4.10打印

2.4 救灾机器人性能指标与设计

由于煤矿井下环境的特殊性和复杂性煤矿井下搜救机器人的 总体设计须满足适合井下复杂地形、防爆、防碰撞等要求，同时 所载的子系统安装、使用要方便。在地面移动机器人家族中，履 带机器人具有很强的地形适应性，能够适应恶劣的路面条件，因 此得到了广泛的应用。但普通的履带移动移动机构结构复杂，重 量大，运动惯性大，减震性能差，零件易损坏。为克服普通履带 式移动机构的缺点，给煤矿井下搜救机器人履带式移动机构加装 前摆。机器人加装前摆臂的优点：机器人重心将前移，实现机器 人爬坡和越障的功能，稳定性将更好；实现机器人倾翻后自复位。 为提高其地形适应性，前摆臂两个摆臂关节单独控制和单独驱动。

总体设计方案如图2-4所示。采用后轮驱动，差速转向，可实 现原地360°转向。摆臂电动机驱动摆臂可在360°范围内旋转，

提高机器人跨越沟槽和爬越台阶的越障的能力和翻转后自复位的 功能。根据井下环境对机器人的要求，主要设计性能参数如下：

L1?600mm ,L2?350mm,R?80mm ,r?35mm ,B(车体宽 度)=500mm。车体质量为

50kg,摆臂质量不超过5kg,机器人做直线 运动最大速度等于1m/s,自备电源运行时间大于等于4小时。最大 越障高度H=300mm，跨越最大沟壑宽度C=500mm。如2-5图：

图2-5

2.5 本章小结

本章重点介绍了国内外履带机器人的移动方式，对三种常见 的移动方式(轮式、履带式、腿式)在越野性能、移动速度、机构复 杂程度、控制难易程度等几方面进行了比较和分析，就研制的矿 用履带搜救机器人应达到的性能指标提出了具体要求。 3 矿用搜救机器人运动参数设计计算 3.1 机器人越障分析

研究摆臂履带机器人的越障机理与越障能力，有利于对机器 人的越障运动进行操作与控制，可保证其运行稳定性和最佳越障 性能。本文从运动学的角度，在固定双履带机器人越障机理的基 础上，分析四履带双摆臂机器人对台阶、斜坡、沟道等典型障碍 的越障运动机理。 履带式移动机器人面临的环境多为非结构地形 环境，非结构地形环境是多样的、复杂的三维地形，包括天然形 成的起伏、崎岖地形，以及人工修建的坡路、阶梯、沟道等人工 地形。影响或阻止机器人平台正常移动的地形、地物称为障碍地 形。而很多地形具有相近的几何构特征，为了便于分析与表述， 通常将障碍地形简化为斜坡、台阶、连续台阶、凸台、沟道等具有典型特征的地形。表征斜坡的几何构形特征是坡度和坡向，坡 度是高度的最大变化率，坡向是最大变化率的区域方向，其关键 边界线为斜坡底部与顶部转折线。表征台阶的几何构形特征是高 度，其关键边界线为台阶外角线。表征连续台阶的几何构形特征 是高度和台阶跨度，其关键边界线为台阶内、外角线．表征凸台 的几何构形特征是高度和宽度，其关键边界线为凸台两对内、外 角线。表征沟道的几何构形特征是跨度和深度，其关键边

界线为 沟道两侧边缘线。

机器人克服障碍，是指机器人利用其行走机构驱使机器人移 动，使其质心越过障碍的关键边界线，在此过程中机器人不发生 倾覆，不受障碍卡阻，能继续保持机器人的稳定姿态与移动能力。有典型特征的地形。表征斜坡的几何构形特征是坡度和坡向，坡 度是高度的最大变化率，坡向是最大变化率的区域方向，其关键 边界线为斜坡底部与顶部转折线。表征台阶的几何构形特征是高 度，其关键边界线为台阶外角线。表征连续台阶的几何构形特征 是高度和台阶跨度，其关键边界线为台阶内、外角线．表征凸台 的几何构形特征是高度和宽度，其关键边界线为凸台两对内、外 角线。表征沟道的几何构形特征是跨度和深度，其关键边界线为 沟道两侧边缘线。

机器人克服障碍，是指机器人利用其行走机构驱使机器人移 动，使其质心越过障碍的关键边界线，在此过程中机器人不发生 倾覆，不受障碍卡阻，能继续保持机器人的稳定姿态与移动能力。

3.1.1机器人跨越台阶 （1）越障机理分析

当机器人在爬越台阶时，机器人履带底线与地面之间的夹角 将随时间而逐渐增加，其重心越过台阶的支撑点时，机器人就跨 过了台阶完成爬越动作。 （2）越障过程分析

煤矿井下搜救机器人爬越台阶的过程如图3-1所示， 机器人借 助摆臂的初始摆角，在履带机构的驱使下，使其主履带前端搭靠 在台阶的支撑点上，机器人继续移动，驱动摆臂逆时针摆动，当 机器人重心越过台阶边缘时，旋转摆臂关节，机器人在自身重力 影响下，车体下移，机器人成功地爬越台阶。

图3-1 机器人正向攀爬台阶的过程

由运动过程可以看出，机器人在越障第三阶段图 3-1（C）重 心的位置处于临界状态，机器人重心只有越过台阶边缘，机器人 才能成功的越过障碍。由此可分析出机器人的最大越障高度。

图3-2机器人上台阶临界状态示意图 由图3-2所示几何关系可得：

x?Lcos??(h?R)cot??R/sin? （3-1）

变换式（1）可得：h?Lsin??R/cos??R （3-2）

?h?Lcos??Rsin?/cos2??0 (3-3) d?利用式（3）求出a ，代入式（2）可算出机器人跨越障碍的最大 高度hmax。

3.1.2 跨越沟槽

（1）越障机理分析

对于小于机器人前后履带轮中心距地沟槽，因机器人重心在 机器人车体内，当机器人重心越过下一个沟槽的支撑点时，机器 人就越过了沟槽，完成了跨越动作。也可能由于重心未能过去， 倾翻在沟槽内。当沟槽大于中心距时，履带式机器人可以看做爬 越凸台障碍。 （2）越障分析

履带式移动机器人跨越沟槽时，机器人重心不断向前移动， 当重心越过沟槽边缘时，受重力作用，机器人将产生前倾现象， 运动不稳定。由机器人质心变化规律可知机器人重心在以 r 为半 径的圆内，由于摆臂展开后机器人履带与地接触长度变大，为了 计算最大跨越壕沟宽度，摆臂履带应处于展开状态。

图3-3跨越沟槽示意图

机器人在平地图3-3（a）跨越沟槽的宽度 L1 ：

Lmax?L?r (3-4)

在角度为α 的斜坡图3-3(b)上跨越沟槽的宽度 L1 ：

Lmax?L?r?htant? （3-5）

3.2 斜坡运动分析

机器人在斜坡上运动时，起受力情况如图 3-4 所示，机 器人匀速行驶或静止时，其驱动力：

F?Gsin? (3-6)

图3-4 机器人上坡受力示意图

最大静摩擦力系数为? ，最大静摩擦力为：

Fmax??Gcos? (3-7)

当F?Fmax时，机器人能平稳行驶。

当 F?Fmax 时，机器人受重力的影响将沿斜面下滑。

已知煤矿井下机器人在井下地面最大静摩擦系数? ，则机器 人爬越的最大坡度为:

?max?tan?1(?) (3-8)

爬坡时克服摩擦力所需的最大加速度为：

?max?(?cos??sin?)g (3-9)

通过上述分析，可以根据机器人履带与运动面的摩擦系数来 确定一些陡坡是否能够安全爬升，并根据坡度和电机的特性，确 定其运动过程最大加速及爬升都陡坡的快速性。 3.3 本章小结

本章重点围绕矿用履带搜救机器人的爬坡性能、越障性能、 跨沟性能三方面，对机器人移动原理进行理论分析，运动过程进 行数值计算，验证了该机器人在恶劣环境下具有优良机动能力。 机器人的爬坡角度最大为 30 o ；垂直越障高度最大为300mm： 最大跨沟宽度为500mm。 4 摆臂减速器设计 4.1 摆臂电动机选择

分析假设摆臂摆动速度为 n0?20r/min,

确定电动机转速。

由《机械设计课程设计》表3-1 推荐的常用传动比范围，单级齿 轮传动比为i2?3~10故电动机可选范围为:

nd?(i1i2)n0?(60~200)r/min

则选用电机：

转速n1?120r/min功率为P?30W

4.2 摆臂减速器设计

移动减速传动机构是完成机器人前进、后退、转向等各种运 动的关键部件，利用齿轮的速度转换，将动力机的转速减低到所 需的转速，同时扭矩达增大到所需的扭矩。本机构主减速器摆采 用二级减速器，驱动电动机通过减速器的实现减速、增大转矩。 电动机安装在减速器前端，通过锥齿轮改变轴的方向，输出履带 驱动轮转矩，为复杂状况下救灾机器人提供主要动力。摆臂减速 器采用一级圆柱齿轮减速器。摆臂电动机通过减速器实现摆臂在 转动过程中的减速。

4.2.1 减速器方案对比分析

减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆 减速器和行星减速器以及它们互相组合起来的减速器；按照传动级数可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减 速器、圆锥齿轮减速器和圆锥 圆柱齿轮减速器；按照传动的布

臵形式由可以分为展开式、分流式和同轴式减速器。

（1）展开式齿轮减速器结构简单，但齿轮相对于轴承的位臵 不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布臵在远离转矩 输入端，这样，轴在转矩的作用下产生的扭矩变形和在载荷作用 下轴产生的弯曲变形可部分的互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布 不均匀的现象。用于载荷比较平衡的场合。

（2）同轴式齿轮减速器横向尺寸较小，两对齿轮侵入油中深 度大致相同。但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差， 沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难以充分利用，适合 小型、微型机械适用。

（3）蜗轮蜗杆减速机的主要特点是具有反向自锁功能，可以 有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一 平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。

（4）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度 较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大，但价格略贵。 另外行星减速箱，有平齿和斜齿2种，精度和价格都有不同。

（5）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变 形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿 命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差，输入转速不能太高， 价格较高。

根据复杂路况下搜救机器人的行驶速度及各项工作要求，综 合各种减速器的特点，依传递

运动和转矩，又根据减速箱空间的 限制采用主减速器为二级行星齿轮减速器；一级圆柱直齿减速器结构紧凑，效率 高，成本低，使用方便等优点。摆臂减速器为一 级圆柱齿轮减速器。

4.2.2 减速器应满足的要求

1）目前大部分的煤矿都处于深井开采，深度大都为数百米， 甚至上千米，远远深于恒温带的深度，随着深度的增加，地温逐 渐升高，造成地下温度很高。减速器必须满足在高温下工作要求； （2）我国开采的矿井，大部分都为高瓦斯矿井，井内充满了浓 厚的瓦斯。减速器应有隔爆防爆的作用；

（3）搜救机器人的行驶路况复杂，在行驶过程的启动、停止、 前进与后退换向频繁。其载重较大，要有较大的启动转矩，启动 平稳，换向灵敏；

（4）搜救机器人遥控操作，电动机用蓄电池提供能源。体积要 小，重量要轻。

（5）四履带机器人在进行搜救的过程中要经历一系列的爬坡， 越障，跨沟运动，这就要求摆臂通过减速器进行平稳摆动，防止 摆臂摆动过快，可延长摆臂的寿命。 4.3 摆臂减速器设计计算 4.3.1. 摆臂减速器参数计算

查《机械设计课程设计》得?1?0.98 ?2?0.97

?1 -轴承传动效率

?2-齿轮传动的效率

（1)计算传动比

由电动机的额定转速nd 和摆臂转速n0可确定传动装臵应有的总传动比为：

i?nd120??6 n020即齿轮减速器的传动比为 6 （2）动力运动参数计算

Pd?P?30W

轴的功率

P?2?28.52w 1?Pd?1轴的转速

n1?120?20r/min 6（3）各轴的转矩 电动机的输出转矩

Td?9550Pd0.03?9550?2.39N?m nd120轴的输出转矩

T1?Tdi齿?1?2?2.39?0.98?0.97?13.6N?m

则运动动力参数将计算结果

表 5-3

4.3.2 摆臂减速器的的齿轮计算 1.齿轮材料和热处理的选择

①摆臂速度不高，故齿轮选用 7 级精度（GB10095-88）。工 作寿命 15 年，每年工作 300 天，每天工作 8 个小时。

②材料选择。 选择小齿轮材料为 40Cr （调质）， 硬度为 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者硬度材料 差为 40HBS。齿数比 u=6 ③选小齿轮齿数为Z1=10.大齿轮齿数 Z2?10?6?60. 2.按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行计算，即

KT1??1?ZE?3?? dt1?2.32????1????H??1）确定公式内的各计算值 ①试选载荷系数 Kt?1.3 ②计算小齿轮传递的转矩。

295.5?105?p195.5?105?0.03T1???2.39?103N?m

n1120③由《机械设计》表10-7选取齿宽系数?d?1。 ④由表10-6ZE?189.8MPa12

⑤由表10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限

?Him1?600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Him2?550MPa。

⑥由N?60njLh计算应力循环次数。

N1?60n1jLh?60?120?1?1?8?300?15?2.6?108N?m

2.6?108N2??4.32?107

6⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1?0.93,KHN2?0.98

⑧计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数

S=1，由公式计算可得

??H?1?KHN1?lim1?0.93?600MPa?558MPa

S??H?2?KHN2?lim2mps?0.98?550MPa?539MPa

（2)计算

①试计算小齿轮分度圆直径 dt1 ，代入??H?中较小的值。

3???1??ZE?KT1.3?2.39?106?1?189.9?t13???dt1?2.323???2.32??? ?????d??????H??16?539?22 =17.77mm

②计算圆周速度v。

v??d1n160?1000???17.77?12060?10000.112m/s

③计算齿宽b。

b??d?d1t?26.77mm

④计算齿宽与齿高之比 模数 mt?b。 hd1t17.77??1.78mm Z110齿高

⑤计算载荷系数。

根据v=0.112m/s，7级精度，由《机械设计》图10-8查的动 载系数 Kv?1.05； 直齿轮，KH??KF??1 由表10-2查的使用系数 KA?1

由表10-4用插值法查的7级精度， 小齿轮相对支承非对称布置时，

KH??1.410。

由

b=4.3，KH??1.410查图10-13的 KH??1.35 ；故载荷系数 hK?KAKvKH?KH??1?1.05?1?1.410?1.481

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a） 得

d1?d1t3K1.481?17.773?18.97mm KT1.3⑦计算模数m。

m?d118.97Z?10?1.897mm 13.按齿根弯曲强度设计

由《机械设计》式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

m?32KT1?YF?YS???Z2???d1???F?? ?(1)确定公式中的各计算数值。

?由《机械设计》图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE1?500MPa,?FE2?380MPa;

?由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.88; ?计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安

全

系

数

S=1.4,由

??FN1?FE1F?1?K?0.85?500S1.4MP?303a.57MP a??FN2?FE2F?2?KS?0.88?3801.4MPa?238.86MPa

④计算载荷系数K。

K?KAKVKF?KF??1?1.05?1?1.35?1.42

⑤查取齿形系数。

由表10-5查得YF?1?2.50,YF?2?2.28; ⑥查取应力校正系数。

由表10-5查得YS?1?1.45,YS?2?1.73; ⑦计算大小齿轮的?YF??1YF?2?? 并加以比较。

F?

?YF2.50?1.45??1YF??2???303.57?0.0119

F1?YF?2YS?2??2.28?1.73??238.86?0.0165 F?2大齿轮的数值大。 (2）设计计算

m?2?1.42?2.39?1031?102?0.0165?1.058mm

式

（

10-12

得

）

对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿 面弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯 曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能 力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可有弯曲疲劳 强度算得的模数1.807 并就近圆整为标准值 m=1mm，按齿面接触 强度算得分度圆直径 d1=17.77mm，算出小齿轮齿数

Z1?d1?18mm md2?Z2m?108mm

（2)计算中心距

a?d1?d2?63mm 2(3）计算齿轮宽度

b??dd1?1?18?18mm

取B2?18mm，B1?23mm (4)计算齿顶高

ha1?ha2?ha?m?1mm

5）计算齿全高

?h1?h2?(2ha?c?)m

?(2?1?0.25)?1?2.25mm 4.3.3 轴的设计 1.输出轴的设计

（1）选择轴的材料，确定许用应力 表5-4 轴常用几种材料的??T?及A0 值

?

根据工作条件选择轴的材料为40Cr钢，调质处理，由教材表 15-3查得 A0?112。 输入轴的的功率P=28.52w, n2?20r/min,转矩为 T1?13.6N?m （2）按扭转强度估算轴径

根据《机械零件》取 A0?112,故得dmin?3P?12.606mm。输 出轴的最小直径是安装联n轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。按照计算转矩 1 T 应小 于联轴器的公称转矩的条件，为了隔离震动与冲击，应选用 J 型 联轴器； 半联轴器的孔径 d?16mm,故取dⅠ-Ⅱ?16mm半联轴器的长 度L= 42mm 半联轴器与轴的毂配合的毂孔长度L1=30mm。

（3）轴的结构设计

①根据轴向定位定位的要求确定轴的各段直径和长度。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴 肩，故取 II-III 段的直径

dⅡ-Ⅲ?20mm ,左端用轴端挡圈定位，按轴 端直径取挡圈直径Ｄ＝25mm。半联轴器与轴的

配合带的毂孔长度L1?32mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端 面上，故 I-II段的长度应该比 L1 略短一些，现取l I-II=LⅠ-Ⅱ?30mm 。

②初步选择滚子轴承。因轴承同时承受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dⅡ-Ⅲ=20mm， 由《机 械设计基础课程设计手册》附表 6-6 选用 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32095 ，其尺寸为

d?D?T?25mm?42mm?12mm，dⅢ-Ⅳ?dⅥ?Ⅶ?25mm，而lⅥ-Ⅶ?12mm。

③轴承端盖的总宽度为 6mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取 端盖的外端面与半联轴器右端面的距离 l?10mm ，故取lⅡ-Ⅲ?16mm 。

④取安装齿轮处的轴段 Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ?30mm .大齿轮轮毂为宽 度 B1?23mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取lⅣ-Ⅴ?20mm 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 度 h?0.07d ，故取h?2.5mm，则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ?35mm 。轴环 宽度b?1.4h。取lⅤ-Ⅵ?5mm。

⑤取齿轮距箱体内壁之距离为 a?8mm, 已知滚动轴承的宽度T?12mm，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离，取s?5mm ，大齿轮轮毂宽度为23mm ，则

lⅢ-Ⅳ?T?s?a?(23?20)?28mm，

⑥至此已初步确定了轴的各段直径和长度。

dⅠ-Ⅱ?16mm, dⅡ-Ⅲ?20mm, dⅢ-Ⅳ?dⅥ?Ⅶ?25mm,dⅣ-Ⅴ?30mm, dⅤ-Ⅵ?35mm,

lⅠ-Ⅱ?30mm,lⅡ-Ⅲ?16mm,lⅢ-Ⅳ?28mm,lⅣ-Ⅴ?20mm,lⅤ-Ⅵ?5mm, lⅥ-Ⅶ?12mm。

(4)轴上零件的轴向定位

齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按

dⅣ-Ⅴ?30mm由 《 机械设计 》 表 6--1 查的平键截面

b?h?8mm?7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为14mm同时为了保

证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7 ； 同样，半联轴器与轴的连接， 选用平键为 5mm?5mm?20mm。 半联轴器与轴的n6H7配合为 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配 合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差

k6为m6。

2.输入轴的设计

根据工作条件选择轴的材料为40Cr钢，调质处理，由教材表 15-3 查得A0?112。输入轴的的功率 P=30w, n1?120r/min,转矩为T1?13.6N?m （2）按扭转强度估算轴径

根据《机械零件》取 A0?112,故得 dmin?A03P?7.06mm。 输出轴的最小直径是安装n联轴器的直径，为了使所选的轴直径与 联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。按照计算转矩 T1应 小于联轴器的公称转矩的条件，为了隔离震动与冲击，应选用 J 型联轴器；半联轴器的孔径为 d?8mm，故取dⅠ-Ⅱ?8mm 半联轴器 的长度L?22mm 。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴 肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径 dⅡ-Ⅲ?10mm,左端用轴端挡圈定位，为了 保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上， 故 Ⅰ-Ⅱ段的长度应该比 L1略短一些，现取lⅠ-Ⅱ?20mm 。

初步选择滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用， 故选用深沟球轴承轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ?10mm，lⅡ-Ⅲ?10mm由《机械设计基础课程设计手册》附表 6-1 选用 0 基本游隙组，标准精度级深沟球轴承轴承 61081 ，其尺寸为

d?D?T?12mm?21mm?5mm，dⅢ-Ⅳ?dⅥ?Ⅶ?12mm ，而 lⅥ-Ⅶ?5mm。齿轮距箱

体距离为s?7mm，所以lⅣ-Ⅴ?32mm 。

半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ 由《机械设计》表 6--1 查的平键截面

b?h?5mm?5mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 14mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良

H7好的对中性，故 选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键

n6H7为2mm?2mm?14mm 。半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡

k6配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6 。

4.4 本章小结

本章通过对几种主要的减速器进行对比，结合矿用履带搜救 机器人的工作环境，外型尺寸，确定所选用减速器的形式。 5 履带的设计计算 5.1 带的选择

由于在考虑履带装置设计时，基于标准化的思考，我们选择 了梯形双面齿同步带作为设计履带，梯形双面齿同步带传动具有 带传动、链传动和齿轮传动的优点。同步带是以钢丝绳或玻璃纤 维为强力层，外覆以聚氨酯或氯丁橡胶的环形带，带的内周制成 齿状，使其与齿形带轮啮合。同步带传动时，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用温度 20?C~80?C,v?50m/s,P?300KW,i?10对于要求同步的传动也可用于低速传动。 同步带传动具有以下特点：

（1）传动准确，工作时无滑动，具有恒定的传动比； （2）传动平稳，具有缓冲、减振能力，噪声低； （3）传动效率高，可达 98 . 0 ，节能效果明显； （4）维护保养方便，不需润滑，维护费用低；

（5）速比范围大，一般可达10，线速度可达50m/s ，具有较大的功率传递范围，可达几瓦到几百千瓦；

（6）可用于长距离传动，中心距可达10m 以上。

同步带传动由于带与带轮是靠啮合传递运动和动力，故带与带轮 间无相对滑动，能保证准确的传动比。

因为同步带传动具有准确的传动比，无滑差，可获得恒定的 速比，传动平稳，能吸振，噪音小，传动比范围大等优点，所以传递功率可以从几瓦到百千瓦。传动效率高，结构紧凑，适宜于 多轴传动，无污染，因此可在不允许有污染和工作环境较为恶劣 的场所下正常工作。

从以上对同步带性能的分析中可以得出结论，选用梯形双面 齿同步带作为移动装置设计履带能够满足设计性能及工作的环境条件要求。 由已知输出功率为p1?Kvp?1.2?150w?180w

由已知设计装置爬坡移动速度v?1m/s,根据公式v?2?rn,可得主动轮速

n1?V?120r/min。预先设计履带主动轮直径d1?160mm，履带从动轮直径2?rn1d2?，可得n2?120r/min。故可以得到设计的已知条件如下： n2d1d2?160mm，由公式

（1）传递名义功率Pm?p1?180w。 （2）主动轮转速n1?120r/min

（3）从动轮转速n2?120r/min （4）中心距a?600mm。 5.2 计算带的型号和节距

由设计功率Pd?0.2275kw 和 n1?120r/min，考虑到可以用双面 交错梯状齿形同步带作为履带使用， 由图6-1查得型号选用XH型， 对应节距 Pb?22.225mm， 图6-2为双面交错梯状齿形同步带的结构 图，双面齿同步带的节距和齿形等同与单面齿同步带的齿形和节距，图A为DA型双面齿同步带，其两面带齿呈对称排列，图B为 DB 型双面齿同步带，其两面带齿呈交错位置排列，本装置设计履 带选择DB型。XH型同步带 W =2.794mm，T =15.49mm。

图5-2 梯形齿同步带，轮选型图

图5-3梯形齿形状图 5.3 计算主从动轮直径

为了增大摩擦力，应考虑增大履带与接触地面的有效接触面 积，所以履带离地面的高度不易过大，故取履带主动轮直径 d1?160mm， 履带从动轮直径d2?160mm。 选择履带主动轮型号为23XH， 履带从动轮型号为 23XH，就近圆整带轮直径，查得履带主动轮直 径

d1?162.71mm，履带从动轮直径d2?162.71mm。前臂履带与平行移动履带型号一样。

故前臂驱动轮直径确定为162.71mm。 5.4 本章小结

为了减轻履带驱动装置的重量，可以选择硬铝合金作为履带 主，从动轮的材料，硬铝合金主要是加入铜，镁，锰元素，故硬 铝合金具有密度小，质量低，强度高，硬度高，耐热性好的优点， 能够满足设计性能要求。

通过本章的分析，选择梯形双面齿同步带作为设计履带，确 定了带的型号和节距，主从动轮直径，以及节线长度和带宽，同 时也采用了肋板作为支撑，节省了材料。 图5-4 XH 型同步带轮尺寸表

规格 齿数 节径 d 外径 do 档边直径 df 档边内径 db 档边厚度 h 18XH 19XH 18 19 127.34 134.41 124.55 131.62 139 146 110 117 4.5 4.5 20XH 21XH 22XH 23XH 24XH 25XH 26XH 27XH 28XH 30XH 32XH 40XH 48XH 60XH 72XH 20 21 22 23 24 25 26 27 28 30 32 40 48 60 72 141.49 148.56 155.64 162.71 169.79 176.86 183.94 191.01 198.08 212.23 226.38 282.98 339.57 424.47 509.36 138.69 145.77 152.84 159.92 166.99 174.07 181.14 188.22 195.29 209.44 223.59 280.18 336.78 421.67 506.57 153 160 167 175 181 188 195 202 209 124 131 138 145 152 159 166 173 180 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 6 摆臂结构设计 6.1 摆臂作用

摆臂的作用是是机器人在越障时起辅助作用，使机器人受力 情况改变，更加灵活的适应崎岖的环境。 主要作用为以下两点：

1．支撑摆臂的前轮，使之能够自由滚动。 2．360度转动时，能够支撑起车体。

为了使与摆臂相连的轮能够自由转动，设计成输出轴上套轴 承，轴承支撑车轮的形式。 摆臂主体实际上是一块钢板，形状与摆臂两个轮的形状相一 致，尺寸略小于轮。前导轮安装在一个短轴上，而短轴也是通过 花键嵌到肋板上的。为了使花键与肋板不发生相对错动，故当肋 板安装到位后，用螺栓将肋板与花键轴连接起来。为了增加肋板 的强度刚度，在肋板外侧连接一个条形挡板。在肋板前端短轴末 端用螺栓连接一个挡板，用来卡住轴承。为了使之运动平稳，肋 板相连的大轮直径应该与前车轮直径相同而为了减小整机的尺 寸，前轮是靠轴承支撑的。

摆臂是用来联接主动轮与摆臂轮，且能固定摆臂轮。摆臂的 长度由越障高度来决定。本设计中，由于机人本体较重，为减轻 重量，采用肋板式结构。摆臂先通过铸造，然后进行钻孔、铣键 槽等机械加工。安装摆臂轮处采用自张紧结构，通过靠螺栓锁紧 摆臂轮张紧履带，这样结构相对变得简单，而且有利于减重。摆 臂需加工花键，通过花键与齿轮联接，从而实现摆臂旋转运动。 固定肋板处厚度为 h0?10mm。

6.2 肋板部分设计

履带肋板是整个履带驱动装臵中的基础部分，主要起支撑作 用，履带从动轮， 张紧轮分别安装在肋板上，所设计的机器人移动部分采用的是轮 履结合式，这种机构设计使机器人具有良好的越障和爬坡能力， 履带驱动部分必须能够实现在履带主动轮转动的过程中肋板也能 够绕从动轮的轴线转动，即在有不同角度障碍物的情况下能够顺利越碍。 支撑轮等零件都以前后肋板为固定支架，前后肋板的刚度直 接影响着这些零部件工作状态，若前后肋板刚性较差，在受到外 界冲击力的作用下易产生变形，那么将会直接导致电机安装位臵 产生错位，电机驱动齿轮与后同步带轮中的传动齿轮不能正常啮 合甚至卡死，或者导致安装在后肋板上的承重轮不能正常支撑同 步带，失去承载机器人负荷的作用。

为了实现肋板能够绕轴线中心转动，需要使用电机提供扭矩， 履带驱动装臵需要的扭矩越大，相同型号的电机的尺寸也越大，从经济性的考虑，应尽量减轻整个履带驱动装臵的重量，所以在 材料选择方面，肋板的材料应满足质量轻，高强度，高硬度，易 加工的优点，综合选择，镁合金能够满足一般的性能要求，所以 肋板的材料选择镁合。

6.3 摆臂参数计算 1.齿轮计算

由履带选择可知摆臂传动比为i?主动轮齿轮直径为

d1?162.71mm 则模数

m80?2.3，主动轮齿数为Z1?23 3.5?d1162.71?mm 圆整为7 Z123即模数

m?7 从动轮齿数

Z2?z123??10 i2.3直径

d2?mz2?7?10mm?70mm

齿顶圆直径计算

da1?(Z1?2ha)m?(23?2?1)?7

? ?175.00mm da2?(Z2?2ha)m?(10?2?1)?7

? ?84mm

齿根圆直径计算

df1?(z1?2ha?c?)m?(23?2?0.25)?7

? 145.25mm df2?(z2?2ha?c?)m?(10?2?0.25)?7

? 54.25mm

由齿轮材料和布臵方式可选的齿宽系数为?d?0.4 计算齿宽

b

??dd1?0.4?162.71mm?65.08mm

则可知道与所选23XH型履带相符合，故可知挡边厚度为4.5mm。

摆臂轮不仅具有支撑作用分担机器人的重量；而且具有导向 作用，夹持履带，不让它横向滑出；在机器人转向时，它又要迫 使履带在地面上横向滑移，使履带能够顺利传动。同时可得摆臂 主动轮转速为 n1?120r/min ，由

n11?得 n2i

n2?n1i?120?2.3r/min?276r/min由此参数画出齿轮结构图 3.轴的设计

初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为40 r c ，调制处理。由表7-1可取 A0?100，于是可得

dmin?A030.18mm?8.76mm 276输出轴的的最小直径查机械设计手册得d1?10mm，选用深沟球轴承6200型号D?30mm，

B?9mm。

摆臂轮齿宽 b?65.08mm，

选取螺母为六角螺母,D?d1?10mm螺纹规格为 M10?1。 选取两个六角螺母，将摆臂轮固定在肋板上，。

查《机械设计课程设计》六角螺母附表3-13 可得m?8.4mm。 肋板厚度为h?10mm

所以可得轴的长度L?2m?2h?b?101.88mm 所以可选轴的长度为L?150mm。

电机，减速器，移动平台，摆臂设计计算完毕，可画出装配图。

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