TH-1管道机器人设计说明书

1、TH-1管道机器人设计说明书作者:日期:设计成员:柴思敏 F0302004朱翼凌 巴振宇 柳宁F0302004F0302012F03020035031519041503020939350302093355030209376指导老师:高雪官上海交通大学机械动力学院目录1 .TH 1管道机器人工作要求和技术指标 42 .元器件和配件选择说明 。5一63 .机架部分设计和计算 7344 .履带部分设计和计算35725 .参考文献 。736 。组员分工 74TH 1管道机器人技术指标10 m'min5 kg10 kg351mm 155mm 155mm200mm 300mm行走速度：自重：净载重

2、：机身尺寸：自适应管道半径范围:越障能力：爬坡能力：工作电压：一次性行走距离：牵引力：密封性能：2mm 5mm01512V2500m300N 400N履带密封，机架半开放TH-1管道机器人工作指标工作环境:中性液体环境，液面高度不得高于 30mm0 0 50 0工作温度:元器件选用本设计采用圆周三点限位支架，三个履带行走构件相互独立，因而需要提供三个相同的电动机分别驱动各个履带。另外，管径自适应结构由丝杠螺母传动，也需要一个电动机作为驱动，于是整个机器人 需要4个电动机。考虑到整个机构适用于 200300mmf径的管道内部探伤，因而整体尺寸受到严格限制，进而限定了电动机的尺寸。以最小管径200

3、mm作为尺寸控制的参数，履带行走机构的高度50mm所用电动机直径大约20mm同时作为履带机构的动力来源，此电动机亦应当达到足够的功率输出，否则将必然无法与设计要求匹配。出于零件之间相互通用的设计理念，我们希望4个电机都是统一 规格、同种型号。但是控制管径自适应部分涉及到丝杠螺母传动的动力分配，设计中压力传感器发出控制信号，以单片机实现电机的正反转控制，这就要求电动机的扭矩输出平稳.最后由于设计要求中规定了每分钟的行程，所以电动机应该转速适中，既与整个电机的功率和扭矩相匹配，又能满足行进速度的要求。 综合以上几点，经过多方查阅资料。我们决定采用一下型号的电动机：型号：SG27ZYJ额定功率：10

4、W 12V DC额定转速度：400rpm额定转矩：300Nmm（上图为电动机实物参考图）配件选用电池：12V, 9000mAh摄象头：CCD探头，具体尺寸可选。1200范围内可以探视。双头白光二级管探照光源。r机架部分的设计计算错误!未定义书签。错误！未定义书签机架部分的功能和结构机架部分的主要功能为支撑在管道内行走的管道机器人，使履带行走系能紧密的贴在管道壁面，产生足够的附着力，带动管道机器人往前行走。为了适应不同直径管道的检测，管道检测机器人通常需要具备 管径适应调整的机架机构，即主要有两个作用： 在不同直径的 管道中能张开或收缩，改变机器人的外径尺寸，使机器人能在各 种直径的管道中行走作

5、业； 可以提供附加正压力增加机器人的 履带与管道内壁间的压力，改善机器人的牵引性能，提高管内移 动检测距离。为了满足管径自适应的功能，本次设计采用了基于平行四边形 机构的管径适应调整机构，在由1200空间对称分布的3组平行四边 形机构组成，采用滚珠丝杠螺母调节方式，每组平行四边形机构 带有履带的驱动装置（示意图如下）。图1。1丝杠螺母自适应机构示意图（引用Ref.1）机构调节电动机为步进电动机，滚珠丝杠直接安装在调节电动机的输出轴上，丝杠螺母和筒状压力传感器以及轴套之间用螺栓固定在一起，连杆CD的一端5口履带架较接在一起，另一端D钱接 在固定支点上，推杆MN与连杆CD较接在城，另一端钱接在轴套

6、上的IV点，连杆AR BG口CD构成了平行四边形机构，机器人的 驱动轮子安装在轮轴B、Ch,轴套在圆周方向相对固定.其工作 原理为：调节电动机驱动滚珠丝杠转动，由于丝杠螺母在圆周方 向上相对固定，因此滚珠丝杠的转动将带动丝杠螺母沿轴线方向 在滚珠丝杠上来回滑动，从而带动推杆 MM动，进而推动连杆CD 绕支点D专动，连杆CD的转动又带动了平行四边形机构 ABC手动， 从而使管道检测机器人的平行四边形轮腿机构张开或者收缩，并 且使履带部分始终撑紧在不同管径的管道内壁上，达到适应不同 管径的的.调节电动机驱动滚珠丝杠转动时，也同时推动其余对 称的2组同步工作.筒状压力传感器可以间接地检测各组驱动轮和

7、 管道内壁之间的压力和，保证管道检测机器人以稳定的压紧力撑 紧在管道内壁上，使管道检测机器人具有充足且稳定的牵引力。如图1.1所示，当 150,800时,机架适应管道半径的范围在 200,325 mm。参考常见的管道运输直径范围（Ref2）,设计的管道 机器人可满足成品油管的管道直径的要求。机架部分的力学特性分析对于履带式驱动方式的管道机器人，牵引力由运动驱动电动机 驱动力以及履带与管壁附着力决定.当运动驱动电动机的驱动力 足够大时，机器人所能提供的最大牵引力等于附着力.附着力主要与履带对管壁的正压力和摩擦系数有关.摩擦系数由材料和接 触条件决定，不能实现动态调整.履带对管壁的正压力与机器人

8、重量有关，但通过管径适应调整机构，可以在不同管径下提供附加 正压力，改变附着力，从而在一定范围内实现牵引力的动态调整.管道机器人正常行走时，其对称中心和管道中心轴线基本重合，重力雏对称的中心线上面.因此，管道机器人在行走过程中， 最多只有两个履带承受压力，即其顶部的压力为零 (如图).N1 N2 G(2。1.1)随着管道机器人在管内移动的距离的增加，或者在爬坡的时候，机器人可能由于自身重量所提供的附着力不够时， 导致打滑， 这就需要管道机器人提供更大的牵引力来支持机器的行走 .利用 管道机器人自适应管径的平行四边形丝杠螺母机构 ，可提供附加 的正压力以增加管道机器人的附着力。通过远程控制可调节

9、电动机输出扭矩 T带动丝杠螺母相对转 动，产生推动力F推动推杆运动，使得各组履带压紧贴在管道内 壁，产生附加的正压力P。将各个履带由于重力而产生的作用反力定义为N ,由附加正压力所产生的作用反力定义为巳丝杠螺母杆的推力为F,由虚功原理可得：(N P)dy Fdx 0(2.1.2)式中dx为管道中心轴线方向，dy为径向方向丝杠螺母需要施加的推力F为：1F (2mgP)(2.1。3)k其中k由自适应机构的相关尺寸所决定：k Ll(R h 11Ll)(2。1.4)LL2 (R h h1)2, L2L22 L；(R h h)2式中L1，L2，R,hh，L如图1所示。调节电机需要输出的扭矩为：T F(2

10、。1。5)式中：为滚珠丝杠螺母副的传动效率；Ph为滚珠丝杠的导 程。以符号Fe表示机器人的提供的牵引力，当运动驱动电机的驱动力足够大的时候，牵引力Fe为：Fe (2mg P)(2.1.6)式中 为履带的附着系数，近似于摩擦系数。由(2.1.3) ,(2.1。4) , (2.1.5)可知，随着能所适应的管 道半径的减小，机架部分所需要的推力和电机的转矩是逐渐增 大的。因此，选择机器人能所适应的最小管道半径 R 200mm做 力学分析，可以保证大管径时管道机器人的强度和刚度条件。下面是在管径R 200mm时的，机架的力学分析的计算。估 算 P的范围在0,50 N之间。采用的是履带中驱动的同种电 机

11、，额定转矩T 300N*mm,额定输出转速为200rpm .由设计的尺寸可得 h 21mm, h1 40mm, L 85mm,L1 42.5mm,L2 42.5mm, ph 3mm.由式（2。1。4）可算出k 0.5164带入式（2。1。3）,由 P 0,50N,可算出所需要的推力F的 范围为387.3N,484.12 N。带入式（2。1.5 ）可算出需要输入的转矩T 231.15,288.94 N*mm,在电机的额定输出转矩的范围之内.由式（2.1.6）可求出管道机器人的牵引力Fe的范围为120N,150N。三.机架重要部件 ANSYS有限元强度分析不同于履带行走系的模块，机架中的零件大部分

12、为非国家标准 零件，无法引用现有强度矫合公式验算。对于复杂物体的强度计 算，有限元模型可以做到很好的效果.同时，与传统的“试误法”设 计相比，不必等出成品后进行实验确保产品的可靠性，CAE分析软件在设计图完成后，通过CAD CAE的接口，可在CAE软件对产 品进行各样的分析，可在短时间内完成产品的设计 .(1)履带架的有限元分析图3.1履带架和连杆机构部分从图3。1和封面的三维图可以看出，履带通过履带架的盖板上 的螺钉较接在一起，履带架直接承受履带与壁面间的接触力，为“危险"零件之一。为了节省空间和尺寸的设计方便，最初的设计是用一块挡扳直 接连接在履带架上，ANSYS有限元分析如下：

13、1NODAL SOLUTIONSTEP=1SUB =1JUN 15 200606:16:34TIME=1USUM (AVG)RSYS=0.003599 .007198 .010797。侬6 .017996 必595 .025194 93 .032392图3.2单边履带受力变形图1NODAL SOLUTIONSTEP=1SUB =1TIME=1SEQV (AVG)DMX =.324E-04SMN =.003452SMX =173.971ANJUN 15 200605:07:22.00345238.66377.32296.652115.982135.311.641173.971图3.3单边履带受力

14、应力图1NODAL SOLUTIONSTEP=1SUB =1TIME=1USUM (AVG)RSYS=0DMX =.006301SMX =.006301ANJUN 15 200606:11:070.700E-03.0014.0021.0028.0035.0042.0056.006301图3.4双边履带架受力变形图1NODAL SOLUTIONSTEP=1SUB =1TIME=1SEQV (AVG) DMX =.006301 SMN =.311E-03SMX =30.122ANJUN 15 200606:12:26.311E-036.69413.38820.08126.775图3.5双边履带架受

15、力应力分布图考虑到开小螺钉孔对于网格上的影响，导致计算的不便，因此将履带架的模型简化为不带小孔的盖板的模型，同时将履带与壁 面的接触力等效到履带盖板上侧的力。由图3.2和图3.3可以看出，单边履带受力时，其最大变形量为0。0324mm最大的集中应力为 174n 2。mm改用双边履带架设计后，给定同样的边界条件，图3.4中得出最大的变形为0。006301mm,与单边履带架的结构设计相比，最 大变形为原先的1左右.图3.5中可以得出，最大的集中应力为530.112N/mm2 ,为原先的1左右。6因此可以得出，双边履带架的设计在刚度和应力集中问题上都 相对与单边履带架有着明显的改善。最终的设计方案为

16、双边履带 架结构。(2)机架前座的有限元分析由第二部分的机架力学分析可以得出，丝杠螺母将电机的转 矩T转化为轴向力F,推动连杆运动，达到管道半径自适应的 功能.如图3。6和图3。7可知，在带有轴承的支架后座上，承受着 来自两方的力。一为轴承所承受的轴向力F,二为履带与管道壁面接触的正压力在连接绞处的体现.由第二部分分析可知，最小管道直径时，所需要的推力F越大，推力F的范围为387.3N,484.12 N,取F=500N。机架前座承受来自履带和壁面的接触力取重力 G=100N的一半50N.机架前座图3.6机架三维视图的表示图3。7机架前座具体的三维视图NODAL SOLUTIONSTEP=1SU

17、B =1TIME=1USUM (AVG)RSYS=0DMX =.114E-03SMX =.114E-03ANJUN 15 200620:14:19.127E-04 E04.380E-043E-04.633E-04760E-04.886E-0401E-03.114E-03图3。8机架前座轴承侧受力变形图（两侧受力时）图3.9机架前座轴承侧受力应力分布图（两侧受力时）1NODAL SOLUTIONSUB =1TIME=1USUM (AVG)RSYS=0DMX =.114E-03SMX =.114E-03ANJUN 15 200620:18:37ANJUN 15 200620:17:521.7583

18、.5145.2717.0272.6364.3926.149.917E-03.8792237.906.127E-04E04.380E-04'g4.633E-04760E-04.886E-0401E-03 .114E-03图3.10机架前座连接侧受力变形分布图（两侧受力时）1NODAL SOLUTIONSUB =1TIME=1SEQV (AVG) DMX =.114E-03SMN =.917E-03SMX =7.906图3.11机架前座连接侧受力应力分布图（两侧受力时）由第二部分可以知道，机架前座连接侧受力分两种情况：一是光 由重力引起的压力，即后座处两面受力；二是有丝杠螺母所引起的附 加

19、的压力，即后座与连杆连接出三面受力。图3。8,3。9, 3。10, 3。11从正反两面展示了机架前座两面受力 的情况。图中可以看出，两面受力时，机架朝着没有受力处变形。由 于轴向推力很大，所以变形和应力集中处在轴承和机架的接触处。图3。12和图3.13为机架前座三侧受力的情况.可以看出和两侧受力 相比，变形和应力分布相对比较均匀，机架变形并没有特别突出的地 方.1NODAL SOLUTIONSTEP=1SUB =1TIME=1USUM (AVG)RSYS=0DMX =.113E-03SMX =.113E-03ANJUN 15 2006 20:53:40.126E-04 次日04.378E-04

20、 W4.631E-04 政曰04.883E-04 "住-03.113E-03图3.12机架前座连接侧受力变形分布图（三侧受力时 ）1NODAL SOLUTIONSTEP=1SUB =1TIME=1SEQV (AVG)DMX =.113E-03SMN =.266E-03SMX =7.734ANJUN 15 200620:55:02.266E-031.7193.4375.1566.874.8595352.5784.2976.0157.734图3。13机架前座连接侧受力应力分布图（三侧受力时）机架部分传动系统的设计计算总传动比：i 2I级传动比：i 1.5II级传动比：i 1.3履带装置传

21、动系齿轮的设计计算计算过程I级传动结果及说明4.1已知条件I级圆柱齿轮传动的传动扭矩T1 300N mm,高速轴转速计算参考【4】P458 5124.2选用材料4.3接触 疲劳强 度设计 计算r 400rpm，传动比i 1.5 ,使用寿命为30000小时,工作时有轻度振动。采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮:小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1 270HB ;大齿轮45钢，锻件，调质，H2 250HB ；齿面粗糙度1.6；根据【4】表15-11推荐，按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算2KT1U 1,ZeZhZZd13!（） ；d U h1.2.3.齿数比u=i=1。5。齿宽系数d：直齿取

22、d=。8;（【4】表1516）载荷系数KKKAKVK K ；1）工况系数KA 1.00; （【4】表159）2）动载荷系数Kv取小齿轮齿数 4 =14；初估小齿轮圆周速度V1=0.3m/s。Kv = 1;（【4】图 154）3）齿向载荷分布系数 K 1.11。（4】图15 7bII曲线）4）载荷分布系数KKA 1.00；Kv = 1;K 1.11。ZI = 14; Z2 = 21=1。49K =1。12 ;K= 1.2432;T = 300 N mmZE 189.8;Z =0.915Zh 2.5Z =1大齿轮齿数z2 iz1 = 1.5X 14= 21取 Z2 = 21;螺旋角 0 （直齿）端

23、面重合度1.88 3.2（2）cos =1。49；4Z2纵向重合度=0；（直齿） 总重合度=1.49K =1。12 ;（【4】图 15 9）;5） K=1。2432;4 .小齿轮转矩T1300（N mm）5 .材料弹性系数ZEZE 189.8; （【4】表 1517）6 .重合度系数4Z J= 0.915;' 37 .节点区域系数ZhZh 2.5。（ 4图 15-22）8 .螺旋角系数Z =1；（直齿）9 .许用接触疲劳应力H lim ZnH =SH min1 ）小齿轮接触疲劳极限应力2Hlim1 =720 N / mm ; （ 4图 1516b）2）大齿轮接触疲劳极限应力一，2- 一

24、Hiim2 = 575 N / mm ；（【4】图 1516b）3）最小许用接触安全系数设失效1率1/100SHSF1.00.H minF min4）小齿轮接触应力当量循环次数Ne1 60 fth（T1/Tmax1）q；q = 6。6;（【4】表 1515）1 = 1; n1 = 400 r/min ；th =30000h;Tmax1 I；Ne1 = 2o 4X 108 ;5）大齿轮接触应力当量循环次数2.4 1088Ne2Ne1 /i 1.51 101.596）大、小齿轮接触寿命系数 ZniZn2 1；（【4】图1517） 小齿轮许用接触疲劳应力：H 1ZN Hlim1 熠 720（N/mm

25、2）;H 1SH .1.00H min大齿轮许用接触疲劳应力：Zn Hlim2575 L2、H o575（N /mm ）；H 2Sh .1.00H min从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：2hh 2 575（N/mm2）;10。中心距a ,小、大齿轮的分度圆直径 d1，d2,齿优bib和模数mr22" u 1 ZeZhZ Zdmin1 YdUH12 1.2432 300 1.5 12.5 0.9 189.5 1.0 23,V0.8 1.5575Ne1 = 2。4X 108 ;Ne2 1.51 108H 1一 一一，2=720 N / mm NH 2一 ，2=575 N / mmH

26、=575 N / mm24。4。有关参 数的修 正4。5弯 曲强度 校验计 算=9.49mm 取 14mm ;，一 出1中心距 a 1 i 一 14 (1 1.5) 17.5(mm) 22圆整为a 18mm ；模数 m=2a = 1。03mm;取 m= 1mm;乙 Z2Z1 z2 Z1 -14,取Z1 14,初选正确；Z2 21；1 i于正 d| = mz1 = 14mm；d2 = mz? = 21mm;齿宽 bdd1 0.8 14 11.2(mm)；取小齿轮范度b1 11mm,大齿轮宽度为 b2 10mm。1。Kv小齿轮实际圆周速度d1n114 400v1 0.2932(m/s);60 10

27、0060 1000与初估v1=0。30m/s相符，Kv值无需修正。2。K及其他参数均未变，均无需修正3.直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持/、变F 于 YFaYsaYY f bd1mn1. K=1.24322. T1 = 300 N mm ； T2 =450 N mm ;3. b=11.2mm;d=14mm； d2=21mm；4. mn =m=1mm;5. 4图 15-24小齿轮齿形系数 YFa1 2.95,大齿轮齿形系数 YFa2 2.556. 4图 1525m= 1d1 = 14mm;d2 = 21mm;a =18mm;b 11mmb2 10mm 0小齿轮应力校正系数YShSell1.5

28、2,大齿轮应力校正系数Ysa21.61。se28.重合度系数Y 0.25 0.750.25 0.75 0.719;1.609。螺旋角参数Y1.0。10。许用弯曲疲劳应力fF limYNYX Sf min1) ( 4图 15-18b)小齿轮弯曲疲劳极限应力2Flim1 280N/mm ,大齿轮弯曲疲劳极限应力2Flim2 210N/mm 。2）最小许用弯曲安全系数（【4】表1514）保失效概率1/100选择最小安全系数SF min1SF min21;3）尺寸系数（【4】图 1519)YX1YX21 ；4）弯曲寿命系数Ne1=2.4 108; Ne2 1.51 108;YN1Yn2 1;(【4】图

29、 15-20)F1F lim1YlYxSF min280 1 1280(N / mm2)；F2Flim2 YN YXSF min210 12KT1 %1-丫丫 bdmn1.2432 300 , 2.9511 14 1215.61(N/mm2)1.52-2210(N/mm )；0.719 1传动系齿轮的设计计算2 1.2432 4501021一厂2组级传动.719计算过程 215.73N /mmF1 F 1 ；F 2 ；根据上述计算，将齿轮数据列表如下：项目单位 小齿轮大齿轮中心距amm18模数mmm1传动比i1.5端面压力角t()20齿数z1421齿宽bmm1110分度圆直径dmm1421齿高

30、hmm22齿顶圆直径damm1623齿根圆直径dfmm1219节圆直径mm1421具体可参照零件图结果及说明校验台一格4.6大齿 轮的结 构设计4。1已 知条件n级圆柱齿轮传动的传动扭矩T1 450N mm,高速轴转速n1 267rpm ,传动比i 1.3，使用寿命为30000小时，工作时有 轻度振动。计算参考【4】P458 5124.2选用材料采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮 ：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1 270HB ；大齿轮45钢，锻件，调质，H2 250HB ;齿面粗糙度1。6；根据【4】表15- 11推荐，按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算di。2KT1 u 1,Ze

31、ZhZ Z、23() d u ( h4。3接 触疲劳 强度设 计计算4.5.6.齿数比u=i=1。3。齿宽系数d：直齿取d =0& （【4】表1516）载荷系数KKa 1.00；Kv = 1;K 1.11。ZI = 15; Z2 = 20K KaKvK K ;6）工况系数 Ka 1.00; （ 4表 159）7）动载荷系数Kv取小齿轮齿数 Z, =15;初估小齿轮圆周速度%=0。2m/s. Kv = 1; （【4】图 154）8）齿向载荷分布系数 K 1.11。（4】图157bII曲线）9）载荷分布系数K大齿轮齿数 z2iz1 = 1.3 X 15= 19.5取 Z2 =20;螺旋角0

32、 （直齿）端面重合度1.88 3.2（ ）cos =1。51； 4Z2纵向重合度 =0；（直齿）总重合度=1.51K =1.12 ;（【4】图 15- 9）;10）K= 1.2432;4 .小齿轮转矩T1450（N mm）5 .材料弹性系数ZeZe189.8; （【4】表 1517）6 .重合度系数z 、| 3-0.91，7。节点区域系数ZHZH2.5. （【4】图 1522）8 .螺旋角系数Z =1;（直齿）9 .许用接触疲劳应力_ H lim Zn SH min1）小齿轮接触疲劳极限应力 一一一2一 一 一Hlim1 =720 N/mm ;（【4】图 1516b）2）大齿轮接触疲劳极限应力

33、一，2- -一Hlim2 = 575 N/mm ; （ 4图 1516b）3）最小许用接触安全系数设失效1率1/100SHSF1.00。H minF min4）小齿轮接触应力当量循环次数Ne1 60 1nlth（T1/Tmax1）1= 1.51K =1.12 ;K= 1。2432;T = 450 N mmZe 189.8；z =0。91Zh 2.5Z =1q = 6。6;(【4】表 15-15)1 = 1; n1 = 267 r/min ;th =30000h;Tmax1Ti；Ne1 =2.4x 108;Ne1 = 2o 4X 108 ;5）大齿轮接触应力当量循环次数Ne2 Ne1/i一 一

34、82.4 1081.51 101.596）大、小齿轮接触寿命系数Zni Zn2 1；（【4】图1517） 小齿轮许用接触疲劳应力ZnH 1 ShH limlmin7202 720(N / mm )； 1.00Ne2 1.51 1082=720 N / mm N大齿轮许用接触疲劳应力:ZnH 2 3 *ShHlim2min575o575(N/mm)；1.00从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力:2=575 N / mmH 2 575(N/mm/ 1.2432 450 1.3 12.5 0.9 189.5 1.0)；10。中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1，d2,齿宽b,b2和模dmin122K

35、Ti u 1 ZeZhZ Z=575 N / mm2575= 11。1mm 取 15mm;中心距圆整为d1 1 i 1 15 (1 1.3) 17.2( mm) 18mm ;2a=1.03mm ; 取 m = 1mm ;ZiZ2m= 1dU4。4。有关参 数的修 正Z1 Z2Zi 15,取 Zi 15,初选正确；Z2 20；1 i于是 d1 = mZ1 = 15mm；d2 = m4 = 20mm;齿宽 bdd1 0.8 15 12(mm)；取小齿轮宽度b1 12mm,大齿轮宽度为b2 11.5mm。1。Kv小齿轮实际圆周速度d1n160 100015 26760 10000.21(m/s);d

36、1 = 15mm;d2 = 20mm;a =18mm;D 12mmb2 11.5mm。与初估v1=0.20 m/s相符，Kv值无需修正。2。K及其他参数均未变，均无需修正3.直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变4。5弯 曲强度 校验计 算2KT1bd1mnYFaYsaYY F7. K=1.24328. T1 = 450 N mm ； T2 =585 N mm ;d1=15mm; d2=20mm；9. mn =m=1mm;10. 4图 15-24小齿轮齿形系数YFa1 2.95，大齿轮齿形系数YFa2 2.5511. 4图 1525小齿轮应力校正系数YSa11.52,大齿轮应力校正系数YSa

37、2Sa21.61。8.重合度系数0.250.750.250.751.510.75;9 .螺旋角参数Y 1.0。10 .许用弯曲疲劳应力,F limYNYXFSFmin1）（【4】图 15-18b）小齿轮弯曲疲劳极限物力F1ml 280N/mm2,大齿轮弯曲疲劳极限应力1rlim2210N/mm2。2）最小许用驾曲安全系数（【4】表1514）保失效概率 1/100 , 选择最小安全系数SF min1Sf min2 1 ；3）尺寸系数（4】图1519）YX1 YX2 1 ;4）弯曲寿命系数Ne1= 2.4 108； Ne2 1.51 108;YN1 YN2 1 ;（【4】图 1520）F1-门而1

38、 280 1 1 280（N/mm2）；SF min1F1im2YNYX210 1 12F2一F1im2 N-X 210（N/mm2）;& min1F 1YFa1YSa1Y Ybd1mn2 1.2432 450 2.95 1.52 0.75 112 15 120.9（N/mm2）皿丫 v wF 2 . .YFa2 YSa2 Y Ybd2m2 1.2432 585 2.55 1.61 1.0 0.7511.5 20 119.5（N/mm2）F1 F 1 ；项目单位小齿轮大齿轮中心距amm18模数mmm1传动比i1.3端面压力角t()20齿数z1520齿宽bmm1211.5分度圆直径dmm

39、1520齿高hmm22齿顶圆直径da amm1722齿根圆直径dfmm1318节圆直径mm1520F 2 F 2 ；根据上述计算，将齿轮数据列表如下:具体结构设计尺寸可参考零件图4.6大齿轮的结构设计履带行走系设计校验合格.行走系的选择管道机器人的行走系现大部分采用轮式结构和履带式模块结构的行走系.管道机器人实现在管内行走必须满足机器人移动载体对管壁 的附着力，既牵引力Fe ,大于移动载体的阻力Ff ：Fe Ff当电机的驱动力足够大的时候，牵引力 Fe：Fe Ne其中Ne为履带与管道壁面接触的正压力。轮式管道机器人的行走轮可按空间或平面配制.一般取 4s 6轮， 其驱动方式有独轮或多轮驱动。它

40、的附着力Fe只与驱动轮和管壁间的 接触正压力有关。对于履带式管道机器人基于履带的结构特点，它在 单个电机驱动的情况下，正压力 Ne等于载体与管壁产生的正压力，因 此有大的附着力。同时，在管道内行走的稳定性和越障性能上，履带 式行走系的总体性能要优与轮式行走系。 因此，本次机械设计采用履 带式行走系的模块设计。二.履带行走系履带行走系的功能是支撑管道机器人的机体， 并将由传动系输入 的转变为管道机器人在管道内的移动和牵引力。 履带行走系的装置包 括履带，驱动轮，张紧机构，传动机构，原动件，张紧缓冲装置 （本 设计中将此机构设置在机架上）组成。（1）履带传动行走机构（同步带传动）履带按材料可分为金

41、属履带，金属橡胶履带和橡胶履带。考虑到在输油管道中行走，金属履带的抗腐蚀性较差，并且对管道的壁面产队y计算计算过程结果与认7同步带和带轮（履带）的设计计算生一定的损坏，管道机器人的履带行走系中的履带部分采用橡胶履 带。橡胶履带是用橡胶模压成的整条连续的履带。它噪声小，不损坏路面，接地压力均匀。履带传动机构可用类似同步带传动机构代替.同步带传动是靠带 上的齿和带轮的齿相互啮合来传动的， 因此工作时不会产生滑动，能 获得准确的传动比。它兼有带传动和齿轮传动的特性和优点， 传动效 率可高达0。98。同时，由于不是靠摩擦传递动力，带的预张紧力可 以很小，因此作用于轴和轴承上的力也就很小.同步带按齿形可

42、分为梯形齿和圆弧形齿两种。梯形齿中按齿距可 分为周节制，模数制，特殊节距制。结合管道机器人履带部分的尺寸， 选取模数制带形。由2表12-1-55可查得现有的模数制同步带产品， 选取m zb bs 2 65 115,节线长Lp 408.41mm.其中模数m 2 ,齿数 4 65,带宽bs 115 （此为最大的带宽，厂方可根据客户的要求进行 切割），履带中带宽bs 26mm。为了增大履带的接触地面的摩擦力， 将另一段带的背面和在带轮上的带的背面用强力胶水粘和。1计算功率2 .选普通V 带型号3。求人小 带轮基准 直径4.验算带速v5。求V带 基准长度 和中心距6.实际中心 距aV带传动比：i0 =

43、 1;驱动轮转速：n1 = 84 r/min ；驱动轮的输出功率 R =5。4 w;,用于履带传动，两班制连续工作查【1】表13 6得Ka= 1.3;P> = KaP =7。02w;模数制同步用产品：m Zb bs 2 65 115 节线长度 Lp 408.41mm取 d1 d2 40mmdn. ，v0.175m/ s vmax60 1000初步选取中心距0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)；取 a0 = 150mm;(d2 d1)2Lpo 2a0(d| d2)- 425.6mm;24a。与原先取的节线长 Ld = 408.41mm相符合； p可取齿数zb 65履带中中心距是可以

44、调整的：a a0141.5mm2下列参考2 12-61PC = 7。02 w;模数制同步用产品：m Zb bs 2 65 115d1 = 40 mmd2 = 40 mm实际中心距a 141.5mm7。带宽bs8。剪切应 力验算9.压强验算P10。求作用 在带轮轴对于模数制：bs P 103Kz(Fa Fc)v式中Fa为单位带宽的许用应力，查表【2】12-176模数m 2时，单位带宽许用拉力 Fa 6Nmm1单位带宽，单位长度的质量一 一 3 .11mb 2.4 10 kg*mm -m由 Fc mbv2 0.0743 10 3N可求得 bs - 5.142mmKz(Fa Fc)v履带带宽 bs

45、26mm 5.142mmPd1.44mbszmv5.420.16N /mm1.44*2*26*6*0.075查表【2】12-1-78可得许用剪切应力p 0.50.8N*mm2可得p符合剪切应力的要求PdP - 0.6mbszmv 5.490.385N /mm 0.6*2*26*6*0.075查表【2】12-1-78可得许用压强 PD 22.5Nmm2 p模数制同步带轮：FrPd5.430.85Nv 0.175符合带宽要求上的力Fr11.同步带轮型号选 择和参数选择同步带中的阶梯齿形的模数制同步带产品。从现有的同步带产品中选择出m zb bs 2 65 115,节线长 Lp = 408。41mm

46、 的同步带的型号。校验符合实际情况。 具体的设计图可参 考零件图(2 )履带行走装置的驱动力和滚动阻力履带行走装置在驱动转动力矩Tq的作用下，在水平地面做等速驱 动运动时,在驱动拉力作用下，履带驱动段上带轮和带之间相对转动 产生摩擦阻力矩Tr1o同时，因垂直载荷Q作用履带支撑面上产生与行 走装置行驶方向一致的摩擦力，即上面提到的附着力，为履带的驱动 力Ft.如图：在履带在管道内行驶时，橡胶履带和管壁面间产生滚动阻力Ff履带行走装置驱动力在克服本身滚动阻力后，发挥牵引力Ft。Ff fQFt Fq FfTq fQrd式中 f为履带行走装置的滚动阻力系数，由履带行走的地面类型而定.在管道中可取f 0

47、.1计算.三.行走系中传动系统总传动比i 4.77I级传动：i 1.5II级传动：i 1.6田级传动：i 2履带传动系齿轮的设计计算4 I级，齿圆 能齿轮传',动的设飞和 校验计 算'计算过程结果及说明4。1已I级直齿锥齿轮传动的传动扭矩T 300N mm ,高速轴转速计算参考【4】P458知条件ni400rpm，传动比i 1.5 ,使用寿命为30000小时，工作时有 512轻度振动。采住7级精度软齿闭式圆锥直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H 270HB ;4.2选用材料大齿轮45钢,锻件，调质，H2 250HB ；齿面粗糙度1。6；根据【4】表15 11推荐，按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算14KT2/ZeZh«.32 ()， d(1 0.5d)2u h4。3接7.齿数比u=i=1.5。触疲劳 强度设8.齿宽系数d ：直齿取d =0。3;（【4】表1516）计计算9