CN105947143A - 一种用于船壳清洗的爬行机器人 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种用于船壳清洗的爬行机器人，所述爬行机器人包括本体，驱动爬行机器人移动的移动装置、吸附爬行机器人于船壳的吸附装置以及为移动装置提供动力的驱动装置，其中，所述吸附装置包括设置于本体的若干永磁体，所述吸附装置为永磁式的磁隙式吸附装置；所述移动装置为车轮式移动装置，包括设置于本体两侧的4个车轮；连接所述车轮的主轴；连接所述主轴与驱动装置的齿轮传动机构以及控制爬行机器人运行方向的连杆转向机构；所述本体上还设置有用于搭载预定设备的装置装卸平台。选择使用合适的吸附装置和移动装置，能够很好的适应船舶行业的使用，方便爬行机器人的移动，可靠性和安全性较高，具有良好的应用前景。

Description

一种用于船壳清洗的爬行机器人

技术领域

本发明涉及爬行机器人技术领域，尤其涉及一种用于船壳清洗的爬行机器人。

背景技术

爬壁(爬行)机器人作为机器人的一个重要分支，它可以进行高空极限作业，在国内也有许多趴壁机器人得到了应用，投入现场作业中。其应用主要有以下几个方面：在核工业上对核废料储罐进行视觉检查、测厚和焊缝探伤等、在石化工业上对立式或球形储罐的内外壁进行检查、喷沙除锈、喷漆防腐等、在建筑业上用于检测、清洗壁面等、在消防部门上用于传递救护物资，进行救援工作等以及在造船行业上用于喷涂船体或船舱内壁等。

由于爬壁机器人的良好应用前景和发展前途，对社会有很大的益处，所以全世界各国都在研究爬壁机器人，而它的发展也非常迅速，现有存在着多种不同方案，具有自己特定的应用环境或者特定构造、特定功能的爬壁机器人。

另外，现在市面上有许多应用于船舶行业的爬行机器人，提供除锈或者喷漆等功能。但是市面上的这类爬行机器人仅具有一个功能，要么只能除锈，要么只能喷漆，不利于节约资源的这一环保原则

因此，现有技术还有待发展。

发明内容

鉴于上述现有技术的不足之处，本发明的目的在于提供一种用于船壳清洗的爬行机器人，旨在解决现有技术中船舶用爬行机器人不便于使用的问题。

为了达到上述目的，本发明采取了以下技术方案：

一种用于船壳清洗的爬行机器人，所述爬行机器人包括本体，驱动爬行机器人移动的移动装置、吸附爬行机器人于船壳的吸附装置以及为移动装置提供动力的驱动装置，其中，所述吸附装置包括设置于本体的若干永磁体，所述吸附装置为永磁式的磁隙式吸附装置；

所述移动装置为车轮式移动装置，包括设置于本体两侧的4个车轮；连接所述车轮的主轴；连接所述主轴与驱动装置的齿轮传动机构以及控制爬行机器人运行方向的连杆转向机构；

所述本体上还设置有用于搭载预定设备的装置装卸平台。

所述的爬行机器人，其中，所述爬行机器人还包括一抬起清洗头的抬起装置；

所述抬升装置包括三个单杆双作用气缸以及环形抬升主体；所述单杆双作用气缸平均的设置在圆形抬升主体的圆周上，驱动所述圆形抬升主体抬升或者下降。

所述的爬行机器人，其中，所述驱动装置为单相电容起动异步电动机，电机型号为YC7114。

所述的爬行机器人，其中，所述爬行机器人还包括一舵机；

所述舵机与所述连杆转向机构连接，驱动所述爬行机器人转向。

所述的爬行机器人，其中，所述爬行机器人还包括一无线控制装置；

所述无线控制装置包括：无线接收单元以及控制单元，所述无线接收单元获取无线信号，转换信号后输送至所述控制单元；

所述控制单元分别与舵机和驱动装置连接，依据所述信号控制舵机或驱动装置的运行。

所述的爬行机器人，其中，所述控制单元为AT89C51单片机。

所述的爬行机器人，其中，所述齿轮传动机构采用包括大齿轮和小齿轮，其中，所述小齿轮的齿数为43，大齿轮的齿数为215；模数为0.6mm，压力角为20°，变位系数为0.008，中心距为78mm，齿宽分别为32mm和25.8mm。

所述的爬行机器人，其中，所述齿轮为实心式齿轮。

有益效果：本发明提供的一种用于船壳清洗的爬行机器人，选择使用合适的吸附装置和移动装置，能够很好的适应船舶行业的使用，方便爬行机器人的移动，可靠性和安全性较高，具有良好的应用前景。

另外，所述爬行机器人提供一个为船舶维修服务的可搭载平台，通过装卸平台，可以搭载不同的设备进行作业，可以省去制作针对某一种功能而设计的机器人的资源，降低机器人的制造成本，也可以培养高技术人才，具有良好的技术效果。

附图说明

图1为本发明具体实施例的爬行机器人的结构示意图。

图2为本发明具体实施例的爬行机器人的受力分析图。

图3为本发明具体实施例的爬行机器人的抬升装置的结构示意图。

图4为本发明具体实施例的齿轮的结构简图。

图5为本发明具体实施例的主轴上的零件的装配方案示意图。

图6为本发明具体实施例的主轴的弯矩图和扭矩图。

图7为本发明具体实施例的爬行机器人的无线控制示意图。

图8为本发明具体实施例的爬行机器人的单片机的控制电路图。

图9为本发明具体实施例的爬行机器人的电机的控制电路图。

图10为本发明具体实施例的爬行机器人的舵机的控制电路图。

具体实施方式

本发明提供一种用于船壳清洗的爬行机器人。为使本发明的目的、技术方案及效果更加清楚、明确，以下参照附图并举实施例对本发明进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

如图1所示，为本发明具体实施例的用于船壳清洗的爬行机器人。所述爬行机器人包括：本体100，驱动爬行机器人移动的移动装置、吸附爬行机器人于船壳的吸附装置以及为移动装置提供动力的驱动装置700。

其中，所述吸附装置包括设置于本体的若干永磁体200，所述吸附装置为永磁式的磁隙式吸附装置。

所述移动装置为车轮式移动装置，包括设置于本体两侧的4个车轮300；连接所述车轮的主轴310，连接所述主轴与驱动装置的齿轮传动机构400以及控制爬行机器人运行方向的连杆转向机构320。所述本体100上还设置有用于搭载预定设备的装置装卸平台。

一般的，现有大部分的轮船外壁材料以钢铁为主，然后经行喷漆、铆锌等防腐蚀处理。因此，我们在设计制造用于船舶行业这类机器人的时候，可以针对其特定，对于爬行机器人的吸附方式、移动方式、驱动方式三个重点方式进行研究。

由于所述爬行机器人需要搭载设备，要求有较强的带负载能力，相对应的也需要强吸附能力。基于船舶应用的特点，可以选择磁力吸附。采用永磁式的吸附装置具有吸附稳定，作业安全的特点。进一步的，多个永磁体设置的磁隙式的吸附装置还能够方便爬行机器人的移动。

具体的，如图2所示，为爬行机器人的受力分析图。

(一)当机器人运动时，假设机器人向上运动

与壁面垂直的方向有：

F-Gcosα＝F_N (1)

其中，F_N为机器人整体对船的正压力；

与壁面平行方向上则有：

$f-Gsin\mathrm{\α}=\frac{m{\∂}^{2}S}{{\∂}^{2}t}---\left(2\right)$

f＝μF_N (3)

f为机器人和船壁间的摩擦力；

联立(1)(2)(3)得：

$F=G(cos\mathrm{\α}+\frac{sin\∂}{\mathrm{\μ}})+\frac{m{\∂}^{2}S}{\mathrm{\μ}{\∂}^{2}t}---\left(4\right)$

爬行机器人的运动过程中，其运动状态较难判断，例如可能是匀速，也可能是匀变速，还可能是变加速等。因此，要保证爬行机器人在运动的过程中机器人始终与壁面接触，其吸附力条件应为

$F\≥G(cos\mathrm{\α}+\frac{\sin \mathrm{\α}}{\mathrm{\μ}})---\left(5\right)$

其中，F为船体对机器人的吸附力，G为机器人整体重力，α为船壁倾斜的角度，μ为机器人车轮与船壁的摩擦因数。

当然，吸附力和永磁体的长度近似成线性关系，吸附力越大。在永磁体厚度较小时，吸附力随永磁体厚度增加而增大；当永磁体厚度大于0.4--0.5倍的永磁体宽度时，吸附力随永磁体厚增加而变化越来越小。

在永磁体之间间距较小时，吸附力随永磁体间距增加而增大；当永磁体间距大于1--1.3倍的工作气隙时，吸附力的变化随永磁体间距的增加而变化越来越小。

在本发明的具体实施例中，所述永磁体200设置于爬行机器人的底部。因此，吸附装置的吸附力与爬行机器人的底部铁板厚度相关，当底部较薄时，吸附力随铁板的厚度增加而增加。而当铁板厚度为0.7--1.1倍永磁体厚度，吸附力随铁板厚度的变化而变化变小。

较佳的是，综合上述工作环境、稳定性等考虑因素，可以选择使用型号为高性能稀土永磁材料NdFeB，牌号为42SH的永磁体。

在本发明的较佳实施例中，所述爬行机器人还包括一抬起清洗头的抬起装置500。

如图3所示，所述抬升装置包括三个单杆双作用气缸510以及圆形抬升主体520。所述单杆双作用气缸平均的设置在圆形抬升主体的圆周上，驱动所述环形抬升主体抬升或者下降。

具体的，所述单杆双作用气缸510平均分布在直径为300mm的圆周上，两两之间的夹角为120°，气缸型号为CJ2B10-15AR-C73S。

通过设置该抬起装置，能够更好的为了避免除锈机器(清洗头)对船舶壁面已除锈位置造成二次污染。另外，将清洗头抬起后，也更方便清洗头的拆卸。

更具体的，船舶行业的应用场景要求机器人自身的重量尽可能轻，而且独立，不受周边环境的影响，具有较好的灵活性。因此，可以选择使用电气驱动的方式。

所述驱动装置为单相电容起动异步电动机。电机容量分析具体如下：

电机所需工作功率为

$P_d=\frac{P_w}{{\mathrm{\η}}_a}---(2-1)$

$P_w=\frac{F\mathrm{\ν}}{1000}---(2-2)$

联立两式可得：

$P_d=\frac{F\mathrm{\ν}}{1000{\mathrm{\η}}_a}$

电机到车轮的传动总效率为：

η_a＝η₁·η₂ (2-3)

η₁、η₂分别为齿轮传动和轴承的传动效率。

查资料取η₁＝0.95(齿轮精度为6级)，η₂＝0.99(滚子轴承)，则

η_a＝η₁·η₂＝0.95×0.99＝0.94

由此，最终计算电机所需的功率为：

$P_d=\frac{F\mathrm{\ν}}{1000{\mathrm{\η}}_a}=\frac{1000\×0.1}{1000\×0.94}=0.106kW$

依据上述容量计算结果，选择电机型号为YC7114，电机的安装则按照IMB3的安装形式。

相对应地，所述爬行机器人的传动部分的运动和动力参数具体计算如下：

主轴的转速为：

$n_1=\frac{n_d}{i}=\frac{1400}{5}=280r/\min$

主轴的功率为

输入功率：P₁＝P_d·η₁＝0.106×0.95＝0.101kW

输出功率：P₁'＝P₁×0.99＝0.101×0.99＝0.1kW

各个轴的转矩分别为：

电机的输出转矩：

主轴的输入转矩：T₁＝T_d·i·η₁＝5.18×5×0.95＝4.921kW

主轴的输出转矩：T₁'＝T₁·0.99＝4.921×0.99＝4.872kW

具体运动和动力参数计算结果如下表所示：

在本发明的一具体实施例中，其传动方案可以选用直齿轮传动。所述齿轮传动机构采用包括大齿轮和小齿轮。依据实际应用情况，选择6级精度，其中小齿轮材质为40cr(调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮材质为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。

若按齿面接触疲劳强度计算齿轮的具体参数。

(1)小齿轮分度圆直径通过如下算式计算：

$d_{1t}\≥\sqrt[3]{\frac{2K_{Ht}{T}_1}{{\mathrm{\φ}}_d}\·\frac{u+1}{u}\·{\left(\frac{Z_H{Z}_E{Z}_{\mathrm{\ϵ}}}{\[{\mathrm{\σ}}_H\]}\right)}^2}$

首先，确定公式中的参数值，其中，令K_Ht＝1.3；小齿轮传递的转矩为T₁＝5.18×10³N·mm；查资料选取齿宽系数φ_d＝1，区域系数Z_H＝2.5；材料的弹性影响系数Z_E＝189.8MPa^1/2；

接触疲劳强度用重合度系数Z_ε通过如下算式计算：

计算得：

而接触疲劳许用力[σ_H]计算方法为：首先，查资料得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ_Hlim1＝560MPa、σ_Hlim2＝500MPa。然后，计算应力循环次数：

N₁＝60n₁jL_h＝60×1400×1×(1×8×300×15)＝3.11×10⁹

N₂＝N₁/u＝3.11×10⁹/5＝0.602×10⁹

查资料取接触疲寿命系数K_HN＝0.90、K_HN2＝0.95。取失效概率为1％、安全系数S＝1,可得：

${\[{\mathrm{\σ}}_H\]}_1=\frac{K_{HT1}{\mathrm{\σ}}_{H\lim 1}}{S}=\frac{0.90\×560}{1}MPa=504MPa$

${\[{\mathrm{\σ}}_H\]}_2=\frac{K_{EDT2}{\mathrm{\σ}}_{H\lim 2}}{S}=\frac{0.95\×500}{1}MPa=475MPa$

取[σ_H]₁和[σ_H]₂中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用力。

即[σ_H]＝[σ_H]₂＝475MPa。

根据上述数据，可以计算小齿轮分度圆直径为：

$\begin{array}{c}{d}_{1t}\≥\sqrt[3]{\frac{2K_{Ht}{T}_1}{{\mathrm{\φ}}_d}\·\frac{u+1}{u}\·{\left(\frac{Z_H{Z}_E{Z}_{\mathrm{\ϵ}}}{\[\mathrm{\σ}\]}\right)}^2}\\ =\sqrt[3]{\frac{2\×1.3\×290}{1}\×\frac{5+1}{5}\×{\left(\frac{2.5\×189.8\×0.878}{475}\right)}^2}mm\\ =23.167mm\end{array}$

(2)小齿轮的分度圆直径的调整

1)计算实际载荷前的数据准备

①圆周速度ν为：

$\mathrm{\ν}=\frac{{\mathrm{\πd}}_{1t}{n}_1}{60\×1000}=\frac{\mathrm{\π}\×23.167\×1400}{60\×1000}m/s=1.7m/s$

②齿宽b为：

b＝φ_dd_1t＝1×23.167＝23.167mm

2)计算实际载荷系数K_H。

①查资料得使用系数K_A＝1。

②根据ν＝1.7m/s、6级精度，查资料取得动载系数K_v＝1.02

③齿轮的圆周力为

F_1t＝2T₁/d_1t＝2×5.18×10³/23.167N＝447.2N

K_AF_1t/b＝1×447.2/23.167N/mm＝19.3N/mm＜100N/mm

查资料得齿间载荷分配系数K_Hα＝1.2

④查资料用插值法查得6级精度、小齿轮非对称布置时，齿向载荷分布系数K_Hβ＝1.421。所以，得到实际载荷系数为

K_H＝K_AK_VK_HαK_Hβ＝1×1.02×1.2×1.4＝1.71

3)实际载荷系数算得的分度圆直径

$d_1=d_{1t}\sqrt[3]{\frac{K_H}{K_{Ht}}}=23.167\×\sqrt[3]{\frac{1.71}{1.3}}=25.401mm$

及相应模数：m＝d₁/z₁＝25.401/18mm＝1.411mm。

若按齿根弯曲疲劳强度进行齿轮设计：

(1)通过如下公式计算模数：

$m_t\≥\sqrt[3]{\frac{2K_{Ft}{T}_1{Y}_{\mathrm{\ϵ}}}{{\mathrm{\φ}}_d{z}_1^2}\·\left(\frac{Y_{Fa}{Y}_{sa}}{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}\right)}$

1)确定公式中的各参数值

①令K_Ft＝1.3。

②弯曲疲劳强度用重合度系数为：

$Y_{\mathrm{\ϵ}}=0.25+\frac{0.75}{{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{\α}}}=0.25+\frac{0.75}{1.685}=0.695$

③计算

查资料得齿形系数Y_Fa1＝2.83、Y_Fa2＝2.22。

查资料得应力修正系数Y_sa1＝1.54、Y_sa2＝1.79.

查资料得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ_Flim1＝560MPa、σ_Flim2＝500MPa

查资料得弯曲疲劳寿命系数K_FN1＝0.92、K_FN2＝0.95。

取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由公式得

${\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1=\frac{K_{FN1}{\mathrm{\σ}}_{F\lim 1}}{S}=\frac{0.92\×560}{1.4}=368MPa$

${\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_2=\frac{K_{FN2}{\mathrm{\σ}}_{F\lim 2}}{S}=\frac{0.95\×500}{1.4}=339.29MPa$

$\frac{Y_{Fa1}{Y}_{sa1}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1}=\frac{2.83\×1.54}{368}=0.0118$

$\frac{Y_{Fa2}{Y}_{sa2}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_2}=\frac{2.22\×1.79}{339.29}=0.0116$

取大、小齿轮的中较大者，所以有

$\frac{Y_{Fa}{Y}_{sa}}{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}=\frac{Y_{Fa1}{Y}_{sa1}}{{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}_1}=0.0118$

2)依据上述计算结果，可计算模数为：

$\begin{array}{c}{m}_t\≥\sqrt[3]{\frac{2K_{Ft}{T}_1{Y}_{\mathrm{\ϵ}}}{{\mathrm{\φ}}_d{z}_1^2}\·\left(\frac{Y_{Fa}{Y}_{sa}}{\[{\mathrm{\σ}}_F\]}\right)}=\sqrt[3]{\frac{2\×1.3\×5.18\×{10}^3\×0.695}{1\×{18}^2}\×0.0118}mm\\ =0.584mm\end{array}$

(2)对齿轮模数计算结果进行调整：

1)计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度ν为：

d₁＝m_tz₁＝0.584×18＝10.51mm

$\mathrm{\ν}=\frac{{\mathrm{\πd}}_1{n}_1}{60\×1000}=\frac{\mathrm{\π}\×10.51\×1400}{60\×100}=0.77m/s$

②齿宽b为

b＝φ_dd₁＝1×10.51＝10.51mm

③宽高比b/h为：

$h=(2h_a^{*}+c^{*})m_t=(2\×1+0.25)\×0.584=1.314mm$

b/h＝10.51/1.314＝8

2)计算实际载荷系数K_F：

首先，根据ν＝0.77m/s，6级精度，查资料得动载系数K_v＝1.01。

由F_t1＝2T₁/d₁＝2×5.18×10³/10.51＝986N，K_AF_t1/b＝1×986/10.51＝93.79mm＜100N/mm，查资料取得齿间载荷分配系数K_Fα＝1.2。

并且，查资料用插值法查得K_Hβ＝1.359，结合宽高比查资料得K_Fβ＝1.26。

所以，载荷系数为：K_H＝K_AK_VK_FαK_Fβ＝1×1.02×1.2×1.26＝1.54

按实际载荷系数计算获得的齿轮模数为：

$m=m_t\sqrt[3]{\frac{K_F}{K_{Ft}}}=0.584\×\sqrt[3]{\frac{1.54}{1,3}}=0.618mm.$

对比两种方式的计算结果，由齿面接触疲劳强度所计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度所计算的模数。由于齿轮模数的大小取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关。由此，可取弯曲疲劳强度算得的模数0.618mm并就近圆整为标准值m＝0.6mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d₁＝25.401mm，可以计算得出小齿轮的齿数z₁＝d₁/m＝25.401/0.6＝42.335。

因此，取z₁＝43，z₂＝uz₁＝5×43＝215(z1，z2分别为小齿轮和大齿轮的齿数)。根据上述计算分析，这样的齿轮传动设计，能够同时满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。

对于齿轮的几何尺寸计算：

计算分度圆直径：d₁＝z₁m＝43×0.6＝25.8mm；d₂＝z₂m＝215×0.6＝129mm

计算中心距：a＝(d₁+d₂)/2＝(25.8+129)/2＝77.4mm

计算齿轮宽度：b＝φ_dd₁＝1×25.8＝25.8mm

考虑到不可避免的安装误差，为了保证齿宽和节省材料，可以将小齿轮略为加宽(5～10)mm，即b₁＝b+(5～10)＝25.8+(5～10)＝30.8～35.8mm

本实施例中，令b₁＝32mm，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即

b₂＝b＝25.8mm。

圆整中心距后的强度校核：

为了方便相关零件的设计和制造，通过查资料，采用变位法将中心距就近圆整为a'＝78mm，圆整过程中变位系数和不超过资料所给推荐合理工作范围为宜。其他几何参数不变。

一、计算变位系数和：

啮合角：α'＝arccos[(acosα)/a']＝arccos[(77.4×cos20°)/78]＝20.813°

齿数和：z_Σ＝z₁+z₂＝43+215＝258

变位系数和：

x_Σ＝x₁+x₂＝(invα'-invα)z_∑/(2invα)＝(inv20.813°-inv20°)×252/(2inv20)＝0.016、

中心距变动系数和齿顶高降低系数：y＝(a'-a)/m＝(78-77.4)/0.6＝1。

二、分配变位系数x₁、x₂：

根据资料，坐标点(z_∑/2，x_∑/2)＝(126，0.334)位于LI13线与LI14线之间，通过作图法求得x₁＝0.008、x₂＝0.008。

齿面接触疲劳强度校核：

根据上述设计过程，首先计算公式中的各参数，可以得出计算结果为：

T₁＝5.18×10³N·mm，φ_d＝1，d₁＝25.2mm，u＝5，Z_H＝2.14，Z_E＝189.8MPa^1/2，Z_ε＝0.853，K_H＝1.75。

将其代入公式得：

$\begin{array}{c}{\mathrm{\&sigma;}}_H=\sqrt{\frac{2K_H{T}_1}{{\mathrm{\&phi;}}_d{d}_1^3}\&CenterDot;\frac{u+1}{u}}{Z}_H{Z}_E{Z}_{\mathrm{\&epsiv;}}=\sqrt{\frac{2\&times;1.75\&times;5.18\&times;{10}^3}{1\&times;{25.2}^3}\&times;\frac{5+1}{5}}\&times;2.14\&times;189.8\&times;0.853\\ =403.968MPa<\&lsqb;{\mathrm{\&sigma;}}_H\&rsqb;\end{array}$

可知齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。

齿根弯曲疲劳强度校核

根据上述设计过程，首先计算公式中的各参数，可以得出计算结果为：

φ_d＝1，z₁＝42，T₁＝5.18×10³N·mm，m＝0.6，Y_Fa1＝2.55，Y_sa1＝1.77，Y_Fa2＝2.21，Y_sa2＝1.92，Y_ε＝0.660，K_F＝1.789。

将其代入公式得：

${\mathrm{\&sigma;}}_{F1}=\frac{2K_F{T}_1{Y}_{sa1}{Y}_{Fa1}{Y}_{\mathrm{\&epsiv;}}}{{\mathrm{\&phi;}}_d{m}^3{z}_1^2}=\frac{2\&times;1.789\&times;5.18\&times;{10}^3\&times;2.55\&times;1.77\&times;0.66}{1\&times;{0.6}^3\&times;{42}^2}=144.918MPa<{\&lsqb;{\mathrm{\&sigma;}}_F\&rsqb;}_1$

${\mathrm{\&sigma;}}_{F2}=\frac{2K_F{T}_1{Y}_{sa2}{Y}_{Fa2}{Y}_{\mathrm{\&epsiv;}}}{{\mathrm{\&phi;}}_d{m}^3{z}_1^2}=\frac{2\&times;1.789\&times;5.18\&times;{10}^3\&times;2.21\&times;1.92\&times;0.66}{1\&times;{0.6}^3\&times;{42}^2}=136.224MPa<{\&lsqb;{\mathrm{\&sigma;}}_F\&rsqb;}_2$

综上所述，在本实施例中，齿轮设计的具体结果为：齿数z₁＝43、z₂＝215，模数m＝0.6mm，压力角α＝20°，变位系数x₁＝0.008、x₂＝0.008，中心距a＝78mm，齿宽b₁＝32mm、b₂＝25.8mm。小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢(调质)。齿轮按6级精度设计。

更具体的，由于齿轮的齿顶圆直径d_a＝129mm＜160mm。因此，如图4所示，所述齿轮为实心式齿轮。

以下详细论述本发明具体实施例的主轴的具体设计过程：

在本实施例中，主轴的上的功率P₂＝0.101kW，转速n₂＝280r/min，转矩T₂＝4.921N·m。

求解作用在齿轮上的力：

已知大齿轮的分度圆直径为：d₂＝z₂m＝215×0.6＝129mm。

所以有：

$F_t=\frac{2T_2}{d_2}=\frac{2\&times;4.921\&times;{10}^3}{129}=78.11N;$

F_a＝F_ttanβ＝78.11×tan0°＝0N

初步确定最小直径：

轴的最小直径的初步估算：

选取轴的材料为45钢，调质处理。查资料，取A₀＝115，则有：

$d_{\min }=A_0\sqrt[3]{\frac{P_2}{n_2}}=115\&times;\sqrt[3]{\frac{0.101}{280}}=8.2mm$

轴的最小直径亦即安装车轮处轴的最小直径。根据整个机器人的工作要求和环境的考虑，在本实施例中，车轮孔径设置为20mm。因此，d_I-II＝d_Ⅶ-Ⅷ＝20mm，车轮与轴配合的轮毂宽度为30mm。

轴的结构设计：

(1)拟定轴上零件的装配方案，如图5所示。

(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

为了满足车轮的轴向定位要求，I—II轴段右端需要制出一轴肩，故取II—III段的直径d_II-III＝25mm。

为了保证车轮被紧压在轴上，所以车轮左端采用固定螺钉定位，并且I—II段的长度要比车轮与轴配合的轮毂宽度要略短一点，所以l_I-II＝l_Ⅶ-Ⅷ＝28mm。

初步选择滚动轴承：

因只受径向力的作用，故可以选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d_II-III＝25mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度等级的单列深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B＝25mm×45mm×12mm，所以图5中，II-III段轴也包括轴承所在的轴。

右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得6005型轴承的定位轴肩为d_min＝30mm，以取d_V-VI＝30mm。

去齿轮安装处轴段的直径d_III-Ⅳ＝30mm：齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂宽度为25.2mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略为短于轮毂宽度，取l_III-Ⅳ＝24mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h＝(2～3)R，由轴径d＝30mm查资料得R＝1mm，所以取h＝3mm，则轴环处的直径d_Ⅳ-Ⅴ＝36mm。轴环宽度b≥1.4h，所以取l_Ⅳ-Ⅴ＝16mm。

轴承320使用滚动轴承座安装。经过查资料选择轴承座型号为SN205，取轴承座的宽度为l₀＝70mm，左车轮到左轴承座左端面距离为l₁＝10mm，同样右车轮距右轴承座距离也为10mm，轴承座右端面距齿轮左端距离l₂＝20mm，所以有：

l_Ⅱ-Ⅲ＝l₀+l₁+l₂＝70+10+20＝100mm；

l_Ⅵ-Ⅶ＝l₀/2+l₁+6＝35+6+10＝51mm。

结合机器人整体考虑，以及各部分零件的安装考虑，可以令l_Ⅴ-Ⅵ＝190mm。综上，已经初步确定了主轴上各段的直径和长度。

(3)轴上零件的周向定位：

齿轮、车轮与轴的周向定位均采用平键连接。按照轴直径查资料得，齿轮与轴的连接，选用平键为b×h＝8mm×7mm，长为16mm，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车轮与轴的连接，选用平键b×h＝6mm×6mm，长为20mm，车轮与轴的配合为滚动轴承与轴的配合是由过渡配合来保证的，所以此处选择轴的直径尺寸公差为m6。

(4)确定轴上圆角和倒角尺寸：

取轴端倒角为，轴环处的圆角半径为1.2mm，其余各处圆角半径均为1mm。

求解主轴上的载荷：

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(如图6所示)。

从图6中可以看出，截面C是轴的危险截面。计算出截面C处的扭矩和弯矩值如下表所示：

最后，按弯扭合成力校核轴的强度是否符合要求。

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据公式计算，轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力为：

${\mathrm{\&sigma;}}_{ca}=\frac{\sqrt{M_1^2+{\left({\mathrm{\&alpha;T}}_2\right)}^3}}{W}=\frac{\sqrt{{4454.928}^2+{(0.6\&times;4921)}^2}}{0.1\&times;{30}^3}=19.795MPa$

根据选择的轴的材料为45钢，查资料得[σ_-1]＝60MPa。σ_ca＜[σ_-1]，因此，安全。

较佳的是，如图1所示，所述爬行机器人还包括一舵机600。所述舵机600与所述连杆转向机构连接，驱动所述爬行机器人转向。由于在本实施例中，舵机是通过带动连杆机构来进行转向的，受到一定的磁力作用，因此，需要选择扭力较大的舵机，较佳的可以选择使用S9152型号舵机。

在本发明的较佳实施例中，所述爬行机器人还包括一无线控制装置。所述无线控制装置包括：无线接收单元710以及控制单元720。

如图7所示，所述无线接收单元710获取无线信号，转换信号后输送至所述控制单元720。所述控制单元720分别与舵机和驱动装置连接，依据所述信号控制舵机或驱动装置的运行。

使用上述无线控制装置可以很好的避免有线控制的弊端，避免加重机器人的整体重量导致永磁装置吸附力不足等问题。

更具体的，所述控制单元为AT89C51单片机。如图8所示，为所述单片机的控制电路。实际操作中，由控制台发出信号，无线接收单元接收信号，然后转换信号输送给单片机，单片机通过控制电路输出电信号来控制电机的运行，控制其运行时间和正反转，同时也可以输出信号控制舵机的运行，控制其转动角度和正反转。

可以理解的是，对本领域普通技术人员来说，可以根据本发明的技术方案及本发明构思加以等同替换或改变，而所有这些改变或替换都应属于本发明所附的权利要求的保护范围。

Claims (8)

1.一种用于船壳清洗的爬行机器人，所述爬行机器人包括本体，驱动爬行机器人移动的移动装置、吸附爬行机器人于船壳的吸附装置以及为移动装置提供动力的驱动装置，其特征在于，所述吸附装置包括设置于本体的若干永磁体，所述吸附装置为永磁式的磁隙式吸附装置；

所述移动装置为车轮式移动装置，包括设置于本体两侧的4个车轮；连接所述车轮的主轴；连接所述主轴与驱动装置的齿轮传动机构以及控制爬行机器人运行方向的连杆转向机构；

所述本体上还设置有用于搭载预定设备的装置装卸平台。

2.根据权利要求1所述的爬行机器人，其特征在于，所述爬行机器人还包括一抬起清洗头的抬起装置；

所述抬升装置包括三个单杆双作用气缸以及环形抬升主体；所述单杆双作用气缸平均的设置在圆形抬升主体的圆周上，驱动所述圆形抬升主体抬升或者下降。

3.根据权利要求1所述的爬行机器人，其特征在于，所述驱动装置为单相电容起动异步电动机，电机型号为YC7114。

4.根据权利要求1所述的爬行机器人，其特征在于，所述爬行机器人还包括一舵机；

所述舵机与所述连杆转向机构连接，驱动所述爬行机器人转向。

5.根据权利要求4所述的爬行机器人，其特征在于，所述爬行机器人还包括一无线控制装置；

所述无线控制装置包括：无线接收单元以及控制单元，所述无线接收单元获取无线信号，转换信号后输送至所述控制单元；

所述控制单元分别与舵机和驱动装置连接，依据所述信号控制舵机或驱动装置的运行。

6.根据权利要求5所述的爬行机器人，其特征在于，所述控制单元为AT89C51单片机。

7.根据权利要求1所述的爬行机器人，其特征在于，所述齿轮传动机构采用包括大齿轮和小齿轮，其中，所述小齿轮的齿数为43，大齿轮的齿数为215；模数为0.6mm，压力角为20°，变位系数为0.008，中心距为78mm，齿宽分别为32mm和25.8mm。

8.根据权利要求7所述的爬行机器人，其特征在于，所述齿轮为实心式齿轮。