電機(jī)選型計(jì)算和渦輪蝸桿傳動選型計(jì)算匯總

mgmg€N=0(1-2)電機(jī)選型計(jì)算和渦輪蝸桿傳動選型計(jì)算主要性能參數(shù)要求：履帶底盤總重：40kg現(xiàn)取履帶底盤平地行駛最大速度：lm/s,加速度：0.2m/s2爬坡最大速度：0.5m/s,加速度：0.2m/s2驅(qū)動輪直徑：200mm；爬坡角度：35°；履帶底盤主履帶驅(qū)動電機(jī)的選擇1、基于平地最大速度的驅(qū)動電機(jī)功率計(jì)算在城市道路上行駛時(shí)，履帶底盤受力較簡單。進(jìn)行簡化計(jì)算，假設(shè)車體以最大速度lm/s直線行駛，不考慮履帶底盤行駛中的空氣阻力，則其受力情況，如圖1所示：圖1履帶底盤平地行駛示意圖假設(shè)在運(yùn)動過程中，輪子作瞬時(shí)純滾動。根據(jù)理論力學(xué)平衡條件，有平衡方程：(1-1)X(1-1)ma€f=0Y方向受力平衡：

以O(shè)點(diǎn)為對象力矩平衡：fR€M€M二0lf滾動摩阻力矩：M二,Nf式中：m車體總重量（kg）；a——車體運(yùn)行加速度（m/s2）；f——地面對履帶底盤的摩擦阻力（N）；N——地面對履帶底盤的支撐力（N）；R——驅(qū)動輪半徑（m）；Ml——作用于驅(qū)動輪的驅(qū)動力矩（Nm）；Mf—驅(qū)動輪滾動摩阻力矩（Nm）；3.—地面履帶滾動摩阻系數(shù)，》=0.007。假設(shè)車體在5秒內(nèi)達(dá)到最大速度lm/s,則加速度：a二°?2m/s2聯(lián)立上述方程：M二M€fR=0.007x40x9.8+40x0.2x0.1=3.544Nmlf同時(shí)，根據(jù)公式：…二R?代入v=1m/s，R=0.1m的值，可求得主動輪角速度為?=10rad/s。又根據(jù)要求的行駛最大速度vmax=1m/s，vx60n——maxmax兀D由公式1-6初步確定電機(jī)經(jīng)過減速后的最大輸出轉(zhuǎn)速1-3)1-4)1-5)1-6)nmax1-3)1-4)1-5)1-6)nmax=3.14x0.2=95.54r/min綜上，電機(jī)經(jīng)過減速后的最大輸出轉(zhuǎn)速為95.54rpm,每側(cè)電機(jī)經(jīng)減速器減速后在最大行駛速度情況下需要提供的極限扭矩為1.722Nm,且要同時(shí)滿足速度要求。2、基于爬坡最大坡度的驅(qū)動電機(jī)功率計(jì)算相對于普通行駛過程，爬坡能力對于移動履帶底盤的驅(qū)動能力是一個(gè)重要的衡量指標(biāo)，所以在進(jìn)行驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的時(shí)候，爬坡指標(biāo)的計(jì)算也應(yīng)作為選擇電機(jī)的必須依據(jù)。假設(shè)履帶底盤在角度為€的斜坡上勻速直線行駛，不考慮履帶底盤小車行駛中的空氣阻力，并且假設(shè)車體左右驅(qū)動完全對稱，將整個(gè)車體作為研究對象，分析履帶底盤的受力情況，如圖2所示：圖2履帶底盤爬坡受力示意圖假設(shè)在運(yùn)動過程中，車體以勻速速度行駛，輪子作瞬時(shí)純滾動。圖中各參數(shù)意義與平地受力時(shí)相同。根據(jù)理論力學(xué)平衡條件公式，可列平衡方程如下：X方向靜力平衡：f=mgsin€（1-7）Y方向靜力平衡：N=mgcos€（1-8）以點(diǎn)0為對象力矩平衡：M二M,fRif(1-9)滾動摩阻力矩:M=€N(1-10)f式中：m——車體總重量(kg)；a——車體運(yùn)行加速度(m/s2)；f——地面對履帶底盤的摩擦阻力(N)；N——地面對履帶底盤的支撐力(N)；a—斜坡的坡度；R——驅(qū)動輪半徑(m)；Ml2—爬坡時(shí)作用于驅(qū)動輪的驅(qū)動力矩(Nm)；Mf2—爬坡時(shí)驅(qū)動輪滾動摩阻力矩(Nm)；€——地面履帶滾動摩阻系數(shù)。取,=35度，聯(lián)立式可以解得：M二M+fR=0.007?40?9.8?cos35。+40?9.8?sin35。?0.1=24.73Nmlf每側(cè)電機(jī)經(jīng)減速后在最大坡度情況下需要提供的極限扭矩是12.37Nm。與平地最大速度行駛時(shí)電機(jī)所需扭矩相比較，可得在爬坡時(shí)要求電機(jī)輸出扭矩較大。同時(shí)，平地行走時(shí)，要求電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速較高。綜上，根據(jù)平地最大行進(jìn)速度以及爬坡時(shí)所需電機(jī)輸出扭矩進(jìn)行電機(jī)選擇。故根據(jù)爬坡時(shí)的行駛最大速度Vmax=0.5m/s,初步確定電機(jī)經(jīng)過減速后的最大輸出轉(zhuǎn)速：v?600.5?60n——max=cc=47.77R/minmax…D3.14?0.2初步確定單個(gè)電機(jī)經(jīng)減速箱后的功率P：P—KnM(1-11)30maxl式中K為安全系數(shù)，此時(shí)取2，將K、n、Ml帶入，得到單側(cè)電機(jī)功率：

2€3.14€47.77€12.37=123.66W30Pin則所需電機(jī)的輸出功率為:Pin(1-12)其中,為輸出總效率，此處包括電機(jī)的效率、減速箱的傳動效率、履帶的牽引效率以及履帶的傳動效率，以上各量的值分別取為0.87，0.80，0.92，0.95則有,值計(jì)算如下:1234(1-13)1234將參數(shù)P，,值代入到式中，可得單側(cè)電機(jī)功率如下P=202Win電機(jī)的選擇以及電機(jī)與減速箱的匹配選擇在重量上是一個(gè)相互矛盾的過程，在相同輸出功率的情況下，若電機(jī)功率比較小，則要求減速箱減速比越大，減速箱隨著減速比的增大重量也會增加而電機(jī)隨著額定的輸出功率增大，其重量也會增加。綜合考慮電機(jī)和減速器之間的關(guān)系，速比越大則要求電機(jī)輸出扭矩越小，從而電機(jī)的重量就越輕。在權(quán)衡二者利弊的基礎(chǔ)上，根據(jù)所需的驅(qū)動力矩、其它結(jié)構(gòu)以及運(yùn)動性能的要求，驅(qū)動電機(jī)選擇直流無刷電機(jī)86BLF系列，型號為86BLF-003,電機(jī)外形如圖3所示，電機(jī)參數(shù)如表1所示。圖3圖3直流無刷電機(jī)86BLF-003表1直流無刷電機(jī)86BLF-003參數(shù)型號電壓V額定轉(zhuǎn)矩Nm額定轉(zhuǎn)速rpm額定電流A額定功率W質(zhì)量kg機(jī)身長mm86BLF-003480.730006.62201.75673、渦輪蝸桿傳動：蝸輪蝸桿的選型蝸桿傳動在這個(gè)系統(tǒng)中起著關(guān)鍵性的作用，常用普通圓柱蝸桿傳動的種類有阿基米德圓柱蝸桿（ZA型），漸開線圓柱蝸桿（ZI型）。漸開線圓柱蝸桿（ZI型）:端面齒廓為漸開線。這種蝸桿可以磨削，加工精度容易保證，傳動效率高。一般用于蝸桿頭數(shù)較多（（3頭以上），轉(zhuǎn)速較高和要求較精密的傳動，如滾齒機(jī)、磨齒機(jī)上的精密蝸桿副等。阿基米德圓柱蝸桿（ZA型）:車制。這種蝸桿加工方便，應(yīng)用廣泛，但導(dǎo)程角大時(shí)加大困難，齒面磨損較快。因此，一般用于頭數(shù)較少，載荷較小、低速或不太重要的傳動。軸向壓力角a€20oa通過對二者的特征進(jìn)行比較，可見多功能移動履帶底盤應(yīng)該選擇阿基米德圓柱蝸桿，即ZA型蝸桿。渦輪蝸桿傳動，一般都是以蝸桿為主動端，渦輪為從動端，并實(shí)現(xiàn)很大的減速比。幾乎沒有以渦輪為主動端的應(yīng)用。渦輪蝸桿傳動中的自鎖，一般是指在渦輪上施加轉(zhuǎn)矩，無法使機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)動的現(xiàn)象（你也可以認(rèn)為此時(shí)渦輪是主動輪）。渦輪蝸桿傳動中發(fā)生自鎖的條件是蝸桿的展開螺距角小于渦輪蝸桿接觸的摩擦角。即卩＜6,卩為蝸桿的展

開螺距角，①為摩擦角；tg6=y,卩為摩擦系數(shù)。普通圓柱蝸桿傳動的中心距尾數(shù)應(yīng)取為0或5mm。對于要求具有自鎖性能的蝸桿傳動，導(dǎo)程角的選取范圍為:3ol7'，且蝸桿頭數(shù)z=1。蝸輪蝸桿副自鎖驗(yàn)證：依靠具有自鎖能力的蝸輪蝸桿副實(shí)現(xiàn)自鎖功能。蝸輪蝸桿副自鎖條件:蝸桿螺旋角丫小于折合摩擦角,；要可靠自鎖必須丫比,至少1度。Z€Z€arctan1€arctanf!cos（》）Z:蝸桿頭數(shù);1q：蝸桿直徑系數(shù),q：蝸桿直徑系數(shù),qd:蝸桿分度圓直徑;1m:蝸桿模數(shù)；f：摩擦系數(shù)，取f=0.1；a:蝸桿螺紋剖面角。設(shè)計(jì)過程：蝸桿傳動的主要失效形式是膠合和磨損。閉式蝸桿傳動以膠合為主要失效形式，開式蝸桿傳動主要是齒面磨損。在開式傳動中應(yīng)以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度作為主要設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，在閉式傳動中應(yīng)按渦輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，而后按渦輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。

蝸桿材料的強(qiáng)度通常比蝸輪材料高，且蝸桿齒為連續(xù)的螺旋齒，故蝸桿副的失效一般出現(xiàn)在蝸輪上。通常只對蝸輪進(jìn)行承載能力計(jì)算。蝸桿通常為細(xì)長軸，過大的彎曲變形將導(dǎo)致嚙合區(qū)接觸不良，因此，當(dāng)蝸桿軸的支撐跨距較大時(shí)，應(yīng)校核其剛度是否足夠。根據(jù)蝸桿傳動的失效特點(diǎn)，蝸桿副材料不但應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度,而且還應(yīng)具有良好的減磨性和抗膠合性能。實(shí)踐證明，較理想的蝸桿副材料是磨削淬硬的鋼制蝸桿匹配青銅蝸輪。蝸桿常用材料為碳鋼或合金鋼。常用蝸輪材料有鑄造錫青銅、鑄造鋁鐵青銅及灰鑄鐵等等。圖了一1蝎樸俸錨nJ圖了一1蝎樸俸錨nJ粥樸檸功的受力幷析選擇蝸桿傳動類型：根據(jù)GB/T10085--1988的推薦，選擇閉式ZA型蝸桿傳動選擇材料：考慮到蝸桿傳動效率不是很大，速度中等，故蝸桿用45鋼表面淬火，硬度為45?55HRC。齒面粗糙度Ra=1.6?0.8um。渦輪的輪芯用灰鑄鐵HT150，齒圈用鑄錫磷青銅ZCuSnlOPl，金屬模鑄造。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)：Ia>31KT「e片\2丿H作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T=22.56Nm2載荷系數(shù)K<KKK=1.15*1*1.05=1.21A卩v彈性影響系數(shù)Z=160Mpa（因選用是鋼蝸桿和鑄錫磷青銅渦輪相配）E接觸系數(shù)Z=3（先假定蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值）p確定許用接觸應(yīng)力InLL]K=268*0.97=259.96MPaHHHN渦輪的基本許用應(yīng)力,］查表得到H應(yīng)力循環(huán)齒數(shù)N=60jnL=60*1*17.95*12000=1.3?1072h壽命系數(shù)KHN=嘰?107=0-97計(jì)算中心距a>47.62mm查表得：取中心距a=63mm,模數(shù)m=1.6mm,分度圓直徑d1=28mm這時(shí)d1/a=0.44,Z…Z，則計(jì)算結(jié)果可用。pp蝸桿和渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿：軸向齒距P=nm=5.024mm,直徑系數(shù)q=17.5,頭數(shù)Z1=1a蝸桿分度圓直徑d=28mm1齒頂圓直徑d二d+2h*m=31.2mmh*二1a11aa齒根圓直徑d二d-2（h*+c*）m=24.16mmc*=0.2f11a齒高h(yuǎn)二h+h=3.52mm1a1f1漸開線蝸桿基圓直徑d二z1mtan丫=4.34mm/b漸開線蝸桿基圓導(dǎo)程角cosY=cosYcosabn蝸桿齒寬b=55mm1蝸桿節(jié)圓直徑d'二d+2xm=28.4mm112Z分度圓導(dǎo)程角y二arctan—1二30161牛q蝸桿軸向齒厚S二-兀m=2.512mma2蝸桿法向齒厚S=Scosy=2.51mmna（2）蝸輪：渦輪齒數(shù)Z2=61變位系數(shù)x2=+0.125

蝸輪分度圓直徑d€mz=97.6mm22蝸輪齒頂高h(yuǎn)€m(h*+x)=1.8mm20TOC\o"1-5"\h\za2a2蝸輪齒根咼h€m(h*，x+c*)=1.72mmf2a2蝸輪齒高h(yuǎn)€h+h=3.52mm2a2f2蝸輪喉圓直徑d€d+2h*m=100.8mma22a蝸輪齒根圓直徑d€d-2(h*+c*)m=93.76mmf22a蝸輪頂圓直徑d<d+2m=104mme2a2蝸輪齒寬b<0.75d=23.4mm2a1蝸輪齒頂圓弧半徑R蝸輪齒頂圓弧半徑Ra2=12.4mm蝸輪齒根圓弧半徑蝸輪齒根圓弧半徑R€仁+c*m=15.92mmf22蝸輪分度圓齒厚S€(0.5…+2xtan?)m=2.66mm22n蝸輪節(jié)圓直徑d'€d=97.6mm22蝸輪咽喉母圓半徑r€a--d=12.6mmg22a2校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：1.53KT21.53KT2ddm12YY<Fa2卩當(dāng)量齒數(shù)當(dāng)量齒數(shù)z=_^2=61.31V2C0S3y根據(jù)變位系數(shù)x2根據(jù)變位系數(shù)x2和當(dāng)量齒數(shù)，查表得：齒形系數(shù)Y=2.25螺旋角系數(shù)Y€1，=0.9766

卩14Oo許用彎曲應(yīng)力0L0]K=42.11MPaFFFN

根據(jù)蝸輪材料得到蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力,]=56MPaF壽命系數(shù)K?9106=0.75FN*1.3X107,=24.36MPa<,],彎曲強(qiáng)度滿足。FF6.驗(yàn)算效率：?arctanfn??arctanfn?(0.95?0.96)tany

tan(y