机器人头部摆动机构的设计.docx

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机器人头部摆动机构的设计

摘要

机器人足球比赛是一个多智能体系统的典型问题。

多智能体系统就是一个分布

式人工智能系统，这种系统要完成的任务是出各智能体协同完成的。

在这里一个智能体是指能独立地进行决策和知识处理的系统。

机器人足球比赛的设想首先由加拿大不列颠哥伦比亚大学的Alan

Mackworth教授在1992年的报告《OnSeeingRobots）中提出的。

举办机器人足球比赛的目的在于，通过提供一个标准任务，促使研究人员利用各种技术，获得更好的解决方案，从而有效的促进相关科研领域的发展。

机器人足球系统涉及的领域很多，

包括：

智能机器人系统、多智能体系统、实时图像处理与模式识别、智能结构设计、实时规划和推理、移动机器人技术、机器传动与驱动控制、传感器与数据融合和无线通讯等。

通过机器人足球比赛这一活动，为科研人员的研究活动提供标准的实验平台，在此平台的基础上，各种人工智能和机器人学等领域的研究成果可以得到检验，进而促进各学科的发展。

在世界上比较有影响的赛事主要有两个，一个是由国际人工智能协会组织的机器人世界杯足球赛RoboCup,另一个是由国际机器人足球联合会（FIRA）组织的微型机器人世界杯足球赛MiroSot。

Abstract

Robotsoccergameisatypicalproblemofmulti-agentsystems.Multi-agentsystemisadistributedartificialintelligenee（ai）system,thissystemtocompletethetaskistheintelligentTiXiewithcomplete.Herereferstoanintelligentbodycanmakedecisionsindependentlyandthesystemofknowledgeprocessing.

RobotsoccervisionfirstbyA1anattheuniversityofBritishColumbiainCanada

Mackworthprofessorina1992report"OnSeeingRobots））.Thepurposeoftherobotsoccergameis,byprovidingastandardtask,promptingtheresearchersuseavarietyoftechnologies,getabettersolution,thuseffectivelypromotethedevelopmentofrelatedresearchfields.Therobotsoccersysteminvolvingalotofareas,including:

intelligentrobotsystem,multi-agentsystem,thestructureofthereal-timeimageprocessingandpatternrecognition,intelligentdesign,real-timeplanningandreasoning,mobilerobotics,machinedriveanddrivecontrol,sensoranddatafusion,wirelesscommunicationandsoOn.Throughtherobotsoccergamethisactivity,forresearcherstoresearchactivitiestoprovideastandardexperimentalplatform,Onthebasisofthisplatform,avarietyofareassuchasartificialintelligeneeandroboticsresearchresultscanbetested,thuspromotethedevelopmentofvariousdisciplines.

Moreinfluentialeventsintheworldinbasicallyhastwo,oneisorganizedbytheinternationalassociationofartificialintelligenceRoboCuprobotWorldCup,theotheroneisorganizedbyinternationalrobotfootballfederation（FIRA）miniatureMiroSotrobotWorldCupfootballmatch.

1.设计概述1

1.1设计课题1

1.2设计总体要求1

1.3原始数据1

1.4机构运动简图1

2.设计内容2

2.1四杆机构的设计2

2.2电动机的选择2

2.3分配传动比2

2.4蜗轮蜗杆的设计2

2.5大小的齿轮设计2

2.6各轴的设计2

2.7键连接的选择与校核计算2

2.8润滑油和联轴器的选择2

3.四杆机构的设计2

4.电动机的选择3

5.分配传动比4

6.计算传动装置的运动和动力参数4

6.1各轴转速4

6.2各轴输入功率4

6.3各轴输入转矩4

7.蜗轮蜗杆的设计5

7.1选择蜗杆的传动类型5

7.2材料的选择5

7.3按齿面接触疲劳强度进行设计5

7.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸6

7.5校核齿根弯曲疲劳强度6

7.6验算效率n6

7.7精度等级公差和表面粗糙度确定7

8.齿轮的设计7

8.1选择齿轮材料及精度等级和齿数。

8.2.1按齿面接触疲劳强度设计7

8.2.2按齿根弯曲强度设计9

8.3.几何尺寸计算10

9.齿轮轴设计计算10

9.1大齿轮轴的结构设计11

9.2小齿轮轴的设计12

9.2.1选择轴的材料，确定许用应力12

922.轴的结构设计12

923高速轴上的功率P、转数n和转矩13

10.蜗杆轴的设计15

10.1计算轴径15

11.键联接的选择及校核计算16

12.润滑油选择18

13.联轴器的选择18

14.设计小结19

15.

参考文献20

1.设计概述

1.1设计课题

机器人头部摆动机构

1.2设计总体要求

1满足使用要求，实现来回摆动。

2满足经济性要求

3力求整机的布局紧凑合理

4工业性要求简单而实用

5满足有关的技术标准

1.3原始数据

工作输入功率Pw=2.5kw机构摆动周期为T=10s，摆动幅度==120

1.4机构运动简图

图1

1.电动机2.联轴器3.连杆（原动件）4.支架5.减速器

该机构通过齿轮啮合达到减速的目的，然后由涡轮蜗杆实现转动的方向改变的目的，由四连杆机构组成双摇杆机构实现机构头的摆动。

此方案的优点是涡轮蜗杆机构的传递准确性搞，连杆机构制造简单成本低，齿轮传动平稳。

2.设计内容

1.四杆机构的设计

2.电动机的选择

3.分配传动比

4.蜗轮蜗杆的设计

5.大小的齿轮设计

6.各轴的设计

7.键连接的选择与校核计算

8.润滑油和联轴器的选择

3.四杆机构的设计

减速器放在AB上

根据机构大小等综合因素，我们取连杆BC=20mm,CD=160mm

AB摆动幅度・"20。

，综合以上条件并作图得出

AD=200mm，AB=92mm

AD+BC=200+20=220^AB+CD=160+92=252

满足杆长条件！

故满足曲柄存在条件。

5.电动机的选择

电动机类型选择

按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Y（IP44）系列三相异步电动机。

工作机所需功率Pw=2.5kw,

电动机的输出功率Fd

传动装置总效率

H.n32•口•口

=134

由《机械设计课程设计》查得：

单头蜗杆1=0.75;轴承2=0.98（三对）;联轴器3=0.99;7级精度齿轮传动4=0.95贝U

v.-0.9830.750.9920.950.6573

故Fd』=3.8kw

根据表1

方

案

型号

额定功率

同步转速

满载转速

质量

Y132M2-6

5.5

1000

960

Y132S-4

5.5

1500

1440

表1

由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。

因此选择方案1,选定电动机的型号为丫132M2-6

6.分配传动比

电动机转速r=960r/min，摇头周期T=10s

总传动比为i总=2nr/60/2n/T=160

减速器采用二级减速，第一级采用蜗轮蜗杆传动，传动比为62,第二级采用直齿

圆柱齿轮传动，传动比为2.6.

7.计算传动装置的运动和动力参数

6.1各轴转速

N仁960r/min（蜗杆轴）

N2=960/62=15.5r/min（蜗轮轴）

N3=15.5/2.6=6r/min（齿轮轴）

6.2各轴输入功率

P仁Pd・23=3.8>0.99X）.98=3.69kw（蜗杆轴）

P2=P1・1=3.69X）.75>0.98=2.71kw（蜗轮轴）

P3=P2-42=2.71X）.95>0.98=2.52kw（齿轮轴）

6.3各轴输入转矩

由公式Tn=9550>p/ni得，

T仁9550>P1/N仁9550X3.69/960=36.7078N-m（蜗杆轴）

T2=9550XP2/N2=9550X2.71/15.5=1669.7096N-m（蜗轮轴）

T3=9550XP3/N3=9550X2.52/6=4011N-m（齿轮轴）

将以上算得的运动及动力参数列表如下:

轴号

功率P/kw

转矩

T/（Nm）

转速

n/rmin亠

I轴

3.69

36.7.078

960

U轴

2.71

1669.7096

15.5

川轴

2.52

4011

表2

8.蜗轮蜗杆的设计

7.1选择蜗杆的传动类型

根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆（ZI）

7.2材料的选择

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ZCS10P1，金属模铸造

7.3按齿面接触疲劳强度进行设计

在蜗轮上的转矩，即T2，按Z=1，估取效率n=0.75，贝UT2=1669709.6N•mm⑴确定作用在蜗轮上的转矩

即T2,按Z=1，估取效率n=0.75，贝UT2=1669709.6N•mm。

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，由书上（机械设计），

选取使用系数Ka=1.15;由于转速不高，冲不大，可取载荷Kv=1.05。

则K=KaKK=1.15

X1X1.05〜1.21。

⑶确定弹性影响系数Ze

因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa

⑷确定接触系数Zp

先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，得Zp=2.9。

⑸确定许用接触应力[6H]

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据表11-7查得蜗轮的基本许用应力[6hI'=268mpa

应力循环次数N=60X1X32X（10X250X2X8X0.15）=11520000Khn=（107/11520000）1/8=0.9825

寿命系数[6hI=KhnX[6h]'=0.9825X268mpa=262.8mpa

⑹计算中心距

根据公式：

a>[KT2（ZeZp/[6hI）2]1/3

21/3

a>[1.21X1669709.6X（160X2.9/262.8）]=66.43

据实际数据验算，取中心距a=68.6,i=62，故从表11-2中取模数m=2

分度圆直径d1=32.8mm这时，d1/a=0.4。

7.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

（1）蜗杆

轴向齿距pa=25.133mm,直径系数q=10,齿顶圆直径da1=38.4mm;齿根圆直

径df1=26.6mm分度圆导程角丫=5o42'48''；蜗杆轴向齿厚S=3.56mm

（2）蜗轮

Z2=62，变为系数X2=-0.5

蜗轮分度圆直径：

d2=mZ2=2X62=100mm

蜗轮喉圆直径：

da2=d2+2ha2=96+2X[2X（1-0.5）]=105.6mm

蜗轮齿根圆直径：

df2=d2-2hf2=96-2X2X1.7=88mm

蜗轮咽喉母圆半径：

rg2=a-1/2da2=160-（1/2）256=32mm

7.5校核齿根弯曲疲劳强度

6f=（1.53KT/d1d2m）Ya2%w[6f]

当量齿数Zv2=Z/cos3r=31/（cos5.71。

）3=31.47

根据X-0.5，Zv2=31.47，查得齿形系数^2=3.34

即，螺旋角系数％=1-r/140。

=1-5.71。

/140。

=0.9592

许用弯曲应力[6f]=[6f]/•畑

从表11-8中查得由ZCS10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[6f]/=56mpa寿命系数Kfn=（106/11520000）1/9=0.762

[6f]=56X0.762=42.672mpa

6f=（1.53X1.21X1669709.6/68.6X100X2）X3.36X0.9592=32.6534mpa

6fw[6f]，.°.符合要求。

7.6验算效率n

n=（0.95~0.96）tan丫/tan（丫+^）

Y=5.71。

；v=arctanfv；fv与相对滑速度VS有关

Vs=ndin1/6OX1000cos丫=nX68.6X960/60X1000cos5.71。

=4.784m/s

从表11-8中用插值法查得fv=0.022432,叭=1.285，代入式中得

n=0.77>0.75，大于原估计值，因式不用重算。

7.7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/T10089~1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。

9.齿轮的设计

8.1选择齿轮材料及精度等级和齿数。

1）机器为一般工作机器，速度不高，故取齿轮等级精度为7级。

2）材料选择。

初选大小齿轮的材料均为45钢，经调质处理,硬度为210-250HBS

3）选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数Z2=24X2.6=62.4，取63。

8.2计算小齿轮参数

8.2.1按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式（10-9a）

d1>2.32（K「（u+1）Ze2/©du[ch]2）1/3

《1》确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数K=1.3

2）小齿轮传递的转矩

T2=9550XP2/N2=9550X2.71/15.5=1669.7096N-m（蜗轮轴）

3）由课本表10-7选取齿款系数©d=1

4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MP』/2

5）由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

6）由课本式10-13计算应力循环次数N.

N1=60njLh=60X480X1X（8X300X8）=5.53X10

N=Ni/i齿=5.53X108/2.6=2.05X108

7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数Khn=0.93Khn=0.98

8）计算解除疲劳许用应力。

取失效概率为1%安全系数S=1.0

[（Th]1=KhN1CHlim1/S=0.93X600/1.0Mpa

=558Mpa

[（Th]2=KhN2CHlim2/S=0.98X550/1.0Mpa

=539Mpa

《2》计算

1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入[Th]较小的值

=2.32X[1.3X6.452X104X（6.29+1）X189.82/（6.29X5392）]1/3

=41.194mm

2）计算圆周速度v。

v=ndd1nJ（60X1000）=3.14X41.194X15.5/（60X1000）=1.34m/s因为V<6m/s,故取8级精度合适。

3）计算齿宽bo

4）计算齿宽与齿高之比b/ho

模数：

m=dMZ1=41.194/24=1.716mm

齿高：

h=2.25mt=2.25X1.716=3.861mm

b/h=41.194/3.861=10.66

5）计算载荷系数。

根据v=1.34m/s,8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kz=1.06;直齿轮，Kna=K=1.316

由课本表10-2查得Ka=1

由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.316

由b/h=10.67，Khb=1.316查课本表10-13得陷=1.28:

故载荷系数

K=KaXK/XKhaXKfb=1X1.06X1X1.316=1.408

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）

d1=d1t（K/Kt）1/3=53.194x（1.408/1.3）1/3=36mm

7）计算模数mm=d/z1=36/24=1.5

8.2.2按齿根弯曲强度设计

由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式

《1》确定公式内的各计算数值

1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（TFE1=500MPa大齿轮

的弯曲疲劳强度极限TFE2=380MPa

2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.92Kfn=0.98

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

[tf]1=Kfntfe1/S=0.92X500/1.4=328.57MPa

[tf]2=Kfn2tfe2/S=0.98X380/1.4=266MPa

4）计算载荷系数K

K=KaXK/XKraX&b=1X1.06X1X1.28=1.3658

5）取齿形系数。

由课本表10-5查得Yra1=2.65Yra2=2.14

6）查取应力校正系数

由课本表10-5查得YSa1=1.58Ysa2=1.83

7）计算大、小齿轮的YraYs昇Tf]

Yra1Ysa1/[TF]1=2.65X1.58/328.57=0.01274

Yra2Ysa2/[tf]2=2.226X1.83/266=0.01472

大齿轮的数值大

8）设计计算

m>[2X1.3568X64520X0.01472/（1X242）]1/3=1.648mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算

的模数m的大小重要取决于弯曲强度的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数1.648并就近圆整为标准值m=2mm按接触强度的的分度圆直径

di=41.194mm算出小齿轮的齿数zi=di/m=53.194/2=20

大齿轮的齿数Z2=2.6X20=169.83取Z2=52

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费

8.3.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径d1=zim=2CX2=40

d2=z2m=52X2=104mm

（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=（40+104）/2=72.6mm

综上可知，齿轮的设计参数如下：

小齿轮分度圆直径：

d1=40mm

大齿轮分度圆：

d2=104mm

中心距a=72.6mm

小齿轮齿宽：

B=36mm

大齿轮齿宽：

B2=41mm

模数m=2

9.齿轮轴设计计算

1）两轴上的功率P、转数n和转矩由前面的计算已知：

Pi=2.52kw

nii=6r/min

Ti=4011000N•mm

P=2.71kw

ni=15.5r/min

T=1669709.6N-mm

2）求作用在齿轮上的力

因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=104mm

Ftii=2T/d2=2X393770/104=1158.15N

Fm=Ftiitan20°=1158.15X0.3642=421.78N

因已知高速小齿轮的分度圆直径为di=40mm

Fti=2T/di=2X64520/40=1194.81N

Fri=Fitan20°=1194.81X0.3642=435.15N

3）初步确定轴的最小直径

先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选取的材料为45钢，调制处理。

根据课本表15-3，取A）=112，于是得

1/31/3

dminii=Ao（Pii/nII）=112X（3.146/76.3）=38.69mm

dmini=A0（Pi/ni）"=112X（3.243/480）13=21.17mm

9.1大齿轮轴的结构设计

（1）选择轴的材料

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查课本表15-1可知：

（TB=640Mpa,cs=355Mpa,许用弯曲应力［c-1】=60Mpa

（2）轴上零件的周向定位

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边

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