《机械系统设计》课程设计指导

2023-04-13 来源：步旅网

厦门理工学院《机械系统设计》课程设计指导书

一、《机械系统设计》课程设计指导书

1.1 课程设计的目的

《机械系统设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。

1.2 课程设计的内容

《机械系统设计》课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。

1.2.1 理论分析与设计计算：

（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。

（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。 1.2.2 图样技术设计：

（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。 1.2.3编制技术文件：

（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。

1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求

1.3.1课程设计题目和主要技术参数（机床传动系统设计）

题目01：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=53r/min；Nmax=600r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min

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题目02：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=45r/min；Nmax=710r/min；

Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目03：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=63r/min；Nmax=500r/min；

Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目04：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=45r/min；Nmax=500r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目05：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=40r/min；Nmax=630r/min；

Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目06：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=50r/min；Nmax=400r/min；

Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目07：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=63r/min；Nmax=710r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目08：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=50r/min；Nmax=800r/min；

Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目09：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=75r/min；Nmax=600r/min；

Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目10：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=40r/min；Nmax=450r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目11：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min；

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Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目12：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=40r/min；Nmax=315r/min；

Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目13：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=71r/min；Nmax=710r/min；

Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目14：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=40r/min；Nmax=400r/min；

Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目15：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=63r/min；Nmax=630r/min；

Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目16：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=45r/min；Nmax=450r/min；

Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目17：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=80r/min；Nmax=450r/min；

Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目18：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=63r/min；Nmax=355r/min；

Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目19：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=50r/min；Nmax=280r/min；

Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min 题目20：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=40r/min；Nmax=224r/min；

Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min 题目21：分级变速主传动系统设计

技术参数：

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Nmin=80r/min；Nmax=1000r/min；

Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目22：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；

Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目23：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=90r/min；Nmax=900r/min；

Z=11级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目24：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=75r/min；Nmax=750r/min；

Z=11级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目25：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=95r/min；Nmax=800r/min；

Z=10级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目26：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=80r/min；Nmax=630r/min；

Z=10级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目27：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=40r/min；Nmax=900r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目28：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=45r/min；Nmax=1000r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min 题目29：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=35.5r/min；Nmax=800r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=710/1420r/min 题目30：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min；

Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=710/1420r/min 题目31：无级变速主传动系统设计

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技术参数：

Nmin=120r/min；Nmax=2400r/min；nj=300r/min；

电动机功率：Pmax=3.0kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目32：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=35r/min；Nmax=4000r/min；nj=145r/min；

电动机功率：Pmax=3kW；nmax=4500r/min；nr=1500r/min；题目33：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=100r/min；Nmax=2000r/min；nj=250r/min；

电动机功率Pmax=3.0kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目34：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=75r/min；Nmax=4000r/min；nj=250r/min；

电动机功率Pmax=2.8kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目35：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=67r/min；Nmax=3500r/min；nj=220r/min；

电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目36：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min；

电动机功率Pmax=3kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min；题目37：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=78r/min；Nmax=2700r/min；nj=225r/min；

电动机功率Pmax=2.8kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min；题目38：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min；

电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min；题目39：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=110r/min；Nmax=2200r/min；nj=275r/min；

电动机功率Pmax=3 kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/min；题目40：无级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=46r/min；Nmax=2400r/min；nj=150r/min；

电动机功率Pmax=2.8 kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/min；

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1.3.2技术要求：

（1）利用电动机完成换向和制动。

（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。

1.3.3课程设计题目和主要技术参数（工业机械手系统设计）

题目41：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=5kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~180° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目42：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=5.5kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~180° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目43：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=6kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目44：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=7kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~180°

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手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目45：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=5kg； max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目46：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=6kg； max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~180° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目47：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=7kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目48：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=8kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~180° 手腕运动参数:回转范围: 0~270° 题目49：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=9kg；max=10r/min；vmax=10m/min

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最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目50：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=6；Mmax=5kg；max=10r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：1200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~180° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目51：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=1kg； max=15r/min；vmax=15m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：500mm 升降行程：200mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目52：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=1kg； max=15r/min；vmax=15m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1500mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目53：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=2kg； max=15r/min；vmax=15m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：300mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~180°

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题目54：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=1.5kg； max=15r/min；vmax=15m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：400mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~270° 题目55：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=1.5kg； max=15r/min；vmax=20m/min 最大工作半径:1500mm 手臂最大中心高:1400mm 手臂运动参数:

伸缩行程：300mm 升降行程：250mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目56：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=1kg； max=15r/min；vmax=15m/min 最大工作半径:1000mm 手臂最大中心高:1400mm 手臂运动参数:

伸缩行程：200mm 升降行程：100mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~360° 题目57：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=2kg； max=15r/min；vmax=15m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：600mm 升降行程：400mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~270° 题目58：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=2.5kg； max=20r/min；vmax=20m/min

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最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：450mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目59：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=4；Mmax=1kg； max=20r/min；vmax=20m/min 最大工作半径:1200mm 手臂最大中心高:1500mm 手臂运动参数:

伸缩行程：200mm 升降行程：300mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~360° 题目60：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=1kg； max=20r/min；vmax=20m/min 最大工作半径:1600mm 手臂最大中心高:1200mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：350mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~270° 题目61：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=10kg； max=5r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1500mm 手臂最大中心高:1500mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：350mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~270° 题目62：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=6；Mmax=10kg； max=5r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1500mm 手臂最大中心高:1500mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：350mm 回转范围: 0~180° 手腕运动参数:回转范围: 0~90°

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题目63：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=13kg； max=5r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1500mm 手臂最大中心高:1500mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：350mm 回转范围: 0~270° 手腕运动参数:回转范围: 0~180° 题目64：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=5；Mmax=12kg； max=15r/min；vmax=10m/min 最大工作半径:1500mm 手臂最大中心高:1500mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：350mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~270° 题目65：工业机械手系统设计

技术参数：

Dof=6；Mmax=11kg； max=10r/min；vmax=5m/min 最大工作半径:1400mm 手臂最大中心高:1400mm 手臂运动参数:

伸缩行程：400mm 升降行程：350mm 回转范围: 0~360° 手腕运动参数:回转范围: 0~270°

1.4 机械系统课程设计内容：

1.4.1 运动设计：根据给定的极限转速、变速级数、及公比值，确定其转速范围、转速数列、结构式、结构网，绘制转速图和传动系统图，确定齿轮齿数，计算转速误差。 1.4.2.动力计算：根据给定的有关参数，确定各传动件的计算转速；确定各传动轴和主轴的轴径，确定并验算各传动齿轮的模数，计算主轴的合理跨距；对靠近主轴的传动轴进行刚度校核，并验算该轴上轴承的寿命。 1.4.3绘制下列图纸：主轴箱

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（1）主轴箱展开图1张（A1）。

（2）主轴箱横剖面图1张（A1），要求完整反映1套操纵机构。（3）主轴零件工作图（2张），附在设计计算说明书内。机械臂

（1）机械臂装配图1张（A1）。

（2）机械臂仿真数据文件，要求完整反映机构任务。

（3）机械臂主要仿真数据图（2张），附在设计计算说明书内。

1.4.4编写设计计算说明书（约6000字左右）。

注：设计计算说明书书写格式梗概摘要目录

课程设计的目的

课程设计题目、主要技术参数和技术要求运动设计动力计算

主要零部件的选择校核结束语

参考资料

二、《机械系统设计》课程设计（机床）的步骤与方法

2.1 明确题目要求，查阅有关资料

学生在获得课程设计的题目之后，首先应明确设计任务，并阅读《机械系统设计》课程设计提纲，了解课程设计的目的、内容、技术要求和设计步骤。然后在教师的指导下，拟订工作进度计划；查阅必要的图书、杂志、手册、产品图纸、同类型机械系统（或机床）说明书和其它有关设计参考资料；熟悉专业标准，便于设计时采用。对机械系统（或机床）的用途、特点，主要参数、传动结构、操纵机构、零部件的功用及结构进行分析研究，力求做到理解、消化并进而能有所改进。

2.2. 运动设计

1.确定极限转速确定（或按给定的）执行轴（或主轴）的极限转速nmax和nmin，

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求出执行轴（或主轴）的转速调整范围Rn。

2.确定公比选定（或按给定的）执行轴（或主轴）转速数列的公比值，并根据公比确定出标准的（或派生的）转速数列（参见教材表2.12）。

3.求出主轴转速级数Z 由于zlgRnlg1，因两轴间变速组的传动副数多采用

或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为z3m2n的形式，式中m、n为正整数。

4.确定结构网或结构式依据设计原则按传动顺序列写出合适的结构式，并绘制出结构网。利用计算式：rn=xn (pn-1)

验算结构网（或结构式）中最大传动组（按扩

大顺序的最末，非传动顺序的最末）的调整范围rn，是否符合条件：rn8（主运动传动链）。

最末扩大组的最大传动比umax和最小传动比umin在结构网或转速图上所跨的格数的最大允许值为lgrnmax/lg。

淘汰超过极限值的方案，再根据变速的各传动副数p应满足“前多后少”，变速组的级比x 应“前密后疏”和“前密后疏”的原则，结合结构上的需要，安排各变速组的传动顺序。

5.绘制转速图

(1)选定电动机一般机械系统（或机床）的驱动，在如无特殊性能要求时，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。其型号、额定功率及其它技术数据和安装尺寸参见有关设计手册。根据所需功率选定电动机的型号及其同步转速nd。

(2)分配总降速传动比总降速传动比为un = nmin / nd，式中nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比转动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿数和径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的变速组中的最小传动比。

(3)确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+1。

(4)绘制转速图先按传动轴数及执行轴（或主轴）转速级数格距lg画出网格，用以绘制转速图。在绘制转速图中，应先分配从电动机转速到执行轴（或主轴）最低转速的总降速比，在串联的两轴之间画u(kk1)min。再按结构网（或结构式）的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。

6.绘制传动系统图

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(1)因为各零件的参数尚未确定，因此一般应根据转速图，先按各传动副的传动比拟订出主传动系统的草图。待装配图完成后，再修改草图成为正式的传动系统图。传动系统图应根据国家标准《机械制图》中的机构运动简图符号（GB4460-84）进行绘制，按传动顺序画出由电动机经各传动轴至执行轴（或主轴）的传动系统。传动轴上的齿轮轴向位置大致与展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号、齿轮的齿数及模数、皮带轮直径、电动机的型号、功率和转速等。

(2)应注意的问题

(a)如果变速箱（如车床主轴变速箱）的I轴（输入轴）上装有摩擦片式离合器时（见图2-1），I轴最好设计成组件装配形式。为了缩小轴向尺寸，应减少I轴的齿轮个数，并使I轴上的零件外径尺寸向右递减排列（均小于箱体上的装入孔径），以便使I轴能以组件形式整体拆装。同时为了减小I轴至II轴的中心距AI-II，其间的变速组可采用升速传动。为保证II轴上的第二个变速组中最大主动齿轮的外径（其齿数为

zmax模数为m）不碰I轴上的离合器外径D，则AI-II最小中心距为

AI-IImin12(zmaxm2mD) （1）

其最小齿数和为

SZmin(zmax2Dm) （2）

(b)要有利于降低齿轮变速箱的传动噪声

①执行轴（或主轴）高转速范围的转动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动比有升速有降速，有利于减小齿数和、齿轮线速度及中心距。

②执行轴（或主轴）高速传动时，应缩短传动链，尽量减少传动副数。

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图2-1 带摩擦片离合器的轴组件装配

③不采用噪声大的锥齿轮传动副（如立式铣床可全部采用垂直排列的传动轴）。 (c)前级变速组的降速传动比不宜采用极限值umin14，以避免增加径向尺寸；

最末级变速组可采用最小传动比（即极限值umin）、特别是对于铣床可以增加主轴的飞轮效应。

7.确定各变速组齿轮传动副的齿数可采用计算法或查表法（参见教材表4.1）确定各传动副齿轮的齿数。

多轴变速传动机构各变速组（即两轴之间）的齿数和Sz可表示为

Sz(11umin)zminSzmin （3）

式中 umin——同一变速组中的最小传动比； zmin——同一变速组中最小齿轮齿数。

为了缩小径向尺寸及降低齿轮的线速度，Sz应小些。由式（3）可知Szmin受下列条件限制：

(1)受齿轮最小齿数zmin的限制，在主传动系统中一般取zmin18-20齿，以避免产生根切现象。

(2)套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚（或不小于2m，m为齿轮模数），以防止轮毂断裂，则其最小齿数zmin应为

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zmin1.03Dm5.6

式中 D ——齿轮花键孔的外径（mm），单键槽的取其孔中心至键槽槽底尺寸的两倍；

m ——齿轮模数（mm）。

(3)Szmin还受最小传动比umin和允许的最大齿数和Szmax的约束，主传动系统的最小极限传动比取umin14。一般在机械系统中取Sz=70~100齿，取Szmax=120齿。

(4)选取Sz时，不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，甚至发生轴承安装干涉。在多轴变速系统中，还可能使相邻变速组的齿顶圆与轴相碰，即k轴上前一个变速组中的最大被动齿轮Zmax的齿顶圆与(k+1)轴的外径dk1相碰，或(k+1)轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮Zmax的齿顶圆与k轴外径dk相碰，应按式（2）检查Szmax的确定，式中D应为相应得dk或dk1。

8.验算执行轴的转速误差实际传动比所造成的执行轴（或主轴）转速误差，一

般不应超过10（-1）%，即

|实际转速n标准转速n标准转速n'|10(1)%

（5）

2.3.传动零件的初步计算

初步计算是为了大致确定各传动零件的主要尺寸（如传动轴的直径和齿轮的模数等），以便绘制传动系统变速箱的轴系展开草图。在绘制草图布置各零件的过程中，同时应考虑零件结构的工艺性，进一步确定各零件的其他结构参数，一些数据要按有关标准选取。由于结构的某些参数未定以及方案可能修改，所以应按简化公式进行初步计算以加快计算速度。

零件在计算时，首先需要知道其计算转速值nj（即参与传递全功率的最低转速，或传递全扭矩的最高转速）。各零件的计算转速可根据已确定的转速图，可按执行轴的计算转速、传动齿轮的计算转速和传动轴的计算转速分别进行确定（参见教材第四章4.2）。

1.传动轴的直径初定传动轴的直径按扭转刚度用式（6）或式（7）计算

d1.644Tn(mm) （6）

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d914N(mm) （7）

nj式中 d ——传动轴的直径（mm）；

； Tn ——该轴传递的额定扭矩（MPa）N ——该轴传递的功率（kW）；

nj——该轴的计算转速（r/min）；

[]——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），一般传动轴取[]=0.5º~1 º。 2.执行轴轴颈直径的确定对于机械系统执行轴的尺寸参数，多根据其结构上的需要而定。执行轴的前轴颈D1尺寸可参考教材表3.20所列出的统计数据确定。后轴颈D2可按D2=（0.7~0.85）D1确定。设计时应尽量使执行轴的截面变化量小，即执行轴的外径尺寸在满足要求的条件下变化要小。执行轴一般应选用阶梯状中空结构，内孔直径d与当量外径D之比以不大于0.7为宜，以保证执行轴的惯性矩。执行轴的端部结构参见教材表3.5。

3.齿轮模数的初步计算一般在同一变速组中的齿轮取相同模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算

mj163383(u1)Ndmzujnj212(mm)

（8）

式中 mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；

Nd——驱动电动机功率（kW）； nj——被计算齿轮的计算转速（r/min）；

u ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”；

z1 ——小齿轮的齿数（齿）；

m

——齿宽系数，mBm（B为齿宽，m为模数），m4~10；

。 j——材料的许用接触应力（MPa）其它传动件按《机械零件》或有关资料进行选择或计算。各个传动件的基本尺寸确定后，便可绘制部件装配图。

为了节约合金钢材，对大多数钢质传动零件均可采用优质中碳钢（常用45或50钢）进行适当的热处理（正火，调质或表面淬火等）。对个别工作条件较重的传动零

件，当验算时发现其应力超过许用值时，可采用较好的合金钢（参见教材表3.6）。

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2.4. 绘制部件装配草图

零件的初步计算为绘制草图提供了必要的尺寸。手工绘制装配草图时，可用较轻的细线条绘制，以便于修改。在绘制轴系展开图时，首先根据各传动轴的轴间距离，按传动顺序依次画出各轴线位置，按计算的轴颈尺寸和工作要求选择合适的轴承。参考同类机械系统的装配图，布置各齿轮的轴向位置，研究齿轮的排列方式。如果轴向尺寸过长时，应采取必要的缩短轴向尺寸的措施（参见教材第四章4.2，齿轮的布置与排列），可采用公用齿轮，或采取相邻两变速组交错排列布置的方式，或增加定比传动副等形式。在设计时应注意轴上的滑移齿轮、齿爪式离合器等的移动性，要留有足够的轴向滑移空间，以保证各移动件在完全脱开啮合后才能进入新的啮合（参考教材图4-33），避免滑移干涉。传动轴及轴上零件应轴向双方向定位，避免欠定位和过定位，其定位方式既要简单可靠又要便于拆装和调整。

根据执行轴组件的设计知识，参考结构图册选择合理的执行轴组件结构，包括轴承类型、配置与调整，轴端结构（参见教材表3.5），执行轴的轴向定位方式等。对于各种执行轴结构方案进行工作能力比较，并在概算后，决定是否需要修改草图。

画装配图时要全面考虑所必需的各种机构、装置、原件（如离合器、制动器、润滑与密封装置等）的型式与安装位置。绘制变速系统（变速箱）横剖图时，应力求缩小变速箱的径向尺寸，除了要减小其齿数和外，一般不采用极限降速比（umin=1/4），可采用重合转速（增加传动组）的办法来增大降速的传动比，或增加定比传动副以分担总的降速比。画横剖图应先确定主轴的位置，然后考虑受力、拆卸和调整等方面情况，确定其它各轴的空间位置（为减小其径向尺寸，各传动轴中心之间多采用三角形布置形式）。要特别注意各零件，包括该剖面没有标示出来的径向尺寸和位置是否相互干涉、碰撞。设计所涉及的各构件相关结构参见附录中各图。

2.5. 零件的验算

在零件的尺寸和位置确定后，就具体地知道了它们的受力状态、力的大小、作用点和方向，从而可以对零件进行较精确的验算。

为了节省时间应减少重复的计算工作量，可依据课程设计提纲要求（或由指导教师指定）验算的零件及验算的项目，应按着零件在重载工作条件下进行验算，校核零件的承载能力、应力、变形和寿命是否允许，材料选用是否恰当。

1.三角胶带传动的计算和选定在三角带的选用时，应保证有效地传递最大功率（不打滑），并有足够的使用寿命（一定的疲劳强度）。计算应按已知条件：传递的功率、（主、被动）带轮的转速和工作情况确定带轮直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。其计算公式与步骤参见《机械设计手册》或有关教材进行计算。

2.直齿圆柱齿轮的应力验算在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受

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载荷最大的，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力，对硬齿面软齿芯的表面渗碳淬硬齿轮，一定要验算弯曲应力。

接触应力验算公式为

HZEZHZ2KT1(u1)bd21u[H] （9）

弯曲应力验算公式为

F2KT1dmz321YFaYsaY[F] （10）

式中 T1 ——主动轴传递的转矩（Nmm）； K——载荷系数，K= KA Kv K K；

u ——传动比，u≥1，“＋”用于外啮合，“－”用于内啮合； d1——齿轮分度圆直径（mm）；

b——齿宽（mm）； m ——齿轮模数（mm）；

d——齿宽系数，d=b/ d1；

z1——齿轮齿数； ZE——弹性系数； ZH——节点区域系数； Z——接触强度重合度系数； YFa ——齿形系数；

Ysa ——应力修正系数；

Y——弯曲强度重合度系数； [σH] ——许用接触应力（MPa）； [σF]——许用弯曲应力（MPa）。

以上各系数，查《机械设计》教材。

如果验算的应力σH、σF大于初算时选定的材料及热处理方式之许用应力[σH]、[σF]，可增加齿宽b值，或改变热处理方式，以及另选具有较大的许用应力值的材料。

表1 标准齿轮的齿形系数YFa 齿数z 14 15 16 17 18 19 20 系数Y 0.345 0.355 0.362 0.370 0.378 0.386 0.395 齿数z 22 24 26 28 30 33 36 19 系数Y 0.408 0.420 0.430 0.438 0.444 0.454 0.463 齿数z 39 42 45 50 65 80 ＞100 系数Y 0.470 0.475 0.481 0.488 0.502 0.510 0.513 厦门理工学院《机械系统设计》课程设计指导书

3.齿轮精度的确定齿轮精度等级的选择应根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等方面的要求确定。对于渐开线圆柱齿轮的精度等级应按GB10095-88和GB11365-89新标准选定，齿轮副最小侧隙采用基中心距制，中心距极限偏差按7级精度确定。

4.传动轴的弯曲刚度验算

(1)传动轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角α=20°，齿面摩擦角β≈5.72°，则

Qa(或Qb)2.12107Nmzn(N) （11）

式中 N——该齿轮传递的全功率（kW）； m ——该齿轮的模数（mm）； z ——该齿轮的齿数（齿）；

n ——该传动轴的计算工况转速（r/min），n=naj≥nbj或n=nbj≥naj ，其中naj（或nbj）为该轴输入扭矩齿轮的计算转速。

(2)传动轴的刚度验算等直径轴的挠度y和转角θ的计算公式见表3。对于阶梯轴，如轴的各段直径相差不大，可按平均（或当量）直径计算。传动轴弯曲刚度的允许值见表4。如验算出的轴的弯曲刚度不合格，则应加粗轴的直径或缩短轴的长度。由于各种钢材的弹性模量几乎相同，因此改变轴的材料不能够提高轴的刚度。

表3 简单载荷下简支梁的变形

简图 o倾角ө Pab(lb)6EIlPab(la)6EIl222挠度y yByBPbx(lxb)6EIlPbx222(0xa) Aol3223[(xa)(lb)xx]6EIlbBPb(lb3x)6EIlPab(ba)3EIl (axl) yEPab3EIl22 E ,(ycoc) oPcl6EI 22)APcl3EIyBPcx(lx)6EIlPc(lc)3EIl222 BPc(3xl6EIl yc cPc(3c2l)6EIl 20 厦门理工学院《机械系统设计》课程设计指导书

yBMx(lc)6EIlM(lx)6EIloAM6EIlM6EIl(l3bx)(0xa)222 (l3b)22 yB[l3a(lx)](axl)222(l3a)22 yE

Mab(la3b)6EIl 表4 轴刚度的允许值

许用挠度 [y] / mm 一般传动轴(0.0003~0.0005)l 刚度要求较高的轴0.0002l 安装齿轮的轴(0.01~0.03)m 安装蜗轮的轴(0.02~0.05)m 注：l ——跨距（mm）； m ——模数（mm）。

5.轴承寿命的验算

一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。其额定寿命Lh的计算公式为

L10h106许用转角 [θ] / rad 装齿轮处0.001 装滑动轴承处0.001 装向心球轴承处0.0025 装向心球面球轴承处0.005 装单列短圆柱滚子轴承处0.001 装单列圆锥滚子轴承处0.0006 60n(ftCP)T

或按计算动负荷Cj的计算公式

P60nCjL10h6ft101/C

式中 L10h——轴承的基本额定寿命（h）； Cj——计算动负荷（N）；

T——工作期限（h）； n——轴承的转速（r/min）；

C或[C]——滚动轴承的基本额定动负荷（N）；

f t——温度系数，低于100C时，f t=1；

——寿命指数，对球轴承取=3，对滚子轴承取=10/3； P——轴承的当量动载荷（N）。

滚动轴承若同时承受径向载荷和轴向载荷，为了计算轴承寿命时在相同条件下比

较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承寿命与实际联合载荷下轴承寿命相同。

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当量动载荷P的计算公式如下：

Pfp(XFrYFa)

式中 fp——载荷系数；

Fr——径向载荷（N）；

Fa——轴向载荷（N）；

X，Y——径向动载荷系数和轴向动载荷系数，可参考《机械设计》教材的表9.8

查取。

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2.6附录：

图5 传动系统图与转速图

图6 检查齿轮的干涉

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图7 整体滑移齿轮

图8 拼装多联齿轮

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图9 滑移齿轮的倒角

图10 齿轮在轴上的定位

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图11 心轴在箱体上的固定方式

图12 摆动式操纵机构

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图移动式操纵机构

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课程设计参考目录

一、《机械系统设计》课程设计任务书 .....................................................................1

1.1 课程设计的目的 .........................................................................................1 1.2 课程设计的内容 .........................................................................................1 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 ..................................................1 1.4 机械系统课程设计内容： ...........................................................................6 二、《机械系统设计》课程设计的步骤与方法 ........................................................ 12

2.1 明确题目要求，查阅有关资料 .................................................................. 12 2.2. 运动设计................................................................................................. 12 2.3.传动零件的初步计算 ................................................................................. 16 2.4. 绘制部件装配草图................................................................................... 18 2.5. 零件的验算 ............................................................................................. 18 2.6附录： ...................................................................................................... 23

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三、《机械系统设计》课程设计（机械手）的步骤与方法

3.1明确题目要求，查阅有关资料

学生在获得课程设计的题目之后，首先应明确设计任务，并阅读《机械系统设计》课程设计提纲，了解课程设计的目的、内容、技术要求和设计步骤。然后在教师的指导下，拟订工作进度计划；查阅必要的图书、杂志、手册、产品图纸、同类型机械系统说明书和其它有关设计参考资料；熟悉专业标准，便于设计时采用。对机械手系统的用途、特点，主要参数、总体设计、传动结构、操纵机构、零部件的功用及结构进行分析研究，力求做到理解、消化并进而能有所改进。

3.2机械手总体设计方案

主要任务是完成机械手的结构方面总体设计，以及ADAMS软件进行简单的运动仿真。在总体设计方案中对机械手的座标形式、自由度、驱动机构等进行了确定。因此，在机械手的执行机构、驱动机构是本次设计的主要任务，然后通过ADAMS软件对机械手进行简单的运动仿真。

3.2.1机械手的主要部件及运动

以圆柱坐标式机械手的基本方案为例，根据设计任务，为了满足设计要求，机械手具有5个自由度分别为：手抓张合；手部回转；手臂伸缩；手臂回转；手臂升降5个主要运动。

机械手主要由4个大部件和5个液压缸组成：

（1）手部，采用一个直线液压缸，通过机构运动实现手抓的张合。

（2）腕部，采用一个回转液压缸实现手部回转180°

（3）臂部，采用直线缸来实现手臂平动1.2m 。

（4）机身，采用一个直线缸和一个回转缸来实现手臂升降和回转。

3.2.2驱动机构的选择

驱动机构是工业机械手的重要组成部分, 工业机械手的性能价格比在很大程度上取决于驱动方案及其装置。根据动力源的不同, 工业机械手的驱动机构大致可分为液压、气动、电动和机械驱动等四类。采用液压机构驱动机械手,结构简单、尺寸紧凑、重量轻、控制方便，驱动力大等优点。因此，机械手的驱动方案选择液压驱动。

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3.3机械手的手部设计和计算

3.3.1 手部设计基本要求

（1）应具有适当的夹紧力和驱动力。应当考虑到在一定的夹紧力下，不同的传动机构所需的驱动力大小是不同的。

（2）手指应具有一定的张开范围，手指应该具有足够的开闭角度（手指从张开到闭合绕支点所转过的角度），以便于抓取工件。

（3）要求结构紧凑、重量轻、效率高，在保证本身刚度、强度的前提下，尽可能使结构紧凑、重量轻，以利于减轻手臂的负载。（4）应保证手抓的夹持精度。 3.3.2 典型的手部结构

（1）回转型包括滑槽杠杆式和连杆杠杆式两种。（2）移动型移动型即两手指相对支座作往复运动。（3）平面平移型。

3.3.3机械手手指的设计计算

常用的工业机械手手部,按握持工件的原理,分为夹持和吸附两大类。吸附式常用于抓取工件表面平整、面积较大的板状物体,不适合用于本方案。本设计机械手采用夹持式手指,夹持式机械手按运动形式可分为回转型和平移型。平移型手指的张开闭合靠手指的平行移动,这种手指结构简单, 适于夹持平板方料, 且工件径向尺寸的变化不影响其轴心的位置, 其理论夹持误差零。若采用典型的平移型手指, 驱动力需加在手指移动方向上,这样会使结构变得复杂且体积庞大。显然是不合适的，因此不选择这种类型。通过综合考虑，例如选择二指回转型手抓，采用滑槽杠杆这种结构方式。夹紧装置选择常开式夹紧装置，它在弹簧的作用下机械手手抓闭和，在压力油作用下，弹簧被压缩，从而机械手手指张开。

下面对其基本结构进行力学分析：滑槽杠杆图3.1（a）为常见的滑槽杠杆式手部结构。

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ααα1——手指 2——销轴 3——杠杆

在杠杆3的作用下，销轴2向上的拉力为F，并通过销轴中心O点，两手指1的滑槽对销轴的反作用力为F1和F2，其力的方向垂直于滑槽的中心线点，交

F1oo1ααα

(a) (b)

图3.1 滑槽杠杆式手部结构、受力分析

和

oo2并指向o和

F2的延长线于A及B。

=0 得 F1F2 =0 得

F2cos由Fx Fy F1

F1F1' 由M01F=0 得F1'FNh

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h F=

baacos2

cosFN （3.1）

式中 a——手指的回转支点到对称中心的距离（mm）.

——工件被夹紧时手指的滑槽方向与两回转支点的夹角。

由分析可知，当驱动力F一定时，角增大，则握力FN也随之增大，但角过大会导致拉杆行程过大，以及手部结构增大，因此最好=30~40。

手指加在工件上的夹紧力，是设计手部的主要依据。必须对大小、方向和作用点进行分析计算。一般来说，需要克服工件重力所产生的静载荷以及工件运动状态变化的惯性力产生的载荷，以便工件保持可靠的夹紧状态。手指对工件的夹紧力可按公式计算：

FNK1K2K3G （3.2）

00式中

K1——安全系数，通常1.22.0；

bak2——工作情况系数，主要考虑惯性力的影响。可近似按下式估K21vmaxt响其

中a，重力方向的最大上升加速度；a

vmaxt响——运载时工件最大上升速度

——系统达到最高速度的时间，一般选取0.03~0.5s ——方位系数，根据手指与工件位置不同进行选择。

表3-1 液压缸的工作压力

K3 G——被抓取工件所受重力（N）。作用在活塞上外力F（N）小于5000 500010000 1000020000 液压缸工作压力Mpa 0.81 1.52.0 作用在活塞上外力F（N） 2000030000 3000050000 液压缸工作压力Mpa 2.04.0 4.05.0 5.08.0 2.53.0 50000以上计算：设a=100mm,b=50mm,10<<40;机械手达到最高响应时间为0.5s，求夹紧力

00和驱动力F和驱动液压缸的尺寸。

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(1) 设K11.5

ba0.1 K21 =10.5=1.02 9.8 K30.5 根据公式，将已知条件带入：

 FN=1.51.020.5588N449.8N （2）根据驱动力公式得： F计算 （3）取0.85

F计算13780.85210050cos3002449.8=1378N

F实际1621N

 （4）确定液压缸的直径D

F实际D42d2p

选取活塞杆直径d=0.5D,选择液压缸压力油工作压力P=0.8~1MPa,

4F实际20.8100.75p10.5  根据表4.1（JB826-66），选取液压缸内径为：D=63mm

5416210.587

则活塞杆内径为:

D=630.5=31.5mm，选取d=32mm

为了保证手抓张开角为60，活塞杆运动长度为34mm。手抓夹持范围，手指长100mm,当手抓没有张开角的时候，如图3.2（a）所示，根据机构设计，它的最小夹持半径大夹持半径

R140，当张开60时，如图3.2（b）所示，最

R200计算如下：

R2100tg30040cos30090

机械手的夹持半径从40~90mm

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（a） (b)

图3.2 手抓张开示意图

3.3.4机械手手抓夹持精度的分析计算

机械手的精度设计要求工件定位准确,抓取精度高,重复定位精度和运动稳定性好,并有足够的抓取能力。

机械手能否准确夹持工件，把工件送到指定位置，不仅取决于机械手的定位精度（由臂部和腕部等运动部件来决定），而且也于机械手夹持误差大小有关。特别是在多品种的中、

小批量生产中，为了适应工件尺寸在一定范围内变化，一定进行机械手的夹持误差。

θβ

图3.3 手抓夹持误差分析示意图该设计以棒料来分析机械手的夹持误差精度。机械手的夹持范围为80mm~180mm。

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一般夹持误差不超过1mm,分析如下：工件的平均半径：Rcp9040265mm

0手指长l100mm,取V型夹角2120

偏转角按最佳偏转角确定：

一、

cos1RCPlsincos160100sin600460计算 R0lsincos100sin600cos46060.15 当R0RMAXRMINS时带入有：

二、三、

RMAXRmax22l2lcossin2sin夹持误差满足设计要求。 3.3.5弹簧的设计计算

选择弹簧是压缩条件，选择圆柱压缩弹簧。如图3.4所示，计算过程13如下。

图3.4 圆柱螺旋弹簧的几何参数

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(1).选择硅锰弹簧钢，查取许用切应力800MPa (2).选择旋绕比C=8，则

K4C14C44C14C40.6156 （3.3）

0.6156K0.61564814841.183

(3).根据安装空间选择弹簧中径D=42mm，估算弹簧丝直径

dDC4285.25mm

(4).试算弹簧丝直径

FMAXKC d'1.61.6 （3.4）

d1.6'FMAXKC16211.18388001067mm

(5). 根据变形情况确定弹簧圈的有效圈数：

nGd8FMAXCGd8FMAXC33MAX （3.5）

6nMAX80000100.00781621832.86

选择标准为n3，弹簧的总圈数n1n1.531.54.5圈

DDd42735mm(6).最后确定D42mm，d7mm，1，D2Dd42752mm

(7).对于压缩弹簧稳定性的验算

对于压缩弹簧如果长度较大时，则受力后容易失去稳定性，这在工作中是不允许的。为了避免这种现象压缩弹簧的长细比b由，根据下列选取：

当两端固定时，b5.3,当一端固定；一端自由时，b3.7；当两端自由转动

H0D74121.76，本设计弹簧是2端自

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时，b2.6。

结论本设计弹簧b1.762.6，因此弹簧稳定性合适。 (8).疲劳强度和应力强度的验算。

对于循环次数多、在变应力下工作的弹簧，还应该进一步对弹簧的疲劳强度和静应力强度进行验算（如果变载荷的作用次数N10，或者载荷变化幅度不大时，可只进行静应力强度验算）。

3现在由于本设计是在恒定载荷情况下，所以只进行静应力强度验算。计算公式：

SScaSmaxSS

（3.6）

Ss选取1.31.7（力学性精确能高） m8KDF ax3d（3.7）

max8KDd3F81.1840.0423.140.00731621598756479

SScasmax80010pa598756479pa61.3361

结论：经过校核，弹簧适应。

3.4机械手的腕部设计和计算

3.4.1 腕部设计的基本要求（1）力求结构紧凑、重量轻

腕部处于手臂的最前端，它连同手部的静、动载荷均由臂部承担。显然，腕部的结构、重量和动力载荷，直接影响着臂部的结构、重量和运转性能。因此，在腕部设计时，必须力求结构紧凑，重量轻。（2）结构考虑，合理布局

腕部作为机械手的执行机构，又承担连接和支撑作用，除保证力和运动的要求外，要有足够的强度、刚度外，还应综合考虑，合理布局，解决好腕部与臂部和手部的连接。

（3）必须考虑工作条件

对于本设计，机械手的工作条件是在工作场合中搬运加工的棒料，因此不太受环境影

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响，没有处在高温和腐蚀性的工作介质中，所以对机械手的腕部没有太多不利因素。 3.4.2典型的腕部结构

(1) 具有一个自由度的回转驱动的腕部结构。它具有结构紧凑、灵活等优点而被广腕

部回转，总力矩M，需要克服以下几种阻力：克服启动惯性所用。回转角由动片和静片之间允许回转的角度来决定（一般小于270）。

(2) 齿条活塞驱动的腕部结构。在要求回转角大于270的情况下，可采用齿条活塞

驱动的腕部结构。这种结构外形尺寸较大，一般适用于悬挂式臂部。

(3) 具有两个自由度的回转驱动的腕部结构。它使腕部具有水平和垂直转动的两个自由度。

(4) 机-液结合的腕部结构。 3.4.3腕部的设计计算

假设腕部设计考虑的参数：夹取工件重量60Kg，腕部的驱动力矩计算

（1）腕部的驱动力矩需要的力矩（2）腕部回转支撑处的摩擦力矩

M惯M摩00180。

0。。

0夹取棒料直径100mm，长度1000mm，重量60Kg，当手部回转180时，计算力矩：（1）手抓、手抓驱动液压缸及回转液压缸转动件等效为一个圆柱体，高为220mm，直径120mm，其重力估算G=3.14

G0.060.227800Kgm9.8NKg190N

23（2）擦力矩M摩0.1m。

0（3）启动过程所转过的角度启18=0.314rad，等速转动角速度2.616s2。

M惯JJ工件2 查取转动惯量公式有：

J12MR22启（4.1）

1190N29.8NKg222220.06Nms0.0342Nms

J工件

1G12gl3R1609.8129.838

1230.0525.0125Nms2

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代入： M惯0.03425.01252.616220.31455Nm

MM惯M摩M惯0.1M

M550.961.11Nm

腕部驱动力的计算

表4-1 液压缸的内径系列（JB826-66）（mm）

20 70 110 25 75 125 32 80 130 40 85 140 50 90 160 55 95 180 63 100 200 65 105 250 设定腕部的部分尺寸：根据表4-1设缸体内空半径R=110mm，外径根据表3-2选择121mm,这个是液压缸壁最小厚度，考虑到实际装配问题后，其外径为226mm；动片宽度b=66mm,输出轴r=22.5mm.基本尺寸示如图4.1所示。则回转缸工作压力P2MbRr22261.110.0660.0550.0225227.35Mpa，选择8Mpa

动片静片

图4.1 腕部液压缸剖截面结构示意表4.2 标准液压缸外径（JB1068-67）（mm）

液压缸内径 20钢40 50 63 80 90 100 110 125 140 150 160 180 200 50 60 76 95 108 121 133 168 146 180 194 219 245 P160Mpa

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45钢50 60 76 95 108 121 133 168 146 180 194 219 245 P200Mpa 3.3.4 液压缸盖螺钉的计算图4.2 缸盖螺钉间距示意

表4.3 螺钉间距t与压力P之间的关系工作压力P（Mpa） 0.51.5 1.52.5 2.55.0 5.010.0 螺钉的间距t(mm) 小于150 小于120 小于100 小于80 缸盖螺钉的计算，如图4.2所示，t为螺钉的间距，间距跟工作压强有关，见表4.3，在这种联结中，每个螺钉在危险剖面上承受的拉力

'FQ0FQFQs （4.2）

计算：

液压缸工作压强为P=8Mpa,所以螺钉间距t小于80mm,试选择8个螺钉，D83.140.1143.17808，所以选择螺钉数目合适Z=8个

危险截面SRr220.110.04542220.007908875m

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所以，FQPSZ

(4.3)

FQPSZ7908.875N

FQSKFQ K1.51.8

FQSKFQ1.57908.811863.3N

所以 FQFQFQ'=11863.3+10545=19772N

0s螺钉材料选择Q235，则螺钉的直径

d41.3FQ0sn2401.5160MPa（n1.22.5）

 （4.4）

d41.3FQ041.3197723.141601060.0159m

螺钉的直径选择d=16mm.

4.3.5动片和输出轴间的连接螺钉

（1）动片和输出轴间的连接螺钉

动片和输出轴之间的连接结构见上图。连接螺钉一般为偶数，对称安装，并用两

个定位销定位。连接螺钉的作用：使动片和输出轴之间的配合紧密。

bp8Dd22M摩FQZfd2

于是得 (4.5)

FQbp4ZfdD2d2

D——动片的外径；

f——被连接件配合面间的摩擦系数，刚对铜取f=0.15

螺钉的强度条件为

合1.3FQd142 (4.6)

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d14FQ或带入有关数据，得

FQbp4Zfd (4.7)

D2d20.06681064Z0.150.0320.1120.045224627N

螺钉材料选择Q235，则

螺钉的直径 d41.3FQ041.3246273.14200106sn2401.2200MPa（n1.22.5）

0.012m

螺钉的直径选择d=12mm.选择M12的开槽盘头螺钉。

3.5机械手的肩部设计和计算

3.5.1 臂部设计的基本要求

手臂部件是机械手的主要握持部件。它的作用是支撑腕部和手部（包括工件或工具），并带动它们作空间运动。手臂运动应该包括3个运动：伸缩、回转和升降。本章叙述手臂的伸缩运动，手臂的回转和升降运动设置在机身处，将在下一章叙述。

臂部运动的目的：把手部送到空间运动范围内任意一点。如果改变手部的姿态（方位），则用腕部的自由度加以实现。因此，一般来说臂部应该具备3个自由度才能满足基本要求，既手臂伸缩、左右回转、和升降运动。手臂的各种运动通常用驱动机构和各种传动机构来实现，从臂部的受力情况分析，它在工作中即直接承受腕部、手部、和工件的静、动载荷，而且自身运动较多。因此，它的结构、工作范围、灵活性等直接影响到机械手的工作性能。

一、臂部应承载能力大、刚度好、自重轻

（1）根据受力情况，合理选择截面形状和轮廓尺寸。（2）提高支撑刚度和合理选择支撑点的距离。（3）合理布置作用力的位置和方向。（4）注意简化结构。

（5）提高配合精度。

二、臂部运动速度要高，惯性要小

机械手手部的运动速度是机械手的主要参数之一，它反映机械手的生产水平。对

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于高速度运动的机械手，其最大移动速度设计在10001500mms,最大回转角速度0090s。在180s1000mms设计在内，大部分平均移动速度为，平均回转角速度在速度和回转角速度一定的情况下，减小自身重量是减小惯性的最有效，最直接的办法，因此，机械手臂部要尽可能的轻。减少惯量具体有3个途径：（1）减少手臂运动件的重量，采用铝合金材料。

（2）减少臂部运动件的轮廓尺寸。

（3）减少回转半径，再安排机械手动作顺序时，先缩后回转（或先回转后伸缩），

尽可能在较小的前伸位置下进行回转动作。

（4）驱动系统中设有缓冲装置。三、手臂动作应该灵活

为减少手臂运动之间的摩擦阻力，尽可能用滚动摩擦代替滑动摩擦。对于悬臂式的机械手，其传动件、导向件和定位件布置合理，使手臂运动尽可能平衡，以减少对升降支撑轴线的偏心力矩，特别要防止发生机构卡死（自锁现象）。为此，必须计算使之满足不自锁的条件。

3.5.2 手臂的典型运动机构

常见的手臂伸缩机构有以下几种：

双导杆手臂伸缩机构。

手臂的典型运动形式有：直线运动，如手臂的伸缩，升降和横向移动；回转运动，如手臂的左右摆动，上下摆动；符合运动，如直线运动和回转运动组合，两直线运动的双层液压缸空心结构。双活塞杆液压缸结构。活塞杆和齿轮齿条机构。 3.5.3肩部及手臂设计计算手臂直线运动的驱动力计算

先进行粗略的估算，或类比同类结构，根据运动参数初步确定有关机构的主要尺寸，再进行校核计算，修正设计。如此反复，绘出最终的结构。

做水平伸缩直线运动的液压缸的驱动力根据液压缸运动时所克服的摩擦、惯性等几个方面的阻力，来确定液压缸所需要的驱动力。液压缸活塞的驱动力的计算。

FF摩F密F回F惯 (5.1)

手臂摩擦力的分析与计算分析：

摩擦力的计算不同的配置和不同的导向截面形状，其摩擦阻力是不同的，要根据具体情况进行估算。上图是机械手的手臂示意图，为双导向杆，导向杆对称配置在伸缩缸两侧。

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机械手臂部受力示意图

计算如下：

由于导向杆对称配置，两导向杆受力均衡，可按一个导向杆计算。

MA0

FbG总LaG总LaFb得

Y0

G总FbFaLaFaG总a 得

F摩FaFbFaFb摩摩''

2La'F摩G总a (5.2)

式中

G总——参与运动的零部件所受的总重力（含工件）（N）；

L——手臂与运动的零部件的总重量的重心到导向支撑的前端的距离（m）,参考上一节的计算;

a——导向支撑的长度（m）;

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——当量摩擦系数，其值与导向支撑的截面有关。对于圆柱面：

''41.271.572

——摩擦系数，对于静摩擦且无润滑时：

钢对青铜：取0.10.15 钢对铸铁：取0.180.3 计算：

'G1070N导向杆的材料选择钢，导向支撑选择铸铁0.201.50.3 ，总，

L=1.69-0.028=1.41m,导向支撑a设计为0.016m 将有关数据代入进行计算

21.410.16'2LF摩G总10700.35978.6Na0.16

手臂惯性力的计算：

本设计要求手臂平动是V=5mmin,在计算惯性力的时候,设置启动时间t0.2s，启动速度V=V=0.083mS,

F惯G总vgt (5.3)

45.5NF惯G总vgt1070N0.083S9.8NKg0.02S

密封装置的摩擦阻力：

不同的密封圈其摩擦阻力不同，在手臂设计中，采用O型密封，当液压缸工作压力小于10Mpa。液压缸处密封的总摩擦阻力可以近似为：经过以上分析计算最后计算出液压缸的驱动力：

F0.03FF摩F惯=6210N

F封0.03F。

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液压缸工作压力和结构的确定

经过上面的计算，确定了液压缸的驱动力F=6210N，根据表3.1选择液压缸的工作压力P=2MPa

确定液压缸的结构尺寸：

液压缸内径的计算，如图5.2所示

双作用液压缸示意图

当油进入无杆腔， FF1pD42

当油进入有杆腔中，

FF2pDd224

液压缸的有效面积：

SFp1

D4F1.13F故有 D4Fd2p1p1 （无杆腔） (5.4)

p1 （有杆腔） (5.5) =

210pa6F=6210N，

p1，选择机械效率

0.95

将有关数据代入：

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D4F

根据表4-1（JB826-66），选择标准液压缸内径系列，选择D=65mm. 液压缸外径的设计

根据装配等因素，考虑到液压缸的臂厚在7mm，所以该液压缸的外径为79mm.

p11.13Fp11.1362100.9521060.06460m

活塞杆的计算校核

活塞杆的尺寸要满足活塞（或液压缸）运动的要求和强度要求。对于杆长L大于直径d的15倍以上，按拉、压强度计算：

F24 (5.6)

d设计中活塞杆取材料为碳刚，故现在进行校核。

F6210100120Mpa，活塞直径d=20mm,L=1360mm,

42d419.810Mpa100102660.02结论：活塞杆的强度足够。

3.6机械手支撑系统设计——机身设计

机身是直接支撑和驱动手臂的部件。一般实现手臂的回转和升降运动，这些运动的传动机构都安在机身上，或者直接构成机身的躯干与底座相连。因此，臂部的运动越多，机身的机构和受力情况就越复杂。机身是可以固定的，也可以是行走的，既可以沿地面或架空轨道运动。

3.6.1 机身的整体设计

按照设计要求，机械手要实现手臂1800的回转运动，实现手臂的回转运动机构一般设计在机身处。为了设计出合理的运动机构，就要综合考虑，分析。

机身承载着手臂，做回转，升降运动，是机械手的重要组成部分。常用的机身结构有以下几种：

回转缸置于升降之下的结构。这种结构优点是能承受较大偏重力矩。其缺点是回转运动传动路线长，花键轴的变形对回转精度的影响较大。

回转缸置于升降之上的结构。这种结构采用单缸活塞杆，内部导向，结构紧凑。但回转缸与臂部一起升降，运动部件较大。

活塞缸和齿条齿轮机构。手臂的回转运动是通过齿条齿轮机构来实现：齿条的往复运动带动与手臂连接的齿轮作往复回转，从而使手臂左右摆动。

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回转缸置于升降缸之上的机身结构示意图

3.6.2机身回转机构的设计计算（1）回转缸驱动力矩的计算手臂回转缸的回转驱动力矩装置处的摩擦阻力矩

M阻M驱，应该与手臂运动时所产生的惯性力矩

M惯及各密封

相平衡。

(6.1)

M驱M惯M阻M回惯性力矩的计算

M惯J0J0t (6.2)

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式中 ——回转缸动片角速度变化量（rads），在起动过程中=；

t——起动过程的时间(s);

J0——手臂回转部件（包括工件）对回转轴线的转动惯量（Nms）。

2若手臂回转零件的重心与回转轴的距离为，则 J0JcGg2 (6.3)

式中

Jc2——回转零件的重心的转动惯量。

2Jczml3R12 (6.4)

回转部件可以等效为一个长1800mm，直径为60mm的圆柱体，质量为159.2Kg.设置起动角度=180，则起动角速度=0.314rads，起动时间设计为0.1s。

Jczml3R221243Nms2

J0JcGg1495Nms22

t=14950.3140.1M惯J0J04694.3Nms

M阻2密封处的摩擦阻力矩可以粗略估算下故在这里忽略不计。经过以上的计算

M驱=0.03

M驱，由于回油背差一般非常的小，

=4839.5Nms

2回转缸尺寸的初步确定

设计回转缸的静片和动片宽b=60mm，选择液压缸的工作压强为8Mpa。d为输出轴与动片连接处的直径，设d=50mm,则回转缸的内径通过下列计算：

D8M驱bpd2 (6.5)

D=151mm

既设计液压缸的内径为150mm,根据表4.2选择液压缸的基本外径尺寸180mm(不是最

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终尺寸)，再经过配合等条件的考虑。液压缸盖螺钉的计算

根据表4.3所示，因为回转缸的工作压力为8Mpa,所以螺钉间距t小于80mm,根据初

L'步估算， LD3.14150471mm，tZ471678.5t,所以缸盖螺钉的

数目为（一个面6个，两个面是12个）。

SRr220.150.054220.0157m2危险截面

PSFZ所以，QFQSKFQ

20933N

1. 8 K1.5FQSKFQ=1.52093331400N

所以

FQ0=20933+31400=52333N

2401.2200MPa（n1.22.5）

螺钉材料选择Q235，则

dsn41.3FQ03.1420010螺钉的直径

螺钉的直径选择d=20mm.选择M20的开槽盘头螺钉。

641.3523330.020m

经过以上的计算，需要螺钉来连接，最终确定的液压缸的截面尺寸如图5.2所示，内径为150mm，外径为230mm，输出轴径为50mm

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连接螺栓静片液压缸盖连接螺钉动片回转缸的截面图

动片和输出轴间的连接螺钉

动片和输出轴之间的连接结构如图6.2。连接螺钉一般为偶数，对称安装，并用两个

bp8定位销定位。连接螺钉的作用：使动片和输出轴之间的配合紧密。

Dd22M摩FQZfd2

FQbp4ZfdD2d2

于是得式中

FQ——每个螺钉预紧力；

D——动片的外径；

f——被连接件配合面间的摩擦系数，钢对铜取f=0.15 螺钉的强度条件为

合1.3FQd421

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d14FQ或带入有关数据，得 FQbp4Zfd

D2d2=

0.154Z0.150.050.06810620.05240000N

螺钉材料选择Q235，则

dsn2401.2200MPa（n1.22.5）

41.3FQ0螺钉的直径

螺钉的直径选择d=14mm.选择M14的开槽盘头螺钉。 3.6.3 机身升降机构的计算手臂偏重力矩的计算

41.3400003.142001060.0135m

手臂各部件重心位置图

零件重量

G工件、

G爪、

G腕、

G臂等。

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G工件60Kg

G爪和G腕现在对机械手手臂做粗略估算：

G臂16.2Kg总共=33Kg

G爪G总G工件++

G腕+

G臂=109.2Kg

(2)计算零件的重心位置，求出重心到回转轴线的距离。 工件=1920mm =1.69mm

手和腕臂=0.88mm

工件G工件手腕G手腕臂G臂G总

(6.6) 工件G工件手腕G手腕臂G臂G总1650mm

所以，回转半径1650mm (3) 计算偏重力矩

M偏G总 (6.7)

M偏G总109.2Kg9.81.650m1765Nm升降不自锁条件分析计算手臂在

G总的作用下有向下的趋势，而里柱导套有防止这种趋势。

由力的平衡条件有

FR1FR1=

FR2

G总

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G总即所谓的不自锁条件为：

G总F1F22F12FR1fFR1=

FR2=

G总即

h2f

G总2hf

取f0.16则

h0.32 (6.8)

 当=1650mm时，0.32=528mm

因此在设计中必须考虑到立柱导套必须大于528mm 6.3.3 手臂做升降运动的液压缸驱动力的计算

FF惯F摩F密F回G (6.9)

式中

F摩——摩擦阻力，参考图5.3

F摩2Ff1 取f=0.16

G——零件及工件所受的总重。（1）

F惯F惯的计算

G总vgt

设定速度为V=4

mmin;起动或制动的时间差t=0.02s;

G总近似估算为286.1Kg;将

数据带入上面公式有：

F惯G总vgt=F摩2860.067ms9.80.02s958.1N

（2）

的计算

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F摩2FR1f G总h286Kg9.8NKg1.65m0.53m8725.6NFR1FR2



F摩2FfR128725.60.16=2792.2N

（3）液压缸在这里选择O型密封，所以密封摩擦力可以通过近似估算

F密0.0F3

最后通过以上计算

当液压缸向上驱动时，F=6756N 当液压缸向下驱动时，F=6756-

2862=6184N

3.6.4 轴承的选择分析

对于升降缸的运动，对于机身回转用的轴承有影响，因此，这里要充分考虑这个问题。对于本设计，采用一支点，双固定，另一支点游动的支撑结构。作为固定支撑的轴承，应能承受双向轴向载荷，故内外圈在轴向全要固定。

3.7机械手的仿真

ADAMS仿真机械臂的自由度实现。

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