TH-1管道机器人设计说明书

4二.元器件和配件选择说明 56三.机架部分设计和计算 五.参考文献 742TH-1管道机器人技术指标_TH-1管道机器人工作指标中性液体环境，液面高度不得高于30mm3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(上图为电动机实物参考图)5机架部分的设计计算6一.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：①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业；②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)78随着管道机器人在管内移动的距离的增加，或者在爬坡的时通过远程制可调节电动机输出扭矩T带动丝杠螺母相对转9h保证大管径时管道机器人的强度和刚度条件。由设计的尺寸可得h=21mm,h=40mm,L=85mm,L=42.5mm,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F的范围为不同于履带行走系的模块，机架中的零件大部分为非国家标准零件，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铰接在一起，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：JUN15200606:16:34SUB=1TIME=10图3.2单边履带受力变形图图3.3单边履带受力应力图0图3.4双边履带架受力变形图变形为原先的左右.图3.5中可以得出，最大的集中应力为矩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越受来自履带和壁面的接触力取重力G=100N的一半50N.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STEP=120:14:19SUB=1图3.8机架前座轴承侧受力变形图(两侧受力时)0图3.10机架前座连接侧受力变形分布图(两侧受力时)图3.11机架前座连接侧受力应力分布图(两侧受力时)图3.12机架前座连接侧受力变形分布图(三侧受力时)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履带装置传动系齿轮的设计计算41级圆柱齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算I级圆柱齿轮传动的传动扭矩T=300N·mm,高速轴转速n=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：大齿轮45钢，锻件，调质，齿面粗糙度1.6;强度校验计算Aβ1.齿数比u=j=1.52.齿宽系数φ:直齿取φ,=0.8;(【4】表15-16)1)工况系数K=1.00;(【4】表15-9)2)动载荷系数KV取小齿轮齿数z=14;初估小齿轮圆周速度v=0.3m/s。;(【4】图15-4)3)齿向载荷分布系数。(【4】图15-7bⅡ曲线)4)载荷分布系数①大齿轮齿数取z=21;2②螺旋角β=0(直齿)ααEH④纵向重合度(直齿)④纵向重合度K=1.12;(【4】图15-9);a4.小齿轮转矩15.材料弹性系数ZEZ=189.8;【4】表15-17)E6.重合度系数7.节点区域系数ZHZ=2.5。(【4】图15-22)H8.螺旋角系数;(直齿)9.许用接触疲劳应力1)小齿轮接触疲劳极限应力σ=720N/mm2;(【4】图15-16b)2)大齿轮接触疲劳极限应力N/mm2;(【4】图15-16b)3)最小许用接触安全系数设失效概率≤1/100q=6.6;(【4】表15-15)h5)大齿轮接触应力当量循环次数(【4】图15-17)小齿轮许用接触疲劳应力：大齿轮许用接触疲劳应力：从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：10.中心距a,小、大齿轮的分度圆直径d,d,齿宽b,b=9.49mm取14mm;H4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算圆整为a=18mm;,取Z=14,初选正确；于是d=mz,=14mm;;1212取小齿轮宽度b=11mm,大齿轮宽度为b、=10mm。小齿轮实际圆周速度与初估V=0.30m/s相符，K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 小齿轮应力校正系数,,大齿轮应力校正系数8.重合度系数9.螺旋角参数】10.许用弯曲疲劳应力1)(【4】图15-18b) 疲劳极限应力3)尺寸系数(【4】图15-19)4)弯曲寿命系数5.73A/mm2)圆柱齿轮传动的设计计算过程结果及说明4.6大齿轮的结构设计根据上述计算，将齿轮数据列表如下：项目单位小齿轮大齿轮1传动比i端面压力角α分度圆直径d齿高h22齿顶圆直径齿根圆直径f节圆直径具体可参照零件图校验合格和校验计算4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算Ⅱ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T=450N·mm,高速轴转速n.=267rpm,传动比i=1.3,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，H=270HB;大齿轮45钢，锻件，调质，H=250HB;齿面粗糙度1.6;强度校验计算4.齿数比u=i=1.3.5.齿宽系数φ:直齿取φ,=0.8;(【4】表15-16)6)工况系数;(【4】表15-9)7)动载荷系数KV取小齿轮齿数z=15;初估小齿轮圆周速度8)齿向载荷分布系数。(【4】图15-7bII曲线)9)载荷分布系数K⑥大齿轮齿数z=iz=1.3×15=19.5取Z=20;⑦螺旋角β=0(直齿)-512Aβ⑨纵向重合度(直齿)K=1.12;(【4】图15-9);α4.小齿轮转矩15.材料弹性系数ZEZ=189.8;【4】表15-17)E6.重合度系数7.节点区域系数ZHZ=2.5。(【4】图15-22)H8.螺旋角系数;(直齿)9.许用接触疲劳应力1)小齿轮接触疲劳极限应力σ=720N/mm2;(【4】图15-16b)2)大齿轮接触疲劳极限应力N/mm2;(【4】图15-16b)3)最小许用接触安全系数设失效概率≤1/1004)小齿轮接触应力当量循环次数ααEHβq=6.6;(【4】表15-15)5)大齿轮接触应力当量循环次数6)大、小齿轮接触寿命系数Z=Z(【4】图15-17)小齿轮许用接触疲劳应力：大齿轮许用接触疲劳应力：从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：10.中心距a,小、大齿轮的分度圆直径d,d,齿宽b,b=11.1mm取15mm;圆整为a=18mm;H4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算,取Z=15,初选正确；;12取小齿轮宽度b=12mm,大齿轮宽度为b。=11.5mm。v小齿轮实际圆周速度与初估v=0.20m/s相符，K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 11.【4】图15-25小齿轮应力校正系数,,大齿轮应力校正系数8.重合度系数9.螺旋角参数Y=1.0。β10.许用弯曲疲劳应力1)(【4】图15-18b)小齿轮弯曲疲劳极限应力,大齿轮弯曲疲劳极限应力2)最小许用弯曲安全系数(【4】表15-14)3)尺寸系数(【4】图15-19)4)弯曲寿命系数:(【4】图15-20)4.6大齿根据上述计算，将齿轮数据列表如下：校验合格项目大齿轮1传动比i端面压力角α分度圆直径d齿高h22齿顶圆直径齿根圆直径f节圆直径履带行走系设计一．行走系的选择efFFef当电机的驱动力足够大的时候，牵引力F:eFNeee二．履带行走系s带计算与设计1计算功率2.选普通V带型号3.求大小带轮基准直径4.验算带速V5.求V带基准长度和中心距驱动轮的输出功率;模数制同步带产品：b取a=150mm;与原先取的节线长L=408.41mm相符合；P履带中中心距是可以调整的：C模数制同步带产品：b16.实际中心7.带宽b8.剪切应力验算T9.压强验算P对于模数制：模数m=2时，单位带宽许用拉力F=6N.mm-1m=2.4×10-3kgmm-1,m-1可求得查表【2】12-1-78可得许用剪切应力T=0.5～0.8N.mm-2可得T<T符合剪切应力的P要求查表【2】12-1-78可得许用压强P=2～2.5N。mm-2实际中心距α≈141.5mm符合带宽要求10.求作用在带轮轴上的力F11.同步带轮型号选择和参数模数制同步带轮：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×,节线长L=408.41mm的P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f三.行走系中传动系统履带传动系齿轮的设计计算I级圆柱齿轮传动直齿圆锥齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算I级直齿锥齿轮传动的传动扭矩,高速轴转速n=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级精度软齿闭式圆锥直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H=270HB;大齿轮45钢，锻件，调质，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;7.齿数比u=i=1.5.8.齿宽系数中：直齿耳(【4】表15-16)11)工况系数K=1.00;(【4】表15-9)12)动载荷系数KV取小齿轮齿数z=20;初估小齿轮圆周速度v=0.42m/s。K=1;(【4】表15-10)13)齿向载荷分布系数-512AK=1.01,。(【4】图15-8bⅡ曲线)α取z=30;α④纵向重合度(直齿);(【4】图15-9);4.小齿轮转矩Z=189.8;(【4】表15-17)E6.重合度系数7.节点区域系数ZZ=2.5。(【4】图15-22)H9.许用接触疲劳应力1)小齿轮接触疲劳极限应力_Hσ=720N/mm2;(【4】图15-16b)2)大齿轮接触疲劳极限应力O=575N/mm2;(【4】图15-16b)3)最小许用接触安全系数设失效概率≤1/100H4)小齿轮接触应力当量循环次数q=6.6;(【4】表15-15)h5)大齿轮接触应力当量循环次数=Z=Z=1;小齿轮许用接触疲劳应力：大齿轮许用接触疲劳应力：从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：10.中心距a,小、大齿轮的分度圆直径d,d,齿宽b,b和模数m4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算=10.81mm取20mm;取m=1mm,小齿轮齿数z=20,大齿轮齿数z=30干是d=mz=20mm;2齿宽b=φR=0.3×18.03=5.409(mm);取小齿轮宽度b=5.5mm,大齿轮宽度为b、=5mm。小齿轮实际圆周速度与初估V=0.42m/s相符，K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14.(1)小、大齿轮的分锥角σ,σ(2)小、大齿轮的当量齿数z,z121小齿轮齿形系数,大齿轮齿形系数小齿轮应力校正系数,,大齿轮应力校正系数6.许用弯曲疲劳应力1)(【4】图15-18b) 疲劳极限应力。2)最小许用弯曲安全系数(【4】表15-14)3)尺寸系数(【4】图15—19)4)弯曲寿命系数:(【4】图15-20)4.6大齿轮的结构设计根据上述计算，将齿轮数据列表如下：校验合格大齿轮5项目1传动比i大齿轮5项目1传动比i端面压力角α齿高h大端齿顶圆直径大端齿根圆直径具体设计参数可参考零件图履带传动系齿轮的设计计算圆柱齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算Ⅱ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T=450N·mm,高速轴转速n.=267rpm,传动比i=1.6,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：大齿轮45钢，锻件，调质，齿面粗糙度1.6;强度校验计算10.齿数比u=i=1.6.11.齿宽系数φ:直齿取φ,=0.3;(【4】表15-16)12.载荷系数K16)工况系数K=1.00;(【4】表15-9)17)动载荷系数KV取小齿轮齿数z=17;初估小齿轮圆周速度v=0.30m/s。K=1;(【4】图15-4)18)齿向载荷分布系数K。=1.11。(【4】图15-7bII曲线)AVK=1.11β19)载荷分布系数K⑯大齿轮齿数z=iz=1.6×20=32⑱端面重合度εK=1.12;(【4】图15-9);a4.小齿轮转矩15.材料弹性系数ZEZ=189.8;(【4】表15-17)E6.重合度系数7.节点区域系数ZHZ=2.5。(【4】图15-22)H8.螺旋角系数;(直齿)9.许用接触疲劳应力1)小齿轮接触疲劳极限应力O=720N/mm2;(【4】图15-16b)ααEHβ2)大齿轮接触疲劳极限应力N/mm2:(【4】图15-16b)3)最小许用接触安全系数设失效概率≤1/1004)小齿轮接触应力当量循环次数q=6.6;(【4】表15-15)h5)大齿轮接触应力当量循环次数(【4】图15-17)小齿轮许用接触疲劳应力：大齿轮许用接触疲劳应力：从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：H4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算=16mm取17mm;中心距圆整为a=23mm;,取Z=17,初选正确；;于是d=mz=17mm;2取小齿轮宽度b=5mm,大齿轮宽度为b。=4.5mm。V小齿轮实际圆周速度与初估V=0.30m/s相符，K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11小齿轮齿形系数,大齿轮齿形系数Y=2.55小齿轮应力校正系数,,大齿轮应力校正系数8.重合度系数9.螺旋角参数Y=1.0。β10.许用弯曲疲劳应力1)(【4】图15-18b) 大齿轮弯曲疲劳极限应大2)最小许用弯曲安全系数(【4】表15-14)3)尺寸系数(【4】图15-19)4)弯曲寿命系数.(【4】图15—20)根据上述计算，将齿轮数据列表如下：单位小齿轮大齿轮1传动比i端面压力角α齿数Z齿宽b5分度圆直径d齿高h22齿顶圆直径齿根圆直径f校验合格履带传动系齿轮的设计计算圆柱齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算Ⅲ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T=720N·mm,高速轴转速n=166rpm,传动比i=2,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，大齿轮45钢，锻件，调质，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13.齿数比u=i=2.14.齿宽系数φ:直齿取φ,=0.3;(【4】表15-16)15.载荷系数K21)工况系数K=1.00;(【4】表15-9)22)动载荷系数KV取小齿轮齿数z=17;初估小齿轮圆周速度v=0.16m/s。K=1;(【4】图15-4)-512AV23)齿向载荷分布系数K。=1.11。(【4】图15-7bⅡ曲线)β24)载荷分布系数Kα22螺旋角β=0(直齿)EHHβEEHβσ=720N/mm2;(【4】图15-16b)2)大齿轮接触疲劳极限应力σ=575N/mm2;(【4】图15-16b)3)最小许用接触安全系数设失效概率≤1/1004)小齿轮接触应力当量循环次数q=6.6;(【4】表15-15)h5)大齿轮接触应力当量循环次数6)大、小齿轮接触寿命系数Z=Z=1;小齿轮许用接触疲劳应力：大齿轮许用接触疲劳应力：从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：10.中心距a,小、大齿轮的分度圆直径d,d,齿宽b,b和模数m4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算=16.93mm取17mm;中心距圆整为a=26mm;模数取m=1mm;,取Z=17,初选正确；于是d=mz=17mm;2取小齿轮宽度b=5mm,大齿轮宽度头。V小齿轮实际圆周速度与初估V=0.16m/s相符，K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小齿轮齿形系数,大齿轮齿形系数Y=2.45小齿轮应力校正系数,,大齿轮应力校正系数8.重合度系数9.螺旋角参数Y=1.0。β10.许用弯曲疲劳应力1)(【4】图15-18b) ,大齿轮弯曲疲劳极限应大2)最小许用弯曲安全系数(【4】表15-14)3)尺寸系数(【4】图15-19)4)弯曲寿命系数Y=Y=1;(【4】图15-20)根据上述计算，将齿轮数据列表如下：单位小齿轮大齿轮中心距a1传动比i2端面压力角α齿数Z齿宽b54分度圆直径d齿高h22齿顶圆直径齿根圆直径f校验合格程驱动轮轴结轴承和键计算过果及说明5.1驱动轮轴的计算1.概1)驱料40材料2)驱作用。相当2.驱拟定考虑①为采用略计算轴径Cr,调质；4】表20-2;550N/mm2,弯曲疲=200N/mm₂动轮轴固定在履带板动轮轴的结构设计0,并且轴的长伸到履为11mm。油脂润滑。段轴的直径为20mm.8定轴承,故支承5调质则整根高速轴都使用材=350N/mm2,扭转疲劳不动，并不具有传递功率的的装拆，采用阶梯轴结构：的位置，所以取深沟球轴承面，直径取为10mm。置，所以直径取得比1段稍用深沟球轴承61803以下计算轴的计e3125.2高速轴校验3.计算支反力和绘制弯矩图及扭矩图校验驱动轮轴的强度，示意图如下：轴承IF1)F力在支点产生的反力(如下图)2)垂直面弯矩图(如下图)4.强度校验其当量弯矩为M=M=135N。mm2)轴为40Cr,调质；此截面处直径为17mm,远满足要求轴的强度校验合格4.轴上轴承的计算滚动轴承基本额定寿命的检验预计寿命30000h(【1】表16-11)查【4】附表22-3:轴承的基本额定动载荷C=40.8KN查【1】表16-9、10得温度系数f=1(假定工作时温度100度)载荷系数对球轴承ε=3驱动轴只受径向力F的作用，R=45N,R=27Nh因此滚动轴承的设计合理轴承寿命计算合格履带轴系零件设计计算锥齿轮传动轴轴承计算过程结果及说明5.1锥计计算1.概略计算轴径1)锥齿轮轴采用齿轮轴；则整根高速轴都使用材料40Cr,调质；查【4】表20-2;Bσ=550N/mm2,弯曲疲劳限σ=350N/mm2,扭转疲劳限-12)高速轴传递功率P=0.0126kW,转速n=267rpm。①按扭转强度计算：C=98～107;取C=104;则d≥3.76mm;②按扭转刚度进行计算取直径为d=6mm考虑轴上零件的固定及便于轴系零件的装拆，采用阶梯轴结构：支承采用深沟球轴承61801,采用脂润滑。颈，取11mm。③3段为轴颈，直径取6mm,故支承用深沟球轴承6采用油脂润滑。并和圆柱齿轮间有过盈连接。以下计算轴的计算参考【4】P580-590及5.2锥齿轮轴校验23.计算支反力和绘制弯矩图及扭矩图1)求轴上各力(受力示意图如下)Fr1Fr2轴承IFt2轴承Ⅱ直齿轮(为一对齿轮中的主动轮):圆周力轴向力(直齿轮无轴向力)圆锥齿轮(为一对齿轮总的从动轮):圆周力径向力F=Ftgα=30×tg20°×cos562)垂直平面内支承点得支反力(如下图)3)水平面支承反力(如下图)4)垂直面弯矩图(如下图)A,B截面的弯矩大小为：5)水平面产生的弯矩图(如下图)6)合成弯矩avaH7)轴传递的转矩(见图i)4.强度校验其当量弯矩为M=(M2+(αT)2)1/2=390.2N.mm其中，取折合系数α=0.6;2)轴为40Cr,调质；由【1】表14-1查得σ=750MP;轴的强度校验合格轴的刚度校验合格由【1】表14-3查得此截面处直径为6mm,故满足要求5.轴的刚度校验：1)轴的弯曲变形计算(等效直径法)l=∑L=34mm;材料弹性模量E=2.1×105MP由【4】P590对齿轮轴许用挠度[y]=(0.01~0.03)m;m为齿轮模数3;许用偏转角[θ]=0.005rad;许用扭所以，y<[y];偏转故满足变形条件2)