电机选型计算和涡轮蜗杆传动选型计算主要性能参数要求：履带底盘总重：40 kg现取履带底盘平地行驶最大速度：1m/s，加速度：2m s0.2/爬坡最大速度：0.5m/s，加速度：20.2/m s驱动轮直径：200mm；35；爬坡角度：o履带底盘主履带驱动电机的选择1、基于平地最大速度的驱动电机功率计算在城市道路上行驶时，履带底盘受力较简单。

进行简化计算，假设车体以最大速度1m/s直线行驶，不考虑履带底盘行驶中的空气阻力，则其受力情况，如图1所示：图1 履带底盘平地行驶示意图假设在运动过程中，轮子作瞬时纯滚动。

根据理论力学平衡条件，有平衡方程：X方向受力平衡：+=（1-1）ma fY方向受力平衡：+=（1-2）mg N以O 点为对象力矩平衡：0l f fR M M ++=（1-3）滚动摩阻力矩： f M N δ= （1-4）式中：m —— 车体总重量（kg ）； a —— 车体运行加速度（2/m s ）； f —— 地面对履带底盘的摩擦阻力（N ）； N —— 地面对履带底盘的支撑力（N ）； R —— 驱动轮半径（m ）；M l —— 作用于驱动轮的驱动力矩（Nm ）； M f —— 驱动轮滚动摩阻力矩（Nm ）； δ—— 地面履带滚动摩阻系数，δ=0.007。

假设车体在5秒内达到最大速度1m/s ，则加速度： 20.2/a m s = 联立上述方程：l f M M fR =+=1.02.0408.940007.0⨯⨯+⨯⨯=3.544Nm同时，根据公式：ωνR =（1-5）代入v =1m/s ，R=0.1m 的值，可求得主动轮角速度为ω=10/rad s 。

又根据要求的行驶最大速度maxv =1m/s ，max max 60v n Dπ⨯=（1-6）由公式1-6初步确定电机经过减速后的最大输出转速：max n =1603.140.2⨯⨯=95.54 r /min综上，电机经过减速后的最大输出转速为95.54 rpm,每侧电机经减速器减速后在最大行驶速度情况下需要提供的极限扭矩为1.722 Nm ，且要同时满足速度要求。

2、基于爬坡最大坡度的驱动电机功率计算相对于普通行驶过程，爬坡能力对于移动履带底盘的驱动能力是一个重要的衡量指标，所以在进行驱动系统设计的时候，爬坡指标的计算也应作为选择电机的必须依据。

假设履带底盘在角度为α的斜坡上匀速直线行驶，不考虑履带底盘小车行驶中的空气阻力，并且假设车体左右驱动完全对称，将整个车体作为研究对象，分析履带底盘的受力情况，如图2所示：图2 履带底盘爬坡受力示意图假设在运动过程中，车体以匀速速度行驶，轮子作瞬时纯滚动。

图中各参数意义与平地受力时相同。

根据理论力学平衡条件公式，可列平衡方程如下：X 方向静力平衡：sin f mg α= （1-7）Y 方向静力平衡：cos N mg α= （1-8）以点O 为对象力矩平衡：l f M M fR =+（1-9）滚动摩阻力矩：f M N δ=（1-10）式中：m —— 车体总重量（kg ）；a —— 车体运行加速度（2/m s ）； f —— 地面对履带底盘的摩擦阻力（N ）； N —— 地面对履带底盘的支撑力（N ）； α—— 斜坡的坡度；R —— 驱动轮半径（m ）；M l2—— 爬坡时作用于驱动轮的驱动力矩（Nm ）； M f2—— 爬坡时驱动轮滚动摩阻力矩（Nm ）；δ —— 地面履带滚动摩阻系数 。

取α=35度，联立式可以解得：l f M M fR =+=1.035sin 8.94035cos 8.940007.0⨯⨯⨯+⨯⨯⨯o o =24.73Nm每侧电机经减速后在最大坡度情况下需要提供的极限扭矩是12.37Nm 。

与平地最大速度行驶时电机所需扭矩相比较，可得在爬坡时要求电机输出扭矩较大。

同时，平地行走时，要求电机输出转速较高。

综上，根据平地最大行进速度以及爬坡时所需电机输出扭矩进行电机选择。

故根据爬坡时的行驶最大速度maxv =0.5m/s ，初步确定电机经过减速后的最大输出转速：max max60v n Dπ⨯==0.5603.140.2⨯⨯=47.77R/min 初步确定单个电机经减速箱后的功率P ：max 30l P Kn M π=（1-11）式中K 为安全系数，此时取2，将K 、 n 、M l 带入，得到单侧电机功率：3037.1277.4714.32⨯⨯⨯=P =123.66W则所需电机的输出功率为：outin P P η=（1-12）其中η为输出总效率，此处包括电机的效率、减速箱的传动效率、履带的牵引效率以及履带的传动效率，以上各量的值分别取为0.87，0.80，0.92，0.95则有η值计算如下：1234ηηηηη=（1-13）将参数P ，η值代入到式中，可得单侧电机功率如下in P =202W电机的选择以及电机与减速箱的匹配选择在重量上是一个相互矛盾的过程，在相同输出功率的情况下，若电机功率比较小，则要求减速箱减速比越大，减速箱随着减速比的增大重量也会增加而电机随着额定的输出功率增大，其重量也会增加。

综合考虑电机和减速器之间的关系，速比越大则要求电机输出扭矩越小，从而电机的重量就越轻。

在权衡二者利弊的基础上，根据所需的驱动力矩、其它结构以及运动性能的要求，驱动电机选择直流无刷电机86BLF 系列，型号为86BLF-003，电机外形如图3所示，电机参数如表1所示。

图3 直流无刷电机86BLF-003表1 直流无刷电机86BLF-003参数3、涡轮蜗杆传动：蜗轮蜗杆的选型蜗杆传动在这个系统中起着关键性的作用，常用普通圆柱蜗杆传动的种类有阿基米德圆柱蜗杆(ZA型)，渐开线圆柱蜗杆(ZI型)。

1.渐开线圆柱蜗杆(ZI型):端面齿廓为渐开线。

这种蜗杆可以磨削，加工精度容易保证，传动效率高。

一般用于蜗杆头数较多((3头以上)，转速较高和要求较精密的传动，如滚齿机、磨齿机上的精密蜗杆副等。

2.阿基米德圆柱蜗杆(ZA型):车制。

这种蜗杆加工方便，应用广泛，但导程角大时加大困难，齿面磨损较快。

因此，一般用于头数较少，载荷较小、低速或不太重要的传动。

轴向压力角0α20=a通过对二者的特征进行比较，可见多功能移动履带底盘应该选择阿基米德圆柱蜗杆，即ZA型蜗杆。

涡轮蜗杆传动，一般都是以蜗杆为主动端，涡轮为从动端，并实现很大的减速比。

几乎没有以涡轮为主动端的应用。

涡轮蜗杆传动中的自锁，一般是指在涡轮上施加转矩，无法使机构转动的现象（你也可以认为此时涡轮是主动轮）。

涡轮蜗杆传动中发生自锁的条件是蜗杆的展开螺距角小于涡轮蜗杆接触的摩擦角。

即β<Φ，β为蜗杆的展开螺距角，Φ为摩擦角；tgΦ=μ，μ为摩擦系数。

普通圆柱蜗杆传动的中心距尾数应取为0或5mm 。

对于要求具有自锁性能的蜗杆传动，导程角的选取范围为:'173o =γ，且蜗杆头数z=1。

蜗轮蜗杆副自锁验证：依靠具有自锁能力的蜗轮蜗杆副实现自锁功能。

蜗轮蜗杆副自锁条件:蜗杆螺旋角γ小于折合摩擦角λ;要可靠自锁必须γ比λ至少1度。

q Z 1arctan=γ ⎪⎭⎫ ⎝⎛=)2cos(arctan αλf1Z :蜗杆头数;q :蜗杆直径系数，sm d q 1=;1d :蜗杆分度圆直径;m :蜗杆模数;f :摩擦系数，取f = 0.1;α:蜗杆螺纹剖面角。

设计过程：蜗杆传动的主要失效形式是胶合和磨损。

闭式蜗杆传动以胶合为主要失效形式，开式蜗杆传动主要是齿面磨损。

在开式传动中应以保证齿根弯曲疲劳强度作为主要设计准则，在闭式传动中应按涡轮齿面接触疲劳强度进行设计，而后按涡轮齿根弯曲疲劳强度进行校核。

蜗杆材料的强度通常比蜗轮材料高，且蜗杆齿为连续的螺旋齿，故蜗杆副的失效一般出现在蜗轮上。

通常只对蜗轮进行承载能力计算。

蜗杆通常为细长轴，过大的弯曲变形将导致啮合区接触不良，因此，当蜗杆轴的支撑跨距较大时，应校核其刚度是否足够。

根据蜗杆传动的失效特点，蜗杆副材料不但应具有足够的强度，而且还应具有良好的减磨性和抗胶合性能。

实践证明，较理想的蜗杆副材料是磨削淬硬的钢制蜗杆匹配青铜蜗轮。

蜗杆常用材料为碳钢或合金钢。

常用蜗轮材料有铸造锡青铜、铸造铝铁青铜及灰铸铁等等。

1. 选择蜗杆传动类型：根据GB/T10085--1988的推荐，选择闭式ZA 型蜗杆传动 2. 选择材料：考虑到蜗杆传动效率不是很大，速度中等，故蜗杆用45钢表面淬火，硬度为45~55HRC 。

齿面粗糙度Ra=1.6~0.8um 。

涡轮的轮芯用灰铸铁HT150，齿圈用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。

3. 按齿面接触疲劳强度进行设计：[]322⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥H p E Z Z KT a σ作用在涡轮上的转矩2T =22.56Nm 载荷系数v A K K K K β==1.15*1*1.05=1.21弹性影响系数E Z =160Mpa （因选用是钢蜗杆和铸锡磷青铜涡轮相配） 接触系数p Z =3（先假定蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a 的比值） 确定许用接触应力[][]HN H H K 'σσ==268*0.97=259.96MPa涡轮的基本许用应力[]'H σ查表得到应力循环齿数h L jn N 260==60*1*17.95*12000=7103.1⨯ 寿命系数877103.110⨯=HN K =0.97计算中心距 a>47.62mm查表得：取中心距a=63mm ，模数m=1.6mm ，分度圆直径d1=28mm这时d1/a=0.44,p p Z Z <',则计算结果可用。

4. 蜗杆和涡轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆：轴向齿距m P a π==5.024mm ，直径系数q=17.5，头数Z1=1蜗杆分度圆直径1d =28mm齿顶圆直径m h d d a a *112+==31.2mm 1*=a h齿根圆直径m c h d d a f )(2**11+-==24.16mm 2.0*=c 齿高111f a h h h +==3.52mm渐开线蜗杆基圆直径bb m z d γtan 11==4.34mm渐开线蜗杆基圆导程角n b αγγcos cos cos = 蜗杆齿宽1b =55mm蜗杆节圆直径m x d d 21'12+==28.4mm 分度圆导程角'''0114163arctan==qZ γ 蜗杆轴向齿厚m S a π21==2.512mm 蜗杆法向齿厚γcos a n S S ==2.51mm（2）蜗轮：涡轮齿数Z2=61 变位系数x2=+0.125 蜗轮分度圆直径22mz d ==97.6mm 蜗轮齿顶高)(2*2x h m h a a +==1.8mm20 蜗轮齿根高)(*2*2c x h m h a f +-==1.72mm 蜗轮齿高222f a h h h +==3.52mm蜗轮喉圆直径m h d d a a *222+==100.8mm蜗轮齿根圆直径m c h d d a f )(2**22+-==93.76mm 蜗轮顶圆直径m d d a e 222+≤=104mm 蜗轮齿宽1275.0a d b ≤=23.4mm蜗轮齿顶圆弧半径m d R a -=212=12.4mm 蜗轮齿根圆弧半径m c d R a f *122+==15.92mm 蜗轮分度圆齿厚m x S n )tan 25.0(22απ+==2.66mm 蜗轮节圆直径2'2d d ==97.6mm蜗轮咽喉母圆半径2221a g d a r -==12.6mm 5. 校核齿根弯曲疲劳强度： []F Fa F Y Y md d KT σσβ≤=221253.1 当量齿数 γ322cos z z v ==61.31 根据变位系数x2和当量齿数，查表得：齿形系数2Fa Y =2.25 螺旋角系数01401γβ-=Y =0.9766许用弯曲应力[][]FN F F K 'σσ==42.11MPa根据蜗轮材料得到蜗轮的基本许用弯曲应力[]'F σ=56MPa寿命系数976103.110⨯=FNK =0.75 F σ=24.36MPa<[]F σ,弯曲强度满足。