【文章內(nèi)容簡介】 不利的，應該采取措施使機構順利通過死點位置。對于連續(xù)運轉的機器，可以利用從動件的慣性來通過死點位置。而本設計采用兩組機構組合起來，使左右兩側的機構的死點位置相互錯開，因此本設計能夠順利的通過死 點位置。如下圖所示的車輪聯(lián)動機構所示： 圖 7車輪聯(lián)動消除四點機構 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 步態(tài)分析 經(jīng)過使用作圖法作出四桿機構的尺寸與軌跡曲線之后，得到前后腿機構的運動特性。使用的對角線一直原則，經(jīng)過作圖法計算，可以完全證明此次設計左前腿與右后腿軌跡完全一致，左后腿與右前腿軌跡完全一致，能夠達到邁步要求 左前腿右后腿軌跡線： 圖 8 左前腿右后腿步態(tài) 左后腿與右前腿軌跡線： 圖 10左后腿右前腿步態(tài) 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 4 傳動機構設計 傳動方案及電機選擇 經(jīng)過作圖法設計，求得主軸每旋轉一周，前后跨距為 875mm,經(jīng)過計算選主軸轉速為 50r/min,此時機器人行走速度可得為： hkm / 5 0V ???? 即可滿足設計任務所需求。主軸旋轉轉速為 50r/min.，據(jù)此可以選出所需直流減速伺服電機，經(jīng)查閱資料，選取直流電機 J110SZ(ZYT)PX，減速比為60，輸出軸轉速為 3000r/min，功率為 ,能夠滿足需求。因此設計的傳動路線如下： 直流減速電機 同步帶輪 主軸 連桿機構 機器人腿部 . 同步帶傳動設計 同步帶傳動的主要失效形式有承載繩疲勞拉斷、打滑與跳齒、帶齒的過度磨損。因此同步帶傳動設計計算準則是帶在不打滑的情況下具有較高的抗拉強度，保證承載繩不被拉斷。此外，在灰塵、雜質(zhì)較多的工作條件下，應對帶齒進行耐磨性計算。 確定計算功率 CP 的確定方法與普通 V帶相同，即 PKP AC ? 式中 AK 為工況系數(shù)（參考機 械設計表）取為 ， P為傳遞的名義功率 ， 帶入計算可得 ? 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 選擇同步帶型號 根據(jù)計算功率 CP 和小帶輪轉速 1n ，由機械設計參考圖例選擇帶型為 H性。根據(jù)標準同步帶的帶寬系列，有 、 、 、 、 五個系列，本次設計選擇帶寬為 ,圓整為 50mm. 確定帶輪齒數(shù) 1z 、 2z 和帶輪節(jié)圓直徑 1pd 、 2pd 一般取小帶輪齒數(shù) min1zz? （參考機械設計表 813）。當帶速和安裝尺寸允許時， 1z 應盡可能選得多些。大輪齒數(shù) 12 izz? ,并取為整數(shù)。根據(jù)表上數(shù)據(jù)，22min ?z ，本次設計傳動比為 1:1，取 2721 ??zz . ?? bbpp pzpzdd 2121 ??? bp 為同步帶的基本參數(shù)，查機械設計表 82知 bp = 帶入公式計算得 mmdd pp 11021 ?? 驗算帶速 v m ax11100060 vndv p ??? ? 式中個符號單位同前。通常， XL、 L型的 smv 50max ? ； H型的 smv 40max ? ；XH、 XXH型的 smv 30max ? 。 將各數(shù)據(jù)帶入公式計算的 smv ? ，遠遠滿足于帶速要求。 確定中心距 a 和同步帶節(jié)線長度 PL 及齒數(shù) z 按結構要求或按下式初定中心距 0a ： )(2)( 21021 pppp ddadd ???? 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 即 220224 0 ??a 取 mma 2080 ? 即可 作用在軸上的壓力 V1000PF CQ ? 試中 CP 為皮帶輪傳遞功率 ,單位為 KW， V為帶速 ,單位為 m/s,QF 的單位為 N。代入計算可得 Q ?. 帶輪的材料可根據(jù)使用要求和傳遞功率的大小采用鋼 、鑄鐵 、粉末冶金或鑄鋁合金；傳遞功率小的高速帶輪的材料可以采用工程塑料和尼龍。 為了保證帶與帶輪輪齒的正確嚙合，兩者的節(jié)距和齒形角應相等。工作是為了防止同步帶輪側面脫落，在帶輪不同側面各裝單擋圈或者軸肩定位。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 5 主軸組件設計 主軸組件的總體布 置 對于機器中的一般轉軸，主要應滿足強度和機構的要求；對于剛度要求高的軸，主要應滿足剛度的要求；對于一些高速機械的軸（如高速磨床主軸、汽輪機主軸等），要考慮滿足振動穩(wěn)定性的要求。 在轉軸設計中，其特點是不能首先通過精確計算確定軸的截面尺寸。因為轉軸工作時，收彎矩和轉矩聯(lián)合作用，而彎矩又與軸上載荷的大小及軸上零件相互位置有關，所以當軸的結構尺寸未確定前，無法求出軸所受的彎矩。因此轉軸設計時，開始只能按扭轉強度或經(jīng)驗公式估算軸的直徑，然后進行軸的結構設計，最后進行軸的強度驗算。 主軸組件通常由主軸，箱體，軸承和 安裝在主軸上的皮帶輪及附件組成。經(jīng)過仔細設計四足步行機器的工作特點和載荷分析，主軸組件的布置及機構形式可初步定為： 圖 11 主軸組件的布置圖 主軸的結構設計 四足步行機器的主軸在工作中主要受到的是扭轉載荷和彎曲應力，同時受到中等程度得沖擊載荷，對材料的要求既要有較高的強度，又要有高的塑性，武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 同時還應有相當高的沖擊韌性與疲勞強度。軸頸安裝軸承和皮帶輪處還要有一定的表面硬度，防止更換軸承和帶輪是主軸受到磨損。 主軸兩端與外面曲柄桿件以固定鉸鏈連接，軸端打出螺紋孔用軸端擋圈固定住曲柄。另外在 主軸設計和制造中，應根據(jù)工藝條件提高主軸表面粗糙度，這樣可以提高主軸的耐磨性，提高尺寸的穩(wěn)定性，提高主軸的接觸剛度，還可以提高主軸的疲勞強度。 主軸的材料和熱處理 選擇軸的材料應該考慮下列因素： 、剛度及耐磨性； 方法； ； ； 。 本次設計的主軸主要是受到扭轉載荷，無特殊要求，因而選用調(diào)質(zhì)處理的45剛。主軸的加工工序可設定為： 下料 —— 打中心孔 —— 粗車 —— 調(diào)質(zhì)處理 —— 精車 —— 圓磨 初估軸徑 零件在軸上的布置方案確定后，可初步估算軸 所需的最小直徑 mind （通常是軸端段），進而初步確定階梯軸各段的直徑、長度和配合類型。軸徑的初步估算常用如下兩種方法： 按扭轉強度初步估算軸徑； 按經(jīng)驗公式估算軸徑。 根據(jù)我所需要的功率和相關數(shù)據(jù)，初步的定出軸端段的軸徑為 mm18? 。 軸的結構設計 根據(jù)圖 10確定的軸上主要零件的布置圖和軸的初步估算定出的軸徑，進行軸的機構設計。 (1)軸上零件的軸向定位 同步帶輪的一段靠軸肩定位，另一端靠套筒定位，裝拆、傳力均較方便；兩端軸承常用統(tǒng)一尺寸，以便于加工、安裝和維修；為便于裝拆軸承，軸承處武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 軸肩不宜太高（其高度的最大值可從軸承標準中查得）。軸承一端使用套筒定位，另外一端使用套杯進行定位。 （ 2）軸上零件的周向定位 帶輪與軸、軸端與曲柄端的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)軸的直徑由有關設計手冊查得帶輪處鍵為 C型平鍵 mmmmhb 66 ??? ,軸端和曲柄連接處使用普通平鍵 A型 mmmmhb 66 ??? ，配合均為 67kH ；滾動軸承內(nèi)圈有軸的配合采用基孔制，軸的尺寸公差為 6k 。 （ 3）確定各段軸徑和長φ20k6φ22+0.018+0.0022X5 6 61 3 64 02 06 65 2+0.041+0.028φ18 40 φ202 0+0.041+0.028φ1888 66 65 2 圖 12主軸的結構設計圖 定位軸肩高度按機械設計有關表格選取，非定位軸肩一般取 1~，所以對于所有的軸徑，從軸端向右取mmmmmmmmmmmmmm 18202240222022 ??????? ? ??? ??? ??? ??? ??? ?? 對于軸長，取決于零件的寬度及它們的相對位置。 從左端起，平鍵的長度為 20mm,外端曲柄厚度為 30mm,并且考慮到箱體厚度 33mm以及箱體外墊片等因素，此段軸長定為 52mm。 按從左到右的順序來看， mm20? 段的軸上裝軸承，角接觸球軸承 70000型，寬度為 14mm,此段軸長為 14mm。 第三段軸為 mm22? ，此段軸裝皮帶輪。皮帶輪寬度為 有擋圈定位，再加上一段套筒的長度為 16mm，此段軸長為 70mm。 第四段軸為 mm40? ，主要是考慮到箱體的寬度問題以及強度問題，此段軸的長度為 344mm。 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 第五段是一段過渡軸，考慮到整個軸的結構設計，定位 20mm。 第六段、七段分別于左側的第二 段、第一段相對應，長度分別為 14mm和52mm。 （ 4）考慮軸的結構工藝性 考慮軸的結構工藝性，在軸的左端于右端均制成 ??452 倒角；兩端裝軸承處為磨削加工，留有砂輪越程槽；為便于加工，帶輪、兩端的鍵槽布置在同一母線上，并取同一截面尺寸。 軸的強度驗算 先作出軸的收力計算簡圖（即力學模型）如圖 13a示，取集中載荷作用于帶輪及軸承的重點。 （ 1）帶輪上作用力的大小 轉矩 先計算傳遞到帶輪的功率 1P ,直流電 機的功率為 KWP ? ,而皮帶輪傳遞效率為 ?? ，由公式知： KWKWPP ???? ? 帶輪直徑為轉速為 min501 rn ? 由公式計算得 mNmNnPT ???????? 31131 圓周力 帶輪dTFt 12? 式中 1T 為上步計算得到的轉矩， 帶輪d 為帶輪的節(jié)圓直徑為 110mm。帶入得到 ?tF 帶輪傳動沒有徑向力和軸向力。 （ 2） 求軸承的支反力 如圖上所示， ?1l AC=52 mm, ?2l BC=. 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 水平面上的支反力 NNll lFF tA 2 ?????? NNNFFF AtB ????? (3)畫彎矩圖 (圖 13b、 c) 截面 C處的彎矩 mNmNlFM AC ??????? ? 4 2 31 垂直面上彎矩為零。故最終彎矩為 mNM C ?? （ 4） 畫轉矩圖 (圖 13d) mNT ?? （ 5） 畫計算彎矩圖 (圖 13e) 因單項回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，? ?? ?1b0b?? ? ?－＝ ，則截面 C處的當量彎矩為 mNTMM CvC ???? )( 212 ? a ) 受 力 簡 圖A C B DT 1 F t 15 2 1 9 2 . 7b ) 水 平 面 的 受 力 和 彎 矩 圖c ) 合 成 彎 矩 圖d ) 轉 矩 圖e ) 計 算 彎 矩 圖F aF t 1F b3 3 . 4 2 N m3 3 . 4 2 N mT 1 = 4 4 . 8 9 N m4 2 . 9 2 N mα T 1 = 2 6 . 9 3 N m 武漢理工大學畢業(yè)論文（設計） ———————————————————————————————————————————— 圖 13軸的強度計算 （ 6） 按彎扭合成應力校核軸 的強度 截面 C當量彎矩最大，故截面 C為可能危險截面。已知mNMM vCC ??? ，查有關表格知， ? ? MPab 601 ??? ? ? abaacCc MPMPMPdMWM 13 33 ???? ???? ??? 所以其強度足夠。 6 箱體設計 四足步行機器的主要主體和傳動機構都在箱體內(nèi)部安裝。內(nèi)部有直流