进步的一个象征。

因此如何设计出一个功能强大，结构稳定的机械手变成了迫在眉睫的问题。

目录一. 设计要求和功能分析 4二. 基座旋转机构轴的设计及强度校核 5三. 液压泵俯仰机构零件设计和强度校核 8四. 左右摇摆机构零件设计和强度校核 11五. 连腕部俯仰机构零件设计和强度校核 14六. 旋转和夹紧机构零件设计和强度校核 19七. 机构各自由度的连接过程 25八. 设计特色 28九. 心得体会 28十. 参考文献 30 十一. 任务分工 31 十二. 附录（零件及装配图） 31设计要求该机械臂用于物流生产线上物品的抓取和易位。

整个机械臂安装在一个回转支座上，回转角度范围为360度；小臂相对于大臂可摆动，摆动范围为60-120度；小臂末端的手腕也可以摆动，摆动范围为-60度到+60度；手腕的末端安装一机械手，机械手具有开闭能力，用于直径30-45mm工件的抓取，工件长度350mm，重量8kg。

功能分析系统共有6个自由度，分别是夹紧、旋转、俯仰（1）、左右摇摆、俯仰（2）及基座的回转。

基座的回转自由度可以进行360度的回转；与基座相连的俯仰机构（包含液压缸）可进行俯仰动作，幅度较大，可以满足60-120度的俯仰要求，与此相连部分为左右摇摆机构，能够完成-60~60度的左右来回摆动，接着下去的是俯仰机构，与摇摆机构内部类似，亦可完成-60~60度的上下俯仰动作，最后的是旋转部分与手指部分，旋转部分可以正反旋转，手指部分通过在手腕上滑槽来控制收放动作。

机构采用液压控制各自由度的动作，简单方便且功率大，各自由度之间相互联系且独立，动作时互不干涉。

基座旋转机构轴的设计及强度校核设计及计算项目结果1. 按扭转强度概略计算轴颈1）选用45号钢，调质。

查表得2650/B N mm σ=，2360/S N mm σ=，21300/N mm σ-=，21155/N mm τ-=，2360/B N mm τ=，2390/B N mm σ=2）按公式，算得0330.2[]0.2[]pAr Td ττ==，因为2220.1200.011344huosai d A m ππ⨯===，5p MPa =，2[]40/N mm τ=，00.108r m =为齿轮分度圆半径，则：0.0091d m ≥。

考虑到轴是垂直布置，过细会失稳，因此取52d mm =，最小直径为花键内径。

2. 拟定轴的结构 1）支承采用圆锥滚子轴承3007712按GB277-84，取下端轴颈直径为60mm ，宽33mm ； 2）下端轴肩直径80mm ，宽25mm ； 3）齿轮下端面由轴环定位， 0.150.180513h d =+=⨯+=，鉴于轴环承受轴的重2650/B N mm σ= 2360/S N mm σ= 21300/N mm σ-= 21155/N mm τ-=2360/B N mm τ=2390/B N mm σ=52d mm =下轴颈直径60mm 轴肩直径80mm安装齿轮的轴段直径80mm 轴环高度20mm 轴环直径100mm力，轴环直径100mm ，宽20mm ； 4）齿轮轴头直径80mm ，宽97mm ，稍小于轮豰（100-3）； 5）齿轮上端面接触套筒，固定套筒的轴身直径70mm ，宽15mm ； 6）套筒上接圆锥滚子轴承，与下端轴承一样。

轴颈直径为60mm ，宽30mm ；7）和上端盖相密封的轴身直径56mm ，宽36mm ；8）连接花键的上轴头小径52mm ，大径56mm ，宽27mm ； 9）轴两端倒角345o ⨯；10） 齿轮与平键采用过盈连接,采用A 型平键，键槽宽度20b =，槽深6t =，槽长L 应小于齿轮的宽度，取70L mm =，轴段上平键居中布置。

过盈配合取76H r 3. 计算支反力和绘制弯矩图和扭矩图 1）由于活塞齿条的作用，轴受到水平方向的力，同时在轴承受到支反力，这样产生弯矩。

250.011356r F pA Mpa m kN ==⨯=支座A 的支反力281.55624190A l R F kN l ==⨯=， 支座B 的支反力1108.55632190B l R F kN l ==⨯= 2）最大弯矩发生在平键中心的界面处 124108.52608A M R l kN mm Nm =⨯=⨯=3）扭矩 2050.01130.1086102T pAr Mpa m m Nm ==⨯⨯=上轴颈直径60mm花键小径52mm 花键大径56mm轴两端倒角345o⨯安装齿轮的轴段上A 型键槽的宽、深、长分别为20、6、70mm 。

键槽居中布置。

此外用过盈配合76H r56r F kN =281.55624190A l R F kN l ==⨯=1108.55632190B l R F kN l ==⨯=2608M Nm =6102T Nm =4. 强度精确校核可知危险剖面在平键中心处，此时弯矩最大，且有键槽，抗弯剖面模量和抗扭剖面模量较小。

对该面进行精确校核。

1）过盈配合为76H r 时的应力集中系数 2.62k σ=，1.89k τ=2）尺寸系数0.64σε=，0.72τε= 3）表面质量系数1β= 4）综合影响系数 2.624.090.64k K σσσεβ===，1.892.630.72k K τττεβ===； 5）弯曲应力幅226080.24/10750a M N mm W σ=== 6）平均应力225611.14/5024m z F kN N mm A mmσ=== 7）扭转应力幅261020.25/224500a T T N mm W τ=== 8）扭转平均应力m τ20.25/a N mm τ== 9）按公式只考虑正应力时的安全系数1131.4a m B S K σσσσσσσ--==+只考虑切应力的安全系数11202.57a mB S K τστττττ--==+ 2231.02S S S S S στστ==+>[S]满足强度要求确定平键中心出的截面为危险面作精确强度校核。

2.62k σ=， 1.89k τ=0.64σε=，0.72τε=1β=2.624.090.64k K σσσεβ=== 1.892.630.72k K τττεβ=== a σ20.24/N mm =m σ211.14/N mm =20.25/a N mm τ= 20.25/m a N mm ττ==31.4S σ= 202.57S τ=液压泵俯仰机构零件设计及强度校核设计及计算说明主要结果1．采用普通螺柱连接，布局如图 2．确定螺柱组连接所受的工作载荷只受横向载荷v F （作用于接合面，垂直向下）Q 根据UG 质量分析，得到前四个自由度的总质量674.82m kg =总∴674.829.816619.98v F m g N ==⨯=总Q 根据UG 距离分析，前四个自由度质心到螺柱分布中心的距离574.6l mm =∴倾覆力矩（顺时针方向）6619.98574.63803840.508v M F l N mm ==⨯=•3．计算倾覆力矩的工作拉力 在倾覆力矩作用下，左面的螺钉受到加载作用而右面的螺钉受到减载作用，故左面的螺柱受力较大，所受的载荷由书本的P411（11-3b ）得知为6619.98v F N =63.80410M N mm =⨯•max 12679.468F N =maxmax 4217512679.468475ii Ml M F N l=⨯===⨯∑ 4．求每个螺柱所需的预紧力横向工作载荷v F 将使连接件下滑，采用普通螺柱连时是靠摩擦力来承受，M 对摩擦力无影响，虽在M 的作用下，左边的压力减小，但右面的拉力增大，所以保证不下滑的条件，由式（11-27）可知;0s vk F F zf≥s k =1.2 f =0.20 1.26619.989929.9740.2F N ⨯∴≥=⨯4．计算螺柱直径螺柱所受的总拉力由式（11-19）求得1012b c F F F c c =+∑+ 由表11-5取112c c c +=0.3 ∴101213733.81b c F F F N c c =+=∑+ 查表选择螺柱材料为Q235，性能等级5.6，屈服强度2360s N mm σ=，安全系数4S =，则需用应力为[]290sN mm Sσσ==根据式（11-21）求得螺柱危险剖面的直径（螺纹小径）为：[]14 1.34 1.313733.8115.903.1490bF d mm πσ⨯⨯⨯≥==⨯∴初取直径1d =165．校验螺柱组连接接合面的工作能力1）连接接合面右端不超过许用值，以防止接合面压溃，09929.97F N =13733.81b F N =初取直径1d =16由式（11-39）有：0max p zF M A Wσ=+式中，接合面面积22220020040000A h l mm ==⨯=；接合面抗弯剖面模量：26322 1.33106l h W mm ==⨯ 62max 649929.97 3.810 3.85040000 1.3310p N mm σ⨯⨯∴=+=⨯ 由表11-9查得 2max 0.50.5500250p p N mm βσσσ⎡⎤==⨯=>⎣⎦ 2）连接接合面左端应保持一定的预紧力，以防止接合面产生间隙，即min 0p σ>由式（11-38）60min 649929.97 3.810040000 1.3310p zF M A W σ⨯⨯=-=-<⨯由于会产生间隙，应提高预紧力，由min 0p σ>，求得不产生间隙的最小预紧力0F =28570N由式（11-19）重新求得螺柱所受到的总拉力'1012285700.312679.46832373.84b c F F F N c c =+=+⨯=∑+ 由式（11-21）重新求得螺柱危险截面的剖面直径 []'14 1.34 1.332373.8424.413.1490b F d mm πσ⨯⨯⨯≥==⨯ ∴取'1d =24mm 的螺柱，误差小于5%，在工程允许范围内，查GB/T901-1988，B 级等长螺柱M24⨯3接合面强度满足工作要求重新求得螺柱所受到的总拉力'32373.84b F N =最终选定螺柱直径为24mmGB/T901-1988 B 级等长螺柱M24⨯3左右摇摆机构设计及强度校核设计及计算项目结果一．动叶片中3个螺钉设计由公式11-17得，][43.101σπ⋅⨯≥F d 1. 确定预紧力0F由公式11-29，is r f TK F ∑⋅⨯=0 1） 安全裕度系数2.1=s K2） 接合面间摩擦系数15.0=f3） 工作转矩r A p T ⋅⋅=油取动叶片与油液接触面积为85150mm mm ⨯ 油压为2MPa ，油压作用在动叶片上的等效力 的作用点位于85r mm =圆周上 633321085101401085102023T N m ---=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅4） mm r 75= 031.2202343157.33330.1557510F N -⨯==⨯⨯⨯ 2. 查表11-6，取材料为45号钢，性能等级为8.8级2023T N m =g043157.3333F N =屈服强度极限2/640mm N s =σ初估直径M16，查表11-7，取2s =，2[]660/4165/N mm σ==1 1.3443157.3320.7165d mm π⨯⨯≥≈⨯ 取螺钉直径M24,查表11-1，120.752d mm =二． 动叶片中2个销的设计 4[]p Fd z πτ≥⋅⋅ 1. 确定剪切力F p A =⋅油取动叶片与油液接触面积为85140mm mm ⨯ 油压为2MPa ，油压在动叶片等效力的作用点 位于85r mm =圆周上 63321085101401023800F p A N --=⋅=⨯⨯⨯⨯⨯=油2. 确定销个数2z =3. 查机械手册，取材料为45号钢 常用的销[]80p MPa τ=64238000.0137613.7628010d m mm π⨯≥≈=⨯⨯⨯三． 动叶片与套筒之间的键的设计 4[]p p T dhlσσ=≤ 4[]p Tl d hσ≥⋅⋅ 1. 工作转矩'T p A r =⋅⋅螺钉直径M24F =23800Nd 13.76mm =油压为2MPa ，承压面A 为85140mm mm ⨯ 作用点离键沿半径方向为40mm 28514040952000T N mm =⨯⨯⨯=⋅ 2. 回转直径的d 为85mm键高12mm ， []110p MPa σ=495200033.98512110l mm ⨯≥≈⨯⨯取50l mm = 四．轴的设计d=60mm 3/0.2[]d ττ≥T F r p A r =⨯=⨯⨯油取2Mpa p =油，A=85mm 150mm ⨯，r 85mm =69T 2108515085102167.5N m -=⨯⨯⨯⨯⨯=g去材料为40Cr 钢，2[]52N/mm τ=d 59.3mm ≥ 取d=60mm952000T N mm =⋅50l mm =T 2167.5N m =gd=60mm连腕部俯仰机构零件设计及强度校核设计及计算项目结果 五．动叶片中3个螺钉设计由公式11-17得，][43.101σπ⋅⨯≥F d3. 确定预紧力0F由公式11-29，is r f TK F ∑⋅⨯=0 4） 安全裕度系数2.1=s K 5） 接合面间摩擦系数15.0=f 6） 工作转矩r A p T ⋅⋅=油取动叶片与油液接触面积为mm mm 7575⨯油压为2MPa ，油压作用在动叶片上的等效力 的作用点位于mm r 75=圆周上m N T ⋅⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=---23336104375.8107510751075102 4） mm r 75=N F 180001075515.0104375.82.1320=⨯⨯⨯⨯⨯=-28.437510T N m =⨯⋅018000F N =4. 查表11-6，取材料为45号钢，性能等级为8.8级屈服强度极限2/640mm N s =σ初估直径M16，查表11-7，取4=s ，2/1604/640][mm N ==σ mm d 65.131601800043.11≈⨯⨯⨯≥π 取螺钉直径M16,查表11-1，mm d 875.131=六． 连接前自由度箱体的4个固定螺钉设计 1. 求每个螺钉的所需预紧力和总拉力 '100max 12b c F F F F c c ==++ 1） 剩余预紧力'0s K G F z f⋅=⋅ a. 安全裕度系数2.1=s Kb. 接合面间摩擦系数15.0=fc. 螺钉个数4=zd. 前自由度总质量kg m 863.122=形心位置mm x c 316=N x mg G c 06.12048.9863.122=⨯=⋅='0 1.21204.062408.1140.15F N ⨯=≈⨯2） 查表11-5，75.025.01212=-=+c c c螺栓直径M16'02408.11F N =3） 由公式11-36，22max max4ll s G l l M F i ⋅⋅=∑⋅= a. i l 取mm 75，i l 为螺钉到中心线的距离b. mm x s c 316==,s 为前自由度总质量到接口的力臂 N F 28.1268075.04075.0316.006.12042max ≈⨯⨯⨯=N F b 32.335928.126875.011.2408≈⨯+=2. 设计直径 ][43.11σπ⋅⨯≥bF d 查表11-6，取材料为45号钢，性能等级8.8级，屈服极限2/640mm N初估M16，查表11-7，4=s ，2/1604/640][mm N ==σ1 1.343359.32 5.89160d mm π⨯⨯≥≈⨯ 3. 校核螺钉接合面的工作能力 接合面上侧不出现缝隙的条件 00z F M A W⋅-≥1） 4z = 2) 03359.32F N =3) 42200200410A mm mm mm =⨯=⨯4) 1204.060.316380.48380480M G s N m N mm =⋅=⨯=⋅=⋅ 5) 312002002001333333.336W mm =⨯⨯⨯≈443359.323804800.0504101333333.33⨯-≈≥⨯满足接合面下侧不出现压溃的条件 0[]p z F M A Wσ⋅+≤1） 4z = 2) 03359.32F N =3359.32b F N =螺栓直径M16接合面符合工作要求3) 42200200410A mm mm mm =⨯=⨯4) 1204.060.316380.48380480M G s N m N mm =⋅=⨯=⋅=⋅5) 312002002001333333.336W mm =⨯⨯⨯≈6） 查表11-9，2[]0.80.8640512/p s N mm σσ==⨯=443359.323804800.6212925124101333333.33⨯+≈≤⨯满足 注：特殊情况为当前自由度部分自由下垂，四个螺钉完全承受前部分的重力，每个螺钉承受1122.8639.8301.044G F N ==⨯⨯=，查图11-20，得此时'00F =， 01150.52F F N≥=，由此01 1.34 1.34150.51.6[]160F d mm πσπ⨯⨯⨯≥=≈⋅⨯满足条件。