小型移動機器人的轉(zhuǎn)臺結構畢業(yè)設計

1、<p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　移動機器人的研究是目前智能自動化領域最復雜、最具挑戰(zhàn)性的課題，它是典型的機電一體化技術系統(tǒng)，也是一門高度交叉的前沿學科。它涉及的范圍也相當廣泛，包括機械學、人工智能、生物學等等。隨著社會科技的發(fā)展，移動機器人的相關信息也越來越受到人們的重視。同時機器人在我們社會生活中，滲透到各行各業(yè)，比如在一些比較危險或惡劣的環(huán)境中，代替

2、人工作業(yè)[1]。</p><p>　　1.1 課題研究的內(nèi)容及意義</p><p>　　本課題研究設計的是小型移動機器人的轉(zhuǎn)臺結構，要求綜合運用所學基礎理論知識，根據(jù)給定的總體結構尺寸、重量及運動特性指標，進行結構選型、結構設計。本次設計主要完成兩個運動，轉(zhuǎn)臺的旋轉(zhuǎn)與俯仰系統(tǒng)。轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)有回轉(zhuǎn)和俯仰兩個自由度，為使俯仰運動滿足自鎖的要求，考慮采用螺旋機構，其優(yōu)點是能獲得很大的減速比，還可有

3、自鎖性，它的主要缺點是機械效率一般較低。轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)運動可考慮使用蝸輪蝸桿機構，其優(yōu)點是傳動平穩(wěn)，嚙合沖擊小，由于蝸桿的頭數(shù)少，故單級傳動可獲得較大的傳動比，且結構緊湊。通過本課題的研究，對設計要求、工作原理和機構動作的分析和理解，構思機構運動方式和傳動布局，并進行機構、零部件設計計算等環(huán)節(jié)的實踐，來培養(yǎng)設計、計算、制圖及計算機應用能力，以提高分析與解決實際問題的能力。</p><p>　　1.2 課題研究背景&

4、lt;/p><p>　　由于移動機器人的應用前景廣闊，所以世界各國對這一領域的研究也是備受關注。新的機型，新的功能也是不斷的涌現(xiàn)[2]。</p><p>　　1.2.1 美國移動機器人的發(fā)展</p><p>　　美國在機器人的研究領域目前是處于領先地位的。尤其是美國明尼蘇達大學計算機科學與工程系協(xié)作系統(tǒng)實驗室研制的用于搜救及行星探測等任務的肢體機器人Terminato

5、rBot，性能比較突出，該機器人手臂有2到3個自由度，同時有移動和操作的功能[3]。而且尺寸小、重量輕、可在崎嶇的地形中采用了游泳步態(tài)、穿越步態(tài)及輪式步態(tài)移動等功能，提高了其通過狹窄空間的能力，且制造成本低廉[4]。</p><p>　　1.2.2 日本移動機器人的發(fā)展</p><p>　　日本的肢體移動機器人，也是處于世界領先水平的。比較有突出研究成果的是：日本KIMURA實驗室研制的

6、六腿爬行機器人T-Hexs，具有移動和夾持物體的功能。大阪大學工程科技研究所研制的ASTERISK機器人，可使用每個腿移動及搬運物品或進行操作作業(yè)[5]。日本東京工業(yè)大學的Shigeo Hirose教授，也研制出一種了可以用來探雷、排雷的四腿肢體機器人[6]。</p><p>　　1.2.3 中國移動機器人的發(fā)展</p><p>　　華中科技大學機械學院的陳學東研制出的模塊化多足爬行機器

7、人，實現(xiàn)了腿臂功能的融合。其結構主要是：運用行星輪機構，加快了腿臂機構轉(zhuǎn)換速度；把驅(qū)動電機、減速器等傳動部件設置在機身上，有效的減輕了腿部重量，使結構簡單緊湊，并且整個機器人重量比較集中；肢體在機體軀干的上、下部有了較大運動空間。但由于把行星輪環(huán)節(jié)引入到了傳動路線，使得嚙合齒存在一定的齒側(cè)間隙，這個無法克服的缺陷限制了機器人的傳動精度[7]。通過國內(nèi)外的研究比較可以看出，我國研究水平還較低，和美國日本的移動機器人相比，無論是在機器人的運

8、動性能還是制造工藝上都有很大差距。所以這就需要我們努力解決移動機器人的研究問題。</p><p>　　1.3 本課題主要研究內(nèi)容</p><p>　　本課題需要完成兩個運動，轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)運動與俯仰運動。轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)有兩個自由度，為使俯仰運動滿足自鎖的要求，故采用螺旋副機構，其優(yōu)點是能夠獲得較大的減速比，而且還具有良好的自鎖性。它的主要缺點是機械傳動效率較低，特別是具有自鎖性能時效率低，轉(zhuǎn)臺的回

9、轉(zhuǎn)運動采用的是蝸輪蝸桿機構，其優(yōu)點是傳送平穩(wěn)，嚙合沖擊小，由于蝸桿的頭數(shù)少，所以單級傳動可獲得較大傳動比，且結構緊湊。</p><p>　　2 轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的總體結構設計</p><p>　　轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的主要任務是完成360度的回轉(zhuǎn)運動和上下俯仰運動。</p><p>　　移動機器人的轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的兩個自由度，假設轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)為第一自由度，第一自由度的結構及尺寸取決于搭載對象

10、的質(zhì)量，第二自由度即為轉(zhuǎn)臺的俯仰運動，采取了矩形螺紋副的結構，實現(xiàn)了俯仰臺俯仰自由度。</p><p>　　2.1 轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的組成</p><p>　　本課題的轉(zhuǎn)臺設計主要包括以下幾個部分：</p><p>　?。?）核心部分：這部分是控制移動機器人的兩個自由度運動，是實現(xiàn)回轉(zhuǎn)和俯仰的控制部分，這部分采用的是蝸輪蝸桿減速器和螺旋傳動，對轉(zhuǎn)臺的位置和轉(zhuǎn)速進行調(diào)整控制

11、[8]。因為俯仰運動是由滑動螺旋副完成的，采用的是采用3o/30o牙形的鋸齒形螺紋，有良好的自鎖性，所以俯仰精度可以保證?；剞D(zhuǎn)運動由蝸輪蝸桿減速器完成。</p><p>　?。?）電機驅(qū)動部分：俯仰運動的電機選用直流電機，直流電機具有體積小，原理簡單的優(yōu)點，但它不能直接與轉(zhuǎn)臺相連接，中間需要設置減速裝置。</p><p>　　（3）機械系統(tǒng)部分：這部分主要指轉(zhuǎn)臺的臺體，如俯仰臺外形尺寸結構

12、，回轉(zhuǎn)臺外形尺寸結構。</p><p>　?。?）搭載架部分：已經(jīng)完成的轉(zhuǎn)臺體，需安裝在機架上，為此設計了搭載架，為了方便安裝和維修拆卸。</p><p>　　2.2 系統(tǒng)的工作原理</p><p>　　轉(zhuǎn)臺控制系統(tǒng)主要包括兩個模塊：俯仰臺和搭載臺。</p><p>　　在俯仰系統(tǒng)的結構中，電機驅(qū)動經(jīng)過減速箱后，帶動絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母作

13、相對直線運動，使之完成了俯仰運動。</p><p>　　搭載臺系統(tǒng)的結構尺寸主要受蝸輪蝸桿減速器的外形尺寸的影響，回轉(zhuǎn)臺的電機帶動蝸桿軸旋轉(zhuǎn)，通過同步帶將運動傳遞給蝸桿軸，蝸桿軸帶動蝸輪旋轉(zhuǎn)，蝸輪旋轉(zhuǎn)帶動轉(zhuǎn)臺旋轉(zhuǎn)[9]。</p><p>　　圖2.1 俯仰系統(tǒng)結構圖</p><p>　　圖2.2 蝸輪蝸桿嚙合圖</p><p><b

14、>　　2.3 本章小結</b></p><p>　　這章主要簡單敘述的是轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的總體結構，從轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的組成，工作原理以及系統(tǒng)的外形圖等方面著手，講訴了轉(zhuǎn)臺系統(tǒng)的大體結構和如何實現(xiàn)課題所需要完成的自由度運動，為順利完成運動，所以對于驅(qū)動電機的選擇要合理，這樣轉(zhuǎn)臺既可以在外形結構上做到簡單緊湊，又可以順利完成所需運動[10]。</p><p>　　3 俯仰系統(tǒng)的設計&l

15、t;/p><p>　　3.1 俯仰臺機構的設計</p><p>　　轉(zhuǎn)臺的俯仰運動由矩形螺旋副完成，利用螺桿和螺母組成的螺旋副將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€運動。螺紋的類型有梯形螺紋、鋸齒形螺紋或矩形螺紋等，具體如圖3.1所示。</p><p>　　三角形螺紋（普通螺紋）牙形角為60°，可以分為粗牙和細牙兩種類型，一般情況，粗牙用于一般聯(lián)接；與粗牙螺紋相比，細牙螺距小，

16、螺紋深度淺，導程和升角也小，自鎖性能好[11]。</p><p>　　鋸齒形螺紋有兩種牙形，兩側(cè)牙型角分別為3°和30°，3°的一側(cè)用來承受載荷，可得到較高效率；30°一側(cè)用來增加牙根的強度，適用于單向受載荷的傳動螺紋。矩形螺旋副的傳動特點：（1）降速傳動比大；（2）具有增力作用；（3）傳動平穩(wěn)，無噪音；（4）能自鎖；（5）效率低、磨損快。</p><p

17、>　　矩形螺旋傳動的主要失效形式：螺紋磨損，螺桿變形，螺桿或螺紋牙的斷裂。螺旋傳動的計算內(nèi)容：耐磨性計算，穩(wěn)定性計算，強度計算，驅(qū)動力矩、效率和自鎖計算。</p><p>　　文中采用3o/30o牙形的鋸齒形螺紋，主要是因為鋸齒形螺紋具有較好的自鎖性能。故采用螺旋旋動中的滑動螺旋副傳動，并采用單線螺紋。</p><p>　　圖 3.1 常見螺紋種類</p><p&

18、gt;　　3.2 耐磨性計算</p><p>　　影響磨損的因素有很多，通常是限制螺紋接觸處的壓強。其校核公式為：</p><p><b>　　（3.1）</b></p><p>　　式中：為軸向力(N)；為螺母的螺紋圈數(shù)；為螺紋中徑(mm)；h為螺紋牙工作高度；為許用壓強，見表3-1。</p><p>　　表3-1

19、螺旋副的許用壓強</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　其中：，，鋸齒形螺紋，</p><p><b>　　，取；</b></p><p>　　F—軸向載荷，根據(jù)實際工作情況，F(xiàn)=5000N；</p><p>　　[P]—許用壓強(MPa),當絲

20、桿與螺母均選用45鋼時，[P]=7.5MPa。</p><p><b>　　將數(shù)據(jù)代入計算得：</b></p><p>　　根據(jù)鋸齒形螺紋的參數(shù)關系可得：,其中d為螺紋的公稱直徑，P為螺距，查閱相關手冊可得,。</p><p>　　則： </p><p><b>　　螺桿小徑為：</b>

21、;</p><p><b>　　螺母的高度：</b></p><p><b>　　取整得： </b></p><p>　　旋合圈數(shù)： ，滿足要求。</p><p><b>　　螺紋的工作高度：，</b></p><p>　　則螺紋的工作壓

22、強如下：</p><p>　　所以根據(jù)這個參數(shù)計算螺桿螺母傳動能夠滿足強度要求。</p><p>　　3.3 檢驗自鎖問題</p><p>　　螺紋升角： （3.3）</p><p>　　式（3.3）中，S為導程，S=nP。n為螺紋頭數(shù)，一般為便于制造

23、，此處取。</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)計算如下：</b></p><p><b>　　當量摩擦角計算：</b></p><p><b>　　（3.4）</b></p><p>　　式（3.4）中，為螺旋副的摩擦系數(shù)，，為工作面牙形斜角，。代入數(shù)據(jù)計算為：</p&

24、gt;<p>　　滿足自鎖的條件為。根據(jù)計算結果，該滑動螺旋副的結構能夠滿足自鎖要求。</p><p>　　3.4 螺桿的強度校核</p><p>　　螺桿受有軸向力，因此在螺桿軸向產(chǎn)生壓（或拉）應力。根據(jù)壓（或拉）應力和扭切應力，按第四強度理論可求出危險截面的當量應力。</p><p>　　螺桿的當量應力計算：</p><p&g

25、t;<b>　?。?.5）</b></p><p>　　式（3.5）中，為傳遞轉(zhuǎn)矩，該滑動螺旋副的傳遞力矩主要為螺紋副的阻力矩，其計算公式如下：</p><p><b>　?。?.6）</b></p><p>　　式中，——螺紋副分度圓直徑；</p><p>　　——螺旋副軸向力，此處取值為；<

26、;/p><p><b>　　——螺紋升角；</b></p><p>　　——螺紋當量摩擦角，，為螺紋副的當量摩擦系數(shù)，此處取，則有。</p><p>　　將以上數(shù)據(jù)代入公式（3.6），可得：</p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)到式

27、（3.5）中計算得：</p><p><b>　　45鋼的許用應力：</b></p><p>　　則，所以螺桿強度滿足要求。</p><p>　　3.5 螺紋牙強度校核</p><p>　　防止沿螺母螺紋牙根部剪斷的校核公式為：</p><p><b>　?。?.7）</b>

28、;</p><p>　　式中：b為螺紋牙根部的寬度，。</p><p><b>　　則螺桿抗剪強度：</b></p><p><b>　　螺桿抗彎強度：</b></p><p>　　此處螺桿在實際工作時，只承受較小的軸向力，所以不必進行穩(wěn)定性校核。</p><p>　　綜上所

29、述，滑動螺旋副的結構能夠?qū)崿F(xiàn)預期的運動，并滿足設計要求。</p><p>　　3.6 俯仰系統(tǒng)的分析與計算</p><p>　　轉(zhuǎn)臺俯仰運動選用驅(qū)動電機為直流無刷電機，型號為90ZW01，電機的主要參數(shù)如下表所示：</p><p>　　表 3-2 俯仰臺的控制電機參數(shù)</p><p>　　減速箱是電機自帶的，它的基本參數(shù)如下：</p

30、><p>　　表3-3 減速機基本參數(shù)</p><p>　　根據(jù)上述表中電機及減速箱的參數(shù)，以及實際載荷情況，對電機進行校核。電機的校核主要有兩方面，一方面是電機輸出轉(zhuǎn)矩的校核，另一方面是電機輸出速度的校核。</p><p><b>　　首先校核電機轉(zhuǎn)矩：</b></p><p>　　在圖3.2的傳動系統(tǒng)中，可知電機輸出的

31、轉(zhuǎn)矩主要是克服滑動螺旋副的螺紋阻力矩。在滑動螺旋副的設計中，根據(jù)式（3.6）已經(jīng)計算出在最大載荷時，系統(tǒng)需要克服的螺紋阻力矩。</p><p>　　所選電機輸出轉(zhuǎn)矩為：</p><p>　　由計算結果可知，所以電機輸出轉(zhuǎn)矩滿足計算要求。</p><p><b>　　校核電機輸出速度：</b></p><p>　　要校核電

32、機輸出速度，首先需要確定搭載系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)速度指標要求。</p><p>　　規(guī)定俯仰臺臺面水平時，為運動初始位置，要求俯仰臺自由度為繞初始位置可以進行旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)動范圍為25°（下擺5°，上仰20°），且俯仰臺旋轉(zhuǎn)速度最大為10r/min。由圖3.2可知，當俯仰臺處于水平位置時，螺旋副絲杠與螺母初始角度為90°，這種設計保證了在支撐俯仰臺的空心軸旋轉(zhuǎn)到任意位置時，俯仰臺與水平面間

33、所成的角度都不會變化，同時也便于角度的控制計算。下圖3.3為俯仰臺繞旋轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)了角度后的狀態(tài)圖。圖中，為電機經(jīng)減速箱后的輸出速度，為俯仰臺繞旋轉(zhuǎn)中心的旋轉(zhuǎn)速度；為俯仰臺旋轉(zhuǎn)了角度時，絲杠與水平面之間的夾角；P為絲杠螺距；V表示支撐俯仰臺的支架與滑塊連接點A處的瞬間速度。</p><p>　　圖3.2 俯仰臺初始位置</p><p>　　圖3.3 俯仰臺運動到某位置處狀態(tài)圖</p

34、><p>　　由圖3.2可知，當俯仰臺處于初始位置時A點的速度為：</p><p><b>　?。?.8）</b></p><p>　　則俯仰臺的旋轉(zhuǎn)速度為：</p><p><b>　　（3.9）</b></p><p><b>　　綜合上述：</b>&l

35、t;/p><p><b>　?。?.10）</b></p><p>　　當俯仰臺繞旋轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)了角度后，即出于圖3.3狀態(tài)時，圖中點B是與點A重合的絲杠上的點，點A的運動可分解為繞點O旋轉(zhuǎn)運動，以及相對點B作直線運動，計算得：</p><p><b>　　（3.11）</b></p><p>　　上式中

36、可根據(jù)三角函數(shù)關系求得，計算結果如下：</p><p><b>　　（3.12）</b></p><p><b>　　則有速度V如下：</b></p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　根據(jù)擺動導桿的急回特性，可知在的取值范圍內(nèi)，值越大，俯仰臺的旋轉(zhuǎn)

37、速度越大。圖中，OA即的設計長度為80mm，的長度為35mm，則將代入式中計算角度得：</p><p>　　速度V可以獲得最大值，為：</p><p><b>　　（3.14）</b></p><p>　　在俯仰臺同一次旋轉(zhuǎn)工作中，規(guī)定電機以相同的轉(zhuǎn)速工作，即式3.13中，的取值為常數(shù)，可得：</p><p><b

38、>　?。?.15）</b></p><p>　　又由式（3.8）可得：</p><p><b>　　（3.16）</b></p><p>　　絲杠螺距，同時將式（3.15）代入上式（3.14），并代入各變量值，計算得：</p><p>　　已知，則要求電機輸出速度為：</p><p&

39、gt;　　最大允許轉(zhuǎn)速為20000r/min，所以電機滿足轉(zhuǎn)速要求。</p><p>　　4 轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的設計</p><p>　　4.1 轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)機構的設計</p><p>　　本設計要完成的轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)運動，根據(jù)要求選用合適的減速器，常用的減速器的類型及特點如下所示：</p><p>　　減速器的種類很多。常用的齒輪及蝸桿減速器按其傳動

40、及結構特點，大致可分為三類： </p><p>　　(1)齒輪減速器 主要有圓錐齒輪減速器、圓柱齒輪減速器和圓錐-圓柱齒輪減速器。 </p><p>　　(2)蝸桿減速器 主要有圓弧齒蝸桿減速器、圓柱蝸桿減速器、錐蝸桿減速器和蝸桿—齒輪減速器等。 </p><p>　　(3)行星減速器 主要有漸開線行擺線針輪減速器、星齒輪減速器和諧波齒輪減速器等。</p>

41、;<p>　　其中蝸輪蝸桿減速器的特點： </p><p>　?。╝）傳動平穩(wěn)，振動、沖擊和噪聲均很??；</p><p>　?。╞）能以單級獲得較大的傳動比，結構緊湊，傳動比范圍大，5≤i≤70,其中一般要大于15；</p><p>　?。╟）摩擦損耗較大，傳動效率較低。</p><p>　　蝸輪蝸桿傳動可分為三大類比：圓柱蝸桿

42、、錐面蝸桿、環(huán)面蝸桿。</p><p>　　按蝸桿齒廓曲線的形狀，普通蝸桿可以分為：</p><p>　?。?）阿基米德圓柱蝸桿，簡稱ZA蝸桿；</p><p>　?。?）法向直廓圓柱蝸桿，即稱為延展?jié)u開線蝸桿，簡稱ZN蝸桿；</p><p>　?。?）漸開線圓柱蝸桿，簡稱ZI蝸桿；</p><p>　?。?）錐面包絡

43、圓柱蝸桿，簡稱ZK蝸桿。</p><p>　　對于本設計系統(tǒng)而言，由于系統(tǒng)傳動比較大，如果用一般齒輪進行需要很多級才可以實現(xiàn)，所以無論是體積還是重量都不可能達到課題所限制的數(shù)值，考慮到移動機器人的工作特點，選用ZA阿基米德圓柱蝸桿。</p><p>　　圖4.1 阿基米德蝸桿</p><p>　　4.2 傳動比的設置</p><p>　　

44、減速器傳動比的分配最大不超過10，當總傳動比要求超過此值時，應采用二級或多級減速器。根據(jù)使用要求的不同，可按下列原則分配傳動比： </p><p>　　(1)各級傳動的承載能力接近相等； </p><p>　　(2)減速器的外形尺寸和質(zhì)量最?。?lt;/p><p>　　(3)傳動具有最小的轉(zhuǎn)動慣量； </p><p>　　(4)各級傳動中大齒輪的

45、浸油深度大致相等。 </p><p>　　低速級齒輪和高速級齒輪的尺寸差設計合理，則有利于降低噪聲和振動，提高傳動的平穩(wěn)性。選取i1作為一級傳動比，i2作為二級傳動比。</p><p>　　4.3 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的動力分析與計算</p><p>　　已知系統(tǒng)的總體尺寸為：長×寬×高=250mm×250mm×180mm，轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)動范圍

46、為360o，旋轉(zhuǎn)速度為10～15rpm；系統(tǒng)自重≤8kg，載重量為20kg。</p><p>　　4.3.1 圓盤對于z軸的轉(zhuǎn)動慣量計算</p><p>　　轉(zhuǎn)動慣量的計算公式為： （4.1）</p><p>　　m為圓盤質(zhì)量，r為半徑，取直徑為200mm的圓進行計算尺，m可以用平均質(zhì)量的概念來計算

47、，即： ,M取負載20kg。</p><p><b>　　即： </b></p><p><b>　　則： </b></p><p>　　根據(jù)轉(zhuǎn)臺設計要求，轉(zhuǎn)臺的旋轉(zhuǎn)速度為10～15rpm，假設轉(zhuǎn)臺在2秒內(nèi)達到最大的轉(zhuǎn)速15rpm，則它的加速度為：</p><p><b>

48、　　則轉(zhuǎn)動慣性力矩為：</b></p><p>　　根據(jù)設定的傳動效率，則：</p><p>　　4.3.2 轉(zhuǎn)臺摩擦力矩計算</p><p>　　在本設計中，轉(zhuǎn)臺基本上是水平或者是在傾斜角很小的角度內(nèi)轉(zhuǎn)動，其轉(zhuǎn)動也是由軸承支撐完成，但是系統(tǒng)的自重不小于8kg，負載為20kg，所以這中間肯定存在相當大的摩擦力，所以計算轉(zhuǎn)臺的摩擦力矩也是相當有必要的。摩

49、擦力矩的計算：</p><p>　　取摩擦系數(shù)f=0.004，則</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　假設密度是均勻密度，用表示，則面平均質(zhì)量為：</p><p><b>　　，則：</b></p><p><b>　?。?.3）&l

50、t;/b></p><p>　　計算可得總的阻力力矩為：。</p><p>　　4.3.3 轉(zhuǎn)臺驅(qū)動電機的選擇</p><p>　　（1）根據(jù)上述計算結果，驅(qū)動軸的總阻力力矩為：M=3.1883N·m。按工作要求和條件選取直流伺服電機。</p><p>　　（2）選澤電動機的容量</p><p>　　

51、工作機所需的功率： （4.4）</p><p>　　電動機輸出功率： （4.5）</p><p>　　則： （4.6）</p><

52、p>　　電動機到工作機之間的總效率：</p><p><b>　　（4.7）</b></p><p>　　其中、、、、、，分別為滾筒彈性聯(lián)軸器，閉式蝸桿傳動，皮帶輪傳動，一對滾動軸承，齒輪聯(lián)軸器的傳動效率。</p><p>　　查表可知=0.96（滾筒），=0.995（彈性聯(lián)軸器），=0.81，=0.93（V帶傳動），=0.99（一對滾動

53、軸承），=0.99（齒輪聯(lián)軸器）。</p><p>　　所以總的傳動效率為：</p><p><b>　　所需電動機的功率：</b></p><p>　　根據(jù)電動機的特性曲線，并留有一定的余量，初步選擇電動機的型號為Z2-11的直流電動機，具體參數(shù)如下：</p><p>　　表4-1 Z2-11電機的性能參數(shù)</

54、p><p>　　4.3.4 傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比</p><p>　　根據(jù)電動機的轉(zhuǎn)速為1500r/min計算：</p><p>　?。?）計算總傳動比：</p><p>　　（2）各級傳動比的分配</p><p>　　由于蝸桿傳動，傳動比主要集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。</p><

55、p>　　取皮帶輪傳動比i1=4，則蝸桿傳動比i2=25。</p><p>　　選擇合適的帶輪的型號為窄V帶SPA型，單根窄V帶輪。</p><p>　　4.3.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　?。?）蝸輪蝸桿的轉(zhuǎn)速</p><p>　　皮帶輪的轉(zhuǎn)速和電動機的額定轉(zhuǎn)速相同n1=1500r/min</p>

56、<p>　　蝸桿轉(zhuǎn)速： </p><p>　?。?）蝸輪蝸桿的功率</p><p><b>　　V帶輪的功率：kw</b></p><p><b>　　蝸桿軸的功率：kw</b></p><p>　　蝸輪的功率： kw</p><p>　　（3）

57、蝸輪蝸桿的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　軸的一般受力分析如下圖所示：</p><p>　　圖4.2 受力分析示意圖</p><p><b>　　輸入的轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　蝸桿的轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩：</

58、b></p><p><b>　　V帶輪的轉(zhuǎn)矩：</b></p><p>　　上述計算結果的參數(shù)如下表所示：</p><p>　　表4-2 蝸輪蝸桿的動力參數(shù)</p><p>　　4.3.6 蝸輪蝸桿機構傳動的參數(shù)選擇</p><p>　　閉式蝸桿傳動一般有三方面的功率損失：軸承摩擦損失

59、、嚙合摩擦損失和油浴潤滑時的攪油損失[12]。因此，蝸桿的傳動效率根據(jù)機械手冊查得：</p><p>　　傳動效率： （4.8）</p><p>　　式中，為分度圓導程角，為當量摩擦角，（為摩擦因子），值隨的增大而增大。要求效率高時，最好i≤25，z1≥2，15°≤≤30°，設計時蝸桿傳動效率可估取為：<

60、/p><p>　　表4-3 蝸桿參數(shù)</p><p>　　分度圓滑動速度： （4.9）</p><p><b>　　具體公式如下表：</b></p><p>　　表4-4 蝸桿傳動幾何尺寸計算公式</p><p>　　綜合以上計算，考慮到

61、傳動效率不大，轉(zhuǎn)速較低，選用阿基米德圓柱（ZA）蝸桿傳動，采用國家標準GB10089-1998。一般選用右旋螺桿，蝸桿的材料選用35CrMo，表面經(jīng)淬火處理，硬度為45～50HRC；表面粗糙度R≤1.6。蝸輪的邊緣材料選擇ZCuSn10P1金屬模鑄造[13]。</p><p>　　蝸輪蝸桿正確嚙合的條件：</p><p>　　中間平面內(nèi)蝸桿與蝸輪的模數(shù)和壓力角分別相等，即蝸輪的端面模數(shù)mt

62、2等于蝸桿的軸面模數(shù)ma1，且為標準值；蝸輪的端面壓力角應等于蝸桿的軸面壓力角，且為標準值，即：； 。</p><p>　　此外，還應保證，即蝸桿與蝸輪的螺旋線方向一致。</p><p>　　表4-5 齒的基本參數(shù)</p><p>　　4.3.7 蝸輪蝸桿的設計計算</p><p><b>　?。?）常數(shù)計算</b>

63、;</p><p>　　根據(jù)蝸桿傳動比i2=25，查得《機械設計手冊》，取z1=2，則z2=50，由表查得，，其中時蝸輪材料的許用接觸，當時蝸輪材料的許用彎曲應力。</p><p><b>　　齒輪應力循環(huán)次數(shù)：</b></p><p><b>　　次</b></p><p>　　接觸強度壽命系數(shù)：

64、 </p><p>　　彎曲強度壽命系數(shù)： </p><p><b>　　則：</b></p><p>　　圖4.3 蝸桿傳動受力分析圖</p><p>　?。?）按接觸強度計算：</p><p><b>　　（4.10）</b></p><

65、;p>　　從K=1～1.4，取動載荷系數(shù)K=1.2，材料彈性系數(shù)：</p><p><b>　　,滿足設計要求。</b></p><p>　　由于蝸輪蝸桿的嚙合條件是：，所以mm則，mm。</p><p>　?。?）校核蝸輪齒面接觸疲勞強度計算</p><p>　　齒面接觸強度計算公式為：</p>&

66、lt;p><b>　　（4.11）</b></p><p><b>　　材料彈性系數(shù)：</b></p><p>　　其中，—蝸輪轉(zhuǎn)矩，N/mm，—使用系數(shù)，—動載系數(shù)，—載荷分布系數(shù)，—彈性系數(shù)，—接觸系數(shù)，考慮齒面曲率和接觸線長度影響，根據(jù)查得。</p><p>　　使用系數(shù)，取=0.9（運轉(zhuǎn)平穩(wěn)），動載系數(shù)，當時

67、，，當時，，故取，取動載荷分，接觸系數(shù)，取2.5。</p><p>　　將以上數(shù)據(jù)代入式中計算得：</p><p>　　小于115.8，符合要求，所選合格。</p><p>　?。?）校核蝸輪齒根彎曲強度</p><p>　　齒根彎曲強度驗算公式：</p><p><b>　?。?.12）</b>

68、</p><p>　　式中，按當量齒數(shù)及查表得，，。代入上式計算得：</p><p>　　小于，所以是合格的。</p><p><b>　?。?）熱平衡校核</b></p><p>　　閉式蝸桿傳動周圍的空氣溫度t=20OC，取散熱系數(shù)K=17W/(m2·C)，估計散熱面積為： <

69、;/p><p>　　所以散熱是合格的。若工作溫度超過許用溫度，可采用如圖4.4等措施。</p><p>　　（6）蝸輪蝸桿的結構設計</p><p>　　由于蝸桿的徑向尺寸小而常與軸制成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，青銅輪緣，與鑄造鐵心采用H7/k6配合，并加臺階和螺釘緊固。</p><p>　　圖4.5 蝸桿軸的結構</p>

70、<p>　　4.3.8 軸的設計計算與校核</p><p><b>　　輸出軸的設計</b></p><p><b>　?。?）軸的材料選擇</b></p><p>　　根據(jù)工作條件，減速器為普通中小用途功率的減速傳動裝置，軸主要用于傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理220-240HBS[14

71、]。</p><p>　　（2）初步估算最小軸徑</p><p>　　由于材料為45鋼，查參考文獻[3]表19.3-2選取A=115，則得：</p><p><b>　　，可以取最小直徑</b></p><p><b>　?。?）軸承和鍵</b></p><p>　　根據(jù)實際

72、情況，取得工作情況系數(shù)，由轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩得：</p><p>　　軸伸處安裝聯(lián)軸器，考慮到補償軸的可能位移，所以選用不含彈性元件的聯(lián)軸器。根據(jù)《機械設計手冊》查得，選用GICL（寬型）鼓形齒式聯(lián)軸器JB/T8854—2001，Y型軸孔，A型鍵槽（圓柱形孔平鍵單鍵槽），標準孔徑d=20mm。采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承兩端單向固定，軸伸處采用A型普通平鍵連接。</p><p>　?。?）確定各軸段

73、的直徑和長度</p><p>　　根據(jù)各個零件在軸上的定位和裝拆方案，確定軸的形狀及直徑和長度，從軸段d1=20mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度h的范圍為：（0.07～0.1）d，故d2=d1+2h≥20+2×0.07×20=22.8mm，取d2為24mm；d3與蝸輪內(nèi)徑相配合，取d3為28mm，d4=d2=24mm；d5與軸承配合，由h=(0.07～0.1)×

74、d=(0.07～0.1)×20=1.4～2mm，取h=1.4mm，d5=20mm；d6與V帶配合，d6取為16mm。</p><p>　　對應的軸向尺寸為：L1=20mm，L2=25mm，L3=31mm，L4=15mm，L5=10mm。</p><p>　?。?）蝸輪軸的校核及蝸輪受力分析</p><p>　　蝸輪的分度圓直徑：；</p>&

75、lt;p>　　蝸輪轉(zhuǎn)矩： ；</p><p>　　蝸輪切向力： </p><p><b>　　蝸輪的徑向力： </b></p><p>　　蝸輪的軸向力： </p><p><b>　　水平面支反力： </b></p><p>　　垂直平

76、面： </p><p><b>　?。?）彎矩計算</b></p><p><b>　　水平面彎矩：</b></p><p><b>　　垂直平面彎矩：</b></p><p><b>　　合成彎矩：</b></p><p&

77、gt;　　單向運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩等效系數(shù)為a=0.6。</p><p><b>　　截面等效彎矩：</b></p><p>　　終上所述，選擇的相關尺寸符合設計要求，是可取的方案。</p><p>　?。?）軸承壽命的校核</p><p>　　軸承型號為7002C，查表得：，， ，所以取e=0.47。根據(jù)《機械設計

78、課程設計手冊》表6-6得：當A/R＜e時，X=1，Y=0；當A/R＞e時，X=0.44，Y=1.19，所以：</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　因為P2＜P1，所以只需對軸承1進行壽命計算。</p><p>　　圖4.6 軸承的載荷

79、—壽命曲線</p><p>　　因為軸承的工作室溫t=20oC，故溫度系數(shù)ft=1，為壽命指數(shù)，對于球軸承，C為基本額定動載荷，C=8950N。</p><p><b>　　h=5.54＞5年</b></p><p>　　所以所選軸承適合工作壽命為5年。</p><p><b>　　蝸桿軸的設計</b&g

80、t;</p><p>　?。?）蝸桿軸的材料選擇</p><p>　　減速器為普通用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩[15]。所以蝸桿選35CrMo，表面淬火，硬度為45—50HRC；表面粗糙度Ra≤1.6。</p><p>　?。?）按扭轉(zhuǎn)強度，初步估算軸的最小直徑</p><p>　　已知蝸桿軸的輸入功率為0.231kw，轉(zhuǎn)速

81、為375r/min，查表可知A=107～98，取A=106。</p><p>　　所以軸的最小直徑取12mm，軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，故選用彈性拄銷聯(lián)軸器，取工作情況系數(shù)。</p><p>　　由轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩查表GB/T5014-1985選用HL3彈性拄銷聯(lián)軸器，標準孔徑d=40mm。</p><p><b>　?。?）軸承</b>

82、</p><p>　　采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承系兩端單向固定，選定軸承的型號為7002C。</p><p>　　（4）軸的結構設計徑向尺寸的確定</p><p>　　從軸段d1=40mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度在（0.07～0.1）d范圍內(nèi)，所以d2=d1+2h≥40+2×0.07×40=45.6m

83、m，該直徑處安裝密封氈圈，標準直徑取d2=50mm，d3與軸承內(nèi)徑相配合，為方便軸承的安裝和拆卸，選定的軸承型號為7002C，d3=60mm；d4起定位作用，由h=(0.07～0.1)d3=(0.07～0.1)×60=4.2～6mm，取h=5mm，d4=60+2×5=70mm。</p><p>　　（5）軸承的壽命校核</p><p>　　選定的軸承的型號為7002C。

84、蝸桿上的軸承由于應力幅比蝸桿的小，所以一般只校核蝸輪上的軸承的壽命即可。</p><p><b>　　4.4 本章小結</b></p><p>　　本章主要講設計轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)系統(tǒng)主要采用蝸輪蝸桿減速器來實現(xiàn)運動傳遞，電機旋轉(zhuǎn)運動經(jīng)減速箱減速后，由同步帶傳遞給蝸桿軸，蝸桿軸帶動蝸輪轉(zhuǎn)動，使之完成回轉(zhuǎn)運動。根據(jù)課題要求的性能，設計輸出軸以及輸入軸的結構，校核蝸輪蝸桿的轉(zhuǎn)矩，

85、計算蝸輪蝸桿的傳動參數(shù)，合理分配各級傳動比。</p><p><b>　　結束語</b></p><p>　　為期一個多月的畢業(yè)設計即將結束了，在這一個月里我在同學和老師的幫助下完成了移動機器人的轉(zhuǎn)臺的設計。從剛確定畢業(yè)設計課題以來，我首先是查找一些相關的書籍及資料，然后分析設計，并根據(jù)實際情況擬定設計方案。在研究設計轉(zhuǎn)臺時，我優(yōu)化了轉(zhuǎn)臺結構的設計，這就省去了一部分時

86、間，在老師和同學的幫助下，完成的設計達到了預定的要求。同時，通過這次畢業(yè)設計，我們在各個方面都有了很大的提高，特別是在理論和實踐結合方面使我們受益匪淺，使大學里學習的理論知識在根本上得到一次最完整的實踐和提高。也為我即將面臨的工作奠定了很好的基礎。</p><p>　　畢業(yè)設計作為綜合性的設計，它不同于以前教學中的實驗、課程設計等實踐環(huán)節(jié)。以前的所做的一些設計主要是根據(jù)相關的課本及老師所給資料去完成的，有一定的參

87、照性，所以相對而言比較簡單，不能完全達到鍛煉自己動手能力的目的。而畢業(yè)設計則是對我們大學四年所學知識的一個綜合的訓練及考核，是對所學知識的應用能力和大學所學理論知識對實踐技能相結合的全面的檢驗。并對我們?nèi)绾胃鶕?jù)要做的課題對現(xiàn)有的資料進行理解和運用的能力的考核。真正做到了理論聯(lián)系實際，把以前所學的知識綜合貫通進行實踐，并在實踐中不斷學習和自我完善。</p><p><b>　　致 謝</b>

88、</p><p>　　畢業(yè)設計是對我們知識運用能力的一次全面的考核，培養(yǎng)我們綜合運用所學知識獨立地分析問題和解決問題的能力，為以后撰寫專業(yè)學術論文和工作打下良好的基礎。</p><p>　　本次設計能夠順利完成，首先我要感謝我的母?！暇├砉ご髮W泰州科技學院，在這里我充分的感受到濃厚的學習氛圍，良好的學習環(huán)境；其次我要感謝機械工程學院的老師們，他們的諄諄教誨使我受益匪淺，尤其要感謝在本次

89、設計中給與我大力支持和幫助的周建平老師，每有問題，老師總是耐心的解答，使我能夠充滿熱情的投入到畢業(yè)設計中去；還要感謝我的同學們，他們熱心的幫助，使我感受到了同學如兄弟姐妹的友誼；最后還要感謝相關資料的編著者和給予我們支持的社會各界人士，感謝您們?yōu)槲覀兲峁┮粋€良好的環(huán)境，使本次設計圓滿完成。</p><p><b>　　參 考 文 獻</b></p><p>　　[1]

90、 芮延年. 機器人技術及其應用［M］. 北京：化學工業(yè)出版社，2008.</p><p>　　[2] 林繩縱. 全球機器人應用概況［J］. 高技術縱覽，2005.</p><p>　　[3] 龔振邦. 機器人機械設計［M］. 北京：電子工業(yè)出版社，2005.</p><p>　　[4] 陳學東. 模塊化多足步行機器人的運動控制系統(tǒng)研究［J］. 湖北：中國機械工程，2

91、006，10.</p><p>　　[5] 周錫駒. 國外工業(yè)機器人的發(fā)展與應用動態(tài)［J］. 自動化學報，2000：</p><p><b>　　222～238.</b></p><p>　　[6] 陳佩云，金茂菁，曲忠萍. 我國工業(yè)機器人發(fā)展現(xiàn)狀［J］.</p><p>　　機器人技術與應用，2001：2～5.<

92、/p><p>　　[7] 楊林. 地面移動機器人載體及搭載平臺機械設計與分析［J］. 南京理工大學，2009.</p><p>　　[8] 吳天柱. 基于DSP轉(zhuǎn)臺伺服控制系統(tǒng)的設計［J］. 哈爾濱：哈爾濱工程大學，2010.</p><p>　　[9] 陳文娟. 滑動螺旋傳動在綜合力學性能試驗機中的應用［J］. 現(xiàn)代機械，2006，4.</p><

93、p>　　[10] 代素香. 工程力學點的合成運動教學研究［J］. 高等教育建筑，2008.1.</p><p>　　[11] 謝存禧，張鐵. 機器人技術及其應用［M］. 北京：機械工業(yè)出版社，2005.</p><p>　　[12] 段榮鵬. 汽車制動主缸補償孔光電檢測技術研究［J］. 長春理工大學，2010.</p><p>　　[13] 張旭. 談減速機傳