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。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，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，電機旋轉運動經減速箱減速后，由聯軸器傳遞給絲杠，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等。文中采用3°/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。 下面根據指標進行螺桿參數和螺母參數的計算。 螺桿的中徑： （3.1） 其中：3°/30°鋸齒形螺紋， ，此處?。? —軸向載荷，根據指標，； —許用壓強（MPa），當絲杠與螺母均選用45鋼時，。 代入數據計算得： 由鋸齒形螺紋的參數關系，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： ，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，此處。 代入數據計算如下： 當量摩擦角計算： （3.3） 式（3.3）中，為螺旋副的摩擦系數，，為工作面牙形斜角，。代入數據計算為： 滿足自鎖要求的條件為：。根據計算結果，該滑動螺旋副參數設計滿足自鎖要求。 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，此處取=0.15，則有 將以上參數值代入式（3.5），得 文中機器人的設計過程中。代入數據到式（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。 電機選主要參數如表3.1所示。 表3.1 俯仰臺控制電機參數表 指標 數值 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：減速箱選用的MAXON公司自帶的減速箱GP42C，基本參數如下表3.2所示。 表3.2 俯仰臺控制電機減速箱參數表 指標 數值 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 根據上述表中電機及減速箱的參數，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，根據式（3.5）已經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） 式中可根據三角函數關系求得,計算結果如下： （3.10） 則有速度如下： （3.11） 又根據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，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，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??； （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 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 分別為滾筒彈性聯軸器,閉式蝸桿傳動,皮帶輪傳動,一對滾動軸承，齒輪聯軸器的傳動效率。 查表可知=0.96(滾筒) =0.995(彈性聯軸器) 由于蝸桿傳動效率與蝸桿頭數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(齒輪聯軸器) 所以： 所需電動機的功率: =2500.8/0.684=0.292kw 根據電機特性曲線，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 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 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 （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列表于4.3： 表 4.3 蝸輪蝸桿的動力參數 參數 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選擇 根據機械手冊查得： 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： 主平面內的模數和壓力角彼此相等，即蝸輪端面的模數應等于蝸桿軸面得模數，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 名稱 符號 公式及依據 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 17.6 蝸桿分度圓直徑 =22 蝸桿分度圓導程角 14.04 模數 =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： =60 n2 j =603601365245=次 接觸強度壽命系數 = =0.566 彎曲強度壽命系數 ==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： （4.14） 使用系數KA，取KA=0.9（運轉平穩(wěn)），動載系數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 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，取2.5。 將上述數據代入公式（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 =/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=1.5 由轉速和轉矩得 軸伸安裝聯軸器,考慮補償軸的可能位移,選用不含彈性元件的聯軸器。 查表JB/ZB4222-86選無彈性擾性聯軸器，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，實現軸承系兩端單向固定，軸伸處用A型普通平鍵聯接，實現聯軸器周向固定,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,選用聯軸器。 由上面的已經算出，只要大于10mm，就能滿足要求，軸伸安裝聯軸器，考慮補償軸的可能位移，選用彈性拄銷聯軸器，取工作情況系數=1.5 由轉速和轉矩查表GB/T5014-1985 選用HL3彈性柱銷聯軸器，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，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，嚴謹的治學精神，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. 工業(yè)機器人技術[EB/OL]. http://www.gkcity.com/n-i-28976-c-Potpourri.htm,2006. 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