毕业设计（论文）-搬运病人机器人及其控制系统的设计.docx

毕业设计（论文）目:运病人机器人及其控制系统设计学习中心：年级专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：导师单位：论文完成时间：一里四一年巫月3-H本文所设计搬运病人机涔人是在多功能病床的基础上进行完善、增加搬运和自动行走功能。底部四个轮子，其中两个为万向轮、两个齿轮副转向机构动力轮，通过前方摄像头和超声避障装置识别路线及判断障碍物，可实现自助直线行走及转弯。通过四组机械手臂可将病人从该病床移动到另一病床，整个过程无需医务人员接触,其中机械手臂可进行俯仰、升降、折福等动作，不使用时折费寓归位到侧面、不影响病人休息“文中对行走机构、俯仰机构、折登臂等进行了详细设计，并对控制部分以及避障原理进行了简单阐述。关健询：搬运病人：机械手鹘:行走机构：控制第1章绪论1第2章搬运病人机器人的总体结构设计4第3章仰仰机构的设计63.1 机构概述63.2 俯仰机构的设计63.2.1 齿轮选择的材料63.2.2 强度计算63.2.3 于齿面强度的详细计算校核93.2.4 校核齿根的强度IO第4章行走机构的设计124.1 电机的选择124.2 驱动电机的校核134.3 蜗轮蜗杆传动比的确定16431各轴功率计算161.1 .2各轴转速的计算164.33 各轴输入扭矩的计算174.4 蜗轮蜗杆的设计174.4.1 关于蜗轮蜗杆齿数的确定174.4.2 验算丝杆的速度174.4.3 减速机构传动中心距计算184.5 蜗轮轴的设计204.5.1 轴的材料选择204.5.2 轴径的初步计算204.6 滚动轴承的校核214.7 键联接的强度校核214.8 蜗杆轴输入端联轴器的选择22第5章折叠者分析和结构设计235.1 折叠普机构分析235.2 折叠部减速机构设计245.2.1 选定齿轮类型、精度等级.材料及齿数245.2.2 按齿面接触疲劳强度计算245.3 升降丝杆的设计26第6章控制系统的设计336.1 可编程控制器(P1.C)的简介及选择336.2 变频器的介绍及选量336.3 控制电路设计336.4 蓄电池的选用346.5 行走避障原理346.6 防撞电路35第7章结论37参考文献38致谢39第1章绪论2019年IO月，距离新冠肺炎只有几个月大流行爆发，DiIigCntRObo1.iCS成功地300万美元种子资金用于推出自主机器人协助运送医疗用品和实验室样木(Muoio,2019)>"«大流行几个月后,用于医院的机器人受到了更多的关注，随后是1000万美元的A轮融资(Demaitre.2020)I1.截至2020年年中，医用机器人开始在世界各地的医院服务，收集患者信息来自可能接触SARSCov2的人群从而减少人类接触(Chandmyan,2020)o同样，卢旺达新冠肺炎疫情中也使用了医用机器人,19家诊所为患齐显体温并提供用品(博比恩.2020)口.机器人不仅在大流行期间帮助医疗保健，但它们也有助于喷洒消毒剂(HayaSaki,2020),清洁杂货店的地板，整理回收中心(HoWard和Borenstein.2020),以及帮助办理非接触式登机手续并支持机场(Homyak,2020；1.o,2018)M(I最近的检查据报道，全球机器人的使用情况表明他们在管理的各个方面发挥着至关重要的作用。机器人将帮助世界恢笈“正常”尽管他们对失业率已经很高(G1.ow,2020)o有个关F新冠肺炎是否正在加速机器人用来代替人类工人(Thomas,2020)机器人从兴奋和同情转向愤怒由于几位企业家的警告不受控制的人工智能(AD和增加的使用国防工业的机器人(Matte1.,2015；OZtUrkCan和梅尔丁维吾尔人，2018)叫与这些发现致,人们接触/描述碰撞测减的视频用假人或防御机罂人对抗人类暴力(Darrow,2016).总而言之对机器人部署的影响是前沿的研究领域，特别是医疗保健领域(GaE1.annJohnSCn等人，2014)。研究人员开始调查医疗机器人十年前的使用情况(Bmadben1.等人,2009年：Hansen等人，2010«F)。从那时起，机器人及其应用发展到许多领域包括外科手术和修豆术(Bogue,2011)与简单的检直任务血压(BroadbCnt等人，2010)以及药物管理中涉及的任务服务(Daua等人，2013年)或协助在家生活老年人和残疾人(Harmo等人，2005年W.技术接受的经典理论(Davis,1989)试图解择和预测人类行为基于感知的有用性和感知的易用性。与此相关，医用机潜人的感知有用性和感知医生和护士容易使用在他们被接受为项新技术方面发挥关键作用在他们的工作生活中网。对机器人的接受程度也与某些人口统计，如年龄、性别、性格和文化.血压监测被证明是最流行的引起研究人员注意的情况，其中研究结果表明，接受度在年龄和性别上存在差异朝向机器人（KUO等人，2009）1.91o例如在健康护理活动中，外向的女性机器人是首选，内向的男性机器人在保护方面更受青睐位置（Tay等人，2014）.医疗环境中也会遇到机器人，机器人只因协助而受到欢迎具有特定任芬，如重型起选和后勤（TUrja等人，2018）。H本医疗保健专业人士更受欢迎对护理机器人与芬兰医疗保健专业人员（CoCo等人，2018）也可能归因于他们过去的经历不同领域的机器人I叫类似地,“科技抵抗在护理行业内（萨尔茨曼-埃里克森和埃里克森.2016）和对将机器人纳入医疗保健（GeransSon等人，2008）在鼎典医疗保健样本的研究中报告专业人士.另一方面，据估计，机器人可以在医院和长期从事至少20%的护士工作老年护理。机器人的加入有助于抑制增长社会福利和医疗保健成本，改善医疗保健专业人员的工作内容。另一方面，有人提出一些担忧关于机器人医疗的负面结果患者一侧。特别是在老年人中关于非人化，增加身体护理者的社交孤立和忽视。新冠肺炎疫情加速了医疗保健中的医用机器人。突然增加的医疗保健需求营造了一种氛围人们接受了可能的帮助.此外减少或消除与患者的接触保护宝贵医护人员的机会防止感染病毒。在个人生活中观察到的院乏防护设备（PPE）也被最小化。当医院没有探视时医用机器人有助于连接患者及其家属的士气和支持。在印度，名为Mitra的医用机器人协助新冠肺炎患者在医院病床上与他们的亲人通过安装在胸前的平板电脑进行沟通（SCMP,2020）U1.MiIra的人类同事强调恢复期以及医院探视禁令问题武重:。此外，Mitra可以检测温度病人需要时向精神科医生咨询。米特拉包括面部识别技术它以前见过的人：因此，它可以识别患者独立治疗。此外，Mitra还协助远程咨询，主要是在能够保护风险人群的情况下专家防止可能的感染。另一个医用机器人还用于运送虫要的物资，如食品和为医院不同地区的患者提供药物（半岛电视台,2020年）。Miira还受雇于班加罗尔（Fortis,2020）按以下方式筛选每个进入医院的个人适合通过面部和语音识别，Mitra筛选医生、护士、医务人员和非医务人员针对新冠肺炎症状，如发烧或咳嗽，通过Mi1.ra在识别和转诊方面的支持医护人员可以与仃症状的患者。作为联合国开发计划署的捐款程序，医用机器人也在卢旺达使用J'长达50%的技术工作，如测量生命体征（即检查温度、监测患者）并记录信息，以向人类医疗保健提供临床判断反馈工作人员（路透社，2020）U部署的医用机器人最大限度地减少患者与人类医疗保健之间的接触因此减少了传播。另位医用机器人，护士汤米，帮助意大利前线工作人员（半岛电视台，2020年：YahwNews,2020年O汤米促成了医生和没有直接接触的患者。因此,减少PPE这既节省了时间又节省了金钱。可能更成要的是，更少的医生和护士病毒从患者身上传播。信息的持续传递患者的即时情况也有助于所需医疗决策的及时性。同样，隔离患者暴露的风险通过在新加坡使用医用机胧人(CNA2020),医用机器人被指派进行巡逻在几个允许医护人员隔离的病房之间触，因为他们可以远程检杳患者。而且甚至可以更经常地与患者交谈由于取消了穿戴和脱FPPE的规定在这种新颖的通信方法中。在比利时，一个多语言医用机器人被分配给筛查患者的冠状病毒症状确保他们在医院就诊时戴口罩(欧洲新闻，202()年)。Sophia自2016年以来一直是先锋医用机器人也被赋予一个新的角色在新冠肺炎大流行期间(路透社,2021：SCMP,2021),凭借她高度发达的面部表情,SoPhia据信能够促进人与机器的通信，作为护士的角色包括测员患衣的体温。他们帮助减轻了压力在线医疗保健和预防感染传播各医院科室之间的沟通其他人也在隔离病房使用机器人运送食品、水和药物(NcwChina,2020).第2章搬运病人机器人的总体结构设计目前在医院治疗传染病病人时，针对亚症病人更换床位需要护士人工帮助病人挪动,这样就增加了护士被感染的风险。如果能设计种自动搬运病人的机器人，帮助护士解决挪动病人位置的工作，就能很好解决护士被感染的风险，本章针时这种机械手再进行整体结构设计。该搬运病人机器人是在多功能病床的基础上进行完善、增加搬运和自动行走功能。底部四个轮子，其中两个为万向轮、两个齿轮副转向机构动力轮，通过前方摄像头和超声避障装设识别路线及判断障物，可实现自助直线行走及转弯。通过四组机械手惜可将病人从该病床移动到另一病床，整个过程无需医务人员接触.其中机械手可进行的仰、升降、折叠等动作，不使用时折接臂归位到侧面、不影响病人休息。床头位置为控制面板，所有电气元件均在床底、驱动采用蓄电池供电,具体结构如图2-1所示，结构明细如表2-1所示.图2-1搬运病人机械臂给构«2-1零部件明细表序号名称数量材料1控制面板组件1电控组件2机械手4组合件3升降机构4批合件4他仰机构4组合件5摄像头I外购6病床I加合件7行走机构I组合件第3章俯仰机构的设计机械手皆是模仿人手操作，可以伸缩,升降、调节角度等各个维度的调整，其中调节角度通过俯仰机构实现，本章主要俯仰机构进行详细设计，该机构也是机械手瞥的重要组成部分。3.1 机构概述通过俯仰机构可以实现前后±90°调节.,俯仰机构通过齿轮传动机构实现，通过电机抱闸能够实现自锁、能够很好的固定位置.在±90。的位置通过接近开关实现限位，同时采用机械限位的方式双重保护，防止过角度旋转损伤元器件。3.2 俯仰机构的设计俯仰机构采用齿轮传动传动方式，通过电机推闸能够实现自锁，能够很好的锁定位置、保证精度。3.2.1 齿轮选择的材料结合使用情况选择两齿轮材料为：40Cr,加工工艺都为：调质处理、表面淬火硬度为HRC46-55,为满足使用需要加工等级定位六级。取其最低值保证满足使用需要,的MQ级质量指标查得。“g=%um2=m,WPa;查机械设计手册图839(d)中的MQ级质量指标查得f=aFE1=T(X)MPu:rfm1.=fta,2=35()MPa.>3.2.2 强度计算齿轮传动的计算需要计算中心距、模数齿数等，具体步骤如卜.所示。(I)中心距a的计算(3-1)aCmAu(u+->-7V1Mw式中:Ciw=1.2(配材料)A»=454载荷系数K=1.5T.=9549-=9549×-=46.7(NM)(3-2),n817结合实际负载要求，选择东方马达4kw伺服马达，马达额定转速2500rmin,实际有效转速可达到98%,电机前段直连行星减速机，减速比是3。所以减速马达实际输出转速为：n=250OX98%+3=817rnin齿宽的补偿参数以一05齿数比u=i=2.5查阅国家标准应力为b"1.9b.g=O.9×1I2()=KXB1WPw所以1.2x454x(2.5+1)臣"=72.6为了安全起见这里取a=80mm.V0.5X2.5×1.008(2)关于模数m的确定m=(0.0070.02)a=0.561.6.取m=1.5mm确定齿数z,z2螺旋角度的初始确认”=13(3-3)28sf_280XCoS1.3°m(+1)1.5×(2.5+1)取整这里按照Z尸30z,=z1=2.5×3O=75.这里就按照z?=75关于螺旋角的重新计算如下部分=arccos-平"+3=arccos'5x(30÷75)=K)J42o2×8(),.(Z1.+Z,)×/n(3()+75)×1.5On实际中心距a=y=80IM2×cosp2×cos10.142(4)其他主要几何尺寸的计算d=wr1./cos=1.5×3()/cos?=45.7un(35)d,=n,/cos/?=1.5×751.coa=114.3nvn(3-6)齿顶圆直径d”=<I1.+2h.,=45.7+2X1.6=48.9nm(3-7)d,=d,+2h4=H4.3+2×1.6=117.5mm压力角（端面）a=arctg'犯C=arctg=20.292°cos/?cos1.O.142°分度圆直径d"=dcos,=×cos20.292o=40.2mmdw=d,cosa,=348×cos20.2920=107.2mm压力角(i顶圆)art,1.=arccos-=34.3650%a4f,=arccos=23.9510端面重:合度%=Jz1.(IgaHTga)+z:(tg«a?Tga)I=I92N齿形宽度b=R,.a=0.4*80=32(3-8)(3-10)取b【=32mm：b=40mn齿宽系数b32%=丁=K=O7(3-11)J145.7纵向或合度bsm32×sin10.142,tt=-=1.2(3-12)加“11,×1.5当鬓齿数zvi=z1/cos'/?=31.45Z“2=2JCoS'8=78.628(3-3)3.2.3关于齿面强度的详细计算校核齿面的强度校核非常重要，基于强度条件：1.1.1.1.关于应力的校核：%=Z"Z*Z*Z,ZNIkAKvK1.1.f1.K1.1.ay(3-14)YdbMw2=式中：切向力迎W2000x46.7=20MN445.7(3-15)(3-16)使用系数Ka=IA动我系数Ai=(+f三V)*式中超I_%X45.7×8I8V=60XI(XX)-6()XI(XX)“95%A=83.6B=0.4C=6.57A=1.2齿向载荷分配系数K*=°节点区域系数Z=1.5重合度的系数Z,=0.77螺旋角系数4=0.80弹性系数Z"IS9.8师7单对齿齿合系数Zb=IMI=H2I×1.5×1.89.8×.77x.05×1.35X1.o2,5+1.20m2.545.7×32二2455MPa许用应力:SHtgZyfZ,.ZyZAfZWZK（3-17）式中：极限应力,1.m=1.1.20MPa最小安全系数,"1.SE=IJ寿命系数Zb=O.92润滑剂系数Zy（）5（按油粘度等于350%）速度系数ZV=O.96（按.=95%，）粗糙度系数4=0.9齿面工作硬化系数ZW=1.o3（按齿面硬度45HRC）尺寸系数ZX=II>oX0.92×1.05×0.96×0.85×1.03则：=1.1=826MPa3.2.4校核齿根的强度强度条件：f1.11许用应力:（3-18）（3-19）式中：齿形系数*=2.61.,IO应力修正系数1.=1.6,%2=77重合度系数r*=1.9螺旋角系数%=1.O齿向载荷分布系数Kh=I3（其中N=0.94）齿间载荷分配系数K=1.0则>=94.8MPa1.77×2.2X½="2.61X1.6=88.3MPa°，I1.nVYVYYWz57j.vrzt¼zRtjx许用应力：tF=>Fm（按较小齿轮6im值检验）式中：极限应力句丽=35OMPa安全系数SFHm=I.25应力修正系数丫订=2寿命系数AT=0.9齿根例角敏感系数工”=0.97齿根表面状况系数4w=1.尺寸系数匕=1×2×0.9×0.97=489A，/则M=,25满足，（?“6通过计算是符合要求的，合格，I1.第4章行走机构的设计行走机构可实现自助直线行驶及转弯，通过对角线上两组蜗轮期杆减速装置、以及齿轮副转向装置构成整个行走系统，本章针对电机的选择、减速机设计、轴承校核等部分进行设计。4.1 电机的选择选择型号为东方马达AZ系列DC电源输入内藏定位型AZM46MK-HP9+AZD-KD+CC020VZFB2电机，电机的具体型号和参数如表4/所示，负载扭矩特性如图44所示。表4dAZM46MK-UP9+AZD-KD+CC020VZFB2电机参数多数具体情况多数具体情况安装尺寸40mm容许转矩2.5Nm轴里单轴电源输入电压DC24V.DC48V电磁制动有电源输入电压容许范胭±5%电缆线2m（标准电缆践）电源输入电流I.8A驱动涔R内藏定位型CE标志足的励磁坡大静止转矩2.5NmPC设定程序MEXEo2转子转动惯量J7Ix1.OMkgInA2电动机制质量0.88kg齿隙3arcmin(0.05°)电路部质疑0.15kg速度范围Or60Orfn1.in减速比5分辨率OOOP1R设定时0.04。/脉冲AZM466420864I1.1.1.oOO80.050.1O.150.20.250.30.35负就特一（Nm）图4-1负坡扭矩特性图4.2 驱动电机的校核(1)转动惯量的详细计算电机中转子的转动惯量4=36K,Cm人=竺。Z=O.93"加旋转轴的“兜转动惯量32'旋转轴轴上下移动的惯量儿上:式中：1.步进距离，cm：M工作台的质量，kg.将已知条件=km,M=5必代入到公式(4.)中可得JG=O$(kgc"')Jt=W=4(kg-cm2)联轴器转动惯量8系统等效转动惯量4=J,)+JS+j<+,=3.6+0.93+0.5+4x2=3.1)3kgcm'(2)计算转矩特性电机的最大静转矩'=63NmMmq为电机的名义启动转矩,Mmq与MjmaX具有线性关系，表达为公式(4-2)<42)MeI)=必在资料中查得N=°7O7,将数据代入到公式中得Mm4.45N，”电机空载启动扭矩的计算如公式4-3）Mk1.=A九,+S/+，）式中Mkq空我启动时的力矩，Nm：Mka空载启动情况卜.，可.移动部件的速度由零升速到最大时，折算到电机轴上的加速力矩，Nm：M1=7t¢=J.1.O268其中机构运动最大速度时电机的输出转速值”"3的计算如公式（4-5）（4-5）源360式中：j_机械结构中等效的转动惯增值:带入公式（4-5）可得11,-I(X)Xo.9n,-%360-().025×360=IOr/=600r.nin再将结果带入公式（4-4）可得M=人£=人×J02=13.03××o-2=85.47NGa*£6Or60x0.15空载摩擦力矩Mkf的计算如公式（4-6）M1.陋（4-6）w2叼式中：M运动部件的总重量：导轨摩擦系数：11一传动系统总效率，（"=°9>:1.旋转轴的最大行程。wM1.5×9.8×0.02×IO2=c-=17.34?Vcn所以带入公式（4-6）可得2叼2x3.14x0.9附加摩擦力矩MO的计算如公式（4-7）式中：FYJ一使用的旋转轴的预紧压力值（为最大抽向负载的1/3）：一旋转轴未预禁时的传动效率，这里取=M“=坐=1375-1×（1-0.92）=41.48/V-cm带入公式（4-7）可得2叼2x3.14x0.9x1马达启动的空载转矩为：.W1.ai=+o-+f0=85.47+17.34+41.48=I44.29<to初步确定电机型号时，电机空载时的启动转矩应不高于电机铭牌上的启动转矩，即MMSAyfa根据上述计算可知，电机初步满足要求。（3）校核电机的启动矩频特性图4-2为电机的启动力矩与频率特性之间的关系曲线。450顿350300250颂15010000图4-2短频特性图根据上述计算可知空我启动力矩A%=4429Nm,在图冬2中可以查得对应的允许启动频率G=6000以。而其相应的启动频率1.=25OOHZ<4，符合设计的要求，可以选用。（4）运行矩频特性校核电机的最高快进运行频率fkz的计算需满足公式（4-8）G=2加式中：VmaX一机构运动的最大速度柱；p-脉冲当员。I(M)f.=-=4000WZ带入公式(4-8)可得0.025快进力矩MKJ的计算如公式(4-9)M1.=Mf+M,1.“a带入公式(4-9可得MKJ=MKF+,%=17.S4+41.48=58.82f-cm由图4-2可知Mkj=58.85Ncm=0.5882Nm对应的允许快进频率,加九：所以电机满足快速进给运行矩频特性要求，可以使用.4.3 蜗轮蜗杆传动比的确定期杆一般头数选择个头的，蜗轮可以初选50个齿的，般减速机减速比4()60时性能较为稳定，强度较好。选定转速比为：i=501.所以丝杆转速n=940/50=1&8rmin1.1.-i4-xC100oV1000x10,一、从而，轮于白.径：D=169.4Wn(4-10)11×n.×18.8圆整为17OmnI4.3.1 各轴功率计算1.-Pai=1.5×0.98=1.47KW(4-11)P：=P.jj,s=1.47.7(0.98)2=0.97KW(4-12)4.3.2 各轴转速的计算n=940rminn：=n'=94O5O=18.8minT.=955O×=955O×-=14.93NMm940(4-13)pO97T1=9550×-=9550×=492.74NMn：18.8结合上述计算，对蜗轮蜗杆减速机的各轴参数进行汇总如下表4-2所示。*4-2期轮期杆减速机各轴参数计算汇总名称功率Kw转速rrin扭矩N.m一杆轴1.4794014.93蝌轮轴0.9718.8492.744.4蜗轮蜗杆的设计蜗轮材料的许用接触应力"=190Nmm期轮涔曲应力*=44Nmm4.4.1 关于蜗轮蜗杆齿数的确定选取z=,(4-14)MJZ=Z'i=1x50=50故取Z2=5O4.4.2 验算丝杆的速度实际传动比i=5WI工作机转速nsn=94()/50=18.8小M行走速度Vi=3.1.4×D×z,100O3.1.4708.8I(KX)10.04m/s(4-15)速度误差v-v.%=io-iao4%=o14%<5%t合格关于蜗杆的功率Pj的详细计兜公式如卜丁F1=-S-(4-17)c,(KrKip)式中Ka关于应用场合参数.由于该提升机构属于小型的KA=O7K,.加工等级参数，蜗杆的加工精度等级为IT7,所以K=0.9：Kmp速度参数，机构运行速度为10米/分钟,KMP=O£5。以上参数带入公式1=-=147x°7°=1.35KWc,(KhKu,.)0.90x0.85蜗杆传动几何参数汇总如下表4-3所示。表4-3蜗轮蜗行几何尺寸汇总衣(4-18)序号名称代号或公式数值1中心距a1.(X)mm2齿数比u=zz503蜗轮的数504蜗杆头数Z1.i5期杆齿顶圆直径dj45mm6蜗杆齿宽53mm7蜗杆螺纹部分长度1.59mm8蜗杆齿顶IaI弧半径R.i82nm9一杆齿顶圆最大直径<1.53.8mmIO纲轮决面模数m,Z2%3.18mmI1.径向间隙C=0.16mf0.51nm12齿顶高hv=O.75m,2.23mm13齿根高hz=htf+C2.74mm14全龙高h=h,+h/4.97mm15期杆分度同直径4=(0.624+斗勺a54O.53mm续表4-3锅轮锅杆几何尺寸汇总表序号名称代号或公式(ft16期轮分度圆直径d2=2a-d1.159.47mm17期轮坦根眼百径d2=4-2h,153.98mm18期杆齿根酸直径d=4-2h35.O5mm19蜗轮齿根留如半径Rn=<z-0.5J,82.48mn20分度W1.压力角a=«rtsin(y-)(2.15)24o21期杆分度网齿理S,=P2-S2-j(2.15)4.298mn22蝌杆分度圆法向齿厚SM=S1.CoSrn1.<2.15)4.29mm23期轮分度同法向齿厚S1.tj=S2cosrm<2.I5)5.49mm通过计算校核，蜗轮的详细尺寸如下图4-3所示。图与3期轮二维图4.5蜗轮轴的设计4.5.1 轴的材料选择材料选用40Cr,4=650%“r4.5.2 轴径的初步计算(4-19)其中M,转速单位r/min八一传递功率单位kw/0.97=112×J=41.7nnV18.8危险截面直径，单位mm蜗轮轴固定联轴器处的直径是根据公式1=X7转距变化很小,故取Ka=I.3,5!JTu=1.3×492.74=610.56N.w,选用Y1.1.1.型凸缘联轴器.蜗轮抽的详细尺寸如下图4-4所示.图条4期轮轴;维图4.6滚动轴承的校核已经初选网锥滚子轴承7306E.其中:C=52.5KNC)=60.5KNe=().83Y=0.7F1_595242655.5367=1.62833>c=O.83考虑到我荷系数fp=1.2P=fp(X/?+E4)=1.,2(0.4x2655.5367+0.7x5952.4)=6274.673616轴承寿命1.h=焉6)(4-20)10,(52500俨60x91016274.673616)=21778.831Ih该提升机平均每天使用半小时，故所选轴承寿命为21770311360x0.5=1.20.9935y所选轴承合适。4.7 键联接的强度校核期杆轴上安装联轴器处的键联接选用普通平键6x6、键的工作长度1=28.键的工作高度查得键联接的许用比压p=5060Nm(4-21)2Tdid2x77922O×3×28=9.276Nnn-<p式中:T传递的转矩，单位为N""：k一键与轮毅键槽的接触高度,£=0.5万，力为键的高度，单位为mm：I键的工作长度，单位为“：d轴的直径，单位为>m：b,J键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa。通过计奥，所选平键合格“4.8 蜗杆轴输入端联轴器的选择选用凸续联轴器，查得K=1.3,(4-22)Tc=K1.=1.3x11428.5165=14857.07145Nmn1.选用Y1.3型联抽器。第5章折叠臂分析和结构设计5.1 折叠臂机构分析关于空间的工作分析，机械手的设计相对是比较繁琐的，这里只针对主要部分进行设计，机械手再位置示意图如下图5-1所示。>图5I机械手符位置示意图1.1.为机械主体部分群部的长度按照665mm取值；心为小储的长度根据使用要求小臂的长度按照63Omm取值：伪为大普的旋转角度，根据实际使用要求-150o150o就可以满足使用要求：例为小普的旋转角度根据使用要求，这里按照±65。；根据上图4.1所示A点：长机I或普的最小值按照符号，En、小机械臂的最小值按照符号仍Xa-1.×sinim+1.i-cos(<92mi.)=665XSin(-65°)+630×cos(-155o)=-1174Za=1.×cosmn-2sin(mm*mm)=665×cos(-65°)-630×sin(-1.55o)=-547B点是大臂极限位置用仇m”表示。XB=1.×sinmax+1.icos(¢1m*.d2au)=665×sin(650)+630×cos(-155°)=-31.72Zb=1.IXCOSeI1.nZ-1.2sin(m1<*6hmQ=665XCOS(65°)-630sin(-1.55o)=-547.31C点大碓转动到最大极限时的值用例2表示，小惜达到正极限值为11UX:Xc=/.×sin(7m>÷/,2*cos("“、.=665×sin(65o)+63()×cos(-155o)=-5.8Zc=I×cos111j*1.2.sin(m.va1»T=665XCoS(65°)+630×sin(-1950)=-118.2D点为大臂达到负极限时"mn表示，小臂达到正极限值，由例Z表示。X>-I.×sin"加+1.：.COS(O"m.Otm；.x)=665×sin(-65o)+630XCos(65°)=-336.6Zn=1.IXCOSe1.mi1.2.sin(11>n.0211>x)=665×cos(-65o)-630×sin(65o)=-852.2E点：XE=1.XSin"m.=665×sin(-65o)=)2.4Zt=1.×cosmn=665×cos(-65o)=-281.2F点：Xt=sin6>m.«=665×sin(65o)=602.4Zr=ZJXCos6"S=665×cos(65o)=281.2对以上个点计算汇总如下表所示。表5-1坐标点位置汇总坐标点X坐标Y坐标Z坐标A-11745470B31.754730C-5.81180D-336.58520E-602.72X10F602.728105.2折叠部减速机构设计5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用宜齿圆柱齿轮传动。选用7级精度。选择小齿轮材料为40Gr,调质处理，硬度250HBS.大齿轮材料为45号钢,调质处理,馍度为23OHBS,小齿轮齿数18.初步确定传动比为“=3则大齿轮齿数Z2=Z"=183=54此时传动比“=3。5.2.2 按齿面接触疲劳强度计算(I)确定各参数的值<yi2KT,“+I声Z"(因大小齿轮为钢制，由机械设计表12.12杳得弹性影响系数Z=1.89.RPrt（5-2）Zw=2.5设,=1,求得Zi=1;应力循环次数使用期：8x350X16=4480Ohf1.=60/n；£,*=60X1400XIX44800=3.8×IO1.°Ni=60/na=«）x4671.×44800=1.3×10,"按齿而硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为：小齿轮：nm=6（M）P：大齿轮：s/tG2=55OMPa接触疲劳强度寿命系数杳教材得接触疲劳寿命系数KHw=O9，-取失效概率为I,安全系数S=I6=0.9x600MPa<>h=0.94×55（）1W/（2）参数计算I）试算小齿轮分度圆直径由，由计算公式得4模4xtH（等/加60”"”<5-3>2）计算平均恻周速度=五%=XU*60x00060×i0003）计算载荷系数K已知使用系数K1.1.25,根据v=44ms,8级精度，查得动载系数K,=1.02：查得K"*=1.42:得Kf0=1.35:得K“0=K&=1.4。故载荷系数K=KKvK1.1.aKW1.=1.25×1.02×1.,4×1.42=2.5347（5-4）4）按实际我荷系数校正所卯得的分度圈直径<5-5>5）计算齿宽b和模数1.b=Jh=03×63=18.919三m-心631=m-1.=3.5mmz1.186）齿轮部分相关参数rJi63,om3.5Z2=“Zi=3×18=542254.y=-=3ZI18d=zj=I8×3.5=63Jz=Z2k=54×3.5=189查手册得齿轮弯曲戏劳强度极限=44O.W,.=425A里查手册得弯曲疲劳寿命系数K,*,=0,88.K,e=0,92“取弯曲疲劳安全系数S=1.%则f=!>'.a.'.=088x440N276.6WE1S1.4ak1.=A=Ox425s1.,kS1.4-7）校核2KTM,*yv2.42482726.22541.63O.7=98.68,WWV,j（5-6）满足要求.匕.<5-7）"八=/X