智能机器人毕业设计论文:智能机器人论文2500字

摘 要

管道机器人的运行机构主要由减速器、主动轮、从动轮、传动轴和一些连接件组成。

运行机构的总体设计有：运行阻力的计算、电动机的选择、减速比的计算、齿轮强度的计算、轴强度的计算、四杆机构的设计。本设计采用SG-27ZYJ直流电动机为动力源，电动机输出轴和减速器的高速轴通过联轴器联接，通过减速器输出比较慢的转速，输出轴通过主动轮带动履带是机器人在管道中前进或后退。

关键词：齿轮转动机构；履带；轴。

ABSTRACT

The running mechanism of pipeline robot is mainly composed of a speed reducer, a driving wheel, a driven wheel, transmission shaft and a plurality of connecting pieces.

The overall design of operation mechanism: the resistance operation, the choice of motor, reduction ratio, strength calculation, calculation of gear shaft strength calculation, four bar mechanism design. This design uses SG-27ZYJ DC motor as the power source, the motor output shaft and gearbox high-speed shaft through the shaft coupling, reducer through the relatively slow speed output, the output shaft through the driving wheel drives the crawler robot forward or backward in the pipeline.

Key words:Gear rotation mechanism;track;axle.

第1章 引言

随着城市化和工业化步伐地不断加快，管道作为一种运输工具在人们的生活和工作中出现的频率越来越高。管道不仅能完成一些特定物料地传送，而且具有可靠性高、运输安全、方便。因此，在工业和生活领域，管道起到了举足轻重的作用。管道在使用的过程中，由于环境条件的影响，必定会造成一定的腐蚀和损坏，如果不及时修理，必定会造成资源的浪费和环境污染。因此，人们越来越多地把焦点放到管道探伤机器人身上。

1.1 管道探伤机器人设计背景及意义

随着交通、石油、化工以及城市建设的飞速发展，管道作为一种经济、高效的物料长距离运输手段而倍受人们的关注，被广泛的铺设于世界各地、陆地、海洋等环境中。我国从20世纪70年代开始油气管道的大规模建设，截止到目前，国内已建油气管道的总长度约6万千米，逐渐形成了区域的油气管网供应格局，中国的管道工业得到了极大的发展。本课题中所研究的管道探伤机器人也是应用在特殊作业环境下的一类特种机器人，其可以沿管道内壁行走，通过携带的机电仪器，能够完全自主或在人工协助下完成特定的管道作业，包括管道腐蚀程度、裂纹、焊接缺口的探伤检测，以及对焊接缝防腐补口等处理。

既然管道在工业现场中有着如此广泛的应用，其安全运行问题也越来越受到人们的重视。一旦管道破损，仅维护抢修的成本巨大，从中泄露的物质会对周围的生态环境及人类生命安全造成威胁。如果能够及时发现并确定泄漏点，就能有效地减轻泄漏事故造成的损失和危害。然而由于管道埋地较深，通过常规的巡线检测方法很难步到泄漏点，另外长输管道距离长，沿途多为荒漠、沼泽或河流，而检测方法多为人工定期巡检，这都限制了泄漏检测与定位的实时性,准确性。因此，管道的维护管理、泄漏的检测、保障管道安全运行已成为界上重要的研究课题并日益受到重视。

管道探伤机器人作为一类特种机器人，正是在这样的环境下应运而生，管道探伤机器人的优点在于它不仅具有探伤质量高、作业速度快等优点，而且使操作检测人员免受大剂量射线的辐射之苦。因此管道探伤机器人有着广阔的应用前景。

1.2 管道探伤机器人的国内外发展现状

管道探伤机器人是目前智能机器人研究领域的热点问题之一。近几十年来，核工

业、石油工业的迅猛发展为管道探伤机器人提供了广阔的应用前景。由于大量地下、海底管线的维护需要刺激了管道探伤机器人的研究。从20世纪70年代起，国内外许多研究人员就针对管道探伤机器人提出了大量的设计方案并对其能够实现的功能进行不断地补充和完善，这些研究成果对管道探伤机器人的技术改进和应用场合的扩展起到巨大的推动作用。目前，各国的研究学者已经研制出了满足不同需要的管道探伤机器。

从上世纪50年代起，为了满足长距离管道的自动清理及检测的需求，英、美等国相继开展了这方面的研究，其最初的成果是在1965年，美国Tuboscope公司采用漏磁检测装置Linalog首次进行了管内检测，尽管当时尚属于定性检测，但具有划时代的意义。 我国从20世纪90年代初期，开始了管道探伤机器人的研发工作，国内较早进入该研究领域的有哈尔滨工业大学、清华大学、上海交通大学、大庆油建公司、中国石油天然气管道局等单位。相比较而言，我国的地下管道检测技术仍处于起步探索阶段，大部分检测管道腐蚀的技术都停留在管外检测，方法传统落后。各种管道探伤机器人仍在研究中，成熟的产品尚未开发出来。尽管某些科研单位己经研制出了几种功能样机，但它们只能对空管道进行检测，难以满足工程上的要求。

1.3 本文研究的主要内容

本文根据直线电机的工作原理及其结构特点，设计了以直流电机为移动动力的管道探伤机器人。本课题将在以下两个方面开展研究工作

（1）管道探伤机人机架的研究

机架是主要有四杆机构和传动螺杆以及减速器组成，四杆机构保证机器人可以在一定范围不同直径的管道内均能使用，传动螺杆保证四杆机构能够达到所需要的位置，减速器保起到缓冲和提高精度的作用。

（2）管道探伤机人履带移动部分的研究

该部分主要是由减速器、驱动轮、从动轮、履带组成，驱动轮主要是带动履带转动，履带和管道接触产生移动。

第2章 管道探伤机器人的要求指标

根据所要设计内容管道探伤机器人的初步构想如图2-1所示。

图2-1 管道探伤机器人三维图

2.1 管道探伤机器人的技术指标(依据现代管道机器人技术) 行走速度： 5.36mmin

自重: 6kg

净载重： 11kg

机身尺寸： 351mm155mm155mm 自适应管道半径范围： 200mm300mm

越障能力： 2mm5mm

爬坡能力： 150

工作电压： 12V

一次性行走距离： 2500m

牵引力: 300N400N 密封性能： 履带密封，机架半开放

2.2 管道探伤机器人的工作指标(依据现代管道机器人技术)

工作环境： 中性液体环境，液面高度不得高于30mm

工作温度：

00500

第3章 元器件选用

3.1 电动机的选用

本设计采用圆周三点限位支架，三个履带行走构件相互独立，因而需要提供三个相同的电动机分别驱动各个履带。另外，管径自适应结构由丝杠螺母传动，也需要一个电动机作为驱动，于是整个机器人需要4个电动机。

考虑到整个机构适用于200~300mm管径的管道内部探伤，因而整体尺寸受到严格限制，进而限定了电动机的尺寸。以最小管径200mm作为尺寸控制的参数，履带行走机构的高度50mm，所用电动机直径大约20mm。同时作为履带机构的动力来源，此电动机亦应当达到足够的功率输出，否则将必然无法与设计要求匹配。

出于零件之间相互通用的设计理念，4个电机都是统一规格、同种型号。最后由于设计要求中规定了每分钟的行程，所以电动机应该转速适中，既与整个电机的功率和扭矩相匹配，又能满足行进速度的要求。

综合以上几点，经过多方查阅资料。决定采用一下型号的电动机：型号：SG-27ZYJ；额定功率：10W 12V DC；额定转速度：400rpm；额定转矩：300Nmm。实物图如图3-1所示。

图3-1 上图为电动机实物参考图

3.2 配件选用

根据探伤机器人的要求以及目前市场所有的相关配件种类本装置应选择配件为： 蓄电池: 12V, 9000mAh。

摄象头：CCD探头，具体尺寸可选。1200范围内可以探视。双头白光二级管探照光源。

第4章 机架部分的设计计算

根据图2-1的设想知机架部分的初步构想图如图4-1所示。

图4-1 机架部分三维图

4.1 机架部分的功能和结构

机架部分的主要功能为支撑在管道内行走的管道机器人，使履带行走系能紧密的贴在管道壁面，产生足够的附着力，带动管道机器人往前行走。

为了适应不同直径管道的检测，管道检测机器人通常需要具备管径适应调整的机架机构，即主要有两个作用：① 在不同直径的管道中能张开或收缩，改变机器人的外径尺寸，使机器人能在各种直径的管道中行走作业；② 可以提供附加正压力增加机器人的履带与管道内壁间的压力，改善机器人的牵引性能，提高管内移动检测距离。

为了满足管径自适应的功能，本次设计采用了基于平行四边形机构的管径适应调整机构，在由1200空间对称分布的3组平行四边形机构组成，采用滚珠丝杠螺母调节方式，每组平行四边形机构带有履带的驱动装置示意图如4-2所示。

机构调节电动机为步进电动机，滚珠丝杠直接安装在调节电动机的输出轴上，丝杠螺母和筒状压力传感器以及轴套之间用螺栓固定在一起，连杆CD 的一端C和履带架铰接在一起，另一端D 铰接在固定支点上，推杆MN与连杆CD 铰接在M点，另一端铰接

在轴套上的Ⅳ 点，连杆AB、BC和CD 构成了平行四边形机构，机器人的驱动轮子安 装在轮轴B、C上，轴套在圆周方向相对固定．其工作原理为：调节电动机驱动滚珠丝杠转动，由于丝杠螺母在圆周方向上相对固定，因此滚珠丝杠的转动将带动丝杠螺母沿轴线方向在滚珠丝杠上来回滑动，从而带动推杆MN运动，进而推动连杆CD绕支点D转动，连杆CD 的转动又带动了平行四边形机构ABCD平动，从而使管道检测机器人的平行四边形轮腿机构张开或者收缩，并且使履带部分始终撑紧在不同管径的管道内壁上，达到适应不同管径的的．调节电动机驱动滚珠丝杠转动时，也同时推动其余对称的2组同步工作．筒状压力传感器可以间接地检测各组驱动轮和管道内壁之间的压力和，保证管道检测机器人以稳定的压紧力撑紧在管道内壁上，使管道检测机器人具有充足且稳定的牵引力。

在4-2中，当[150,800]时，机架适应管道半径的范围在196,323mm。参考常见的管道运输直径范围(Ref2),设计的管道机器人可满足成品油管的管道直径的要求 机架部分的结构简图如图4-2所示

R1=200mm

图4-2 丝杠螺母自适应机构图

4.2 机架部分的力学特性分析

对于履带式驱动方式的管道机器人，牵引力由运动驱动电动机驱动力以及履带与管壁附着力决定。当运动驱动电动机的驱动力足够大时，机器人所能提供的最大牵引力等于附着力。附着力主要与履带对管壁的正压力和摩擦系数有关。摩擦系数由材料和接触条件决定，不能实现动态调整。履带对管壁的正压力与机器人重量有关，但通过管径适应调整机构，可以在不同管径下提供附加正压力，改变附着力，从而在一定

范围内实现牵引力的动态调整。

管道机器人正常行走时，其对称中心和管道中心轴线基本重合，重力G在对称的中心线上面。因此，管道机器人在行走过程中，最多只有两个履带承受压力，即其顶部的压力为零(如图4-2所示)。

N1N2G （4-1） 随着管道机器人在管内移动的距离的增加，或者在爬坡的时候，机器人可能由于自身重量所提供的附着力不够时，导致打滑，这就需要管道机器人提供更大的牵引力来支持机器的行走。利用管道机器人自适应管径的平行四边形丝杠螺母机构，可提供附加的正压力以增加管道机器人的附着力。

通过远程控制可调节电动机输出扭矩T带动丝杠螺母相对转动，产生推动力F推动推杆运动，使得各组履带压紧贴在管道内壁，产生附加的正压力P。

将各个履带由于重力而产生的作用反力定义为N,由附加正压力所产生的作用反力定义为P，丝杠螺母杆的推力为F，由力平衡原理可得：

（NP）cot=F1 （4-2） 由Lsin+h1+h=R得 cot=L2(Rhh1)2

Rhh1 （4-3）

丝杠螺母需施加的推力F1为：F1=（NP式中L、R、h、h1如图4-2所示。 L2(Rhh1)2Rhh1 （4-4）

丝杠螺母所产生的切向力 F2=F1tan（）。 （4-5） 其中=arctanpn； （4-6） arctanu1 。d

式中pn、d分别为滚珠丝杠的导程 、大径：u1为丝杠与螺母之间的摩擦系数。 电机需要输出的扭矩为T=F2d2/ 。 （4-7） 2

式中为滚珠丝杠的螺母副的传动效率。查表知：u1=0.13；=80%。

以符号Fe表示机器人的提供的牵引力，当运动驱动电机的驱动力足够大的时候，

牵引力Fe为： Fe=（NP）u2。 (4-8) 式中2为履带的附着系数，近似于摩擦系数，因管道内部环境条件，故按油润滑条件来取值u2=0.5。

由(4-4),(4-5)，(4-7)可知，随着能所适应的管道半径的减小，机架部分所需要的推力和电机的转矩是逐渐增大的。因此，选择机器人能所适应的最小管道半径R=100mm做力学分析，可以保证大管径时管道机器人的强度和刚度条件。

下面是在管径R=100mm时的，机架的力学分析的计算。估算P的范围在[0,50N]之间。采用的是履带中驱动的同种电机，额定转矩T300Nmm,额定输出转速为200rpm。

由设计的尺寸可得h=23mm,h1=51mm，L=88mm，L1=L2=42.5 ,ph=3mm，d1/2=11mm

由式(4-3)可算出cot=3.23351。

带入式(4-4), 由P[0,50N]，可算出所需要的推力F的范围为549.7N,711.4N。

由式（4-6）计算tan（）=0.2。

带入式(4-5)可算出需要输入的切向力F2109.94N,142.28N。

带入式（4-7）可计算出所需要的转矩为T858.9,1111.56N.mm。

由式(4-8)可求出管道机器人的牵引力Fe的范围为[85N,110N]。

第5章 机架部分传动系统的设计计算

根据管道机器人在管道中的运行，传动螺杆转速不宜过高，所以总传动比：i=4 ；Ⅰ级传动比：i=2；Ⅱ级传动比：i =2，传动部分的初步构想如图5-1所示。

图5-1 机架部分传动系统三维图

5.1 I级传动系齿轮的设计计算

5.1.1 寿命要求和初步数据

Ⅰ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T1300Nmm，高速轴转速n1400rpm，传动比i=2，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。 5.1.2 选用材料

H1270HB；H2250HB； 小齿轮40Cr钢，锻件，调质，大齿轮45钢，锻件，调质，

齿面粗糙度1.6。

5.1.3 接触疲劳强度设计计算

软齿轮，根据机械设计3按接触疲劳强度设计计算 d1（1）齿数比 u=i=2.0。

2kT1u1ZHZE



duH

  （5-1）

2

（2）齿宽系数d：直齿取d＝0.8。（根据机械设计3表10-7）

（3）载荷系数 KKAKVKK （5-2） ① 工况系数KA1.00。（根据机械设计3表10-2） ② 动载荷系数KV。

取小齿轮齿数z1＝14；初估小齿轮圆周速度v1＝0.3m/s。 （根据机械设计3图10-8） Kv＝1。

③ 齿向载荷分布系数K1.11。（根据机械设计3图10-4） ④ 载荷分布系数K。

a）大齿轮齿数z2iz1＝2×14＝28取z2＝28。 b）螺旋角0。（直齿）

11

c）端面重合度1.883.2()cos＝1.49。 （5-3）

z1z2 d）纵向重合度＝0。（直齿）

e）总重合度＝1.49；K＝1.12 。（根据机械设计3图10－9） ⑤ 载荷系数K＝1.2432。 （4）小齿轮转矩T1300(Nmm)。

（5）材料弹性系数ZE189.8。（根据机械设计3表10-6） （6）节点区域系数ZH2.5。（标准直齿） （7）许用接触疲劳应力 H＝

HlimKHN

SHmin

（5-4）

① 小齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1＝720 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ② 大齿轮接触疲劳极限应力 Hlim2＝575 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ③ 最小许用接触安全系数；设失效概率1/100，SHminSFmin1.00。

④ 小齿轮接触应力当量循环次数 Ne1=60n1jLh。 （5-5）

n1=400r/min；j=1；th=30000h；Ne1＝7.2×108。 ⑤ 大齿轮接触应力当量循环次数Ne2=Ne1/i=3.6108。

⑥ 大、小齿轮接触寿命系数kHN1=kHN2=1。（根据机械设计3图10-19）

H1= 小齿轮许用接触疲劳应力：H2= 大齿轮许用接触疲劳应力：

KHN1Hlim1720

==720（N/mm2）。 （5-6）

SHmin1.00

KHN2Hlim2575

==575（N/mm2）。 （5-7）

SHmin1.00

从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：HH2575(N/mm2)。 （8）中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1,d2，齿宽b1,b2和模数m

2kT1u1ZHZE

 dmin1=duH

 ＝9.84mm取14mm。 （5-8）

2

中心距a

d11

(1+i)=14(1+2)=21mm；圆整为a=21mm。 （5-9）

22

模数m＝ z1

2a

＝1.0mm；取m＝1mm。 （5-10） z1z2

z1z2

14，取z114，初选正确；Z2=28。 （5-11）

1i

于是d1＝mz1＝14mm；d2＝mz2＝28mm。 （5-12）

齿宽bdd10.81411.2(mm)。 （5-13） 取小齿轮宽度b1=12mm，大齿轮宽度为b2=11.2mm。 5.1.4 参数的修正 （1）动载荷系数kv 小齿轮实际圆周速度 v1

d1n1

601000



14400

601000

0.2932(m/s)。 （5-14）

与初估v1=0.30m/s相符，Kv值无需修正。 （2）载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。

（3）直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。 5.1.5 弯曲强度校验计算 F（1）基本尺寸

K=1.2432；T1＝300Nmm；T2＝600Nmm。 b=11.2mm；d1=14mm； d2＝28mm；mn=m=1mm。 （2）齿形系数和应力校正系数（根据机械设计3表10-5） 小齿轮齿形系数YFa12.95，大齿轮齿形系数YFa22.55。 小齿轮应力校正系数YSa11.52，大齿轮应力校正系数YSa21.61。 （3）许用弯曲疲劳应力 F=

2KT1

YFaYSa （5-15） bd1mn

FlimKFN

SFmin

（5-16）

① (根据机械设计3图10-20)小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1280N/mm2，大齿轮弯曲疲劳极限应力Flim2210N/mm2。 ② 最小许用弯曲安全系数

保失效概率1/100，选择最小安全系数SFmin1SFmin21.3。 ③ 弯曲寿命系数

Ne1=7.2108；Ne2=3.6108；KFN1=KFN2=0.96。（根据机械设计3图10-18） ④ 弯曲疲劳应力 F1=

F2=

SK

Flim1

FN1

=

Fmin

2800.96

=206.8（N/mm2）。 (5-17) 1.32100.96

=155.1(N/mm2)。 (5-18) 1.3

Flim2KFN2

SFmin

=

F1=

2KT121.2432300

YFa1YFa2= (5-19) 2.951.52=19.91(N/mm2)。bd1mn121412KT1

YFa1YFa2=26.04（N/mm2）。 (5-20) bd1mn

F2=

因为F1[F]1；F2[F]2；所以校验合格 。



标准齿轮h*a=1，C=0.25；小齿轮的变为系数x=

17Z1

=0.176；齿顶圆直径17

*

da=Zm+2（ h*C-x）m；齿全高h=（2 h*C）a+x）m；齿根园直径df=Zm-2（ ha+ a+

m。

根据上述计算，齿轮数据如表5-1。

表5-1 一级齿轮组的具体数据

5.2 Ⅱ级传动系齿轮的设计计算

5.2.1 寿命要求和初步数据

Ⅱ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T1450Nmm，高速轴转速n1=200rpm，传动比i=2，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。 5.2.2 选用材料

采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮；小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1270HB； 大齿轮45钢，锻件，调质，H2250HB；齿面粗糙度1.6。 5.2.3 接触疲劳强度设计计算

因为是软齿轮，故根据机械设计3按接触疲劳强度设计计算 d12kT1u1ZHZE



2



duH 

（1）齿数比 u=i=2。

（2）齿宽系数d：直齿取d＝0.8。（根据机械设计3表10-7）

（3）载荷系数。 KKAKVKK ① 工况系数K3A1.00。（根据机械设计表10-2） ② 动载荷系数KV。

取小齿轮齿数z1＝14；初估小齿轮圆周速度； v1＝0.15m/s。Kv＝1。

（根据机械设计3图10-8） ③ 齿向载荷分布系数K1.11。（根据机械设计3表10-4） ④ 载荷分布系数K。

a）大齿轮齿数z2iz1＝2×14＝28取z2＝20。 b）螺旋角0。（直齿）

c）端面重合度1.883.2(11

z)cos＝1.54。 (5-23)

1z2 d）纵向重合度＝0。（直齿）

e）总重合度＝1.54；K＝1.12 。 ⑤ 载荷系数K＝1.2432。 （4）小齿轮转矩T1=600（N.mm）

(5-21) (5-22)

（5）材料弹性系数ZE189.8（根据机械设计3表10-6） （6）节点区域系数ZH2.5（标准直齿） （7）许用接触疲劳应力 H＝

HlimKHN

SHmin

(5-24)

① 小齿轮接触疲劳极限应力Hlim1＝720 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ② 大齿轮接触疲劳极限应力Hlim2＝575 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ③ 最小许用接触安全系数,设失效概率1/100 SHminSFmin1.00。 ④ 小齿轮接触应力当量循环次数Ne1=60n1jLh。 (5-25)

n1＝200r/min；Lh=30000h；Ne1＝3.6×108。 ⑤ 大齿轮接触应力当量循环次数Ne2=Ne1/i=1.8108。

⑥ 大、小齿轮接触寿命系数 kHN1=kHN2=1。（根据机械设计3图10-19） 小齿轮许用接触疲劳应力：H1= 大齿轮许用接触疲劳应力：H2=

KHN1Hlim1720

==720 (N/mm2)。 (5-26)

SHmin1.00

KHN2Hlim2575

==575(N/mm2)。 (5-27)

SHmin1.00

从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：HH2575(N/mm2)。 （8）中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1,d2，齿宽b1,b2和模数m

2kT1u1ZHZE

 dmin1=duH

＝12.4mm取14mm。 (5-28) 

2

中心距 a

d11

(1+i)=14（1+2）=21mm圆整为a=21mm。 (5-29)

22

模数m＝

2a

＝1.00mm；取m＝1mm。 (5-30) z1z2

Z1=

Z1Z2

=14，取z114，初选正确；Z2=28。 (5-31) 1i

于是d1＝mz1＝14mm；d2＝mz2＝28mm。 (5-32) 齿宽b=dd1=0.814=11.2mm。 (5-33) 取小齿轮宽度b1=12mm，大齿轮宽度为b2=11.2mm。 5.2.4 参数的修正 （1）动载荷系数kv 小齿轮实际圆周速度v1=

d1n1

601000

=0.147 (5-34)

与初估v1=0.15m/s相符，Kv值无需修正。 （2）载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。 （3）直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。 5.2.5 弯曲强度校验计算 F（1）基本尺寸

K=1.2432；T1＝600Nmm；T2＝1200Nmm。 d1=14mm； d2＝28mm；mn=m=1mm。 （2）齿形系数和应力校正系数

小齿轮齿形系数YFa12.95，大齿轮齿形系数YFa22.55（根据机械设计3表10-5） 小齿轮应力校正系数YSa11.52，大齿轮应力校正系数YSa21.61。 （3）许用弯曲疲劳应力 F= ① (根据机械设计3图10-20)

小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1280N/mm2，大齿轮弯曲疲劳极限应力

2KT1

YFaYSaF (5-35) bd1mn

FlimKFN

SFmin

(5-36)

Flim2210N/mm2。

② 最小许用弯曲安全系数

保失效概率1/100，选择最小安全系数SFmin1SFmin21.3。

③ 弯曲寿命系数

Ne1=3.6108；Ne2=1.8108；KFN1=KFN2=0.96。（根据机械设计3图10-18） F1=

SK

Flim1

FN1

=

Fmin

2800.96

=206.77(N/mm2)。 (5-37) 1.3

F2=Flim2KFN2=2100.96=155.08(N/mm2)。 (5-38)

SFmin1.3

F1=

2KT12KT1

YFa1Ysa1=39.82(N/mm2)；F2=Ysa2YFa2=39.06(N/mm2) bd1mnbd1mn

因为F1[F]1； F2[F]2。所以校验合格。



标准齿轮h*a=1，C=0.25；小齿轮的变为系数x=

17Z1

=0.176；齿顶圆直径17

**

da=Zm+2（ h*+x）m；齿根园直径d=Zm-2（ h+ C-x）m；齿全高h=（2 h+ C）aaaf

m。

根据上述计算，齿轮数据如表5-2。

表5-2 二级齿轮组具体数据

5.3 传动螺杆的设计计算

5.3.1 寿命要求和初步数据

螺纹大径d=22mm；螺纹中经d2=19mm；螺距P=3mm；螺纹小径d1=16mm 螺纹内经d0=10mm；螺母高度H=20mm。 5.3.2 耐磨性条件计算

d2=0.8

式中=

F

(5-39) pH

=3 ；Fmax=711.4N；查表5-12 p=11；代入计算d2≧3.7，故耐磨d2

性满足要求。

5.3.3 螺杆的强度计算

 ≦ （5-40）

64022

式中Fmax=711.4N；Tmax=1111.56N×mm；A=d0—d0）；=s==160mpa；

444

1

ca=

A

4TF23d

1

2

ca=9.7

第6章 履带行走系设计

履带行走系的初步构想图如图6-1所示。

图6-1 履带行走系的三维图

6.1 行走系的选择

管道机器人的行走系现大部分采用轮式结构和履带式模块结构的行走系。管道机器人实现在管内行走必须满足机器人移动载体对管壁的附着力,既牵引力Fe，大于移动载体的阻力Ff：FeFf。

当电机的驱动力足够大的时候，牵引力Fe:FeNe 其中Ne为履带与管道壁面接触的正压力。

轮式管道机器人的行走轮可按空间或平面配制．一般取4-6轮，其驱动方式有独轮或多轮驱动。它的附着力Fe只与驱动轮和管壁间的接触正压力有关。对于履带式管道机器人基于履带的结构特点，它在单个电机驱动的情况下，正压力Ne等于载体与管壁产生的正压力，因此有大的附着力。同时，在管道内行走的稳定性和越障性能

上，履带式行走系的总体性能要优与轮式行走系。因此，本次机械设计采用履带式行走系的模块设计。

6.2 履带行走系

履带行走系的功能是支撑管道机器人的机体，并将由传动系输入的转变为管道

机器人在管道内的移动和牵引力。履带行走系的装置包括履带,驱动轮，张紧机构，传动机构，原动件，张紧缓冲装置(本设计中将此机构设置在机架上)组成。 履带按材料可分为金属履带，金属橡胶履带和橡胶履带。考虑到在输油管道中行走，金属履带的抗腐蚀性较差，并且对管道的壁面产生一定的损坏，管道机器人的履带行走系中的履带部分采用橡胶履带。橡胶履带是用橡胶模压成的整条连续的履带。它噪声小，不损坏路面，接地压力均匀。

履带传动机构可用类似同步带传动机构代替。同步带传动是靠带上的齿和带轮的齿相互啮合来传动的，因此工作时不会产生滑动，能获得准确的传动比。它兼有带传动和齿轮传动的特性和优点，传动效率可高达0.98。同时，由于不是靠摩擦传递动力，带的预张紧力可以很小，因此作用于轴和轴承上的力也就很小。

同步带按齿形可分为梯形齿和圆弧形齿两种。梯形齿中按齿距可分为周节制，模数制，特殊节距制。结合管道机器人履带部分的尺寸，选取模数制带形。由机械设计

3

表12-1-55可查得现有的模数制同步带产品，选取mzbbs265115，节线长

Lp408.41mm。其中模数m2,齿数 zb65,带宽bs115(此为最大的带宽，厂方

可根据客户的要求进行切割)，履带中带宽bs26mm。为了增大履带的接触地面的摩擦力，将另一段带的背面和在带轮上的带的背面用强力胶水粘和。

6.3 同步带和带轮(履带)的设计计算

6.3.1 计算功率

V带传动比：i0＝1；驱动轮转速：n1＝43r/min；驱动轮的输出功率PI＝11w。 6.3.2 选普通V带型号

因为用于履带传动，所以根据机械设计3表8-7得 KA＝1.3； Pc＝KAPI＝14.3w；模数制同步带产品：mzbbs265115节线长度Lp408.41mm。

6.3.3 求大小带轮基准直径

取d1d240mm 。 6.3.4 验算带速v

v1=

d1n1

601000

= 0.09

6.3.5 求V带基准长度和中心距

初步选取中心距0.7(d1d2)a02(d1d2)；取a0＝150mm。 LPO2a0

(dd)

(d1d2)21425.6mm； （6-2）

4a02

与原先取的节线长Lp＝408.41mm相符合；可取齿数zb65；履带中中心距是可

aa0以调整的：

LpLop

2

141.5mm。 （6-3）

6.3.6 带宽bs

p1

bs103（根据机械设计3表12-2） （6-4） kzFaFcv

式中Fa为单位带宽的许用应力，根据机械设计3表12-1模数m2时，单位带宽许用拉力Fa6Nmm1。

单位带宽,单位长度的质量mb2.4103kgmm1m1；由Fc=mbv2=0.01944×103；可求得bs

p1

103；履带带宽bs=26>20.37；符合带宽要求。

kzFaFcv

6.3.7 剪切应力验算 

Pd11

==0.27(N/mm2) （6-5）

1.44mbszmv1.4422660.09

根据机械设计3表12-1可得许用剪切应力p0.50.8Nmm2 可得p 符合剪切应力的要求。 6.3.8 压强验算p

p

Pd11

==0.653(N/mm2)。 （6-6）

0.6mbszmv0.622660.09

根据机械设计3表12-1-78可得许用压强Pp22.5Nmm2。 6.3.9 求作用在带轮轴上的切向力F

模数制同步带轮：Ft=

p111

==122.2>Femax。 （6-7） v0.09

6.3.10 同步带轮型号选择和参数

选择同步带中的阶梯齿形的模数制同步带产品。从现有的同步带产品中选择出 mzbbs265115，节线长Lp＝408.41mm的同步带的型号。校验符合实际情况。

第7章 行走系中传动系统

根据机器人不宜行走过快，所以选用总传动比：i=9.375；Ⅰ级传动：i1.5；Ⅱ级传动：i=2.5；Ⅲ级传动：i=2.5，行走系初步构想图如图7-1所示。

图7-1 行走系传动系统的三维图

7.1 Ⅰ级圆锥齿轮传动系齿轮的设计计算

7.1.1 寿命要求和初步数据

Ⅰ级直齿锥齿轮传动的传动扭矩T1300Nmm，高速轴转速n1400rpm，传动比i1.5，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。 7.1.2 选用材料

采用7级精度软齿闭式圆锥直齿轮；小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1270HB； 大齿轮

45钢，锻件，调质，H2250HB；齿面粗糙度1.6。 7.1.3 接触疲劳强度设计计算

根据推荐，按接触疲劳强度设计计算 d1

（1）齿数比 u=i=1.5。

（2）齿宽系数d：直齿取d＝0.3。

（3）载荷系数。 KKAKVKK (7-2) ① 工况系数KA1.00。（根据机械设计3 表10-2） ② 动载荷系数KV。

取小齿轮齿数z1＝20；初估小齿轮圆周速度v1＝0.42m/s。 Kv＝1。（根据机械设计3 表10-8）

③ 齿向载荷分布系数 uR/(2R)0.265，K1.01。 ④ 载荷分布系数K

a）大齿轮齿数z2iz1＝1.5×20＝30；取z2＝30。 b）螺旋角0（直齿）

11

c）端面重合度1.883.2()cos＝1.61。 (7-3)

z1z2 e）纵向重合度＝0。（直齿）

d）总重合度＝1.61 查表得K＝1.0 。 ⑤ 载荷系数K＝1.01。 （4）小齿轮转矩T1300(Nmm)。

（5）材料弹性系数ZE189.8。（根据机械设计3 表15－17） （6）节点区域系数ZH2.5。标准直齿 （7）许用接触疲劳应力 H＝

HlimKHN

SHmin

(7-4)

① 小齿轮接触疲劳极限应力Hlim1＝720 N/mm2。（根据机械设计3 图10-21） ② 大齿轮接触疲劳极限应力Hlim2＝575 N/mm2。（根据机械设计3 图10-21）

③ 最小许用接触安全系数

设失效概率1/100；SHminSFmin1.00。

④ 小齿轮接触应力当量循环次数 Ne1=60n1jLh 。 (7-5)

n1＝200r/min；J=1；Lh =30000h；Tmax1T1；Ne1＝7.2×108。 ⑤ 大齿轮接触应力当量循环次数 Ne2=Ne1/i =4.8×108。

⑥ 大、小齿轮接触寿命系数kHN1=kHN2=1 。 （根据机械设计3 图10-19） 小齿轮许用接触疲劳应力：H1= 大齿轮许用接触疲劳应力：H2=

KHN1Hlim1720

==720 (N/mm2)。 (7-6)

SHmin1.00

KHN2Hlim2575

==575(N/mm2)。 (7-7)

SHmin1.00

从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：HH2575(N/mm2)。 （

8）中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1,d2，齿宽b1,b2和模数m

21.01300189.52.5

d110.81取20mm

0.3(10.50.3)21.55752

取m=1mm。

小齿轮齿数z120, 大齿轮齿数z230；于是d1＝mz1＝20mm；d2＝mz2＝30mm。 R = 18.03mm，齿宽bdR0.318.035.409(mm)；取小齿轮宽度b15.5mm，大齿轮宽度为b25mm。 7.1.4 参数的修正 （1）动载荷系数kv

小齿轮实际圆周速度v1

d1n1

601000



20400

601000

0.418(m/s)。 （7-8）

与初估v1=0.42m/s相符，Kv值无需修正。 （2）载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。 （3）直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。

7.1.5 弯曲强度校验计算F（1）已知数据

FaYsa[F] （7-9）

K=1.01；T1＝300Nmm；T2＝450 N

mm。 （

2) 当量齿数

① 小、大齿轮的分锥角1,2。

cos1ctg1/u0.832；cos20.554 （7-10） ② 小、大齿轮的当量齿数ze1,ze2。

ze1z1/cos124.04；（7-11） ze2z2/cos294.88 （3) 齿形系数和应力校正系数（根据机械设计3表10-5） 小齿轮齿形系数YFa12.65，大齿轮齿形系数YFa22.2

小齿轮应力校正系数YSa11.58，大齿轮应力校正系数YSa21.78。 （4）许用弯曲疲劳应力 F=

FlimKFN

SFmin

（7-12）

① 小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1280N/mm2，大齿轮弯曲疲劳极限应力

Flim2210N/mm2。

② 最小许用弯曲安全系数

保失效概率1/100，选择最小安全系数SFmin1SFmin21.3。 ③ 弯曲寿命系数

Ne1= 2.4108；Ne21.2108；KFN1=KFN2=0.96 （根据机械设计3 图10-18） F1=

SK

Flim1

FN1

=

Fmin

2800.96

=206.77(N/mm2)。 （7-13） 1.3

F2=Flim2KFN2=2100.96=155.08(N/mm2)。 （7-14）

SFmin1.3

F1



Fa1Ysa1F2

Fa2Ysa2



32.47N/mm220.24N/mm2

因为 F1[F]1；F2[F]2；所以校验合格。

根据上述计算，齿轮数据如表7-1。

表7-1 一级齿轮组的具体数据

7.2 Ⅱ级传动系齿轮的设计计算

7.2.1 寿命要求和初步数据

Ⅱ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T1450Nmm，高速轴转速n1267rpm，传动比i=2.5，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。

7.2.2 选用材料

采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1270HB； 大齿轮45钢，锻件，调质，H2250HB；齿面粗糙度1.6。 7.2.3 接触疲劳强度设计计算

因为是软齿轮，故按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算。 d1（1）齿数比 u=i=1.6。

（2）齿宽系数d：直齿取d＝0.8。（根据机械设计3表10-7）

（3）载荷系数 。 KKAKVKK （7-16） ① 工况系数KA1.00。（根据机械设计3表10-2） ② 动载荷系数KV。

取小齿轮齿数z1＝12；初估小齿轮圆周速度v1＝0.17m/s。 Kv＝1。（根据机械设计3图10-8）

③ 齿向载荷分布系数K1.11。（根据机械设计3表10-4） ④ 载荷分布系数K。

a）大齿轮齿数z2iz1＝2.5×12＝30 ，取z2＝30。 b）螺旋角0。（直齿）

2kT1u1ZHZE



duH

  （7-15）

2

11

c）端面重合度1.883.2()cos＝1.51。 （7-17）

z1z2 d）纵向重合度＝0。（直齿）

e）总重合度＝1.51；K＝1.12 。 ⑤ 载荷系数K＝1.2432。 （4）小齿轮转矩T1450(Nmm)

（5）材料弹性系数ZE189.8。（根据机械设计3表10-6） （6）节点区域系数ZH2.5。标准直齿 （7）许用接触疲劳应力 H＝

HlimKHN

SHmin

（7-18）

① 小齿轮接触疲劳极限应力Hlim1＝720 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ② 大齿轮接触疲劳极限应力Hlim2＝575 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ③ 最小许用接触安全系数。

设失效概率1/100；SHminSFmin1.00。

④ 小齿轮接触应力当量循环次数Ne1=60n1jLh。 （7-19）

n1＝267 r/min；J=1；Lh=30000h；Ne1＝3.177×108。 ⑤ 大齿轮接触应力当量循环次数 Ne2=Ne1/i =1.27×108。

⑥ 大、小齿轮接触寿命系数 kHN1=kHN2=1 。 (根据机械设计3图10-19) 小齿轮许用接触疲劳应力：H1= 大齿轮许用接触疲劳应力：H2=

KHN1Hlim1720

==720 (N/mm2)。 （7-20）

SHmin1.00

KHN2Hlim2575

==575(N/mm2)。 （7-21）

SHmin1.00

从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：HH2575(N/mm2)。 （8）中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1,d2，齿宽b1,b2和模数m

d

=

min1

2kT1u1ZHZE



duH

 =

2

21.2432450(2.51)2.5189.5

10.9取

0.82.5575

2

12mm；中心距a

d112a

(1+i)=×12×（ 1+2.5 ）= 21mm 圆整为a=21mm；模数m＝

22z1z2

＝1.00mm；取m＝1mm；Z1=

Z1Z2

=12 取z112，初选正确；Z2=30；于是d1＝mz1

1i

＝12mm；d2＝mz2＝30mm；齿宽b=dd1=0.3×12=3.6mm；取小齿轮宽度b1=5mm，大

齿轮宽度为b2=4.5mm。 7.2.4 参数的修正

（1）动载荷系数Kv。小齿轮实际圆周速度v1=与初估v1=0.17m/s相符，Kv值无需修正。 （2）载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。 （3）直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。 7.2.5 弯曲强度校验计算 F（1）具体数据

K=1.2432；T1＝450Nmm；T2＝1125 Nmm。 b=5mm；d1=12mm；d2＝30mm；mn=m=1mm。 （2）齿形系数和应力校正系数

小齿轮齿形系数YFa12.95，大齿轮齿形系数YF2=2.52

小齿轮应力校正系数YSa11.52，大齿轮应力校正系数YSa2=1.625。 （3）许用弯曲疲劳应力 F= ① (根据机械设计3图10-20)

小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1280N/mm2，大齿轮弯曲疲劳极限应力 Flim2210N/mm2。 ② 最小许用弯曲安全系数

保失效概率1/100，选择最小安全系数SFmin1=SFmin2=1.3。 ③ 弯曲寿命系数（根据机械设计3图10-18）

2KT1

YFaYSaF （7-22） bd1mn

d1n1

601000

=

12267

601000

=0.1678 m/s

FlimKFN

SFmin

（7-23）

Ne1= 3.177×108；Ne2=1.27×108； KFN1=KFN2=0.96。

F2=

Flim2KFN2

SFmin

Fmin

=

2100.96

=155.08(N/mm2)。 （7-24） 1.3

F1=

SK

Flim1

FN1

=

2800.96

=206.77(N/mm2)。 （7-25） 1.3

F1=

2KT121.2432450

YFa1Ysa1 =×2.95×1.52 =435.5。 （7-26） bd1mn9.61212KT121.24321125

Ysa2YFa2 =×2.55×1.61=39.87。 （7-27） bd1mn9.6301

F2=

因为F1[F]1；F2[F]2；所以校验合格。



标准齿轮h*a=1，C=0.25；小齿轮的变为系数x=

17Z1

=0.176；齿顶圆直径17

**

da=Zm+2（ h*+x）m；齿根园直径d=Zm-2（ h+ C-x）m；齿全高h=（2 h+ C） aaaf

根据上述计算，齿轮数据如表7-2。

表7-2 二级齿轮组的具体数据

7.3 Ⅲ级圆柱齿轮传动系的设计计算

7.3.1 寿命要求和初步数据

Ⅲ级圆柱齿轮传动的传动扭矩T1=1125，高速轴转速n1=106.8rpm，传动比i=2.5，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。 7.3.2 选用材料

采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮；小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1270HB； 大齿轮45钢，锻件，调质，H2250HB；齿面粗糙度1.6。 7.3.3 接触疲劳强度设计计算

因为是软齿轮，故按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算 d1（1）齿数比 u=i=2.5

（2）齿宽系数d：直齿取d＝0.8 。（根据机械设计3表10-7）

（3）载荷系数 KKAKVKK （7-29） ① 工况系数KA1.00。（根据机械设计3表10-2） ② 动载荷系数KV。

取小齿轮齿数z1＝16；初估小齿轮圆周速度v1＝0.09m/s。 Kv＝1。（根据机械设计3图10-8）

③ 齿向载荷分布系数K1.11。（根据机械设计3表10-4） ④ 载荷分布系数K。

a）大齿轮齿数z2iz1＝2.5×16＝40；取z2＝40。 b）螺旋角0。（直齿）

2kT1u1ZHZE



duH

  （7-28）

2

11

c）端面重合度1.883.2()cos＝1.60。 （7-30）

z1z2

d）纵向重合度＝0。（直齿）

e）总重合度＝1.60；K＝1.12 。 ⑤ 载荷系数K＝1.2432。 （4）小齿轮转矩T1=1125（N.mm）。

（5）材料弹性系数ZE189.8。（根据机械设计3表10-6） （6）节点区域系数ZH2.5。标准直齿 （7）许用接触疲劳应力 H＝

HlimKHN

SHmin

（7-31）

① 小齿轮接触疲劳极限应力Hlim1＝720 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ② 大齿轮接触疲劳极限应力Hlim2＝575 N/mm2。（根据机械设计3图10-21） ③ 最小许用接触安全系数

设失效概率1/100SHminSFmin1.00。

④ 小齿轮接触应力当量循环次数 Ne1=60n1jLh 。 （7-32） n1＝166 r/min； J=1；Lh=30000h；Ne1＝1.92×108。

1.92108 ⑤ 大齿轮接触应力当量循环次数 Ne2=Ne1/i ==0.768×108。

2.5

⑥ 大、小齿轮接触寿命系数 kHN1=kHN2=1。（根据机械设计3图10-19）

KHN1Hlim1720

 小齿轮许用接触疲劳应力：H1===720 (N/mm2)。 （7-33）

SHmin1.00

大齿轮许用接触疲劳应力：H2=

KHN2Hlim2575

==575(N/mm2)。 （7-34）

SHmin1.00

从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：HH2575(N/mm2)。 （8）中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1,d2，齿宽b1,b2和模数m

2kT1u1ZHZE

 dmin1=duH21.24321125(2.51)2.5189.5 =＝ 14.92mm0.82.5575

2

2

取16mm；中心距a

d11

(1+i) =×16×（1+2.5）=28mm，圆整为a=28mm；模数m＝

22

ZZ22a

＝1.00mm；取m＝1mm；Z1=1 =16取z116，初选正确；Z2=40；于是d1

z1z21i＝mz1＝16mm； d2＝mz2＝40mm；齿宽b=dd1=0.8×16=12.8；取小齿轮宽度b1=13mm，大齿轮宽度为b2=12.8mm。 7.3.4 参数的修正

（1）动载荷系数Kv。小齿轮实际圆周速度v1=与初估v1=0.09m/s相符，Kv值无需修正。 （2）载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。 （3）直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。 7.3.5 弯曲强度校验计算 F（1）具体数据

K=1.2432；T1＝1125Nmm；T2＝2812.5 Nmm。 b=5mm；d1=16mm；d2＝40mm； mn=m=1mm。

（2）齿形系数和应力校正系数（根据机械设计3表10-21）

小齿轮齿形系数YFa12.95，大齿轮齿形系数YF2=2.40小齿轮应力校正系数

YSa11.52，大齿轮应力校正系数YSa2=1.67。

2KT1

YFaYSaF （7-35） bd1mn

d1n1

601000

=

16106.8

601000

=0.089（m/s）

（3）许用弯曲疲劳应力F=

FlimKFN

SFmin

(根据机械设计3图10-20) （7-36）

① 小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1280N/mm2，大齿轮弯曲疲劳极限应力

Flim2210N/mm2。

② 最小许用弯曲安全系数

保失效概率1/100，选择最小安全系数 SFmin1=SFmin2=1.3。 ③ 弯曲寿命系数（根据机械设计3图10-18）

Ne1= 1.92×108；Ne2=0.768×108；KFN1=KFN2=0.96 F1=

SK

Flim1

FN1

=

Fmin

2800.96

=206.77(N/mm2) （7-37） 1.32100.96

=155.08(N/mm2) （7-38） 1.3

F2=

Flim2KFN2

SFmin

=

F1=

2KT121.24321125

YFa1Ysa1=×2.95×1.52 =61.24（Nmm） （7-39） bd1mn12.81612KT121.24322812.5

Ysa2YFa2=×2.40×1.67=54.74（Nmm） （7-40） bd1mn12.8401

F2=

因为F1[F]1；F2[F]2；所以校验合格。

根据上述计算，齿轮数据如表7-3。

表7-3 三级齿轮组的具体数据

第8章 行走系中轴系零件的设计

行走系中轴系零件的驱动轮轴、从动轮轴初步构想图分别如图8-1、8-2所示。

图8-1 驱动轮轴的三维图

图8-2 从动轮轴的三维图

8.1 履带轴系驱动轮轴零件设计计算

8.1.1 驱动轮轴的计算 （1）概略计算轴径

① 驱动轮轴选用40Cr钢，锻件，调质则整根高速轴都使用材料40Cr，调质。 查表机械设计

3

11-6，材料的拉伸强度限B750N/mm2，拉伸屈服限

2

，弯曲疲劳限1350N/mm2，扭转疲劳限1200N/mm2。 s550Nm/m

② 驱动轮轴固定在履带板上，静止不动，并不具有传递功率的作用。相当与轴承的作用，支撑驱动轮的转动。 （2）驱动轮轴的结构设计

考虑轴上零件的固定及便于轴系零件的装拆，采用阶梯轴结构如图8-3所示。 ① 为轴头1，上有轴承盖,固定轴承的位置，所以取深沟球轴承61800，并且轴的长伸到履带板的外面，直径取为10mm。

② 2段的作用为轴肩，固定轴承的位置，所以直径取得比1段稍大，为11mm。 ③ 3段为轴颈，直径取17mm，故支承用深沟球轴承61803采用油脂润滑。 ④ 4段轴的直径为20mm。

4

3

2

1

图8-3 驱动轮中结构简图

（3）计算支反力和绘制弯矩图及扭矩图

由于驱动轮轴并不传递功率，只是起到支撑的作用，所以只用校验驱动轮轴的强度，如图8-4所示。

图8-4 驱动轮轴的受力图

① F力在支点产生的反力，如图

8-5所示。

图8-5 驱动轮轴的支点受力图

L2=15mm L3=15mm

Rv1=FL3/(L2+L3)=17015/30=85N ；Rv2=F- Rv1=170-85=85N。 （8-1） ② 垂直面弯矩图，如图8-6所示。

Mv

图8-6 驱动轮轴的弯矩图

Mv=Rv1L2=85×15=1275N×mm （8-2） 8.1.2 高速轴校验 （1）强度校验

① 危险截面为F施加在轴上面的力的面，其当量弯矩为 Me=Mv=1275N×mm。 ② 轴为40Cr，调质；

B＝750MPa； [1b]=70MPa d

；此截面处直径为17mm，远满足要求。 （8-3）

（2）轴上轴承的计算

滚动轴承基本额定寿命的检验，预计寿命30000h。（根据机械设计3表16－11） 根据机械设计3附表22－3：轴承的基本额定动载荷C=40.8KN。

根据机械设计3表16－9、10得温度系数ft=1（假定工作时温度100度）载荷系数fp=1对球轴承3。

驱动轴只受径向力F的作用,Rv1=85N Rv2=85N ；故其当量动载荷取P=85N

10ftC=43196.6h> 轴承的预期寿命30000 h。因此滚动轴承的设计合理。 Lh=

60nfpp

6



8.2 履带轴系零件锥齿轮传动轴设计计算

8.2.1 锥齿轮轴设计计算 （1）概略计算轴径

① 锥齿轮轴采用齿轮轴；因高速轴的齿轮在前面的设计中已设计为选用40Cr钢，锻件，调质；则整根高速轴都使用材料40Cr，调质；根据机械设计3表20－2；材料的拉伸强度限B750N/mm2，拉伸屈服限s550N/mm2，弯曲疲劳限

1350N/mm2，扭转疲劳限1200N/mm2。

② 高速轴传递功率P0.0126kW，转速n1267rpm。 a）按扭转强度计算：d

C＝98～107；取C＝104；则d3.76mm。

＝5.9mm；取直径为d= 6m。 b）按扭转刚度进行计算d(91~（2）锥齿轮轴的结构设计

考虑轴上零件的固定及便于轴系零件的装拆，采用阶梯轴结构如图8-7所示。 ① 1段为轴颈，直径为轴直径最小值，取6mm，和锥齿轮过盈连接，支承采用深沟球轴承61801,采用脂润滑。

② 2段轴为轴肩，固定滚动轴承，并装有轴承盖。轴直径略大于轴颈，取11mm。 ③ 3段为轴颈，直径取6mm，故支承用深沟球轴承6308。 采用油脂润滑。并和圆柱齿轮间有过盈连接。

图8-7 锥齿轮轴的结构图

8.2.2 锥齿轮轴校验

（1）计算支反力和绘制弯矩图及扭矩图 ① 求轴上各力，受力示意图如图8-9所示。

图8-9 锥齿轮轴的受力图

直齿轮(为一对齿轮中的主动轮)：圆周力F2T1t1=

d=2450

=75N1

12；径向力

Fr1=Ft1tg=75×tg200=27.3N；轴向力Fa=0 。(直齿轮无轴向力) 圆锥齿轮(为一对齿轮总的从动轮)：圆周力 FT1t2

2d2*45030

30N。m径向力 Fr2Ft2tg30tg20cos566.1N。 轴向力 FaFt2tgsin230tg20sin569.0N。 ② 垂直平面内支承点得支反力，如图

8-10所示。

图8-10 锥齿轮轴的支点受力图

L1=7.5mm, L2=20.5mm, L3=7.5mm

（8-4）（8-5）

Rv1=－91.875N； Rv2=46.875N

③ 水平面支承反力，如图

8-11所示。

图8-11 锥齿轮轴的支点受力图

Rh1=－32.98N； Rh2=11.78N ④ 垂直面弯矩图，如图8-12所示。

Mva

Mvb

图8-12 锥齿轮轴的垂直面弯矩图

A,B截面的弯矩大小为：

Mav=Ft1L1=562.5 (N×mm) （8-6） Mvb=Rv2L3=46.875×7.5=351.56(N×mm) （8-7） ⑤ 水平面产生的弯矩图，如图8-13所示。

Mha

Mhb

图8-13 锥齿轮轴的水平面弯矩图

Mha=Fr1L1=204.75 (N×mm)； Mhb=Rh2L3=88.35 (N×mm)。 （8-8） ⑥ 合成弯矩

最不利的情况： 将Mva,Mvb相叠加；Ma(Mav2MaH2)1/2=598.6Nmm （8-9） ⑦ 轴传递的转矩T450Nmm （2）强度校验 ① 危险截面为a面

其当量弯矩为 Me(Ma2(T)2)1/2=656.7Nmm；其中，取折合系数 ＝0.6。

② 轴为40Cr，调质；由表14－1查得B＝750MPa；根据机械设计

3表14－3 查得 [1b]=70MPa

d

；此截面处直径为6mm，故满足要求。

③ 2段轴为非危险截面，同时直径也要大，所以轴强度较和满足。 （3）轴的刚度校验： ① 轴的弯曲变形计算

de(diLi)/Li =6.405mm；l=Li=34mm;材料弹性模量E2.1105MPa

Frl319.27343

0.00893 光轴剖面的惯性矩I0.05de＝84.15m挠度y

48EI482.110584.15

4

由P590对齿轮轴许用挠度[y](0.01~0.03)m；m为齿轮模数3；许用偏转角[]＝

Frl2

0.005rad；许用扭转角[]0.25~1/m，所以，y[y]；偏转角l＝

16EI0.000079

材料的切变模量G0.81105MPa。

1nTili

轴的扭转角0.00015rad0.08

8.2.3 锥齿轮轴承的寿命计算 （1）锥齿轮上轴承的计算

滚动轴承基本额定寿命的检验预计寿命30000h（根据机械设计3表16－11） 查附表22－3：轴承的基本额定动载荷C=40.8KN；温度系数ft=1（假定工作时温度100度）；载荷系数fp=1.2（由题目给定有轻微振动）；对球轴承3。

由上面轴的力学分析可得: Frmax=R2v1R2v2=97.62N；Fa9N。 由

Fa

=0.092

故其当量动载荷取最大值P=97.62N。

106ftC

() =4562.88×106h > 轴承的预期寿命30000 h ，因此滚动轴承的 Lh

60nfpP

设计合理。

8.3履带轴系零件从动轮传动轴设计计算

8.3.1驱动轮轴的计算 （1）轴径的尺寸的初订

① 从动轮轴选用40Cr钢，锻件，调质则整根高速轴都使用材料40Cr，调质。根据机械设计3查表20－2；材料的拉伸强度限B750N/mm2，拉伸屈服限

s550N/mm2，弯曲疲劳限1350N/mm2，扭转疲劳限1200N/mm2。

② 从动轮轴固定在履带板上，静止不动，并不具有传递功率的作用。相当与轴承的作用，支撑驱动轮的转动。 （2）从动轮轴的结构设计

考虑轴上零件的固定及便于轴系零件的装拆，采用阶梯轴结构；轴结构和和从动轮的中心相对称结构图如图8-14所示。

：

图8-14 从动轮的结构图

① 为轴头1，上开有张紧的螺钉孔，并和履带带板相接触，取轴直径为6mm。 ② 2段的为轴身，装轴承盖，取轴直径为13mm。

③ 3段为轴颈，直径取15mm，故支承用深沟球轴承61802，采用油脂润滑。

④ 4段轴为轴肩，起到固定轴承的作用，直径为19mm。 ⑤ 5段轴为轴身，连接两边轴肩的作用，取直径为24mm。

（3）计算支反力和绘制弯矩图

由于驱动轮轴并不传递功率，只是起到支撑的作用，所以只用校验驱动轮轴的强度，而且没有扭矩的存在，如图8-15所示。

图8-15 从动轮轴的受力图

① F力在支点产生的反力，如图8-16所示。

图8-16 从动轮的支点受力图

L1L36.5mm,L221mm

图中F1,F2为螺母所施加的张紧力。可以做简化处理算出 F1F2 轴承支反力：Rv1(L2L3)Rv2L3F1(L1L2L3)；Rv1Rv236N ② 垂直面弯矩图，如图8-17所示。

Mv

F

36N 2

图8-17 从动轮的弯矩图

MvF1*L136*6.5Nmm234Nmm （8-10） 8.3.2 高速轴校验 （1）强度校验

① 危险截面为Mv最大的一段轴面；其当量弯矩为 MeMv234Nmm

② 轴为40Cr，调质；

B＝750MPa；[1b]=70MPa d

此截面处直径为24mm，远满足要求。

（2）轴上轴承的计算

滚动轴承基本额定寿命的检验预计寿命30000h。（根据机械设计3表16－11） 根据机械设计3附表22－3：轴承的基本额定动载荷C=40.8KN。

根据机械设计3表16－9、10得温度系数ft=1（假定工作时温度100度） 载荷系数fp=1对球轴承3

驱动轴只受径向力F的作用,Rv1Rv236N； 故其当量动载荷取P=36N。

106ftC Lh()288830106h> 轴承的预期寿命30000 h ，因此滚动轴承的设

60nfpP计合理。

第9章 履带架部分的零件的设计计算

寿命要求和初步数据：沿杆最大力出现在管道直径d=200mm时；此时 Fmax

NP=307.26N。 （9-1）

sinB

9.1 履带架部分弹簧的设计

弹簧钢丝的直径暂取d=2.0mm；C=5；曲度系数K=

4C10.615

+=1.3105。（9-2） 4C4C

弹簧钢丝的拉伸强度极限B=2360mpa （根据机械设计3表16-3）；许用切应力（根据机械设计3表16-2） t=0.5B=1180mpa 。 d

K

8CF

（9-3） 2.08mm故d=2.0mm符合要求。

t根据上述计算，将弹簧数据如表9-1。

表9-1 弹簧的具体数据

9.2 履带架部分的螺栓设计

9.2.1 螺栓选择GB/T5780-2000 M3×27 性能等级8.8

按松螺栓连接设计；安全系数S=2.5 Sp=1.25 。 （根据机械设计3表5-10）

需用应力=

s

S

p==256mpa；

s

Sp

=512mpa。 （9-4）

4F

螺栓的危险载面直径d1许满足d1

=

4307.26

=1.236mm。 （9-5）

256

因为0.85×3=2.55mm>d1故所选择的螺栓满足要求。 9.2.2 螺栓与孔壁联接的长度满足 因为Lmin≧

dp

F

=

307.26

=0.15故只要螺栓与孔壁联接处长度超过0.15mm即可

4512

9.3 履带架部分的四杆机构设计

因为杆的最小载面满足 S≧超过0.6mm2即可。

p

F

=0.6mm2故只要四杆机构部分最小横截面面积

第10章 结 论

本设计是基于直流电机的管道探伤机器人移动系统。首先该系统用电池提供动力，避免了老式的管道探伤机器人因为电缆线的重量而使得机器人的承载能力和行走距离收到限制，其次该系统是利用直流电机提供动力，通过减速器传递给驱动轮带动机器人行走。通过传感器进行远距离控制plc进而控制电源的开关和电动机正反转，达到具有前进和后退能力，以及精准定位。最后该系统具有效率高，性能好，精度高，工作稳定，大大节省了机器人的本身成本。因此，应有广阔的应用前景。当然本设计只是理论上的研究，有待进一步的开发、研究实际应用。

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