机械原理课设设计说明书一种仿生爬杆机构的设计.doc

编号： 课程设计说明书 题题 目目： 一种仿生爬杆机构的设计 院院 （系）（系）： 机电工程学院 专专 业业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名学生姓名： 宾春华、黄国洪、贾红亮 学学 号号： 0700110202、12、14 指导教师指导教师： 匡 兵 职职 称称： 副 教 授 2010 年 1 月 20 日 目目 录录 一、设计背景和目的.2 二、设计要求和数据.2 三、设计方案比较及选择.3 1、设计方案比较.3 （1）设计方案 1.3 （2）设计方案 2.3 （3）设计方案 3.4 （4）设计方案 44 （5）设计方案 5.4 （6）设计方案比较.4 四、总体设计.4 1、电机选择5 2、系统运动循环图5 3、机构运动简图.6 五、设计计算.7 1、抓手的设计.7 2、凸轮的设计.9 3 3、上升机构的设计.10 4、轴及推杆的设计.11 5、齿轮的设计.12 6、机构总体时间配合.14 7、机构效率.14 六、机构的改进.14 七、总结. .14 八、参考文献. .15 九、附录. .16 一、设计背景和目的一、设计背景和目的 随着现代生活中高空作业不断增加，如路灯杆、悬索桥钢索 、杆状城市建 筑的清洗 、油漆 、喷涂料 、检查 、维护 、电力系统架设电缆 、瓷瓶清洁 等 。目前的清洗 、维护工作主要由人工和大型设备来完成 ，但它们都集中表 现出效率低 、劳动强度大 、耗能高 、二次污染重等问题 。市场上少量使用 的气动蠕行式爬行器 ，其上升和下降运动的实现由气压控制 ，需要气源和气 动控制 系统能量损耗大 ，并且一般伴有较大的噪声 。因为连接了大量的支持 设备 ，气动蠕行式爬行器的体积和活动范围都受到限制 ，而且设备成本较高 。而有些爬杆机构采用几个原动件或利用复杂的电子控制，这虽然增加了机器 的灵活性，但从另一方面来说，这即增加了爬杆机构的成本，又增加了机构不 可靠性的隐患。 在此我们设计一种利用电动机为原动件的仿生爬杆机构，利用电这种清洁 和简便的能源，实现随时随地爬杆，以满足日益增长的高空作业要求，同时也 可以为消防、监控等带来新的思路。值得说明的是，此次设计只是进行原理设 计，真实应用时还需要尺寸和电机等其他构件的重新优化设计。 二、设计要求和数据二、设计要求和数据 爬杆机构的主要工作是将其他特殊要求的工作机构带到预定的杆高处进行 工作，由于爬杆过程是垂直或接近垂直的升降运动，故而要保证在爬杆的过程 中不会掉下来或出现停机等情况，并且要求爬杆机构自身的重量要适当，每次 上升不少于 35mm，抓杆的直径在 7585mm 之间，要求能较好的适应各种表面 的杆。 要求：要求： 1.、根据设计任务要求，进行爬杆机构机械系统方案的总体设计，确定 减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。 2 、根据设计参数和设计要求，进行执行系统（执行机构）的运动尺寸 设计，以满足运动要求。 3、建立执行系统输入、输出（上升）之间的位移、速度和加速度关系， 并编程进行数值计算，绘制一个周期内上升位移、速度和加速度线图。 4、选择电机型号，分配减速传动系统中各级传动的 传动比，并进行传动 机构的工作能力设计计算。 5、对爬杆机构机械系统进行结构设计，画出机构简图，绘制装配图及关 键零件工作图，对机构进行运动仿真。 三、设计方案比较及选择三、设计方案比较及选择 1、设计方案比较、设计方案比较 （1）设计方）设计方案案 1 -轮式爬杆机构方案轮式爬杆机构方案 图 1 轮式方案 轮式爬杆机构如图 1 所示，主要特点是用弹簧夹住一对轮子，靠电机驱动 多对轮子实现爬杆上升。 （2）设计方案）设计方案 2-蠕动式爬杆机构蠕动式爬杆机构 图 2 蠕动式方案 蠕动式方案主要是利用电机驱动凸轮机构、曲柄连杆机构、摆杆机构等实 现机构的爬升动作，最大特点是其上有两个套不完全松开要爬的杆。 （3）设计方案）设计方案 3-履带式爬杆方案履带式爬杆方案 图 3 履带式方案 履带式靠不断上升旋转的履带带动机械手上升，从而达到爬升目的。 （4）设计方案）设计方案 4-磁吸式磁吸式 本方案有点类似轮式方案，它靠磁性钢轮吸住钢铁钢铁管而运动上升，但只 适宜在大管内行。 ， （5）设计方案）设计方案 5-升降式升降式 装有机械手，利用两手的抓放和身体上升这三个动作有序错开，达到上升 的目的，但并非是履带式，它的手能完全放开杆。 （6）方案比较）方案比较： 由于一种产品能否推广，决定因素有很多，所以设计时要考虑产品的可靠性、 复杂性、性价比、应用范围及其他因素的不同作用。设计爬杆机构，现在有多 种技术方案可供我们选择。 以下我列举几种爬杆方式优缺点的比较： 移动方式优 点缺 点 轮式（如图 2a） 移动速度快 ，控制方便 ，转弯容 易 接触面积小 ，越障能力 差 ，易打滑 履带式接触面积大 ，承载能力大，移动速 度快，适应能力强 履带磨损大 ，结构复杂。 机动性差 磁吸式承载能力大，具有很强的适应能力 越障能力差 ，应用范围 窄（只能用于钢或铁管） 蠕动式（如图 2b） 承载能力大，运动平稳 ，控制简便 ，适应能力较强 运动速度慢 ，结构复杂 表 1 由于我们的机构主要面向城市的管状建筑，因而要求有较好的越障能力，同 时应该结构较为简单。 由于轮式越障能力差，而履带式的成本高，磁吸试的应用局限于磁体类管件， 蠕动式速度较慢。 故而，我们不采用主流现成的方案，我们的方案采用的是升降式，与以上 几种主流方案比较，我们的方案的优点是：结构较为简单，动作较容易实现， 有较好的越障能力，同时运动平稳，运动速度适中，价格便宜。 四、总体设计四、总体设计 1、电机的选择、电机的选择 由于是进行原理性设计，为避免在电动机减速 机构上耗费太多的时间，我们采用的是自身带有减 速机构的 6v 直流电动机。 电动机的参数如下： 型号：25GA2431 电压：DC6V 空载转速：130r/min 负载转速：110r/min 输出扭矩：0.8kg.cm 重量：0.1kg 外形尺寸：L=21mm 图 4电动机的外形尺寸参数 加了减速机构后（见图 12） ，电动机的参数如下： 空载转速：15 r/min 112 5额定转速：12 r/min 额定扭矩：5 kg.cm 外形尺寸(mm)（不含轴及接线端子）：2559mm.mm 重量：0.11kg 说明：电机的转向可以由接线方式决定。 2、系统运动循环图、系统运动循环图 系统的整体运动循环图如下 图 5 系统运动循环图 3、机构的运动简图、机构的运动简图 图 6 爬杆机构简图 1 为上凸轮，2 为一副不完全直齿轮，3 为连上凸轮的轴，4 为连下凸轮的轴，5 为下凸轮， 6 为机构下半身箱体（即下支架，凡是打有反向的剖面线都是） ，7 为机构上半身箱体 （即上支架，凡是打有反向的剖面线都是） ，8 为曲柄滑块机构的连杆，9 为棘轮，10 为棘爪，11 为曲柄，12 为一副不完全锥齿轮，13 为一副直齿轮，14 为电动机，15 为凸轮 推杆（下面也有一样长的推杆，未标出） 说明：推杆连接的是手,手的俯视图可参考图 8 和附录图 1 在图 6 中，粉红线（即将弹簧二字分开的那条水平直线）以上的机构均装 在上箱体（即上支架） ，而其下为下箱体（即下支架） 。 整个爬杆机构的运动简图如图 6 所示，连有三个齿轮的轴是主轴，连曲柄 11 的轴是上升机构的传动轴，与上凸轮 1 相连的轴是上凸轮轴，与下凸轮相连 的轴是下凸轮轴。 在运动过程中，由电动机经减速带动主轴转动（通过直齿轮副 13） ，而后 主轴分别带动上下手和上升机构做间歇运动，其运动规律如图 1。 五、设计计算五、设计计算 1、抓杆手的设计、抓杆手的设计 手的构造设计： 由于运动是在垂直方向上进行的，所以手的设计的好坏决定着整个机构能 否正常工作。因为要求有较好的越障能力，因而设计时我们采用了手的结构。 如图 5， 由受力分析可知：当手抓杆时，手受两个力同时的作用一个是爬 杆机构的自身重力 G，一个是杆对手的摩擦力 Fu 。可见，Fu 无法完全消除 G 的影响，即 Fu 与 G 的共同作用产生了一个无法消除的顺时针力矩 M，从而导 致手顺时针旋转，这将影响机构的正常工作。 如何解决这个问题呢？经过我们讨论研究，我们决定给手加一个支撑点 （如图 6，增加一条支杆） ，让摩擦力方向朝下，这样就可以消除顺时针的力矩 M 了。 图 6 普通手抓杆时受力图 图 7 加支杆后手受力图 手的尺寸确定： 设计要求杆径 D=7580mm。此处为方便计算，取 D=80mm。 1 L =60mm， 2 L =18mm， 3 L =50mm, 4 L =30mm, 5 L =20mm， max =45， min =0(如图 7 所 示)。支杆的长度为 6 L =70mm，倾斜角为=135（如图 8 所示） 。则推杆来回 运动时，其行程 1 s = 5 L max cos =20mm cos45=14.2mm 考虑到 AB 段张开时 L2 的水平距离会变短，还有零件尺寸误差以及为方便生产、 安装，我们取推杆的行程 S1=15mm，以满足需要。 C 点的张合位移与 B 点张合位移 SB成比例， 即 52121c 2/sLLLSLL B （1 sin ） 因为支杆与推杆刚性连接，故支杆的水平位移等于推杆的位移 S1，与杆的 最大距离为 14.2mm，最小距离为 0。 图 8 手的结构简图（手的俯视图，上图为放开，下图为抓 杆） 手的工作： 手负责抓杆，它承载着整个机构的重量，因而在实际中可以在 BC 段杆 （图 7）加橡胶或其他物质以增大手抓杆的摩擦力。 手的张合动作决定于两个凸轮的状态，如图 9 所示，当凸轮在远休时，推 动推杆保持 S1 最大，手闭合抓杆；反之，当凸轮在近休时，由于弹簧的回复力 使推杆 S1=0，手张开。值得注意的是，实际工作中，两只手始终有一只手是闭 合抓杆的，即有两种状态： （1） 两手同时是闭合的；（2）当一个手张开时，另一个是闭合的。 手的自由度 手张开时的其自由度为 2(3nF 1 p + h p - p )- F =3 5-(2 7+0-0)-0=1 可见，手张开时的自由度为 1，等于其原动件（推杆）的数目，所以手有确定 的运动。 手闭合抓杆时，其自由度为 0，此时手不运动。 图 9手的主视图 2、凸轮的设计、凸轮的设计 凸轮使用的目的是驱使爬杆机构的两个手实现张合的动作。两手至少必须 有一个是闭合状态的，所以两个凸轮的配合要恰当。 （见图 10） 因为凸轮的转速 w1是一定的，而两凸轮可看成是由一根杆同时驱动的 （见图 10 ，即两凸轮同时转动，同时停止，只是初始位置不同） ，为使至少有 一推杆在远休，两凸轮的初始位置只能是远休的中点或者是近休的位置。所以 我们设计凸轮的推程运动角 0 =45，远休止角 01 =90，回程运动角 0 =45， 近休止角0，基圆半径 0 r =15mm，推程 h=15mm，凸轮的厚度为 10mm，推 杆的直径为 6mm。而两凸轮推杆有一个初始位置在远休，另一杆初始位置在在 近休。 这样子一来，1 个周期时间 43211 ttttT ，而因为 0 = 2/1 010 =45， 所以 4321 tttt ，为了使推杆运动时凸轮不受冲击，我们设计凸轮采用正弦 加速度运动规律（图 10 不代表正确轮廓曲线，只是拿来说明时间） ，因而两推 杆的位移随时间关系如图 11 所示。由图 11 曲线可一看出，凸轮满足上述工作 要求。 图 10 两个凸轮工作过程 图 11 推杆位移图 3、上升机构的设计（图、上升机构的设计（图 12、13） 为了机构能平稳上升我们采用箱体有导程杆，如图 12 中的 1 和 2。其中 1 表示上箱体，2 表示下箱体，则上下箱体只能沿着特定的方向（竖直方向）运 动。本机构由一个曲柄摇杆机构完成身体伸缩动作。 图 12 爬杆机构身体伸缩部分结构简图 为了机构能平稳上升我们采用箱体有导程杆，如图 9 中的 1 和 2。其中 1 表示上箱体，2 表示下箱体，则上下箱体只能沿着特定的方向（竖直方向）运 动。本机构由一个曲柄摇杆机构完成身体伸缩动作。 其中 5 为曲柄，3 为连杆。为了能满足设计 要求的每次至少上升 35mm 的要求，我们取曲柄的长度=20mm，连杆三的长 5 L 度=100 mm，则理论上由锥齿轮 4 曲柄转 180时，身体可伸缩 3 L H=40mm35mm， 因为 e=0 ，滑块对心运动， 故此机构无急回特性，满足上 升平稳要求。 连杆最大摆角= )100/20arcsin( =11.5 xma 因为此机构并非大功率机构，故最大压力角符合要求。 上升机构自由度 F=4 3-（2 5+1）=1，所以自由度满足要求。 但实际上，以为与锥齿轮 4 配合的锥齿轮是一个不完全齿轮，因此在锥齿 轮 4 不配合时，由于重力的作用会导致曲柄非正常转动。因而有必要加一个装 置防止此类事故的发生。为此，我们在曲柄的轴上连接一个几轮机构（图 12 中 的 6 和 7） ，6 为棘轮，7 为棘爪，同时曲柄偏置。 （见图 13）若棘爪的压力适度 应该是能消除重力对曲柄的影响的。 4、轴及推杆的设计、轴及推杆的设计： 各种轴和杆件设计原则应该是在以满足工作强度的条件下尽量减小尺寸， 由于时间仓促本次设计为能对轴杆类进行优化设计，只是满足工作强度要求。 上下凸轮的转动情况完全一样，但可以作相对滑动。其连接可以采用类似 图 11 的轴结构，或其他非圆柱累可相对滑动的杆件，其外径可为 6mm。曲柄 轴的直径为 6mm。图 14 凸轮推杆 15（连接手的，参考图 8 和附录图 1）的长 度为 95mm，直径为 6mm。 图 13 棘轮机构和曲柄的关系（左视图） 图 14 图 5 中的轴 3 和轴 4 的配合截面图 5、齿轮的设计、齿轮的设计（主要参考图 6） 机构中齿轮均为渐开线标准齿轮。 A、不完全直齿轮副、不完全直齿轮副： 不完全直齿轮副 2（图 6 中） ，主动轮（在主动轴上）的标准齿数=50， 但因为设计需要改成 =20 齿（不完全齿） ，而从动轮齿数=40，两齿轮的模 1 z 数为=1mm，两齿宽均为 5mm，分度圆压力角=20。 1 m 图 15 不完全直齿轮传动 示意图（不代表真实尺寸） 为防止不传动时从动轮旋转，应该在主动轮无齿之处加一个锁定弧（如图 15） 应该两齿轮按标准中心距安装，故直齿轮副 2 在不啮合时，其重合度为 a1=0；啮合时，其重合度 满足传动连续条件。174 . 1 2/)nta(tan)nta(tan 22111 aaaaa zz 上式中，=50, =40, =arcos(/)=arcos( =(50 cos20 b1 d a1 d 1 d)cos(a/da1 mm/52mm)=25.38，*arcos(/)=26.50, =20。 122 /zaz b1 d a2 d a 不完全直齿轮的传动比=/=40/20=2 。 12 i 1 w 2 w 12/ zz B、不完全锥齿轮副、不完全锥齿轮副： 不完全锥齿轮副 12（图 14 中） ，主动轮（在主动轴上）是不完全齿轮，其 标准齿数=40，根据设计需要改成=20 齿（不完全齿） ，从动轮=40，两 3 z 3 z 4 z 齿轮的模数=1.5mm,齿宽=8mm。不完全锥齿轮传动比 2 m 220/40/ 344334 zzwwi C、标准直齿轮副、标准直齿轮副： 标准直齿轮副 13（图 6 中） ，是将电动机传能量转移到主轴的轮副。因为 电动机本身带有减速机构（变速箱） ，而电机输出的额定转速为 0.2r/s，即 5 秒 转一圈，此速度基本满足我们设计的机构的工作要求，为了避免带来不必要的 麻烦，我们才用主轴与电动机同一转速。 标准齿轮副的模数=1mm，两齿轮的齿数均为=20，两轮齿宽均为 3 m 65 zz 5mm，分度圆压力角 a=20。齿轮传动的重合度 ()+Z6()/(2)= 1.561 2a 5 zaatantan 1 aatantan 2 满足连续传动条件。 上式中，=40,a1= a2=arcos()=arcos(cos a/)=(20 cos20 5 z 6 z 11/ab dd 1 d 1a d mm/22mm)=31.32，=a=20。 a 传动比=/=20/20=1 56 i 65/ ww 6 z 5 z 6、机构总体时间配合：、机构总体时间配合： 本机构只所以能够运动主要取决于时间配合恰当，其运动循环图如图 5 所 示，可见手部分的机构与上升机构的运动都是间歇运动。时间配合见表 2： 表 2 T0=5s0.25s2s0.25s2.5s0.25s2s0.25s2.5s W0=72T1T2T3T4T5T6T7T8 主轴 W0T0/202T0/5T0/2T0/2T0/202T0/5T0/20T0/2 手轴 W105W0/40005W0/400 曲柄 W1000W0000W0 动作上手紧 下手紧 上手紧 下手紧 保持顶起 上手 保持上手紧 下手紧 保持提起 下手 由表中可以看出时间配合满足工作需要，设计成功。 7、机构效率、机构效率： 设直齿轮的传动效率为=0.95，锥齿轮的传动的效率为=0.93，其他机构 1 2 的效率为 1。 如图 6，电动机 14 传给主轴（标准齿轮副 13 传动）的效率为=0.95；如图 1 6，电动机 14 传给主轴（标准齿轮副 13 传动）的效率为 1=0.95；不完全直齿 轮副 2 传动时，其效率为=20/50 0.95=0.38 ；不完全锥齿轮 2 21/ z z 1 副 12 的传动效率=20/40 0.93=0.47。 2433 /zz 当爬杆机构工作时，其总效率 （）=0.95 （0.38+0.47）=0.81 1 总 32 可见此机构的效率较高。 若考虑摩擦等不确定因素的影响，总的机械效率也 会大于 50% 。 六、机构的改进六、机构的改进 1、本机构的刚性转子-凸轮由于体积相对机构较庞大，这会影响机构的效 率，同时因为其质心不在回转轴上，会产生震动和噪音，因而在实际模型中应 进行刚性转子的静不平衡计算，这样既能够减轻整个机构的重量，提高效率， 又能使震动和噪音降低。 2、因为本机构的棘轮只是定义一个方向，故而在升降过程中会产生位置的 偏差，因而应该在实际中改用方齿棘轮机构或者不完全锥齿轮也加一个锁定弧。 3、由于本机构主要依靠于机械的控制运动，所以控制相对来说并不容易达 到理想的状态，若是能够加个芯片控制时间或同时加一个用于监控的设备，比 如摄像头等，相信机构的运动精度将能再上一个档次，同时控制也将变得更加 容易。 七、总结七、总结 在经历了将近半个学期也可以说是 5 天的设计历程之后，我们首先得为自己 有了人生中第一个设计而感到高兴，但我们也开始明白作为一个设计者的艰辛 和所需付出的巨大的努力。一个设计的几个简单的机构上，不过说实的在就这 几个简