大红鹰,仓储机器人的移动底盘创新设计(带CAD图）
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大红鹰,仓储机器人的移动底盘创新设计(带CAD图）,大红,仓储,机器人,移动,底盘,创新,设计,CAD
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分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)仓储机器人移动底盘的创新设计所在学院机械与电气工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级13 机自 4 班姓 名李郡学 号1322230411指导老师王飞 2017 年 3 月 31 日2诚诚 信信 承承 诺诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文） 仓储机器人的移动底盘创新设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： (手签) (手签) 2017 年 3 月 31 日I摘 要本课题主要进行仓储机器人的移动底盘创新设计，随着当代社会科学技术的迅猛发展，智能控制领域作为一个新兴的课题，逐渐进入科学研究业的视野，在当今的社会中也有着越来越广泛的应用。本设计介绍了与仓储机器人的移动底盘相关的机器人领域以及智能车辆领域的研究现状，对仓储机器人的移动底盘的设计与结构做了系统的介绍，给出了仓储机器人的移动底盘的概要设计。整机结构主要由电机产生动力通过蜗轮蜗杆将需要的动力传递到传动到车轮轴上，车轮轴带动轮子，从而带动整机装置运动，提高劳动生产率和生产自动化水平。更显示其优越性，有着广阔的发展前途。关键词：仓储机器人，移动底盘，概要设计，结构设计IIAbstractThe design of mobile chassis innovation the main subject of the storage of the robot, with the rapid development of science and technology in contemporary society, the field of intelligent control as a new topic, gradually entered the scientific research industry perspective, there are more and more widely used in todays society.This design introduces the current research status of mobile robot chassis and storage related robotics and intelligent vehicle field, design and structure of the mobile robot chassis storage are introduced, gives an overview of the design of the robot chassis mobile storage. The structure is mainly composed of the motor powered by the worm will need to transfer the power to the drive wheel shaft, the wheel shaft drives the wheels to drive the movement of the device, improve labor productivity and automation level. It shows its superiority, and has broad prospects for development.Key words: storage robot, mobile chassis, outline design, structural designIII目 录摘摘 要要 .IABSTRACT.II目目 录录.III第第 1 章章 绪论绪论.1 1.1 国外仓储机器人的移动底盘的发展.1 1.2 国内仓储机器人的移动底盘的发展.1 1.3 仓储机器人的移动底盘的研究.2 1.3.1 国外仓储机器人的移动底盘的研究 .2 1.3.2 国内仓储机器人的移动底盘的研究 .4 1.4 本章小结及设计方向.4第第 2 章章 仓储机器人的移动底盘的设计总体设计仓储机器人的移动底盘的设计总体设计.5 2.1 仓储机器人的移动底盘的组成.5 2.2 悬架的结构分析.5 2.3 悬架总体参数的计算.5 2.4 电机模块.6 2.5 车架选择.6第第 3 章章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计.7 3.1 螺旋弹簧的设计计算.7 3.1.1 螺旋弹簧材料的选择 .7 3.1.2 弹簧的受力及变形 .7 3.1.3 弹簧几何参数的计算 .9 3.1.4 计算结果的处理.11 3.2 减震器的选型与设计.12 3.2.1 减振器类型的选择.12 3.2.2 汽车悬架与减震器的匹配与减震器的放置.13 3.2.3 双筒式液压减振器的外特性.13 3.2.4 双筒式减振器的外特性设计原则.15 3.2.5 主要性能参数的选择.15 3.2.6 主要尺寸的确定.16 3.2.7 计算结果的处理.17IV 3.3 螺旋弹簧的强度校核.18 3.3 本章小结.19第第 4 章章 分动箱设计分动箱设计.20 4.1 基本传动数据计算.20 4.2 齿轮传动设计.21 4.2.1 第一级齿轮传动设计.21 4.2.2 第二级齿轮传动设计.23 4.3 轴的校核.25 4. 4 键的校核.31 4.5 轴承的校核.32总总 结结.35参考文献参考文献.37致致 谢谢.39第 1 章 绪论1第第 1 1 章章 绪论1.1 国外仓储机器人的移动底盘的发展仓储机器人的移动底盘的研究始于 60 年代末期，斯坦福研究院（SRI）的 Nils Nilssen 和 Charles Rosen 等人，在 1966 年至 1972 年间研制出了名为 Shakey 的自主仓储机器人的移动底盘。进入 20 世纪 80 年代以后，人们的研究方向逐渐改变并且转移到了面向实际应用的室内仓储机器人的移动底盘的研究，并逐步形成了自主式仓储机器人的移动底盘AMR（IndoorAutonomous Mobile Robot）概念。美国国防高级研究计划局（DARPA）专门立项，制定了地面天人作战平台的实施战略计划。1.2 国内仓储机器人的移动底盘的发展国内对于仓储机器人的移动底盘的起步比较晚。从“七五”开始，我国的仓储机器人的移动底盘研究逐渐开始起步，经过数年的发展，在 1994 移动底盘智能机器人仓储学院由用户。根据地图上的搜索和全球规划的基础上，地方规划技术的影响：在五个方面的关键技术。仿真技术政策和研究技术冲击技术，四; 设计和实现智能移动底盘存储机器人的。1.3 仓储机器人的移动底盘的研究1.3.1 国外仓储机器人的移动底盘的研究仓储机器人的移动底盘的研究始于 20 世纪 50 年代初，美国 Barrett Electronics 公司开发出的世界上第一台自动引导车辆系统（Automated Guided Vehicle System，仓储机器人的移动底盘 S） 。1974 年，瑞典的 VolvoKalmar 轿车装配工厂与SchiinderDigitron 公司合作，研制出一种可装载轿车车体的仓储机器人的移动底盘S，并由多台该种仓储机器人的移动底盘 S 组成了汽车装配线，从而取消了传统应用的拖车及叉车等运输工具。由于 Kalmar 工厂采用仓储机器人的移动底盘 S 获得了明显的经济效益，许多西欧国家纷纷效仿 Volvo 公司。在世界科学和工业设计界，大量开发移动存储机箱机器人，它具有典型的移动机器人底盘仓库的研究项目包括：意大利 MOB-实验室的研究。MOB-实验室是一个开放的“移动实验室” 。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）2德国联邦大学的研究：德国联邦大学开发多辆智能原型车。在 1985 年，一个VaMoRs 智能车辆的第一个原型已经过测试到 100km H /室外通信。使用机器视觉，以确保车辆的横向和纵向控制。俄亥俄州立大学。智能交通美国研究所开发了三个俄亥俄州立大学智能车的原型，配备了错误检测和数据和技术的各种传感器：基于视觉系统; 雷达系统; 扫描激光测距仪; 其他传感器，例如作为外雷达，陀螺仪之前。此外，斯特拉斯堡（斯特拉斯堡）测试中心，研究英国国防部门，卡耐基梅隆大学，梅赛德斯-奔驰，麻省理工学院，韩国移动机器人底盘仓储理工大学还研究。1.3.2 国内仓储机器人的移动底盘的研究吉林大学仓储机器人的移动底盘课题组长期从事仓储机器人的移动底盘自主导航机理及关键技术研究。90 年代以来，制造单元配置更改和图像自动识别的研究小组在他们自己的汽车的中国进行研究并引导了新的自动导向车辆系统的开发，转化为柔性或半改变生产组织模式进行生产的组织提供了有益的支持技术和关键设备。研究已研制出一种 JUTIV-1，JUTIV-2，JLUIV-3 第三类型自动制导车辆，其中，所述机器人的移动底盘 JLUIV-3 丰富的视觉导航放入存储和工厂测试12，和吉林科委的地区， “新视觉引导机器人底盘的存储和自动运输物流系统开发”项目，长春政府计划统治鸡蛋的明星生活的商业项目，项目资源吉林大学科技园项目-tech 的产品，目前类型的存储机器人的移动机箱已经完成商业开发的，将被投入市场。对于更高的移动底盘性能JUTIV-3 存储机器人，智能化程度高，是国内第一个创新项目，必将会产生重大的社会效益和经济效益13。1.4 本章小结及设计方向本章主要介绍仓储机器人移动底盘的国内外研究的发展历史，以及研究的现状。让我对仓储移动机器人底盘研究有了更深入的了解，同时对本次设计有了更进一步的想法及知道了设计思路。第 2 章 仓储机器人的移动底盘的设计总体设计3第 2 章 仓储机器人的移动底盘的设计总体设计2.1 仓储机器人的移动底盘的组成图 2-1 移动底盘的组成2.2 悬架的结构分析在悬架机构分析中采用空间机构分析法对其进行分析。在运用此方法进行分析时，将悬架总成中的构件等效成刚体来研究 悬架系统的空间运动。 图 3-1 是悬架的等效机构图，借助图中所示的等效方式，我们可以清楚地看出悬架摆臂和转向节之间的连接通过球副来等效；减振器外套筒和活塞的联接方式被等效成一个移动副；减振器的上支点和车身的联接被等效成一个转动副14。这样，悬架被抽象成一个封闭的空间机构。通过图示的等效方案可以使我们对 悬架系统的分析变得简单，且不会在很大程度上影响分析的结果2.3 悬架总体参数的计算在设计时首先对悬架总体参数进行计算，如悬架的刚度、悬架的挠度等，这样，在下文对零部件的计算时，就可以以 悬架的总体参数为依据，根据悬架的结构参数求出相关零部件的受力、刚度等参数。1.悬架的刚度宁波大红鹰学院毕业设计（论文）4根据设计要求给定的设计状态下的轴荷及簧下质量，可求得前 悬架单侧的簧上质量sm (3.1)23484587smkg于是，前悬架的刚度 C 为 smnC21)2(2 3.141592653 1.31)357=24186.362(N/m)=35.5(N/mm)2 前悬架的设计偏频 n1，取 1.31Hz2.悬架的静挠度悬架的静挠度 和悬架刚度之间有如下关系：1cf (3.2)251)(1ncf代入数值得：，取)(568.141cmfc)(1461mmfc3.悬架的动挠度在结构和使用方面来确定悬架的动挠度:mmfd802.4 电机模块采用普通直流电机。直流电动机具有优良的调速特性，调速平滑、方便，调整范围广；过载能力强，能承受频繁的冲击负载，可实现频繁的无级快速启动、制动和反转；能满足各种不同的特殊运行要求。由于普通直流电机更易于购买，并且电路相对简单，因此采用直流电机作为动力源。2.5 车架选择使用两轮驱动的电动，虽然速度上无法与四轮的相提并论，不过灵活性上却是大大的提升，对于躲避障碍物方面有重要的改变，非常适合题目要求。第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计5第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计3.1 螺旋弹簧的设计计算3.1.1 螺旋弹簧材料的选择 螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑、制造方便及高的比能容量等特点，在轻型以下汽车的悬架中运用普遍 。根据车工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求（可参考下文的计算分析） ，选择 60Si2MnA 为簧丝的材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命15。3.1.2 弹簧的受力及变形根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置 处弹簧所受压缩力 P 与车轮载荷的关系式：vN (3.3)(103 . 43)301220cos(81. 920cos5 .318)cos(cos.0NAPvN式中，为车轮外倾角，为减振器内倾角，0为主销轴线与减振器的夹角式中角度如图 3-2 所示。弹簧所受的最大力取动荷系数 k=1.7，则弹簧所受的最大力 Pdmax 为：Pdmax= (3.4)(1031. 7103 . 47 . 133NPk宁波大红鹰学院毕业设计（论文）6图 3-1 弹簧安装角度示意图2.车轮到弹簧的力及位移传递比弹簧的刚度sk悬架的线刚度xk能通过传递比产生关系 ：用位移传递比就能够算出xisk (3.5)fihivNFFkxyvFws/其中分数代表悬架的线刚度。从而，得到如下关系式：fhvNv/当球头支承 B 由减振器向车轮移动 t 值时，根据文献16，悬架的行程传递比及力的传递比为（其中的参数说明详见图 2-4）： (3.6)cos(/10xi (3.7)tctgococtdtgRyi)()()sin()()cos(000000)cos(yxxsiikk 第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计7图 3-3 悬架受力和位移比分析代入数值可得到 i x 1.002， i y 1.146。所以，位移传递比 i x i y 为 1.1483.弹簧在最大压缩力作用下的变形量由前悬给定的偏频 f1.31Hz，可得到了汽车悬架的线刚度： (3.8)/(16.337 . 031. 114. 344222222mmnMfkx于是可得出弹簧的刚度sk (3.9) )/( 1 .38mmNiikkyxxs进而可得到弹簧在最大压缩力 Pdmax 作用下的变形量 F： (3.10)(9 .1911 .38/7310max/mmkPdFs所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为：Pdmax=7310N F=191.9mm3.1.3 弹簧几何参数的计算根据已求得的弹簧所受的最大力和相应的变形进行弹簧的设计。1.弹簧的材料许用应力簧丝材质选： 60Si2MnA。表 3.1 材料的性能参数许用切应力48kgf/mm2宁波大红鹰学院毕业设计（论文）82.选择弹簧旋绕比：在本文选旋绕比 C=8。3.计算钢丝直径 d 曲率系数 (3.11）18. 1615. 04414CCCK=14.5mm 选 d=14.5596. 1KPCd 4.弹簧中径 D2 选择D2=Cd=8 10.5116mm选 D2=116mm5.弹簧圈数 n 选择 (3.12)5.64232488KCGDpDfGdn选 n=7 圈两端均选 0.5 圈支承圈，则弹簧总圈数为：n1=n+n2=7+1=8 圈6 .弹簧极限变形 (3.13)工作极限载荷，式子： (3.14)mFFj215. 012. 1NPPFjJF31081. 47.弹簧的几何尺寸节距 mmnFdt94.435 .1414. 05 .14/89 .191自由高度 H0H0=nt+1.5d mm33.3295 .145 . 194.438许用剪应力100kgf/mm2剪切模量 G8000kgf/mm2弹性模量 E20000MP强度范围45-50HRC第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计9选 H0=329mm螺旋角 ： 88. 6902 .442arctgarctgnDt外径 D： D=D2+d=116+14.5=130.5mm进而需将原有弹簧座的尺寸作相应的改变17（实际尺寸根据弹簧的外径尺寸而 定）。内径 D1：D1=D2-d=116-14.5=101.5mm。3.1.4 计算结果的处理螺旋弹簧算出的数据如下表 3.2 所示。表 3.2 螺旋弹簧参数自由高度 H0329mm弹簧圈数 n8 圈螺旋角6.88内径 D1101.5mm外径 D130.5mm节距 t43.9mm在 AUTOCAD 软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图 3-4）。装配时，设精度 7 级，设粗糙度值 Ra3.2。图 3-4 螺旋弹簧的零件图宁波大红鹰学院毕业设计（论文）103.2 减震器的选型与设计3.2.1 减振器类型的选择悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。在流过摩擦和粘性流体摩擦的孔口的液体汽车车身和车轮振动阻尼器已经开发了振动阻尼，振动能量转化为热能，并分配到周围的空气，实现振动的快速衰减19的目标。如果能源消耗仅在压缩行程或调出他的访问，被称为单向减震器减震器; 也称为双作用减震器。因为后者的摊销比前者及被广泛使用。减震器主要分为两类，即摩擦式减震器和液压减震器。击摩擦阻尼器使用两个挤压在一起时，有上述盘摩擦阻尼之间的相对运动。虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力减振器最早出现于1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。车的工作工况一般为城市道路工况。所以我选择筒式减振器。而在筒式减振器中，常用的三种形式是：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。我选择双筒式液力减振器。使用双管液压减振器的后当框架和车轴往复运动，通过粘性流体，主体和框架振动能量的内部流成热能减震器 ，最终散到大气中，从而达到使振动迅速衰减的目的。图 3-7 减振器3.2.2 汽车悬架与减震器的匹配与减震器的放置结构如右图 3-8。特性：侧倾中心高度较高；车轮外倾角与主销内倾角变第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计11化小；轮距变化很小，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单、紧凑乘用车上用得较多。图3-8 结构3.2.3 双筒式液压减振器的外特性 悬架减振器的外特性，是指减振器伴随（相对）运动的位移或（相对）运动的速度，与相应产生的工作阻力之间的关系，通常我们分别称之为示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配悬架的性能需要，就能获得良好的振动特性。设计的减振器在实际使用中，其外特性必须保证良好的相对稳定性。减振器外特性的畸变往往会使预期设计的外特性出现某些缺陷，因此，减振器的设计有两个基本质量要求：一是外特性必须满足车辆悬架的性能需求；二是无畸变，即这种外特性要有稳定而持久的工作质量。减振器的外特性即为其速度特性，如图 3-9 所示。图 3-9 减振器特性宁波大红鹰学院毕业设计（论文）12a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性减振器的特性可以用下图所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。一个是粘滞阻力损耗，一般湍流，其值大致成比例的流量。第二个是动能的损失进入和离开通道，这也正比于流率的情况下，和主要适用于研究盛行是不发粘。由于在温度诞生粘度变化比用温度为显著，因此如果可以通过使用在阀列车设计第二压力损失的密度变化，这将是容易影响的粘度变化的特征油，即油，其不会受到温度的变化。在每一种情况下，电阻大致正比于速度的平方。图A示出的关系，阻尼F和流动速度v在给定的信道，类似的信道更大的直径通道B，总的过程和图3的特性的情况。在图所示的B。如果B是一个阀门，然后，当它逐渐打开，A系列和系列改变了A + B之间的特性，但只要选择慢慢打开，和B该阀孔可为系统20的任何给定的特性而获得。开阀处理可以在三个地描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.1m/s 时阀就开始打开，完全打开则需要速度达到数米每秒。3.2.4 双筒式减振器的外特性设计原则 对外特性的基本设计依据，需要研究车身的振动。车身的振动又取决与轮轴的振动。轮轴的振动同时受上、下两端的影响，与车轮的阻尼有关。车轮的激振力等于悬架质量的惯性力和轮轴质量的惯性力之和。同时车轮的激振力又决定了车轮的接地性能，是行驶安全性的重要尺度，在悬架系统中配置适当的减振器，能有效的阻尼车身振动，保证良好的平顺性。通过查阅资料可以知道，增大相对阻尼系数将有效的抑制车身加速度和车轮动栽增大，但是增大相对阻尼系数虽然有利于降低车身动载，但车身的加速度会相对于阻尼系数的增大而增大。因此在高的激振情况下，减振器的作用加剧了车身的振动，降低了舒适性，但减振器此时由于对车轮动载有抑制作用，却能提高行驶的安全性。因此外特性的设计应该有两个基本方面的意义：一是使减振器的外特性与车辆悬架振动特性相匹配；二是在复杂的运行工况下，能较稳定的保持这种相适应的外特性。车辆在复杂的运行工况下，减振器的相对稳定地保持其外特性的预期设计能力，是评价悬架减振器减振效能和等级质量的决定性标志。第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计133.2.5 主要性能参数的选择筒式减振器设计中涉及的参数较多，能分成以下几种：（1）整车参数（2）几何布置参数（3）减振器结构参数含阀孔位置、阀孔个数、阀孔直径、减振器筒径、工作缸直径与长度、储液筒直径与长度等。（4）减振器工作参数减震器包括工作长度，阀，弹簧加载的压缩，活塞行程的阀行程中，活塞的最大线速度的阀弹簧压力的限制，比负电阻活塞，阀开启压力时，减震器的阻尼系数。最大卸荷力等参数的计算，尺寸设计计算，强度校合，寿命计算等。活塞面积按反行程的最大阻力来确定，反行程最好电阻和所述活塞的最大线速度，并且取决于悬浮液的结构的活塞的最大线速度。阀装置通常设计包括通过在计算中打开阀弹簧计算。通常有两种阻尼器的通常由候选，通孔所使用的，并且活塞通常是由阀座的开口补偿。在大多数情况下，通过该活塞的最大线速度的贯通孔的压缩冲程，活塞，即开阀速度计算。当设计阻尼器，实际值的阻尼比不是已知的，它可以通过衰减振动阻尼器的计算导通时间来顺序来确定。然而，阻尼比和物理量的值和所述活塞的最大线速度，和减震器的阻尼，并因此之间的大小关系，振动的在设计过程中的角度被吸收所有这些阻尼器的估计值阻尼所致。3.2.6 主要尺寸的确定1.筒式减振器工作缸半径径 D的确定根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸半径 D 为 mm08.25)48. 01 (314159. 3113442式中， p 最大允许压力，取 3M pa ；为连杆半径与缸筒直径之比，取 0.48根据求得的工作缸半径，查汽车筒式减振器的有关国标 (JB145985)，就可以就近选用一个标准尺寸。这里我们选用的工作缸半径 D=25mm。)1(420PFD宁波大红鹰学院毕业设计（论文）142.最大卸荷力 F0的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 vx (3.16)nAwavx/cos式中，vx 为卸荷速度一般为 0.150.30m/s，A为车身振幅，取 40mm为悬架振动固有频率。由悬架结构总体布置方案知 a201mm n=212mmw所以， nAwavx/cos )/(31. 05cos948. 023. 810403sm取伸张行程的阻尼系数 =1.8 =1.82054=3.769103 ，在伸张行s程的最大卸荷力为 (3.17)30 3.769 100.31 1134sxF v()N3.减振器的阻尼系数减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和 悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。 (3.18)CMMKx22车中减振器安装在悬架中与垂直线成的夹角，则此时的阻尼系数应根据减震5器的布置特点确定： (3.19)222cos2awnms20945cos20121223. 85 .318324. 02222式中： w 杠杆比,i=n/a；N 为下横臂的长度 减振器安装角。3.2.7 计算结果的处理上述的计算结果如表3.5 所示：第 3 章 仓储机器人的移动底盘机械结构和驱动转向系统的设计15表表3.5 减震器缸内数据处理阻尼系数2094最大允许压力p3MP工作缸直径D50mm储油桶直径Dc73mm连杆与缸筒直径之比 0.48壁厚2mm3.3 螺旋弹簧的强度校核1.稳定性验算 在弹簧受到较大的垂向载荷时，弹簧可能因为过大的高径比而出现弯曲失稳现象，根据文献可知当弹簧的高径比小于 5.3时便不会出现失稳现象 高径比 b： (4.1)3 . 588. 29025922DHb满足稳定性要求。2.弹簧的实际性能参数 实际弹簧刚度： (4.2)mNkyxsiiks/1032. 34平衡位置弹簧所受的压缩力： (4.3)v0N coscos( )P2866.2N相应的弹簧变形： (4.4)mmsKP5 .1334310522. 21019. 3平衡位置时的弹簧长度（上、下弹簧座的实际位置）： (4.5)0HH6 .113340mm4 .2263.弹簧对整车的影响根据弹簧的实际刚度及悬架的行程传递比及力的传递比可以计算出 悬架的实际宁波大红鹰学院毕业设计（论文）16线刚度： (4.6)41032. 3yxsiiKxK进而可得到汽车的偏频： (4.7)HzfMK708. 15 .2881038. 221214对阻尼比 进行检验： (4.8)391. 0431032. 35 .288210419. 22MKC根据车的参数要求，经比较可知此设计方案满足设计要求。3.3 本章小结叙述了在减振器的设计中需要的各种设计参数。通过对减振器外特性了解确定了外特性的设计原则，介绍了双筒式液力减振器各类参数的选用方法和在设计过程中需要的各种公式以及对重要参数的确定。 第 4 章分动箱设计17第 4 章 分动箱设计分动箱传动设计，是根据动力箱驱动轴位置和动力转速、各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接，使各主轴获得预定的转速和转向。齿轮箱传动系统要求设计：1)、在保证主轴的强度、刚度、转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格、数量为最少。2)、不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。3)、为了结构紧凑，齿轮箱内齿轮副的传动比。4)、主轴设置在第排位置，以减少主轴的扭转变形。5） 、刚性主轴上的齿轮，其分度圆直径大于被加工孔的孔径，以减少振动，提高运动平稳性。6)、驱动轴带动的转动轴不能超过两根，以免给装配带来困难。7） 、主轴的分布被加工零件上加工孔的位置决定主轴的分布情况。孔的位置分布大致可归纳为：同心圆分布、支线分布和任意分布三种类型。图 5-1 分动箱结构图4.1 基本传动数据计算根据结构设计要求，可以尽量采用电机直接带动的传动方式，这样设计的结构简单紧促，并且容易保证传动比，只是可能会引起机床传动的不平稳性。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）18变速箱是常见的机械传动装置，电机输入，通过两级直齿轮变速，向外输出动力。基本要求：电机输出功率：150w；输出扭矩：5Nm；变速箱减速比为 21。要求输出：T=9550p/n n=286.5r/min 展开式布置，查阅有关标准，取 i1=2，则 i2=1。 （注以下有 i1代替 i11，i2代替i22）4.2 齿轮传动设计 应尽量使相啮合齿轮的齿数之间没有公约数，以便使齿轮在使用过程中各齿之间都能相互啮合，以加速磨合，模数3m4.2.1 第一级齿轮传动设计a) 选材料、确定初步参数1) 选材料 小齿轮：40Cr 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS 大齿轮：45 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS2) 初选齿数 小齿轮的齿数为 Z1=24，则大齿轮的齿数为 Z2=242=483) 齿数比即为传动比 48224i 4) 选择尺宽系数 d和传动精度等级情况，参照机械设计手册并根据以前学过的知识选取 d=0.6小齿轮直径 d1=72mm，则小齿轮的尺宽为 b=d d1=0.660=20mm5) 齿轮圆周速度为： 参照机械设计手册选精度等级为s/m5 . 11000604806010006011ndv9 级。6) 计算小齿轮转矩 T163119.55 105 10 N mmpTn 7)确定重合度系数 Z、Y：由公式可知重合度为695. 112812012 . 388. 1第 4 章分动箱设计19则由手册中相应公式可知：877. 03695. 1434Z692. 075. 025. 0Y8)确定载荷系数 KH 、KF确定使用系数 KA：查阅机械设计手册选取使用系数为 KA=1.85确定动载系数 Kv：查阅机械设计手册选取动载系数 Kv=1.10确定齿间载荷分布系数 KHa、KFa：mm/N100mm/N23.703660101 . 485. 12*2411dbTKbFKAtA则 3 . 1877. 01122ZKHa45. 1692. 011YKFa载荷系数 KH、KF 的确定，由公式可知09. 33 . 115. 110. 185. 1HVAHKKKKK42. 33 . 145. 109. 3HaFaHFKKKKb) 齿面疲劳强度计算1) 确定许用应力H 总工作时间 th，假设该机的寿命为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 个小时，则： h1200083005ht 应力循环次数 N1、N286 . 66 . 66 . 66 . 63111111013 . 04 . 05 . 07 . 02 . 011200048016060hhiiihvttTTtrnNN781221056. 14 . 6101uNNNv 寿命系数 Zn1、Zn2 ，查阅相关机械设计手册选取Zn1=1.0、Zn2=1.15 接触疲劳极限取：hlim1=720MPa、hlim2=580MPa宁波大红鹰学院毕业设计（论文）20 安全系数取：Sh=1.0 许用应力 h1、h2 MPa720119. 17602lim1hnHhSZMPa667134. 15702lim2hnHhSZ2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取MPa190EZ3) 节点区域系数 ZH查阅机械设计手册可选取 ZH=2.54) 求所需小齿轮直径 d1 mm34.55720877. 05 . 21904 . 6114 . 6101 . 409. 3212343211hhedhZZZuuuTkd 与初估大小基本相符。5）分度圆直径 d1,d2 113 2472mmdmz 223 48144mmdmz 6）确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=20mm 小齿轮尺宽取 b2=20mm4.2.2 第二级齿轮传动设计a) 选材料、确定初步参数1)选材料 小齿轮：40Cr 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS 大齿轮：45 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 36，则大齿轮的齿数为 361=363)齿数比即为传动比 1i 4)选择尺宽系数 d和传动精度等级情况，参照机械设计手册并根据以前学过的知识选取 d=2/3 齿轮圆周速度为： 参照手册选精度等级为 9 级。11dn108 286.50.055m/s60 100060 1000第 4 章分动箱设计215)计算小齿轮转矩 T1mmN105 . 275966. 11055. 9np1055. 9T561616)确定重合度系数 Z、Y：由公式可知重合度为74. 114012812 . 388. 1则由手册中相应公式可知：868. 0374. 1434Z681. 075. 025. 0Y7)确定载荷系数 KH 、KF确定使用系数 KA：查阅机械设计手册选取使用系数为 KA=1.85确定动载系数 Kv：查阅机械设计手册选取动载系数 Kv=1.0确定齿间载荷分布系数 KHa、KFa：mm/N100mm/N6 .1965684105 . 285. 122511dbTKbFKAtA则 33. 1864. 01122ZKHa47. 1681. 011YKFa载荷系数 KH、KF 的确定，由公式可知2.8333. 115. 10 . 185. 1HVAHKKKKK13. 333. 147. 183. 2HaFaHFKKKKc) 齿面疲劳强度计算1) 确定许用应力H 总工作时间 th，假设该弯曲机的寿命为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 个小时，则： h1200083005ht应力循环次数 N1、N2宁波大红鹰学院毕业设计（论文）2276 . 66 . 66 . 66 . 63111111035. 13 . 04 . 05 . 07 . 02 . 01120007516060hhiiihvttTTtrnNN67122107 . 251035. 1uNNNv寿命系数 Zn1、Zn2 ，查阅机械设计手册选取 Zn1=1.33、Zn2=1.48接触疲劳极限取：hlim1=760MPa、hlim2=760MPa安全系数取：Sh=1许用应力 h1、h2 MPa8 .1010133. 17602lim1hnHhSZMPa8 .1124148. 17602lim2hnHhSZ2)弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取MPa190EZ3)节点区域系数 ZH查阅机械设计手册可选取 ZH=2.54)求所需小齿轮直径 d1 mm0 .708 .1124868. 05 . 219053/21583. 2105 . 22123253211hhedhZZZuuTkd 与初估大小基本相符。5）分度圆直径 d1,d2 mm12040311 mzdmm5418322 mzd6)确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=392/3=26mm 小齿轮尺宽取 b2=26mm4.3 轴的校核一轴的校核： 轴直径的设计式第 4 章分动箱设计23 633T9.55 10 PPC27.89mm0.2nnd取 d=30轴的刚度计算a) 按当量弯矩法校核1) 设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。 宁波大红鹰学院毕业设计（论文）24图 5.2 轴的受力转矩弯矩图2)求作用在轴上的力如表 5.1，作图如图 5.2c表 5.1 作用在轴上的力垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承 1F2=12NF4=891N齿轮 2=NBvF1367498NFAH轴承 3F1=476NF3=1570N带轮 40Fv1056NBHF第 4 章分动箱设计253） 求作用在轴上的弯矩如表 5.2，作出弯矩图如图 5.2d、图 5.2e表 5.2 作用在轴上的弯矩垂直面（Mv）水平面（Mh）1308N.mm109-Ft1vMN-971191091cHFM.mm合成弯矩截面97128N.mmN.mm97119130822M105348N.mm31312204498vM15N.mm2041367-313891HM合成弯矩截面 105363N.mmN.mm1510534822M4）作出转弯矩图如图 5.2f5）作出当量弯矩图如图 5.2g，并确定可能的危险截面、如图 5.2a。并算出危险截面的弯矩如表 5.3。表 5.3 截面的弯矩截面105431N.mmTM22eM截面106160N.mmTM22eM6）确定许用应力已知轴材料为 45 钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得b=102.5MPa，=60MPa。b0b1 59. 05 .10260017）校核轴径如表 5.4表 5.4 验算轴径宁波大红鹰学院毕业设计（论文）26截面mm6626mm1 . 0M31bed截面mm4826mm1 . 0M31bed结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的刚度计算71714102 .19101 . 8165 273 .573 .57ipiiiipiiinipiiiILTILTILTG25120032I41p1d52088832I42p2d83436232I43p3d127170032I44p4d186189632I45p5d83436232I46p6d25120032I47p7d16481232I48p8d5 . 012. 016481295251200598343622718618961571271700408343625352088827251200302 .190所以轴的刚度足够1）求作用在轴上的力如表 5.5，并作图如图 5-3c表 5.5 作用在轴上的力第 4 章分动箱设计27垂直面（Fv）水平面（Fh）F3=1627NF1=8362N=2381NBvF867NFAHF4=754NF3=12619N0Fv21848NBHF2）计算出弯矩如表 5.6，并作图如图 5.3d、图 5.3e表 5.6 轴上的弯矩垂直面（Mv）水平面（Mh）.mm-314824.5N193.5-Fp1vMN.m1618047193.51cHFMm合成弯矩截面m1640000N.mN.mm1618047314824.522M189272N.mmvMN.mm5 .3154675HM合成弯矩截面m3160000N.mN.mm3154675.518927222M3）作出转弯矩图如图 5.2f4）作出当量弯矩图如图 5.2g，并确定可能的危险截面、和的弯矩如表 5.7表 5.7 危险截面的弯矩截面m1640000N.mTM22eM截面m3160000N.mTM22eM6）确定许用应力已知轴材料为 45 钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得b宁波大红鹰学院毕业设计（论文）28=102.5MPa，=60MPab0b1 59. 05 .10260017）校核轴径如表 5.8表 5.8 校核轴径截面mm8464.89mm1 . 0M31bed截面mm9080.58mm1 . 0M31bed结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的刚度计算71714102 .19101 . 8165 273 .573 .57ipiiiipiiinipiiiILTILTILTG所以轴的刚度足够5 . 0000. 00附：轴二与轴三的校核与轴一相同。取轴二的直径为 35，轴三的直径为 30. 经检验，合格。4. 4 键的校核平键的强度校核. a) 键的选择 键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。键的主要尺寸为其横截面尺寸(键宽 b 键高 h)与长度 L。键的横截面尺寸 bh 依轴的直径 d 由标准中选取。键的长度 L 一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列21。故根据以上所提出的以及该机工作时的要求，故选用 A 型普通平键。由机械设计手册查得：键宽 b=16mm 键高 h=10mm 键长 L=30mmb) 验算挤压强度.第 4 章分动箱设计29平键联接的失效形式有：对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即：静联接 ppkldT2 式中 传递的转矩 T)mmN( 轴的直径 d)mm( 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 k2hk 键的接触长度(mm).圆头平键 lbLl 许用挤压应力)p)MPa( 键的工作长度 mm11mm)1425(bLl挤压面高度 mm52102hk转矩 npT61055. 9mN1019. 11587. 11055. 966许用挤压应力，查机械设计手册表， MPa60p 则 挤压应力 MPa60MPa62.43115961019. 1226apMPklT 所以 此键是安全的。附：键的材料：因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。国家标准规定，键用抗拉强度不低于的钢制造，如 45 钢 Q275 MPa600等。4.5 轴承的校核 滚动轴承是又专业工厂生产的标准件。滚动轴承的类型、尺寸和公差等级均已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）303.6.1 初选轴承型号 试选 10000K 轴承，查机械设计手册GB281-1994，查得 10000K 轴承的性能参数为： C=14617N Co=162850N (脂润滑)1900minn3.6.2 寿命计算 a) 计算轴承内部轴向力. 查表得 10000K 轴承的内部轴向力 )2/( YFFRs 65. 0 323815cos67. 0cos67. 0Y N12247041888115084N1050233592098689222221RRFF则： N90208)2(N90788)2(1211YFFYFFRSRSb) 计算外加轴向载荷 0XFc) 计算轴承的轴向载荷 因为 21SSFF 故 轴承 1 N9020811SAFF 轴承 2 N9020821SAFF d) 当量动载荷计算 由式 )(aRpPYFXFfF 查表得： 的界限值 RAFF42. 05 . 1tge 90. 01050239020821RAFF 77. 01224709020822RAFF 查表知 eFFRA90. 0/11第 4 章分动箱设计31 故 39. 0cos4 . 04 . 011YX eFFRA77. 011 故 39. 04 . 022YX 则： N90500)9020839. 01050234 . 0(2 . 1)(11111ARpPFYFXfF N101003)9020839. 01224704 . 0(2 . 1)(22122ARpPFYFXfF式中. (轻度冲击的运转)2 . 1pf由于 ，且轴承 1、2 采用型号、尺寸相同的轴承，故只对轴承 2 进行寿21PPFF命计算。N1010032PPFFe) 计算轴承寿命 h4500h5119)101003146170(256010)(60103106610PhFCnL f) 极限转速计算 由式 lim21nffnmas 5 . 1101003146170PFC 6 .3777. 0/21arctgFarctgFRA 查得：载荷系数 65. 01f 载荷分布系数 81. 02f 故 minr190081. 065. 0masn nminr1000宁波大红鹰学院毕业设计（论文）32 计算结果表明，选用的 10000K 型圆柱孔调心轴承能满足要求。总结33总 结本文对仓储机器人的移动底盘转向系统的设计进行了系统的论述。并结合机械部分的设计，自制了一辆两前轮独立驱动、差速转向的，本文主要完成了以下几方面的工作:(1)仓储机器人的移动底盘的总体结构设计。由于设计的是前后轮相互独立，前轮驱动，后轮转向。再此基础上，进行稳定的运输。外形结构，采取了铝合金材料，这样既减轻的车身的重量，还能保证了运载货物的重量。(2) 自动引导的动力系统结构。采用前后轮独立驱动的模式，前轮由电机带动蜗杆传动，给与合适的动力源，带动动整辆车运动。1、仓储机器人的移动底盘的设计结构方案的确定。分析了仓储机器人的移动底盘的设计的特点，确定了仓储机器人的移动底盘的设计基本结构，并确定其基本尺寸。2、确定了仓储机器人的移动底盘的设计技术指标及参数。对该仓储机器人的移动底盘的设计进行了计算。3、零件的刚度和寿命计算与校核。对各个已设计零件进行刚度和寿命计算，确保满足使用要求，使该仓储机器人的移动底盘的设计有足够的可靠性。通过本次毕业设计，不仅把大学所学到的理论知识很好的运用到毕业设计中，而且培养了自己认真思考的能力，在处理问题时有了新的认识和方法，并加强了和同学之间进行探讨和解决问题的能力。通过对专业知识的接触和深入学习，以及对相关信息的获取，我深切地认识到，就目前的发展而言，我国的工业还比较落后，与发达国家相比还存在很大的差距。尽管我们不断地在努力，但想在很短的时间内改变这种现状是很难的，尤其是对于我们这样一个国情的大国。所以，我们应该拥有的是一种民族意识，不断的追求创新。本次毕业设计中，我做的是整体设计部分，通过本次毕业设计，不仅锻炼了自己查阅资料的能力，而且能够熟练运用国家标准、机械类手册和图册等工具进行设计计算分析。这次毕业设计还让我体会到团体的力量，提高自己的团队意识，遇到问题时和小组成员进行讨论和分析或是请教老师，直到得到满意的结果。展望:宁波大红鹰学院毕业设计（论文）34希望能将这套设计应用到具体实践当中,通过实践来验证理论的正确性。通过理论知识与具体实践结合起来，才能真正把一门知识应用起来。参考文献35参考文献1
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