1、TH1型管道機器人設計說明書柴思敏朱翼凌巴振宇柳寧F0302004F0302004F0302012F03020035031519041503020939350302093355030209376指導老師:高雪官上海交通大學機械動力學院目錄1 .TH-1管道機器人工作要求和技術指標42 .元器件和配件選擇說明.5-63 .機架部分設計和計算7-344 .履帶部分設計和計算35-725 .參考文獻.736 .組員分工745kg10kg351mm155mm155mm200mm300mm2mm5mm15012V2500m300N400N履帶密封，機架半開放TH-1管道機器人技術指標行走速度：10mmi

2、n自重：凈載重：機身尺寸：自適應管道半徑范圍:越障能力：爬坡能力：工作電壓：一次性行走距離：牽引力：密封性能：TH-1管宿機器人T作指標工作環境：中性液體環境，液面高度不得高于30mm工作溫度：00：500元器件選用本設計采用圓周三點限位支架，三個履帶行走構件相互獨立，因而需要提供三個相同的電動機分別驅動各個履帶。另外，管徑自適應結構由絲杠螺母傳動，也需要一個電動機作為驅動，于是整個機器人需要4個電動機。考慮到整個機構適用于200300mmf徑的管道內部探傷，因而整體尺寸受到嚴格限制，進而限定了電動機的尺寸。以最小管徑200mm作為尺寸控制的參數，履帶行走機構的高度50mm所用電動機直徑大約2

3、0mm同時作為履帶機構的動力來源，此電動機亦應當達到足夠的功率輸出，否則將必然無法與設計要求匹配。出于零件之間相互通用的設計理念，我們希望4個電機都是統一規格、同種型號。但是控制管徑自適應部分涉及到絲杠螺母傳動的動力分配，設計中壓力傳感器發出控制信號，以單片機實現電機的正反轉控制，這就要求電動機的扭矩輸出平穩。最后由于設計要求中規定了每分鐘的行程，所以電動機應該轉速適中，既與整個電機的功率和扭矩相匹配，又能滿足行進速度的要求。綜合以上幾點，經過多方查閱資料。我們決定采用一下型號的電動機：型號：SG-27ZYJ額定功率：10W12VDC額定轉速度：400rpm額定轉矩：300Nmm（上圖為電動機

4、實物參考圖）配件選用電池：12V,9000mAh攝象頭：CCLW頭，具體尺寸可選。1200范圍內可以探視。雙頭白光二級管探照光源。機架部分的設計計算機架部分的功能和結構機架部分的主要功能為支撐在管道內行走的管道機器人，使履帶行走系能緊密的貼在管道壁面，產生足夠的附著力，帶動管道機器人往前行走。為了適應不同直徑管道的檢測，管道檢測機器人通常需要具備管徑適應調整的機架機構，即主要有兩個作用：在不同直徑的管道中能張開或收縮，改變機器人的外徑尺寸，使機器人能在各種直徑的管道中行走作業；可以提供附加正壓力增加機器人的履帶與管道內壁間的壓力，改善機器人的牽引性能，提高管內移動檢測距離。為了滿足管徑自適應的

5、功能，本次設計采用了基于平行四邊形機構的管徑適應調整機構，在由1200空間對稱分布的3組平行四邊形機構組成，采用滾珠絲杠螺母調節方式，每組平行四邊形機構帶有履帶的驅動裝置（示意圖如下）。圖1.1絲杠螺母自適應機構示意圖（引用Ref.1）機構調節電動機為步進電動機，滾珠絲杠直接安裝在調節電動機的輸出軸上，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G口履帶架較接在一起，另一端D錢接在固定支點上，推桿MN與連桿CD較接在M（,另一端錢接在軸套上的IV點，連桿ABBG口CD構成了平行四邊形機構，機器人的驅動輪子安裝在輪軸B、C上，軸套在圓周方向相對固定.其工作原理為：調節電動

6、機驅動滾珠絲杠轉動，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MN1動，進而推動連桿C做支點D專動，連桿CD的轉動又帶動了平行四邊形機構ABC苧動，從而使管道檢測機器人的平行四邊形輪腿機構張開或者收縮，并且使履帶部分始終撐緊在不同管徑的管道內壁上，達到適應不同管徑的的.調節電動機驅動滾珠絲杠轉動時，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動輪和管道內壁之間的壓力和，保證管道檢測機器人以穩定的壓緊力撐緊在管道內壁上，使管道檢測機器人具有充足且穩定的牽引力。如圖1.1所示，當口150,800時，機架適應

7、管道半徑的范圍在200,325mm。參考常見的管道運輸直徑范圍（Ref2）,設計的管道機器人可滿足成品油管的管道直徑的要求。機架部分的力學特性分析對于履帶式驅動方式的管道機器人，牽引力由運動驅動電動機驅動力以及履帶與管壁附著力決定.當運動驅動電動機的驅動力足夠大時，機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有關.摩擦系數由材料和接觸條件決定，不能實現動態調整.履帶對管壁的正壓力與機器人重量有關，但通過管徑適應調整機構，可以在不同管徑下提供附加正壓力，改變附著力，從而在一定范圍內實現牽引力的動態調整。管道機器人正常行走時，其對稱中心和管道中心軸線基本重合，重力

8、雛對稱的中心線上面。因此，管道機器人在行走過程中，最多只有兩個履帶承受壓力，即其頂部的壓力為零(如圖)。N1=N2=G(2.1.1)隨著管道機器人在管內移動的距離的增加，或者在爬坡的時候，機器人可能由于自身重量所提供的附著力不夠時，導致打滑，這就需要管道機器人提供更大的牽引力來支持機器的行走。利用管道機器人自適應管徑的平行四邊形絲杠螺母機構，可提供附加的正壓力以增加管道機器人的附著力。通過遠程控制可調節電動機輸出扭矩T帶動絲杠螺母相對轉動，產生推動力F推動推桿運動，使得各組履帶壓緊貼在管道內壁，產生附加的正壓力P。將各個履帶由于重力而產生的作用反力定義為NN,由附加正壓力所產生的作用反力定義為

9、zP,絲杠螺母桿的推力為F,由虛功原理可得：(qN八P)dyFdx=0(2.1.2)式中dx為管道中心軸線方向，dy為徑向方向。絲杠螺母需要施加的推力F為：1F(2mg'P)(2.1.3)k其中k由自適應機構的相關尺寸所決定：k=L1(Rhhl)(01j一L2)(2.1.4)LL2-(R-h-h1)2.LL2-L1(R-h-hi)式中Li,L2,R,h,hi,L如圖1所示。調節電機需要輸出的扭矩為：(2.1.(5)Ph為滾珠絲杠的導程。當運動驅動電機的驅動(2.1.(6)T=-ph-F2二式中：刈為滾珠絲杠螺母副的傳動效率；以符號Fe表示機器人的提供的牽引力，力足夠大的時候，牽引力Fe

10、為：Fe=(2mg八P)式中口為履帶的附著系數，近似于摩擦系數。由(2.1.3),(2.1.4),(2.1.5)可知，隨著能所適應的管道半徑的減小，機架部分所需要的推力和電機的轉矩是逐漸增大的。因此，選擇機器人能所適應的最小管道半徑R=200mm做力學分析，可以保證大管徑時管道機器人的強度和剛度條件下面是在管徑R=200mm時的，機架的力學分析的計算。估算PP的范圍在0,50N之間。采用的是履帶中驅動的同種電機，額定轉矩T=300Nmm,額定輸出轉速為200rpm。由設計的尺寸可得h=21mm,h1=40mm,L=85mm,L1=42.5mm,L2=42.5mm,ph=3mm.由式（2.1.4

11、）可算出k=0.5164帶入式（2.1.3）,由£PW0,50N,可算出所需要的推力F的范圍為387.3N,484.12N。帶入式（2.1.5）可算出需要輸入的轉矩T231.15,288.94Nmm,在電機的額定輸出轉矩的范圍之內。由式（2.1.6）可求出管道機器人的牽引力Fe的范圍為120N,150N。三.機架重要部件ANSYS有限元強度分析不同于履帶行走系的模塊，機架中的零件大部分為非國家標準零件，無法引用現有強度矯合公式驗算。對于復雜物體的強度計算，有限元模型可以做到很好的效果。同時，與傳統的“試誤法”設計相比，不必等出成品后進行實驗確保產品的可靠性，CAE分析軟件在設計圖完成

12、后，通過CADCAE的接口，可在CAE軟件對產品進行各樣的分析，可在短時間內完成產品的設計。(1)履帶架的有限元分析圖3.1履帶架和連桿機構部分從圖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”零件之一為了節省空間和尺寸的設計方便，最初的設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STEP=1SUB=1TIME=1SEQV(AVG)DMX=.324E-04SMN=.003452SMX=173.971JUN15200605:07:22.00345238.66377.322115.98

13、2154.641圖3.3單邊履帶受力應力圖1NODALSOLUTIONSTEP=1SUB=1TIME=1USUM(AVG)RSYS=0DMX=.006301SMX=.006301JUN15200606:11:070.700E-03.0014.0021.0028.0035.0042.0056.006301NODALSOLUTIONSTEP=1SUB=1TIME=1SEQV(AVG)DMX=.006301SMN=.311E-03SMX=30.122ANJUN15200606:12:26.311E-036.69413.38820.08126.775圖3.5雙邊履帶架受力應力分布圖考慮到開小螺釘孔對于

14、網格上的影響，導致計算的不便，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,最大的集中應力為174NZ2。mm改用雙邊履帶架設計后，給定同樣的邊界條件，圖3.4中得出最大的變形為0.006301mm,與單邊履帶架的結構設計相比，最大變形為原先的1左右.圖3.5中可以得出，最大的集中應力為530.112N/mm2,為原先的1左右。6因此可以得出，雙邊履帶架的設計在剛度和應力集中問題上都相對與單邊履帶架有著明顯的改善。最終的設計方案為雙邊履帶架結構(2)機架前座的有限元分析

15、由第二部分的機架力學分析可以得出，絲杠螺母將電機的轉矩T轉化為軸向力F,推動連桿運動，達到管道半徑自適應的功能。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。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387.3N,484.12N,取F=500N。機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機架三維視圖的表示圖3.7機架前座具體的三維視圖NODALSOLUTIONSTEP=1SUB=1TIME=1USUM(AVG)RSYS=0DMX=.114

16、E-03SMX=.114E-03ANJUN15200620:14:190.127E-04E04.380E-04.506E-04.633E-04I60.4.886E-0401日03.114E-03圖3.9機架前座軸承側受力應力分布圖（兩側受力時）JUN15200620:17:526.149.917E-031.7583.5145.2717.027.8792232.6364.3927.906SUB=1TIME=1SEQV(AVG)DMX=.114E-03SMN=.917E-03SMX=7.906圖3.11機架前座連接側受力應力分布圖（兩側受力時）由第二部分可以知道，機架前座連接側受力分兩種情況：一是

17、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架前座兩面受力的情況。圖中可以看出，兩面受力時，機架朝著沒有受力處變形。由于軸向推力很大，所以變形和應力集中處在軸承和機架的接觸處。圖3.12和圖3.13為機架前座三側受力的情況。可以看出和兩側受力相比，變形和應力分布相對比較均勻，機架變形并沒有特別突出的地方。STEP=1SUB=1TIME=1USUM(AVG)RSYS=0DMX=.113E-03SMX=.113E-03JUN15200620:53:400.126E-04.252E-04.37

18、8E-04.504E-04.631E-04.757E-04.883E-04.WE-。3.113E-03圖3.12機架前座連接側受力變形分布圖（三側受力時）1NODALSOLUTIONSTEP=1SUB=1TIME=1SEQV(AVG)DMX=.113E-03SMN=.266E-03SMX=7.734JUN15200620:55:02.266E-03.85953517192.5784.2975.1566.8747.734圖3.13機架前座連接側受力應力分布圖（三側受力時）機架部分傳動系統的設計計算總傳動比：i=2I級傳動比：i=1.5II級傳動比：i=1.3履帶裝置傳動系齒輪的設計計算I級傳動/

19、I級）柱齒6專動的'計和才n僉計算計算過程結果及說明4.1已知條件4.2選用材料4.3接觸疲勞強度設計計算I級圓n1=4（輕度振Z采用7小齒輪大齒輪齒面粗木根據【強度校2d3d11.齒學2.曲3.載彳K1）工Z2）動者取/V13）齒14）載彳大1柱齒輪傳動的傳動扭矩T1=300Nmm,高速軸轉速00rpm,傳動比i一1.5,使用壽前為30000小時，工作時后劭。級精度軟齒閉式圓柱直齒輪：40Cr鋼，鍛件，調質，H1=270HB;45鋼，鍛件，調質，H2=250HB;適度1.6;4】表15-11推薦，按接觸疲勞強度設計計算，按彎曲疲勞僉計算2KTiu+1/ZeZhZ?氏2旬u（0）；攵比

20、u=i=1.5.茬系數句：直齒取句=0.8;（【4】表1516）哥系數K=KaKvK0KP；兄系數Ka=1.00；（【4】表159）玳荷系數KvJ、齒輪齒數4=14;初估小齒輪圓周速度=0.3m/s。Kv=1；（【4】圖154）微荷分布系數Kp=1.11。（4】圖157bII曲線）哥分布系數Ka一齒輪兇數z2=iz1=1.5x14=21計算參考4P458-512Ka=1.00;Kv=1;Kp=1.11。24Z1=14;z2=21%=1.49K1.12;K=1.2432;T=300NmmZE=189.8；z=0.915Zh=2.5Zp=1取z2=21;螺旋角0=0（直齒）端面重合度氣11%=|1

21、.883.2（十）cosP=1.49；z1Z21縱向重合度名p=0;（直齒）總重合度Zy=ZZ=1.49Ka=1.12;（【4】圖15-9）;5）K=1.2432;4 .小齒輪轉矩T1=300（Nmm）5 .材料彈性系數ZeZe=189.8；（【4】表1517）6 .重合度系數z"，"。915；7 .節點區域系數ZhZh=2.5。（4】圖1522）8 .螺旋角系數Zp=1；（直齒）9 .許用接觸疲勞應力凡=仃HlimZnSHmin1 ）小齒輪接觸疲勞極限應力20Hlim1=720N/mm;（【4】圖1516b）2）大齒輪接觸疲勞極限應力20Hlim2=575N/mm;（【4

22、】圖1516b）3）最小許用接觸安全系數設失效I率_1/100feH.=IsfL=1.00。HminFmin4)小齒輪接觸應力當量循環次數Nei=60%nith(Ti/Tmaxi)q；q=6.6;(【4】表1515)工=1;n1=400r/min;th=30000h;TmaxlT1；Nel=2.4X108;5）大齒輪接觸應力當量循環次數Ne1=2.4X108;Ne2=1.51108Ne2=Na/i2.41081.59=1.511086）大、小齒輪接觸壽命系數Zni=Zn2=1；（【4】圖1517）小齒輪許用接觸疲勞應力：LH=ZnT=儂"皿5)；1£HLin1.00大齒輪許

23、用接觸疲勞應力:bH2=Z；Hl'2=575(N/mm2);2LLin1.00從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：bH=bH1=575(N/mm2)；10.中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2,齒寬b1,b2和模數m2KT1(uT1)ZeZhZ£ZP2dmin1蠅I-；321.24323001.512.50.9189.51.00.81.5575=9.49mm取14mm;I-H12=720N/mmNQ122=575N/mmLI2=575N/mm中心距圓整為,d11i=114(11.5)=17.5(mm)=18mm;2a=1.03mm;取m=1mm;Z1Z24=W-=14

24、,取4=14,初選正確；Z2=21;1i曰./_d1=mz1=14mm；d2=mz2=21mm；齒寬b=*dd1=0.8Ml4=11.2(mm)；取小齒輪寬度b,=11mm,大齒輪寬度為b2=10mm。m=1d1=14mm；d2=21mm；a=18mm;b1=11mmb2=10mm。4.4.有關參數的修正1.Kv小齒輪實際圓周速度二dm_二14400601000601000=0.2932(m/s);與初估Vi=0.30m/s相符，Kv值無需修正。2. K及其他參數均未變，均無需修正3. 直齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸及參數保持不變4.5彎曲強度校驗計算-F2KT1bd1mnYFaYsaYY”二F1

25、.K=1.24322.3.b=11.2mm;d1=14mm;d2=21mm；4. mn=m=1mm;5. 4圖15-24小齒輪齒形系數YFa1=2.95,大齒輪齒形系數YFa2=2.556. 4圖15-25小齒輪應力校正系數YSa1=1.52,大齒輪應力校正系數Ysa2=1.61。8 .重合度系數匕"25十詈"25十管"719；9 .螺旋角參數Yp=1.0。10 .許用彎曲疲勞應力FlimYNYX0f:SFmin1）（【4】圖15-18b）小齒輪彎曲疲勞極限應力TFlim1=280N/mm2,大齒輪彎曲疲勞極限應力rFlim2=210N/mmT1=300Nmm;T

26、2=450Nmm;。2）最小許用彎曲安全系數（【4】表1514）保失效概率1/100,選擇最小安全系數SF=Isf=1；Fmin1Fmin2'3）尺寸系數（4】圖1519）YX1=YX2=1；4）彎曲壽命系數Ne1=2.4父108;Ne2=1.51父108;Yn1=Yn2=1；(【4】圖1520)FlimYNYxISF1.Fmin280112=280(N/mm2)；Flim2YNYX21011=210(N/mm2)；2KT1二F1：1YFa1YSa1YY-bdmn21.2432300111412.951.520.7191=15.61(N/mm2)履2置傳磁系齒輪的設計計算21.2432

27、4501021115.73N/mm2)計算過程,2.5g級傳動719結果及說明»F1<»F；0F2<C'F2；校驗合格根據上述計算，將齒輪數據列表如下:項目單位小齒輪大齒輪中心距amm18模數mmm1傳動比i1.5端面壓力角ott(320齒數z1421齒寬bmm1110分度圓直徑dmm1421齒高hmm22齒頂圓直徑damm1623齒根圓直徑dfmm1219節圓直徑mm14214.6大齒輪的結構設計具體可參照零件圖口校驗4.1已知條件4.2選用材料4.3接觸疲勞強度設計計算n級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩T1=450Nmm,高速軸轉速n1267rpm，傳動比i

28、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，調質，H1=270HB；大齒輪45鋼，鍛件，調質，H2=250HB;齒面粗糙度1.6;根據4表15-11推薦，按接觸疲勞強度設計計算，按彎曲疲勞強度校驗計算觸,ZeZ）2；丫%UPh4 .齒數比u=i=1.3.5 .齒寬系數外：直齒取%=0.8;（【4】表1516）6 .載荷系數KK=KaKvK0Kp；6）工況系數KA=1.00；（【4】表159）7）動載荷系數KV取小齒輪齒數Zi=15;初估小齒輪圓周速度v1=0.2m/s。Kv=1;（【4】圖154）8）齒向載荷分布系數Kp=1.11

29、。（4】圖157bII曲線）9）載荷分布系數Ka大齒輪兇數4=iz1=1.3X15=19.5取Z2=20;螺旋角0=0（直齒）計算參考4P458-512Ka=1.00;Kv=1；Kp=1.11。Zi=15;Z2=20%=131K1.12;K=1.2432;T=450NmmZe=189.8;z=0.91Zh=2.5zp=1端面重合度氣11-名1.88-3.2（+）cosP=1.51;乙Z21縱向重合度名p=0;（直齒）總重合度注了=8口+wp=1.51Ka=1.12;（【4】圖15-9）;10）K=1.2432;4 .小齒輪轉矩T1=450（Nmm）5 .材料彈性系數ZeZe=189.8;（【4

30、】表1517）6 .重合度系數Z3=j4=0.91；7 .節點區域系數ZhZh=2.5。（4】圖1522）8 .螺旋角系數Zp=1；（直齒）9 .許用接觸疲勞應力陣=SHmin1 ）小齒輪接觸疲勞極限應力20Hlim1=720N/mm;（【4】圖1516b）2）大齒輪接觸疲勞極限應力2-一aHlim2=575N/mm；（【4】圖1516b）3）最小許用接觸安全系數設失效I率1/100&.=屈.=1.000HminFmin4）小齒輪接觸應力當量循環次數Nei=60*nith(Ti/Tmaxi)q；q=6.6;(【4】表1515):=1；n1=267r/min;th=30000h;Tmax

31、l=Ti；Ne1=2.4X108；5）大齒輪接觸應力當量循環次數2.4108Ne2=Ne1/i=1.51101.596）大、小齒輪接觸壽命系數Zn1=Zn2=1；（【4】圖1517）小齒輪許用接觸疲勞應力：kH=Z”Hlim1-=C0=720(N/mm2)；H1ISh1.1.00Hmin大齒輪許用接觸疲勞應力:"H2=Zn-Hlim2min5752=575(N/mm)；1.00從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力:hH】=bH=575(N/mm2)；10.中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2,齒寬b1，b2和模數dmin1-32KTi(u+1)ZeZhZJb蠅ILh/Ne1=2

32、.4X108;Ne2=1.51108二12=720N/mmNQI2=575N/mmJ2=575N/mm2q21.24324501.312.50.9189.51.03一0.81.3,575=11.1mm取15mm;di1中心距a-11i)=X15(11.3)=17.2(mm)22圓整為a=18mm；4.4.有關參數的修正1.Kv小齒輪實際圓周速度m=1d1=15mm；d2=20mm；a=18mm;b=12mmb2=11.5mm。模數m=2a=1.03mm;取m=1mm;ZlZ2Ziz2z1=15,取z1=15,初選正確；z2=20；1id1=mz1=15mm；d2=mz2=20mm；齒寬b=ed

33、d1=0.8x15=12(mm)；取小齒輪寬度b1=12mm,大齒輪寬度為b2=11.5mm。=0.21(m/s);二d1nl二15267V1601000601000與初估V=0.20m/s相符，Kv值無需修正。2 .K及其他參數均未變，均無需修正3 .直齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸及參數保持不變4.5彎曲強度校驗計算二F1YFaYsaYY”二Fbd1mn7. K=1.24328. T1=450Nmm；T2=585Nmm；d1=15mm；d2=20mm；9. mn=m=1mm;10. 4圖1524小齒輪齒形系數YFa1=2.95,大齒輪齒形系數YFa2=2.5511. 4圖1525小齒輪應力校正系

34、數YSa1=1.52,大齒輪應力校正系數YSa2=1.61。8 .重合度系數0.750.75Y。=0.25+=0.25+=0.75；'二1.519 .螺旋角參數Yp=1.0。10 .許用彎曲疲勞應力a-FFlimYNYXSFmin1)(【4】圖15-18b)2小齒輪彎曲疲方極限應力aFlim1=280N/mm,大齒輪彎曲疲勞極限應力JFlim2=210N/mm2。2）最小許用彎曲安全系數（【4】表1514）保失效概率1/100,選擇最小安全系數SF】=sf】.o=1;Fmin1Fmin2'3）尺寸系數（4】圖1519）YX1=YX2=1；4）彎曲壽命系數Ne1=2.4父108;

35、Ne2=1.51父108;Yn1=Yn2=1；(【4】圖1520)YmYv280119Flim1'NX2、=F1J=i=280(N/mm);S1Fmin1-F2="Flim2YNYX21011ISF1.Fmin_2=210(N/mm)；2KT1bd1mn丫尸必1丫丫：21.2432450121512.951.520.751_2=20.9(N/mm)叫=誓亂2%丫絳bd2m£H2x1.2432黑585=x2.55x1.61x1.0x0.7511.5x20x1=19.5(N/mm2)0>1<°>；校驗合格0F2(仃F2；根據上述計算，將齒輪數

36、據列表如下：項目單位小齒輪大齒輪中心距amm18模數mmm1傳動比i1.3端面壓力角ott(320齒數z1520齒寬bmm1211.5分度圓直徑dmm1520齒高hmm22齒頂圓直徑damm1722齒根圓直徑dfmm1318節圓直徑mm15204.6人齒輪的結構設計日心士5bH）幾U口一b7=rT介乏，/生用具體結構反“尺寸可經英令件圖履帶行走系設計一.行走系的選擇管道機器人的行走系現大部分采用輪式結構和履帶式模塊結構的行走系。管道機器人實現在管內行走必須滿足機器人移動載體對管壁的附著力，既牽引力Fe,大于移動載體的阻力Ff：FeFf當電機的驅動力足夠大的時候，牽引力Fe：Fe=Ne其中心為履

37、帶與管道壁面接觸的正壓力。輪式管道機器人的行走輪可按空間或平面配制.一般取4s6輪，其驅動方式有獨輪或多輪驅動。它的附著力Fe只與驅動輪和管壁間的接觸正壓力有關。對于履帶式管道機器人基于履帶的結構特點，它在單個電機驅動的情況下，正壓力Ne等于載體與管壁產生的正壓力，因此有大的附著力。同時，在管道內行走的穩定性和越障性能上，履帶式行走系的總體性能要優與輪式行走系。因此，本次機械設計采用履帶式行走系的模塊設計。二.履帶行走系履帶行走系的功能是支撐管道機器人的機體，并將由傳動系輸入的轉變為管道機器人在管道內的移動和牽引力。履帶行走系的裝置包括履帶，驅動輪，張緊機構，傳動機構，原動件，張緊緩沖裝置（本

38、設計中將此機構設置在機架上）組成。（1）履帶傳動行走機構（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。考慮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生一定的損壞，管道機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的履帶。它噪聲小，不損壞路面，接地壓力均勻。履帶傳動機構可用類似同步帶傳動機構代替。同步帶傳動是靠帶上的齒和帶輪的齒相互嚙合來傳動的，因此工作時不會產生滑動，能獲得準確的傳動比。它兼有帶傳動和齒輪傳動的特性和優點，傳動效率可高達0.98。同時，由于不是靠摩擦傳遞動力，帶的預張緊力可以很小，因此作用于軸和軸承上的力也就很

39、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制，模數制，特殊節距制。結合管道機器人履帶部分的尺寸，選取模數制帶形。由2表12-1-55可查得現有的模數制同步帶產品，選取myMbs=2x65x115,節線長Lp=408.41mm。其中模數m=2,齒數Zb=65，帶寬bs=115（此為最大的帶寬，廠方可根據客戶的要求進行切割），履帶中帶寬bs=26mm。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力膠水粘和。VC算茴1!帶和帶輪(履帶)的設計作算卜列參考【2】12-611計算功率V帶傳動比：io=1；驅動輪轉速：n1=84r/min;驅動輪的輸出

40、功率PI=5.4w;用于履帶傳動，兩班制連續工作二查【1】表136得Ka=1.3;2.選普通V帶型號Pc=KAP=7.02w;模數制同步用產品：mMzbxbs=2黑65父115節線長度Lp=408.41mm3.求大小帶輪基準直取d1=d2=40mm徑v-0.175m/s<vmax60M10004.驗算帶速v初步選取中心距0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2);5.求V帶基準長度和中心距取a0=150mm；2.(.d-d.)Lpo2a0+(d+d2)+=425.6mm；p24a0與原先取的節線長Lp=408.41mm相符合；可取齒數zb=65履帶中中心距是可以調整的：Pc

41、=7.02w;模數制同步帶產品：mzb1bs=265115d1=40mmd2=40mm6 .實際中心距a7 .帶寬bs8 .剪切應力驗算T9 .壓強驗算PLpLopa&a0+=141.5mm2對于模數制：bs>PX103Kz(Fa-Fc)v式中Fa為單位帶寬的許用應力，查表【2】12-1-76模數m=2時，單位帶寬許用拉力Fa=6N：mm單位帶寬，單位長度的質量1mb=2.4黑10kgmmm由Fc=mbv2=0.0743父10、可求得bs之P=5.142mmKz(Fa-Fc)v履帶帶寬bs=26mm>5.142mm7P1.44mbszmv5.49-0.16N/mm1.44*

42、2*26*6*0.075查表【2】12-1-78可得許用剪切應力一_二2一一%=0.5:0.8Nmm可得pdp符合男切應力的pp要求p0.6mbszmv5.420.385N/mm0.6*2*26*6*0.075查表【2】12-1-78可得許用壓強Pp=2：2.5Nmm”實際中心距a&141.5mm符合帶寬要求10 .求作用在帶輪軸上的力Fr11 .同步帶輪型號選擇和參數模數制同步帶輪：P5.4Frd=30.85Nv0.175選擇同步帶中的階梯齒形的模數制同步帶產品。從現有的同步帶產品中選擇出mxzbMbs=2M65M115,節線長Lp=408.41mm的同步帶的型號。校驗符合實際情況。

43、具體的設計圖可參考零件圖(2)履帶行走裝置的驅動力和滾動阻力履帶行走裝置在驅動轉動力矩Tq的作用下，在水平地面做等速驅動運動時，在驅動拉力作用下，履帶驅動段上帶輪和帶之間相對轉動，產生摩擦阻力矩Trio同時，因垂直載荷Q作用履帶支撐面上產生與行走裝置行駛方向一致的摩擦力，即上面提到的附著力，為履帶的驅動力Ft.如圖：F_Tqq一一%rd式中n在同步帶傳動為傳動效率。FfFq在履帶在管道內行駛時，橡膠履帶和管壁面間產生滾動阻力Ff履帶行走裝置驅動力在克服本身滾動阻力后，發揮牽引力Ft。Ff=fQTqFt=Fq-Ff=-fQrd式中f為履帶行走裝置的滾動阻力系數，由履帶行走的地面類型而定。在管道中

44、可取f=0.1計算。三.行走系中傳動系統總傳動比i=4.77I級傳動：i=1.5II級傳動：i=1.6m級傳動：i=2履帶傳動系齒輪的設計計算I級圓柱齒輪傳動計算過程結果及說明4.1已知條件4.2選用材料4.3接觸疲勞強度設計計算I級直齒錐齒輪傳動的傳動扭矩T1=300Nmm,高速軸轉速ni=400rpm,傳動比i=1.5,使用壽命為30000小時，工作時有輕度振動。采用7級精度軟齒閉式圓錐直齒輪：小齒輪40Cr鋼，鍛件，調質，H1=270HB;大齒輪45鋼，鍛件，調質，H2=250HB;齒面粗糙度1.6;根據【4】表15-11推薦，按接觸疲勞強度設計計算，按彎曲疲勞強度校驗計算di>3

45、4KT2鼻2；d(1-0.5d)2u入7 .齒數比u=i=1.5.8 .齒寬系數句：直齒取句=0.3;(【4】表1516)9 .載荷系數KK=KaKvKoKP；11) 工況系數KA=1.00；(【4】表159)12) 動載荷系數Kv取小齒輪齒數4=20;初估小齒輪圓周速度Vi=0.42m/s。Kv=1；(【4】表1510)13)齒向載荷分布系數u/(2-R)=0.265計算參考【4】P458-512KA=1.00;Kv=1;KP=1.01。Kp=1.01o（【4】圖158bII曲線）14） 載荷分布系數K值?大齒輪兇數z=iZi=1.5X20=30取z2=30;?螺旋角P=0（直齒）?端回重合

46、度入i111門一一sa=1.88-3.2（+）cosP=1.61;Z1Z2一?縱向重合度wp=0;（直齒）?總重合度叼=Sa+sp=1.61Ka=1.0;（【4】圖159）;15） K=1.01;4 .小齒輪轉矩T1=300（Nmm）5 .材料彈性系數ZeZe=189.8;（【4】表1517）6 .重合度系數Z1；7 .節點區域系數ZhZh=2.5。（4】圖1522）8 .螺旋角系數ZP=1；（直齒）9 .許用接觸疲勞應力10H】=Shmin1）小齒輪接觸疲勞極限應力Z1=20;z2=30%=1.61K1.0;K=1。01;T=300NmmZE=189.8；ZLZh=2.5zp=1一，2-一仃

47、Hiimi=720N/mm；（【4】圖1516b）2）大齒輪接觸疲勞極限應力一，2-一HIim2=575N/mm；（【4】圖1516b）3）最小許用接觸安全系數設失效1率<1/100feH.=&L=1.00。1H-min'Fmin4）小齒輪接觸應力當量循環次數Nei=601nith（Ti/Tmaxi）q；q=6.6;（【4】表1515）=1;n1=200r/min;th=30000h;Tmaxl=Ti；Ne1=3.6Xi08;5）大齒輪接觸應力當量循環次數3.6Mi088Ne2=Ni=2.4叼0i.56）大、小齒輪接觸壽命系數Zni=Zn2=i；（【4】圖1517）小齒輪許用接觸疲勞應力：bH=ZrHrjmr=20-=720（N/mm2）；HiSh】.i.00Hmin大齒輪許用接觸疲勞應力：hH2-;-575（N/mm）；2S1.00Hmin從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：hH】=bH=575（N/mm2）；10.中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑di,d2,齒寬bi,b2和模數m4.一一/C8Nei=3.6X10;Ne2=2.4X108bH1H1一一一，2=720N/mmNfcl,2=575N/mm4.4