全向移动机器人底盘的结构毕业设计说明书

全向移动机器人底盘的结构毕业设计说明书内容摘要：

zmd 1n1  mm50252zmd 2n2  （ 3）齿顶高 mm2mm21mhh naa   （ 4）齿根高     naf   （ 5）齿顶圆直径： o sh2dd 1a11a   o sh2dd 2a22a   （ 6）齿根圆直径： o sh2dd 1f11f   o sh2dd 2f22f   （ 7）锥距 i n2 mz 222221  R （ 8）齿宽  RR ，（取整） b=13mm。 则：圆整后齿宽 mm152 B ，齿宽 mm201 B。 毕 业 设 计 说 明 书 15 （ 9）当量齿数 25c oszz 11v1   25c oszz 22v2   （ 10）分度圆齿厚   ： 1）查 [1]表 10— 5 查得： a1FY =， a1SY =； a2FY =， a2SY =。 2） m / nd v 1   ，再根据 7 级精度按 参考文献 [1]由图 108 计算载荷系数 K， 查 [1]由表 102 查得：使用系数使用系数 1AK ；根据 v=、 7 级精度，查 [1]由图 108 查得：动载系数 VK ；由 参考文献 [1]表 103 查得：齿间载荷分配系数 K = 1  FH KKK ；由 [1]表 103取轴承系数 HK ， 齿向载荷分布系数K=  beHHH KKKK  3)所以： 1 .8 91 .8 7 511 .0 11   HHVA KKKKK 4)校核分度圆直径 查 [1]由表 1026 得：       mmKTZ RRHE 0 8 0 3 2423 2121t   5)计算两齿轮的  FSFYY aa 并加以比较   1a1a1 F SF YY ，   460 2a2a2 F SF YY  ，两齿轮的数值一样大。 毕 业 设 计 说 明 书 16 6)    mmYYKT F SFRR 4m 3 aa22121n   实际 mm50d1  ， mm2mn  ，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。 表 锥齿轮传动尺寸 名称 计算公式 计算值 法面模数 nm 2 mm 锥角 21 4545 齿数 21zz 25 25 传动比 1i 1 分度圆直径 21dd 50mm 50mm 齿顶圆直径 2a2a21a11a c o sh2dd c o sh2dd   齿根圆直径 2f2f21f11f c o sh2dd c o sh2dd   锥距 2221 zz2ms in2 mz  R 齿宽 21BB 20mm 15mm 分度圆齿厚 2ms  蜗轮蜗杆的设计 根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开式蜗杆 (ZI) 考虑到蜗杆传动功率不大， 速度只是中等，故蜗杆采用 45 钢；因希望效率毕 业 设 计 说 明 书 17 高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45 55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。 为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。 查 [1]式（ 1112），传动中心距  3 22a  HEZZKT   ⑴确定作用在蜗轮上的转矩 T2: mmNmNT  1 7 4 0 ⑵确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 KB=1，查 [1]表 115，选取使用系数 KA=1；由于转速不高，冲不大，可取载荷 KV=。  VBA KKKK ⑶确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢 蜗轮相配，故 21160MPaEZ ⑷确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值  ，从 [1]图 1118得 Z。 ⑸确定许用接触应力  H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度 45HRC，查 [1]表 117 查得蜗轮的基本许用应力   MPaH 26839。 。 应力循环次数 : 7H1 =12020202040160=jL60n=N  寿命系数 : 毕 业 设 计 说 明 书 18 83 108 77 HNK     M P a 2 2 4 .6=2 6 8 M P a0 . 8 3 8= K= 39。 HHNH  ⑹计算中心距 :   mmZZKTaHE 2 4 6 01 7 4 0 22    取中心距 a=50 , i=20，故从 [1]表 112 中取模数 m=，蜗杆分度圆直径 d1=20mm。 这时， ad ，查 [1]图 1118中可查得接触系数 39。 Z ，因为 ZZ 39。 ,因此以上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ⑴ 蜗杆 轴向齿距 : mmmP a   直径系数 : q 分度圆直径： mmd 201  齿顶圆直径 : mmhdd aa 111  齿根圆直径 :   mmhdd ff 111  分度圆导程角 : 2539。 059 轴向齿 : mmmS a   宽度 : 毕 业 设 计 说 明 书 19 mmdB a 1  齿宽 :     mmmzb 21  取 b1=20mm ⑵ 蜗轮 蜗轮齿数 512z ，变为系数 x ； 验算传动比 25112  ZZi，这时传动比误差为 %  ，是允许的。 分度圆直径： mmmmmzd  喉圆直径： mmmmhdd aa )(2 222  齿根圆直径： mmmmhdd aff )(2 222  咽喉母圆半径： mmmmdar ag )(21 22  宽度： mmdB a 1  ；故取 B=20mm 顶圆直径： mmmdd ae  ；故取 mmde 902  ； 校核齿根弯曲疲劳强度  FFaF YYmdd KT    221 当量齿数 :   os 51c os 3322  zz v 毕 业 设 计 说 明 书 20 根据 x ， vz ，查 [1]图 1119中可查得齿形系数 FaY。 螺旋角系数 :  Y 许用弯曲应力     FNFF K 39。  查 [1]表 118中查得由 ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力   MPaF 5639。 。 寿命系数 1010 9 769 6  NK FN   3 7 .0 7 2 M P a0 .6 6 2 M P a56 F MP aMP aF    FF   ,弯曲强度是满足的。 验算效率   v   t a n t a n)~( 已知   39。 39。 39。  ； vv farctan ； vf 与相对滑速度 sv 有关。 smndvs / os100060 os100060 11    查 [1]表 1118 中用插值法查得 vf ， v ，代入式中得 =，大于原估计值，即 1   ，因此不用重算。 精度等级公差和表面粗糙度确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从(GB/T100891988)圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择 8级精度，侧隙种类为 f，标注为8f(GB/T100891988)，各加工表面粗糙度 Ra值表 所示 ： 表 各加工表面粗糙度 Ra值 加工表面 精度 毕 业 设 计 说 明 书 21 7 8 9 蜗杆涡轮 ~ ~ ~ 齿顶圆 ~ 轴孔 ~ 与轴肩相配端面 ~ 其他加工表面 ~ 热平衡计算 (1)估算散热面积 A maA  (2)验算油的工作温度 it 室温 0t ：通常取 20。 传热系数 s ：  Cmw  2s /。     01     tA Ptsi  油温未超过限度。 润滑方式 根据 smvs / ，并结合实际，不需要采用润滑油。 轴的设计 蜗杆轴的设计 1P 转速 1n 和转矩 1T wP  min/571 rn  mmNmNT  2 0 0 0 0201 毕 业 设 计 说 明 书 22 因已知低速级齿轮的分度圆直径为 mmzmd t  NdTF t 00022 21  NFF ntr o st a n   ， NFF ta   圆周力 tF ，径向力 rF ，轴向力 aF 的方向如 [1]图 1524。 按 [1]公式（ 152）初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45钢，调质处理。 根据 [1]表 153，取 A0=103, 于是得 mmnPAd n 33 10m in  输出轴的最小直径显然是安装连轴器处轴的直径 d Ⅰ Ⅱ 为了使所选的轴直径d Ⅰ Ⅱ 与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩mmNmmNTKT Aca  2 6 0 0 02 0 0 0 按照计算转 矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件，查 [2]选用选用 HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。 半联轴器的孔径 d Ⅰ mm14 ，故取 d Ⅰ Ⅱ =14mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 18 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 161。 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 （ 2）根据轴向定径的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定径要求， IⅡ轴段左端需制出一轴肩，由于是蜗杆轴，右端总长为 100mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=15mm。 2)初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据 d Ⅰ Ⅱ =14mm，由轴承产品目录中初步选取 0毕 业 设 计 说 明 书 23 基 本 游 隙 组 、 标 准 精 度 级 的 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 30202 ， 其 尺 寸 为mmTDd 113515 。 故 d Ⅲ Ⅳ =15mm。 （ 3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 由 [1]表 61 查得平键截面mmmmhb 55  ，键槽。