《六自由度机械手设计说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《六自由度机械手设计说明书（41页珍藏版）》请在文档大全上搜索。
1、机电系统课程设计说明书六自由度机械手学院：农业工程与食品科学学院班级：农机0901小组人员：孙海舰邹杨指导老师：程卫东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由越来越浓厚的兴趣，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由零件不仅稳定，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
2、。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。因此如何设计由一个功能强大，结构稳定的机械手变成了迫在眉睫的问题。目录一、方案设计4二、结构设计4三、电机的选择51.主回转轴电机的选用52、大臂摆动电机选用63、大臂转动电机选用64、小臂摆动电机的选择6四、功能分析7五、基座旋转机构轴的设计及强度校核8六、液压泵俯仰机构零件设计及强度校核11七、左右摇摆机构设计及强度校核14八、连腕部俯仰机构零件设计及强度校核17九、旋
3、转和夹紧的设计及强度校核221 .机械手指部基座与回转体的螺栓连接222 .机械手指部设计及夹紧力计算25十、机构各自由度的连接过程26H-一、设计特色28十二、心得体会29A'方案设计方案一：机械手采用气动控制，气压传动，具优点：D以空气为工作介质，来源放不安，且用后可直接排入大气而不污染环境。2）空气粘性小，损失小，节能高效。3）动作迅速、反应快、维护简单、不易堵塞。4）工作环境适应性好，安全可靠。5）成本低、过载能自动保护。缺点：1）工作速度稳定Tt差。2）不易获得较大的推力或转矩。3）有较大的排气噪声，4）以空气无润滑性能，需在气路中设计给油润滑装置。方案二：机械手采用电气控制
4、，机械传动，具优点：1）精度高，伺服电机作为动力源，同步带等组成结构简单且效率高的传动机构。2）控制精度高，根据设定的参数实现精确控制，在高精度传感器、计量装置、计算机技术的支持下，能够大大超过其他控制方式达到的控制精度。3）改善环保水平，由于使用能源品种的减少及其优化的性能，污染减少了，噪音降低了，能够提供良好的工作环境。4）降低噪音，具运行噪音低于70分贝，大约是液压驱动的三分之二。因此选用电气控制，机械传动，局部气动的机械手。能够更好的发挥两者的优点避免缺点。:、结构设计气动控制运动结构图如下图所示:电气控制运动结构件图如下图所示:其中电气传动的回转等复杂动作因采用的伺服电机及计算机控制
5、，较气动控制简单，因此该结构选取完全的电气控制。而其机械手的加持可采用气动控制。三、电机的选择机械手除去加持装置总共有六个自由度，总共需用六个伺服电机。1.主回转轴电机的选用主电机传动比选择:i=25主回转轴电机转矩,转动惯量计算,1.2J1=md82J2=-md41-八-22=-500.335=0.701kgmJmaxJiJ20.70133.86252=0.055Kgm2.11T1=-mgr50100.335=41.8Nm11T2=mgL=380101.3=520NmT1T241.8520251-=-801.312=33.8Kgm2=22.472Nm根据转矩、转动惯量选择电机型号：松下电机M
6、GMAKW额定转矩28.4N项最大转矩，63.7N-m,电机转动惯量，55.710Kgm2,额定转速1000r/min,最大转速，2000r/min,外形分类F型。2、大臂摆动电机选用传动比选择：i=25电机转矩，转动惯量计算：12122J=-md2=-801.22=28.8Kgm228.8252=0.004608Kgm2.1,1T=mgL=-80101.2=480Nm卜鬻=19.2Nm根据转矩、转动惯量选择电机型号：松下电机MGMAKW额定转矩28.4N项最大转矩，63.7N-m,电机转动惯量，55.7父10“Kgm2,额定转速1000r/min,最大转速，2000r/min,外形分类F型3
7、、大臂转动电机选用传动比选择：i=10电机转矩转、动惯量计算:12122J=md2=800.0652=0.0325Kgm288J0.0325-2i100112=0.000325KgmT1=mgr=-30100.065=4.875Nm44.1,1T2=-mgL=-30100.55=82.5NmTiT24.87582.5=8.7375Nm10根据转矩、转动惯量选择电机型号：松下电机MGMA00W额定*矩8.62N-m,最大转矩，19.3N-m,电机转动惯量，11.2M10“Kgm2,额定转速1000r/min,最大转速，2000r/min,外形分类D型。4、小臂摆动电机的选择传动比选择：i=15,
8、1,21-2/2J=md=>200,55=1.5125kgm44J1.5125oJ电=2=0.0051Kgmi21521.1一T=mgL=-20100.55=55NmT55T电=3.67Nmi15根据转矩、转动惯量选择电机型号：松下电机MGMAG0W额定转矩8.62N成最大转矩，19.3N-m,电机转动惯量，11.2x10Kgm2,额定转速1000r/min,最大转速，2000r/min,外形分类D型。5、小臂转动电机选择传动比选择：i=10,1,21_八_22J=-md=-200.13=0.04225kgm88,J0.042252J电=2=0.0004225Kgmi100.11T=4m
9、gr=鼻20100.065=3.25NmT3.25八T电=0.32N5mi10根据转矩、转动惯量选择电机型号：松下电机MDMA50W额定转矩3.57N最大转矩，10.7N-m电机转动惯量，6,2M10“Kgm2,额定转速2000r/min,最大转速，3000r/min,外形分类D型四、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-6060度的左右来回摆动，接着下去的是俯仰机构，与
10、摇摆机构内部类似，亦可完成-6060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。五、基座旋转机构轴的设计及强度校核结果-B=650N/mm*2*42Os=360N/mm2二=300N/mm2=155N/mm2B=360N/mm2；=B=390N/mmd=52mm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100mmTOPWORK设计及计算项目h=0.1d+5=0,1x80+5=13,鉴于轴环承受轴的
11、重力，轴环直径100mm,宽20mm；4）齿轮轴头直径80mm,宽97mm,稍小于轮毅（100-3）;5）齿轮上端面接触套筒，固定套筒的轴身直径70mm,上轴颈直径60mm花键小径52mm花键大径56mm-_0轴两环倒角34556kH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JH7r624kN32kN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3父45°10）齿轮与平键采用
12、过盈连接，采用A型平键，键槽宽度b=20,槽深t=6,槽长L应小于齿轮的宽度，取L=70mm,轴段上平键居中布置。过盈配合取Fr=56kNH7r63,计算支反力和绘制弯矩图和扭矩图l281.5Ra=F2=5624kNI190I1108.5Rb=F=5632kNI1901）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。2Fr=pA=5Mpa0.0113m2-56kN支座A的支反力RA=F必=56黑”=24kN,Al190支座B的支反力Rb=Fk=56MW§天=32kNl190M=2608Nm2）最大弯矩发生在平键中心的界面处M=RaI1=24kN108.5
13、mm=2608Nm3）扭矩2T=pAr0=5Mpa0.0113m0.108m=6102Nm4.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）过盈配合为业时的应力集中系数k=2.62,r6k=1.89VT=6102Nm确定平键中心出的截面为危险面作精确强度校核。Q=2.62,Q=1.89<-0.64,:=0.72一：二12）尺寸系数s仃=0.64,%=0.72kJL3）表面质量系数1=14）综合影响系数KJ=262=4.09-；一0.64kc2.62=4.090.641.890.72-2.63K=k.J89-0.72=
14、2.63;5）弯曲应力幅6a=M=型8=0.24N/mm2W107506）平均应力仃m=E=56kN2=11.14N/mm2Az5024mm27）扭转应力幅%=02=0.25N/mm22WT245008）扭转平均应力=%=0.25N/mm29）按公式只考虑正应力时的安全系数S=31.4只考虑切应力的安全系数S二202.57K-m-BS=7SS=31.02>S满足强度要求.S2s21020a=0.24N/mm20m=11.14N/mma=0.25N/mm22m=a=0.25N/mmS31.4S=202.57六、液压泵俯仰机构零件设计及强度校核TOPWORK设计及计算说明主要结果1 .采用普
15、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Fv（作用于接合面，垂直向卜）根据UG质量分析，得到前四个自由度的总质量刀总=674.82kgFv=m总g=674.82父9.81=6619.98N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l=574.6mm二倾覆力矩（顺时针方向）M=Fvl=6619.98父574.6=3803840.508N,mm3 .计算倾覆力矩的工作拉力在倾覆力矩作用卜，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Fv=6619.98NM=3.804父106N*mm11m
16、axMlmaxJiM754752二12679.468NFmax=12679.468N4.求每个螺柱所需的预紧力横向工作载荷匕将使连接件下滑，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；F0ksFv一zfks=1.2f=0.2F0=9929.97N1.26619.989929.97N40.2.F。4.计算螺柱直径螺柱所受的总拉力由式（11-19）求得Fb=F。，一c1F、.c1c2由表11-5取一c=0.3C1C2C1.Fb=F0一一入=13733.81NC1C2查表选择螺柱材料为Q235,性
17、能等级5.6,屈服强度J=360N/mm2,安全系数S=4,则需用应力为I。=90N/mm2S根据式（11-21）求得螺柱危险剖面的直径（螺纹小径）为:d1>41.313733.813.1490=15.90mm，初取直径d=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,由式（11-39）有：12Fb=13733.81N初取直径d1=16仃=弛+MpmaxAW式中，接合卸卸枳A=h2l2=200x200=40000mm2;接合面抗弯剖面模量：W=期红=1.33父106mm364x9929.973.8x106°r2二仃pmax=+S-=3.
18、850N/mmp400001.33父106'由表11-9查得仃p=0.5op=0.5M500=250N/mm2>apmax2）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Opmin>0由式（11-38）zF0M4x9929.973.8父106八Opmin=-6<0AW400001.33父10由于会产生间隙，应提图预紧力，由<Tpmin>0,求得/、产生间隙的最小预紧力F0=28570N由式（11-19）重新求得螺柱所受到的总拉力'C1Fb=F0+Fy=28570+0.3父12679.468=32373.84NG+C2乙由式（11-21
19、）重新求得螺柱危险截面的剖面宜径hFTK14323734=24.41mm丫nb3.14父90二取d1=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M24m3接合面强度满足工作要求重新求得螺柱所受到的总拉力Fb=32373.84N最终选定螺柱直径为24mmGB/T901-1988B级等长螺柱M24x313七、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个螺钉设计一一日J1.3M4F。由公式11-17得，d1>n。1 .确定预紧力Fo,K订由公式11-29,Fo=f灯1）安全裕度系数Ks=1.22）接合面间摩擦系数f=0.153）工作
20、转矩T=p油Ar取动叶片与油液接触回积为85mm父150mm油压为2MPa,油压作用在动叶片上的等效力的作用点位于r=85mm圆周上T=2父106M85M107M140M107M85M10”=2023N4）r=75mm1.2父2023F0-.-43157.3333N0.15父5M75父10T=2023NLmF°=43157.3333N设计及计算项目结果动叶片中3个螺钉设计142.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c-s=640N/mm2初估直径M16,查表11-7,取s=2,2二=660/4=165N/mm2,1.3443157.33di:二16520.7
21、mm取螺钉直径M24,查表11-1,d1=20.752mm二.动叶片中2个销的设计d-z二p1. 确定剪切力F=p油A取动叶片与油液接触面积为85mmM140mm油压为2MPa,油压在动叶片等效力的作用点位于r=85mm圆周上F=P由A=2106851041401023800N2. 确定销个数z=23. 查机械手册，取材料为45号钢常用的销p=80MPa4238000.01376m=13.76mm2二80106动叶片与套筒之间的键的设计CTP4T-'-pdhlpl"Tdh1. 工作转矩T=pAT油压为2MPa,承压面A为85mmM140mm作用点离键沿半径方向为40mmT=2
22、8514040952000Nmm2. 回转直径的d为85mm键高12mm,op=110MPa15螺钉直径M24F二23800Nd=13.76mm人4父952000QQQl之st33.9mm85x12x110取l=50mm四.轴的设计d=60mmd至3/7/0.2TT=Fxr=p由xAxr取p油=2Mpa,A=85mmm150mm,r=85mmT=2父106父85父150父85父10单=2167.5NLmi去材料为40Cr钢，=52N/mm2d259.3mm取d=60mmT=952000Nmml=50mmT=2167.5N1md=60mm16八、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
23、五.动叶片中3个螺钉设计一一日J1.3M4F。由公式11-17得，d1>，n83 .确定预紧力Fo,K订由公式11-29,Fo=f灯4）安全裕度系数Ks=1.25）接合面间摩擦系数f=0.156）工作转矩T=p油Ar取动叶片与油液接触回积为75mmM75mm油压为2MPa,油压作用在动叶片上的等效力的作用点位于r=75mm圆周上T=2父106M75父10“父75父10一父75父10”=8.4375"02Nm4 ）r=75mmT=8.4375M102Nm设计及计算项目结果动叶片中3个螺钉设计171.2x8.4375x102F0二3:18000N0.15父5父75"04.
24、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crs=640N/mm2初估直径M16,查表11-7,取s=4,仃=640/4=160N/mm2,九3父4M18000Ld1之J%13.65mm6冗父160取螺钉直径M16,查表11-1,d1=13.875mm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'C1Fb-F0F0FmaxCi+C2一，K。G1）剩余预紧力F。=zfa.安全裕度系数Ks=1.2b.接合面间摩擦系数f=0.15c.螺钉个数z=4d.前自由度总质量m=122.863kg形心位置xc=316mmcG=mgxc=122.863M9.8
25、=1204.06N11.21204.06F0一定2408.11N4M0.152）查表11-5,C2=1-0.25=0.75G+C23）由公式11-36,Fmax-MT=G/2li4la. L取75mm,L为螺钉到中心线的距离b. s=Xc=316mm,s为前自由度总质量到接口的力臂F0=18000N螺栓直径M16F0=2408.11N185J204.06汐3咤0.075二？68.28N4M0.075Fb=2408.11+0.75父1268.28*3359.32N2.设计直径z、11.3父4已d1>兀叵查表11-6,取材料为45号钢，性能等级8.8级，屈服极限2640N/mm2初估M16,
26、查表11-7,s=4,仃=640/4=160N/mm2,、，3M4M3359.32.QOd1>J电5.89mm61父1603.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zF0M->0AW1) z=42) F°=3359.32N_、_423) A=200mmM200mm=4父10mm4) M=Gs=1204.06父0.316=380.48Nm=380480Nmm_、135) W=-x200x200m200=1333333.33mm64M3359.32380480、山口4电0.05至0辆足4M1041333333.33接合向卜侧不出现压溃的条件zF0+M十三巴AWp1
27、) z=42) F0=3359.32N3) A=200mmM200mm=4M104mm24) M=Gs=1204.06父0.316=380.48Nm=380480Nmm135) W=-x200m200M200=1333333.33mm66) 查表11-9,叵p=0.8os=0.8M640=512N/mm2Fb=3359.32N螺栓直径M16接合面符合工作要求193359432十38048。，。.621292M512满足41041333333.33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G1F=_=_x122.863m9.8=301.0N,查图11-20,
28、得此时44，一1,一F。=。，F。至一F=150.5N,由此2之叵孤尸而0.6mm满足条件。1.,二二二160动叶片中2个销的设计d,z二p确定剪切力F=p油A取动叶片与油液接触面积为75mm父75mm油压为2MPa,油压在动叶片等效力的作用点位于r=75mm圆周上F=p由A=2106751047510J3=11250N确定销个数z=2查机械手册，取材料为45号钢符合工作要求F=11250N4112502二80106:0.00598m=5.98mmd=5.98mm常用的销p=80MPa动叶片与套筒之间的键的设计dhl4T4T二pdh工作转矩T=pAr油压为2MPa,承压面A为75mmM75mm
29、作用点离键沿半径方向为40mmT=450000NmmT=2757540=450000Nmm回转直径的d为75mm键高12mm,。0=110MPap20,4x450000dOl之k%18mm75x12x110x106取l=50mm轴的设计G=mg=152,5566x9,8=1495.0547N一1八M二,G(65+119+16+65)=198094.7451Nmm1 _1_T=GXc=Gm290.9711=217508.8524Nmm2 2稳定不变扭矩，a=Lb定0.27JbMe="M2+(o(T)2=206616.6363Nmm,3-3ndn黑453W=8946.1760mm3232
30、Me206616.6363“2<e23.09555N/mmW8946.1760由XPJ,取2b=40碳素钢l=50mmM=198094.7451NmmT=217508.8524NmmMe=206616.6363Nmm仃e=23.09555N/mm2取仃/b=40碳素钢21九、旋转和夹紧的设计及强度校核1.机械手指部基座与回转体的螺栓连接将前部指部和轮胎简化为一简支梁结构，在其质心处受到一集中力机构简图：设计及计算说明主要结果1 .采用普通螺栓连接，布局如图示。2 .确定螺栓组连接所受的工作载荷。只受到横向载荷匕（作用于接合面，垂直向卜）二根据UG的质量分析后，得知不得总质量为：22E=3
31、1.21kg所要夹取得轮胎质量为：Fv404.27NM=14.23104Nmmm2=10kgFv=(m1+m2)g=404.27N(g取9.81m%)倾覆力矩顺时针方向M=Fv=404.273、2=14.23104N_mm3 .计算各螺栓所受的工作拉力。在倾覆力矩的作用下，上面的螺栓受到加载作用，而下面的螺栓受到减载的作用，故上面的螺栓受力较大,所受的载荷由书本的P411(113b)知为：maxJi2i4M754752=474.33NFmax=474.33NF=474.33NFo-1.2404.2740.2=606.405NF0=606.405N上面的螺栓所受到的总工作拉力：F%=Fmax=4
32、74.33N4 .求每个螺栓所需的预紧力。横向工作载荷Fv将使指架下滑，采用普通螺栓时是靠摩擦力来承受；M对摩擦力无影响，虽在M作用下,上面的压力减小，但下边的Fv增大，所以保证不下滑的条件是：由式(1127)可知:FksFv0.zfks=1.2f=0.25 .计算螺栓直径。螺栓所受的总拉力由式(1119)求得:Fb由表115取一c=0.3c1c223Fb=748.704NFb=F0：c1F.,=606.4050.3474.33=748.704Nc1'c2查表11.6选择螺栓材料为Q235,性能等级取3.6,其屈服极限=190N/m2;不控制预紧力，初取直径为16mm,查表11.7,安
33、全系数为S=4,则190:47.5S4根据公式（1121）小径）为：%m?。求得螺栓危险剖面的直径（螺纹di-41.3Fbnfcr41.3748.704“5.12mm二47.5螺钉的直径M10查GB/8221988选用公称直径d=10mm（螺纹小径di=8.376mm）的螺钉。螺纹规格：d=M10,公称直径d=50mm,性能等级为3.6级的H型螺钉GB/8221988M10M50。6.校核螺钉组连接接合面的工作能力。1）连接接合面下端的挤压应力不超过许用值，以防止接合面压溃，由式（1139）有：二pmaxzF°Ml'AW式中，接合面面积A=h2l2=200父200=40000
34、mm2;接合面抗弯剖面模量:lo363W=h2.W.33310mm6h2一.一一44606.40514.2310J=+Tp400001.333106=0.1674N'2mm由表11.9查得|p=0.5=0.5250=125Nmm2二pmax，故连接面下端不会压溃。2）连接合面上端应保持一定的剩余预紧力，以防止接合面产生间隙，即仃p,min>0,由式（1138）得：pminzF0_M=4606.405_14.23104AW400001.333106十字槽圆柱头螺钉接合面强度满足工作要求24故接合面上端受压最小出不会产生间隙。故满足工作要求2.机械手指部设计及夹紧力计算机械手指部机构
35、简图机械手指部夹紧力的计算设计及计算项目主要结果1.液压活塞所受的压力液压活塞承压面面积：S=n(D2d2)=n(802-402)=15080(mm2)所以F=PS=5MPa15080mm2=75400NFi是手指连杆施加名左手指的力，F1是左手指对连杆的反作用力；一一,.f2和f2同样构成一对作用力与反作用力，如图所示.由于机构的对称性，故F1=F2,F1'=F2.当机构静平衡时，工Fx-0,ZF-0;入ylz'F75400CF-FiCOS,所以Fi一2cosOt=山烟30b=43532.2(N)F=75400N_'Fi=43532.2N25根据对O点的力矩平衡：F1
36、b=N.L12,FbFb43532.2x211N=±=上="乙乙=6969.1(N)手指的夹紧力N=6969.1N十、机构各自由度的连接过程1 .手指和活塞(Fingerandpiston)2 .旋转机构(ratatableinstitution)TOPWORK263.俯仰机构(swing_institution)4.摇摆机构(Waver_institution)5.液压泵俯仰机构(hydraulic_pressure_Pitching)276.总装(TotalAssembling)H一设计特色该机构是一个六自由度的工业机械手，能完成夹紧、旋转、俯仰、摇摆以及回转动作，可用
37、于工业流水线上的操作。我们主要针对设计的是在轿车生产过程中，后车箱备胎的放置，机构简便、效率高，可控范围大，沉重量大，基座运用齿轮传动，效率高，强度大，液压泵28俯仰机构承载性强，可调角度大，回转机构和俯仰机构都是-60度到60度。机构所用零件便于加工，标准件较多，便于机构的组装，相应的成本也不高。十二、心得体会经过两周的奋战我们的课程设计终于完成了，在这次课程设计中我学到得不仅是专业的知识，还有的是如何进行团队的合作，因为任何一个作品都不可能由单独某一个人来完成，它必然是团队成员的细致分工完成某一小部分，然后在将所有的部分紧密的结合起来后形成一个完美的作品。这次课程设计，由于理论知识的不足，
38、再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的可能不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次课程设计的最大收获和财富，使我终身受益。在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们
39、更好29的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。在这种相互协调合作的过程中，口角的斗争在所难免，关键是我们如何的处理遇到的分歧，而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中，生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力，面对分歧大家要消除误解，相互理解，增进了解，达到谅解.也许很多问题没有想象中的那么复杂，关键还是看我们的心态，那种处理和解决分歧的心态，因为我们的出发点都是一致的。经过这次课程设计我们学到了很多课本上没有的东西，它对我们今后的生活和工作都有很大的帮助，所以，这次的课程设计不仅仅有汗水和艰辛，更的是苦后的甘甜。参考文献1 .<<机械设计手册>>
40、;第四版第2卷主编：成大先化学工业出版社2002.12 .<<工业机械手设计基础>>天津大学<<工业机械手设计基础>>编写组编天津科学技术出版社1980.83 .<<机械手及其应用>>王承义机械工业出版社1981.64 .<<机械设计与理论>>主编：李柱国编者：高雪官许敏等科学出版社2003.85 .<<现代机械工程图学>>蒋寿伟强敏德蒋丹高等教育出版社1999.66 .<<液压与气压传动>>章洪甲王积伟黄谊机械工业出版社2005.66.<<
41、;UGNXCA佻速入门指导>>洪如谨陈炎清华大学出版社2003.3307.<<UGNX高级开发实例>>曾向阳谢国明王学平电子工业出版社2004.13111.按扭转强度概略计算轴颈1）选用45号钢，调质。查表得仃B=650N/mm2,22oS=360N/mm,oj=300N/mm,S1=155N/mm2,B=360N/mm2,0B=390N/mm2d3ArT2）按公式，算得0.2T00.2T，因为2_2二dh二012022A-huosai=.=0.0113m2,p=5MPa,44司=40N/mm2,匕=0.108m为齿轮分度圆半径，贝U:d>0.0091mo考虑到轴是垂直布置，过细会失稳，因此取d=52mm,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，
