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机械毕业设计全套
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JX04-215@移动机器人转台的设计,机械毕业设计全套
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第 1 页 共 33 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。 nts 第 2 页 共 33 页 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nts 第 3 页 共 33 页 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。 1 234 5 6 7 81 09图 2.2 俯仰系统 二维结构图 1俯仰台 2螺母 B20 3丝杠 B20 4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。 nts 第 4 页 共 33 页 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 nts 第 5 页 共 33 页 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 30 ，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 31 ，非工作面牙形斜角302 ；另一种是 01 ， 452 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 2d ： PFd 2（ 3.1） 其中： 3/30 锯齿形螺纹 7.0 ， 5.22.1 ，此处取 2.1 ； F 轴向载荷，根据指标， NF 5000 ； P 许用压强（ MPa），当丝杠与螺母均选用 45钢时， MPaP 5.7 。 代 入数据计算得： mmd 50007.02 由锯齿形螺纹的参数关系 Pdd 75.02 ，其中 d 为螺纹公称直径， P 为螺距，以及查阅标准，可得 mmd 20 ， mmP 4 。 nts 第 6 页 共 33 页 则有： mmPdd 17475.02075.02 螺杆小径为： mmPdd 06.1347 3 5 5 3 4.1207 3 5 5 3 4.11 螺母的高度 H ： mmdH 5.25175.12 取整得 : mmH 30 旋合圈数 z ： 105.7430 PHu，满足要求 螺纹的工作高度 mmh 3475.0 则螺纹的工作压强 p 的计算如下： M P aPM P ahud FP 5.7163.45.731714.3 50002 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： 2arctan dS （ 3.2） 式（ 3.2）中， S 为导程， nPS 。 n 为螺纹头数，此处 1n 。 代入数据计算如下： 285.41714.3 41a r c t a na r c t a na r c t a n22 dnPdS 当量摩擦角计算： 2co sarctan s （ 3.3） 式（ 3.3）中，s为螺旋副的摩擦系数， 17.011.0s， 为工作面牙形斜角， 3 。代入数据计算为： 28.623c o s11.0a r c t a n2c o sa r c t a n s 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。 nts 第 7 页 共 33 页 螺杆强度校核： 螺杆当量应力 计算： 231221 2.034 dTdF（ 3.4） 式（ 3.4）中， T 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： 2tan 2dFT v （ 3.5） 式中， 2d 螺旋副分度圆直径； 螺纹升角； F 螺旋副轴向力，此处取值为 NF 5000 ； v 螺纹当量摩擦角，vv farctan，vf为当量摩擦系数，此处取vf=0.15，则有 5.815.0a rc ta n v将以上参数值代入式（ 3.5），得 N m mT 9 6 4 52/175.8285.4t a n5 0 0 0 文中机器人的设计过程中。代入数据到式（ 3.4）得： 231221 2.034 dTdF2322 06.132.09 6 45306.1314.35 0 004 MPa15.53 45钢的许用应力 M P as 76538 05 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 mmPb 96.2474.074.0 则有螺杆抗剪强度： nts 第 8 页 共 33 页 M P aM P abzd F 6.45492.55.796.206.1314.3 50001 螺杆抗弯强度： M P aM P azbd Fh bb 3 8 07.165.796.206.1314.3 35 0 0 033 221 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 156 1 最大效率 72 nts 第 9 页 共 33 页 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 NmmT 9645 。 所选电机的输出转矩为： N m mm N mM 1157311573%72%92156112 由计算结果可知 MT ，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 15 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，in为电机经减速箱后的输出速度，亦为丝杠的旋转速度；on为俯仰台绕旋转中心的旋转速度； P 为丝杠螺距； V 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 。 nts 第 10 页 共 33 页 2l1l俯 仰 台 on Pni丝 杠螺 母A( B )MO3l图 3.2 俯仰台初始位置状态图 2l1l俯 仰 台 on Pni丝 杠螺 母AV( B )MO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： 60PnV i （ 3.6） 则俯仰台的旋转速度为： 230lVno （ 3.7） 综合式（ 3.6）、（ 3.7）可得 ： 22 lPnn io （ 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nts 第 11 页 共 33 页 合的丝杠上的点，点 A 的运动可分解为绕点 O 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： )c o s (60 PnV i （ 3.9） 式中 可根据三角函数关系求得 ,计算结果如下： sinc os1a rc ta n23 ll（ 3.10） 则有速度 V 如下： s inc os1a r c t a nc os60)c os (6023llPnPnV ii（ 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3l的设计长度为 70mm，2l长度为 35mm，则有将 15 带入式（ 3.10），解得角度 为： 859.015s in357015c o s1a r c ta n 速度 V 可以获得最大值，为 6004.18 5 9.015c o s60 PnPnV ii （ 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in取值为常数，可得 PVni 04.160（ 3.13） 又由（ 3.7）式可得， 302 onlV （ 3.14） 丝杠螺距 mmP 4 ，同时将式（ 3.14）带入上式（ 3.13），并带入各变量值，可解得： oi nn 8.52nts 第 12 页 共 33 页 已知 m in/5.2)(max Rn i ，则要求电机输出速度为： m i n/2 0 59 21568.525.2 Rn i 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。 nts 第 13 页 共 33 页 表 4.1 常用减速器的类型及特点 nts 第 14 页 共 33 页 表 4.1 常用减速器的类型及特点 （续） nts 第 15 页 共 33 页 蜗轮蜗杆有如下特点： （ 1）传动平稳、振动 、冲击和噪声均很小； nts 第 16 页 共 33 页 （ 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1i作为一级传动比，2i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 =250mm 250mm 80mm，转台转动范围 为360 度 ，旋转速度为 10 15rpm，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 ： nts 第 17 页 共 33 页 21 m2 r （ 4.1） 这里的 m 可以用平均质量的概念来计算，即： Mm=S ,M取负载 20 kg 。 （ 4.2） 于是 Mm=S=22 0 1 0 0 0 0 0 03 .1 4 1 0 0 =637 则： 21 m2 r = 21 6 3 7 0 .12 =3.195 2kgm 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 21 5 260 0 . 2 5 /2 r a d st 则它的转动惯性力矩为： 3 . 1 9 5 0 . 2 5 2 . 5 0 8M N m 根据给定的传动效率 =0.8，所以 3 . 1 3 50 . 8T MM N m 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 20kg 的负载对于 8kg 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 0.004f 则 Mmd f d g r （ 4.3） 假设密度为均匀的，用 表示，则 面平均质量为 ： 220 637r ，则 2m s rd d r d （ 4.4） 02 0 . 0 5 3 3RMrd f g r r d N m 总的阻力矩为 ： M=3.315+0.0533=3.188N m nts 第 18 页 共 33 页 4.3.3 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=3.188N m 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： FVPw （ 4.5） 电动机输出功率： Wd PP （ 4.6） 所以 : FVPd （ 4.7） 由电动机至工作机之间的总效率： 544321 pa （ 4.8） 其中p1 2 34 5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p=0.96(滚筒 ) 1 =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 2 =0.81 3=0.93(V 带轮传动 ) 4 =0.99(一对滚动轴承 ) 5=0.99(齿轮联轴器 ) 所以： 40 . 9 6 0 . 9 9 5 0 . 8 1 0 . 9 3 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 6 8 4a 所需电动机的功率 : dP=250 0.8/0.684=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： 1440i 9 615ma wNn =12ii（ 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。 nts 第 19 页 共 33 页 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 1150g 4.3.5 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 1440 3 6 0 /4n r p m（ 2） 蜗 轮蜗杆的功率 V带轮的功率： p1=0.292 0.995 0.99=0.288kw 蜗杆轴的功率： p2=0.288 0.81 0.99=0.231kw 蜗轮的功率： p=0.230 0.93 0.99 0.99=0.210kw （ 3） 蜗 轮蜗杆的转矩 轴的一般受力分析见图 4.1。 nts 第 20 页 共 33 页 图 4.1 受力分析示意图 输入的转矩：1 0 . 2 8 89 5 5 0 9 5 5 0 7 . 6 4360dmPT N mN 蜗杆的转矩 ：1 1 4 7 . 6 4 0 . 9 9 5 0 . 9 9 7 . 5 2 6dT T N m 蜗轮轴的转矩： 2 1 1 2 4 7 . 5 2 6 2 4 0 . 8 1 0 . 9 9 1 4 4 . 8 4T T i N m V带轮的转矩： 221 2 3 4 7 . 5 2 6 4 0 . 9 3 0 . 9 9 2 7 . 4 4T T i N m 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/min 1440 1440 360 15 功率 P/kw 0.292 0.288 0.231 0.210 转矩 N.m 7.64 27.44 144.84 7.526 传 动比 i 单根 V窄带： i1=4 蜗轮蜗杆传动： i2=24 效率 0.995 0.911 0.794 4.3.6 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 tg()rtg r （ 4.10） nts 第 21 页 共 33 页 其中， r 为分度圆柱导程角， 为啮合摩擦角， arctg （ 为摩擦因子），分度圆滑动速度 1 1 14c o s 6 1 0 c o sQV d nV r r 单位为 ms （ 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 mRa 6.1。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2tm应等于蜗杆轴面得模数1am，且为标准值；蜗轮端面的压力角2t应等于蜗杆轴面的压力角1a，且为标准值。即： 21;tam m m21taa a a此外，还应该保证2，即蜗杆与蜗轮的螺旋线方向一致。具体设计将会后面论述。 nts 第 22 页 共 33 页 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 dahfhadfdcamqd 1 mzd 2mha mh f 2.1mqd a )2(1 mZd a )2( 22 mqd f )4.2(1 mZd f )4.2( 22 qZarctg 1 mc 2.0)(5.0)(5.0 221 zqdda 表 4.4 蜗杆传动的几何尺寸计算 分度圆直径 nts 第 23 页 共 33 页 表 4.5 齿的基本参数 名称 符号 公式及依据 蜗杆轴向齿距 1xP1xP= m =3.925 蜗杆螺旋线导程 1zP1zP=1xP 1z=3.925*4=15.7 蜗杆法向齿形角 n200 蜗杆轴向齿形角 x2 0 . 1 4c o s nx tgtg r 蜗杆直径系数 q 17.6 蜗杆分度圆直径 1d1d=22 蜗杆分度圆导程角 r 14.040 模数 m m =1.25 齿顶高 ah1 .2 5aah m h 齿根高 fh(1 ) 1 . 2 5 1 . 2 1 . 5fh m c 齿全高 h 2 .7 5abh h h 齿顶圆直径 ad24.5 齿根圆直径 fd19 4.3.7 蜗轮 蜗杆的设计计算 (1) 常数计算 由传动比2i=24，参考机械设计手册齿轮传动部分，取1z=4，则2z=96，由表查得 2/2 2 0 mmNHP ， 2/70 mmNFP ，其中 710LN 时蜗轮材料的许用接触 HP ，当 610LN 时蜗轮材料的许用弯曲应力 FP 。 齿轮应力循环次数 ： LN =60 n2 j hL =60 360 1 365 24 5= 89.46 10 次 nts 第 24 页 共 33 页 接触强度寿命系数 NZ=8710LN =0.566 弯曲强度寿命系数 NY=9610LN=0.603 则 NVSHPHP ZZ =220 0.93 0.566=115.8 2/N mm NFPFP Y =70 0.603=42.21 2/N mm 图 4.2 蜗轮蜗杆受力分析简图 (2) 按接触强度设计 222121 50 0 0 KTZdm HP （ 4.12） 从 K=1 1.4 取载荷系数 K=1.2 2212215000()HPm d K TZ = 215000( ) 1 . 2 1 4 4 . 8 4 3 1 61 1 5 . 8 4 8 而 21md=34.375，符合要求。 由于蜗轮蜗杆的啮合条件是：1 2 1 2m,m ， 所以22d mz=1.25 48=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 2rF1rFnts 第 25 页 共 33 页 23H E A VTZ Z K K Ka （ 4.13） 材料弹性系数 ： 2/155 mmNZ E （ 4.14）使用系数 KA，取 KA=0.9（运转平稳），动载系数 KV， 当 V2 e 时， X=0.44，Y=1.19,所以： R1= 2211HVFF135N R2= 22HVFF133N 11S e R 81N 22S e R 79.8N 1A= 2S+aF=103.34N，2A=2SaF=56.26N 1A/1R=0.765e=0.47，2A/2R=0.4235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 45 50HRC；表面粗糙度 mRa 6.1。 (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， d 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aK=1.5 cT = K a T = 1 . 5 1 4 4 . 8 4 = 2 1 7 . 2 6 N m 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 d =40mm，即轴伸直径为 40mm 。 (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1d=40mm 开始逐渐选取轴段直径，2d起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.07-0.1） d范围内，故2d=1d+2h40 （ 1+2 0.07） =45.6mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取2d=50mm；3d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，3d=60。4d起定位作用，由 h=（ 0.07 0.1） 3d=（ 0.07-0.1） 60=4.26mm，取 h=5mm，4d=60+2 5=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 nts 第 30 页 共 33 页 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。 nts 第 31 页 共 33 页 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
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