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移动机器人转台的设计.doc

移动机器人转台的设计【5张图纸】【Word+CAD图纸】【优秀】

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移动机器人转台的设计

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关键词：: x0100 移动挪动机器人转台设计

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1 引言…………………………………………………………………………………… 1

1.1本课题研究内容及意义……………………………………………………………… 1

1.2 国内外发展现状…………………………………………………………………… 1

1.3 本文所做的工作…………………………………………………………………… 1

2 装台系统的总体设计 ………………………………………………………………… 3

3俯仰系统的设计……………………………………………………………………… 5

3.1 俯仰机构的设计……………………………………………………………………… 5

3.2俯仰系统的传动分析与计算……………………………………………………… 8

4转台回转系统的设计………………………………………………………………… 13

4.1转台回转机构的设计……………………………………………………………… 13

4.2传动比的设置……………………………………………………………………… 16

4.3回转系统的动力分析与计算……………………………………………………… 16

结束语 …………………………………………………………………………………… 31

致谢 ……………………………………………………………………………………… 32

参考文献………………………………………………………………………………33

毕业设计（论文）任务书

1．本毕业设计（论文）课题应达到的目的：

本课题以小型地面移动机器人的转台为研究对象，要求学生综合运用所学基础理论知识,根据给定的总体结构尺寸、重量及运动特性指标，进行结构选型、机构设计。通过本课题的研究，通过对设计要求、工作原理和机构动作的分析和理解，构思机构运动方式和传动布局，并进行机构、零部件设计计算等环节的实践，来培养学生的设计、计算、制图及计算机应用能力，以提高同学分析与解决工程实际问题的能力。

2．本毕业设计（论文）课题任务的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：

内容：

以小型地面移动机器人的转台为研究对象，设计转台的旋转与升降系统，并满足总体尺寸、重量及运动特性等指标。

要求：

（1）根据教师提供的部分材料和所布置任务，查阅中外资料，了解课题研究的工程背景。

（2）翻译外文资料(10000字符以上)。

（3）设计转台系统。转台系统有回转和俯仰两个自由度，系统的总体尺寸：长×宽×高=250mm×250mm×180mm。转台转动范围:360°，旋转速度10～15rpm；俯仰平台转动范围25°（下摆5°，上仰20°），旋转速度5～10rpm。

（4）对转台系统进行机构分析、设计与计算。设计要求：系统自重≤8kg；载重量为20kg。

（5）绘制该系统装配图及部分零件图。（用Auto CAD或其他绘图软件绘制）。

（6）编写设计、计算说明书。

毕业设计（论文）任务书

3．对本毕业设计（论文）课题成果的要求〔包括毕业设计论文、图表、实物样品等〕：

（1）绘制机器人转台系统的装配图及部分零件图。

（2）根据系统的设计计算和分析结果编写设计、计算说明书。

（3）给出系统各零件的材料和重量清单，估算系统总重量。

4．主要参考文献：

[1] 王野，王田苗等.危险作业机器人关键技术综述［J］.机器人技术与应用,2005(6):

23-31.

[2] 李新春等.移动机械手结构设计［J］. 机器人，2004（11）：103～106.

[3] 张毅，罗元，郑台雄.移动机器人技术及其应用［M］.北京：电子工业出版社，

2007.

[4] 常文森,贺汉根,李晨.军用移动机器人技术发展综述［J］. 计算技术与自动化，

1998（2）：2～6.

[5] 江浩,樊炳辉等.新型移动机器人的结构设计［J］. 应用科技，2000（8）：3～5.

[6] 马香峰等.工业机器人的操作机设计［M］.北京：冶金工业出版社，1996.

[7] 蒋新松. 机器人学导论［M］. 沈阳：辽宁科学技术出版社，1994.

[8] 苏学成.樊炳辉等，一种新型的机器人移动结构［J］.机械工程学报，2003（4）：

120～123.

[9] J•西格沃特,I•诺巴克什,自主移动机器人导论［M］李人厚,译.西安：西安交通大学出版社，2006.

[10] 李振波等.微型全方位移动机器人的研制［J］. 机器人，2000（9）：354～358.

[11]张毅等. 移动机器人技术及其应用[M]. 北京：电子工业出版社，2007.

[12] 信建国等.履带腿式非结构环境移动机器人特性分析[J].机器人,2004,26(1):

36～39.

[13] 江浩等.新型移动机器人的结构设计[J].应用科技,2000,27(8):3～5.

[14] 明守远,杨德智.地面反恐排爆机器人的机械运动探讨[J]. 机器人技术与应用,2004,3:20-30.

[15] 冯小明.自动二维天线测试转台的设计[J].火控雷达技术,2001, 30(3):289～292

QQ截图20150530182452.jpg

QQ截图20150530182829.jpg

俯仰台.jpg

锯齿形螺纹丝杠.jpg

涡轮蜗杆减速器主动轴.jpg

蜗杆轴.jpg

转台装配图.jpg

内容简介：: 本科毕业设计说明书（论文）第 35 页共 35 页1 引言小型机器人主要用于代替人工作业，批量生产成本一般较低。由于上述特点，它大都用于简单、重复、繁重的工作，如上、下料，搬运等，以及工作环境恶劣的场所，如喷漆、焊接、清砂和清理核废料等。它使传统的工业生产面貌发生了根本性的变化,使人类的生产方式从手工作业、自动化跨入了智能化的时代。1.1 本课题研究内容及意义本课题以小型地面移动机器人的转台为研究对象，综合运用所学基础理论知识,根据给定的总体结构尺寸、重量及运动特性指标，进行结构选型、机构设计。通过本课题的研究，通过对设计要求、工作原理和机构动作的分析和理解，构思机构运动方式和传动布局，并进行机构、零部件设计计算等环节的实践，培养设计、计算、制图及计算机应用能力，以提高分析与解决工程实际问题的能力。1.2 国内外发展现状随着生活水平的提高，科技的发展，人们将大量简单繁重的工作交给机器人，机器人仆人将大量出现。如汽车司机长时间驾驶容易疲劳，汽车将有安全的自动驾驶模式。现在自动驾驶车能对前方车辆实行避让超车，但对小动物或人不知避让，这要待更聪明的传感器出现或图像处理更精细些。在医疗领域，能进入人体的微型机器人将大显身手。它们进入血管、肠道等地方进行清理、探查、保健预警等。工业机器人在国外发达国家用的很普遍，随着新兴产业的出现，相应的工业机器人必将会研制出来。国际形势虽无世界大战之虑，但局部冲突时有发生，反恐形势依然严峻。美国和许多欧洲国家以及日本都投入大量人力物力研发军用机器人。大型的无人坦克冲锋陷阵，小型的昆虫机器人“间谍”到处爬行，少量的作战人员在安全的信息中心运筹帷幄。2004年我国中国科学院沈阳自动化研究所也自行研制出“灵蜥”系列反恐防暴机器人。1.3 本文所做的工作本次设计主要完成两个运动，转台的旋转与升降系统。转台系统有回转和俯仰两个自由度。为使俯仰运动满足自锁的要求，拟采用棘轮机构，因其工作时有较大的冲击和噪声，而且运动精度较差，故放弃。考虑使用螺旋机构，其优点是能获得很大的减速比，还可有自锁性。它的主要缺点是机械效率一般较低，特别是具有自锁性时效率将低于50%。转台的回转运动可考虑使用蜗轮蜗杆机构，其优点是传动平稳，啮合冲击小，由于蜗杆的头数少，故单级传动可获得较大的传动比，且结构紧凑。2 转台系统的总体设计转台系统有两个自由度，若视转台的回转为第一自由度。第一自由度结构及尺寸取决于搭载对象的质量，以及搭载对象对机器人的作用力，而第一自由度受第二自由度影响，故应先计算第二自由度传动的零件。第二自由度即为转台的俯仰运动，采用了螺纹副结构，并结合摆动导杆机构，实现了俯仰台旋转自由度图2.1所示为上层搭载平台第二自由度三维图。图2.1 搭载系统第二自由度三维图俯仰系统的结构尺寸取决于搭载物的尺寸及质量，以及搭载对象对机器人的作用力。俯仰运动的传动结构为螺旋传动，并利用了摆动导杆机构，具体图纸设计如图2.2所示。图2.2 俯仰系统二维结构图1俯仰台 2螺母B20 3丝杠B204销 5联轴器 6连接座7减速箱 8电机 9空心轴10搭载台如图2.2所示，电机旋转运动经减速箱减速后，由联轴器传递给丝杠，使丝杠旋转。丝杠旋转使与之配合的螺母作相对直线运动。因为螺母是固定在俯仰台底部的，所以实质上是俯仰台在绕水平轴转动，实现了俯仰的自由度。转台的回转自由度主要是由蜗轮蜗杆减速器传递的。电机旋转运动经减速箱减速后，由同步带传递给蜗杆轴，蜗杆轴带动蜗轮转动，使之完成回转运动。蜗轮蜗杆传动的一种空间的齿轮传动，它能实现交错角为90度的两轴间的动力和运动传递。在这个移动机器人的设计中，它与同步带轮合作，将电机的高速转动一级一级减速，达到所要的结果，在此传动中，由于摩擦等因素，能量受到损耗，转为热能，所以不仅需对材料的受力校核，而且对材料的受热特性也要验证。3俯仰系统的设计3.1 俯仰机构的设计转台的俯仰运动直接由滑动螺旋副完成，滑动螺旋副常采用梯形螺纹、锯齿形螺纹或矩形螺纹等。梯形螺纹一般是指牙形角，螺纹副的大径和小径处有径向间隙。牙根强度高，螺纹的工艺性好。主要用于传力螺旋和传动螺旋如金属切削机床的丝杠等。锯齿形螺纹有两种牙形，一种是工作面牙形斜角，非工作面牙形斜角；另一种是，的锯齿形角，其外螺纹的牙根处有相当大的圆角，减小了应力集中，提高了动载强度；大径处无间隙，便于对中；和梯形螺纹一样都具有螺纹的强度高、工艺性好的特点，但有更高的效率。用于单向受力的传力螺旋，如大型起重机的螺旋千斤顶等。文中采用3/30牙形的锯齿形螺纹，此处采用锯齿形螺纹，主要是因为锯齿形螺纹具有较好的自锁性能，螺纹之间的摩擦力及支承面之间的摩擦力都能阻止螺母的松脱。所以即使在振动及交变载荷作用下，也不需要防松。滑动螺旋副的失效主要是螺纹磨损，因此螺杆的直径和螺母高度通常是根据耐磨性计算确定的。传力螺旋应校核螺杆的危险界面的强度，要求自锁的螺杆应校核其自锁性。能够搭载发射性装置是多用途特殊移动作业机器人的主要功能，所以要求控制俯仰台运动的机构具有自锁能力。因此采用了螺旋旋动中的滑动螺旋副传动，并采用单线螺纹。下面根据指标进行螺杆参数和螺母参数的计算。螺杆的中径：（3.1）其中：3/30锯齿形螺纹，此处取；轴向载荷，根据指标，；许用压强（MPa），当丝杠与螺母均选用45钢时，。代入数据计算得：由锯齿形螺纹的参数关系，其中为螺纹公称直径，为螺距，以及查阅标准，可得，。则有：螺杆小径为：螺母的高度：取整得: 旋合圈数：，满足要求螺纹的工作高度则螺纹的工作压强的计算如下：所以按照这个参数设计的螺杆螺母传动满足强度要求。验算自锁：螺纹升角计算：（3.2）式（3.2）中，为导程，。为螺纹头数，此处。代入数据计算如下：当量摩擦角计算：（3.3）式（3.3）中，为螺旋副的摩擦系数，为工作面牙形斜角，。代入数据计算为：满足自锁要求的条件为：。根据计算结果，该滑动螺旋副参数设计满足自锁要求。螺杆强度校核：螺杆当量应力计算：（3.4）式（3.4）中，为传递转矩，由图2.1可知，该滑动螺旋副的传递力矩主要为螺纹副的阻力矩，其计算公式如下：（3.5）式中，螺旋副分度圆直径；螺纹升角；螺旋副轴向力，此处取值为；螺纹当量摩擦角，为当量摩擦系数，此处取=0.15，则有将以上参数值代入式（3.5），得文中机器人的设计过程中。代入数据到式（3.4）得：45钢的许用应力则有，所以螺杆强度满足要求。螺纹牙强度校核：螺纹牙底宽度则有螺杆抗剪强度：螺杆抗弯强度：螺母与螺杆材料相同，则螺母牙与螺杆牙强度相同，亦满足强度要求。此处螺杆只承受较小的压力，并且实际工作的长径比亦很小，所以无需对螺杆稳定性进行校核。至此，滑动旋转副设计结束。3.2 俯仰系统的传动分析与计算转台俯仰运动用驱动电机为瑞士MAXON公司的直流无刷电机EC3-powermax30。电机选主要参数如表3.1所示。表3.1 俯仰台控制电机参数表指标数值功率200W正常电压36V空载转速17000rpm最高转矩3750mNm额定转矩112mNm质量270g最大效率92最大允许速度25000rpm无负载电流325mA减速箱参数：减速箱选用的MAXON公司自带的减速箱GP42C，基本参数如下表3.2所示。表3.2 俯仰台控制电机减速箱参数表指标数值减速比1561最大效率72质量460g电机特性曲线如图3.1所示。图3.1 搭载系统第二自由度驱动电机特性曲线图根据上述表中电机及减速箱的参数，以及实际载荷情况，对电机进行校核。电机的校核主要分两部分，一部分是电机输出转矩的校核，另一部分是电机输出速度的校核。首先校核电机转矩：如图3.2中的传动系统，可知电机输出的转矩主要是用于克服滑动螺旋副的螺纹阻力矩。在滑动螺旋副的设计中，根据式（3.5）已经计算出在最大载荷时，系统需要克服的螺纹阻力矩。所选电机的输出转矩为：由计算结果可知，电机输出转矩满足计算要求。校核电机输出速度：要校核电机输出速度，首先需要确定搭载系统的旋转速度指标要求。规定俯仰台台面水平时，为运动初始位置，要求俯仰台自由度为绕初始位置可以进行的旋转，且俯仰台旋转速度最大为2.5R/min。由图3.2可知，当俯仰台处于水平状态时，螺旋副丝杠与螺母初始角度设计为90，这种设计保证了在支撑俯仰台的空心轴旋转到任意位置时，俯仰台与水平面间所成角度都不会变化，同时也便于角度的控制计算。下图3.2以及图3.3所示分别为俯仰台处于初始状态时以及绕旋转中心旋转了角度后的状态图。图中，为电机经减速箱后的输出速度，亦为丝杠的旋转速度；为俯仰台绕旋转中心的旋转速度；为丝杠螺距；表示支撑俯仰台的支架与滑块连接点A处的瞬间速度；为俯仰台旋转了角度时，丝杠与水平面之间的夹角。图3.2 俯仰台初始位置状态图图3.3 俯仰台运动到某位置处状态图由图示可得，当俯仰台处于初始位置时A点速度为：（3.6）则俯仰台的旋转速度为：（3.7）综合式（3.6）、（3.7）可得：（3.8）当俯仰台绕旋转中心旋转了角度后，即出于图3.3状态时，图中点B是与点A重合的丝杠上的点，点A的运动可分解为绕点旋转，以及相对点B作直线运动。A点的绝对运动为绕点M的旋转运动。计算得：（3.9）式中可根据三角函数关系求得,计算结果如下：（3.10）则有速度如下：（3.11）又根据摆动导杆的急回特性，可知在的可取值范围内，值愈大，俯仰台的旋转速度愈大。图中，OA即的设计长度为70mm，长度为35mm，则有将带入式（3.10），解得角度为：速度可以获得最大值，为（3.12）在俯仰台同一次旋转工作中，规定电机以相同的转速工作，即式（3.12）中取值为常数，可得（3.13）又由（3.7）式可得，（3.14）丝杠螺距，同时将式（3.14）带入上式（3.13），并带入各变量值，可解得：已知，则要求电机输出速度为：最大允许转速为25000R/min，可得电机转速满足要求。综上，所选择电机各指标均满足使用要求。通过对机器人功能要求进行分解，将机器人分为移动车体平台及上层搭载平台两部分，分别对两部分进行设计。在移动车体设计过程中，主要从提高机器人环境适应能力出发，对机器人进行了传动系统、轮系结构以及底盘的设计。在搭载平台设计过程中，在确定了平台自由度前提下，对各自由度进行了详细设计。通过桥式支架，将搭载平台与车体进行连接，保证了车体内部空间，并方便了机器人安装与维护。4 转台回转系统的设计4.1 转台回转机构的设计要使转台完成回转运动，就要考虑选用合适的减速器，完成动力传递并满足设计要求的转速。常用减速器的类型及特点见表4.1。表 4.1 常用减速器的类型及特点表 4.1 常用减速器的类型及特点（续）蜗轮蜗杆有如下特点：（1）传动平稳、振动、冲击和噪声均很小；（2）能以单级获得较大的传动比，结构紧凑，传动比范围大，5 i 70 ,其中一般要大于15；（3）摩擦损耗较大，传动效率较低。蜗轮蜗杆传动分为三大类比：圆柱蜗杆、环面蜗杆、锥面蜗杆。圆柱蜗杆又分为普通圆柱蜗杆和圆弧圆柱蜗杆两种。按蜗杆齿廓曲线的形状，普通圆柱蜗杆可以分为：（1）阿基米德圆柱蜗杆，简称ZA蜗杆；（2）法向直廓圆柱蜗杆，即称为延展渐开线蜗杆，简称ZN蜗杆；（3）渐开线圆柱蜗杆，简称ZI蜗杆；（4）锥面包络圆柱蜗杆，简称ZK蜗杆；对于如此大的传动比，如果用一般的齿轮进行减速设计，则需要很多级才可以实现，这样的话，无论是体积还是重量都不可能达到课题所限制的数值，考虑到移动机器人的工作特点，本文选用的是ZA蜗杆。4.2 传动比的设置多级减速器各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命，还会影响基本体积、重量和润滑。一般的分配原则：（1）使各级传动承载能力大致相等；（2）使减速器的尺寸与质量较小；（3）使各级齿轮圆周速度较小。低速级大齿轮直接影响加速器的尺寸和重量，减小低速级传动比，即减小了低速级大齿轮及包容它的机体的尺寸和重量。增大高速级传动比，即增大高速级大齿轮的尺寸，减小了与低速级大齿轮的尺寸差，有利于各级齿轮同时润滑，同时降低了高速级后面各级齿轮的尺寸差，有利于降低噪声和振动，提高传动的平稳性。但是又不能使一、二级传动比差距过大，这里我选择作为一级传动比，作为二级传动比。4.3 回转系统的动力分析与计算由于已知系统的总体尺寸为：长宽高=250mm250mm80mm，转台转动范围为360度，旋转速度为1015rpm，而且系统自重要不大于8kg，载重量为20kg。4.3.1 转动惯量的计算选取直径为200 mm 的圆进行计算尺寸，算出转动惯量：（4.1）这里的m 可以用平均质量的概念来计算，即： ,M取负载20 。（4.2）于是 =637 则：=3.195给定条件：设转台在2秒内达到最大转速 15 r/pm,则它的加速度是则它的转动惯性力矩为：根据给定的传动效率 =0.8，所以4.3.2 滚动摩擦力矩计算在本设计中，虽然转台基本上是水平或者是在倾斜很小的角度内转动的，其转动也都是有滚珠或者轴承来支撑来完成的，但是，因为 20的负载对于8的自重来说，摩擦力也是不可不重视的，下面我将对移动机器人的转台进行摩擦力矩的计算：取摩擦系数则（4.3）假设密度为均匀的，用表示，则面平均质量为：，则（4.4）总的阻力矩为： M=3.315+0.0533=3.188Nm4.3.3 驱动电机的选择（1）根据综合分析和以上的计算，驱动轴总阻力力矩为：M=3.188Nm按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭鼠笼型三相异步电动机。（2）选择电动机容量工作机所需的功率：（4.5）电动机输出功率：（4.6）所以: （4.7）由电动机至工作机之间的总效率：（4.8）其中分别为滚筒弹性联轴器,闭式蜗杆传动,皮带轮传动,一对滚动轴承，齿轮联轴器的传动效率。查表可知=0.96(滚筒) =0.995(弹性联轴器) 由于蜗杆传动效率与蜗杆头数Z2及材料有关暂时取Z1=4双头蜗杆,估计=0.81 =0.93(V带轮传动) =0.99(一对滚动轴承) =0.99(齿轮联轴器) 所以：所需电动机的功率: =2500.8/0.684=0.292kw 根据电机特性曲线，并保有一定的余量，初步选择电机型号为MAXON电机，具体参数见表4.2。4.3.4 传动装置的总传动比和分配各级传动比由于是maxon电动机，可以通过自带的减速器控制其转速，在此，我设为1440 r/min 。 (1)计算总传动比： = （4.9） (2)各级传动比的分配由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。取皮带轮传动比i1=4，则蜗杆传动比为i2=24。这里我选择的带轮是SPA型，单根窄V带轮。表4.2 MAXON电机EC45性能参数项目指标说明标称功率250W最大输出功率额定电压36V空载转速11000rpm堵载转矩5260mNm堵转条件下的转矩值，即起动转矩最大允许转速12000rpm最大连续电流(5000rpm)10.6A最大连续转矩(5000rpm)303mNm电机可以连续工作的转矩最大效率85%转矩常数31.2mNm/A转矩与有效电流值之比重量1150g4.3.5 计算传动装置的运动和动力参数（1）蜗轮蜗杆的转速皮带轮转速和电动机的额定转速相同n1=1440r/min蜗杆转速：（2）蜗轮蜗杆的功率V带轮的功率：p1=0.2920.9950.99=0.288kw 蜗杆轴的功率：p2=0.2880.810.99=0.231kw 蜗轮的功率：p=0.2300.930.990.99=0.210kw（3）蜗轮蜗杆的转矩轴的一般受力分析见图4.1。图 4.1 受力分析示意图输入的转矩：蜗杆的转矩：蜗轮轴的转矩：V带轮的转矩：将上述计算得到的动力参数列表于4.3：表 4.3 蜗轮蜗杆的动力参数参数电动机V带轮蜗杆蜗轮转速r/min1440144036015功率P/kw0.292 0.2880.2310.210转矩N.m7.6427.44144.847.526传动比i单根V窄带：i1=4 蜗轮蜗杆传动：i2=24效率0.9950.9110.7944.3.6 对于蜗轮蜗杆机构传动的参数选择根据机械手册查得：传动效率（4.10）其中，r 为分度圆柱导程角，为啮合摩擦角，（为摩擦因子），分度圆滑动速度单位为（4.11）一般的计算公式见表4.4。综合计算，得具体的蜗轮蜗杆参数如下表2.7。考虑到传动功率不大，转速较低，选用ZA蜗杆传动，精度达到8c级，采用标准GB10089-1998。一般选为右旋蜗杆。蜗杆选35CrMo，表面淬火，硬度为4550HRC；表面粗糙度。蜗轮边缘选择ZCuSn10P1金属模铸造。蜗轮蜗杆正确啮合的条件：主平面内的模数和压力角彼此相等，即蜗轮端面的模数应等于蜗杆轴面得模数，且为标准值；蜗轮端面的压力角应等于蜗杆轴面的压力角，且为标准值。即：此外，还应该保证，即蜗杆与蜗轮的螺旋线方向一致。具体设计将会后面论述。分度圆直径标准中心距径向间隙蜗轮螺旋角蜗杆导程角齿根圆直径齿顶圆直径齿根高齿顶高蜗轮蜗杆计算公式符号名称表4.4 蜗杆传动的几何尺寸计算表4.5 齿的基本参数名称符号公式及依据蜗杆轴向齿距=3.925蜗杆螺旋线导程=3.925*4=15.7蜗杆法向齿形角20蜗杆轴向齿形角蜗杆直径系数17.6蜗杆分度圆直径=22蜗杆分度圆导程角14.04模数=1.25齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径24.5齿根圆直径194.3.7 蜗轮蜗杆的设计计算(1) 常数计算由传动比=24，参考机械设计手册齿轮传动部分，取=4，则=96，由表查得，其中时蜗轮材料的许用接触，当时蜗轮材料的许用弯曲应力。齿轮应力循环次数：=60 n2 j =603601365245=次接触强度寿命系数 = =0.566 弯曲强度寿命系数 =0.603 则 =220 0.93 0.566=115.8 =700.603=42.21 图4.2 蜗轮蜗杆受力分析简图(2) 按接触强度设计（4.12）从K=11.4 取载荷系数K=1.2= 而=34.375，符合要求。由于蜗轮蜗杆的啮合条件是：，所以=1.2548=60。故a=41mm。(3) 校核涡轮的齿面接触强度齿面接触强度计算公式为（4.13）材料弹性系数：（4.14）使用系数KA，取KA=0.9（运转平稳），动载系数KV，当V2 e=0.47，/=0.423e=0.47=+=0.44135+1.19103.34=182.37N=+=1133+156.26=189.26N因为5年。故所选轴承适合工作寿命5年。蜗杆轴的设计(1)蜗杆轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。蜗杆选35CrMo，表面淬火，硬度为4550HRC；表面粗糙度。(2)按扭转强度，初步估计轴的最小直径,选用联轴器。由上面的已经算出，只要大于10mm，就能满足要求，轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性拄销联轴器，取工作情况系数=1.5由转速和转矩查表GB/T5014-1985 选用HL3弹性柱销联轴器，标准孔径=40mm，即轴伸直径为40。(3)轴承采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。选定滚动轴承为型号为7212C。(4)轴的结构设计径向尺寸的确定从轴段=40mm开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07-0.1）d范围内，故=+2h40（1+20.07）=45.6mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取=50mm；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取，选定轴承型号为7212C，=60。起定位作用，由h=（0.070.1）=（0.07-0.1）60=4.26mm，取h=5mm，=60+25=70mm。（5）滚动轴承的寿命校核选定滚动轴承为型号为7212C，尺寸适合该蜗杆。蜗杆上的滚动轴承由于应力幅比蜗杆的小，所以一般只校核蜗轮上的滚动轴承的寿命即可，也可以取减速器的检修期为2年，到检修期时更换。4.4 本章小结蜗轮蜗杆传动的一种空间的齿轮传动，它能实现交错角为90度的两轴间的动力和运动传递。在这个移动机器人的设计中，它与皮带轮合作，将电机的高速转动一级一级减速，达到所要的结果，在此传动中，由于摩擦等因素，能量受到损耗，转为热能，所以本章不仅对材料的受力校核，而且对材料的受热特性进行了验证。结束语经过了两个多月的学习和工作，我终于完成了移动机器人转台的论文。从开始接到论文题目到系统的实现，再到论文文章的完成，每走一步对我来说都是新的尝试与挑战，这也是我在大学期间独立完成的最大的项目。在这段时间里，我学到了很多知识也有很多感受，从对机械的一知半解，对零件选用的一无所知的状态，我开始了独立的学习和试验，查看相关的资料和书籍，让自己头脑中模糊的概念逐渐清晰，使自己非常稚嫩作品一步步完善起来，每一次改进都是我学习的收获，每一次校核的成功都会让我兴奋好一段时间。从中我也充分体会到了机械设计给我们生活带来的乐趣，在自己的小小世界里自得其乐。虽然我的论文作品不是很成熟，还有很多不足之处，但我可以自豪的说，这里面的每一个细节，都有我的劳动。当看着自己的努力极有希望成为实物的时候，真是莫大的幸福和欣慰。我相信其中的酸甜苦辣最终都会化为甜美的甘泉。这次做论文的经历也会使我终身受益，我感受到做论文是要认认真真用心去做的一件事情，是真正的自己学习的过程和研究的过程，没有学习就不可能有研究的能力，没有自己的研究，就不会有所突破，那也就不叫论文了。希望这次的经历能让我在以后学习中激励我继续进步。致谢本研究及学位论文是在我的导师的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课

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