移動機器人轉臺的設計

移動機器人轉臺的設計,移動機器人轉臺的設計,移動,挪動,機器人,轉臺,設計 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 35 頁 共 35 頁 1 引言 小型機器人主要用于代替人工作業(yè)，批量生產成本一般較低。由于上述特點，它大都用于簡單、重復、繁重的工作，如上、下料，搬運等，以及工作環(huán)境惡劣的場所，如噴漆、焊接、清砂和清理核廢料等。它使傳統(tǒng)的工業(yè)生產面貌發(fā)生了根本性的變化,使人類的生產方式從手工作業(yè)、自動化跨入了智能化的時代。 1.1 本課題研究內容及意義 本課題以小型地面移動機器人的轉臺為研究對象，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、機構設計。通過本課題的研究，通過對設計要求、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，培養(yǎng)設計、計算、制圖及計算機應用能力，以提高分析與解決工程實際問題的能力。 1.2 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 隨著生活水平的提高，科技的發(fā)展，人們將大量簡單繁重的工作交給機器人，機器人仆人將大量出現(xiàn)。如汽車司機長時間駕駛容易疲勞，汽車將有安全的自動駕駛模式?，F(xiàn)在自動駕駛車能對前方車輛實行避讓超車，但對小動物或人不知避讓，這要待更聰明的傳感器出現(xiàn)或圖像處理更精細些。在醫(yī)療領域，能進入人體的微型機器人將大顯身手。它們進入血管、腸道等地方進行清理、探查、保健預警等。工業(yè)機器人在國外發(fā)達國家用的很普遍，隨著新興產業(yè)的出現(xiàn)，相應的工業(yè)機器人必將會研制出來。國際形勢雖無世界大戰(zhàn)之慮，但局部沖突時有發(fā)生，反恐形勢依然嚴峻。美國和許多歐洲國家以及日本都投入大量人力物力研發(fā)軍用機器人。大型的無人坦克沖鋒陷陣，小型的昆蟲機器人“間諜”到處爬行，少量的作戰(zhàn)人員在安全的信息中心運籌帷幄。2004年我國中國科學院沈陽自動化研究所也自行研制出“靈蜥”系列反恐防暴機器人。 1.3 本文所做的工作 本次設計主要完成兩個運動，轉臺的旋轉與升降系統(tǒng)。轉臺系統(tǒng)有回轉和俯仰兩個自由度。為使俯仰運動滿足自鎖的要求，擬采用棘輪機構，因其工作時有較大的沖擊和噪聲，而且運動精度較差，故放棄?？紤]使用螺旋機構，其優(yōu)點是能獲得很大的減速比，還可有自鎖性。它的主要缺點是機械效率一般較低，特別是具有自鎖性時效率將低于50%。轉臺的回轉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。 2 轉臺系統(tǒng)的總體設計 轉臺系統(tǒng)有兩個自由度，若視轉臺的回轉為第一自由度。第一自由度結構及尺寸取決于搭載對象的質量，以及搭載對象對機器人的作用力，而第一自由度受第二自由度影響，故應先計算第二自由度傳動的零件。第二自由度即為轉臺的俯仰運動，采用了螺紋副結構，并結合擺動導桿機構，實現(xiàn)了俯仰臺旋轉自由度圖2.1所示為上層搭載平臺第二自由度三維圖。 圖2.1 搭載系統(tǒng)第二自由度三維圖 俯仰系統(tǒng)的結構尺寸取決于搭載物的尺寸及質量，以及搭載對象對機器人的作用力。俯仰運動的傳動結構為螺旋傳動，并利用了擺動導桿機構，具體圖紙設計如圖2.2所示。 圖2.2 俯仰系統(tǒng)二維結構圖 1－俯仰臺 2－螺母B20 3－絲杠B20 4－銷 5－聯(lián)軸器 6－連接座 7－減速箱 8－電機 9－空心軸 10－搭載臺 如圖2.2所示，電機旋轉運動經(jīng)減速箱減速后，由聯(lián)軸器傳遞給絲杠，使絲杠旋轉。絲杠旋轉使與之配合的螺母作相對直線運動。因為螺母是固定在俯仰臺底部的，所以實質上是俯仰臺在繞水平軸轉動，實現(xiàn)了俯仰的自由度。 轉臺的回轉自由度主要是由蝸輪蝸桿減速器傳遞的。電機旋轉運動經(jīng)減速箱減速后，由同步帶傳遞給蝸桿軸，蝸桿軸帶動蝸輪轉動，使之完成回轉運動。蝸輪蝸桿傳動的一種空間的齒輪傳動，它能實現(xiàn)交錯角為90度的兩軸間的動力和運動傳遞。在這個移動機器人的設計中，它與同步帶輪合作，將電機的高速轉動一級一級減速，達到所要的結果，在此傳動中，由于摩擦等因素，能量受到損耗，轉為熱能，所以不僅需對材料的受力校核，而且對材料的受熱特性也要驗證。 3俯仰系統(tǒng)的設計 3.1 俯仰機構的設計 轉臺的俯仰運動直接由滑動螺旋副完成，滑動螺旋副常采用梯形螺紋、鋸齒形螺紋或矩形螺紋等。 梯形螺紋一般是指牙形角，螺紋副的大徑和小徑處有徑向間隙。牙根強度高，螺紋的工藝性好。主要用于傳力螺旋和傳動螺旋如金屬切削機床的絲杠等。 鋸齒形螺紋有兩種牙形，一種是工作面牙形斜角，非工作面牙形斜角；另一種是，的鋸齒形角，其外螺紋的牙根處有相當大的圓角，減小了應力集中，提高了動載強度；大徑處無間隙，便于對中；和梯形螺紋一樣都具有螺紋的強度高、工藝性好的特點，但有更高的效率。用于單向受力的傳力螺旋，如大型起重機的螺旋千斤頂?shù)?。文中采?°/30°牙形的鋸齒形螺紋，此處采用鋸齒形螺紋，主要是因為鋸齒形螺紋具有較好的自鎖性能，螺紋之間的摩擦力及支承面之間的摩擦力都能阻止螺母的松脫。所以即使在振動及交變載荷作用下，也不需要防松。 滑動螺旋副的失效主要是螺紋磨損，因此螺桿的直徑和螺母高度通常是根據(jù)耐磨性計算確定的。傳力螺旋應校核螺桿的危險界面的強度，要求自鎖的螺桿應校核其自鎖性。能夠搭載發(fā)射性裝置是多用途特殊移動作業(yè)機器人的主要功能，所以要求控制俯仰臺運動的機構具有自鎖能力。因此采用了螺旋旋動中的滑動螺旋副傳動，并采用單線螺紋。 下面根據(jù)指標進行螺桿參數(shù)和螺母參數(shù)的計算。 螺桿的中徑： （3.1） 其中：3°/30°鋸齒形螺紋， ，此處取； —軸向載荷，根據(jù)指標，； —許用壓強（MPa），當絲杠與螺母均選用45鋼時，。 代入數(shù)據(jù)計算得： 由鋸齒形螺紋的參數(shù)關系，其中為螺紋公稱直徑，為螺距，以及查閱標準，可得，。 則有： 螺桿小徑為： 螺母的高度： 取整得: 旋合圈數(shù)： ，滿足要求 螺紋的工作高度 則螺紋的工作壓強的計算如下： 所以按照這個參數(shù)設計的螺桿螺母傳動滿足強度要求。 驗算自鎖： 螺紋升角計算： （3.2） 式（3.2）中，為導程，。為螺紋頭數(shù)，此處。 代入數(shù)據(jù)計算如下： 當量摩擦角計算： （3.3） 式（3.3）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： 滿足自鎖要求的條件為：。根據(jù)計算結果，該滑動螺旋副參數(shù)設計滿足自鎖要求。 螺桿強度校核： 螺桿當量應力計算： （3.4） 式（3.4）中，為傳遞轉矩，由圖2.1可知，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： （3.5） 式中，——螺旋副分度圓直徑； ——螺紋升角； ——螺旋副軸向力，此處取值為； ——螺紋當量摩擦角，，為當量摩擦系數(shù)，此處取=0.15，則有 將以上參數(shù)值代入式（3.5），得 文中機器人的設計過程中。代入數(shù)據(jù)到式（3.4）得： 45鋼的許用應力 則有，所以螺桿強度滿足要求。 螺紋牙強度校核： 螺紋牙底寬度 則有螺桿抗剪強度： 螺桿抗彎強度： 螺母與螺桿材料相同，則螺母牙與螺桿牙強度相同，亦滿足強度要求。 此處螺桿只承受較小的壓力，并且實際工作的長徑比亦很小，所以無需對螺桿穩(wěn)定性進行校核。 至此，滑動旋轉副設計結束。 3.2 俯仰系統(tǒng)的傳動分析與計算 轉臺俯仰運動用驅動電機為瑞士MAXON公司的直流無刷電機EC3-powermax30。 電機選主要參數(shù)如表3.1所示。 表3.1 俯仰臺控制電機參數(shù)表 指標 數(shù)值 功率 200W 正常電壓 36V 空載轉速 17000rpm 最高轉矩 3750mNm 額定轉矩 112mNm 質量 270g 最大效率 92％ 最大允許速度 25000rpm 無負載電流 325mA 減速箱參數(shù)：減速箱選用的MAXON公司自帶的減速箱GP42C，基本參數(shù)如下表3.2所示。 表3.2 俯仰臺控制電機減速箱參數(shù)表 指標 數(shù)值 減速比 156︰1 最大效率 72％ 質量 460g 電機特性曲線如圖3.1所示。 圖3.1 搭載系統(tǒng)第二自由度驅動電機特性曲線圖 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。電機的校核主要分兩部分，一部分是電機輸出轉矩的校核，另一部分是電機輸出速度的校核。 首先校核電機轉矩： 如圖3.2中的傳動系統(tǒng)，可知電機輸出的轉矩主要是用于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（3.5）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。 所選電機的輸出轉矩為： 由計算結果可知，電機輸出轉矩滿足計算要求。 校核電機輸出速度： 要校核電機輸出速度，首先需要確定搭載系統(tǒng)的旋轉速度指標要求。 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的旋轉，且俯仰臺旋轉速度最大為2.5R/min。 由圖3.2可知，當俯仰臺處于水平狀態(tài)時，螺旋副絲杠與螺母初始角度設計為90°，這種設計保證了在支撐俯仰臺的空心軸旋轉到任意位置時，俯仰臺與水平面間所成角度都不會變化，同時也便于角度的控制計算。下圖3.2以及圖3.3所示分別為俯仰臺處于初始狀態(tài)時以及繞旋轉中心旋轉了角度后的狀態(tài)圖。 圖中，為電機經(jīng)減速箱后的輸出速度，亦為絲杠的旋轉速度；為俯仰臺繞旋轉中心的旋轉速度；為絲杠螺距； 表示支撐俯仰臺的支架與滑塊連接點A處的瞬間速度；為俯仰臺旋轉了角度時，絲杠與水平面之間的夾角。 圖3.2 俯仰臺初始位置狀態(tài)圖 圖3.3 俯仰臺運動到某位置處狀態(tài)圖 由圖示可得，當俯仰臺處于初始位置時A點速度為： （3.6） 則俯仰臺的旋轉速度為： （3.7） 綜合式（3.6）、（3.7）可得： （3.8） 當俯仰臺繞旋轉中心旋轉了角度后，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旋轉，以及相對點B作直線運動。A點的絕對運動為繞點M的旋轉運動。計算得： （3.9） 式中可根據(jù)三角函數(shù)關系求得,計算結果如下： （3.10） 則有速度如下： （3.11） 又根據(jù)擺動導桿的急回特性，可知在的可取值范圍內，值愈大，俯仰臺的旋轉速度愈大。圖中，OA即的設計長度為70mm，長度為35mm，則有將帶入式（3.10），解得角度為： 速度可以獲得最大值，為 （3.12） 在俯仰臺同一次旋轉工作中，規(guī)定電機以相同的轉速工作，即式（3.12）中取值為常數(shù)，可得 （3.13） 又由（3.7）式可得， （3.14） 絲杠螺距，同時將式（3.14）帶入上式（3.13），并帶入各變量值，可解得： 已知，則要求電機輸出速度為： 最大允許轉速為25000R/min，可得電機轉速滿足要求。 綜上，所選擇電機各指標均滿足使用要求。 通過對機器人功能要求進行分解，將機器人分為移動車體平臺及上層搭載平臺兩部分，分別對兩部分進行設計。在移動車體設計過程中，主要從提高機器人環(huán)境適應能力出發(fā)，對機器人進行了傳動系統(tǒng)、輪系結構以及底盤的設計。在搭載平臺設計過程中，在確定了平臺自由度前提下，對各自由度進行了詳細設計。通過橋式支架，將搭載平臺與車體進行連接，保證了車體內部空間，并方便了機器人安裝與維護。 4 轉臺回轉系統(tǒng)的設計 4.1 轉臺回轉機構的設計 要使轉臺完成回轉運動，就要考慮選用合適的減速器，完成動力傳遞并滿足設計要求的轉速。常用減速器的類型及特點見表4.1。 表 4.1 常用減速器的類型及特點 表 4.1 常用減速器的類型及特點（續(xù)） 蝸輪蝸桿有如下特點： （1）傳動平穩(wěn)、振動、沖擊和噪聲均很??； （2）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； （3）摩擦損耗較大，傳動效率較低。 蝸輪蝸桿傳動分為三大類比：圓柱蝸桿、環(huán)面蝸桿、錐面蝸桿。 圓柱蝸桿又分為普通圓柱蝸桿和圓弧圓柱蝸桿兩種。 按蝸桿齒廓曲線的形狀，普通圓柱蝸桿可以分為： （1） 阿基米德圓柱蝸桿，簡稱ZA蝸桿； （2） 法向直廓圓柱蝸桿，即稱為延展?jié)u開線蝸桿，簡稱ZN蝸桿； （3） 漸開線圓柱蝸桿，簡稱ZI蝸桿； （4） 錐面包絡圓柱蝸桿，簡稱ZK蝸桿； 對于如此大的傳動比，如果用一般的齒輪進行減速設計，則需要很多級才可以實現(xiàn)，這樣的話，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，本文選用的是ZA蝸桿。 4.2 傳動比的設置 多級減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力和使用壽命，還會影響基本體積、重量和潤滑。一般的分配原則： （1）使各級傳動承載能力大致相等； （2）使減速器的尺寸與質量較小； （3）使各級齒輪圓周速度較小。 低速級大齒輪直接影響加速器的尺寸和重量，減小低速級傳動比，即減小了低速級大齒輪及包容它的機體的尺寸和重量。增大高速級傳動比，即增大高速級大齒輪的尺寸，減小了與低速級大齒輪的尺寸差，有利于各級齒輪同時潤滑，同時降低了高速級后面各級齒輪的尺寸差，有利于降低噪聲和振動，提高傳動的平穩(wěn)性。但是又不能使一、二級傳動比差距過大，這里我選擇作為一級傳動比，作為二級傳動比。 4.3 回轉系統(tǒng)的動力分析與計算 由于已知系統(tǒng)的總體尺寸為：長寬高=250mm250mm80mm，轉臺轉動范圍為360度，旋轉速度為10～15rpm，而且系統(tǒng)自重要不大于8kg，載重量為20kg。 4.3.1 轉動慣量的計算 選取直徑為200 mm 的圓進行計算尺寸，算出轉動慣量： （4.1） 這里的m 可以用平均質量的概念來計算，即： ,M取負載20 。 （4.2） 于是 ==637 則： ==3.195 給定條件：設轉臺在2秒內達到最大轉速 15 r/pm, 則它的加速度是 則它的轉動慣性力矩為： 根據(jù)給定的傳動效率 =0.8，所以 4.3.2 滾動摩擦力矩計算 在本設計中，雖然轉臺基本上是水平或者是在傾斜很小的角度內轉動的，其轉動也都是有滾珠或者軸承來支撐來完成的，但是，因為 20的負載對于8的自重來說，摩擦力也是不可不重視的，下面我將對移動機器人的轉臺進行摩擦力矩的計算： 取摩擦系數(shù) 則 （4.3） 假設密度為均勻的，用表示，則 面平均質量為 ： ，則 （4.4） 總的阻力矩為： M=3.315+0.0533=3.188Nm 4.3.3 驅動電機的選擇 （1）根據(jù)綜合分析和以上的計算，驅動軸總阻力力矩為：M=3.188Nm 按工作要求和條件選取Y系列一般用途全封閉鼠籠型三相異步電動機。 （2）選擇電動機容量 工作機所需的功率： （4.5） 電動機輸出功率： （4.6） 所以: （4.7） 由電動機至工作機之間的總效率： （4.8） 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。 查表可知=0.96(滾筒) =0.995(彈性聯(lián)軸器) 由于蝸桿傳動效率與蝸桿頭數(shù)Z2及材料有關暫時取Z1=4雙頭蝸桿,估計=0.81 =0.93(V帶輪傳動) =0.99(一對滾動軸承) =0.99(齒輪聯(lián)軸器) 所以： 所需電動機的功率: =2500.8/0.684=0.292kw 根據(jù)電機特性曲線，并保有一定的余量，初步選擇電機型號為MAXON電機，具體參數(shù)見表4.2。 4.3.4 傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 由于是maxon電動機，可以通過自帶的減速器控制其轉速，在此，我設為1440 r/min 。 (1)計算總傳動比： = （4.9） (2)各級傳動比的分配 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 取皮帶輪傳動比i1=4，則蝸桿傳動比為i2=24。 這里我選擇的帶輪是SPA型，單根窄V帶輪。 表4.2 MAXON電機EC45性能參數(shù) 項目 指標 說明 標稱功率 250W 最大輸出功率 額定電壓 36V 空載轉速 11000rpm 堵載轉矩 5260mNm 堵轉條件下的轉矩值，即起動轉矩 最大允許轉速 12000rpm 最大連續(xù)電流(5000rpm) 10.6A 最大連續(xù)轉矩(5000rpm) 303mNm 電機可以連續(xù)工作的轉矩 最大效率 85% 轉矩常數(shù) 31.2mNm/A 轉矩與有效電流值之比 重量 1150g 4.3.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1） 蝸輪蝸桿的轉速 皮帶輪轉速和電動機的額定轉速相同n1=1440r/min 蝸桿轉速： （2） 蝸輪蝸桿的功率 V帶輪的功率：p1=0.2920.9950.99=0.288kw 蝸桿軸的功率：p2=0.2880.810.99=0.231kw 蝸輪的功率：p=0.2300.930.990.99=0.210kw （3） 蝸輪蝸桿的轉矩 軸的一般受力分析見圖4.1。 圖 4.1 受力分析示意圖 輸入的轉矩： 蝸桿的轉矩： 蝸輪軸的轉矩： V帶輪的轉矩： 將上述計算得到的動力參數(shù)列表于4.3： 表 4.3 蝸輪蝸桿的動力參數(shù) 參數(shù) 電動機 V帶輪 蝸桿 蝸輪 轉速r/min 1440 1440 360 15 功率P/kw 0.292 0.288 0.231 0.210 轉矩N.m 7.64 27.44 144.84 7.526 傳動比i 單根V窄帶：i1=4 蝸輪蝸桿傳動：i2=24 效率 0.995 0.911 0.794 4.3.6 對于蝸輪蝸桿機構傳動的參數(shù)選擇 根據(jù)機械手冊查得： 傳動效率 （4.10） 其中，r 為分度圓柱導程角，為嚙合摩擦角， （為摩擦因子），分度圓滑動速度 單位為 （4.11） 一般的計算公式見表4.4。 綜合計算，得具體的蝸輪蝸桿參數(shù)如下表2.7。 考慮到傳動功率不大，轉速較低，選用ZA蝸桿傳動，精度達到8c級，采用標準GB10089-1998。一般選為右旋蝸桿。蝸桿選35CrMo，表面淬火，硬度為45~50HRC；表面粗糙度。蝸輪邊緣選擇ZCuSn10P1金屬模鑄造。 蝸輪蝸桿正確嚙合的條件： 主平面內的模數(shù)和壓力角彼此相等，即蝸輪端面的模數(shù)應等于蝸桿軸面得模數(shù)，且為標準值；蝸輪端面的壓力角應等于蝸桿軸面的壓力角，且為標準值。即： 此外，還應該保證，即蝸桿與蝸輪的螺旋線方向一致。具體設計將會后面論述。 分度圓直徑 標準中心距 徑向間隙 蝸輪螺旋角 蝸桿導程角 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 齒根高 齒頂高 蝸輪 蝸桿 計算公式 符號 名稱 表4.4 蝸桿傳動的幾何尺寸計算 表4.5 齒的基本參數(shù) 名稱 符號 公式及依據(jù) 蝸桿軸向齒距 ==3.925 蝸桿螺旋線導程 ==3.925*4=15.7 蝸桿法向齒形角 20 蝸桿軸向齒形角 蝸桿直徑系數(shù) 17.6 蝸桿分度圓直徑 =22 蝸桿分度圓導程角 14.04 模數(shù) =1.25 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 24.5 齒根圓直徑 19 4.3.7 蝸輪蝸桿的設計計算 (1) 常數(shù)計算 由傳動比=24，參考《機械設計手冊》齒輪傳動部分，取=4，則=96，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。 齒輪應力循環(huán)次數(shù)： =60 n2 j =603601365245=次 接觸強度壽命系數(shù) = =0.566 彎曲強度壽命系數(shù) ==0.603 則 =220 0.93 0.566=115.8 =700.603=42.21 圖4.2 蝸輪蝸桿受力分析簡圖 (2) 按接觸強度設計 （4.12） 從K=1～1.4 取載荷系數(shù)K=1.2 = 而=34.375，符合要求。 由于蝸輪蝸桿的嚙合條件是：， 所以=1.2548=60。故a=41mm。 (3) 校核渦輪的齒面接觸強度 齒面接觸強度計算公式為 （4.13） 材料彈性系數(shù)： （4.14） 使用系數(shù)KA，取KA=0.9（運轉平穩(wěn)），動載系數(shù)KV，當V2 < 3m/s時，KV=1～1.1，當V23m/s時，KV=1.1～1.2，故取KV=1.1，載荷分布系數(shù) K 載荷平穩(wěn)時K=1，載荷變化時K=1.1~1.3，故取K=1.1。為接觸系數(shù)，取2.5。 將上述數(shù)據(jù)代入公式（4.13）中，計算得 =19.3，遠遠小于115.8，符合要求，所選合格。 (4) 校核渦輪齒根彎曲強度 齒根彎曲強度驗算公式 （4.15） 式子中，按當量齒數(shù) =/cos3=48 0.913=52.574及查表得， =4.26，=1-/120°=0.883° 將上述諸值代入公式 =12.44， 遠遠小于42.21，所以是合格的。 (5) 熱平衡校核 （閉式蝸桿傳動）周圍空氣的溫度t=20°C ，取散熱系數(shù)K=17W/（m2·C）， 估計散熱面積 A==0.07 （4.16） =49.37°C 85°C （4.17） 故散熱是好的。 (6) 蝸輪蝸桿的結構設計 蝸桿和軸做成一體，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，并加臺肩和螺釘固定。 4.3.8 軸的設計計算及校核 輸出軸的設計 (1)軸的材料的選擇，確定許用應力 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩,45號鋼，調質處理 220-240HBS。 (2)按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 圖4.3 軸的配合簡圖 =8.18mm,可以取=20mm。 (3)軸承和鍵 取工作情況系數(shù)=1.5 由轉速和轉矩得 軸伸安裝聯(lián)軸器,考慮補償軸的可能位移,選用不含彈性元件的聯(lián)軸器。 查表JB/ZB4222-86選無彈性擾性聯(lián)軸器，軸伸直徑為47mm 。 查《機械設計課程設計手冊》選用CICL型鼓形齒式連軸器，Y型軸孔,A型鍵槽,標準孔徑d=20mm。 并采用凸緣式軸承蓋，實現(xiàn)軸承系兩端單向固定，軸伸處用A型普通平鍵聯(lián)接，實現(xiàn)聯(lián)軸器周向固定,用A型普通平鍵連接蝸輪與軸。 (4)軸的結構設計徑向尺寸的確定 從軸段=20mm開始逐漸選取軸段直徑，起固定作用，定位軸肩高度h可在（0.07～0.1）d范圍內，故=+2h ≥ 20 （1+2×0.07）=20.14mm，取為22mm；與蝸輪的內徑相配合，取=24mm，按標準直徑系列，取=22mm；與軸承配合，由h=（0.07～0.1）d=（0.07～0.1）20=1.4～2mm，取h=4mm，=20mm；與V帶輪配合，取=16mm。 由此對應的軸向尺寸為 =15mm，=25 mm，=31 mm，=25 mm，=15 mm。 (5)軸的強度校核計算蝸輪受力 蝸輪的分度圓直徑 =60mm； 蝸輪轉矩 = 7.526Nm 蝸輪的切向力 =27.526/60=250.87N 蝸輪的徑向力 =250.87tan20°/cos14.04° =94.12N 蝸輪軸向力 =94.12tan14.04°=23.54N 水平平面： =N 94.12-50=44.24N 垂直平面： 250.87125.44N （6）計算支承反力彎矩 水平平面彎矩： =12550=6250 5543.8 垂直平面彎矩： 125.44=15680 合成彎矩： =8354.4 =16631.2 單向運轉，轉矩為脈動循環(huán)轉矩等效為彎矩的等效系數(shù)為a=0.6 =0.67.5261000=4515.6 截面等效彎矩： 9496.7 17241.2 12 6.8 由上可見我選擇的尺寸完全符合要求，所以是可取的方案。 （7）軸承的壽命校核 軸承型號為7216C，查表得：=8950N，=7820N，由于 /=0.12，所以取=0.47。 由《機械設計課程設計手冊》表8-22得：時，X=1，Y=0；時，X=0.44，Y=1.19,所以： R1=135N R2=133N 81N 79.8N = +=103.34N，=—=56.26N /=0.765>e=0.47，/=0.4235年。 故所選軸承適合工作壽命5年。 蝸桿軸的設計 (1)蝸桿軸的材料的選擇，確定許用應力 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。 蝸桿選35CrMo，表面淬火，硬度為45—50HRC；表面粗糙度。 (2)按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑,選用聯(lián)軸器。 由上面的已經(jīng)算出，只要大于10mm，就能滿足要求，軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用彈性拄銷聯(lián)軸器，取工作情況系數(shù)=1.5 由轉速和轉矩查表GB/T5014-1985 選用HL3彈性柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑=40mm，即軸伸直徑為40。 (3)軸承 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。選定滾動軸承為型號為7212C。 (4)軸的結構設計徑向尺寸的確定 從軸段=40mm開始逐漸選取軸段直徑，起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07-0.1）d范圍內，故=+2h≥40（1+20.07）=45.6mm，該直徑處安裝密封氈圈，標準直徑。應取=50mm；與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝取，選定軸承型號為7212C，=60。起定位作用，由h=（0.070.1）=（0.07-0.1）60=4.2～6mm，取h=5mm，=60+25=70mm。 （5）滾動軸承的壽命校核 選定滾動軸承為型號為7212C，尺寸適合該蝸桿。蝸桿上的滾動軸承由于應力幅比蝸桿的小，所以一般只校核蝸輪上的滾動軸承的壽命即可，也可以取減速器的檢修期為2年，到檢修期時更換。 4.4 本章小結 蝸輪蝸桿傳動的一種空間的齒輪傳動，它能實現(xiàn)交錯角為90度的兩軸間的動力和運動傳遞。在這個移動機器人的設計中，它與皮帶輪合作，將電機的高速轉動一級一級減速，達到所要的結果，在此傳動中，由于摩擦等因素，能量受到損耗，轉為熱能，所以本章不僅對材料的受力校核，而且對材料的受熱特性進行了驗證。 結束語 經(jīng)過了兩個多月的學習和工作，我終于完成了《移動機器人轉臺》的論文。從開始接到論文題目到系統(tǒng)的實現(xiàn)，再到論文文章的完成，每走一步對我來說都是新的嘗試與挑戰(zhàn)，這也是我在大學期間獨立完成的最大的項目。在這段時間里，我學到了很多知識也有很多感受，從對機械的一知半解，對零件選用的一無所知的狀態(tài)，我開始了獨立的學習和試驗，查看相關的資料和書籍，讓自己頭腦中模糊的概念逐漸清晰，使自己非常稚嫩作品一步步完善起來，每一次改進都是我學習的收獲，每一次校核的成功都會讓我興奮好一段時間。從中我也充分體會到了機械設計給我們生活帶來的樂趣，在自己的小小世界里自得其樂。 雖然我的論文作品不是很成熟，還有很多不足之處，但我可以自豪的說，這里面的每一個細節(jié)，都有我的勞動。當看著自己的努力極有希望成為實物的時候，真是莫大的幸福和欣慰。我相信其中的酸甜苦辣最終都會化為甜美的甘泉。??? 這次做論文的經(jīng)歷也會使我終身受益，我感受到做論文是要認認真真用心去做的一件事情，是真正的自己學習的過程和研究的過程，沒有學習就不可能有研究的能力，沒有自己的研究，就不會有所突破，那也就不叫論文了。希望這次的經(jīng)歷能讓我在以后學習中激勵我繼續(xù)進步。  致 謝 本研究及學位論文是在我的導師的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，周老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。半年多來，導師不僅在學業(yè)上給我以精心指導，同時還在思想、生活上給我以無微不至的關懷，在此謹向周老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 我還要感謝在一起愉快的度過本科四年的各位同學，正是由于你們的幫助和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。 即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意!最后我還要感謝培養(yǎng)我長大含辛茹苦的父母，謝謝你們!  參 考 文 獻 [1] 減速機信息網(wǎng). 工業(yè)機器人技術[EB/OL]. http://www.gkcity.com/n-i-28976-c-Potpourri.htm,2006. [2] 熊有倫. 機器人技術技術[M]. 武漢： 華中理工大學大學出版社，1996. [3] Krisztinicz I .positioning problems of industrial robots[M].New York :Microsoft Press,1997.165～286. [4] 林繩宗. 全球機器人應用概況[J].高技術縱覽，2005,6:55. [5] 龔振邦. 機器人機械設計[M]. 北京: 電子工業(yè)出版社, 1995. [6] 中國自動化網(wǎng).工業(yè)機器人的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[EB/OL]. http://doc.plcjs.com/doc_Lesson/2006-3/16/0631622550860232.htm,2006. [7] 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,1987，l13(3):222～238. [8] 陳佩云,金茂菁,曲忠萍. 我國工業(yè)機器人發(fā)展現(xiàn)狀[J]. 機器人技術與應用，2001(1):2～5. [9] 吳瑞祥. 機器人技術及應用[M]. 北京：北京航空航天大學出版社，1994. [10] 李允文.工業(yè)機械手設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，1994. [11] 張建民.工業(yè)機器人[M].北京:北京理工大學出版社,1988. [12] 郭洪紅. 工業(yè)機器人技術[M]. 西安：西安電子科技大學出版社，2006. [13] 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. 1995 [14] 李軍英，劉艷香，焦冬梅三菱PLC在氣動機械手中的應用[J].工業(yè)自動化，2007，3：55. [15] 機器與智能網(wǎng). 工業(yè)機器人應用領域分析網(wǎng)絡[EB/OL]. http://www.robotain.com/yingjian/rbyy/20070304/201446.shtml, 2007.