【文章內(nèi)容簡介】 取d=35mm，其受力圖如下：圖（35）圖35 腕部輸出軸的受力簡圖（1）在徑向力作用下的受力分析：圖（36）圖36 腕部輸出軸在徑向力作用下的受力分析根據(jù)軸的手力平衡得：{＝＞{＝＞{（2）在圓周力作用下的受力分析：圖（37）圖37 腕部輸出軸在圓周力作用下的受力分析由軸的受力平衡得：{＝＞{（3）力矩圖如下:圖（38）圖38 腕部輸出軸的力矩圖在軸承2處的和力矩為： （329） 按照第三強度理論對軸進行強度校核： （330）由上知，軸的最大作用應力小于材料的許用應力值，所以軸的強度是安全的。對其進行受力分析得受力圖：圖（39）圖39 腕部擺動第二錐齒輪軸的受力圖其在徑向力作用下的受力分析：圖（310）圖310 腕部擺動第二錐齒輪軸徑向力作用下的受力分析根據(jù)軸的受力平衡原則得：{＝＞{＝＞{軸在周向力作用下的受力分析：圖（311）圖311 腕部擺動第二錐齒輪軸圓周力作用下的受力分析根據(jù)軸的受力平衡得：{＝＞{其力矩圖如下：圖（312）圖312 腕擺第二錐齒輪軸的力矩圖在第一軸承作用點的和力矩為： 其和力矩小于第二軸承處的作用力矩T=2152Nmm，故選取第二軸承處的作用力矩作為軸承的校核力矩。根據(jù)第三強度理論得： （331）計算應力小于材料的許用應力，故軸的強度是符合強度理論的。軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，軸徑定位d=25mm軸的受力圖如下：圖（313）圖313 腕部輸出軸第二錐齒輪軸的受力分析其在徑向力作用下的受力分析：圖（314）圖314 腕部輸出軸第二錐齒輪軸徑向受力分析根據(jù)軸的受力平衡原則：{＝＞{＝＞{圓周力作用下的受力分析：圖（315）圖315 腕部輸出軸第二錐齒輪軸周向受力分析根據(jù)軸的受力平衡原則：{＝＞{＝＞{軸的力矩圖：圖（316）圖316 腕部輸出軸第二錐齒輪軸的力矩圖作用在第二軸承處的和力矩是： （332）根據(jù)第三強度理論得： （333），軸的計算應力小于材料的許用應力值，因此，軸的強度是符合強度理論的選擇同步帶的型號為L型，采用標準的帶輪和標準初選標準帶輪直徑：d= 傳動比為： u=1所以帶速： 初定軸間距： a0=221mm帶長： （334）因=，所以， 標準節(jié)線長： 實際軸間距：（當軸間距可以調(diào)整時） （335）作用在軸上的力：帶寬： （336） 其中，K2=1 基本帶寬：=， 基本帶寬功率： （337）由公式（336）得：所以帶寬： 取標準帶寬： b=14mm同步帶輪選用與上一傳動相同，傳動比u=1，故其帶速： v=軸間距初定為： 由公式（334）得：標準節(jié)線長； 所以實際軸間距（軸間距可調(diào)的情況下）；由公式（335）考慮他們傳動力矩相差不大，且都取同樣的帶輪所以其帶寬同上作用在軸上力的計算：；相互垂直的軸應盡可能相交于一點，這樣可以使機器人運動學正逆運算簡化，有利于機器人的控制。，應在保證機器人手臂有足夠強度與剛度的條件下，盡可能從結(jié)構與材料上設法減輕手臂的重量。力求選用高強度的輕質(zhì)材料，通常采用高強度鋁合金制造機器人手臂。，以減小機械間隙所造成的運動誤差。因此，各關節(jié)都應有工作可靠、便于調(diào)整的軸承間隙調(diào)整機構。，這對減小電機負荷和提高機器人手臂運動的響應速度是有益的。，以及驅(qū)動裝置、傳動機構及內(nèi)部電纜等的安裝。機器人是手臂結(jié)構采用電機和執(zhí)行器的分端布置，這樣使小臂達到重量的平衡。如圖（317）圖317 小臂的結(jié)構簡圖（1）當載荷的軸線和小臂的軸線同軸時：載荷對Z軸的轉(zhuǎn)動慣量JZ1=，（2）當載荷的軸線和小臂的軸線垂直時：載荷對Z軸的轉(zhuǎn)動慣量JZ2=（3）小臂自身對Z軸的轉(zhuǎn)動慣量為：初設小臂的參量：長度為：L=1000mm直徑：D=280mm，質(zhì)量：小臂繞Z軸的轉(zhuǎn)動慣量：選擇較大的載荷計算值對軸進行強度校核計算：所以總的轉(zhuǎn)動慣量是：已知參量：平均加速時間： 旋轉(zhuǎn)角速度： 所以作用在小臂上的慣性力矩：由公式（38）得：（4）軸的力矩計算對軸進行受力分析得：選擇軸承為深溝球軸承，軸承直徑初選D=180mm其受力圖如下：圖（318）圖318 小臂繞Z軸旋轉(zhuǎn)軸的受力分析根據(jù)軸的受力平衡的原則得：{＝＞{＝＞{所以小臂的摩擦力矩是：由公式（37）得： 總的驅(qū)動力矩為：由公式（36）得：（5）電機的選擇： （338） 選取電機的型號為：130SYX，額定功率為Pm=，額定轉(zhuǎn)速n=3000r/min約為n=314rad/s，額定轉(zhuǎn)矩W=4Nm。由于在減速器的前一級經(jīng)過同步帶的減速，且同步帶的傳動比為：u=2，故輸入減速器的轉(zhuǎn)速為n=1500r/min。由輸出軸的轉(zhuǎn)速和電機的轉(zhuǎn)速比為u=80，選取諧波減速器XB3160，其傳動比u=80，輸出轉(zhuǎn)矩T=480Nm，輸入功率P=，最高輸入轉(zhuǎn)速n=1750r/min（半流體潤滑脂）。對小臂采用重力平衡機構，初步估算小臂加載荷的重量為1000Kg，小臂的平均直徑D=250mm，取小臂的長度： L=2000mm。小臂的驅(qū)動力矩計算： （339）摩擦力矩： （340）因為采用了重力平衡機構，軸只有一個，所以， =G=10000N，D=260mm所以摩擦力矩為：手臂擺動的速度： 初選電機的轉(zhuǎn)速為：n=1500r/min，取標準傳動比u=100，因此，實際小臂的擺動速度w=。小臂的慣性力矩為： 其中：為慣性矩，其計算公式如下： （341） 因此，此軸的慣性力矩為：所以小臂需要的總的驅(qū)動力矩為：由公式（339）得：選取電機的型號為：176SYX，額定功率為Pm=，額定轉(zhuǎn)速n=1500r/min，額定轉(zhuǎn)矩W=16Nm。由于結(jié)構的設計要求和工作傳遞力矩的需要，選擇減速器的類型為杯型減速器，其型號為XB160100B，傳動比為：u=100，額定輸出轉(zhuǎn)矩W=1000Nm，額定輸入轉(zhuǎn)速n=1500r/min。 由電機選擇可知，電機的轉(zhuǎn)速為3000r/min，轉(zhuǎn)速很高，在各種型號的聯(lián)軸器中，膜片聯(lián)軸器易平衡，且易保持平衡精度，不需潤滑，對環(huán)境的適應性強，且具有較好的補償兩軸相對位移的性能，徑向載荷能力大，可在很高的轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)，但扭轉(zhuǎn)剛度大，緩沖減振效果差，通常使用于高速傳動及伺服傳動中。膜片聯(lián)軸器采用一種厚度很薄的彈簧片，制成各種形狀，用螺栓分別與主從動軸上兩半聯(lián)軸器聯(lián)接，其中彈性元件為若干多邊形的膜片，在膜片的圓周上有若干螺栓孔。為防止膜片在高速運轉(zhuǎn)的時發(fā)生的微動磨損，導致膜片螺栓孔出現(xiàn)微裂紋而損壞，可在膜片之間涂上二硫化鉬等固體潤滑劑，或?qū)δて砻孢M行減磨涂層處理。同步帶的型號選擇L型，初選小帶輪節(jié)線圓直徑：因為同步帶的傳動比u=2，且根據(jù)標準帶輪直徑的尺寸系列，所以大同步帶輪的尺寸 因此，實際傳動比：u=軸間距初步定位： 帶長：由公式（334）得：根據(jù)標準節(jié)線長： 因此，實際軸間距為：由公式（335）得：作用在軸上的力：帶速： L型同步帶的基本額定功率：所以同步帶的帶寬是：其中=1由于第二同步帶的驅(qū)動電機相對中心軸的位置和第一同步帶的驅(qū)動電機的位置象同，即兩軸對中心軸的距離相同。又因他所傳遞的力矩略小于第一同步帶，此第二同步帶采用第一同步帶的寬度，其強度是可以保證的。軸原始尺寸的確定：軸徑初選d=20mm，長度為L=1350mm ，材料選擇45鋼（1）對軸進行受力分析作用在軸上的力：錐齒輪傳動產(chǎn)生的作用在軸上的軸向力，由安裝在錐齒輪一端的滾動軸承所承受，因此，軸的受力僅為扭矩和在重力。如圖：圖（319）圖319 小臂第一傳動軸的受力簡圖由受力分析得：對軸主要進行扭曲應力和彎曲變形的校和。已知：軸所傳遞的扭矩T=軸的最大切應力： （342）實心軸的抗扭截面系數(shù)： （343）所以軸的最大切應力為： 45鋼材料的許用應力： 計算應力值小于許用應力值， 所以軸的抗扭強度是可靠的。（2）小臂1軸（圖317）的扭曲變形計算已知初始條件：45鋼材的G值取80Gpa，軸的安全扭轉(zhuǎn)變形為20mm。單位長度上的扭轉(zhuǎn)角： 由公式： 得： （344）〈20mm，所以軸的扭曲變形在允許的范圍內(nèi)是合格的。（3）小臂1軸（圖317）在重力作用下的撓度計算估算軸的重力： （345）重力在軸上的平均作用力為：平均作用力下的軸的最大撓度: （346）鋼材的彈性模量： 所以，軸的最大撓度為：由公式（336）得： 計算得，小臂軸1的撓度非常小，以至可以忽略不考慮，因此重力作用下的彎曲變形在允許的情況下是安全。2. 小臂2軸的強度校核設定初始條件：材料選擇為45鋼，軸承直徑初選：D=30mm，長度設定為L=1200mm， 其受力和上一軸相似。對其進行受力分析：如圖：圖（320）圖320 小臂2軸的受力分析其所傳遞的力矩為： T=（1）最大切應力計算最大切應力： 空心軸的抗扭截面系數(shù)： （347）由公式（347）： 軸的最大切應力為： 因45鋼調(diào)質(zhì)許用切應力為：，所以軸的切應力強度是安全的。（2）軸的扭曲變形的計算抗扭剛度為：，其中空心軸： （348）軸在單位長度上的扭轉(zhuǎn)角為： 最大扭轉(zhuǎn)角為： ，所以軸的變形在允許的范圍內(nèi)是安全的。（3）軸的撓度計算：空心軸所承受的重力：軸上的平均作用力為： 在重力作用下的軸的最大撓度為：45鋼的彈性模量：E=210Gpa 最大撓度是： 軸在重力作用下的撓度很小，一致可以忽略不記，因此軸在重力作用下的彎曲變形是不影響其工作的。3. 小臂3軸的強度校核此軸不僅承受傳遞扭矩的作用，同時也對其它兩個軸提供支撐，因此對它的校核需要從強度方面進行計算：初設軸的內(nèi)外徑分別為： d=160mm，D=180mm其所傳遞的扭矩為： T=對其進行受力分析得：如圖（321）圖321 小臂3軸（圖317）的受力分析其力矩和彎矩圖如下：圖（322）圖322小臂3軸的彎矩圖按照第三強度理論進行計算得：因，材料的最大應力值為60Mpa，其值大于計算值，所以軸的強度在交變應力的作用下是安全的。 1. 彎曲變形計算小臂幾何尺寸的規(guī)范話：取小臂較長的一端進行校核，初始取其長度為： L=1500mm，含載荷的總重量為：m=500Kg，假設質(zhì)心的位置在距回轉(zhuǎn)軸1000mm處。小臂可簡化為一懸臂梁切載荷分布均勻。其平均載荷為： 在重力作用下的最大撓度為：設小臂在支點處的截面為空心矩形，壁厚取H=15mm，截面的高b=250mm，寬為a=240mm所以： （349）所以在重力作用下的懸臂梁的最大撓度為：由于撓度在零點幾毫米級的范圍內(nèi)，其變形不影響小臂的工作精度，所以在重力作用下的小臂是精確的。小臂的截面積為：A=（）=所以在重力作用下的最大切應力為：材料的許用切應力為：最大切應力遠小于許用切應力，所以軸的剪切強度是安全的。由最大彎曲應力公式得： （350）， 所以：由公式（350） 材料的許用彎曲應力為：計算彎曲應力小于許用應力值，所以小臂在滿載荷的情況下是安全的?？紤]到裝配的需要和重量的要求，大臂加工成兩個分割的部分，中間用隔板連接，大臂的結(jié)構尺寸設定為：如圖：圖（323）大臂的材料選擇高強度鋁合金圖323 大臂的結(jié)構初始條件設定，大臂的長度定為：L=1000mm，與基座連接軸承D=360mm經(jīng)計算大臂的質(zhì)量為： m=總的驅(qū)動力矩： 作用在軸承上的總的作用力N：所以摩擦力矩為：由平移軸定理得：小臂對大臂的轉(zhuǎn)動慣量為：大臂自身的轉(zhuǎn)動慣量：所以機器人手臂對機座總的轉(zhuǎn)動慣量為：初定大臂的擺動速度為： 平均啟動時間： 所以