小型移动机器人的转台结构毕业设计

'本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页1绪论移动机器人的研究是目前智能自动化领域最复杂、最具挑战性的课题，它是典型的机电一体化技术系统，也是一门高度交叉的前沿学科。它涉及的范围也相当广泛，包括机械学、人工智能、生物学等等。随着社会科技的发展，移动机器人的相关信息也越来越受到人们的重视。同时机器人在我们社会生活中，渗透到各行各业，比如在一些比较危险或恶劣的环境中，代替人工作业[1]。1.1课题研究的内容及意义本课题研究设计的是小型移动机器人的转台结构，要求综合运用所学基础理论知识，根据给定的总体结构尺寸、重量及运动特性指标，进行结构选型、结构设计。本次设计主要完成两个运动，转台的旋转与俯仰系统。转台系统有回转和俯仰两个自由度，为使俯仰运动满足自锁的要求，考虑采用螺旋机构，其优点是能获得很大的减速比，还可有自锁性，它的主要缺点是机械效率一般较低。转台的回转运动可考虑使用蜗轮蜗杆机构，其优点是传动平稳，啮合冲击小，由于蜗杆的头数少，故单级传动可获得较大的传动比，且结构紧凑。通过本课题的研究，对设计要求、工作原理和机构动作的分析和理解，构思机构运动方式和传动布局，并进行机构、零部件设计计算等环节的实践，来培养设计、计算、制图及计算机应用能力，以提高分析与解决实际问题的能力。1.2课题研究背景由于移动机器人的应用前景广阔，所以世界各国对这一领域的研究也是备受关注。新的机型，新的功能也是不断的涌现[2]。1.2.1美国移动机器人的发展美国在机器人的研究领域目前是处于领先地位的。尤其是美国明尼苏达大学计算机科学与工程系协作系统实验室研制的用于搜救及行星探测等任务的肢体机器人TerminatorBot，性能比较突出，该机器人手臂有2到3个自由度，同时有移动和操作的功能[3]。而且尺寸小、重量轻、可在崎岖的地形中采用了游泳步态、穿越步态及轮式步态移动等功能，提高了其通过狭窄空间的能力，且制造成本低廉[4]。1.2.2日本移动机器人的发展 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页日本的肢体移动机器人，也是处于世界领先水平的。比较有突出研究成果的是：日本KIMURA实验室研制的六腿爬行机器人T-Hexs，具有移动和夹持物体的功能。大阪大学工程科技研究所研制的ASTERISK机器人，可使用每个腿移动及搬运物品或进行操作作业[5]。日本东京工业大学的ShigeoHirose教授，也研制出一种了可以用来探雷、排雷的四腿肢体机器人[6]。1.2.3中国移动机器人的发展华中科技大学机械学院的陈学东研制出的模块化多足爬行机器人，实现了腿臂功能的融合。其结构主要是：运用行星轮机构，加快了腿臂机构转换速度；把驱动电机、减速器等传动部件设置在机身上，有效的减轻了腿部重量，使结构简单紧凑，并且整个机器人重量比较集中；肢体在机体躯干的上、下部有了较大运动空间。但由于把行星轮环节引入到了传动路线，使得啮合齿存在一定的齿侧间隙，这个无法克服的缺陷限制了机器人的传动精度[7]。通过国内外的研究比较可以看出，我国研究水平还较低，和美国日本的移动机器人相比，无论是在机器人的运动性能还是制造工艺上都有很大差距。所以这就需要我们努力解决移动机器人的研究问题。1.3本课题主要研究内容本课题需要完成两个运动，转台的回转运动与俯仰运动。转台系统有两个自由度，为使俯仰运动满足自锁的要求，故采用螺旋副机构，其优点是能够获得较大的减速比，而且还具有良好的自锁性。它的主要缺点是机械传动效率较低，特别是具有自锁性能时效率低，转台的回转运动采用的是蜗轮蜗杆机构，其优点是传送平稳，啮合冲击小，由于蜗杆的头数少，所以单级传动可获得较大传动比，且结构紧凑。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页2转台系统的总体结构设计转台系统的主要任务是完成360度的回转运动和上下俯仰运动。移动机器人的转台系统的两个自由度，假设转台的回转为第一自由度，第一自由度的结构及尺寸取决于搭载对象的质量，第二自由度即为转台的俯仰运动，采取了矩形螺纹副的结构，实现了俯仰台俯仰自由度。2.1转台系统的组成本课题的转台设计主要包括以下几个部分：（1）核心部分：这部分是控制移动机器人的两个自由度运动，是实现回转和俯仰的控制部分，这部分采用的是蜗轮蜗杆减速器和螺旋传动，对转台的位置和转速进行调整控制[8]。因为俯仰运动是由滑动螺旋副完成的，采用的是采用3o/30o牙形的锯齿形螺纹，有良好的自锁性，所以俯仰精度可以保证。回转运动由蜗轮蜗杆减速器完成。（2）电机驱动部分：俯仰运动的电机选用直流电机，直流电机具有体积小，原理简单的优点，但它不能直接与转台相连接，中间需要设置减速装置。（3）机械系统部分：这部分主要指转台的台体，如俯仰台外形尺寸结构，回转台外形尺寸结构。（4）搭载架部分：已经完成的转台体，需安装在机架上，为此设计了搭载架，为了方便安装和维修拆卸。2.2系统的工作原理转台控制系统主要包括两个模块：俯仰台和搭载台。在俯仰系统的结构中，电机驱动经过减速箱后，带动丝杠旋转，丝杠上的螺母作相对直线运动，使之完成了俯仰运动。搭载台系统的结构尺寸主要受蜗轮蜗杆减速器的外形尺寸的影响，回转台的电机带动蜗杆轴旋转，通过同步带将运动传递给蜗杆轴，蜗杆轴带动蜗轮旋转，蜗轮旋转带动转台旋转[9]。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页图2.1俯仰系统结构图图2.2蜗轮蜗杆啮合图2.3本章小结这章主要简单叙述的是转台系统的总体结构，从转台系统的组成，工作原理以及系统的外形图等方面着手，讲诉了转台系统的大体结构和如何实现课题所需要完成的自由度运动，为顺利完成运动，所以对于驱动电机的选择要合理，这样转台既可以在外形结构上做到简单紧凑，又可以顺利完成所需运动[10]。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页3俯仰系统的设计3.1俯仰台机构的设计转台的俯仰运动由矩形螺旋副完成，利用螺杆和螺母组成的螺旋副将旋转运动变为直线运动。螺纹的类型有梯形螺纹、锯齿形螺纹或矩形螺纹等，具体如图3.1所示。三角形螺纹（普通螺纹）牙形角为60°，可以分为粗牙和细牙两种类型，一般情况，粗牙用于一般联接；与粗牙螺纹相比，细牙螺距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好[11]。锯齿形螺纹有两种牙形，两侧牙型角分别为3°和30°，3°的一侧用来承受载荷，可得到较高效率；30°一侧用来增加牙根的强度，适用于单向受载荷的传动螺纹。矩形螺旋副的传动特点：（1）降速传动比大；（2）具有增力作用；（3）传动平稳，无噪音；（4）能自锁；（5）效率低、磨损快。矩形螺旋传动的主要失效形式：螺纹磨损，螺杆变形，螺杆或螺纹牙的断裂。螺旋传动的计算内容：耐磨性计算，稳定性计算，强度计算，驱动力矩、效率和自锁计算。文中采用3o/30o牙形的锯齿形螺纹，主要是因为锯齿形螺纹具有较好的自锁性能。故采用螺旋旋动中的滑动螺旋副传动，并采用单线螺纹。图3.1常见螺纹种类3.2耐磨性计算影响磨损的因素有很多，通常是限制螺纹接触处的压强。其校核公式为：（3.1）式中：为轴向力(N)；为螺母的螺纹圈数；为螺纹中径(mm)；h 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页为螺纹牙工作高度；为许用压强，见表3-1。表3-1螺旋副的许用压强配　对　材　料钢对铸铁钢对青铜淬火钢对青铜许用压强[p]速度v＜12m/min4～77～1010～13低速，如人力驱动等10～1815～25—注：对于精密传动或要求使用寿命长时，可取表中值的～。（3.2）其中：，，锯齿形螺纹，，取；F—轴向载荷，根据实际工作情况，F=5000N；[P]—许用压强(MPa),当丝杆与螺母均选用45钢时，[P]=7.5MPa。将数据代入计算得：根据锯齿形螺纹的参数关系可得：,其中d为螺纹的公称直径，P为螺距，查阅相关手册可得,。则：螺杆小径为：螺母的高度：取整得：旋合圈数：，满足要求。螺纹的工作高度：，则螺纹的工作压强如下： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页所以根据这个参数计算螺杆螺母传动能够满足强度要求。3.3检验自锁问题螺纹升角：（3.3）式（3.3）中，S为导程，S=nP。n为螺纹头数，一般为便于制造，此处取。代入数据计算如下：当量摩擦角计算：（3.4）式（3.4）中，为螺旋副的摩擦系数，，为工作面牙形斜角，。代入数据计算为：满足自锁的条件为。根据计算结果，该滑动螺旋副的结构能够满足自锁要求。3.4螺杆的强度校核螺杆受有轴向力，因此在螺杆轴向产生压（或拉）应力。根据压（或拉）应力和扭切应力，按第四强度理论可求出危险截面的当量应力。螺杆的当量应力计算：（3.5）式（3.5）中，为传递转矩，该滑动螺旋副的传递力矩主要为螺纹副的阻力矩，其计算公式如下： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页（3.6）式中，——螺纹副分度圆直径；——螺旋副轴向力，此处取值为；——螺纹升角；——螺纹当量摩擦角，，为螺纹副的当量摩擦系数，此处取，则有。将以上数据代入公式（3.6），可得：N·mm代入数据到式（3.5）中计算得：45钢的许用应力：则，所以螺杆强度满足要求。3.5螺纹牙强度校核防止沿螺母螺纹牙根部剪断的校核公式为：（3.7）式中：b为螺纹牙根部的宽度，。则螺杆抗剪强度： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页螺杆抗弯强度：此处螺杆在实际工作时，只承受较小的轴向力，所以不必进行稳定性校核。综上所述，滑动螺旋副的结构能够实现预期的运动，并满足设计要求。3.6俯仰系统的分析与计算转台俯仰运动选用驱动电机为直流无刷电机，型号为90ZW01，电机的主要参数如下表所示：表3-2俯仰台的控制电机参数指标数值额定功率200w额定转速2000r/min额定转矩100N·mm额定电压36V最大转矩2N·M最大效率90﹪最大允许速度20000r/min重量2.15kg减速箱是电机自带的，它的基本参数如下：表3-3减速机基本参数指标数值减速比150﹕1最大效率80﹪质量400根据上述表中电机及减速箱的参数，以及实际载荷情况，对电机进行校核。电机的校核主要有两方面，一方面是电机输出转矩的校核，另一方面是电机输出速度的校核。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页首先校核电机转矩：在图3.2的传动系统中，可知电机输出的转矩主要是克服滑动螺旋副的螺纹阻力矩。在滑动螺旋副的设计中，根据式（3.6）已经计算出在最大载荷时，系统需要克服的螺纹阻力矩。所选电机输出转矩为：由计算结果可知，所以电机输出转矩满足计算要求。校核电机输出速度：要校核电机输出速度，首先需要确定搭载系统的旋转速度指标要求。规定俯仰台台面水平时，为运动初始位置，要求俯仰台自由度为绕初始位置可以进行旋转，转动范围为25°（下摆5°，上仰20°），且俯仰台旋转速度最大为10r/min。由图3.2可知，当俯仰台处于水平位置时，螺旋副丝杠与螺母初始角度为90°，这种设计保证了在支撑俯仰台的空心轴旋转到任意位置时，俯仰台与水平面间所成的角度都不会变化，同时也便于角度的控制计算。下图3.3为俯仰台绕旋转中心旋转了角度后的状态图。图中，为电机经减速箱后的输出速度，为俯仰台绕旋转中心的旋转速度；为俯仰台旋转了角度时，丝杠与水平面之间的夹角；P为丝杠螺距；V表示支撑俯仰台的支架与滑块连接点A处的瞬间速度。图3.2俯仰台初始位置 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页图3.3俯仰台运动到某位置处状态图由图3.2可知，当俯仰台处于初始位置时A点的速度为：（3.8）则俯仰台的旋转速度为：（3.9）综合上述：（3.10）当俯仰台绕旋转中心旋转了角度后，即出于图3.3状态时，图中点B是与点A重合的丝杠上的点，点A的运动可分解为绕点O旋转运动，以及相对点B作直线运动，计算得：（3.11）上式中可根据三角函数关系求得，计算结果如下： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页（3.12）则有速度V如下：（3.13）根据摆动导杆的急回特性，可知在的取值范围内，值越大，俯仰台的旋转速度越大。图中，OA即的设计长度为80mm，的长度为35mm，则将代入式中计算角度得：速度V可以获得最大值，为：（3.14）在俯仰台同一次旋转工作中，规定电机以相同的转速工作，即式3.13中，的取值为常数，可得：（3.15）又由式（3.8）可得：（3.16）丝杠螺距，同时将式（3.15）代入上式（3.14），并代入各变量值，计算得：已知，则要求电机输出速度为：最大允许转速为20000r/min，所以电机满足转速要求。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页4转台回转系统的设计4.1转台回转机构的设计本设计要完成的转台回转运动，根据要求选用合适的减速器，常用的减速器的类型及特点如下所示：减速器的种类很多。常用的齿轮及蜗杆减速器按其传动及结构特点，大致可分为三类：(1)齿轮减速器主要有圆锥齿轮减速器、圆柱齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器。(2)蜗杆减速器主要有圆弧齿蜗杆减速器、圆柱蜗杆减速器、锥蜗杆减速器和蜗杆—齿轮减速器等。(3)行星减速器主要有渐开线行摆线针轮减速器、星齿轮减速器和谐波齿轮减速器等。其中蜗轮蜗杆减速器的特点：（a）传动平稳，振动、冲击和噪声均很小；（b）能以单级获得较大的传动比，结构紧凑，传动比范围大，5≤i≤70,其中一般要大于15；（c）摩擦损耗较大，传动效率较低。蜗轮蜗杆传动可分为三大类比：圆柱蜗杆、锥面蜗杆、环面蜗杆。按蜗杆齿廓曲线的形状，普通蜗杆可以分为：（1）阿基米德圆柱蜗杆，简称ZA蜗杆；（2）法向直廓圆柱蜗杆，即称为延展渐开线蜗杆，简称ZN蜗杆；（3）渐开线圆柱蜗杆，简称ZI蜗杆；（4）锥面包络圆柱蜗杆，简称ZK蜗杆。对于本设计系统而言，由于系统传动比较大，如果用一般齿轮进行需要很多级才可以实现，所以无论是体积还是重量都不可能达到课题所限制的数值，考虑到移动机器人的工作特点，选用ZA阿基米德圆柱蜗杆。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页图4.1阿基米德蜗杆4.2传动比的设置减速器传动比的分配最大不超过10，当总传动比要求超过此值时，应采用二级或多级减速器。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比：(1)各级传动的承载能力接近相等；(2)减速器的外形尺寸和质量最小；(3)传动具有最小的转动惯量；(4)各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。低速级齿轮和高速级齿轮的尺寸差设计合理，则有利于降低噪声和振动，提高传动的平稳性。选取i1作为一级传动比，i2作为二级传动比。4.3回转系统的动力分析与计算已知系统的总体尺寸为：长×宽×高=250mm×250mm×180mm，转台转动范围为360o，旋转速度为10～15rpm；系统自重≤8kg，载重量为20kg。4.3.1圆盘对于z轴的转动惯量计算转动惯量的计算公式为：（4.1）m为圆盘质量，r为半径，取直径为200mm的圆进行计算尺，m可以用平均质量的概念来计算，即：,M取负载20kg。即： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页则：根据转台设计要求，转台的旋转速度为10～15rpm，假设转台在2秒内达到最大的转速15rpm，则它的加速度为：则转动惯性力矩为：根据设定的传动效率，则：4.3.2转台摩擦力矩计算在本设计中，转台基本上是水平或者是在倾斜角很小的角度内转动，其转动也是由轴承支撑完成，但是系统的自重不小于8kg，负载为20kg，所以这中间肯定存在相当大的摩擦力，所以计算转台的摩擦力矩也是相当有必要的。摩擦力矩的计算：取摩擦系数f=0.004，则（4.2）假设密度是均匀密度，用表示，则面平均质量为：，则：（4.3）计算可得总的阻力力矩为：。4.3.3转台驱动电机的选择（1）根据上述计算结果，驱动轴的总阻力力矩为：M=3.1883N·m。按工作要求和条件选取直流伺服电机。（2）选泽电动机的容量工作机所需的功率：（4.4）电动机输出功率：（4.5） 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页则：（4.6）电动机到工作机之间的总效率：（4.7）其中、、、、、，分别为滚筒弹性联轴器，闭式蜗杆传动，皮带轮传动，一对滚动轴承，齿轮联轴器的传动效率。查表可知=0.96（滚筒），=0.995（弹性联轴器），=0.81，=0.93（V带传动），=0.99（一对滚动轴承），=0.99（齿轮联轴器）。所以总的传动效率为：所需电动机的功率：根据电动机的特性曲线，并留有一定的余量，初步选择电动机的型号为Z2-11的直流电动机，具体参数如下：表4-1Z2-11电机的性能参数项目指标说明额定功率/kw0.4额定电流/A2.715电压为220V的情况下效率（%）67同上最高转速/(r/min)3000同上额定转速r/min1500转子飞轮矩/(N·m2)0.12重量/kg32 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页4.3.4传动装置的总传动比和分配各级传动比根据电动机的转速为1500r/min计算：（1）计算总传动比：（2）各级传动比的分配由于蜗杆传动，传动比主要集中在蜗杆上，其他不分配传动比。取皮带轮传动比i1=4，则蜗杆传动比i2=25。选择合适的带轮的型号为窄V带SPA型，单根窄V带轮。4.3.5计算传动装置的运动和动力参数（1）蜗轮蜗杆的转速皮带轮的转速和电动机的额定转速相同n1=1500r/min蜗杆转速：（2）蜗轮蜗杆的功率V带轮的功率：kw蜗杆轴的功率：kw蜗轮的功率：kw（3）蜗轮蜗杆的转矩轴的一般受力分析如下图所示：图4.2受力分析示意图输入的转矩： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页蜗杆的转矩：蜗轮轴的转矩：V带轮的转矩：上述计算结果的参数如下表所示：表4-2蜗轮蜗杆的动力参数参数电动机V带轮蜗杆蜗轮转速r/min1500150037515功率p/kw0.2920.2880.2310.210转矩N·m7.64171.497150.8777.526传动比i单根V带：i1=4蜗轮蜗杆传功：i2=25效率0.9950.9110.7944.3.6蜗轮蜗杆机构传动的参数选择闭式蜗杆传动一般有三方面的功率损失：轴承摩擦损失、啮合摩擦损失和油浴润滑时的搅油损失[12]。因此，蜗杆的传动效率根据机械手册查得：传动效率：（4.8）式中，为分度圆导程角，为当量摩擦角，（为摩擦因子），值随的增大而增大。要求效率高时，最好i≤25，z1≥2，15°≤≤30°，设计时蜗杆传动效率可估取为：表4-3蜗杆参数蜗杆头数z11（自锁）1（非自锁）246传动效率0.40.750.830.890.92分度圆滑动速度：（4.9）具体公式如下表： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页表4-4蜗杆传动几何尺寸计算公式名称计算公式蜗杆蜗轮齿顶高齿根高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径顶隙蜗杆轴向齿距蜗轮端面齿距蜗杆分度圆柱的导程角蜗轮分度圆柱的螺旋角中心距蜗杆螺纹部分长度综合以上计算，考虑到传动效率不大，转速较低，选用阿基米德圆柱（ZA）蜗杆传动，采用国家标准GB10089-1998。一般选用右旋螺杆，蜗杆的材料选用35CrMo，表面经淬火处理，硬度为45～50HRC；表面粗糙度R≤1.6。蜗轮的边缘材料选择 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页ZCuSn10P1金属模铸造[13]。蜗轮蜗杆正确啮合的条件：中间平面内蜗杆与蜗轮的模数和压力角分别相等，即蜗轮的端面模数mt2等于蜗杆的轴面模数ma1，且为标准值；蜗轮的端面压力角应等于蜗杆的轴面压力角，且为标准值，即：；。此外，还应保证，即蜗杆与蜗轮的螺旋线方向一致。表4-5齿的基本参数名称符号公式及依据蜗杆轴向齿距mm蜗杆螺旋线导程mm蜗杆法向齿形角蜗杆轴向齿形角蜗杆直径系数蜗杆分度圆直径mm蜗杆分度圆导程角模数mm齿顶高mm齿根高mm齿全高mm齿顶圆直径mm齿根圆直径mm4.3.7蜗轮蜗杆的设计计算（1）常数计算根据蜗杆传动比i2=25，查得《机械设计手册》，取z1=2，则z2=50，由表查得 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页，，其中时蜗轮材料的许用接触，当时蜗轮材料的许用弯曲应力。齿轮应力循环次数：次接触强度寿命系数：弯曲强度寿命系数：则：图4.3蜗杆传动受力分析图（2）按接触强度计算：（4.10）从K=1～1.4，取动载荷系数K=1.2，材料弹性系数：,满足设计要求。由于蜗轮蜗杆的啮合条件是：，所以 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页mm则，mm。（3）校核蜗轮齿面接触疲劳强度计算齿面接触强度计算公式为：（4.11）材料弹性系数：其中，—蜗轮转矩，N/mm，—使用系数，—动载系数，—载荷分布系数，—弹性系数，—接触系数，考虑齿面曲率和接触线长度影响，根据查得。使用系数，取=0.9（运转平稳），动载系数，当时，，当时，，故取，取动载荷分，接触系数，取2.5。将以上数据代入式中计算得：小于115.8，符合要求，所选合格。（4）校核蜗轮齿根弯曲强度齿根弯曲强度验算公式：（4.12）式中，按当量齿数及查表得，，。代入上式计算得：小于，所以是合格的。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页（5）热平衡校核闭式蜗杆传动周围的空气温度t=20OC，取散热系数K=17W/(m2·C)，估计散热面积为：a)b)c)图4.4蜗杆传动的散热方法所以散热是合格的。若工作温度超过许用温度，可采用如图4.4等措施。（6）蜗轮蜗杆的结构设计由于蜗杆的径向尺寸小而常与轴制成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘，与铸造铁心采用H7/k6配合，并加台阶和螺钉紧固。图4.5蜗杆轴的结构4.3.8轴的设计计算与校核输出轴的设计（1）轴的材料选择根据工作条件，减速器为普通中小用途功率的减速传动装置，轴主要用于传递蜗轮的转矩，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理220-240HBS[14]。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页（2）初步估算最小轴径由于材料为45钢，查参考文献[3]表19.3-2选取A=115，则得：，可以取最小直径（3）轴承和键根据实际情况，取得工作情况系数，由转速和转矩得：轴伸处安装联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，所以选用不含弹性元件的联轴器。根据《机械设计手册》查得，选用GICL（宽型）鼓形齿式联轴器JB/T8854—2001，Y型轴孔，A型键槽（圆柱形孔平键单键槽），标准孔径d=20mm。采用凸缘式轴承盖，实现轴承两端单向固定，轴伸处采用A型普通平键连接。（4）确定各轴段的直径和长度根据各个零件在轴上的定位和装拆方案，确定轴的形状及直径和长度，从轴段d1=20mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度h的范围为：（0.07～0.1）d，故d2=d1+2h≥20+2×0.07×20=22.8mm，取d2为24mm；d3与蜗轮内径相配合，取d3为28mm，d4=d2=24mm；d5与轴承配合，由h=(0.07～0.1)×d=(0.07～0.1)×20=1.4～2mm，取h=1.4mm，d5=20mm；d6与V带配合，d6取为16mm。对应的轴向尺寸为：L1=20mm，L2=25mm，L3=31mm，L4=15mm，L5=10mm。（5）蜗轮轴的校核及蜗轮受力分析蜗轮的分度圆直径：；蜗轮转矩：；蜗轮切向力：蜗轮的径向力：蜗轮的轴向力：水平面支反力： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页垂直平面：（6）弯矩计算水平面弯矩：垂直平面弯矩：合成弯矩：单向运转，转矩为脉动循环转矩等效系数为a=0.6。截面等效弯矩：终上所述，选择的相关尺寸符合设计要求，是可取的方案。（7）轴承寿命的校核轴承型号为7002C，查表得：，，，所以取e=0.47。根据《机械设计课程设计手册》表6-6得：当A/R＜e时，X=1，Y=0；当A/R＞e时，X=0.44，Y=1.19，所以： 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页，，因为P2＜P1，所以只需对轴承1进行寿命计算。图4.6轴承的载荷—寿命曲线因为轴承的工作室温t=20oC，故温度系数ft=1，为寿命指数，对于球轴承，C为基本额定动载荷，C=8950N。h=5.54＞5年所以所选轴承适合工作寿命为5年。蜗杆轴的设计（1）蜗杆轴的材料选择减速器为普通用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩[15]。所以蜗杆选35CrMo，表面淬火，硬度为45—50HRC；表面粗糙度Ra≤1.6。（2）按扭转强度，初步估算轴的最小直径已知蜗杆轴的输入功率为0.231kw，转速为375r/min，查表可知A=107～98，取 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页A=106。所以轴的最小直径取12mm，轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，故选用弹性拄销联轴器，取工作情况系数。由转速和转矩查表GB/T5014-1985选用HL3弹性拄销联轴器，标准孔径d=40mm。（3）轴承采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，选定轴承的型号为7002C。（4）轴的结构设计径向尺寸的确定从轴段d1=40mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度在（0.07～0.1）d范围内，所以d2=d1+2h≥40+2×0.07×40=45.6mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径取d2=50mm，d3与轴承内径相配合，为方便轴承的安装和拆卸，选定的轴承型号为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。（5）轴承的寿命校核选定的轴承的型号为7002C。蜗杆上的轴承由于应力幅比蜗杆的小，所以一般只校核蜗轮上的轴承的寿命即可。4.4本章小结本章主要讲设计转台回转系统主要采用蜗轮蜗杆减速器来实现运动传递，电机旋转运动经减速箱减速后，由同步带传递给蜗杆轴，蜗杆轴带动蜗轮转动，使之完成回转运动。根据课题要求的性能，设计输出轴以及输入轴的结构，校核蜗轮蜗杆的转矩，计算蜗轮蜗杆的传动参数，合理分配各级传动比。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页结束语为期一个多月的毕业设计即将结束了，在这一个月里我在同学和老师的帮助下完成了移动机器人的转台的设计。从刚确定毕业设计课题以来，我首先是查找一些相关的书籍及资料，然后分析设计，并根据实际情况拟定设计方案。在研究设计转台时，我优化了转台结构的设计，这就省去了一部分时间，在老师和同学的帮助下，完成的设计达到了预定的要求。同时，通过这次毕业设计，我们在各个方面都有了很大的提高，特别是在理论和实践结合方面使我们受益匪浅，使大学里学习的理论知识在根本上得到一次最完整的实践和提高。也为我即将面临的工作奠定了很好的基础。毕业设计作为综合性的设计，它不同于以前教学中的实验、课程设计等实践环节。以前的所做的一些设计主要是根据相关的课本及老师所给资料去完成的，有一定的参照性，所以相对而言比较简单，不能完全达到锻炼自己动手能力的目的。而毕业设计则是对我们大学四年所学知识的一个综合的训练及考核，是对所学知识的应用能力和大学所学理论知识对实践技能相结合的全面的检验。并对我们如何根据要做的课题对现有的资料进行理解和运用的能力的考核。真正做到了理论联系实际，把以前所学的知识综合贯通进行实践，并在实践中不断学习和自我完善。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页致谢毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面的考核，培养我们综合运用所学知识独立地分析问题和解决问题的能力，为以后撰写专业学术论文和工作打下良好的基础。本次设计能够顺利完成，首先我要感谢我的母校——南京理工大学泰州科技学院，在这里我充分的感受到浓厚的学习氛围，良好的学习环境；其次我要感谢机械工程学院的老师们，他们的谆谆教诲使我受益匪浅，尤其要感谢在本次设计中给与我大力支持和帮助的周建平老师，每有问题，老师总是耐心的解答，使我能够充满热情的投入到毕业设计中去；还要感谢我的同学们，他们热心的帮助，使我感受到了同学如兄弟姐妹的友谊；最后还要感谢相关资料的编著者和给予我们支持的社会各界人士，感谢您们为我们提供一个良好的环境，使本次设计圆满完成。 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页参考文献[1]芮延年.机器人技术及其应用［M］.北京：化学工业出版社，2008.[2]林绳纵.全球机器人应用概况［J］.高技术纵览，2005.[3]龚振邦.机器人机械设计［M］.北京：电子工业出版社，2005.[4]陈学东.模块化多足步行机器人的运动控制系统研究［J］.湖北：中国机械工程，2006，10.[5]周锡驹.国外工业机器人的发展与应用动态［J］.自动化学报，2000：222～238.[6]陈佩云，金茂菁，曲忠萍.我国工业机器人发展现状［J］.机器人技术与应用，2001：2～5.[7]杨林.地面移动机器人载体及搭载平台机械设计与分析［J］.南京理工大学，2009.[8]吴天柱.基于DSP转台伺服控制系统的设计［J］.哈尔滨：哈尔滨工程大学，2010.[9]陈文娟.滑动螺旋传动在综合力学性能试验机中的应用［J］.现代机械，2006，4.[10]代素香.工程力学点的合成运动教学研究［J］.高等教育建筑，2008.1.[11]谢存禧，张铁.机器人技术及其应用［M］.北京：机械工业出版社，2005.[12]段荣鹏.汽车制动主缸补偿孔光电检测技术研究［J］.长春理工大学，2010.[13]张旭.谈减速机传动比的合理分配［J］.一重技术，2007，2.[14]刘极峰.机器人技术基础［M］.北京：高等教育出版社，2006.[15]周海领.JS50DB型绞车传动系统结构的设计研究［J］.兰州理工大学，2011. 本科毕业设计说明书（论文）第31页共31页'