下肢康复机器人设计(编辑修改稿)

下肢康复机器人设计(编辑修改稿)内容摘要：

助患者的踝关节进行康复训练，帮助下肢有运动障碍的患者恢复下肢的运动机能。 开封大学 毕业论文 16 第 3 章 机械零件设计 在机械产品的有关设计中，其机械本体的设计 是 最主要的。 在这一章中，将对下肢康复机器人姿态机构机械本体中一些重要和特殊的零件设计进行重点说明，并对其一些零件进行强度校核。 机械零件设计的一些基本原则 避免在预定寿命期内失效的要求： （ 1） 强度 零件在工作中发生断裂或不允许的残余变形统属于强度不足。 上述失效形式，除了用于安全装置中预定适时破坏的零件外，对于任何零件都是可以避免的。 因此，具有适当的强度是设计零件时必须满足的基本要求。 为了提高零件的强度，在设计原则上可以采用以下的措施：采用强度高的材料；使零件具有足够的截面尺寸；合理的设计零件的截面形状，以增大截面的惯性矩；采用热处理和化学处理的方法，以提高材料的力学性能；提高运动零件的制造精度，以降低运动时的动载荷；合理的配置机器中各零件的相对位置，以降低作用于零件上的载荷等。 （ 2） 刚度 零 件在工作时所产生的弹性变形不超过允许的限度，这就叫做满足了刚度要求。 显然，只有当弹性变形过大就要影响工作性能的零件，才需要满足这样的要求。 对于这类零件，设计时除了要做强度计算外，还必须做刚度计算。 零件的刚度分为整体变形刚度和表面接触刚度两种。 前者是指零件整体在载荷作用下发生的伸长、缩短、扭曲、旋转等弹性变形的程度；后者是指因两零件接触表面上的微观凸峰 在 载荷作用下发生变形所致的两零件变化的程度。 原则上说，为了提高零件的整体刚度，可采取增大零件的截 面尺寸或增大截面的惯性矩；缩短支撑跨矩或采用多支点结构，以缩 小 挠 曲变形等。 开封大学 毕业论文 17 为了提高接触刚度，可采取增大精加工以降低表面不平度等。 （ 3） 寿命 有的零件在工作初期虽然可以满足各种要求，但在工作一定时间后，却可能由于某种（或某些）原因而失效。 这个零件正常工作延续的时间就叫零件的寿命。 影响零件寿命的主要因素有：材料的疲劳，材料的腐蚀以及相对运动零件接触表面的磨损等三方面。 大部分机械零件均在变应力条件下工作，因此疲劳破坏是引起零件失效的主要原因。 影响零件材料疲劳强度的主要因素是：应力集中、零件尺寸大小、零件表面品质及环境状况。 在设计零件时，应努力从这几个方面采取措施，以提 高零件抵抗疲劳破坏的能力。 2. 结构工艺要求 零件要有良好的结构工艺性，是指在既定的条件下，能够方便而经济的生产出来，并便于装配成机器这一特性。 所以，零件的结构工艺性应从毛坯制造、机械加工过程及装配等几个生产环节加以综合考虑。 工艺性是和机器生产批量大小及具体的生产条件相关的。 为了改善零件的工艺性，就应当熟悉当前的生产水平及条件。 对零件的结构工艺性具有决定性影响的零件结构设计，在整个设计工作中占有很大的比重，因此必须予以足够的重视。 3. 经济性要求 零件的经济性首先表现在零件本身的生产成本上。 设计零件时， 应力求设计出耗费最少的零件。 要降低零件的成本，首先要采用轻型的零件结构，以降低材料消耗；采用少余量或无余量的毛坯或简化零件结构，以减少加工工时。 这些对降低零件成本均有显著的作用。 工艺性良好的结构就意味着加工及装配费用低，所以工艺性对经济性有着直接的影响。 采用廉价而供应而充足的材料以代替贵重金属；对于大型零件采用组合结构以代替整体结构，都可以在降低材料费用方面起到积极的作用。 开封大学 毕业论文 18 另外，尽可能采用标准化的零件、部件以取代特殊加工的零、部件，就可在经济方面取得很大的效益。 机械零件设计 在设计零件的过程 中，本论文主要采用了 Pro/E 软件。 而在绘制零件图时则使用了 Auto CAD 软件。 凸轮 轴的设计 在设计凸轮轴时，首先应 该对凸轮的轮廓进行设计。 设计圆柱凸轮的轮廓曲线，应该将其展开成平面后变成移动凸轮。 根据踝关节运 动规律设计。 凸轮轮廓 曲线展 设计过程如下 ，根据具体尺寸设计行程 B0B4 为62mm， 轮轴直径 60mm。 如图 ，已知 圆柱 凸轮 半径 ，从动件长度 ，滚子半径 4mm， V 是 凸轮回转方向，其展开轮廓曲线可近似绘制如下： 1. 作 OA 线垂直于凸轮回转轴线，作 ∠ OAB0= 30 /2，从而得出从动件的初始位置 AB0。 把从动件的运动周期 8 等分，根据踝关节运动规律可以得到 从动件的各个位置 AB0、 AB AB AB AB4。 图 圆柱凸轮轮廓展开图 开封大学 毕业论文 19 2. 取线段 B0B0 之长为 即圆柱的周长。 将 B0B0 分为与从动件位移线图横轴对应的 八 等分，得点 C C C … ，过这些点画一系列中心在 OA 线上、半径等于 AB0 的圆弧。 3. 自 B1 作 平 行 OA 直 线交过 C1 的圆弧于点 D1，自 B2 作 平行 OA直 线交过 C2 的圆弧于点 D2， ……。 将 B0、 D D … 连成光滑曲线，便得到展开图的理论轮廓曲线。 4. 以理论轮廓曲线上诸点为圆心画一系列滚子，而后作两条 包络线，即 可 得 凸轮展开图的实际轮廓曲线。 因圆柱凸轮轮廓凹槽位于圆柱面上，当与凹槽接触的圆柱滚子随从动件作平面圆弧运动时，滚子将以不同深度插入凸轮槽中。 由于上述设计过程未考虑滚子与凸轮之间在从动件摆动轴线方向的相对运动，由此所得凸轮机构，其从动件实际运动规律与预期运动规律在理论上即存在偏差，所以是一种近似设计方法。 欲消除设计偏差，必须对理论轮廓曲线进行修正，或者根据滚子与凸轮间的相对 空间运动关系，采用解析法对凸轮轮廓曲面进行精确设计。 在轮廓设计好之后，应根据转矩的大小及凸轮的直径设计凸轮轴的形状及其尺寸。 轴的设计和校 核 ： 1．求凸 轮轴上的转矩 T1 在之前的 设计中，已求出 1 34000 N m mT  2．求作用在凸 轮上的力 在凸轮设计中，从动杆对凸轮的力是变化的，我们对轴的设计应取最大时刻的力，凸轮轮廓直径为 60mm，因此 8 0 0 N , 8 0 0 NtrFF 3．初步确定轴的最小直 径 估算轴的最小直径公式 3min 0 PdAn / minPn 开封大学 毕业论文 20 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据表 ，取 A0=103， 则 表 轴常用的几种材料的 [T]及 A0 值 轴的材料 Q235A、20 Q27 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr、 35SiMn 38SiMnMo [τ]/MPa 15~25 20~35 25~45 35~55 A0 149~126 135~112 126~103 112~97 凸 轮轴的最小直径显然是安装平键出的直径 dF G。 综合考虑选取dFG=20mm。 4．轴的结构设计 ，如图 是凸轮轴的结构简图，下面详细说明各尺寸的确定过程。 （ 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ： 凸 轮轴 FG 段需要与联轴器 通过平键连接，取 FG=45mm。 （ 2）初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，3 3m in 0 m m m m25PdA n   图 轴的结构与装配简图 开封大学 毕业论文 21 故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求，并根据 直径 dEF=40mm。 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度的单列圆锥滚子轴承 71107E，其尺寸为 dDT=35mm62mm19mm，故 lAB=20mm，lEF=35mm。 两 端滚动轴 承采用轴肩进行轴向定位。 由手册上查得 71107E 型轴承的定位轴 肩 高 h=，在此 取 直径 dBC=dDE=50mm。 （ 3）取 凸轮轮廓所在 的 CD 段 的直径 dCD=60mm； （ 4）凸轮轴根据轴承 宽度 取 AB 段 长 度 lAB=20mm，并加工 l~2mm的退刀槽。 （ 5）根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取右轴承 盖的外端面与 FG 段 左端面 保持一定 的距离，取 lEF=30mm。 （ 6）凸轮主体， 考虑到 凸轮主体的运动规律，这一轴段的长度 应足够长， 取 lCD=140mm。 （ 7） BC 段与 DE 段是轴的过渡段，取长 l BC=10mm， l DE=10mm。 至此，已初步确定了周的各段直径和长度。 5. 轴上零件的周向定位 凸轮轴于一个套筒联轴器采用平键联接 ， 此处轴径为 20mm。 由手册查得平键截面 bh=6mm6mm（ GB/T10951079），键槽用键槽铣刀加工，长为 15mm（标准键长见 GB/T 10961979）；同时为了保证套筒联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择套筒 与轴的配合为 H7/r6。 同样， 联轴器与减速器 轴选用的平键为 6mm6mm15mm， 配合 也 为H7/r6，滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴 的直径尺寸公差为 m6。 6. 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 ，轴端倒角 245176。 ，各轴肩 角半径 2mm。 开封大学 毕业论文 22 表 零件倒角 C 与圆角半角 R 的推荐值 7．求轴上载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值 （支反力作用点至轴承外圈宽边距离）。 对于30212 型圆锥滚子轴 承，由手册中查得 a=22mm。 因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 1 4 4 1 5 2 0 1 5 2 0 1 1 1 1 1 9 2 m m       根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 （图 ） 直径 d 6~10 10~18 18~30 30~50 50~80 80~120 120~180 C 或 R 开封大学 毕业论文 23 c )M HFrFaF NV1 F NV2M H =FaD/2d )M V1M V2e )M HM V 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。 现将计算出的截面 B 处 MH， MV 及 M 的值列于 表。 图 轴的载荷分析图 a)受力图 b）水平面受力图 c）水平面弯矩图 d）垂直面受力图 e）垂直面弯矩图 f）总弯矩图 g）扭矩图 开封大学 毕业论文 24 表 危险截面处弯矩扭矩 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 125 4 0 N , 2 6 0 NNH NHFF 121040 N , 240 NNV NVFF   弯矩 M 31320 N m mHM  1 60 32 0 N m mVM  2 2 8 8 0 0 N m mVM  总弯矩 221 3 1 3 2 0 6 0 3 2 0 6 7 9 6 6 N m mM     222 3 1 3 2 0 2 8 8 0 0 4 2 5 3 3 N m mM     扭矩 T 34000N mmT  8. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和 扭矩的截面 ， 根据公式 22()ca MTW   （ ） 22 2213() 6 7 9 6 6 (0 . 6 3 4 0 0 0 ) M P a 2 8 . 7 M P a0 . 1 2 0ca MTW      前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查 机械设计手册 得 1[。