TH1管道機(jī)器人設(shè)計說明書

TH-1型管道機(jī)器人

設(shè)計說明書

設(shè)計成員:

柴思敏F03020045031519041

朱翼凌F03020045030209393

巴振宇F03020125030209335

柳寧F03020035030209376

指導(dǎo)老師:

高雪官

上海交通大學(xué)機(jī)械動力學(xué)

院

目錄

TH-1管道機(jī)器人工作要求和技術(shù)指標(biāo)....................4

二.元器件和配件選擇說明...................................5-6

三.機(jī)架部分設(shè)計和計算....................................7-34

四.履帶部分設(shè)計和計算...................................35-72

五.參考文獻(xiàn).............................................73

六.組員分工................................................74

TH-1管道機(jī)器人技術(shù)指標(biāo)

行走速度：10/n/min

自重：5kg

凈載重：10kg

機(jī)身尺寸：351mmx155mmx155mm

自適應(yīng)管道半徑范圍：200mm300mm

越障能力：2mm5mm

爬坡能力：15°

工作電壓：12V

一次性行走距離：2500m

牽引力：300N400N

密封性能：履帶密封，機(jī)架半開放

TH-1管道機(jī)器人工作指標(biāo)

工作環(huán)境：中性液體環(huán)境，液面高度不得高于30mm

工作溫度：0°50°

元器件選用

本設(shè)計采用圓周三點限位支架，三個履帶行走構(gòu)件相互獨立，因

而需要提供三個相同的電動機(jī)分別驅(qū)動各個履帶。另外，管徑自適應(yīng)

結(jié)構(gòu)由絲杠螺母傳動，也需要一個電動機(jī)作為驅(qū)動，于是整個機(jī)器人

需要4個電動機(jī)。

考慮到整個機(jī)構(gòu)適用于200?300mm管徑的管道內(nèi)部探傷，因而整

體尺寸受到嚴(yán)格限制，進(jìn)而限定了電動機(jī)的尺寸。以最小管徑200nlm

作為尺寸控制的參數(shù)，履帶行走機(jī)構(gòu)的高度50mm,所用電動機(jī)直徑

大約20mm。同時作為履帶機(jī)構(gòu)的動力來源，此電動機(jī)亦應(yīng)當(dāng)達(dá)到足

夠的功率輸出，否則將必然無法與設(shè)計要求匹配。

出于零件之間相互通用的設(shè)計理念，我們希望4個電機(jī)都是統(tǒng)一

規(guī)格、同種型號。但是控制管徑自適應(yīng)部分涉及到絲杠螺母傳動的動

力分配，設(shè)計中壓力傳感器發(fā)出控制信號，以單片機(jī)實現(xiàn)電機(jī)的正反

轉(zhuǎn)控制，這就要求電動機(jī)的扭矩輸出平穩(wěn)。

最后由于設(shè)計要求中規(guī)定了每分鐘的行程，所以電動機(jī)應(yīng)該轉(zhuǎn)速

適中，既與整個電機(jī)的功率和扭矩相匹配，又能滿足行進(jìn)速度的要求。

綜合以上幾點，經(jīng)過多方查閱資料。我們決定采用一下型號的電

動機(jī)：

型號：SG-27ZYJ

額定功率：1OW12VDC

額定轉(zhuǎn)速度：400rpm

額定轉(zhuǎn)矩：3OONmm

（上圖為電動機(jī)突物參考圖）

配件選用

電池：12V,9000mAh

攝象頭：CCD探頭，具體尺寸可選。120。范圍內(nèi)可以探視。雙頭

白光二級管探照光源。

機(jī)架部分的設(shè)計計算

一.機(jī)架部分的功能和結(jié)構(gòu)

機(jī)架部分的主要功能為支撐在管道內(nèi)行走的管道機(jī)器人，使履

帶行走系能緊密的貼在管道壁面，產(chǎn)生足夠的附著力，帶動管道

機(jī)器人往前行走。

為了適應(yīng)不同直徑管道的檢測，管道檢測機(jī)器人通常需要具備

管徑適應(yīng)調(diào)整的機(jī)架機(jī)構(gòu)，即主要有兩個作用：①在不同直徑的

管道中能張開或收縮，改變機(jī)器人的外徑尺寸，使機(jī)器人能在各

種直徑的管道中行走作業(yè)；②可以提供附加正壓力增加機(jī)器人的

履帶與管道內(nèi)壁間的壓力，改善機(jī)器人的牽引性能，提高管內(nèi)移

動檢測距離。

為了滿足管徑自適應(yīng)的功能，本次設(shè)計采用了基于平行四邊形

機(jī)構(gòu)的管徑適應(yīng)調(diào)整機(jī)構(gòu)，在由120?？臻g對稱分布的3組平行四邊

形機(jī)構(gòu)組成，采用滾珠絲杠螺母調(diào)節(jié)方式，每組平行四邊形機(jī)構(gòu)

帶有履帶的驅(qū)動裝置（示意圖如下）o

米

iR

2n

0

ln

ml

調(diào)節(jié)電動機(jī)

圖1.1絲杠螺母自適應(yīng)機(jī)構(gòu)示意圖（引用Ref.1）

機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)電動機(jī)為步進(jìn)電動機(jī)，滾珠絲杠直接安裝在調(diào)節(jié)電動

機(jī)的輸出軸上，絲杠螺母和筒狀壓力傳感器以及軸套之間用螺栓

固定在一起，連桿CD的一端C和履帶架較接在一起，另一端D較

接在固定支點上，推桿MN與連桿CD較接在M點，另一端錢接在軸

套上的IV點，連桿AB、BC和CD構(gòu)成了平行四邊形機(jī)構(gòu)，機(jī)器人

的驅(qū)動輪子安裝在輪軸B、C上，軸套在圓周方向相對固定.其工

作原理為：調(diào)節(jié)電動機(jī)驅(qū)動滾珠絲杠轉(zhuǎn)動，由于絲杠螺母在圓周

方向上相對固定，因此滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動將帶動絲杠螺母沿軸線方

向在滾珠絲杠上來回滑動，從而帶動推桿MN運動，進(jìn)而推動連桿

CD繞支點D轉(zhuǎn)動，連桿CD的轉(zhuǎn)動又帶動了平行四邊形機(jī)構(gòu)ABCD平

動，從而使管道檢測機(jī)器人的平行四邊形輪腿機(jī)構(gòu)張開或者收縮,

并且使履帶部分始終撐緊在不同管徑的管道內(nèi)壁上，達(dá)到適應(yīng)不

同管徑的的.調(diào)節(jié)電動機(jī)驅(qū)動滾珠絲杠轉(zhuǎn)動時，也同時推動其余

對稱的2組同步工作.筒狀壓力傳感器可以間接地檢測各組驅(qū)動輪

和管道內(nèi)壁之間的壓力和，保證管道檢測機(jī)器人以穩(wěn)定的壓緊力

撐緊在管道內(nèi)壁上，使管道檢測機(jī)器人具有充足且穩(wěn)定的牽引

力。

如圖L1所示，當(dāng)《日15。,80。1時，機(jī)架適應(yīng)管道半徑的范圍在

[200,325],所。參考常見的管道運輸直徑范圍(Ref2),設(shè)計的管道機(jī)

器人可滿足成品油管的管道直徑的要求。

二.機(jī)架部分的力學(xué)特性分析

對于履帶式驅(qū)動方式的管道機(jī)器人，牽引力由運動驅(qū)動電動機(jī)

驅(qū)動力以及履帶與管壁附著力決定.當(dāng)運動驅(qū)動電動機(jī)的驅(qū)動力

足夠大時，機(jī)器人所能提供的最大牽引力等于附著力.附著力主

要與履帶對管壁的正壓力和摩擦系數(shù)有關(guān).摩擦系數(shù)由材料和接

觸條件決定，不能實現(xiàn)動態(tài)調(diào)整.履帶對管壁的正壓力與機(jī)器人

重量有關(guān)，但通過管徑適應(yīng)調(diào)整機(jī)構(gòu)，可以在不同管徑下提供附

加正壓力，改變附著力，從而在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)牽引力的動態(tài)調(diào)

整。

管道機(jī)器人正常行走時，其對稱中心和管道中心軸線基本重

合，重力G在對稱的中心線上面。因此，管道機(jī)器人在行走過程中，

最多只有兩個履帶承受壓力，即其頂部的壓力為零(如圖)。

N\=N2=G(2.1.1)

隨著管道機(jī)器人在管內(nèi)移動的距離的增加，或者在爬坡的時

候，機(jī)器人可能由于自身重量所提供的附著力不夠時，導(dǎo)致打滑,

這就需要管道機(jī)器人提供更大的牽引力來支持機(jī)器的行走。利用

管道機(jī)器人自適應(yīng)管徑的平行四邊形絲杠螺母機(jī)構(gòu)，可提供附加

的正壓力以增加管道機(jī)器人的附著力。

通過遠(yuǎn)程控制可調(diào)節(jié)電動機(jī)輸出扭矩T帶動絲杠螺母相對轉(zhuǎn)

動，產(chǎn)生推動力/推動推桿運動，使得各組履帶壓緊貼在管道內(nèi)

壁，產(chǎn)生附加的正壓力P。

將各個履帶由于重力而產(chǎn)生的作用反力定義為ZN,由附加正

壓力所產(chǎn)生的作用反力定義為工尸，絲杠螺母桿的推力為由

虛功原理可得：

0N+￡P(guān))dy+Fdx=。(2.1.2)

式中公為管道中心軸線方向，力為徑向方向。

絲杠螺母需要施加的推力尸為：

F=—(2mg+￡P(guān))(2.1.3)

k

其中k由自適應(yīng)機(jī)構(gòu)的相關(guān)尺寸所決定：

女=4我二-----!-----+匕--------=)(2.1.4)

L小myd.Tdfy

式中乙|,乙2，凡/7,4,乙如圖1所不。

調(diào)節(jié)電機(jī)需要輸出的扭矩為：

T='F(2.1.5)

2町

式中：77為滾珠絲杠螺母副的傳動效率；P”為滾珠絲杠的導(dǎo)程。

以符號Fe表示機(jī)器人的提供的牽引力，當(dāng)運動驅(qū)動電機(jī)的驅(qū)動

力足夠大的時候，牽引力工為：

Fe=(2叫+工尸)必(2.1.6)

式中〃為履帶的附著系數(shù)，近似于摩擦系數(shù)。

由(2.1.3),(2.1.4),(2.1.5)可知，隨著能所適應(yīng)的管道半徑的減

小，機(jī)架部分所需要的推力和電機(jī)的轉(zhuǎn)矩是逐漸增大的。因此，

選擇機(jī)器人能所適應(yīng)的最小管道半徑R=200的找做力學(xué)分析，可以

保證大管徑時管道機(jī)器人的強(qiáng)度和剛度條件。

下面是在管徑R=200mm時的，機(jī)架的力學(xué)分析的計算。估算

的范圍在Q50N]之間。采用的是履帶中驅(qū)動的同種電機(jī)，額

定轉(zhuǎn)矩T=300Nmm,額定輸出轉(zhuǎn)速為200rpm。

由設(shè)計.的尺寸可得入=21mm,=40mm,L=S5mm,=42.5mm,

L2=42.5/wn,ph=3mm.

由式(2.1.4)可算出％=0.5164

帶入式(2.L3),由ZPW0,50N],可算出所需要的推力尸的范圍

為[387.3M484.12N]。

帶入式(2.1.5)可算出需要輸入的轉(zhuǎn)矩Te[231.15,288.94]Nmm,

在電機(jī)的額定輸出轉(zhuǎn)矩的范圍之內(nèi)。

由式(2.1.6)可求出管道機(jī)器人的牽引力尸,的范圍為

[120N,150N]o

三.機(jī)架重要部件ANSYS有限元強(qiáng)度分析

不同于履帶行走系的模塊，機(jī)架中的零件大部分為非國家標(biāo)準(zhǔn)

零件，無法引用現(xiàn)有強(qiáng)度矯合公式驗算。對于復(fù)雜物體的強(qiáng)度計

算，有限元模型可以做到很好的效果。同時一，與傳統(tǒng)的“試誤法”

設(shè)計相比，不必等出成品后進(jìn)行實驗確保產(chǎn)品的可靠性，CAE分

析軟件在設(shè)計圖完成后，通過CAD玲CAE的接口，可在CAE軟件

對產(chǎn)品進(jìn)行各樣的分析，可在短時間內(nèi)完成產(chǎn)品的設(shè)計。

(1)履帶架的有限元分析

圖3.1履帶架和連桿機(jī)構(gòu)部分

從圖3.1和封面的三維圖可以看出，履帶通過履帶架的蓋板上的

螺釘較接在一起，履帶架直接承受履帶與壁面間的接觸力，為“危

險”零件之一。

為了節(jié)省空間和尺寸的設(shè)計方便，最初的設(shè)計是用一塊擋扳直

接連接在履帶架上，ANSYS有限元分析如下:

圖3.2單邊履帶受力變形圖

NODALSOLUTION

STEP=1

SUB=1

TIME=1

.00345238.66377.322115.982154.641

19.33357.99396.652135.311173.971

圖3.3單邊履帶受力應(yīng)力圖

NODALSOLUTIONAN

STEP=1

SUB=1

TIME=1

USUM(AVG)

RSYS=0

DMX=.006301

SMX=.006301

0.0014.0028.0042.0056

.700E-03.0021.0035.0049.006301

圖3.4雙邊履帶架受力變形圖

NODALSOLUTIONAN

STEP=1

SUB=1

TIME=1

SEQV(AVG)

DMX=.006301

SMN=.311E-03

SMX=30.122

.311E-036.69413.38820.08126.775

3.34710.04116.73423.42830.122

圖3.5雙邊履帶架受力應(yīng)力分布圖

考慮到開小螺釘孔對于網(wǎng)格上的影響，導(dǎo)致計算的不便，因此

將履帶架的模型簡化為不帶小孔的蓋板的模型，同時將履帶與壁

面的接觸力等效到履帶蓋板上側(cè)的力。由圖3.2和圖3.3可以看出，

單邊履帶受力時，其最大變形量為0.0324mm,最大的集中應(yīng)力為

174Vo

/mm2

改用雙邊履帶架設(shè)計后，給定同樣的邊界條件，圖3.4中得出

最大的變形為0.006301mm,與單邊履帶架的結(jié)構(gòu)設(shè)計相比，最大

變形為原先的：左右.圖3.5中可以得出，最大的集中應(yīng)力為

30.112V/加病，為原先的,左右。

6

因此可以得出，雙邊履帶架的設(shè)計在剛度和應(yīng)力集中問題上都

相對與單邊履帶架有著明顯的改善。最終的設(shè)計方案為雙邊履帶

架結(jié)構(gòu)。

⑵機(jī)架前座的有限元分析

由第二部分的機(jī)架力學(xué)分析可以得出，絲杠螺母將電機(jī)的轉(zhuǎn)

矩T轉(zhuǎn)化為軸向力F,推動連桿運動，達(dá)到管道半徑自適應(yīng)的功

能。如圖3.6和圖3.7可知，在帶有軸承的支架后座上，承受著來

自兩方的力.一為軸承所承受的軸向力F,二為履帶與管道壁面

接觸的正壓力在連接絞處的體現(xiàn)。

由第二部分分析可知，最小管道直徑時，所需要的推力F越

大，推力F的范圍為[387.3M484.12N],取F=500N。機(jī)架前座承

受來自履帶和壁面的接觸力取重力G=100N的一半50N.

圖3.6機(jī)架三維視圖的表示

圖3.7機(jī)架前座具體的三維視圖

0.253E-04.506E-04.760E-04.101E-03

.127E-04.380E-04.633E-04.886E-04.114E-03

圖3.8機(jī)架前座軸承側(cè)受力變形圖（兩側(cè)受力時）

圖3.9機(jī)架前座軸承側(cè)受力應(yīng)力分布圖（兩側(cè)受力時）

NODALSOLUTIONAN

SUB=1

.917E-031.7583.5145.2717.027

.8792232.6364.3926.1497.906

圖3.11機(jī)架前座連接側(cè)受力應(yīng)力分布圖（兩側(cè)受力時）

由第二部分可以知道，機(jī)架前座連接側(cè)受力分兩種情況：一是光

由重力引起的壓力，即后座處兩面受力；二是有絲杠螺母所引起的附

加的壓力，即后座與連桿連接出三面受力。

圖3.8,3.9,3.10,3.11從正反兩面展示了機(jī)架前座兩面受力的情況。

圖中可以看出，兩面受力時一，機(jī)架朝著沒有受力處變形。由于軸向推

力很大，所以變形和應(yīng)力集中處在軸承和機(jī)架的接觸處。

圖3.12和圖3.13為機(jī)架前座三側(cè)受力的情況?？梢钥闯龊蛢蓚?cè)受力

相比，變形和應(yīng)力分布相對比較均勻，機(jī)架變形并沒有特別突出的地

方。

NODALSOLUTION

STEP=1

SUB=1

TIME=1

USUM(AVG)

RSYS=0

DMX=.113E-03

SMX=.113E-03

0.252E-04.504E-04.757E-04.101E-03

.126E-04.378E-04.631E-04.883E-04.113E-03

圖3.12機(jī)架前座連接側(cè)受力變形分布圖（三側(cè)受力時）

NODALSOLUTION

STEP=1

SUB=1

TIME=1

SEQV(AVG)

DMX=.113E-03

SMN=.266E-03

SMX=7.734

圖3.13機(jī)架前座連接側(cè)受力應(yīng)力分布圖（三側(cè)受力時）

機(jī)架部分傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算

總傳動比：1=2

I級傳動比：z=1.5

n級傳動比：i=i.3

履帶裝置傳動系齒輪的設(shè)計計算

I級傳動

41網(wǎng)計算過程結(jié)果及說明

圓柱卡

輪磔I

的*計

夠驗

4.1已知計算參考【4】P458

I級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩（=300N?加加，高速軸轉(zhuǎn)速

條件-512

n,=400rp/n,傳動比i=L5,使用壽命為30000小時，工作時有

輕度振動。

采用7級精度軟齒閉式圓柱直齒輪：

小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H=270/73；

4.2選用

材料

大齒輪45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H2=25OHB；

齒面粗糙度1.6；

根據(jù)【4】表15-11推薦，按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算，按彎曲疲勞

強(qiáng)度校驗計算

d>pKT}u+\ZEZHZ￡Z^2；

丫由?匕“]

4.3接觸1.齒數(shù)比u=i=1.5.

疲勞強(qiáng)

2.齒寬系數(shù)猴：直齒取力=0.8；（【直表15—16）

度設(shè)計

計算3.載荷系數(shù)K

K=KAKvKaKfit

1）工況系數(shù)KA=1.00；（【4】表15—9）3=1.00;

2）動載荷系數(shù)K-

取小齒輪齒數(shù)4=14；初估小齒輪圓周速度

Vj=0.3m/s.K、,=l；（【4】圖15—4）&=1；

3）齒向載荷分布系數(shù)K夕=1.11。（［4］圖15-7bII曲線）勺=1.11。

4）載荷分布系數(shù)K&

①大齒輪齒數(shù)Z2=反］=1.5X14=21

取Z2=21；Z]=14；z2=21

②螺旋角4=0(直齒)

③端面重合度4

￡=1.49

s=1.88-3.2(—+—)cos4=1.49；a

aLZ>Z2J

④縱向重合度叼=0；(直齒)

⑤總重合度=￡a+￡p=1.49

Ka=1.12；([4]圖15-9)；Ka=1.12；

5)K=1.2432；K=1.2432；

4.小齒輪轉(zhuǎn)矩

T]=300(N-mm)T=300N?加n

5.材料彈性系數(shù)ZE

ZF=189.8；

Z￡=189.8；([4]表15-17)

6.重合度系數(shù)

z￡=0.915

/4—6,

z,=d3a-0.915;

7.節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z”

ZH=2.5

ZH=2.5o([4]圖15-22)

Zf)=l

8.螺旋角系數(shù)2夕=1；(直齒)

9.許用接觸疲勞應(yīng)力

r

L」國】min

1)小齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力

(Twliml=720N/mrr^；([4]圖15-16b)

2)大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力

<rwlim2=575N/mnr；([4]圖15T6b)

3)最小許用接觸安全系數(shù)

設(shè)失效概率W1/100

[S].=[SJ.=1.00o

LnHJmmL?Jmin

4)小齒輪接觸應(yīng)力當(dāng)量循環(huán)次數(shù)

q=6.6；([4]表15-15)

=1；%=400r/min;

th=30000h；

=1；

Ne】=2.4XIO'；

8

Ne]=2.4X10；

5)大齒輪接觸應(yīng)力當(dāng)量循環(huán)次數(shù)

N"=L51xl()8

24X1088

Ne2=N"i==1.51X10

,2a1.59

6)大、小齒輪接觸壽命系數(shù)ZNl=ZN2=l；

([4]圖15-17)

小齒輪許用接觸疲勞應(yīng)力：

El

「]=誓哲.=當(dāng)=7200/癡)；

L

"同:LL°°=720N/〃v/N

大齒輪許用接觸疲勞應(yīng)力：

=個2迎=-=575(N/mtn2)；

L」2[SHLL°°EL

從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應(yīng)力：

=575N/mm2

2

[CTH]=[(TH]2=575(?//mm)；

10.中心距。，小、大齒輪的分度圓直徑””4，齒寬偽也和模數(shù)

E]

m

〉32KT\(〃+1)Z.Z'Z.Z夕=575N!mrrr

minii如1E1J

_「2x1.2432x300x(1.5+1)(2.5x0.9x189.5xl.O1

"v0.8X1.5I575J

=9.49mm取14mm；

中心距azg(l+i)=gxl4x(l+1.5)=17.5(mm)

圓整為。=18/%加；

2am=l

模數(shù)m=--------=1.03mm；取

Z1+Z2

4=1-=14,取4=14,初選正確；Z=2\；4=14mm；

1+i2

4=〃"]

于是=14mm；d2=21mm；

d=mz=21mm；

22a=18mm;

齒寬Z?=為4=0.8x14=11.2(，%加)；

b、=11mm

取小齒輪寬度4=1\mm,大齒輪寬度為4=10根根0

b2=\0tnmo

4.4.有

關(guān)參數(shù)

的修正小齒輪實際圓周速度

兀4%?xl4x400

V,=-----——=----------------=0.2932(m/s);

60x100060x1000

與初估匕=0.30，〃/s相符，K、.值無需修正。

2.K及其他參數(shù)均未變，均無需修正

3.直齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸及參數(shù)保持不變

彎曲

4.52K7

強(qiáng)度校3rL%%%勿4回]

bdM,,

驗計算

1.K=L2432

；4；

2.T}=300N-mm=450N-mm

3.b=11.2mm;

dy=14mm;d2=21mm；

4.mn=m=lmm;

5.[4]圖15-24

小齒輪齒形系數(shù)丫如=2.95,大齒輪齒形系數(shù)YFa2=2.55

6.[4]圖15-25

小齒輪應(yīng)力校正系數(shù)%^=1.52,,大齒輪應(yīng)力校正系數(shù)

L=L61。

8.重合度系數(shù)

075075

K=0.25+^=0.25+—=0.719；

￡￡a1.60

9.螺旋角參數(shù)

10.許用彎曲疲勞應(yīng)力

r,r]_叫加工\乂

["一舟焉

1)([4]圖15-18b)

小齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力=280N/〃"〃2,大齒輪彎曲

疲勞極限應(yīng)力=210N/，”〃J。

2)最小許用彎曲安全系數(shù)(【4】表15—14)

保失效概率＜1/100,選擇最小安全系數(shù)

Mninl=Mnin2=1；

3)尺寸系數(shù)([4]圖15-19)

監(jiān)=%2=1；

4)彎曲壽命系數(shù)

Ne】=2.4x108；紇2=1.51x108；

及=%=1；(【4】圖15-20)

280x1x12

[CT]===28O(7V/mm)；

L」[5入1

[aF2]=喧2產(chǎn)=210：xl=21O(N/加2)；

L"」min

姐

2x1.2432x300……八….

=-------------x2.95xl.52x0.719xl

11x14x1

=15.61(N/〃w?)

履磁置傳動系齒輪的設(shè)計計算

=三彘盧組級使動19

_1<no.KI!…\

4II里計算過程結(jié)果及說明

圓庭

螃動

義設(shè)計

根據(jù)上述計算，將齒m他數(shù)據(jù)列表如下：校驗合格

項目單位小齒輪大齒輪

中心距。mm18

模數(shù)mmm1

傳動比i1.5

端面壓力角a,(°)20

齒數(shù)Z1421

齒寬bmm1110

分度圓直徑dmm1421

齒高力mm22

齒頂圓直徑d”mm1623

齒根圓直徑mm1219

節(jié)圓直徑mm1421

4.6大齒

輪的結(jié)具體可參照零件圖

構(gòu)設(shè)計

和校史

4.1已知計算參考【4】P458

n級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩7；=450N?加機(jī)，高速軸轉(zhuǎn)速

條件-512

%=267rpm,傳動比i=1.3,使用壽命為30000小時,工作時有

輕度振動。

采用7級精度軟齒閉式圓柱直齒輪：

小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H,=270//B；

4.2選用

材料

大齒輪45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，4=250"B；

齒面粗糙度L6；

根據(jù)【4】表15-11推薦，按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算，按彎曲疲勞

強(qiáng)度校驗計算

&＞，2附“+I（ZEZHZ4）2；

V%11⑸]

4.3接觸4.齒數(shù)比u=i=1.3.

疲勞強(qiáng)

5.齒寬系數(shù)的：直齒取羯=0.8；（【4】表15—16）

度設(shè)計

計算6.載荷系數(shù)K

K=KAKvKaK/ii

6）工況系數(shù)KA=1.00；（【4】表15—9）電=1.00;

7）動載荷系數(shù)勺

取小齒輪齒數(shù)4=15；初估小齒輪圓周速度

V,=0.2m/soK、,=l；（【4】圖15—4）K、=1；

8）齒向載荷分布系數(shù)K#=1.11。（［4］圖15—7bn曲線）勺=1.11。

9）載荷分布系數(shù)K.

⑥大齒輪齒數(shù)Z2=均=1.3X15=19.5

；

取z2=20；Z]=15z2=20

⑦螺旋角夕=0（直齒）

⑧端面重合度%

￡“=1.51

4=1.88-3.2(—+—)cos4=1.51；

L4Z2」

⑨縱向重合度辦=0；(直齒)

⑩總重合度j=%+々=1?51

Ka=1.12；([4]圖15-9)；Ka=1.12；

10)K=1.2432；K=1.2432；

4.小齒輪轉(zhuǎn)矩

Z=450(N?mtn)T=450N-mm

5.材料彈性系數(shù)ZE

ZE=189.8；

Z￡=189.8；([4]表15-17)

6.重合度系數(shù)

Ze=0.91

3"-0.91;

7.節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z“

Z?n=2.5

ZH=2.5<>([4]圖15-22)

Zfs=l

8.螺旋角系數(shù)Z，=l；(直齒)

9.許用接觸疲勞應(yīng)力

L」國一

1)小齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力

2

crH.im]=720N/mm；([4]圖15-16b)

2)大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力

2

crwlim2=575N/tnm；([4]圖15T6b)

3)最小許用接觸安全系數(shù)

設(shè)失效概率<1/100

[S]=阿.=1.00。

LnHJminLrJmin

4)小齒輪接觸應(yīng)力當(dāng)量循環(huán)次數(shù)

q=6.6；([4]表15-15)

=1；〃]=267r/min;

th=30000h；

=1；

N?\=2.4XIO8；

Na=2.4XIO8；

5)大齒輪接觸應(yīng)力當(dāng)量循環(huán)次數(shù)

M2=1.51x108

2AxlS8

N=N/i=0=1.51xlO

,2H1.59

6)大、小齒輪接觸壽命系數(shù)ZN、=Z,V2=1；

([4]圖15-17)

小齒輪許用接觸疲勞應(yīng)力：

El

]=個孕皿=當(dāng)=720(N/〃W?)

L

"同Ln=720N/mm2N

大齒輪許用接觸疲勞應(yīng)力：

瓦卜號廣窯=575(N/f

EL

從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應(yīng)力：

=575N/mrrr

[crH]=[crw]2=575(N/m/??)；

io.中心距“，小、大齒輪的分度圓直徑4,42,齒寬久也和模數(shù)

[b〃]

m

>32K1](〃+1)=575N/mnr

min,iw[e]J

_12x1.2432x450x(1.3+1)(2.5x0.9x189.5x1.0丫

-v0.8X1.3I575)

=11.1mm取15mm；

中心距aN?(l+i)=；xl5x(l+L3)=17.2(/〃/〃)

圓整為。=18〃?加；

2@

模數(shù)m=-----=1.03mm；取m=lmm；m=l

Z1+Z2

4二.「+4=[5,取Z]=15,初選正確；z2=20；4=15mm；

l+i

于是4=〃?Z]=15mm；d2=20mm；

d=mz=20mm；

22a=18mm;

齒寬6=0.8*15=12?！ā?。；

b}=12mm

取小齒輪寬度a=12mm,大齒輪寬度為4=11.5mm。

Z?2=11.5mm0

4.4.有

關(guān)參數(shù)

的修正小齒輪實際圓周速度

7idn%x15x267八…/,、

v.=----Lx5y—=----------=0.21(m/s);

60x100060x1000

與初估片=0.20m/s相符，Kv值無需修正。

2.K及其他參數(shù)均未變，均無需修正

3.直齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸及參數(shù)保持不變

4.5彎曲

強(qiáng)度校

r?

驗計算

7.K=1.2432

8.T}=450N-mm；心=585N-mm；

dl=15mm;=20mm；

9.mn=m=lmm;

10.[4]圖15-24

小齒輪齒形系數(shù)丫k=2.95,大齒輪齒形系數(shù)YFa2=2.55

11.[4]圖15-25

小齒輪應(yīng)力校正系數(shù)%〃=1.52,,大齒輪應(yīng)力校正系數(shù)

YSa2=1.610

8.重合度系數(shù)

075075

y=0.25+=0.25+—=0.75；

%1.51

9.螺旋角參數(shù)〃=1.0。

10.許用彎曲疲勞應(yīng)力

1^-1-0Vlim匕V/

出」一耳京

1)(［4］圖15-18b)

小齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力%］而=280N/根根2,大齒輪彎曲

疲勞極限應(yīng)力b~m2=210N/〃〃〃2。

2)最小許用彎曲安全系數(shù)(【4】表15—14)

保失效概率＜1/100,選擇最小安全系數(shù)

51-=陽，=1；

L1JnunlL尸」min2

3)尺寸系數(shù)(［4］圖15-19)

Yxi=%=1；

4)彎曲壽命系數(shù)

8

Nel=2.4xl0；N?2=1.51xl()8；

4=%2=1；("】圖15-20)

280x1x1

［叫］=即『」==280(N/mm2)；

陽1向1

「1b/nim2工210x1x12\

［＜y\=f11nz"*=---------=2\Q(N/nun)；

F2島人i1

他叫

2x1.2432x450………，

=-------------x2.95xl.52x0.75x1

12x15x1

=20.9(A^/mm2)

°V2=

bd2m

2x1.2432x585〔一[八

=-------------------x2.55xl.61x1.0x0M.75

11.5x20x1

=19.5(N/加加,)

校驗合格

bp]<[bp]s

bpi<[b廣]2?

根據(jù)上述計算，將齒輪數(shù)據(jù)列表如下：

項目單位小齒輪大齒輪

中心距。mm18

模數(shù)用mm1

傳動比i1.3

端面壓力角見(°)20

齒數(shù)Z1520

齒寬。mm1211.5

分度圓直徑。mm1520

齒高〃mm22

齒頂圓直徑d“mm1722

齒根圓直徑d/mm1318

節(jié)圓直徑mm1520

4.6大齒

輪的結(jié)

構(gòu)設(shè)計

具體結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸可參考零件圖

履帶行走系設(shè)計

一.行走系的選擇

管道機(jī)器人的行走系現(xiàn)大部分采用輪式結(jié)構(gòu)和履帶式模塊結(jié)構(gòu)的

行走系。管道機(jī)器人實現(xiàn)在管內(nèi)行走必須滿足機(jī)器人移動載體對管壁

的附著力，既牽引力工，大于移動載體的阻力尸尸

工"/

當(dāng)電機(jī)的驅(qū)動力足夠大的時候，牽引力工：

工

其中M為履帶與管道壁面接觸的正壓力。

輪式管道機(jī)器人的行走輪可按空間或平面配制.一般取4s6輪，

其驅(qū)動方式有獨輪或多輪驅(qū)動。它的附著力F,只與驅(qū)動輪和管壁間的

接觸正壓力有關(guān)。對于履帶式管道機(jī)器人基于履帶的結(jié)構(gòu)特點，它在

單個電機(jī)驅(qū)動的情況下，正壓力M等于載體與管壁產(chǎn)生的正壓力，因

此有大的附著力。同時，在管道內(nèi)行走的穩(wěn)定性和越障性能上，履帶

式行走系的總體性能要優(yōu)與輪式行走系。因此，本次機(jī)械設(shè)計采用履

帶式行走系的模塊設(shè)計。

二.履帶行走系

履帶行走系的功能是支撐管道機(jī)器人的機(jī)體，并將由傳動系輸入

的轉(zhuǎn)變?yōu)楣艿罊C(jī)器人在管道內(nèi)的移動和牽引力。履帶行走系的裝置包

括履帶，驅(qū)動輪，張緊機(jī)構(gòu)，傳動機(jī)構(gòu)，原動件，張緊緩沖裝置（本設(shè)

計中將此機(jī)構(gòu)設(shè)置在機(jī)架上）組成。

（1）履帶傳動行走機(jī)構(gòu)（同步帶傳動）

履帶按材料可分為金屬履帶，金屬橡膠履帶和橡膠履帶?？紤]到

在輸油管道中行走，金屬履帶的抗腐蝕性較差，并且對管道的壁面產(chǎn)

生一定的損壞，管道機(jī)器人的履帶行走系中的履帶部分采用橡膠履

帶。橡膠履帶是用橡膠模壓成的整條連續(xù)的履帶。它噪聲小，不損壞

路面，接地壓力均勻。

履帶傳動機(jī)構(gòu)可用類似同步帶傳動機(jī)構(gòu)代替。同步帶傳動是靠帶

上的齒和帶輪的齒相互嚙合來傳動的，因此工作時不會產(chǎn)生滑動，能

獲得準(zhǔn)確的傳動比。它兼有帶傳動和齒輪傳動的特性和優(yōu)點，傳動效

率可高達(dá)0.98。同時，由于不是靠摩擦傳遞動力，帶的預(yù)張緊力可以

很小，因此作用于軸和軸承上的力也就很小。

同步帶按齒形可分為梯形齒和圓弧形齒兩種。梯形齒中按齒距可

分為周節(jié)制，模數(shù)制，特殊節(jié)距制。結(jié)合管道機(jī)器人履帶部分的尺寸,

選取模數(shù)制帶形。由［2］表12-1-55可查得現(xiàn)有的模數(shù)制同步帶產(chǎn)品，

選取znxz&x"=2x65x115,節(jié)線長=408.4bwn。其中模數(shù)m=2,齒數(shù)

2=65,帶寬4=115（此為最大的帶寬，廠方可根據(jù)客戶的要求進(jìn)行切

割），履帶中帶寬久=26〃而。為了增大履帶的接觸地面的摩擦力，將

另一段帶的背面和在帶輪上的帶的背面用強(qiáng)力膠水粘和。

同步帶和帶輪（履帶）的設(shè)3十計算

1計算功率下列參考[2]12-61

V帶傳動比：，0=1;

驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速：%=84r/min;

驅(qū)動輪的輸出功率P,=5.4w；

用于履帶傳動，兩班制連續(xù)工作

查11］表13—6得KA=1.3；

￡=7.02w；

PdP,=7.02W；

2.選普通V

帶型號模數(shù)制同步帶產(chǎn)品：模數(shù)制同步帶產(chǎn)品：

mxzbxbs=2x65x115節(jié)線長度Lp=408.41相加mxz力xa=2x65x115

3.求大小帶

取4=4=40mm4=40mm

輪基準(zhǔn)直

徑

d2=40mm

v=——=0.175/71/5<v

60"x410"00'血nax

4.驗算帶速

初步選取中心距0.7（4+4）<%<2（4+%）；

5.求V帶基

取。（）=150mm；

準(zhǔn)長度和

中心距

L-2ao+工（4+4）+~~~=425.6mm；

2-4ao

與原先取的節(jié)線長Lp=408.41mm相符合；

可取齒數(shù)4=65

履帶中中心距是可以調(diào)整的：

6.實