四足爬行机器人毕业设计(编辑修改稿)

四足爬行机器人毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

（ ） 同时， ms 还应满足 3cms TKm （ ） 式中 ms模数系数，取 ～ 计算得 ms 取值范围为 ～ ， ms= 符合要求。 主、从动锥齿轮齿面宽 b1和 b2 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。 这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。 此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损 兰州工业学院 毕业设计（论文） 8 伤。 另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。 但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽 b2，推荐不大于其节锥距 A2 的 倍，即 b2 A2=，而且 b2应满足 b210ms=，一般也推荐 b2= D2。 因此 b2= D2=≈66mm b1== 双曲面齿轮副偏移距 E E 值过大将使齿面纵向滑动 过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤； E 值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。 一般对于总质量较 大的商用车， E≦ (～ ) D2≦ ～ ,且 E≦ 20% A2=。 另外，主传动比越大，则 E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。 在本设计中 E=45mm。 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和小偏移两种。 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。 如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。 本设计中采用如图所示的方案，主动锥齿轮相对从动锥齿轮呈下偏移布置。 图 4 双曲面齿轮的偏移 中点螺旋角β 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。 且双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。 选择 β 时，应考虑它对齿面重合度 ε F、轮齿强度和轴向力大小的影响。 β越大，则ε F 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。 一般 ε F应不小于 ，在 ～ 时效果最好。 但是β过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为 35176。 ～ 40176。 商用车选用较小的 β 兰州工业学院 毕业设计（论文） 9 值以防止轴向力过大，通常取 35176。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮 螺旋角的名义值： 2121 90525 dEzz ‘ （ ） 式中： 39。 1 主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值； 1z 、 2z 主、从动齿 轮齿数； 2d 从动齿轮的分度圆直径； E双曲面齿轮副的偏移距。 对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值 1 与预选值 39。 1 之差不超过 5176。 螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右 倾斜为右旋。 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图 7所示。 当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 考虑到汽车发动机为顺时针旋转，采用 图 a 中的布置：主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。 主动锥齿轮从背面看为顺时针旋转，从动锥齿轮从背面看为逆 时针旋转。 图 5 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 兰州工业学院 毕业设计（论文） 10 图 6 螺旋方向与轴向力 法向压力角α 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。 但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。 因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。 对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。 选取平均压力角时，商用车为 20176。 或 22176。 30′，在此取 α=22176。 30′。 兰州工业学院 毕业设计（论文） 11 4 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算 这里提出三种轮齿形状，即双重收缩齿、标准收缩齿和倾根锥母线收缩齿。 根据《汽车设计》中表 912中公式（ 89）知：θ 2=′ ,δ 2=′ ,△ TR=为正数，采用倾根锥母线收缩齿。 （ a）标准收缩齿 （ b） 双重收缩齿 图 6 标准收缩齿与双重收缩齿 根据《汽车设计》中表 912 给出的圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤。 计 算得锥齿轮的几何尺寸如下： 小齿轮齿数 Z1=8；大齿轮齿数 Z2=45 ； 大齿轮齿面宽 d==66mm ； 小齿轮轴线偏移距 E=（ ～ ） D2=45mm ； 大齿轮大端分度圆直径 D2= ； 刀盘名义半径 rd=(根据表 94 选择 ) ； 兰州工业学院 毕业设计（论文） 12 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 Rm2= ； 小齿轮在吃面宽中点处的分度圆半径 Rm1= ； 小齿轮节锥角 γ1=11176。 40′59″ ； 小齿轮中点螺旋角 β1=46176。 21 ′19″； 大齿轮中点螺旋角 β2=32176。 18′28″； 大齿轮节锥角 γ2=77176。 58′52″； 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离 = ； 在节面内大齿轮齿面宽中点锥距 Am= ； 大齿轮节锥距 A0= ； 大齿轮在齿面宽中点处得齿顶高 h′m2= ,齿根高 h″m2= ； 倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿顶角 θ2T=176。 ； 倾根锥母线收缩齿的大齿轮齿根角 δ2T=176。 ； 大齿轮 的齿顶高 h2′= ； 大齿轮齿根高 h2″= ； 径向间隙 C= ； 大齿轮的齿全高 h= ； 大齿轮齿工作高 hg= ； 大齿轮的面锥角 γ02=78176。 48′13″； 大齿轮的根锥角 γR2=73176。 20′12″； 大齿轮外圆直径 d02= ； 大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离 X02= ； 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离 Z0=,（负号表示该面锥顶点在大齿 兰州工业学院 毕业设计（论文） 13 轮轮体与小齿轮轴线之间）； 大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离 ZR= ,（正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线）； 小齿轮的面锥角 γ01=16176。 11′16″ ； 小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离 G0= ，（负号表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间） ； 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 BR= ； 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离 B1= ； 小齿轮的外圆直径 d01= ； 小齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离 = ,（正号表示该根锥顶点越过小齿轮轴线）； 小齿轮根锥角 γR1=10176。 52′34″ ； 在节平面内大齿轮内锥距 Ai=。 兰州工业学院 毕业设计（论文） 14 5 主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。 轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。 主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 2bFp () 式中， p 为轮齿上的单位齿长圆周力（ N/mm） ； F 为作用在轮齿上的圆周力（ N） ； b2为从动齿轮的齿面宽（ mm） ， b2=。 按发动机最大转矩计算 321m a x 102  bnD ikiTkp fged η （ ） 式中： Temax 发动机最大转矩（ ）， Temax= ； ig变速器传动比，常取一档进行计算，分别为 ； D1主动锥齿轮中点分度圆直径， D1= ； 计算得：一档时 p= []= 在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高， [p]有时高出表中数值的20%～ 25%。 锥齿轮轮齿的 齿根弯曲应力为 320 102 Wsvmscw DJbmk kkkT 兰州工业学院 毕业设计（论文） 15 （ ） 式中： ζw 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（ MPa） ； Tc 所计算齿轮的计算转矩（ ） ,对于从动齿轮： cT =min[ ceT , csT ] = ,对于主动齿轮， cT =TZ= K0过载系数，一般取 1,即 k0=1 ； Ks 尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关 ,当 ms≥， ks=(ms/)。 本设计中 ms= , ks=(ms/)= ； Km齿面载荷分配系数，跨置式结构 ： km=～ , km 取 1； Kv质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时 ,kv= ； b所计算齿轮的齿面宽（ mm） ， b1= , b2=66mm ； D所讨论齿轮的大端分度圆直径（ mm） , D1= ,D2= ； Jw所计算齿轮的轮齿弯曲 ,根据图 7， Jw1= ， Jw2= 计算得： ζw1=[σw1] =700MPa ζw2= [σw2] =700MPa 得出结论：主、从动锥齿轮的轮齿弯曲强度均符合强度要求。 兰州工业学院 毕业设计（论文） 16 图 7 弯曲计算用综合系数 J ，用于平均压力角为 22176。 30′， E/d2= 的双曲面齿轮 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 301102 jvfmszpj Jbk kkkkTDC。