【《履带消防机器人的参数校核计算案例》2100字】

II履带消防机器人的参数校核计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u2767履带消防机器人的参数校核计算案例 1320161.1履带底盘行走装置设计 1301781.3减速器参数校核 2278661.3.1校核齿根弯曲疲劳强度 2130841.3.2高速轴强度校核 4124271.3.3轴承强度校核 647471.4支撑轮轴有限元校核 7155681.5驱动轮键槽校核 8285751.6链条强度校核 91.1履带底盘行走装置设计其主要评价指标是跨越壕沟的宽度和翻越垂直障碍物的高度，只考虑履带底盘的垂直运动和俯仰运动，不考虑横向滑移运动；履带长度在底盘行驶过程中不会发生变化，且履带与轮系部件之间无相对滑移。倒梯形行走装置的简化示意如图1所示；h2表示行走装置质心高度；图SEQ图\*ARABIC1倒梯形行走装置简化图（1）最大跨越壕沟宽度。分析履带底盘跨越壕沟的过程，倾翻发生在履带底盘的重心到达壕沟边缘时。此时，若履带底盘前端与壕沟的另一侧接触，则可以确保履带底盘顺利通过壕沟。倒梯形行走装置在极限情况下跨越壕沟的示意如图1所示，图中L2，分别表示各行走装置的极限越障宽度；其余各参数含义同前。由此可计算得到最大跨越壕沟宽度分别为：5-1图SEQ图\*ARABIC2倒梯形装置跨越壕沟示意图h2表示行走装置质心高度式中：依照建模可得l1为履带接地长度，取720mm；l2为驱动轮与张紧轮的轮心间距，取1260mm；h2h22为驱动轮心高度，取380mm；r2为支撑轮的半径，取50mm。代入式中计算得出L1为525.83mm1.3减速器参数校核1.3.1校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ式中：b1、b2分别为小、大齿轮齿宽，b1=b2=70mm；YFa1、YFa2分别为小、大齿轮齿形系数YSa1、YSa2分别为小、大齿轮应力修正系数查机械设计手册可知：YY试选KFt=1.3。Y式中：Yε-弯曲疲劳强度用重合度系数②圆周速度v=③宽高比b/hh=由K式中：Ky-动载系数，根据v=1.1m/s，7级精度，查表可得Kv=1.02KFα-齿间载荷分配系数，查表可得KHα-齿间载荷分配系数,查表可得KKHβ-齿向载荷分布系数,根据7级精度、小齿轮相对支承非对称布置查表可得KKF-载荷系数σK式中：σFlim1、σFlim2KFN1、KFN2S-弯曲疲劳安全系数，由前文计算得S=1.25σσ齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。④齿轮的圆周速度v=因此齿轮符合要求。1.3.2高速轴强度校核①计算轴的支反力FFFF式中：FNH1、FNH2分别为两个轴的水平支反力，单位为N；FNV1、FNV2分别为两个轴的垂直支反力，单位为N。②计算轴的弯矩，并做弯矩图MM图3-9高速轴受力及弯矩图Fig.3-9HighspeedshaftforceandbendingmomentdiagramM式中：MCH1、MCV1、MC1-分别为截面C处的水平、垂直、合成弯矩,单位为N·mm；分别作出合成水平、垂直、弯矩图（图b、c、d）T=7640N•mm作转矩图（图e）因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面W=Wσ=τ=式中：W-抗弯截面系数;WT-抗扭截面系数;σ-最大弯曲应力,单位为MPa；τ-剪切应力,单位为MPa。σ式中：α-折合系数，对于单向传动的转轴按脉动循环处理取α=0.6查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=735MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。1.3.3轴承强度校核各轴所选用轴承规格如表4-4：表4-4轴承参数表Tab.4-4Bearingparametertable轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)高速轴620735721725.5中速轴620735721725.5低速轴620840801829.5现选用轴承进行校核图4-3高速轴轴承示意图Fig.4-3Diagramofhighspeedshaftbearing根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，其额定静载荷C0r=15.2kN。根据设计指标，寿命Lh应达到48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式：L由此可知该轴承的工作寿命足够。1.4支撑轮轴有限元校核本文利用SolidWorks中的Simulation插件对支撑轮轴进行有限元分析支撑轮轴的具体尺寸如下：选取材料为AISI1045钢，冷拔，其密度为7850kg/m3在指定面添加固定和支撑约束，之后添加工作载荷，进行网格划分后，如图所示运行算例应力作用图位移作用图应变作用图由位移作用图可看出，轴的左右端唯一最大，但仍在材料允许范围内。根据三维仿真分析可得出，尽管轴强度达到设计指标，但轴的左右端为位移最大部分，应适当加强强度。1.5驱动轮键槽校核普通平键连接主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载,一般不会出现键的剪断。因此,通常只按工作面的挤压应力进行强度校核计算。假设载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为σ式中:T-传递的扭矩（T=F×y≈F×d/2），单位为N·m;由前文设计得110.21N.mk-键的轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，单位为mm；由前文设计得h=8mm，因此得出k=4mm；l-键的工作长度，圆头平键l=L-b，此处L为键的公称长度，单位为mm，b为键的宽度，单位为mm；由前文设计得l=46mm；d-轴的直径，单位为mm；由前文设计得d=30mm；[σp考虑到驱动轴工作环境，应选用冲击载荷下的数值，此处选择90MPa。键连接的许用挤压应力Allowablecompressionstressofbondconnections许用挤压应力连接工作方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微应力冲击[σp]静连接钢120~150100~12060~90代入式中计算得σp=39.93N.m≤90N.m