周一至周五 | 9:00—22:00

期刊论文网 > 工业技术论文 > 机械仪表工业论文 > 最新机械类论文 管道除尘机器人行走结构设计

最新机械类论文 管道除尘机器人行走结构设计

2018-12-20 13:38:38来源:组稿人论文网作者:婷婷

  摘要

  基于用高压水射流清洗技术清洗管道的目的,对现有管道机器人的设计方案进行总结,然后再结合工作环境的实际情况。首先设计管道清洗机器人的行走部件,再经过分析比较后确定。本文主要介绍了这种管道清洗机器人行走结构的新设计方案,依据该方案,对管道机器人行走部件的结构进行设计;并对机器人的行走特性进行研究,最后提出了管道机器人在管道中保持稳定运行的方法。对机器人行走结构设计,包括机器人变管径自适应性设计,传动机构设计,以及传动机构零件的校核,和直管道机器人运动的设计和研究,并进一步校验设计思想的可行性和稳定性。最后对管道清洗机器人行走系统的安全性能进行研究校核,并提出能确保机器人行走系统安全的基础方案,给管道清洗机器人在实际应用中提供了可靠的依据。

  关键词:管道机器人;安全防护;行走

  第一章绪论

  1.1前言

  对于石油,天然气甚至居民用水等运输液体,气体使用的管道中,由于压力和温度的变化,以及管道内壁与介质之间的发生了物理作用和化学作用,它们通常会在高温的情况下产生结焦,结成油垢、水垢或生成沉积物以及腐蚀物而存留下来,从而使得内壁厚度增大,即减少了有效的传输管径,并使得传输效率降低,进而增加了物料耗损、能量消耗,有可能使得工艺流程被迫中断,设备故障等一系列安全事件。虽然可以在管道运输的物质中加入化学试剂和对工艺参数的合理调整使用,在一定程度上对水质进行合理处理能对这些情况有一定的改善,但绝对不可能完全去避免产生这些污垢。在中国,80%的管道清洁是采用化学方法以及机械清洗和人工手动清洗方法,这些方法的效率较低,成本较高,并可能对环境产生污染等,依然无法满足现代社会逐渐提高的标准。因而去探索效率更高,更环保的清洁方法已经成为工业生产以及人们生活中必不可少的环节。

  通过高压水射流清洗管道是一种新的清洁管道方法,和传统的化学法清洗、人工清洗以及机械清洗不同的是,它的效率更高,清洗的质量更好,对工作环境有更强的适应性,并且它的成本较低等,效果显著,甚至达到返旧换新。这是一种清洁效果好,效率高和对环境更环保的清洁技术,它具有非常好的经济效益、社会效益和社会前景。

  1.2国内外发展状况

  现如今,在清洗管道的过程中,使用的清洗设备中,大部分都是在采用无电力、动力牵引,通过缆绳拖拉移动行走的方式对管道进行清洗作业,并且无法通过设备了解管道的内部情况,然后依据管道内部条件对清洗参数的进行动态调整,且对管径变化的适应性不强。就这个问题的解决方案,我们开始着手专注于管道清洗机器人行走结构的研究和开发,而国内对这方面的研究很少。为了管道清洗问题能得到更好的解决方案,研制以及开发管道清洗机器人势在必行。我们将要设计一个管道清洁机器人,将高压水射流清洁技术和机器人技术结合在一起,进行设计和开发,因此,深入地对它进行研究将会推动管道清洗技术的发展。

  1.3本课题应达到的要求

  管道机器人是高压水清洗和化学清洗的一种有效补充手段,机器人行走清洗管道的方法是具有一定的优势:成本相对较低,有较好的安全性,对环境无污染,水电能源的消耗较少。特别是无法使用化学清洗和高压水清洗,又或者清洗成本不允许的情况下,使用管道清洗机器人对管道进行清洗可以发挥其独特作用,并且效果良好。

  我们使用高压水射流清洗机器人,行走问题是设计管道清洗机器人要解决的首要问题,机器人怎样在管道中行走作业时成功清洁管道的一个重要方面。现如今,机器人在管内的驱动方式有自带驱动(自供电),利用管内流体的推力和利用弹性杆来施加推力三种方式。依据管道内部的实际情况,管道清洗机器人应选择自带驱动方式。使用伺服电机驱动,传动装置使用行星轮减速器和蜗轮蜗杆传动以及链轮传动把动力传递给行走部件。虽然轮式,脚踏式履带式,蠕动式,履带式等可用于自驱动式机器人,但管道中存在灰、油垢、水垢以及其他特殊情况,环境极差,且管壁附着力差。橡胶轮能与管壁更好的接触,并可增加机器人行走部件与管道内壁的摩擦力,从而提高机器在管内的附着力。

  1.4管道清洗机器人常见问题分析

  现如今,国内对燃煤电厂输灰管道的清洁方法,基本上能分成两大类分别为化学方法与物理方法。其中化学方法主要包括酸、炉烟(CO 2)、阻垢剂和分散剂;物理方法包括人工振动法,管道法,三相流法,种子过滤法,电解法,电场法,磁场法,超声波法和高频电磁场法等。以及使用空化效应和空化侵蚀的液压的方法进行清洁。通过实际应用,上述方法都有一定的局限性,同时也不能满足环保,技术和经济的要求,其中大部分不被电厂所接受。现如今,经常使用得清洁方法的是化学清洗法和人工振击法。清洁排灰管时大部分都是使用化学清洗,通常会每1到2年清洁一次排灰管。化学清洗方法也存在着很多缺点,因为大多数酸洗除垢方法都是通过添加适当的盐酸或硝酸抑制剂制备的酸洗溶液,注入(或进入)管除垢,其中酸洗液的效果是溶解污垢,使其剥离或脱落,从而达到除垢的目的。由于酸洗以及除垢的过程会比较繁杂,所以得专业人员去进行操作,清洁;而且酸洗液也一定要依据一定的规模和一定的厚度性质来进行配备,要求则是更加严厉;用酸洗方法会产生一定程度的酸腐蚀,因此不能过多的对锅炉进行酸洗。

  少数发电厂使用人工振动方法来保护环境并节省资金。当管道内的灰渣沉积到一定程度时,严重影响电厂的正常生产,粉尘集中处的管道被切断,用锤子手动振动管道,灰烬和管道剥下来,然后用起重机吊起管子。灰烬倒出。虽然这种清理方法简单,清理效果好,但需要切割管道,管道容易变形,需要时间和劳动才能努力工作。现如今,管道的清洁机器人的研究并不少,也有关于使用高压水射流进行清洁的机器人。但是,一方面使用高压水射流会产生大量的废水并且难以处理。通过农田的管道很多,如果不及时处理,清理所产生的废水不会对农田造成严重污染。另一方面,高压水喷射清洁成本相对较大,并且每次清洁管道使用数吨或甚至多于10吨的水。

  1.5除垢机器人理念

  行走管道机器人清洗刚发是对高压水与化学清洗的有效补充、,它具有一定的优势:清洁成本较低,有较好的安全性,对环境无污染,水电等能源的消耗量较少。特别是当化学清洗和高压水清洗方法不能使用或不允许使用成本时,使用除垢机器人进行清洗可以发挥独特作用并取得良好效果。

  高压水射流清洗机器人解决行走问题是首要任务,让机器人在管道中正常行走时机器人成功清洁的重要条件。现如今,机器人在管内的驱动方式有自带驱动(自供电),利用管内流体的推力和利用弹性杆来施加推力三种方式。依据管道内部的实际情况,管道清洗机器人应选择自带驱动方式。使用伺服电机驱动,传动装置使用行星轮减速器和蜗轮蜗杆传动以及链轮传动把动力传递给行走部件。虽然轮式,脚踏式履带式,蠕动式,履带式等可用于自驱动式机器人,但管道中存在灰、油垢、水垢以及其他特殊情况,环境极差,且管壁附着力差。橡胶轮能与管壁更好的接触,并可增加机器人行走部件与管道内壁的摩擦力,从而提高机器在管内的附着力。

  第二章管道高压水射流清洗机器人

  2.1管道高压水射流清洗机器人

  该管道清洗机器人是适用的工作管道直径为400-600mm,根据作业环境的情况,整个机器人的结构尺寸应设计的竟可能小,结构紧凑而又要具有一定的牵引力,首先从选择设计的行走移动方式开始。

  2.1.1选择行走移动方式

  在实际应用总机器人应具有可靠性和使用性等特点,管道清洗机器人应按照管道的内部环境特点来进行设计,使机器人能够稳定运行作业,而且能满足清洗性能要求。在清洗过程中,系统必须确保喷嘴具有一定的定心性能,能够适应不同的管道直径变化,并且在运行过程中,管内可能存在不规则性,机器人还应具备一定的翻越障碍能力。机器人在作业的时候,如果一定行走是发生选择,或者机器人的中心随着中心偏移发生骗子,则机器人载体就可能卡在管道中,取不出来。在严重情况下,必须毁坏管道以移出机器人。对于口径比较大的管道清洗机器人,因为它自身的重量大,如果支撑臂没有自定心性能,就不可避免地产生偏转角。致使机器人的运动阻力增大,出现“卡持”的现象。因而在设计机器人时,应当充分去考虑机器人的定心性能和管道适应能力,从而提升机器人操作的可靠性。

  现如今,机器人的行走结构形式有一下积累,分别是轮式结构、支腿式、履带式、蛇行、蠕动和变形运动等等。各种形式的特点如下:

  履带式:履带的面积大,因而与地面接触的面积大,对凸凹不平整的道路有很好的适应性,但是它结构体积庞大,难以转弯,特别是在管道里面,而且要保持轨道张力,整体结构比较复杂。

  支腿式:支腿式在粗糙的表面性能较好,承载能力也更强,但他的控制系统和机械结构较复杂,不利于控制,成本高,行走速度慢。

  轮式:轮式运动速度快,易于转动,中立性好,特别是径向放射状轮结构,确保机器人运行,其中心轴线与管道轴线一致,缺点是地面面积相对较小,难以保持牵引力。

  其余的几种结构:壁面爬行、水下推行、蛇行,、蠕动还有变形运动只适合在管壁光滑、地面或水下的管道里面行走。

  本设计方案里面选择的行走移动方式是径向辐射轮式结构,具有变径能力的,径向辐射轮式结构,在机器人两端分别伸出三个辐射轮,三个轮子的辐射线互为120°,前后通过连杆连接实现前后端同步变径,结构模型如下图所示:

  2.1.2选择传动方案

  机器人也是极其里面的一种,而一个完整的机器一般由原动机,传动装置和工作机三个部分组成。其中传动装置的作用是将原动机的产生的动力和运动进行传递和分配,从而驱动工作机。可以看出,传动系统是机器结构中的必不可少部分,传动装置的质量和成本也占居了整个机器的很大一部分。因此,机器中传动系统的设计对整个机器的性能,成本和整体尺寸有很大的影响。因此,传动系统的合理设计是机械设计工作的重要组成部分。

  合理的传动方案应首先满足工作机械的性能要求,其次要满足工作可靠,结构简单,体积小巧,传动效率高,使用维护方便,加工性和经济性好的要求。显然,同时满足这些要求当然是困难的。因此,通过对各种传输方案的分析和比较,选择能够满足多种要求的最合适的传输方案作为最终传输方案。

  机器人常见的驱动方式有:液压驱动,气动驱动,电动驱动。电驱动主要包括步进电机,直流伺服电机和交流伺服电机。液压和气动方法对环境有更高的要求,实施起来更加复杂。然而,电机驱动结构简单并且更容易实现密封和速度控制。因此,本设计选用步进电机管道除尘机器人的行星结构设计作为机器人本体的驱动力,减速机配有行星齿轮减速器。在通过减速器从电机减速驱动后,如何在满足管径适应性的基础上更好地将驱动力传递给驱动轮,是机器人传动方式选择过程中的一个重要考虑因素。结合径向喷射清扫机器人喷射清扫机器人的结构布置特点,本设计主要通过一套电力转换装置和同步链传动机构来实现。

  动力转换装置的设计

  图2.1辐射轮驱动端面图

  在图中所示的径向辐射轮运动结构中,当预加载弹簧产生基本载荷载荷时,顶部的车轮处于临界状态,管壁即上轮。与管壁的接触压力仅为零,因此机器人的整体驱动力主要来自车轮1和车轮3,机器人本体的重心位于管轴线下方约40mm处(如图所示),机器人的定心性被增强。下面两条腿的中心线垂直于减速器的输出轴,两条腿的中心线的角度为120度。因此,需要功率转换装置来实现功率分配。蜗杆传动是一种传递两轴间空间传递动力的传动机构。两个轴之间的角度可以是任意值。由于蜗杆齿是一个连续的螺旋齿,它逐渐与蜗轮的齿啮合并逐渐脱离啮合,同时第二对啮合,所以冲击载荷小,传动平稳,噪音低。

  在设计中,蜗杆与两个蜗轮之间的夹角为90°,两个蜗轮之间的夹角为120°。如图2-1所示。

  同步链轮传动设计

  由于设计的机器人能够在一定范围的管道直径内行走,因此当管道直径发生变化时,驱动轮与管道中心之间的距离也会发生相应变化。在现有的相关管道机器人传动方案中,采用全齿轮传动方式意味着动力转换后,通过增加惰轮将动力传递到驱动轮。虽然该方案的传输效率较高,但结构复杂,对环境的适应性较差。为了适应更小范围的管道直径,在这种设计中,在功率被蜗轮变换并且齿轮比为1:1后,由于两者之间的空间关系,功率被传递到每条腿。增加一个惰轮机构,动力通过同步链传递给驱动轮1、2和3。设计方案如图2.2所示:

  图2.2同步链轮结构

  同步链轮轴1与支撑腿和安装底座以及蜗轮之间的连接轴线同轴,因此无论管道直径如何变化,两个同步链轮之间的轴向距离保持不变。只要腿的长度足够长,它就可以适应足够大的管径,安装底座的同步链轮轴1到机器人本体中心轴线的距离为64mm,轮子直径80mm,支撑腿两端安装轴线的距离为200mm,因而最大适应管径为608mm,设定管径范围为400~600mm。

  2.2管道清洗机器人变管径自适应性方案设计

  由于制造过程中的局部误差、局部污染、局部压力和变形以及管道内表面的碎片,当清洁机器人遇到可变形部件或碎片时,支撑臂通过阻力收缩并同时驱动。在变形部分的作用下,支撑臂可以在弹簧的作用下像伞一样打开,以使机器人在到达管道的正常截面时恢复到原来的稳定状态。这个过程是机器人的自适应过程。具有适应性的机器人可以通过变形部件来实现管道的有效清洗。在这种设计中,自适应设计主要包括两种模式:支腿的总体调整以及支腿单独调整方式

  单独调整每条腿,当机器人处于运动状态时,其一条或多条腿会遇到障碍物(包括突起和凹陷),会使用支腿与轴套之间的调整弹簧来改变腿与中心轴线的角度,腿与本体中心轴线的角度变小,以使腿上的轮子与管壁保持理想的接触状态,满足稳定的操作要求。同时调整弹簧也可以起到一定缓冲减震的作用。该装置主要用于管径相同或管径不很大的装置。当管径较大时,应采用腿整体的调整。

  支腿整体调整方式:滚珠丝杠螺母副调节方式自适应方案

  目前,在管道机器人中常用的调节机器人主要有蜗轮调节方式、升降调节方式、滚珠丝杠螺母的节段调整方式和弹簧压缩调节方式。对各种调整机制的优缺点进行了比较和研究。根据工程实际工程需要,根据前后腿的特点,选择前腿(即从动轮腿)进行采用滚珠丝杠螺母分段调整,后腿(也就是驱动轮腿)采用连杆机构,通过连杆与前腿(即从动腿)连接,实现后腿与前腿的同步分段调整。这两种调节机构可以保证机器人具有足够稳定的牵引力,且管径的直径范围较大。以下进行了全面分析。

  其具体设计如图2.3所示。这是滚珠丝杠螺母辅助调整方法的示意图。工作原理是安装在套筒与螺母之间的压力传感器间接检测驱动轮与管内壁之间的压力。并实时将压力值反馈回监测装置。当压力值Fy小于允许的最小压力值Fy'时,连杆AB的一端与轮轴铰接在一起,另一端铰接在固定支点A上,推杆CD The连杆AB铰接在点B处,另一端铰接在套筒上的点C处。套筒在圆周方向上相对固定。因此,滚珠丝杠的旋转将驱动丝杠螺母在滚珠丝杠上沿轴向来回滑动。驱动推杆移动,然后将连杆AB推到支点A周围,使轮子膨胀或收缩,以达到适应不同直径的目的。确保管道机器人以稳定的压力保持在管道内壁上,从而使机器人具有足够和稳定的牵引力。

  图2.3滚珠丝杠螺母副调节方式

  下面分析滚珠丝杠螺母的力学性能分调节模式,如图所示,以固定点A为坐标系原点,建立坐标系XOY如图所示,长度为L1连杆AB,L2是推杆CD的长度,L3是支点D与固定支点A之间的距离,α是推杆CD与水平方向之间的角度,β是连杆AB和水平方向角度,管道内壁处的压力轮上的压力是关闭力,F是作用在推杆上的滚珠丝杠螺母的轴向推力,T是作用在推杆上的有效力矩,滚珠丝杠轴.NGi是电机轴的输出转矩。

  在图2.2XOY坐标系中,根据几何关系可得:

  L2sinα=L3sinβyB=L1sinβXc=L2cosα+L3cosβ(2.1)

  对上式两边分别取微分可得:

  δyB=L1cosβδβL2cosαδα=L3cosβδβδXC=-L2sinαδβ-L3sinβδβ(2.2)

  化简上式得:

  δxe=-L3L1(tanα+tanβ)δyB(2.3)

  有虚功原理得:

  Fδxe+i=13NGiδyB=0(2.4)

  将2.3式代入上式化简得:

  F=i=13L1L3(tanα+tanβ)NGi(2.5)

  所采用的滚珠丝杠螺母副的导程记为P,φ为滚珠丝杠和丝杠螺母之间的相对转角,则丝杠螺母的位移为:S=Pk2πφ

  对上式等号两边分别取微分得:

  δs=Pk2πδφ(2.6)

  考虑滚珠丝杠螺母副,由虚位移原理可得:

  Fδs+Tδφη=0(2.7)

  上式中,η为滚珠丝杠螺母副的传动效率。

  合并整合上两式得:

  T=Pk2πηF=i=133L1Pk2πηL3(tanα+tanβ)NGi(2.8)

  此式即为滚珠丝杠螺母副调节方式的力学特性。

  2、支腿的单独调整:弹簧压紧调节方式

  图中示出了从动轮的弹簧调节方式的示意图。其工作原理类似于滚珠丝杠副调节方式的原理,是滚珠丝杠副整体调整方式的补充,但在张力调节时采用被动调节方式。当管径变化时,作用在从动轮上的压力发生变化,使压缩弹簧伸缩,驱动推杆移动,从而推动连杆AB围绕枢轴点A,使轮子膨胀或收缩,适应不同的条件,达到适应管径的目的。与滚珠丝杠螺母子调整方法的主要区别在于,压力的调整从调整电机的主动调整变为压缩弹簧的被动调整。因此,弹簧压缩调整方法的机械性能如下:

  图2.4弹簧压紧调节方式

  选取其中的一个支承臂作为研究对象,其受力分析如图所示,由前述滚珠丝杠螺母副调节方式的分析可知,弹簧压紧调节方式的力学平衡方程为:

  Fδs+fδφ≈0(2.9)

  式中,f—弹簧的压紧力,N。

  整理得:

  f=i=13L1L3tanα+tanβNGi(2.10)

  弹簧压紧力可表示为:f=k[X0-(L-s1-s2)](2.11)

  f为弹簧的初始长度(mm),k为弹簧的弹性系数(N/mm)。从上边的式子可以看出,弹簧压紧力f只是位移函数,因此该机构具有负反馈作用,在一定的管径变化范围内,封闭力之和N变化不大。由此可见该机构具有常封闭特性,这样便增加了载体的稳定性和可靠性,同时由于弹簧压紧力f的回馈作用可使机构具有自适应调节的功能。

  2.3动力系统的设计计算

  2.3.1管道机器人管内行走阻力分析

  在计算之前,我们首先将我们设计的机器人的速度设置为1.8m/min。清洁管道时,机器人必须克服来自管道内表面的滚动摩擦阻力Ff。

  Ff=fNG(2.12)

  式中,f是滚动摩擦因数,也就是滚动轮在一定条件下所需的推力。

  NG为机器人轮子负荷之和。也就是:

  Ff=fGRcos(β-60°)0°≤β≤60°GRcos(β+60°)-60°≤β≤0°(2.13)

  式中β为机器人管道内作业姿态角

  GR机器人本体重量,kg

  当姿态角分别为60°或-60°时,系统的阻力最大。预设f为0.5,机器人自身的重量为10kg。由因为轮子接受弹簧的调节,所以弹簧对车轮有很大的压力。由于采用了中心旋转高压水射流,机器人体的稳定性要求比其它要求更严格。假设车轮上的弹簧压力为40x9.8N,

  NG=10×9.8+40×9.8N=490N

  ∴总阻力Ff=fNG=0.5×490N=245N

  根据实际情况,我们设计主动轮的半径r=40mm,则

  总阻力矩M=Fr=245×0.04Nm=9.8Nm

  上面已设定机器人的行进速度v=1.8m/min,则

  驱动轮的转速nw=v2πr=1.82×3.14×0.04=7.17r/min

  电机的额定转速n=1500r/min,系统传动比为

  is=nnw=15007.17≈209

  电机提供的驱动力矩为:

  Mq=Misη=9.8209×0.32=0.15Nm

  Pq=Mqn9550=0.15×15009550=23W

  考虑到机器人在管道中运行的突然情况,以安全系数为2,电机功率为46W,查表2-3.1,电机选用YS5614型,参数如下

  额定转速1500r/min额定功率60W额定电流0.28A效率56%功率因数0.58额定转矩2.4Nm

  电机外形尺寸:

  表2-3.1 YS系列电机技术参数

  型号额定功率额定电流

  额定电压

  额定频率同步转速

  YS4512160.93

  或

  380

  50

  3000YS4514100.121500YS4522250.123000YS4524160.161500YS5012400.173000YS5014250.171500YS5022600.233000YS5024400.231500YS5612900.323000YS5614600.281500YS56221200.383000YS5624900.391500YS63121800.533000YS63141200.481500YS63222500.673000YS63241800.651500YS71123700.953000YS71142500.831500YS71161800.741000

  YS系列电机技术参数续

  效率

  (%)功率因数声功率极

  460.572.36.02.465280.452.46.02.460520.602.36.02.465320.492.46.02.460550.652.36.02.465420.532.46.02.460600.662.36.02.470500.542.46.02.460620.682.36.02.470560.582.46.02.460670.712.36.02.470580.612.46.02.465690.752.36.02.470600.632.46.02.465720.782.36.02.470640.662.46.02.46573.50.802.36.02.475670.682.46.02.465590.632.05.52.060

  2.3.2减速器的选择

  选择电机型号后,需要选择相应的减速器。在确定减速机的类型后,减速机的选择是基于减速比的选择。

  1、依据驱动能力计算减速比

  根据电机的相关数据,电机额定转矩为2.4Nm。为了满足机器人的正常运行,整个驱动系统的驱动转矩经传动系统减速并增加转矩后应大于或等于机器人的总阻力矩。传动系统的传动比imin应满足证:

  imin≥MMD=9.82.4=4.1

  2、依据机器人最高运行速度传动比的计算

  依据选定的电机型号,可得电机的额定转速nd=1500r/min

  ,则传动系统的最大传动比imax应满足:

  imax≤ndnw=15007.17=209

  由以上两个条件,可以确定传动系统的传动比is必须满足:

  imin≤is≤imax

  即4.1≤is≤209

  因此,系统的传动比的范围为5-209

  由于传动比里面涡轮蜗杆传动的传动比范围为5-80,选用20

  则减速器的传动比ir应符合如下条件:

  iminiwid≤ir≤imaxiwid

  即0.205≤ir≤10.45

  因此减速器的传动比范围是1-10,我们选用ir=10

  根据《小动率计算机》书上说明,选用PLG42行星减速器,其参数如下表

  减速器参数表

  效率96%最大允许径向受力N200最大允许轴向受力N200连续输出转矩Nm10.1减速比10:1

  减速器外形尺寸

  2.4机器人的速度和驱动能力校核

  确定电机和减速器后,我们必须对机器人的运动速度和驱动能力进行校核,以确保机器人有足够驱动力的同时,也能满足机器人的最高行走速度要求。

  2.4.1运动速度校核

  根据上述电机和减速机的性能指标可以看出,电机额定转速=1500r/min,减速机传动比为9,机器人驱动轮毂半径r=40mm,机器人可以在确定后计算电机和减速器后的最大速度V:

  V=2πrniriwid=2×3.14×0.04×150010×20×1=1.884m/min>1.8m/min

  尽管V大于期望的速度,但是我们可以控制电机的速度,使机器人能够以低于这个速度运行,并且仍然有一定的速度储备。如果机器人需要快速移动到工作位置,它应该尽可能有较快速度。

  2.4.2驱动能力校核

  根据电机的额定输出转矩为2.4Nm,传动比i=200,机器人的总驱动力矩为:Mw=2.4×200=480Nm>M

  由于机器人的总驱动扭矩大于其受到的总阻力扭矩,因此机器人可以有足够的动力启动,并具有一定的动力储备。

  经过上述计算和验证,选定的伺服电机和PGL42行星齿轮减速器能够满足管道喷射清扫机器人的性能要求,它可以组成机器人的驱动系统。

  第三章链轮传动的计算设计

  3.1链轮设计的初始条件

  链轮设计的初始条件如图3-1所示:

  表3-1初始条件

  名称数值单位传递功率0.023kw小链轮转速7.17平均转动比1;可大或小0.5%大链轮转速7.17传动转类倾斜传动传动速度低速转动()润滑条件由设计结果确定(推荐)中心距条件可调载荷性质平稳载荷原动机种类电动机弹紧装置张紧轮3.2链轮设计的过程

  1、根据链传动的受力分析,求出链条所受的拉力;

  链条的紧边拉力F1=F+FC+Fy(F圆周力;Fc离心拉力);Fy悬垂拉力)

  链条松边拉力F2=Fc+Fy

  F=1000PV P传递功率;V链条速度;单位N,kw,m/s

  Fc=qv2 q链的每米长质量;v链条速度;单位分别为N,kg/m,m/s

  Fy=Kyqga Ky垂直系数;q链的每米长质量;g重力加速度;a中心距;单位分别是1,Kg/m,m/s2,m

  其中:

  V=0.016m/s P=0.023KW q=0.33Kg/m

  g=9.8m/s2 a=0.20m Ky=8

  计算得F=1437.5N

  Fc=0.00008N

  Fy=5.17N

  F1=1442.7N

  2、根据选用安全系数,确定拉伸的极限载荷,进而确定链条型号;

  一般许用安全系数n=4~8;则极限载荷Q=n*F1

  选用安全系数[n]=4

  则极限载荷Q=5770.8N

  查表选用06C-1

  Q=5.771KN

  DIN ISO

  链号ANSI链号节距滚子

  直径内节内宽销轴直径销轴长度内链板高度链板厚度极限拉伸载荷每米长重Pd1 maxb1 mind2 maxL minLc maxh2 maxT maxQ minq≈mminchmmmmmmmmmmmmmmkNkg/m*03C-1*154.76253/16"2.482.381.626.106.904.300.601.800.08*04C-1*256.351/4"3.303.182.317.908.406.000.803.500.15*06C-1*359.5253/8"5.084.773.5812.4013.179.001.307.900.33085-14112.701/2"7.776.253.5813.7515.009.911.306.670.4108A-14012.701/2"7.957.853.9616.617.812.001.514.100.6210A-15015.8755/8"10.169.405.0820.7022.2015.092.0322.201.0212A-16019.0503/4"11.9112.575.9425.9027.7018.002.4231.801.5016A-18025.401"15.8815.757.9232.735.0024.003.2556.702.6020A-110031.755/4"19.0518.909.5340.4044.7030.004.0088.503.9124A-112038.1003/2"22.2325.2211.1050.3054.3035.704.80127.005.6228A-114044.4507/4"25.4025.2212.7054.4059.0041.005.60172.407.5032A-116050.8002"28.5831.5514.2764.8069.6047.806.40226.8010.1036A-118057.1509/4"35.7135.4817.4672.8078.6053.607.20280.2013.4540A-120063.5005/2"39.6837.8519.8580.3087.2060.008.00353.8016.1548A-124076.203"47.6347.3523.8195.50103.0072.399.50510.3023.20A系列链条标准参数

  选用的是链号为06C-1则P=9.525mm,dr=5.08mm

  确定齿数;

  根据链轮所在位置的空间限制,估计链轮的分度圆直径d=45mm,则

  齿数Z1=180°sin-1Pd

  求得Z1=14.7

  取齿数为14。

  主要尺寸的确定:

  将所得的齿数Z,节距P,滚子外径dr代入以下公式

  分度圆直径:d=Psin180°Z

  齿顶圆直径:da∈[damin,damax];

  齿根圆直径:df=d-dr

  计算得出:d=42.805mm

  da=47.45mm

  df=37.92mm

  3.3链轮计算结果

  表3-3设计结果

  名称数值单位小链轮齿数14大齿轮齿数14平均传动比1.000大链轮转速7.17设计功率0.023KW链条节距9.525mm链号06C链条速度0.016润滑方式油刷或油壶人工定期润滑粗定中心距200mm链长节数56节链条长度0.5715m理论中心距200.00mm实际中心距200.00mm有效圆周力499.04N作用于轴上的拉力586.37N滚子外径(最大值)5.08mm链条排距12.40mm内链板高(最大值)9mm许用静强度安全系数4.00静强度安全系数27.65铰链比压11.27MPa

  结果得到的链轮基本尺寸:

  排距12.40mm

  分度圆直径42.80mm

  齿顶圆直径47.45mm

  齿根圆直径37.92mm

  第四章蜗轮蜗杆的设计

  为了方便计算,选用电子版机械设计手册2.0计算:普通圆柱蜗轮蜗杆传动设计结果报告在输入基本数据之前,我们要知道作用在蜗杆上的功率,蜗杆的转矩应该是电动机额定转矩经减速器后的力矩,则:

  传递转矩0

  Tw=Tir=2.4×10=24Nm

  n=1500÷10=150r/min

  p=Twn9550=24×1509550=0.38kw

  输入计算如下:

  4.1蜗轮蜗杆基本参数设计

  4.1.1普通蜗杆设计输入参数

  图4.1涡杆设计参数

  1.传递功率P 0.38(kW)

  2.蜗杆转矩T1 24(N.m)

  3.蜗轮转矩T2 480(N.m)

  4.蜗杆转速n1 150(r/min)

  5.蜗轮转速n2 7.5(r/min)

  6.理论传动比i 20.00

  7.实际传动比i'20.00

  8.传动比误差0.00(%)

  9.预定寿命H 4800(小时)

  10.原动机类别电动机

  11.工作机载荷特性平稳

  12.润滑方式喷油

  13.蜗杆类型渐开线蜗杆

  14.受载侧面3侧

  4.1.2材料及热处理

  1.蜗杆材料牌号45(表面淬火)

  2.蜗杆热处理表面淬火

  3.蜗杆材料硬度HRC45~55

  4.蜗杆材料齿面粗糙度1.6~0.8(μm)

  蜗轮蜗杆精度等级我们都选为8极得出:

  5.蜗轮材料牌号及铸造方法ZCuSn10P1(砂模)

  6.蜗轮材料许用接触应力[σ]H'200(N/mm^2)

  7.蜗轮材料许用接触应力[σ]H 200(N/mm^2)

  8.蜗轮材料许用弯曲应力[σ]F'32(N/mm^2)

  9.蜗轮材料许用弯曲应力[σ]F 30(N/mm^2)

  4.1.3蜗杆蜗轮基本参数

  图4.2蜗杆涡轮设计参数

  1.蜗杆头数z1 2

  2.蜗轮齿数z2 40

  3.模数m 3.15(mm)

  4.法面模数Mn 3.10(mm)

  5.蜗杆分度圆直径d1 35.50(mm)

  6.中心距A 63.00(mm)

  7.蜗杆导程角γ10.063°

  8.蜗轮当量齿数Zv2 41.90

  9.蜗轮变位系数x2-5.63

  10.轴向齿形角αx 20.287°

  11.法向齿形角αn 20.000°

  12.齿顶高系数ha*1.00

  13.顶隙系数c*0.20

  14.蜗杆齿宽b1≥65.00(mm)

  15.蜗轮齿宽b2≤24.00(mm)

  16.是否磨削加工否

  17.蜗杆轴向齿距px 9.90(mm)

  18.蜗杆齿顶高ha1 3.15(mm)

  19.蜗杆顶隙c1 0.63(mm)

  20.蜗杆齿根高hf1 3.78(mm)

  21.蜗杆齿高h1 6.93(mm)

  22.蜗杆齿顶圆直径da1 41.8(mm)

  23.蜗杆齿根圆直径df1 27.94(mm)

  24.渐开线蜗杆基圆直径db1 15.36(mm)

  25.渐开线蜗杆基圆导程角γb1 22.296°

  26.蜗轮分度圆直径d2 126.0(mm)

  27.蜗轮喉圆直径da2 96.8(mm)

  28.蜗轮齿根圆直径df2 82.94(mm)

  29.蜗轮齿顶高ha2-14.60(mm)

  30.蜗轮齿根高hf2-21.53(mm)

  31.蜗轮齿高h2 6.93(mm)

  32.蜗轮外圆直径de2≤101.52(mm)

  33.蜗轮齿顶圆弧半径Ra2 14.60(mm)

  34.蜗轮齿根圆弧半径Rf2 21.53(mm)

  35.蜗杆轴向齿厚sx1 4.95(mm)

  36.蜗杆法向齿厚sn1 4.87(mm)

  37.蜗轮分度圆齿厚s2 8.18(mm)

  38.蜗杆齿厚测量高度ha1'3.15(mm)

  39.蜗杆节圆直径d1'-0.00(mm)

  40.蜗轮节圆直径d2'126.00(mm)

  4.1.4蜗杆蜗轮精度

  ----------------------------------------------------------------------------------

  项目名称蜗杆蜗轮

  ----------------------------------------------------------------------------------

  1.第一组精度8 8

  ----------------------------------------------------------------------------------

  2.第二组精度8 8

  --------------------------------------------------------------------------------

  3.第三组精度8 8

  --------------------------------------------------------------------------------

  4.侧隙f f

  --------------------------------------------------------------------------------

  4.1.5强度刚度校核结果和参数

  1.许用接触应力251.04(N/mm^2)

  2.计算接触应力119.54(N/mm^2)满足

  3.许用弯曲应力30.40(N/mm^2)

  4.计算弯曲应力15.71(N/mm^2)满足

  5.许用挠度值0.0710(N/mm^2)

  6.计算挠度值0.0225(N/mm^2)满足

  1.蜗杆圆周力Ft1 136.34(N)

  2.蜗杆轴向力Fx1-735.88(N)

  3.蜗杆径向力Fr1-272.02(N)

  4.蜗轮圆周力Ft2 735.88(N)

  5.蜗轮轴向力Fx2-136.34(N)

  6.蜗轮径向力Fr2 272.02(N)

  7.蜗轮法向力Fn-795.35(N)

  8.滑动速度Vs 0.24(m/s)

  9.蜗杆传动当量摩擦角ρv 3.720°

  10.蜗杆传动效率η0.69

  11.蜗杆的啮合效率η1 0.72

  12.搅油损耗η2 0.97

  13.滚动轴承效率η3 0.98

  14.使用系数Ka 1.02

  15.动载荷系数Kv 1.05

  16.载荷分布系数Kβ1.00

  17.材料的弹性系数ZE 155.00

  18.滑动速度影响系数Zvs 1.00

  19.寿命系数ZN 1.26

  20.齿形系数Yfs 10.59

  21.导程角系数Yβ0.88

  22.蜗杆截面惯性矩I 29914.07(mm^4)

  23.弹性模量E 207000.00(N/mm^2)

  24.蜗杆两端支承点的跨度L 280.00(mm)

  4.1.6自然通风散热计算

  1.热导率k 8.70(W/m^2℃)

  2.散热的计算面积A 0.57(m^2)

  3.冷却的箱壳表面积A1 0.40(m^2)

  4.补充的箱壳表面积A2 0.35(m^2)

  5.润滑油温度t1 45(℃)

  6.周围空气温度t2 20(℃)

  7.损耗的功率Ps 0.12(kW)

  8.能散出的功率Pc 0.13(kW)满足

  4.2蜗杆轴的结构设计:

  轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。

  轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求,合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理,会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性,还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难度。因此,轴的结构设计是轴设计中的重要内容。

  轴的结构主要取决以下因素:轴在机器中的安装位置及形式;轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法;载荷的性质、大小、方向及分布情况;轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多,且其结构形式又要随着具体情况的不同而异,所以轴没有标准的结构形式。设计时,必须针对不同情况进行具体的分析。但是,不论何种具体条件,轴的结构都应满足:轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置;轴上的零件应便以装拆和调整;轴应具有良好的制造工艺性等。

  轴的工作能力设计指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下,轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算,以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴(如车床主轴)和受力大的细长轴,还应进行刚度计算,以防止工作时产生过大的弹性变形。对高速运转的轴,还应进行振动稳定性计算,以防止发生共振而破坏。

  下面根据上述原则对轴进行设计计算。

  4.2.1轴的强度较核计算

  进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并给当地选取其许用应力。对于仅仅(或主要)承受扭矩的轴(传动轴),应按扭转强度计算;对于只承受弯矩的轴(心轴),应按弯矩强度条件计算;对于既承受弯矩又承受扭矩的轴(转轴),应按弯扭合成强度条件进行计算,需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外,对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴,还应按峰尖载荷校核其静强度,以免产生过量的塑性变形。下面介绍几种常用的计算方法。

  1.按扭矩强度条件计算

  这种方法是按轴所受的扭矩来计算轴的强度;如果还受有不大的弯矩时,则用降低许用扭矩切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计时,通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴,也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为

  (4.1)

  式中:——扭转切应力,MPa;

  T——轴所受的扭矩,N·mm;

  W——轴的抗扭截面系数,mm

  n——轴的转速

  P——轴传递的功率,功率

  d——计算截面处轴的直径,mm;

  []——许用扭转切应力,Mpa,见表4-1。

  表4-1轴的几种材料的[]及A值

  轴的材料Q235-A、20Q275、35(1Cr18Ni9Ti4540Cr、35SiMn

  38SiMnMo、3Cr13[]15~2520~3525~4535~55A149~126135~112135~103112~97

  由上式可得轴的直径

  (4.2)

  式中,A=查表15-3,对于空心轴,则

  d

  式中,

  应当指出,当轴截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d100mm的轴,有一个键槽时,轴径增大3%;有两个键槽时,应增大7%。对于直径d100mm的轴,有一个键槽时,轴径增大5%~7%;有两个键槽时,应增大10%~15%。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意,这样求出的直径,只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径d

  2.按弯矩扭合成强度条件计算

  通过轴的结构设计,轴的主要结构尺寸,轴上零件的位置,以及外载荷和反支力的作用位量均已确定,轴上的载荷(弯矩和扭矩)已可以求得,因而可按弯矩扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。一般的轴用这种方法计算即可。其计算步骤如下

  (1)做出轴的计算简图(即力学模型)

  轴所受的载荷是从轴上零件传出来的,计算时,常将轴上的分布载荷简化为集中,其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩,一般从传动件轮毂宽度中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁,反支力的作用点与轴承的类型和布置方式有关,可按图4.3确定。图b中的a值可查滚动轴承样本手册,图d中的e值与滑动轴承的宽径比B/d1时,取e=0.5B;当B/d>1时,取e=0.5d,但不小于(0.25~0.35)B;对于调心轴承,e=0.5B。

  (a)向心轴承(b)向心推力轴承(c)并列向心轴承(d)滑动轴承

  图4.3轴的支反力作用点

  在做计算简图时,应先求出轴上受力零件的载荷(若为空间力系,应把空间力分为圆周力、轴向力和径向力,然后把他们全部转化到轴上),并将其分解为水平分力和垂直分力,如图4.4a所示。然后求出各支承处的水平反力F和垂直反力F(轴向反力可表示在适当的面上,图4.4c是表示在垂直面上,图4.4c是表示在垂直面上,故标以F)

  (1)做出弯矩图

  根据上述简图,分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩,并按计算结果分别做出水平面上的弯矩M图(图4.4b)和垂直面上的弯矩M图(图4.4c);然后按下式计算总弯矩并做出M图(图4.4d)。

  图4.4轴的载荷分析图

  (2)做出扭矩图

  扭矩图如图4.4e所示

  (3).初步估算轴的直径选择轴的材料为40Cr经调质处理,由表26.1-1查得材料机械数据为:

  根据公式初步计算轴直径

  带入数据得出d 11.2mm即轴的最小直径为11.2,现在选择=12.5mm

  4.2.2轴的结构设计

  根据轴上面的定位要求,现在轴的基本参数如下图所示:

  图4.5轴的基本尺寸参数

  4.2.3键的校核

  选用A型普通键,轴键、轮毂的材料都用20钢。

  b h=6 6取L为20.

  式中:T——传递的转矩;

  K——键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=3

  ——键的工作长度:=L-b=17mm;

  d——轴的直径;

  []——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力,MPa,见表6-2;

  表6-2许用应力参数

  许用挤压应力、许用压力连接方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击[]静连接钢120~150100~12060~90铸铁70~8050~6030~45

  410

  所以此键符合要求.

  第5章弹簧的设计计算

  根据我们的设计情况,我们应该选用圆柱螺旋压缩弹簧。

  当此机器人在管道内行走时受到的最大压力为40KG,急弹簧的最大压力为。其受力图如图5.1所示

  图5.1弹簧受力图

  1.根据条件选择材料,并确定其许用应力

  一个常见的圆柱蜗杆蜗杆传动设计结果报告,在输入基本数据之前,我们应该知道蜗杆上的动力。蜗杆扭矩应为减速器后电机额定转矩的扭矩。现估计取弹簧直径为3mm.

  2.根据强度条件计算弹簧钢丝直径

  现选取旋绕比c=6,由《机械设计》16-4得:

  5.1

  根据式(16.12)得

  改取d=3.2mm,不变,故()不变,取D=18mm,c==5.625.计算得K=1.253,于是

  上值与原来估计值相近,取弹簧钢丝的标准直径d=3.2mm,此时D=18mm,是标准值,则:

  =D+d=18+3.2=21.2mm

  3.根据刚度条件,计算弹簧圈数n。据我们设计要求,可选弹簧圈数为10圈。

  4.验算。

  (1)弹簧初拉力

  5.2

  初应力按式(16.8)得

  =95.44Mpa

  按照图16-9,当C=5.62时,初应力的推荐值为65—150Mpa,所以此初应力值合适。

  (2)极限工作应力取=0.56,则

  =0.561570Mpa=879.2Mpa。

  第6章安全性能

  在现有的管道清洗操作中,喷水清洗应该是一种更先进的清洗方法,但在安全性能方面,水射流清洗比我们的设计要差得多。

  当高压喷水设备在高压工作条件下运行时,它从高压泵组(或增压器)的高压筒体流到喷嘴,并且所有的流通部件都处于高压储能状态。此时,水的可压缩性不容忽视。当水被压缩时,它处于与压缩气体相似的能量储存状态,并将其性能与压力变化进行比较。通过研究,已经发现在约80MPa的压力下水可以储存与1MPa的空气一样多的能量;在约30MPa的压力下,水储存3MPa的空气能量的约3倍。因此,根据高压下流体的体积,容器的结构和材料,70Mpa及以上水压下的失效可能是灾难性的甚至爆裂。此时,失效部件高速飞行,流体迅速膨胀形成冲击波。其结果将不可避免地对周围的设备和人员造成损害。即使70MPa压力下的高压部件发生故障,也会形成碎片,接头接头或从软管结构中拔出。其接触的设备或人员也将形成。会受到不同程度的伤害。

  水射流本身的潜在破坏力是显而易见的,从水射流清洗和除锈的功能来看,很容易认识到它本身的危害性。然而,低压射流或长靶射流的危害往往被忽略。但是,低压射流或长目标射流的危害往往不被重视。事实上,由于射流的非定向位置,即使是0.55MPa的低压射流也足以对眼睛造成严重伤害。此外,对喷射公牛的生皮进行的一系列测试表明,压力为15兆帕,流量为32.6升/分钟的水射流仍然可以在几秒钟内通过皮革目标距离为705毫米。也就是说,在相同条件下的水射流足以造成人员暴露部分的损坏。物体作用后射流的反射,以及碎片的飞溅。只有有一定的破坏力,才能直接接触设备或人员造成损伤或伤害。

  除了高压设备和及时流动的潜在危险外,工作场所,环境和操作对象还存在潜在的安全问题。工作场所主要是指在水下作业和作业空间是否狭窄;操作环境主要指周围是否有放射源,是否在有毒环境中操作,是否在高温或寒冷环境下操作;操作对象的隐患主要是安装或放置物体是否稳定,操作中是否有有毒气体,有毒雾或其他有害物质。工作中的碎片或伤口会导致瘀伤。

  清洗技术结合我们设计的管道机器人和铣刀的原理在这方面效果不佳。由于我们设计的机器人速度慢,切割机大大降低了对周围环境的风险。同时,在管道中工作,对人体的潜在危险可以忽略不计,这也是设计工作的另一大优势!

  总结

  本文在研究国内外管道清洗技术和管道机器人技术的基础上,提出了一种新型管道清洗机器人管道清洗机器人。这种机器人可以在自主动力的驱动下被驱动到地下管道中,使用行星式磨头进行清洁和维护。这篇论文是一个关于机器人行走的独立研究。这项研究中最重要的进展如下:

  分析比较了管道射流清洗机器人变径管径的自适应方案,设计了一种单独调整腿部和整体调整腿部的组合方案,具有较大的直径缩小范围和简单的结构,详细描述了变径过程。根据分析计算,设计的机构在一定的管径变化范围内具有规则的闭合特性,增加了载体的稳定性和可靠性,机构具有自适应调节功能。

  论文是本科学习的理论和实践机会的一种罕见的组合。通过对比较完整的管道除鳞机器人行走部分的设计,摆脱了纯粹的理论知识和实践,并结合实际设计了锻炼。我综合运用了我学到的专业知识,解决实际工程问题的能力,同时也提高了我获得其他文档,设计手册,设计规格书和计算机图形学等专业能力,并通过本地的整体控制对细节的权衡和酌情处理使我有能力行使,经验丰富,意志品质,耐压力和耐力也有不同程度的提高。这是我们都想看到的。这正是我们毕业设计的目的。虽然毕业设计内容多,流程繁琐,但我的收获却更加丰富。各种系统的适用条件,各种设备的选择标准,以及各种管道的安装方法,随着设计的不断深入,我不断熟悉和学习应用它们。与老师的交流也使我从经济角度对设计有了新的认识,也为自己提出了新的要求。从项目开始到论文的圆满完成,有多少尊敬的老师,同学,朋友都给了我无语的帮助,请在这里接受我的真诚谢意!

栏目分类