機械小黃鴨的機械機構(gòu)設計及運動仿真-機械鳥【Creo三維含10張CAD圖帶開題報告-獨家】.zip

機械小黃鴨的機械機構(gòu)設計及運動仿真-機械鳥【Creo三維含10張CAD圖帶開題報告-獨家】.zip,Creo三維含10張CAD圖帶開題報告-獨家,機械,小黃鴨,機構(gòu),設計,運動,仿真,Creo,三維,10,CAD,開題,報告,獨家 機械小黃鴨的機械機構(gòu)設計及運動仿真 摘 要 隨著機械化和自動化技術的發(fā)展和不斷進步，對人類社會也是產(chǎn)生了許許多多的影響。拿玩具行業(yè)來說，國內(nèi)的玩具行業(yè)雖然非?；馃?，但是這只是表面現(xiàn)象，其中的高端產(chǎn)品以及尖端技術都在國外，中國在這方面還是處于弱勢。而隨著機械化和自動化技術的進步，玩具行業(yè)也是蒸蒸日上，機械類玩具以廣東、福建為領頭羊而順勢發(fā)展起來了。通過將自動化技術運用到玩具的控制方面，實現(xiàn)玩具的自動化，大大的提高了我國玩具產(chǎn)業(yè)產(chǎn)品的實力。 本次設計在自動化和機械化方面研究機械小黃鴨的動作的完成。在傳統(tǒng)機械玩具制作的基礎上，將自動化技術引入玩具的的控制中，目的在于制造了一種具有自動化控制的機械玩具。同時深入研究了本次機械小黃鴨的任務要求，同時基于軟件程序驗證了機械小黃鴨動作完成的正確性和可行性。 關鍵詞：機械化 自動化 控制 玩具 Abstract With the development of mechanization and automation technology, there have been many influences on human society. It can be said that all walks of life in human society have changed dramatically because of the progress of mechanization and automation technology. In the toy industry, the domestic toy industry, although very hot, but this is only a surface phenomenon, one of the high-end products and advanced technology in foreign countries, China still at a disadvantage in this respect. With the progress of mechanization and automation technology, the toy industry is also booming, and mechanical toys have developed in the trend of guangdong and fujian. By applying the automation technology to the control of toys, the automation of toys has greatly improved the strength of our toy industry products. This design is in the automation and mechanization aspect research machinery small yellow duck's action complete. On the basis of the production of traditional mechanical toys, the automation technology is introduced into the control of toys. The purpose is to create a mechanical toy with automatic control. At the same time, the task requirement of this machine is studied deeply, and the correctness and feasibility of the operation of the mechanical yellow duck is verified based on the software program. KEY WORDS: mechanize automation control toy 目 錄 摘要 I Abstract II 1 前言 1 2 機械小黃鴨簡介 2 2.1 本次設計中的小黃鴨的具體要求 2 2.2 機械小黃鴨的優(yōu)點和缺點 2 2.3 機械小黃鴨的結(jié)構(gòu)組成 2 3 機械小黃鴨的機械機構(gòu)原理和設計 3 3.1 頭部機構(gòu)設計 3 3.1.1 總體要求 3 3.1.2 原始數(shù)據(jù) 3 3.1.3 頭部機構(gòu)的運動簡圖 3 3.1.4 頭部機構(gòu)設計內(nèi)容 3 3.1.5 四連桿機構(gòu)的設計 4 3.1.6 電動機型號的選擇 4 3.1.7 傳動比的分配 5 3.1.8 計算各個傳動裝置的參數(shù) 5 3.1.9 蝸輪蝸桿傳動的設計 5 3.1.10 齒輪傳動的設計 8 3.1.11 齒輪軸的設計以及計算 12 3.1.12 設計小齒輪軸 14 3.1.13 軸的結(jié)構(gòu)設計 14 3.1.14 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 15 3.1.15 蝸桿軸的設計 17 3.1.16 鍵連接 18 3.1.17 潤滑油的選擇 19 3.1.18 聯(lián)軸器的選擇 19 3.2 翅膀機構(gòu)設計 19 3.2.1 翅膀機構(gòu)的總體要求 19 3.2.2 驅(qū)動機構(gòu)的選擇 19 3.2.3 驅(qū)動方式的選擇 20 3.2.4 機構(gòu)參數(shù)的計算 20 3.2.5 翅膀機構(gòu)參數(shù)的計算及電機的選擇 24 3.3 腿部機構(gòu)設計 26 3.3.1 選用凸輪機構(gòu) 26 3.3.2 臀部凸輪機構(gòu)設計 26 3.3.3 膝關節(jié)凸輪機構(gòu)設計 27 3.3.4 腿部機構(gòu)電機的選擇 28 結(jié) 論 30 參考文獻 31 致 謝 33 1 前 言 自動化技術已經(jīng)進入人們的日常生活中，并且與不少工業(yè)生產(chǎn)有著很密切的關系，發(fā)展勢頭非常的迅速，現(xiàn)在看來也算是比較成熟的。已經(jīng)是高新技術產(chǎn)業(yè)的重要組成部分之一，在整個國內(nèi)經(jīng)濟建設都中發(fā)揮著非常之重要的作用。自動化技術在各行各業(yè)都有著非常好的正面的影響，從在我國開始出現(xiàn)之后，并發(fā)展到現(xiàn)在，其還具有改善勞動條件，以及提高工作的可靠性等巨大的作用。我國現(xiàn)如今正在全面地實現(xiàn)工業(yè)化、信息化，以及高科技化的嶄新時代。它將會給我們帶來社會發(fā)展的更加穩(wěn)定，與更深層次的進步。以及帶動現(xiàn)代化生產(chǎn)效率的極大提高。因此，在現(xiàn)如今 21 世紀，積極地去探討與不斷地去深入研究當前國家工業(yè)自動化的進一步發(fā)展和戰(zhàn)略目標的長遠規(guī)劃，對民生是有著十分深遠的現(xiàn)實意義。當然，本次設計的主題是自動化技術和機械化技術推動玩具行業(yè)的發(fā)展?，F(xiàn)如今國內(nèi)機械行業(yè)在國際上還是處于弱勢，因此可以借自動化的發(fā)展，來推動玩具行業(yè)的高端化，提高該產(chǎn)業(yè)的核心競爭力，并且響應國家號召，同時使該產(chǎn)品走向國際化。 機械化技術一般來說指的是在生產(chǎn)過程中直接或者間接使用電力或其他動力來驅(qū)動或者是操縱機械設備，用來代替人力物力，也就是代替手工勞動進行生產(chǎn)的手段或者是措施。機械化是提高勞動生產(chǎn)率、減輕體力勞動的重要途徑。但是在本次設計中，則是深入探究機械化對玩具行業(yè)的影響。并不是指玩具加工、生產(chǎn)方面，而是玩具的制造方面。通過機械化的發(fā)展，將其運用到玩具行業(yè)上。 10 2 機械小黃鴨簡介 2.1 本次設計中的小黃鴨的具體要求 小黃鴨在我國原本是歸為橡膠玩具，毛絨玩具等類別的。本次設計是通過將機械化以及自動化技術融入其中，使其獲得更好的發(fā)展。其中，通過蝸輪蝸桿機構(gòu)、齒輪傳動機構(gòu)、曲柄連桿機構(gòu)等機械機構(gòu)來保證小黃鴨實現(xiàn)點頭、搖頭、展翅、前進、后退等固定動作。同時，通過單片機技術，編寫 C 語言程序來保證小黃鴨來實現(xiàn)自動化控制的效果。 2.2 機械小黃鴨的優(yōu)點和缺點： 優(yōu)點：加入了機械化技術，以及自動化技術。相比于傳統(tǒng)小黃鴨玩具來說， 可以實現(xiàn)自動化控制。以及我國玩具行業(yè)有了更尖端的設計。 缺點：由于機械化程度高，所以在經(jīng)濟性上，相對于傳統(tǒng)小黃鴨玩具來說不夠理想。 2.3 機械小黃鴨的結(jié)構(gòu)組成： 整個小黃鴨全身由金屬支架所支撐，共分為三個板塊設計。分別是頭部、翅膀以及腿部。三個板塊由金屬支架所所連接起來，構(gòu)成一個整體。同時背部設計為單片機主板的放置點。 3 機械小黃鴨的機械機構(gòu)原理和設計 3.1 頭部機構(gòu)設計 3.1.1 總體要求： ①滿足使用要求，務必要實現(xiàn)頭部來回擺動； ②滿足經(jīng)濟性方面的要求； ③要求整個頭部機構(gòu)的布局合理且緊湊； ④工業(yè)方面要求簡單且使用性強； ⑤滿足各方面的技術標準要求。 3.1.2 原始數(shù)據(jù)： ①工作時的輸入功率：Pw=2.5Kw ②機構(gòu)擺動的周期：T=10s ③頭部擺動的幅度：Ψ=120° 3.1.3 頭部機構(gòu)的運動簡圖： 圖 1 頭部機構(gòu)運動簡圖 該機構(gòu)是通過齒輪嚙合以此來達到減速的目的要求，緊接著由蝸輪蝸桿機構(gòu)來實現(xiàn)轉(zhuǎn)動方向的改變這一目的，再借助由四連桿機構(gòu)所組成的雙搖桿機構(gòu)來實現(xiàn)該整體頭部機構(gòu)的周期性擺動。這個方案的有以下優(yōu)點，例如蝸輪蝸桿機構(gòu)的傳遞準確性相對來說較高，四連桿機構(gòu)總體的制作成本較低，且制作簡單，而且齒輪傳動足夠平穩(wěn)。 3.1.4 頭部機構(gòu)設計內(nèi)容： 四連桿機構(gòu)、電動機、蝸輪蝸桿傳動、齒輪傳動、傳動軸、鍵、潤滑油以及聯(lián)軸器 3.1.5 四連桿機構(gòu)的設計： 圖 2 四連桿機構(gòu) 因為需要使四連桿機構(gòu)能夠組成雙搖桿機構(gòu)，所以 BC 必須為曲柄，也就是充當減速器上所帶動的原動件。并且減速器要放在 AB 上。根據(jù)頭部機構(gòu)整體的大小等因素考慮，我們選取連桿參數(shù)：BC=20mm，CD=160mm，且已知 AB 的擺動幅度Ψ=120°，綜合上述已知條件并作圖可得：AD=200mm，AB=92mm， AD+BC=200mm+20mm=220mm＜AB+CD=92mm+160mm=252mm 滿足桿長的條件，也滿足曲柄的存在條件。 3.1.6 電動機型號的選擇： 通過對工作條件以及工作要求等各個方面綜合地進行分析，于是決定選擇使用一般用途的臥式封閉型 Y（IP44）系列三相異步電動機。 已知：工作機所需功率 Pw=2.5Kw。且電動機的輸出功率為：Pd=Pw/η 而整個傳動裝置的總傳動效率為： η = η1 * ( η2 ) 3 * η3 * η4 由《機械設計課程設計》表 2-2 可以得出：單頭蝸桿η1=0.75； 三對軸承 η2=0.98； 聯(lián)軸器η3=0.99；齒輪η4=0.95. 故：η=0.75 *（0.98） 3 * 0.99 * 0.95 ≈ 0.6573 由此可得：Pd=Pw/η=2.5/0.6573=3.8Kw 由《機械設計課程設計》表 16-1 可選出兩種型號的電動機，參數(shù)如表 1 所示： 表 1 電動機型號及參數(shù) 方案 型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 68 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 84 如圖所示，由各參數(shù)可以得出，兩種方案都是可行的，但是根據(jù)實際分析， 方案 1 的總傳動比相對來說較小，傳動裝置的總體結(jié)構(gòu)較小一點，并且耗能小一些，故此，我選擇方案 1，電動機型號為 Y132M2-6。 3.1.7 傳動比的分配： 已知電動機的轉(zhuǎn)速：r=960r/min 頭部搖頭周期：T=10s 因此，總傳動比為：i=（2πr/60）/（2π/T）=160 其中，減速器采用的是單級減速方式。第一級減速采用的是蝸輪蝸桿傳動， 而傳動比為 62。緊接著是直齒圓柱齒輪傳動，傳動比為 2.6。 3.1.8 計算各個傳動裝置的參數(shù)： 蝸桿 N1=960r/min P1=Pd*η2*η3=3.8 x 0.99 x 0.98 =3.69Kw T1=9550 x （P1/N1）=9550 x （3.69/960）=36.7078N·m 蝸輪 N2=960/62=15.5r/min P2=P1* η 1* η 3=3.69 x 0.75 x 0.98=2.71Kw T2=9550 x（P2/N2）=9550 x （2.71/15.5）=1669.7096N·m 齒輪 N3=15.5/2.6=6r/min P3=P2* η 4* η 2=2.71 x 0.95 x 0.98=2.52Kw T3=9550 x（P3/N3）=9550 x （2.52/6）=4011N·m 表 2 各軸參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速 N/(r/min) 功率 P/Kw 轉(zhuǎn)矩 T/（N·m） 蝸桿軸 960 3.69 36.7078 蝸輪軸 15.5 2.71 1669.7096 齒輪軸 6 2.52 4011 3.1.9 蝸輪蝸桿傳動的設計： ①選擇蝸輪蝸桿傳動的類型： 根據(jù) GB/10085-1988 的參數(shù)選擇，最終選用漸開式蝸桿（ZI） ②蝸輪蝸桿材料的選擇 由《機械設計》表 7-6 可得：蝸桿的材料選擇的是 45 鋼，所以螺旋齒面是需要進行淬火的，硬度大約為 45-55HRC。而蝸輪用錫青銅（ZCuSn10P1）。 ③按齒面接觸疲勞強度進行設計作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩： 取 Z=1，傳動效率η=0.75，則 T2=1669709.6N·mm 確定載荷系數(shù)： 已知工作載荷相對來說是較為穩(wěn)定的，所以取齒向載荷系數(shù)系數(shù) Kβ=1;由 《機械設計》表 7-8 選取使用系數(shù) KA=1.15;本次設計里該機構(gòu)轉(zhuǎn)速不高，沖擊也不算大，所以取動載系數(shù) KV=1.05。則 K = KA * Kβ * KV =1.15 x 1 x 1.05 ≈ 1.21 確定彈性影響系數(shù) ZE： 已知選擇的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，因此 ZE=160MPa 確定接觸系數(shù) Zρ： 首先我們可以假設蝸桿的分度圓直徑 d1 和蝸輪蝸桿傳動中心距 a 的比值為 d1/a=0.35，從《機械設計》圖 7-14 中可以查得到 Zρ=2.9。確定許用接觸應力［σH］： 由于已經(jīng)知道了蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造，同時也知道蝸桿的螺旋齒面的硬度>45HRC，可從《機械設計》表 7-10 中查得蝸輪的基本許用接觸應力： ［σ^H］=268MPa 應力循環(huán)次數(shù)： N=60jn2Lh=60 x 1 x 32 x （10 x 250 x 2 x 8 x 0.15）=11520000 壽命系數(shù)： KHN= 8 (10 7/11520000) = 0.9825 故［σH］= KHN *［σ^H］=0.9825 x 268=262.8MPa 計算中心距： =66.43mm 根據(jù)實際數(shù)據(jù)進行驗算后，取 a=68.6mm，i-62，因此由《機械設計》中公 式 7-14 可得分度圓直徑：d1≈0.68 a 0.875 =32.8mm，蝸桿模數(shù) m=（2a-d1）/Z2=2mm， 由此可得，d1/a=0.4。 ④計算蝸桿和蝸輪的主要尺寸和參數(shù)蝸桿： 軸向齒距 Pa=25.133mm；直徑系數(shù) q=10；齒頂圓直徑 da1=38.4mm；齒根圓直徑 df1=26.6mm ； 分度圓導程角γ =5.713 ° =5 ° 42 ′ 48 ″ ； 蝸桿軸向齒厚 Sa=3.56mm。 蝸輪： 蝸輪齒數(shù) Z2=Z1*i=1 x 62 =62 變位系數(shù) X2=-0.5 蝸輪分度圓直徑 d2=m * Z2=100mm 蝸輪齒頂圓直徑 da2=d2+2ha2=105.6mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=88mm 蝸輪咽喉母圓直徑 rg2=a-0.5da2=32mm ⑤校核齒根彎曲疲勞強度： 因為蝸輪輪齒的齒形是較為復雜的，所以想要精確一點計算齒根的彎曲應力的話是有一些困難的，因此一般來說經(jīng)常用的齒根彎曲疲勞強度計算方式就會有相當大的條件性。所以一般來說，都會把蝸輪近似的看做斜齒輪圓柱齒輪來進行計算的，故蝸輪齒根的彎曲應力為： σF=(KFt2/b2Mn)*YFa2*YSa2*Yε*Yβ =(2KT2/b2d2Mn)*YFa2*YSa2*Yε*Yβ≦［σF］（MPa） 當量齒數(shù): v 2 2 Z = Z / COS 3g= 40 /(COS 5.713°) = 31.47 根據(jù) X2=-0.5， Zv2=31.47， 由《機械設計》圖 7-15 可查得齒形系數(shù) YFa2=3.34 螺旋角系數(shù)： Y = 1- 5.71° = 0.9592 b 140° 許用彎曲應力： [s ]= [s ]￠ * K F F FN F 從《機械設計》表 7-11 中可以查得蝸輪若是由 ZCuSn10P1 為材料所制造的的話，其基本許用彎曲應力 [s ]￠ = 56MPa 壽命系數(shù)  KFN =  = 0.762 故 [sF ]= 56 ′ 0.762 = 42.672MPa s =（1.53′1.21′1669709.6）′ 3.36 ′ 0.9592 = 32.6534MPa F 68.6 ′100 ′ 2 由于 sF ￡ [sF ] 所以，符合要求。 ⑥驗算效率η h=（0.95 ~ 0.96）tang/ tan(l+y) Qg= 5.71° ， yg = arctanfv Fv 與相對滑速度 Vs 有關， Vs =（p* d1 * n1）? (60 ′1000 * cos5.71°) = 4.784m / s 從表 7-12 中運用插值法可以得到 fv = 0.022432 yg = 1.285 代入式中可得 η=0.77>0.75，大于原估計值，因此因式不用重新再算一遍。 ⑦表面粗糙度的確定以及精度表面公差： 通過分析本次設計的各類要求，綜合考慮，最后確定蝸輪蝸桿的精度等級可以選擇為 8 級精度，側(cè)隙種類為 f，其中標注為 8fGB/T 10098-1988。最后，根據(jù)有關手冊查得要求的公差項目以及表面粗糙度。 3.1.10 齒輪傳動的設計： ①齒輪材料的選擇以及精度等級和齒數(shù) 由于本機器為一般工作機器，速度要求并不高，因此可選擇齒輪精度等級為 7 級。 材料的選擇。初次選擇大小兩個齒輪的材料均為 45 鋼，并且需要經(jīng)過調(diào)質(zhì) 處理，硬度達到 210～250HBS。 選 擇 小 齒 輪 的 齒 數(shù) 為 Z1=24 ， 其 中 傳 動 比 i=2.6 ， 故 大 齒 輪 齒 數(shù) 為 Z2=24x2.6=62.4，取 63。 ②計算小齒輪的參數(shù)： 按齒面接觸疲勞強度設計： 由《機械設計》設計計算公式（6-46） d1 3 同時并確定各參數(shù)為： 試選載荷系數(shù)為： Kt=1.9； 小齒輪的轉(zhuǎn)矩為： T2 = 9550 ′ (P2 / N 2 ) = 9550 ′ 2.71 /15.5 = 1669.7096 N · m 取齒寬系數(shù)φd=1.0 齒數(shù)比 u=2.6 由《機械設計》表 6-3 查得彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa 由《機械設計》圖 6-14（d）可得大小齒輪的接觸疲勞強度極限分別為： sHlim1 = 600MPa sHlim 2 = 550MPa 由《機械設計》式（6-20）得應力循環(huán)次數(shù) N = 60n jL = 60 ′ 480 ′1′ (8′ 300 ′ 8) = 5.53′108 1 1 h 2 1 齒 N = N / i = 5.53′108 / 2.6 = 2.05′108 由《機械設計》圖 6-16（曲線 1）得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.93 KHN 2 = 0.98 取失效率為 1%，安全系數(shù) S=1.0. 并且接觸疲勞許用應力為： [sH ]1 = KHN1 *sHlim1 / S = 0.93′ 600 /1 = 558MPa [sH ]2 = KHN 2 *sHlim2 / S = 0.98′ 550 /1 = 539MPa [sH ]2＜[sH ]1 計算時選取較小值。故小齒輪分度圓直徑 K T (u +1)Z 2 19 d1t 3 2.323 t 1 E [ ]2 = 41.194mm fd u sH ③圓周速度以及其他參數(shù)： v = pd1t n1 / 60 ′1000 = 1.34m / s 因為 V＜6m/s，因此選取 8 級精度最為合適。齒寬： b = fd * d1t = 1′ 23.194 = 41.194mm 模數(shù)：  m = d1t / Z1 = 1.716mm 齒高：  h = 2.25m = 3.861mm 故齒寬和齒高之比：b/h=10.66 ④計算載荷系數(shù) K： 各系數(shù)選擇如下， 查表 6-1 得使用系數(shù) KA=1.0； 由 v=1.34m/s，并且齒輪精度等級為 8 級精度，查圖 6-6 得 Kv=1.06； 查表 6-2 的齒間載荷分配系數(shù) Kα=1.0； 查圖 6-10 得齒向載荷分布系數(shù) Kβ=1.25； 故 K=KA*Kv*Kα*Kβ=1.408 ⑤校正分度圓直徑: 按實際的載荷系數(shù)校正所算到的分度圓直徑，可得： K K d1 = d1t * 3 t = 41.194 ′ 3 1.408 1.3 = 36mm T m = d1 / Z1 = 36 / 24 = 1.5 ⑥按齒根彎曲強度設計; 由《機械設計》式（6-16）可得 m 3 由《機械設計》圖 6-15（e）可得小齒輪與大齒輪的我拿去疲勞極限分別為： sFlim1 = 500MPa sFlim 2 = 380MPa 查圖 6-17 可得大小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)： YN1 = 0.92 YN 2 = 0.98 計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4， 由圖 6-17 得彎曲疲勞壽命系數(shù) [s ] = YN1 *sFlim1 = 0.92 ′ 500 = 328.57MPa F 1 S 1.4 [s ] = YN 2 *sFlim2 = 0.98′ 380 = 266MPa F 2 S 1.4 計算載荷系數(shù)： K = K A * KV * Ka * Kb = 1.3568 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)： 查表 6-4 得 YFa1 = 2.65 YFa 2 = 2.14 YSa1 = 1.58 YSa 2 = 1.83 計算： YFa1 *YSa1 = 2.65′1.58 / 328.57 = 0.1274 [sF ]1 YFa 2 *YSa 2 = 2.226 ′1.83 / 266 = 0.01472 [sF ]2 大齒輪的數(shù)值相對來說大一些。 T m 3 = 1.648mm 通過分析上述計算所得的結(jié)果，確定最終的模數(shù) m=2mm，并且已經(jīng)知道的接 觸 強 度 的 分 度 圓 直 徑 d1=41.194mm ， 由 此 可 以 得 出 小 齒 輪 的 齒 數(shù) 為Z1=d1/m=53.194/2≈20 此時，大齒輪的齒數(shù) Z2=Z1*u=20 x 2.6 = 52。 最后，上述所得出的齒輪傳動的這些數(shù)據(jù)，不僅僅在滿足了齒面接觸疲勞強度的同時，還做到了使得本次設計結(jié)構(gòu)緊湊，并避免了浪費。 ⑦的幾何尺寸計算分度圓直徑： d1 = Z1 * m = 20 ′ 2 = 40mm d2 = Z2 * m = 52 ′ 2 = 104mm 中心距：  a = (d1 + d 2 )/ 2 =（40 + 104）/ 2 = 72.0mm 齒寬：  b = fd * d1 = 1′ 40 = 40mm 取 b1=45mm b2=41mm 綜上所述，d1=40mm， d2=104mm； a=72.0mm， m=2mm； b1=45mm， b2=41mm 3.1.11 齒輪軸的設計以及計算： ①兩根齒輪軸上的功率、轉(zhuǎn)速以及扭矩： P1=2.71Kw， P2=2Kw； N1=15.5r/min， N2=6r/min； T1=1669709.6N·mm， T2=4011000N·mm ②計算作用在齒輪上的力： 由于已經(jīng)求出了低速大齒輪的分度圓直徑 d2=104mm，故可以推出Ft2=2T2/d2=2x393770/104=1158.15N Fr2=Ft2*tan20°=421.78N 由于已經(jīng)求出了高速小齒輪的分度圓直徑 d1=40mm，故可以推出Ft1=2T1/d1=2x64520/40=1194.81N Fr1=Ft1*tan20°=1194.81x0.3642=435.15N ③初步確定軸的最小直徑： 最開始，由《機械設計》式（8-2）我們可以初步去估算軸的最小直徑：由表 8-4 得，本次選擇 45 鋼為軸的原材料，同時還要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。由表 8-4 可以得知，當選取的軸的材料為 45 鋼時，取 A0=112，于是得 dmin1 dmin 2 = A0 * 3 = A0 * 3 P1 = 112 ′ 3 N1 P2 = 112 ′ 3 N2 3.243 = 21.17mm 480 3.146 = 38.69mm 480 ④大齒輪軸的設計： 選擇大齒輪軸的材料： 該軸無特殊要求，因此由表 8-4 可以得出，選擇軸的材料為 45 鋼，并且需 要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。同時由表 8-2 可以清楚的知道，σb=640MPa。σs=355MPa。同時許用彎曲應力為[σ-1]=60MPa。 確定各段軸的直徑: 通過參考《機械設計》表 8-15，并綜合考慮上述已知的所有條件，并且依靠軸各段的直徑確定的基本原則，其中，軸段 I 處為最小直徑，并將估算軸 d=40mm 當做外伸端直徑 d1 同時聯(lián)軸器相配合。而軸段 II 則需要考慮的是聯(lián)軸器的定位方式以及是否需要安裝密封圈，因此 d2=45mm。軸 III 是用來安裝軸承的，因此 d3=50mm。 這里的軸段 IV 是用來安裝齒輪的，同時又為了方便對齒輪的安裝以及拆卸，該處與齒輪配合的直徑 d4 必須要大于 d3，因此可以取 d4=55mm。軸環(huán)直徑 d5 不但需要滿足齒輪的定位，還必須要保證滿足右端的軸承安裝需求，故軸段 V 的直徑 d5 可以由之后選定的軸承尺寸來確定。本次設計里，軸段 VI 的直徑 d6 應該與軸段 III 擁有同樣的直徑，故 d6=d3=50mm。 ⑤選擇軸承的型號： 由上述已知條件來進行推測，并由《機械設計》表 10-1 初步選擇滾動軸承。并且已知該軸承只是承受徑向力的作用，所以就可以選擇圓錐滾子軸承。通過對該軸承的技術要求來進行分析的話，由《機械設計》表 10-2 選擇取 0 為基本游隙組， 標準精度級的深溝球軸承 6210 。該軸承的尺寸大小為 d X D X B =50mmX90mmX20mm。其中，軸承的寬度 B=20mm。并且，最小的安裝尺寸為 D=57mm， 所以可以由此得出軸環(huán)的安裝直徑 d5=57mm。 ⑥確定軸上各段的尺寸： 為了保證軸上大齒輪各方向上的穩(wěn)定性和可靠性，在選取軸段 IV 時，該尺寸需要略小于齒輪的寬度，因此取 L4=50mm。同時，依靠軸環(huán)的寬度來進行判定， 可以選擇軸段 V 的長度 L5=10mm。并且，已知軸承的內(nèi)圈寬度 B=20mm，箱體內(nèi)壁到軸承端面的距離為 10mm，由此可以選取 L6=32mm。之前便已經(jīng)得出兩軸承是相對于齒輪呈對稱分布的，這里便可以取 L3=（10+32）=42mm。并且，考慮到聯(lián)軸器可能會與軸承端蓋以及軸承箱體的尺寸發(fā)生沖突，由此來判定軸段 II 的長度 L2=50mm。最后，根據(jù)聯(lián)軸器的軸孔尺寸來選取軸段 I 的長度 L1=84mm。 ⑦兩個軸承之間的跨距： 由于已經(jīng)知道圓錐滾子軸承的支反力作用點一定是在軸承寬度的中點，所以兩個軸承之間的跨距 L=50+22+20+42-20=-=117mm。 3.1.12 設計小齒輪軸： 材料的確定，以及計算許用應力：選擇小齒輪軸的材料為 45 鋼，并且需要 經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。由《機械設計》表 8-2 可以清楚的知道，σb=640MPa。σs=355MPa。同時許用彎曲應力為[σ-1]=60MPa。由于 dmin1=21.17mm，并且同時需要考慮到鍵槽尺寸大小的影響，按選取標準來考慮的話，最終取 d=22mm。 3.1.13 軸的結(jié)構(gòu)設計： 圖 3 軸的結(jié)構(gòu)簡圖 ①確定軸上所有零件的固定方式以及位置： 通過查閱資料，可以了解到減速器的安裝要求，所以在本次設計中將齒輪安排在箱體的正中央部位，軸承這是呈對稱分布在齒輪的兩邊。并且，小齒輪的尺寸較小，可以考慮是否將其做成齒輪軸。兩端的軸承是由套筒來實現(xiàn)的軸向定位， 同時又是依靠著過盈配合來實現(xiàn)的周向定位，而軸又是通過了兩端軸承蓋來實現(xiàn) 軸向定位，并且，小齒輪存在著的兩端設置軸肩是給擋油環(huán)定位的。 ②確定軸各段的直徑： 軸段 I 為軸上的最小直徑，因此選擇了 D1=22mm。 由于軸段 II 需要考慮密封圈的安裝，因此選擇 D2=30mm。 軸段 III 為安裝軸承，為了方便安裝，D3 必須大于 D2，而且還必須要和軸承內(nèi)徑的標準相符合。因此選擇 D3=35mm。（本次設計所選擇的軸承的型號為 6207， 它的尺寸為：d X D X T =35mm X 72mm X 17mm，其中，安裝尺寸可以取為 42mm）。 軸段 IV 在小齒輪兩邊呈對稱設置的軸肩 D4=40mm，由軸承的安裝尺寸可以得出 D4=42mm。 軸段 V 安裝軸承，應該和軸段 III 取同樣的尺寸，D5=35mm。 ③各個軸段的長度： 軸段 IV 需要考慮給擋油環(huán)進行定位，根據(jù)簡圖所描繪的，可以初步取值 L4=83mm。 軸段 V 的長度需要考慮箱體內(nèi)壁到軸承端面的距離，以及要考慮到軸承的尺寸及型號。故取 L5=30mm。 軸段 III 是需要安裝軸承的，因此選擇 L3=30mm。 軸段 II 是考慮到了軸承蓋的螺釘?shù)陌惭b與拆卸需要空間，故取 L2=50mm。軸段 I 考慮到安裝零件的需要，取 L1=65mm。 全軸總長： L=65+50+30+30+83=258 ④兩個軸承之間的跨距： L′=83+30+30-17=126mm ⑤按彎矩復合強度計算： LA+LB= L′/2=126/2=63mm 3.1.14 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩： ①繪制軸受力簡圖（如圖 a）： 圖 a 軸受力簡圖 ②繪制垂直面彎矩圖（如圖 b）： 圖 b 垂直面彎矩圖 ③軸承支反力： FAY=FBY=Fr1/2=435.15/2≈217.58N FAZ=FBZ=Ft1/2=1194.81/2≈597.41N 因為兩邊是對稱的，所以可以由此了解到截面 C 的彎矩也是對稱的。截面 C 在垂直面的彎矩為： MC1=FAy*LA=217.58 x 63=13707.54N?mm 圖 c 彎矩圖 截面 C 在水平面的彎矩（如圖 c）為： MC2=FAZLB=597.41X63=37636.83 N?mm ④繪制合彎矩圖（如圖 d）： 圖 d 合彎矩圖MC=√(MC12+MC22) =40055.31 N?mm ⑤繪制扭矩圖（如圖 e）： 圖 e 扭矩圖 可得轉(zhuǎn)矩為： T=9550x1000000x（P1/N1）=64520 N?mm ⑥繪制當量彎矩圖（如圖 f）： 圖 f 當量彎矩圖 我么可以得知由轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應力是根據(jù)脈動循環(huán)所變化的，所以取 α=0.6，同時可以計算出在截面 C 處的當量彎矩為： Mec = = 55705.0N · mm ⑦校核危險截面 C 的強度： scaL = Mec = 55705.0 / 0.1d3 = 55705.0 / 0.1′ 353 = 13MPa W 由上述內(nèi)容可以確定軸的材料為 45 鋼，同時還要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》表 8-2 得 ［σ-1b]=60MPa＞σca1 因此，該軸的強度是足夠的。 3.1.15 蝸桿軸的設計： ①軸徑： 由已知的公式 d 3 C * 3 P1 = 112 ′ 3 N1 3.96 = 17.96mm 960 并且，T2=39.4N?M 因為這是一根高速軸，所以我們會選擇 TL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器。并且，之前已經(jīng)求出蝸桿的分度圓直徑為 32.8mm，齒根圓的直徑為 26.6mm，按照每一個臺階相差 3-5mm 估計，第一段軸徑初選 40mm。并且由于考慮到安全因素等各個 方面的問題，因此選擇的軸孔的直徑為 62mm，軸長為 112mm，但是由于現(xiàn)實因素的更多方面的考慮，取值 110mm。 第二段軸是可以根據(jù)密封圈來確定的，由于已知第一段直徑，所以第二段軸徑取 24mm。 第三段軸上需要安裝的是圓錐滾子軸承，蝸桿軸直接選用 03 系列。因此軸承標準件取得的內(nèi)徑為 20mm。 第四段因為是軸肩，有另外的要求，需要將直徑放大 6～10mm，所以可以取值為 24mm 便足夠了。 第五段軸的尺寸，是由蝸桿的齒根圓尺寸來確定的。已經(jīng)求得齒根圓為 26.6mm，所以兩邊的軸徑相對來說略小一點，取值 24mm。 第六段的蝸桿齒，齒根圓 26.6mm，分度圓 32.8mm，齒頂圓 38.4mm。第七段軸同第五段軸，選 24mm。 第八段軸同第五段軸，選 24mm。第九段軸同第四段軸，選 18mm。 ②確定蝸桿軸上各段軸的軸長： 已知第一段軸長為 110mm，變位系數(shù)為 X2=-0.5，并且?。?1+0.06Z2）m 和 （10.5+Z1）m 的最大值，為 23mm。 箱體內(nèi)壁的距離為 256+22=278mm，同時軸承座的外端面距離箱體的外箱壁 4mm，由于本次設計中，是內(nèi)伸入式軸承座，就需要做到蝸輪和內(nèi)部斜面距離有一個箱壁的厚度，因此外端面內(nèi)伸距離的最深處取 55mm。同時還要保留 3mm 的油潤滑間隙，由此可知蝸輪齒兩側(cè)到每段軸承都有 54mm 的距離。兩個軸肩取 10mm，同時增加濺油盤 10mm，尺寸剛剛正好吻合。因此，蝸輪桿兩側(cè)距離兩個軸肩為 34mm，兩個軸肩的外側(cè)都加上軸承和擋油盤，寬度分別是 33.5mm 和 10mm，相加取整得 44mm。第二段需要伸出端蓋，取整為 40mm。軸端的倒角為 2x45°?？傒S長 186mm。 3.1.16 鍵連接： ①聯(lián)接軸與聯(lián)軸器的鍵： 選擇單頭普通平鍵（A 型），基本尺寸為 bXhXL=18mmX10mmX125mm，配合軸的直徑為 d=63mm。 校核鍵連接的強度：軸、鍵以及輪轂的原材料都是選擇的鋼，由《機械設計》表 4-1 可得[σp]=100～120Mpa，取中間值[σp]=110MPa。鍵在工作時的工作長 度為 l=L-（b/2）=116mm。輪轂和鍵的接觸長度為 K=0.5h=5mm。因此： sp = 2 ′T2 ′103 /(k * l * d) = 47.54MPa＜[s ] p 因此鍵的強度合格。 ②聯(lián)接軸與齒輪的鍵： 選擇圓頭普通平鍵（A 型），基本尺寸為 bXhXL=22mmX14mmX80mm，配合軸的直徑為 d=80mm。 校核鍵連接的強度：軸、鍵以及輪轂的原材料都是選擇的鋼，由《機械設計》表 4-1 可得[σp]=100～120Mpa，取中間值[σp]=110MPa。鍵在工作時的工作長度為 l=L-（b/2）=69mm。輪轂和鍵的接觸長度為 K=0.5h=7mm。因此： s = 2 ′T ′103 = [s ] 2 p k * l * d 44.96MPa＜ p 因此鍵的強度合格。 3.1.17 潤滑油的選擇： ①選擇齒輪的潤滑：由于本次設計為較小型的產(chǎn)品，故采用 GB443-89 全損耗系統(tǒng)用油 L-AN15 潤滑油。 ②蝸桿減速器的潤滑：根據(jù)滑動速度來選擇，因此，選用蝸輪蝸桿油 680 號。 ③軸承的潤滑：由于本次設計為較小型的產(chǎn)品，故采用 GB443-89 全損耗系統(tǒng)用油 L-AN15 潤滑油。 3.1.18 聯(lián)軸器的選擇： 由之前軸的計算過程可以得知，蝸桿軸選擇的是 TL4 彈性套柱銷聯(lián)軸器，低速軸采用的則是 HL5 彈性柱銷聯(lián)軸器。 3.2 翅膀機構(gòu)設計： 3.2.1 翅膀機構(gòu)的總體要求：實現(xiàn)翅膀的上下?lián)]拍動作 3.2.2 驅(qū)動機構(gòu)的選擇： 表 3 驅(qū)動機構(gòu) 機構(gòu)類型 搖桿滑塊（滑桿）機構(gòu) 雙曲柄雙搖桿機構(gòu) 單曲柄雙搖桿機構(gòu) 優(yōu)點 結(jié)構(gòu)簡單，易于實現(xiàn) 具有結(jié)構(gòu)及運動對稱性 最簡單、效率高、重量輕、容易微小化 缺點 滑塊使用時相對摩擦較大，效率不高 較難實現(xiàn)機構(gòu)微 小化 翅膀兩邊動作不完全對稱，存在相位差 3.2.3 驅(qū)動方式的選擇： 本次設計中，對于驅(qū)動機構(gòu)的設計，選擇的是驅(qū)動連桿與搖桿直接連接的方式，這個設計使得整個驅(qū)動機構(gòu)變得更加簡單，制造方面更加容易，最重要的是在于可靠性非常之高；缺點也有，則是在于展翅的過程中可能會存在相位差，但是整個翅膀機構(gòu)的尺寸相對來說是很小的，這個細小的差別對整個電機驅(qū)動機構(gòu)的影響是可以忽略不計的，所以選擇了這種驅(qū)動方式。 3.2.4 機構(gòu)參數(shù)的計算： 圖5:驅(qū)動機構(gòu)圖 根據(jù)雙曲柄雙搖桿機構(gòu)運動時左右對稱的原則，如圖 5。為了方便研究，因此以右邊的翅膀作為研究對象。假設 a、b、c、d 分別代表驅(qū)動曲柄 AB、連桿 BC、撲動桿 CD 和機架 AD 的長度，為了方便計算，令 CD 長度為 1。如圖 6，給定翅 30 膀撲動幅值? 、極位夾角θ， CD 長度，C1、C2 分別為翅膀下?lián)浜蜕蠐涞臉O限位置。由給出的行程速比系數(shù) k 和拍動幅值?，選用該曲柄搖桿形式作為翅膀的驅(qū)動機構(gòu)。 可知 AC1 、AC2 為驅(qū)動曲柄 AB 與連桿 BC 共線的位置， 所以可以得到 AB+BC=AC1，BC－AB=AC2。在該曲柄搖桿機構(gòu)中，A 點在圓弧上，由 C2 點向點 E 移動的過程當中，機架的長度 d 是持續(xù)增大的，因此是可求出機架長度 d 的范圍。當 A 在 C2 處的時候，機架長度 d 取最小值 dmin=1；當點 A 在點 E 處時，機架長度 d 取最大值；在△OC1E 中，有： sin f R = ?2 sinq C1E = 2Rcos f （ -q） 2 由此可以得到：  f ?f ? 2sin 2 cos? 2 -q÷ dmax = DE = C1E -1 = è sinq ? -1 由此可以得到機架長度 d 的范圍大?。? f ?f ? 2sin 2 cos? 2 -q÷ 1＜d＜ è sinq ? -1 上述內(nèi)容求出了撲動幅值?、極位夾角θ，并且確定了驅(qū)動機構(gòu)機架長度的范圍大小，同時也保證了翅膀機構(gòu)的尺寸在合理范圍內(nèi)。 根據(jù)文獻[56]在撲動桿長度為 1 的情況下，關于曲柄搖桿有如下結(jié)論： a 2cos2 ?q? + b2sin2 ?q? = sin2 ?f? ? 2 ÷ ? 2 ÷ ? 2 ÷ è ? è ? è ? a 2cos2 ?f-q? + b2sin2 ?f-q? = d2sin2 ?f? ? 2 ÷ ? 2 ÷ ? 2 ÷ è ? è ? è ? 通過解上面的兩個方程，可以得到 a、b 的相對長度公式為： a = b = 在翅膀驅(qū)動機構(gòu)之中，驅(qū)動曲柄 AB 是通過逆時針旋轉(zhuǎn)，待到旋轉(zhuǎn)到和機架 AD 共線的兩個位置 AB3、AB4 的時候，傳動角可能會出現(xiàn)最小值。所以可以得知， 最小傳動角γmin 會出現(xiàn)在 B3 點。 b2 +1- (d - a )2 cosgmin = 2b 聯(lián)立上述已知的公式，求解可以得到最小傳動角γmin 和機架長度 d 的關系方程： gmin = arccos 同時可求得：  g = sin  2 ? f - q ? 1 ? ÷ è 2 ? sin f ÷ ? g = ?2 2 sin ? f - q ? è 2 ? g 3 = sin 2 q 2 通過分析最小傳動角γmin 和機架長度 d 的關系，并且根據(jù)機架長度 d 的范圍大小可以得到最小傳動角，通過這樣來衡量翅膀驅(qū)動機構(gòu)的傳動性能是否能夠滿足本次設計的要求。 在滿足驅(qū)動機構(gòu)的傳動性同時，還需要翅膀撲動參數(shù)滿本次論設計的要求。所以連桿 CD 在極限位置 C2 的水平夾角幅值被記為?上。已知翅膀撲動幅值 ? ，此時機架安裝角δ決定?上的大小。由圖 5 可知，在△C2DA 中有： DC2 DA = arccos d= f上 + DC2 DA 1+ d2 - (b - a )2 2d 解上述方程可得： d= f上 + arccos  1+ d2 - (b - a )2 2d 且可以把驅(qū)動曲柄 AB 以和機架共線的地方看做初始位置，以角速度ω進行逆時針旋轉(zhuǎn)，令φ為任意時刻中翅膀和水平面的夾角，并且建立任意時刻里驅(qū)動曲柄角度α與翅膀上下?lián)鋭臃郸盏年P系，通過考慮已經(jīng)建立的坐標系可得： B(acos(d-a)，asin(d-a))； D(dcosd，dsind)； C(- cosj+ dcosd，- sinj+ dsind)； 已知連桿 BC 的長度為 b，可確定翅膀驅(qū)動角α與翅膀上下?lián)鋭臃郸盏姆匠蹋? 已經(jīng)求出翅膀驅(qū)動角α與翅膀上下?lián)鋭臃郸盏姆匠?，可以此得知各?qū)動桿長的情況下，翅膀上下?lián)鋭臃的懿荒軡M足本次設計的要求，同時驗證驅(qū)動機構(gòu)的可行性。 在本次設計中，? 取值為 60°，上撲角幅值?上取 38°；根據(jù)文獻[17]可以得知，最小傳動角γmin 和極位夾角θ是成反比例的，所以為了使驅(qū)動機構(gòu)的傳動性能保證良好的情況下，極位夾角θ應該取值 15°。 已知翅膀的撲動參數(shù)? 、θ，以及機架長度的大小，同時還有在該條件下所對應的最小傳動角的最大值和機架長度 d，可以得到驅(qū)動機構(gòu)其他單位的桿長， 由翅膀的上幅值?上來確定翅膀的機架安裝角度。將翅膀撲動參數(shù)? =60°、θ =15°值分別代入公式得： 1＜d＜7320508 g1 = 0.1464466 g2 = 1.9318517 g3 = 0.017037086 將上述所求得的結(jié)果代入γmin 的因式，可得： gmin = arccos{[0.932d2 - 0.932 + 2d 1.932(0.146 - 0.017d2 )]/[2 1.932(d2 - 0.017d2 -1+ 0.146)]} 通過上式，得出最小傳動角和機架長度關系。 當機架長度 d 取值為 1.256 時，γmin 能夠取得最大值 41.23°＞40°， 并且同時滿足了傳動角的設計要求。把 d、? 、θ值代入上述方程得： a = 18mm b = 43.5mm c = 37.5mm d = 47.1mm 所以可知，?上=37.77°；?下=22.16°；? =59.93°。符合本次設計的要求。因此同時也驗證了圖解法應用在翅膀驅(qū)動機構(gòu)上是滿足要求的。 3.2.5 翅膀機構(gòu)參數(shù)的計算及電機的選擇： 由于無刷電機擁有以下幾個優(yōu)點，例如：噪聲低、可控制性好。所以選用無刷電機。通過連接無刷電調(diào)，便可以控制輸出的轉(zhuǎn)速，從而達到調(diào)節(jié)翅膀撲動頻率大小的目的。 機械小黃鴨的翅膀撲動頻率低，負載不大，作用力臂長，因此可以選擇直接使用該電機配備適當?shù)碾娬{(diào)直接驅(qū)動齒輪傳動系，然后借此控制住齒輪系的輸出轉(zhuǎn)速。其中齒輪傳動是翅膀驅(qū)動機構(gòu)中的連接部分，通過電機的旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)化翅膀的上下?lián)鋭?。通過本次設計，考慮到齒輪傳動的傳遞效率好，傳動形式也容易實現(xiàn)， 并且加工也方便。但是由于齒輪不是對稱排布，齒輪軸就必須要有較大的剛度， 并且要滿足齒輪副所需要的轉(zhuǎn)矩，選擇傳動齒輪的分布，需要注意高速運轉(zhuǎn)齒輪要遠離輸入端，用來避免載荷分布不均，一般情況下，齒輪傳動的傳動比在8~60[15]。在已知的情況下，兩級齒輪所選擇的材料是相同的，并且齒寬系數(shù)也是同樣的，齒面接觸強度也是大致相等的，并保證兩齒輪的模數(shù) m 相等。翅膀驅(qū)動機構(gòu)的齒輪傳動采用的是三級齒輪減速傳動，所有齒輪的減速比，由機械設計 手冊可得。具體如表 4 所示： 表 4 齒輪傳動比 齒輪級數(shù) 傳動比 1 級 1.25—6.30 2 級 7.10—20.0 3 級 22.4—100 4 級 112—500 圓柱齒輪的壓力角α是已知的標準值，便于齒輪的設計、制造和使用，一般情況下α=20°。在實際中，齒輪的模數(shù)已經(jīng)標準化，根據(jù)本次設計的要求，翅膀機構(gòu)的撲動頻率設定在 1~5Hz，齒輪系統(tǒng)的傳動比設定為 50.3，齒輪傳動系統(tǒng)采用的是三級齒輪減速方案，選齒輪的模數(shù) m=0.8。確定各個齒輪的齒數(shù)分別為為 Z1'=10Z2=36，Z2'=14，Z3=46，Z3'=15，Z4=65，Z5=65（帶上標的表示主動 輪），最終翅膀驅(qū)動機構(gòu)的傳動比為：i=51.3。齒輪傳動方案，齒輪 1 直接與電機的輸出軸固定，通過驅(qū)動雙聯(lián)齒輪 2、3 齒輪 4、5，然后帶動齒輪 4、5 上的曲柄桿轉(zhuǎn)動，最后帶動撲動桿運動。 根據(jù)之前所計算的參數(shù)，撲動幅值? =60°、極位夾角θ=15°、撲動頻率 1~5Hz，，翼展總長為 1.2m，最大重量 600g。取翅膀最大撲動頻率 5Hz，撲動周期 T=0.2s，由極位夾角θ，可知下?lián)潆A段撲動時間 t=0.542T=0.1084s。翅膀在運動過程中，一邊翅膀承擔一半的重量，一邊翅膀所受到的力矩 T 為： T = F · l = 1 mg ′ 2 ′ 1 s = 1 ′ 0.6 ′ 9.8′ 2 ′ 1 ′1.2 = 1.176N · m 2 3 2 2 3 2 翅膀向下?lián)浯驎r的平均角速度為： w= Dj t 60 ′ p = ??180 = 9.6556rad / s 0.1084 根據(jù)潘爾振[13]的文獻資料，我們可以對電機進行選擇，升力安全系數(shù)初步選為 Clife=5，齒輪傳動的傳動效率η=0.7，所以電機的輸出功率為： P = C Tw= 5′ 1.176 ′ 9.6556 = 81.107w 電機 life h 0.7 所以得到了電機功率，選擇 MT2206 KV1900 直流無刷電機，該電機具有提高效率，減小電機震動，降低電機發(fā)熱的功效。 3.3 腿部機構(gòu)設計： 3.3.1 選用凸輪機構(gòu) 考慮到凸輪機構(gòu)的運動方式，利用凸輪輪廓曲線來準確地控制機構(gòu)的運動路線，該設計方案分別對大腿和小腿的不通話運