管道探傷智能機器人設計方案

管道探傷智能機器人設計方案1.1管道探傷機器人設計背景及意義隨著交通、石油、化工以及城市建設的飛速發(fā)展，管道作為一種經(jīng)濟、高效的物料長距離運輸手段而倍受人們的關注， 被廣泛的鋪設于世界各地、陸地、海洋等環(huán)境中。我國從20世紀70年代開始油氣管道的大規(guī)模建設， 截止到目前，國內(nèi)已建油氣管道的總長度約 6萬千米，逐漸形成了區(qū)域的油氣管網(wǎng)供應格局， 中國的管道工業(yè)得到了極大的發(fā)展。本課題中所研究的管道探傷機器人也是應用在特殊作業(yè)環(huán)境下的一類特種機器人，其可以沿管道內(nèi)壁行走，通過攜帶的機電儀器，能夠完全自主或在人工協(xié)助下完成特定的管道作業(yè)，包括管道腐蝕程度、裂紋、焊接缺口的探傷檢測，以及對焊接縫防腐補口等處理。既然管道在工業(yè)現(xiàn)場中有著如此廣泛的應用，其安全運行問題也越來越受到人們的重視。一旦管道破損，僅維護搶修的成本巨大，從中泄露的物質(zhì)會對周圍的生態(tài)環(huán)境及人類生命安全造成威脅。如果能夠及時發(fā)現(xiàn)并確定泄漏點，就能有效地減輕泄漏事故造成的損失和危害。然而由于管道埋地較深，通過常規(guī)的巡線檢測方法很難步到泄漏點，另外長輸管道距離長，沿途多為荒漠、沼澤或河流，而檢測方法多為人工定期巡檢，這都限制了泄漏檢測與定位的實時性,準確性。因此，管道的維護管理、泄漏的檢測、保障管道安全運行已成為界上重要的研究課題并日益受到重視。管道探傷機器人作為一類特種機器人，正是在這樣的環(huán)境下應運而生，管道探傷機器人的優(yōu)點在于它不僅具有探傷質(zhì)量高、作業(yè)速度快等優(yōu)點，而且使操作檢測人員免受大劑量射線的輻射之苦。因此管道探傷機器人有著廣闊的應用前景。1.2管道探傷機器人的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀管道探傷機器人是目前智能機器人研究領域的熱點問題之一。 近幾十年來，核工業(yè)、石油工業(yè)的迅猛發(fā)展為管道探傷機器人提供了廣闊的應用前景。由于大量地下、海底管線的維護需要刺激了管道探傷機器人的研究。 從20世紀70年代起，國內(nèi)外許多研究人員就針對管道探傷機器人提出了大量的設計方案并對其能夠?qū)崿F(xiàn)的功能進行不斷地補充和完善，這些研究成果對管道探傷機器人的技術(shù)改進和應用場合的擴展起到巨大的推動作用。目前，各國的研究學者已經(jīng)研制出了滿足不同需要的管道探傷機器。從上世紀50年代起，為了滿足長距離管道的自動清理及檢測的需求，英、美等國相繼開展了這方面的研究，其最初的成果是在1965年，美國Tuboscope公司采用漏磁檢測裝置Linalog首次進行了管內(nèi)檢測，盡管當時尚屬于定性檢測，但具有劃時代的意義。我國從20世紀90年代初期，開始了管道探傷機器人的研發(fā)工作，國內(nèi)較早進入該研究領域的有哈爾濱工業(yè)大學、清華大學、上海交通大學、大慶油建公司、中國石油天然氣管道局等單位。相比較而言，我國的地下管道檢測技術(shù)仍處于起步探索階段，大部分檢測管道腐蝕的技術(shù)都停留在管外檢測，方法傳統(tǒng)落后。各種管道探傷機器人仍在研究中，成熟的產(chǎn)品尚未開發(fā)出來。盡管某些科研單位己經(jīng)研制出了幾種功能樣機，但它們只能對空管道進行檢測，難以滿足工程上的要求。1.3本文研究的主要內(nèi)容本文根據(jù)直線電機的工作原理及其結(jié)構(gòu)特點， 設計了以直流電機為移動動力的管道探傷機器人。本課題將在以下兩個方面開展研究工作（1）管道探傷機人機架的研究機架是主要有四桿機構(gòu)和傳動螺桿以及減速器組成， 四桿機構(gòu)保證機器人可以在一定范圍不同直徑的管道內(nèi)均能使用， 傳動螺桿保證四桿機構(gòu)能夠達到所需要的位置， 減速器保起到緩沖和提高精度的作用。2）管道探傷機人履帶移動部分的研究該部分主要是由減速器、驅(qū)動輪、從動輪、履帶組成，驅(qū)動輪主要是帶動履帶轉(zhuǎn)動，履帶和管道接觸產(chǎn)生移動。第2章管道探傷機器人的要求指標根據(jù)所要設計內(nèi)容管道探傷機器人的初步構(gòu)想如圖 2-1所示。圖2-1 管道探傷機器人三維圖2.1管道探傷機器人的技術(shù)指標 (依據(jù)現(xiàn)代管道機器人技術(shù) )行走速度：5.36mmin自重:6kg凈載重：11kg機身尺寸：351mm155mm155mm自適應管道半徑范圍：200mm:300mm越障能力：2mm:5mm爬坡能力：150工作電壓：12V一次性行走距離：2500m牽引力:300N:400N密封性能：履帶密封，機架半開放2.2管道探傷機器人的工作指標(依據(jù)現(xiàn)代管道機器人技術(shù))工作環(huán)境：中性液體環(huán)境，液面高度不得高于30mm工作溫度：00:500第3章元器件選用3.1電動機的選用本設計采用圓周三點限位支架，三個履帶行走構(gòu)件相互獨立，因而需要提供三個相同的電動機分別驅(qū)動各個履帶。另外，管徑自適應結(jié)構(gòu)由絲杠螺母傳動，也需要一個電動機作為驅(qū)動，于是整個機器人需要4個電動機?？紤]到整個機構(gòu)適用于200~300mm管徑的管道內(nèi)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(shù)，履帶行走機構(gòu)的高度50mm，所用電動機直徑大約20mm。同時作為履帶機構(gòu)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，4個電機都是統(tǒng)一規(guī)格、同種型號。最后由于設計要求中規(guī)定了每分鐘的行程，所以電動機應該轉(zhuǎn)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(jīng)過多方查閱資料。決定采用一下型號的電動機：型號：SG-27ZYJ；額定功率：10W12VDC；額定轉(zhuǎn)速度：400rpm；額定轉(zhuǎn)矩：300Nmm。實物圖如圖3-1所示。圖3-1 上圖為電動機實物參考圖3.2配件選用根據(jù)探傷機器人的要求以及目前市場所有的相關配件種類本裝置應選擇配件為：蓄電池:12V,9000mAh。攝象頭：CCD探頭，具體尺寸可選。1200范圍內(nèi)可以探視。雙頭白光二級管探照光源。第4章機架部分的設計計算根據(jù)圖2-1的設想知機架部分的初步構(gòu)想圖如圖 4-1所示。圖4-1 機架部分三維圖4.1機架部分的功能和結(jié)構(gòu)機架部分的主要功能為支撐在管道內(nèi)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(chǎn)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(diào)整的機架機構(gòu)，即主要有兩個作用：①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(yè)；②可以提供附加正壓力增加機器人的履帶與管道內(nèi)壁間的壓力，改善機器人的牽引性能，提高管內(nèi)移動檢測距離。為了滿足管徑自適應的功能，本次設計采用了基于平行四邊形機構(gòu)的管徑適應調(diào)整機構(gòu)，在由1200空間對稱分布的3組平行四邊形機構(gòu)組成，采用滾珠絲杠螺母調(diào)節(jié)方式，每組平行四邊形機構(gòu)帶有履帶的驅(qū)動裝置示意圖如4-2所示。機構(gòu)調(diào)節(jié)電動機為步進電動機， 滾珠絲杠直接安裝在調(diào)節(jié)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C和履帶架鉸接在一起，另一端D鉸接在固定支點上，推桿MN與連桿CD鉸接在M點，另一端鉸接在軸套上的Ⅳ 點，連桿AB、BC和CD構(gòu)成了平行四邊形機構(gòu)，機器人的驅(qū)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(diào)節(jié)電動機驅(qū)動滾珠絲杠轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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MN運動，進而推動連桿CD繞支點D轉(zhuǎn)動，連桿CD的轉(zhuǎn)動又帶動了平行四邊形機構(gòu)ABCD平動，從而使管道檢測機器人的平行四邊形輪腿機構(gòu)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(nèi)壁上，達到適應不同管徑的的．調(diào)節(jié)電動機驅(qū)動滾珠絲杠轉(zhuǎn)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(qū)動輪和管道內(nèi)壁之間的壓力和，保證管道檢測機器人以穩(wěn)定的壓緊力撐緊在管道內(nèi)壁上，使管道檢測機器人具有充足且穩(wěn)定的牽引力。在4-2中，當 [150,800]時，機架適應管道半徑的范圍在 196,323mm。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結(jié)構(gòu)簡圖如圖 4-2所示履帶RaduisR2=325mmR1=200mm圖4-2絲杠螺母自適應機構(gòu)圖4.2機架部分的力學特性分析對于履帶式驅(qū)動方式的管道機器人，牽引力由運動驅(qū)動電動機驅(qū)動力以及履帶與管壁附著力決定。當運動驅(qū)動電動機的驅(qū)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(shù)有關。摩擦系數(shù)由材料和接觸條件決定，不能實現(xiàn)動態(tài)調(diào)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(diào)整機構(gòu)，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(nèi)實現(xiàn)牽引力的動態(tài)調(diào)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 G在對稱的中心線上面。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4-2所示)。N1N2G（4-1）隨著管道機器人在管內(nèi)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(gòu)，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(diào)節(jié)電動機輸出扭矩 T帶動絲杠螺母相對轉(zhuǎn)動，產(chǎn)生推動力F推動推桿運動，使得各組履帶壓緊貼在管道內(nèi)壁，產(chǎn)生附加的正壓力 P。將各個履帶由于重力而產(chǎn)生的作用反力定義為 N,由附加正壓力所產(chǎn)生的作用反力定義為 P，絲杠螺母桿的推力為 F，由力平衡原理可得：（NP）cot=F1由Lsin+h1+h=R得cot=L2(Rhh1)2Rhh1絲杠螺母需施加的推力F1為：F1=（NL2(Rhh1)2P）hh1R式中L、R、h、h1如圖4-2所示。絲杠螺母所產(chǎn)生的切向力 F2=F1tan（ ）。

（4-2）（4-3）（4-4）（4-5）其中=arctanpn；arctanu1。（4-6）d式中pn、d分別為滾珠絲杠的導程、大徑：u1為絲杠與螺母之間的摩擦系數(shù)。電機需要輸出的扭矩為T=F2d2/。（4-7）2式中 為滾珠絲杠的螺母副的傳動效率。查表知： u1=0.13； =80%。以符號Fe表示機器人的提供的牽引力，當運動驅(qū)動電機的驅(qū)動力足夠大的時候，牽引力Fe為： F e=（ N P）u2。 (4-8)式中 2為履帶的附著系數(shù)，近似于摩擦系數(shù)，因管道內(nèi)部環(huán)境條件，故按油潤滑條件來取值u2=0.5。由(4-4),(4-5)，(4-7)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(zhuǎn)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=100mm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=100mm時的，機架的力學分析的計算。估算 P的范圍在[0,50N]之間。采用的是履帶中驅(qū)動的同種電機，額定轉(zhuǎn)矩 T 300Ngmm,額定輸出轉(zhuǎn)速為200rpm。由設計的尺寸可得h=23mm,h=51mm，L=88mm，L=L=42.5,ph=3mm，d/2=11mm1121由式(4-3)可算出cot=3.23351。帶入式(4-4),由P[0,50N]，可算出所需要的推力F的范圍為549.7N,711.4N。由式（4-6）計算tan（）=0.2。帶入式(4-5)可算出需要輸入的切向力F2109.94N,142.28N。帶入式（4-7）可計算出所需要的轉(zhuǎn)矩為T858.9,1111.56N.mm。由式(4-8)可求出管道機器人的牽引力 Fe的范圍為[85N,110N]。第5章機架部分傳動系統(tǒng)的設計計算根據(jù)管道機器人在管道中的運行， 傳動螺桿轉(zhuǎn)速不宜過高，所以總傳動比：i=4；Ⅰ級傳動比：i=2；Ⅱ級傳動比：i=2，傳動部分的初步構(gòu)想如圖 5-1所示。圖5-1 機架部分傳動系統(tǒng)三維圖5.1I 級傳動系齒輪的設計計算 壽命要求和初步數(shù)據(jù)Ⅰ級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩 T1 300Nmm，高速軸轉(zhuǎn)速n1 400rpm，傳動比i=2，使用壽命為30000小時，工作時有輕度振動。 選用材料小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，270HB；大齒輪45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，250HB；H1H2齒面粗糙度1.6。 接觸疲勞強度設計計算軟齒輪，根據(jù)機械設計 3按接觸疲勞強度設計計算2kT1u1ZHZE2d（5-1）3udH（1）齒數(shù)比u=i=2.0。（2）齒寬系數(shù) d：直齒取 d＝0.8。（根據(jù)機械設計 3表10-7）（3）載荷系數(shù)KKAKVKK（5-2）①工況系數(shù)KA1.00。（根據(jù)機械設計3表10-2）②動載荷系數(shù)KV。取小齒輪齒數(shù)z1＝14；初估小齒輪圓周速度v1＝0.3m/s。Kv＝1。（根據(jù)機械設計3圖10-8）③齒向載荷分布系數(shù)K。（根據(jù)機械設計3圖10-4）1.11④載荷分布系數(shù)K。a）大齒輪齒數(shù)z2iz1＝2×14＝28取z2＝28。b）螺旋角0。（直齒）c）端面重合度1.883.2(11)cos＝1.49。（5-3）z1z2d）縱向重合度＝。（直齒）0e）總重合度＝1.49；K＝1.12。（根據(jù)機械設計3圖10－9）⑤載荷系數(shù)K＝1.2432。（4）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1 300(Nmm)。（5）材料彈性系數(shù)ZE 189.8。（根據(jù)機械設計 3表10-6）（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 2.5。（標準直齒）（7）許用接觸疲勞應力H＝HlimKHNSHmin①小齒輪接觸疲勞極限應力Hlim1＝720N/mm2。（根據(jù)機械設計3②大齒輪接觸疲勞極限應力Hlim2＝575N/mm2。（根據(jù)機械設計3

（5-4）圖10-21）圖10-21）③最小許用接觸安全系數(shù)；設失效概率 1/100，SHmin SFmin 1.00。④小齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne1=60n1jLh。（5-5）n1=400r/min；j=1；th=30000h；Ne1＝7.2×108。⑤大齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne2=Ne1/i=3.6108。⑥大、小齒輪接觸壽命系數(shù)kHN1=kHN2=1。（根據(jù)機械設計3圖10-19）小齒輪許用接觸疲勞應力：KHN1Hlim1=7202（5-6）H1=SH1.00=720（N/mm）。min大齒輪許用接觸疲勞應力：KHN2Hlim2=5752（5-7）H2=SH1.00=575（N/mm）。min從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：HH2575(N/mm2)。（8）中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2，齒寬b1,b2和模數(shù)m2kT1u1ZHZE2dmin1=3＝9.84mm取14mm。（5-8）duH中心距ad1(1+i)=114；圓整為。（5-9）22(1+2)=21mma=21mm模數(shù)m＝2a＝1.0mm；取m＝1mm。（5-10）z1z2z1z214，取z114，初選正確；Z2=28。（5-11）z1i1于是d1＝mz1＝14mm；d2＝mz2＝28mm。（5-12）齒寬bdd10.81411.2(mm)。（5-13）取小齒輪寬度 b1=12mm，大齒輪寬度為 b2=11.2mm。 參數(shù)的修正（1）動載荷系數(shù)kv小齒輪實際圓周速度v1d1n114400（5-14）1000600.2932(m/s)。601000與初估v1=0.30m/s相符，Kv值無需修正。（2）載荷系數(shù)K及其他參數(shù)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(shù)保持不變。5.1.5彎曲強度校驗計算F2KT1YFaYSa（5-15）bd1mn（1）基本尺寸K=1.2432；T1＝300Nmm；T2＝600Nmm。b=11.2mm；；d2＝；。d1=14mm28mmmn=m=1mm（2）齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)（根據(jù)機械設計3表10-5）小齒輪齒形系數(shù)YFa12.95，大齒輪齒形系數(shù)YFa22.55。小齒輪應力校正系數(shù)YSa11.52，大齒輪應力校正系數(shù)YSa21.61。（3）許用彎曲疲勞應力F=FlimKFN（5-16）SFmin①(根據(jù)機械設計3圖10-20)小齒輪彎曲疲勞極限應力Flim1280N/mm2，大齒輪彎曲疲勞極限應力Flim2210N/mm2。②最小許用彎曲安全系數(shù)保失效概率1/100，選擇最小安全系數(shù)SFmin1SFmin21.3。③彎曲壽命系數(shù)Ne1=7.2 108；Ne2=3.6 108；KFN1=KFN2=0.96。（根據(jù)機械設計 3圖10-18）④彎曲疲勞應力 F1F2

=Flim1KFN1=2800.962(5-17)SF1.3=206.8（N/mm）。min=Flim2KFN2=2100.96=155.1(N/mm2)。(5-18)SF1.3minF1=2KT1YFa1YFa2=21.24323002.951.52=19.91(N/mm2)。(5-19)bd1mn12141F2因為

2KT1=bd1mnF1 [

2(5-20)YFa1YFa2=26.04（N/mm）。F]1； F2 [ F]2；所以校驗合格 。標準齒輪ha*=1，C=0.25；小齒輪的變?yōu)橄禂?shù)x=17Z1=0.176；齒頂圓直徑17da=Zm+2（h*a+x）m；齒根園直徑 df=Zm-2（h*a+C-x）m；齒全高h=（2h*a+C）m。根據(jù)上述計算，齒輪數(shù)據(jù)如表5-1。表5-1一級齒輪組的具體數(shù)據(jù)項目單位小齒輪大齒輪中心距amm21.176模數(shù)mmm1傳動比i2端面壓力角t()20齒數(shù)z1428齒寬bmm1211.2分度圓直徑dmm1428齒高hmm2.252.25齒頂圓直徑damm16.35230齒根圓直徑dfmm11.58225.5節(jié)圓直徑mm14.11728.2355.2Ⅱ級傳動系齒輪的設計計算 壽命要求和初步數(shù)據(jù)Ⅱ級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩 T1 450Nmm，高速軸轉(zhuǎn)速 n1=200rpm，傳動比i=2，使用壽命為30000小時，工作時有輕度振動。 選用材料采用7級精度軟齒閉式圓柱直齒輪；小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H1270HB；大齒輪45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H2 250HB；齒面粗糙度1.6。 接觸疲勞強度設計計算因為是軟齒輪，故根據(jù)機械設計 3按接觸疲勞強度設計計算2kT1u12dZHZE31udH（1）齒數(shù)比u=i=2。（2）齒寬系數(shù)d：直齒取d＝0.8。（根據(jù)機械設計3表10-7）（3）載荷系數(shù)。KKAKVKK①工況系數(shù)KA1.00。（根據(jù)機械設計3表10-2）②動載荷系數(shù)KV。取小齒輪齒數(shù)z1＝14；初估小齒輪圓周速度；v1＝0.15m/s。Kv＝1。（根據(jù)機械設計 3圖10-8）③齒向載荷分布系數(shù) K 1.11。（根據(jù)機械設計 3表10-4）

(5-21)(5-22)④載荷分布系數(shù)K 。a ）大齒輪齒數(shù)z2 iz1＝2×14＝28取z2＝20。b ）螺旋角 0。（直齒）c）端面重合度1.883.2(11)cos＝1.54。(5-23)z1z2d）縱向重合度＝。（直齒）0e）總重合度＝1.54；K＝1.12。⑤載荷系數(shù)K＝1.2432。（4）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=600（N.mm）（5）材料彈性系數(shù)ZE 189.8（根據(jù)機械設計 3表10-6）（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 2.5（標準直齒）（7）許用接觸疲勞應力H＝HlimKHN(5-24)SHmin①小齒輪接觸疲勞極限應力Hlim1＝720N/mm2。（根據(jù)機械設計3圖10-21）②大齒輪接觸疲勞極限應力Hlim2＝575N/mm2。（根據(jù)機械設計3圖10-21）③最小許用接觸安全系數(shù),設失效概率1/100SHminSFmin1.00。④小齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne1=60n1jLh。(5-25)n1＝200r/min；Lh=30000h；Ne1＝3.6×108。⑤大齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne2=Ne1/i=1.8108。⑥大、小齒輪接觸壽命系數(shù)kHN1=kHN2=1。（根據(jù)機械設計3圖10-19）小齒輪許用接觸疲勞應力：KHN1Hlim1=7202。(5-26)H1=1.00=720(N/mm)SHmin大齒輪許用接觸疲勞應力：KHN2Hlim2=5752。(5-27)H2=SH=575(N/mm)min1.00從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：HH2575(N/mm2)。（8）中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2，齒寬b1,b2和模數(shù)m2dmin1=32kT1u1ZHZE＝12.4mm取14mm。(5-28)duH中心距ad1(1+i)=114（）圓整為。(5-29)221+2=21mma=21mm模數(shù)m＝2a＝1.00mm；取m＝1mm。(5-30)z1z2Z1=Z1Z2=14，取z1，初選正確；Z2=28。(5-31)1i14于是d1＝mz1＝14mm；d2＝mz2＝28mm。(5-32)齒寬b=dd1=0.8。(5-33)14=11.2mm取小齒輪寬度 b1=12mm，大齒輪寬度為 b2=11.2mm。 參數(shù)的修正（1）動載荷系數(shù)kv小齒輪實際圓周速度v1=d1n1=0.147100060與初估v1=0.15m/s相符，Kv值無需修正。（2）載荷系數(shù)K及其他參數(shù)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(shù)保持不變。 彎曲強度校驗計算 F 2KT1YFaYSa Fbd1mn（1）基本尺寸K=1.2432；T1＝600Nmm；T2＝1200Nmm。

(5-34)(5-35)d1=14mm；d2＝28mm；mn=m=1mm。（2）齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)小齒輪齒形系數(shù)YFa12.95，大齒輪齒形系數(shù)YFa22.55（根據(jù)機械設計3表10-5）小齒輪應力校正系數(shù)YSa11.52，大齒輪應力校正系數(shù)YSa21.61。（3）許用彎曲疲勞應力F=FlimKFN(5-36)SFmin①(根據(jù)機械設計 3圖10-20)小齒輪彎曲疲勞極限應力 Flim1 280N/mm2，大齒輪彎曲疲勞極限應力Flim2 210N/mm2。②最小許用彎曲安全系數(shù)保失效概率 1/100，選擇最小安全系數(shù) SFmin1 SFmin2 1.3。③彎曲壽命系數(shù)Ne1=3.6 108；Ne2=1.8 108；KFN1=KFN2=0.96。（根據(jù)機械設計 3圖10-18）1F2

=Flim1KFN1=2800.96=206.77(N/mm2)。(5-37)SFmin1.3=Flim2KFN2=2100.96=155.08(N/mm2)。(5-38)SFmin1.3F1=2KT1YFa1Ysa1=39.82(N/mm2)； F2=2KT1Ysa2YFa2=39.06(N/mm2)bd1mnbd1mn因為F1[F]1；F2[F]2。所以校驗合格。標準齒輪ha*=1，C=0.25；小齒輪的變?yōu)橄禂?shù)x=17Z1=0.176；齒頂圓直徑17da=Zm+2（h*a+x）m；齒根園直徑 df=Zm-2（h*a+C-x）m；齒全高h=（2h*a+C）m。根據(jù)上述計算，齒輪數(shù)據(jù)如表 5-2。表5-2二級齒輪組具體數(shù)據(jù)項目單位小齒輪大齒輪中心距amm21.176模數(shù)mmm1傳動比i2端面壓力角t()20齒數(shù)z1428齒寬bmm1211.2分度圓直徑dmm1428齒高hmm2.252.25齒頂圓直徑damm16.35230齒根圓直徑dfmm11.85225.5節(jié)圓直徑mm14.11728.2355.3傳動螺桿的設計計算 壽命要求和初步數(shù)據(jù)螺紋大徑d=22mm；螺紋中經(jīng)d2=19mm；螺距P=3mm；螺紋小徑d1=16mm螺紋內(nèi)經(jīng)d0=10mm；螺母高度H=20mm。 耐磨性條件計算d2=0.8F(5-39)p式中=H=3；Fmax=711.4N；查表5-12p=11；代入計算d2≧3.7，故耐磨d2性滿足要求。 螺桿的強度計算ca=134T2F2≦（5-40）Ad1式中Fmax=711.4N；Tmax=1111.56N×mm；A=（d02—d02）；=s=640=160mpa；444ca=9.7<故強度滿足要求。第6章履帶行走系設計履帶行走系的初步構(gòu)想圖如圖 6-1所示。圖6-1 履帶行走系的三維圖6.1行走系的選擇管道機器人的行走系現(xiàn)大部分采用輪式結(jié)構(gòu)和履帶式模塊結(jié)構(gòu)的行走系。 管道機器人實現(xiàn)在管內(nèi)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(qū)動力足夠大的時候，牽引力Fe:FNe其中Ne為履帶與管道壁面e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4-6輪，其驅(qū)動方式有獨輪或多輪驅(qū)動。它的附著力 Fe只與驅(qū)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(jié)構(gòu)特點，它在單個電機驅(qū)動的情況下，正壓力 Ne等于載體與管壁產(chǎn)生的正壓力，因此有大的附著力。同時，在管道內(nèi)行走的穩(wěn)定性和越障性能上，履帶式行走系的總體性能要優(yōu)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。6.2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(zhuǎn)變?yōu)楣艿罊C器人在管道內(nèi)的移動和牽引力。履帶行走系的裝置包括履帶,驅(qū)動輪，張緊機構(gòu)，傳動機構(gòu)，原動件，張緊緩沖裝置(本設計中將此機構(gòu)設置在機架上)組成。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(chǎn)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(xù)的履帶。它噪聲小，不損壞路面，接地壓力均勻。履帶傳動機構(gòu)可用類似同步帶傳動機構(gòu)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(chǎn)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(yōu)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(jié)制，模數(shù)制，特殊節(jié)距制。結(jié)合管道機器人履帶部分的尺寸，選取模數(shù)制帶形。由機械設計3

表12-1-55

可查得現(xiàn)有的模數(shù)制同步帶產(chǎn)品，選取

m zb

bs

2 65 115，節(jié)線長Lp

408.41mm。其中模數(shù)

m

2,齒數(shù)

zb

65,

帶寬bs

115(

此為最大的帶寬，廠方可根據(jù)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。6.3同步帶和帶輪(履帶)的設計計算 計算功率帶傳動比：i0＝1；驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速：n1＝43r/min；驅(qū)動輪的輸出功率PI＝11w。 選普通V帶型號因為用于履帶傳動，所以根據(jù)機械設計3表8-7得KA＝1.3；Pc＝KAgPI＝14.3w；模數(shù)制同步帶產(chǎn)品：mzbbs265115節(jié)線長度Lp408.41mm。 求大小帶輪基準直徑取d1d240mm。6.3.4驗算帶速vv1=d1n1=0.09<Vmax（6-1）100060 求V帶基準長度和中心距初步選取中心距 0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)；取a0＝150mm。L

PO2a0(d1d2)(d2d1)mm；（6-2）425.624a0與原先取的節(jié)線長Lp＝408.41mm相符合；可取齒數(shù)zb65；履帶中中心距是可LpLop（6-3）以調(diào)整的：aa0141.5mm。26.3.6帶寬bsb

p13（根據(jù)機械設計3表12-2）（6-4）s10kzFaFcv式中Fa為單位帶寬的許用應力，根據(jù)機械設計 3表12-1模數(shù)m 2時，單位帶寬許用拉力Fa6Ngmm1。單位帶寬,單位長度的質(zhì)量mb2.4103kggmm1gm1；由Fc=mbv2=0.01944×103；可求得bsp1103；履帶帶寬bs=26>20.37；符合帶寬要求。kzFaFcv 剪切應力驗算Pd112（6-5）1.44mbszmv=6=0.27(N/mm)1.442260.09根據(jù)機械設計3表12-1可得許用剪切應力p0.5:0.8Ngmm2可得p符合剪切應力的要求。 壓強驗算ppPd=11=0.653(N/mm2)。（6-6）0.6mbszmv0.622660.09根據(jù)機械設計3表12-1-78可得許用壓強Pp2:2.5Ngmm2。6.3.9求作用在帶輪軸上的切向力F模數(shù)制同步帶輪：Ft=p1=11=122.2>Femax。（6-7）0.09同步帶輪型號選擇和參數(shù)選擇同步帶中的階梯齒形的模數(shù)制同步帶產(chǎn)品。從現(xiàn)有的同步帶產(chǎn)品中選擇出m zb bs 2 65 115，節(jié)線長Lp＝408.41mm的同步帶的型號。校驗符合實際情況。第7章行走系中傳動系統(tǒng)根據(jù)機器人不宜行走過快，所以選用總傳動比：i=9.375；Ⅰ級傳動：i1.5；Ⅱ級傳動：i=2.5；Ⅲ級傳動：i=2.5，行走系初步構(gòu)想圖如圖7-1所示。圖7-1 行走系傳動系統(tǒng)的三維圖7.1Ⅰ級圓錐齒輪傳動系齒輪的設計計算 壽命要求和初步數(shù)據(jù)Ⅰ級直齒錐齒輪傳動的傳動扭矩

T1

300Nmm，高速軸轉(zhuǎn)速

n1

400rpm，傳動比i 1.5，使用壽命為30000小時，工作時有輕度振動。 選用材料采用7級精度軟齒閉式圓錐直齒輪； 小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H1

270HB；大齒輪

45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，

H2

250HB；齒面粗糙度

1.6。 接觸疲勞強度設計計算根據(jù)推薦，按接觸疲勞強度設計計算d134KT22u(ZEZH)2(7-1)d(10.5d)[H]（1）齒數(shù)比u=i=1.5。（2）齒寬系數(shù)d：直齒取d＝0.3。（3）載荷系數(shù)。KKAKVKK(7-2)①工況系數(shù)KA1.00。（根據(jù)機械設計3表10-2）②動載荷系數(shù)KV。取小齒輪齒數(shù) z1＝20；初估小齒輪圓周速度 v1＝0.42m/s。Kv＝1。（根據(jù)機械設計 3 表10-8）③齒向載荷分布系數(shù)uR/(2R)0.265，K1.01。④載荷分布系數(shù)Ka ）大齒輪齒數(shù)z2 iz1＝1.5×20＝30；取z2＝30。b ）螺旋角 0（直齒）c）端面重合度1.883.2(11)cos＝1.61。(7-3)z1z2e）縱向重合度＝。（直齒）0d）總重合度＝1.61查表得K＝1.0。⑤載荷系數(shù)K＝1.01。（4）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1300(Nmm)。（5）材料彈性系數(shù)ZE189.8。（根據(jù)機械設計3表15－17）（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH2.5。標準直齒（7）許用接觸疲勞應力H＝HlimKHN(7-4)SHmin①小齒輪接觸疲勞極限應力Hlim1＝720N/mm2。（根據(jù)機械設計3②大齒輪接觸疲勞極限應力Hlim2＝575N/mm2。（根據(jù)機械設計3

圖10-21）圖10-21）③最小許用接觸安全系數(shù)設失效概率1/100；SHminSFmin1.00。④小齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne1=60n1jLh。(7-5)n1＝200r/min；；Lh=30000h；Tmax1T1；Ne1＝7.2×8。J=110⑤大齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne2=Ne1/i=4.8×108。⑥大、小齒輪接觸壽命系數(shù)kHN1=kHN2=1。（根據(jù)機械設計3圖10-19）小齒輪許用接觸疲勞應力：H1=KHN1Hlim1=720=720(N/mm2)。(7-6)SHmin1.00大齒輪許用接觸疲勞應力：KHN2Hlim2=5752。(7-7)H2=SH1.00=575(N/mm)min從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：HH2575(N/mm2)。（8）中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2，齒寬b1,b2和模數(shù)m4KT1ZEZH21.01300189.52d132()232.510.81取20mm2d(10.5d)u[H]0.3(10.50.3)1.5575取m=1mm。小齒輪齒數(shù)z120,大齒輪齒數(shù)z230；于是d1＝mz1＝20mm；d2＝mz2＝30mm。R=18.03mm，齒寬bdR0.318.035.409(mm)；取小齒輪寬度b15.5mm，大齒輪寬度為b25mm。7.1.4參數(shù)的修正（1）動載荷系數(shù)kv小齒輪實際圓周速度v1d1n1204000.418(m/s)。（7-8）601000601000與初估v1=0.42m/s相符，Kv值無需修正。（2）載荷系數(shù)K及其他參數(shù)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(shù)保持不變。7.1.5彎曲強度校驗計算4KT1YFaYsa[F]（7-9）FR(10.5R)2z12m3u21（1）已知數(shù)據(jù)K=1.01；T1＝300Nmm；T2＝450Nmm。（2)當量齒數(shù)①小、大齒輪的分錐角1,2。cos1ctg1/1ctg21u/1u20.832；cos20.554（7-10）②小、大齒輪的當量齒數(shù) ze1,ze2。ze1z1/cos124.04；ze2z2/cos294.88（7-11）（3)齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)（根據(jù)機械設計3表10-5）小齒輪齒形系數(shù)YFa12.65，大齒輪齒形系數(shù)YFa22.2小齒輪應力校正系數(shù)YSa11.58，大齒輪應力校正系數(shù)YSa21.78。（4）許用彎曲疲勞應力F=FlimKFN（7-12）SFmin①小齒輪彎曲疲勞極限應力Flim1280N/mm2，大齒輪彎曲疲勞極限應力Flim2210N/mm2。②最小許用彎曲安全系數(shù)保失效概率 1/100，選擇最小安全系數(shù) SFmin1 SFmin2 1.3。③彎曲壽命系數(shù)Ne1=2.4108；8；KFN1=KFN2=0.96（根據(jù)機械設計3圖10-18）Ne21.2101F2

=Flim1KFN1=2800.962（7-13）SF1.3=206.77(N/mm)。min=Flim2KFN2=2100.962（7-14）SF1.3=155.08(N/mm)。min4KT1YFa1Ysa14KT2YFa2Ysa2F10.5R)2z12m3u21F2R(1R(10.5R)2z22m3u214*1.01*300*2.65*1.584*1.01*450*2.2*1.780.3*(10.5*0.3)2*2021.5210.3*(10.5*0.3)2*302*1.52132.47N/mm220.24N/mm2因為F1[F]1；F2[F]2；所以校驗合格。根據(jù)上述計算，齒輪數(shù)據(jù)如表7-1。表7-1一級齒輪組的具體數(shù)據(jù)項目單位小齒輪大齒輪大端模數(shù)mmm1傳動比i1.5端面壓力角t()20齒數(shù)z2030齒寬bmm5.55大端分度圓直徑dmm2030中點分度圓直徑dmm1725.5齒高hmm2.22.2大端齒頂圓直徑damm21.66431.11大端齒根圓直徑dfmm18.6728.67錐距mm18.037.2Ⅱ級傳動系齒輪的設計計算 壽命要求和初步數(shù)據(jù)Ⅱ級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩 T1 450Nmm，高速軸轉(zhuǎn)速n1 267rpm，傳動比i=2.5，使用壽命為30000小時，工作時有輕度振動。7.2.2選用材料采用7級精度軟齒閉式圓柱直齒輪：小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H1270HB；大齒輪45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H2250HB；齒面粗糙度1.6。7.2.3接觸疲勞強度設計計算因為是軟齒輪，故按接觸疲勞強度設計計算，按彎曲疲勞強度校驗計算。2d2kT1u1ZHZE3udH（1）齒數(shù)比u=i=1.6。（2）齒寬系數(shù) d：直齒取 d＝0.8。（根據(jù)機械設計 3表10-7）（3）載荷系數(shù)。KKAKVKK①工況系數(shù)KA1.00。（根據(jù)機械設計3表10-2）②動載荷系數(shù)KV。取小齒輪齒數(shù)z1＝12；初估小齒輪圓周速度 v1＝0.17m/s。Kv＝1。（根據(jù)機械設計 3圖10-8）③齒向載荷分布系數(shù) K 1.11。（根據(jù)機械設計 3表10-4）

（7-15）（7-16）④載荷分布系數(shù)K。a）大齒輪齒數(shù)ziz＝2.5×12＝30，取z2＝30。21b）螺旋角0。（直齒）c）端面重合度11)cos＝1.51。（7-17）1.883.2(z2z1d）縱向重合度＝。（直齒）0e）總重合度＝1.51；K＝1.12。⑤載荷系數(shù)K＝1.2432。（4）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1450(Nmm)（5）材料彈性系數(shù)ZE 189.8。（根據(jù)機械設計 3表10-6）（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 2.5。標準直齒（7）許用接觸疲勞應力H＝HlimKHN（7-18）SHmin①小齒輪接觸疲勞極限應力Hlim1＝720N/mm2。（根據(jù)機械設計3圖10-21）②大齒輪接觸疲勞極限應力Hlim2＝575N/mm2。（根據(jù)機械設計3圖10-21）③最小許用接觸安全系數(shù)。設失效概率1/100；SHminSFmin1.00。④小齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne1=60n1jLh。（7-19）n1＝267r/min；；=30000h；Ne1＝3.177×8。J=1Lh10⑤大齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne2=Ne1/i=1.27×108。⑥大、小齒輪接觸壽命系數(shù)kHN1=kHN2=1。(根據(jù)機械設計3圖10-19)小齒輪許用接觸疲勞應力：KHN1Hlim1=7202（7-20）H1=SH=720(N/mm)。min1.00大齒輪許用接觸疲勞應力：KHN2Hlim2=5752（7-21）H2=SH1.00=575(N/mm)。min從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：HH2575(N/mm2)。（8）中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2，齒寬b1,b2和模數(shù)m2kT1u1221.2432450(2.51)2.5189.52dmin1=ZHZE=310.9取3u0.82.5575dH12mm；中心距ad1(1+i)=1×12×（1+2.5）=21mm圓整為a=21mm；模數(shù)m＝2a22z1z2＝1.00mm；取m＝1mm；Z1=Z1Z2=12取z112，初選正確；Z2=30；于是d1＝mz11i＝12mm；d2＝mz2＝；齒寬b=dd1=0.3×；取小齒輪寬度b1=5mm，大30mm12=3.6mm齒輪寬度為b2=4.5mm。7.2.4參數(shù)的修正（1）動載荷系數(shù)Kv。小齒輪實際圓周速度v1=d1n1=12267=0.1678m/s601000601000與初估v1=0.17m/s相符，Kv值無需修正。（2）載荷系數(shù)K及其他參數(shù)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(shù)保持不變。7.2.5彎曲強度校驗計算F2KT1YFaYSaF（7-22）bd1mn（1）具體數(shù)據(jù)K=1.2432；T1＝450Nmm；T2＝1125Nmm。b=5mm；d1=12mm；d2＝30mm；mn=m=1mm。（2）齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)小齒輪齒形系數(shù)YFa12.95，大齒輪齒形系數(shù)YF2=2.52小齒輪應力校正系數(shù)YSa11.52，大齒輪應力校正系數(shù)YSa2=1.625。（3）許用彎曲疲勞應力F=FlimKFN（7-23）SFmin(根據(jù)機械設計3圖10-20)小齒輪彎曲疲勞極限應力 Flim1 280N/mm2，大齒輪彎曲疲勞極限應力2Flim2 210N/mm。保失效概率 1/100，選擇最小安全系數(shù) SFmin1=SFmin2=1.3。③彎曲壽命系數(shù)（根據(jù)機械設計 3圖10-18）Ne1=3.177×108；Ne2=1.27×108；KFN1=KFN2=0.96。F2=Flim2KFN2=2100.96=155.08(N/mm2)。（7-24）SFmin1.3=Flim1KFN1=2800.962（7-25）F1SF1.3=206.77(N/mm)。minF1=2KT1YFa1Ysa1=21.2432450×2.95×1.52=435.5。（7-26）bd1mn9.6121F2=2KT1Ysa2YFa2=21.24321125×2.55×1.61=39.87。（7-27）bd1mn9.6301因為F1[F]1；F2[F]2；所以校驗合格。標準齒輪ha*=1，C=0.25；小齒輪的變?yōu)橄禂?shù)x=17Z1=0.176；齒頂圓直徑17da=Zm+2（h*a+x）m；齒根園直徑df=Zm-2（h*a+C-x）m；齒全高h=（2ha*+C）根據(jù)上述計算，齒輪數(shù)據(jù)如表 7-2。表7-2 二級齒輪組的具體數(shù)據(jù)項目中心距a模數(shù)m傳動比i端面壓力角 t齒數(shù)z齒寬b分度圓直徑d齒高h齒頂圓直徑da

單位小齒輪大齒輪mm21.294mm12.5()201230mm54.5mm1230mm2.252.25mm14.58832齒根圓直徑dfmm10.08827.5節(jié)圓直徑mm12.16830.427.3Ⅲ級圓柱齒輪傳動系的設計計算 壽命要求和初步數(shù)據(jù)Ⅲ級圓柱齒輪傳動的傳動扭矩 T1=1125，高速軸轉(zhuǎn)速n1=106.8rpm，傳動比i=2.5，使用壽命為30000小時，工作時有輕度振動。7.3.2選用材料采用7級精度軟齒閉式圓柱直齒輪；小齒輪40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H1270HB；大齒輪45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)，H2 250HB；齒面粗糙度1.6。 接觸疲勞強度設計計算因為是軟齒輪，故按接觸疲勞強度設計計算，按彎曲疲勞強度校驗計算2kT1u12dZHZE3udH（1）齒數(shù)比u=i=2.5（2）齒寬系數(shù)d：直齒取d＝0.8。（根據(jù)機械設計3表10-7）（3）載荷系數(shù)KKAKVKK①工況系數(shù)KA1.00。（根據(jù)機械設計3表10-2）②動載荷系數(shù)KV。取小齒輪齒數(shù)z1＝16；初估小齒輪圓周速度 v1＝0.09m/s。Kv＝1。（根據(jù)機械設計 3圖10-8）③齒向載荷分布系數(shù)K1.11。（根據(jù)機械設計3表10-4）④載荷分布系數(shù)K。a）大齒輪齒數(shù)z2iz1＝2.5×16＝40；取z2＝40。b）螺旋角0。（直齒）c）端面重合度1.883.2(11)cos＝1.60。z1z2

（7-28）（7-29）（7-30）d ）縱向重合度 ＝0。（直齒）e ）總重合度 ＝1.60；K ＝1.12。⑤載荷系數(shù)K＝1.2432。（4）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=1125（N.mm）。（5）材料彈性系數(shù)ZE 189.8。（根據(jù)機械設計 3表10-6）（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 2.5。標準直齒（7）許用接觸疲勞應力H＝HlimKHN（7-31）SHmin①小齒輪接觸疲勞極限應力Hlim1＝720N/mm2。（根據(jù)機械設計3圖10-21）②大齒輪接觸疲勞極限應力Hlim2＝575N/mm2。（根據(jù)機械設計3圖10-21）③最小許用接觸安全系數(shù)設失效概率1/100SHminSFmin1.00。④小齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne1=60n1jLh。（7-32）n1＝166r/min；J=1；Lh=30000h；Ne1＝1.92×108。⑤大齒輪接觸應力當量循環(huán)次數(shù)Ne2=Ne1/i=1.92108=0.768×108。2.5⑥大、小齒輪接觸壽命系數(shù)kHN1=kHN2=1。（根據(jù)機械設計3圖10-19）小齒輪許用接觸疲勞應力：KHN1Hlim1=7202。（7-33）H1=1.00=720(N/mm)SHmin大齒輪許用接觸疲勞應力：KHN2Hlim2=5752。（7-34）H2=1.00=575(N/mm)SHmin從上兩式中取小者作為許用接觸疲勞應力：HH2575(N/mm2)。（8）中心距a，小、大齒輪的分度圓直徑d1,d2，齒寬b1,b2和模數(shù)m22dmin1=32kT1u1ZHZE=321.24321125(2.51)2.5189.5＝14.92mmduH0.82.5575d1(1+i)=1×16×（1+2.5）=28mm，圓整為a=28mm；模數(shù)m＝取16mm；中心距a222a＝1.00mm；取m＝1mm；Z1=Z1Z2=16取z1，初選正確；Z2=40；于是d1z1z21i16mz1＝16mm；d2＝mz2＝40mm；齒寬b=dd1=0.8×16=12.8；取小齒輪寬度b1=13mm，大齒輪寬度為b2=12.8mm。7.3.4參數(shù)的修正（1）動載荷系數(shù)Kv。小齒輪實際圓周速度v1=d1n1=16106.8=0.089（m/s）601000601000與初估v1=0.09m/s相符，Kv值無需修正。（2）載荷系數(shù)K及其他參數(shù)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(shù)保持不變。7.3.5彎曲強度校驗計算F2KT1YFaYSaF（7-35）bd1mn（1）具體數(shù)據(jù)K=1.2432；T1＝1125Nmm；T2＝2812.5Nmm。b=5mm；d1=16mm；d2＝40mm； mn=m=1mm。（2）齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)（根據(jù)機械設計3表10-21）小齒輪齒形系數(shù)YFa12.95，大齒輪齒形系數(shù)YF2=2.40小齒輪應力校正系數(shù)YSa11.52，大齒輪應力校正系數(shù)YSa2=1.67。（3）許用彎曲疲勞應力F=FlimKFN(根據(jù)機械設計3圖10-20)（7-36）SFmin①小齒輪彎曲疲勞極限應力Flim1280N/mm2，大齒輪彎曲疲勞極限應力Flim2210N/mm2。②最小許用彎曲安全系數(shù)保失效概率 1/100，選擇最小安全系數(shù) SFmin1=SFmin2=1.3。③彎曲壽命系數(shù)（根據(jù)機械設計 3圖10-18）Ne1=1.92×108；Ne2=0.768×108；KFN1=KFN2=0.961F2

=Flim1KFN1=2800.962（7-37）SF1.3=206.77(N/mm)min=Flim2KFN2=2100.962（7-38）SF1.3=155.08(N/mm)minF1=2KT1YFa1Ysa1=21.24321125×2.95×1.52=61.24（Nmm）（7-39）bd1mn12.8161F2=2KT1Ysa2YFa2=21.24322812.5×2.40×1.67=54.74（Nmm）（7-40）bd1mn12.8401因為F1[F]1；F2[F]2；所以校驗合格。根據(jù)上述計算，齒輪數(shù)據(jù)如表7-3。表7-3三級齒輪組的具體數(shù)據(jù)項目單位小齒輪大齒輪中心距amm28模數(shù)mmm1傳動比i2.5端面壓力角t()20齒數(shù)z1640齒寬bmm65分度圓直徑dmm1640齒高hmm2.252.25齒頂圓直徑damm1842齒根圓直徑dfmm13.537.5節(jié)圓直徑mm1640第8章行走系中軸系零件的設計行走系中軸系零件的驅(qū)動輪軸、從動輪軸初步構(gòu)想圖分別如圖 8-1、8-2所示。圖8-1 驅(qū)動輪軸的三維圖圖8-2 從動輪軸的三維圖8.1履帶軸系驅(qū)動輪軸零件設計計算 驅(qū)動輪軸的計算（1）概略計算軸徑①驅(qū)動輪軸選用40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)則整根高速軸都使用材料 40Cr，調(diào)質(zhì)。查表機械設計311-6，材料的拉伸強度限 B 750N/mm2，拉伸屈服限s 550N/mm2，彎曲疲勞限 1 350N/mm2，扭轉(zhuǎn)疲勞限 1 200N/mm2。②驅(qū)動輪軸固定在履帶板上，靜止不動，并不具有傳遞功率的作用。相當與軸承的作用，支撐驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)動。（2）驅(qū)動輪軸的結(jié)構(gòu)設計考慮軸上零件的固定及便于軸系零件的裝拆，采用階梯軸結(jié)構(gòu)如圖 8-3所示。①為軸頭1，上有軸承蓋,固定軸承的位置，所以取深溝球軸承 61800，并且軸的長伸到履帶板的外面，直徑取為 10mm。②2段的作用為軸肩，固定軸承的位置，所以直徑取得比 1段稍大，為11mm。3段為軸頸，直徑取17mm，故支承用深溝球軸承61803采用油脂潤滑。④4段軸的直徑為20mm。4312圖8-3 驅(qū)動輪中結(jié)構(gòu)簡圖（3）計算支反力和繪制彎矩圖及扭矩圖由于驅(qū)動輪軸并不傳遞功率， 只是起到支撐的作用，所以只用校驗驅(qū)動輪軸的強度，如圖8-4所示。軸承I 軸承IIF圖8-4驅(qū)動輪軸的受力圖F力在支點產(chǎn)生的反力，如圖8-5所示。FRv1Rv2L1L2L3圖8-5 驅(qū)動輪軸的支點受力圖L2=15mm L3=15mmRv1=FL3/(L2+L3)=17015/30=85N；Rv2=F-Rv1=170-85=85N。（8-1）②垂直面彎矩圖，如圖 8-6所示。Mv圖8-6驅(qū)動輪軸的彎矩圖Mv=Rv1L2=85×15=1275N×mm（8-2）8.1.2高速軸校驗（1）強度校驗①危險截面為F施加在軸上面的力的面，其當量彎矩為Me=Mv=1275N×mm。②軸為40Cr，調(diào)質(zhì)；B＝750MPa；[1b]=70MPadMe=5.67mm；此截面處直徑為17mm，遠滿足要求。（8-3）30.1[1b]（2）軸上軸承的計算滾動軸承基本額定壽命的檢驗，預計壽命30000h。（根據(jù)機械設計3表16－11）根據(jù)機械設計3附表22－3：軸承的基本額定動載荷C=40.8KN。根據(jù)機械設計3表16－9、10得溫度系數(shù)（假定工作時溫度100度）載荷系ft=1數(shù)fp=1對球軸承3。驅(qū)動軸只受徑向力F的作用,Rv1=85NRv2=85N；故其當量動載荷取P=85NLh=106ftC=43196.6h>軸承的預期壽命30000h。因此滾動軸承的設計合理。60nfpp8.2履帶軸系零件錐齒輪傳動軸設計計算 錐齒輪軸設計計算（1）概略計算軸徑①錐齒輪軸采用齒輪軸；因高速軸的齒輪在前面的設計中已設計為選用

40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)；則整根高速軸都使用材料

40Cr，調(diào)質(zhì)；根據(jù)機械設計

3表

20－2；材料的拉伸強度限

B

750N/mm2

，拉伸屈服限

s

550N/mm2

，彎曲疲勞限1

350N/mm2，扭轉(zhuǎn)疲勞限

1

200N/mm2。②高速軸傳遞功率

P

0.0126kW

，轉(zhuǎn)速

n1

267rpm。a ）按扭轉(zhuǎn)強度計算：

d

C3

Pn

；C＝98～107；取

C＝104；則d

3.76mm。b ）按扭轉(zhuǎn)剛度進行計算

d

(91~108)

4

P

＝934

0.0126

＝5.9mm；取直徑為

d=6m。n

267（2）錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計考慮軸上零件的固定及便于軸系零件的裝拆，采用階梯軸結(jié)構(gòu)如圖 8-7所示。1段為軸頸，直徑為軸直徑最小值，取6mm，和錐齒輪過盈連接，支承采用深溝球軸承61801,采用脂潤滑。②2段軸為軸肩，固定滾動軸承，并裝有軸承蓋。軸直徑略大于軸頸，取 11mm。3段為軸頸，直徑取6mm，故支承用深溝球軸承6308。采用油脂潤滑。并和圓柱齒輪間有過盈連接。3 12圖8-7 錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)圖 錐齒輪軸校驗（1）計算支反力和繪制彎矩圖及扭矩圖①求軸上各力，受力示意圖如圖 8-9所示。FaFr1Fr2軸承IFt2軸承IIFt1圖8-9錐齒輪軸的受力圖直齒輪(為一對齒輪中的主動輪)：圓周力Ft1=2T1=2450=75N；徑向力d112Fr1=Ft1tg=75×tg200=27.3N；軸向力Fa=0。(直齒輪無軸向力)圓錐齒輪(為一對齒輪總的從動輪)：圓周力Ft22T12*450dm30N。30徑向力Fr2Ft2tg30tg20cos566.1N。（8-4）軸向力FaFt2tgsin230tg20sin569.0N。（8-5）②垂直平面內(nèi)支承點得支反力，如圖8-10所示。L1L2L3Ft1Rv1Ft2Rv2圖8-10 錐齒輪軸的支點受力圖L1=7.5mm,L2=20.5mm,L3=7.5mmR v1=－91.875N；Rv2=46.875N③水平面支承反力，如圖 8-11所示。L1

L2

L3Fr1

Rh1

Fr2

Rh2圖8-11 錐齒輪軸的支點受力圖R h1=－32.98N；Rh2=11.78N④垂直面彎矩圖，如圖 8-12所示。MvaMvb圖8-12錐齒輪軸的垂直面彎矩圖A,B截面的彎矩大小為：Mav=Ft1L1=562.5(N×mm)（8-6）Mvb=Rv2L3=46.875×7.5=351.56(N×mm)（8-7）⑤水平面產(chǎn)生的彎矩圖，如圖 8-13所示。MhaMhb圖8-13 錐齒輪軸的水平面彎矩圖Mha=Fr1L1=204.75(N×mm)；Mhb=Rh2L3=88.35(N×mm)。（8-8）⑥合成彎矩最不利的情況：將Mva,Mvb相疊加；Ma(Mav2MaH2)1/2=598.6Ngmm（8-9）⑦軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T450Ngmm（2）強度校驗①危險截面為a面其當量彎矩為Me(Ma2(T)2)1/2=656.7Ngmm；其中，取折合系數(shù)＝0.6。②軸為40Cr，調(diào)質(zhì)；由表14－1查得B＝750MP；根據(jù)機械設計3表14－3a查得[1b]=70MPaMe=4.54mm；此截面處直徑為6mm，故滿足要求。d30.1[1b]2段軸為非危險截面，同時直徑也要大，所以軸強度較和滿足。（3）軸的剛度校驗：①軸的彎曲變形計算de(diLi)/Li=6.405mm；l=Li=34mm;材料彈性模量E2.1105MPa光軸剖面的慣性矩I0.05de4＝84.15m撓度yFrl34819.273430.0089348EI2.110584.15由P590對齒輪軸許用撓度[y](0.01~0.03)m；m為齒輪模數(shù)3；許用偏轉(zhuǎn)角[]＝0.005rad；許用扭轉(zhuǎn)角[]oo/m，所以，y[y]；偏轉(zhuǎn)角Frl20.25~1l＝16EI0.000079<[]；故滿足變形條件。②軸的扭轉(zhuǎn)變形的計算材料的切變模量G0.81105MPa。軸的扭轉(zhuǎn)角1nTlii0.00015rad0.08<[]，所以滿足條件。G4i10.1di8.2.3錐齒輪軸承的壽命計算（1）錐齒輪上軸承的計算滾動軸承基本額定壽命的檢驗預計壽命30000h（根據(jù)機械設計3表16－11）查附表22－3：軸承的基本額定動載荷C=40.8KN；溫度系數(shù)ft（假定工作時溫度=1100度）；載荷系數(shù)fp=1.2（由題目給定有輕微振動）；對球軸承3。由上面軸的力學分析可得:Frmax=R2v1R2v2=97.62N；Fa9N。由Fa=0.092<0.25，可得徑向載荷系數(shù)X1；軸向載荷系數(shù)Y0。Frmax故其當量動載荷取最大值P=97.62N。Lh106(ftC)=4562.88×106h>軸承的預期壽命30000h，因此滾動軸承的60nfpP設計合理。8.3履帶軸系零件從動輪傳動軸設計計算驅(qū)動輪軸的計算（1）軸徑的尺寸的初訂①從動輪軸選用40Cr鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)則整根高速軸都使用材料 40Cr，調(diào)質(zhì)。根據(jù)機械設計3查表20－2；材料的拉伸強度限 B 750N/mm2，拉伸屈服限s 550N/mm2，彎曲疲勞限 1 350N/mm2，扭轉(zhuǎn)疲勞限 1 200N/mm2。②從動輪軸固定在履帶板上，靜止不動，并不具有傳遞功率的作用。相當與軸承的作用，支撐驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)動。（2）從動輪軸的結(jié)構(gòu)設計考慮軸上零件的固定及便于軸系零件的裝拆，采用階梯軸結(jié)構(gòu)；軸結(jié)構(gòu)和和從動輪的中心相對稱結(jié)構(gòu)圖如圖8-14所示。：圖8-14 從動輪的結(jié)構(gòu)圖①為軸頭1，上開有張緊的螺釘孔，并和履帶帶板相接觸，取軸直徑為 6mm。②2段的為軸身，裝軸承蓋，取軸直徑為 13mm。③3段為軸頸，直徑取 15mm，故支承用深溝球軸承 61802，采用油脂潤滑。④4段軸為軸肩，起到固定軸承的作用，直徑為19mm。⑤5段軸為軸身，連接兩邊軸肩的作用，取直徑為24mm。（3）計算支反力和繪制彎矩圖由于驅(qū)動輪軸并不傳遞功率，只是起到支撐的作用，所以只用校驗驅(qū)動輪軸的強度，而且沒有扭矩的存在，如圖8-15所示。軸承I軸承II張緊力張緊力圖8-15從動輪軸的受力圖F力在支點產(chǎn)生的反力，如圖8-16所示。F1 F2Rv1Rv2L1L2L3圖8-16從動輪的支點受力圖L1L36.5mm,L221mm圖中F1,F2為螺母所施加的張緊力?？梢宰龊喕幚硭愠鯢1F2F36N2軸承支反力：Rv1(L2L3)Rv2L3F1(L1L2L3)；Rv1Rv236N②垂直面彎矩圖，如圖 8-17所