履带式行走机器人论文

1 绪论
1.1机器人发展概况
在工业机器入问世30多年后的今天；机器人己被人们看作是一种生产工具。

在制造、装配及服务行业，机器入的应用取得了明显的进步。

由干传感器、控制、驱动及材料等领域的技术进步，通过智能机器人系统首次在制造领域以外的服务行业，开辟了机器人应用的新领域，让机器人作为“人的助手”，使人们的生活质量得以提高。

目前在许多领域己经进行了很大的努力来开发服务机器入系统，并力争在较大范围内使用它们。

这些机器人系统尽管有不同的应用领域，但它们所从事的工作仅限于维护保养、修理、运输、清洗、保安、救援及数据采集等方面。

机器人是一个通用的自动化装置。

国际标准化组织(1SO)的定义：“机器人是一种自动的、位置可控的、具有编程能力的多功能操作机，这种操作机具有几个轴，能够借助可编程操作来处理各种材料、零件、工具和专用装置，以执行各种任务”。

从1954年美国工程师乔治.大卫发表了《适用重复作业的通用性工业机器人》论文开始，到1962年美国联合控制公司推出第一台机器人“尤尼麦特”为止。

机器人开始在工业生产的各种场合中，起到了置关重要的作用。

而在所有的机器人研究中，尤使日本的机器人研究最为突出。

现在国外大多都在致力于直立行走机器人和微型机器人的研究。

特别是注重对于机器人控制和视觉识别方面的研究。

对于行走机器人而言，最引起大多数科学家注意的是对于视觉识别方面的研究。

并且也取得了许多可人的成果。

行走机器人分很多种，不仅有直立式，还有履带式，多支点式等等。

而这里只谈谈履带式行走机器人。

履带式行走机器人是一种利用履带进行支撑机器人机体的移动机器人目前我国发展了多履带式机器人，有四条和六条履带的移动机器人。

他们的优点是转向方便移动稳
定的特点，所以适合在恶劣的条件下进行工作。

1.2 履带式行走机器人概述
所谓履带式行走机器人（我们这里指的是普通的履带式行走机器人）利用两条履带进行支撑机体进行移动的机器人。

它具有运行稳定，转向灵活，能够越过较小的障碍，并且承载重量较大的特点。

能够在较恶劣的环境下进行工作。

是一种较稳定的承载载体。

而且它采用步进电机进行驱动，利用单片机接口，使用C语言编程控制。

所以在某一方面来说，履带式机器人是笨重机械结构和先进的高级控制语言的结合。

是高科技的计算机技术和机械的有机结合。

1.3 履带式行走机器人的结构概述
履带式行走机器人包括机械部分和电控部分。

机械部分主要是链传动和减震的设计及各部件的装配。

链传动采用套筒滚子链传动。

减振主要采用圆柱压缩弹簧完成减振。

电控部分主要是步进电机的选择和51系列单片机的选择及C语言编程。

2 电动机的选择
2.1 电机的选择原则
电机是一种执行元件，是在控制装置的控制下，将电能转换为机械能的装置。

伺服系统中所用的电机主要有步进电动机，直流伺服电动机，交流伺服电动机等。

为了保证机器人行走的速度和承载的重量以及所要满足的控制要求，满足惯性小，动力大，体积小，质量轻，便于计算机控制，成本低，便于安装和维修的特点，这里选用步进电
机。

2.2步进电机的工作原理
步进电机又称电脉冲马达，是伺服电动机的一种。

步进电机是数字控制电机，它将脉冲信号转变成角位移，即给一个脉冲信号，步进电机就转动一个角度，因此非常适合于单片机控制。

步进电机可分为反应式步进电机（简称VR）、永磁式步进电机（简称PM）和混合式步进电机（简称HB）。

步进电机区别于其他控制电机的最大特点是，它是通过输入脉冲信号来进行控制的，即电机的总转动角度由输入脉冲数决定，而电机的转速由脉冲信号频率决定。

步进电机的驱动电路根据控制信号工作，控制信号由单片机产生。

其基本原理作用如下：
(1)控制换相顺序
通电换相这一过程称为脉冲分配。

例如：三相步进电机的三拍工作方式，其各相通电顺序为A-B-C－D,通电控制脉冲必须严格按照这一顺序分别控制A,B,C，D相的通断。

(2)控制步进电机的转向
如果给定工作方式正序换相通电，步进电机正转，如果按反序通电换相，则电机就反转。

(3)控制步进电机的速度
如果给步进电机发一个控制脉冲，它就转一步，再发一个脉冲，它会再转一步。

两个脉冲的间隔越短，步进电机就转得越快。

调整单片机发出的脉冲频率，就可以对步进电机进行调速。

2.3 步进电机的选择结果
选用Y系列笼型三相异步电机，因为这种电机高效，节能，启动转矩高，噪声低，振动小，运行安全可靠。

安装尺寸和功率等级完全符合国际标准（IEC）。

由传动所需的动力要求，及电动机的安装尺寸和装配要求。

选用型号为120BF4-1型的步进电动机。

额定电压50V。

静态时电流为6A，步距角3/1.5度。

空载起动频率为1000PPS空载运行
频率1300PPS。

额定转距3.43N.M。

3 底盘的设计
3.1底盘设计的方案选择
在底盘设计上，第一步是设计传动方式。

首先考虑的是满足行走机器人的稳定性和保证行走机器人的行走速度。

为了保证稳定性，我先考虑了几种传动方式，比较了他们传动的稳定性。

经过综合考虑，
我选用了和履带最匹配的链传动。

为了使履带的运行更加平稳我选用双排链传动。

因为双排链最低破坏载荷比较大，稳定性也比单排链好。

在保证行走速度上，也能够更好的匹配一定功率的电动机。

在以上的基础上，为了保证设计的经济性，我选用了在传动链里应用最广泛的套筒滚子链。

第二步是设计底盘的结构布局。

在主动轮上，左右分别由两个步进电机控制，在两个电机之间没有任何联系。

在机体中间装一个支撑，为了承载单片机和控制元件。

在从动轮上，只装有两个轴承，中间也没有联系（详见图2—1）。

这主要是为了减轻机器人本身的重量，也
为了更好的满足机器人的行走。

图3—1
3.2 套筒滚子链的结构设计
普通套筒滚子链是由套筒1，滚子2，销轴3，内链板4，外链板5组成（如图2—2）。

因为我们是用他来带动履带，所以还需要附板，附板一般都是标准件，所以并不要求设计，只要满足一定的节距和载荷即可。

套筒滚子链连接链节形式有两种。

大节距链一般用开口销，小节距链一般用弹簧卡片。

我们这里用的是大节距链，所以采用开口销。

3.3 套筒滚子链传动的设计计算
套筒滚子链轮的结构设计应满足以下基本要求：链轮齿廓形状应保证链条的滚子能顺利地啮入就位和退出啮合，不发生干涉现象；应具有较大的容纳链条的节距增长的能力；应具有合理的作用角，避免链轮齿受载过大；便于滚子啮进时导入和防止振动时脱链，便于制造和测量。

设计要求转速为0.5ｍ/ｓ，所以为低速链传动设计，低速链传动一般按静强度计算。

设计时，因为结构允许，所以尽量采用了较大的链轮直径来降低链条拉力。

电动机为Y112M-4三相异步电动机,功率P=4KW,转速ｎ=1500ｒｐｍ,工作载荷平稳稍有冲击.希望中心距ａ≤800ｍｍ链轮中心线为水平线.
3.3.1选择链轮齿数和确定链节距和链排数
履带链传动为等直径主从动轮，所以它的传动比为1。

由链轮的大
致尺寸，选用齿数为48 。

由于机器人为轻载，最低破坏载荷很小，所以选用节距为12.70ｍｍ。

在《机械零件设计手册》中的表3.6—3中查的载荷系数F K =1.3，由表3.6——4查得链轮齿数系数Z K = 2.70，由《机械零件设计手册》表3.6——5查得传动比系数 i K = 0.82，又《机械零件设计手册》表 3.6——6 查得中心距系数a K =1.18（因为链轮的中心距为较大值，而且中主动轮为等直径，所以中心距选为p a 80≈ ）因为我们用的是双排链，所以又《机械零件设计手册》表3.6——7可查得链的多排系数P K =1.7。

根据以上系数，由公式p
a i Z F K K K K P K P =0可算出工作条件下单排链传递的功率0P =3.69kw 。

根据P0和n1的关系查《机械零件设计手册》表3.6——4所需节距为12.70 mm ,链条型号为T127(合乎条件)。

3.3.2确定中心距和链节数以及链作用在轴上的力
初定中心距由p a 80≈可得出中心距为800 mm （大约为63 p ）。

由
p m p a K Z Z L ++=2
21计算可得链节数p L =174节。

所以由p K Z Z L a m p )2(21+-=可计算出实际中心距a =800 mm 。

由轴上压力系数Y K =1.2，可通过公式Q = F K Y =v
P K Y
*310其中p =4 kw ，v =0.5 s m 。

可算出Q =10.4 kN 。

3.3.1 确定链轮尺寸
节圆直径10'1
180sin Z p d =其中10
180sin Z 查《机械零件设计手册》表 3.6
——11可求为0.06540。

所以计算结果为194.19 mm 。

顶圆直径)180tan 54.0(11Z c p d a ︒+=其中1
180tan Z c ︒也由查《机械零件设计手册》表3.6——11得15.2571mm 。

所以计算结果为200.62mm 。

根圆直径r f d d d -='11其中51.8=r d mm 。

所以根圆直径为185.68mm 。

最大齿根距离r X d Z d L -=︒1'1
190cos 其中190cos Z ︒
=0.99949mm 。

所以结果为185.57mm 。

齿侧轮缘最大直径8.0)1180tan (1
1--︒=Z c p d H =180.26mm 。

这里需要圆整，所以取齿侧轮缘最大直径为180mm 。

3.3 链传动链轮的齿型设计
轴面齿形圆弧半径d r 8.14==15.318mm 。

倒圆深度bd h 8.0== 163.5mm 。

圆角半径5r =1.0mm ，齿宽b =15.090.01-b =6.825mm 。

（如上图）3.5 主动链轮键连接尺寸选择
轴直径为40 。

可有《设计手册》查得键宽mm b 12=。

键高 mm h 8=。

键长mm L 32=。

键槽深 mm t 5=，齿轮键槽 mm t 3.31=。

如图3—4所示
图3——4
3.6附板的设计
附板由节距P 的要求所定。

由于附板要承载履带板的重量，所以要有一定强度和硬度，在国际标准的附板规定里，我选12A 翼板高11.91孔直径为5.1的附板，作为本次设计的附板，这样不仅可以节省多余的人力，也可以给方便的拆卸和维修。

3.7 联轴器的选择
联轴器是连接从动轴和主动轴之间的连接元件。

常用的联轴器多以标准化或规格化了。

一般有以下几种：
1）弹性柱销联轴器 它有容易制造，维护方便，结构简单，寿命较长， 允许有较大的轴向窜动，能缓冲减震。

但不适于扭矩变化较大，冲记载荷较强烈，安装精度低的传动轴系。

2）弹性柱销齿式联轴器 具有制造容易，维护，更换方便，结构简单具有一定的补偿轴位移的功能。

不宜于用于减震效果较高和对噪音需要严加控制的部位。

3）弹性套柱销联轴器 弹性较好能缓冲减震，不须润滑。

但是寿命较低，需要橡胶材料，加工要求较高。

4）刚性（凸缘）联轴器 构造简单，成本低，能传递大的扭矩。

等等.
在选择时，首先由工作条件，再按转矩，轴径和转速，由《机
械设计手册》中的各种数据，可选择刚性固定联轴器中的平键套筒联轴器。

并且要求满足手册中规定的尺寸要求和技术要求。

3.8 轴的设计
在这次设计里，由于行走机器人的速度不高，所以对轴的要求不像其他轴要求的那样严格。

因为它不是承载重量的主要部件，它主要是满足传动要求和速度要求。

3.8.1轴的结构设计
为了满足主动轴上各零件的安装尺寸及定位，以及机械设计中对
轴定位轴肩和非定位轴肩的高度要求，我设计了如图所示尺寸的轴。

为了定位链轮，在轴端，采用螺纹轴端利用紧定螺母进行紧定。

3.8.2轴的强度计算
轴的材料选用45#钢，所以它的许用切应力T [] 为24~45Mpa 。

按照扭
转强度计算
T 3
T P
9550000T n W 0.2d τ=≈=30Mpa 其中 P=4Kw ，n=24r/min ，d=30mm 。

满足扭转要求。

3.9 减速齿轮的设计
为了保证电机传动的精度，满足运动的可靠性，在电机和两轮之间采用了一个一级开式齿轮减速装置。

3.9.1齿轮各参数确定
此装置小齿轮采用齿轮轴的形式，与联轴器相连，另一端采用铸造齿轮。

采用直齿圆柱齿轮传动，由于行走机器人为作速度不高的传动，所以采用7级精度，（GB10095-88）；由机械设计手册中可知小齿轮选用40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮采用45钢（调质）硬度为240HBS 。

选择小齿轮齿数为1z =20，大齿轮齿数21z z μ==1.7*20=34。

3.9.2齿轮尺寸设计
（一）按齿面接触强度设计：
由公式
1t d ≥1）确定公式内各计算数值
试选载荷系数t K =1.3；计算小齿轮传递的扭矩
111
P T 9550000n ==3.98*410 其中1P =4Kw ，n 1=960N.mm ； 由机械设计中表10-7中选取齿宽系数d φ=0.4；由表10——6种选用材
料的弹性影响系数E Z =189.812
Mpa ；由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1σ=600Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2σ=550Mpa ；接触疲劳寿命系数HN1K =0.90，HN2K =0.95所以取安全系数
S=1，可以得到HN1Hlim1H 1K []S σσ==540Mpa HN2H lim 2H 2K []S
σσ==522.5Mpa ； 2）计算
计算小齿轮分度圆尺寸，代入H []σ中的最小值：
1t d ≥；计算圆周速度v 1t
1d n v=60*1000π=3.61m/s ；计算齿宽b ，
d 1t b=d φ =0.4*95.876=37.542mm ；计算齿宽于尺高之比； 模数 t 1t 1d m z ==4.8mm ，
齿高h=2.25mt=8.1mm 。

b/h=4.4mm ；计算载荷系数：根据v=3.61m/s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数V K =1.12；直齿轮，假设A K Ft/b 100N/M 〈。

由表10-3查得H F K =K =1.2αα；由表10-2查得A K =1；由表10-4查得7级精度，小齿轮悬臂设置223H d d K 1.120.181+6.7)0.23*10b βφφ-=++（=1.423；由齿轮的宽高比为 4.4，查图10-13得F K α=1.35；故载荷系数
A V H H K=K K K K βα=1.913；按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，
由式1d d ==96.137mm ，模数m=96.137/20=4.806mm 。

（二）按齿根接触强度计算
弯曲强度计算公式为
m ≥ 1）确定公式内各计算数值
由图10-20C 查出小齿轮的弯曲疲劳极限1500FE Mpa σ=；大齿轮弯曲疲劳极限2380FE Mpa σ=；由图10-18查得弯曲疲劳寿命1FN K =0.85，
2FN K =0.80；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式
（10-12）得111[]FN FE F K S σσ==303.57Mpa ；222[]FN FE F K S
σσ==238.86Mpa ；计算载荷系数A V F F K K K K K αβ==1.814；由表10-5查取齿形系数1Fa Y =2.65，2Fa Y =2.226；由表10-5查得应力校正系数1Sa Y =1.56，2Sa Y =1.756：然后，计算大小齿轮的[]
Sa Fa F Y Y σ并加以比较，小齿轮为0.012985，大齿轮0.015963，大齿轮的数值大。

2）计算
63m ≥mm=4.176mm 对比计算结果，又齿面接触疲劳强度计算的模数大于又齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得
的模数 4.176mm ，并圆整为 4.5mm ，按接触强度算得得分度圆直径为95.876mm 。

算出小齿轮齿数为11d z m
==20。

大齿轮齿数21z z μ==34。

这样设计出的齿轮，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

（三）几何尺寸计算：
分度圆直径计算1d =1mz =90mm ；2d =2mz =150mm 。

中心距为
122
d d a +==120mm 。

齿轮宽度b=1b d φ=36mm 。

（四）验算 1
12t T F d ==2*3.98*10000/90=884.4N ，
A t K F b
=1*884.4/36=24.57N/mm<100N/mm.合适。

4 减震的设计
4.1 减震方式的选择
为了保证机器人运行的平稳性，所以要采用减震来保证。

在机械设
计上一般采用弹簧进行减震。

弹簧是一种利用材料的弹性和结构的特点，再工作时产生变形，把机械功后动能转变为变形能，反之，把变形能转变为机械能的装置。

弹簧的类型很多，弹簧的分类方法也很多。

按结构和形状来分，弹
簧有如下一些类型。

1， 圆柱螺旋弹簧
（1）圆柱圆形截面材压缩螺旋弹簧 这种弹簧结构简单，制造方便，特性线接近直线，刚度较稳定，应用最广。

（2）圆柱矩形截面材料压缩螺旋弹簧在同样的条件下，矩形材料比圆形的截面材料的刚度大，吸收的能量多。

特性线更接近于直线，刚度更接近于常数。

（3）圆柱不等节距压缩螺旋弹簧这种弹簧当载荷增大到一定程度后，随着载荷的增大，弹簧从小节距开始依次逐渐并紧，刚度逐渐增大，特性线由线形变为渐增型。

因此其自振频率为变值，利于消除和缓和共振的影响。

多用于高速变载荷的机构。

（4）圆柱多股压缩螺旋弹簧这种弹簧的材料为细钢丝拧成的钢丝绳。

在未受载荷时，钢丝绳各根钢丝材料之间的接触比较松，只有当外载荷达到一定程度时，接触才紧密起来，这时钢丝的刚性也就增大了。

因此多股压缩弹簧的特性线有折点。

这种弹簧的柔度比较大，在一定载荷作用下，可以得到小的振幅，他比普通螺旋弹簧的强度要高。

由于钢丝之间的相互摩擦，具有减振的作用。

（5）圆柱拉伸螺旋弹簧主要承受拉伸力，这里就不再过多介绍了。

（6）圆柱扭转螺旋弹簧这种弹簧承受扭转载荷，主要用于压紧和储能以及传动系统中的弹性环节，具有线性特性线。

2，变径螺旋弹簧
圆锥螺旋弹簧这类弹簧的作用与不等节距螺旋弹簧相类似，
载荷达到一定程度后弹簧从大圈到小圈依次逐渐并紧，刚性逐
渐增大，特性线由线形变为渐增型，有利于消除和缓和共振。

这种弹簧结构紧凑，稳定性好，多用于承载较大载荷和减振。

（2）中凸和中凹形螺旋弹簧这类弹簧相当于圆锥形螺旋弹簧。

（3）组合螺旋弹簧这类弹簧可以由各种弹簧组合，因此可以得到任意特定的特性线。

蜗卷螺旋弹簧这种弹簧的特性线与圆锥螺旋弹簧相似，但非
线形段是急剧增加的，在行程不大的情况下，就能吸收较大的
能量。

所以结构紧凑，承受的载荷比较大。

这种弹簧制造困难，
除空间受限制外，一般不采用。

3，非圆形螺旋弹簧这种弹簧主要用在外廓尺寸有限制的情况下。

根
据外廓空间的要求，弹簧圈可制成方形，矩形，椭圆形，梯形以及其他所需形状。

特性线仍为直线型。

4，扭杆弹簧这种弹簧的结构简单，但材料和制造精度要求高。

特性线为直线型。

单位体积变形能大。

主要用于各种车辆的悬挂装置上。

5，碟形弹簧加载与卸载特性线不重合，在工作过程中有能量消耗，因此缓冲和减振能力强。

碟片可采用不同的组合方式，从而可以得到不同类型的特性线。

多用于要求缓冲和减振能力强的场合。

6，环形弹簧这种弹簧由钢制成的具有圆锥面的内外环组成。

在承受载荷时，圆锥面之间产生较大的摩擦力，因而减振能力强。

多用于
要求缓冲能力强的场合。

还有象平面蜗卷弹簧，片弹簧，板弹簧，空气弹簧，橡胶弹簧等种类
的弹簧。

4.2 弹簧类型的选择
由上面所介绍的弹簧类型，考虑到设计要求的减振强度和缓冲要求，加上经济性和实用性的要求。

我们选用了圆柱压缩螺旋弹簧，选用材料截面为圆形，这样便于设计和生产。

压缩弹簧多为等节距，因为在等节距时，压缩弹簧的特性线多为线形的。

所以这里我也选用了等节距的压缩弹簧。

这种弹簧的结构如图4—1所示
图4——1
4.3圆柱螺旋压缩弹簧的设计计算
设计要求为工作载荷为1470N，分六根弹簧进行承载，每根最小载荷F1=100N,最大载荷F2=245N。

工作行程20mm，有冲击，工作介质为空气，两端固定支承。

4.3.1 弹簧的端部结构
弹簧的端部结构形式很多，可按要求自行设计。

常用的端部结构
是接触型，一般每端并紧1～14
1圈。

弹簧材料直径大时取大值，反之取小值。

接触型结构的端面，端圈与弹簧轴线的垂直性好，而且与支撑座的接触性好，因而具有较高的稳定性。

接触型端面分为四种形式，Y Ⅰ是两端圈并紧并磨平，Y Ⅱ是两端圈并紧不磨或磨平，Y Ⅲ是两端圈并紧不磨平，Y Ⅳ两端圈不并紧。

在这四种形式中，前三种的结构比较稳定。

在本次设计中，我选用了Y Ⅰ型，每端并紧1圈。

这主要是为了满足弹簧的稳定性和保证减振的平稳。

4.3.2 弹簧的簧圈直径。

弹簧的簧圈直径，也是弹簧的中径2D 又称弹簧的公称直径，其值符合系列值，并严格控制内外径的偏差。

试选用弹簧外径D 为44mm 。

4.3.3 弹簧材料及直径的设计计算方案
Ⅰ）试取弹簧材料的直径d 为4 mm 。

此时弹簧中径2D = d D -=40 mm 。

弹簧指数C = d D 2 =10 mm 。

弹簧曲度系数K 由查《机械零件设计手册》表3.4——15可得为1.14。

弹簧材料由《机械零件设计手册》表3.4——2可选为碳素钢丝a 。

弹簧材料的拉伸强度极限 b σ =1500 Mp 。

许用扭转剪应力 []τ= 4.0b σ=600Mp 。

弹簧丝直径d = []τC
KF 26.1=3.45 mm 。

Ⅱ）试取弹簧材料的直径为5 mm 。

此时弹簧中径2D = d D -= 39mm 。

弹簧指数C = d D 2 = 8 弹簧曲度系数K =1.18 。

弹簧材料的拉伸强度极限b σ =1400Mp 。

许用扭转剪应力 []τ =560Mp 。

弹簧丝直径d = []τC KF 26
.1=3.25 mm 。

比较两种方案，可以看出方案Ⅰ更接近于选择值，所以我们取弹簧
材料直径为4mm 。

4.3.4 计算弹簧圈数
1）弹簧工作圈数()()312128C
F F d
G n --=λλ=（80000*20*4）/8*145*1000=5.51圈。

在«机械零件设计手册»中表3.4—2查得G 为=80000Mp ，这里取整数为6圈。

2）弹簧支撑圈数2n 已经在前面取过，两端为2圈。

3）弹簧总圈数21n n n +==6+2=8圈。

4.3.5修正弹簧变形量21,λλ
1） 最小工作载荷312218)(nC
Gd F F λλ--==245-（20*80000*4）/8*6*1000=112N 。

2）弹簧刚度n
F F j 12-=
=133/6=22.16 3）弹簧变形量 5.1116.22/245,5.516.22/1122211======j
F j F λλ 4.3.6计算弹簧其他尺寸
1）弹簧内径d D D -=21=40-4=36 mm
2）弹簧外径d D D +=2= 40+4=44mm
3）弹簧圈间隙d n 1.02+=
λδ=11.5/6+0.1*4=2.37 mm ，取整数为
2.5mm 。

4）弹簧节距d P +=δ=2.5+4=6.5 mm
5）弹簧的自由高度d n n H )5.0(10-+=δ=6*2.5+（8-0.5）*4=45 mm
6）弹簧螺旋升角2
arctan D P πα==2572︒ 7）弹簧丝展开长度n D L 2π==3.14*40*6=753.6 mm
4.3.7 校核弹簧极限载荷
1）实际极限载荷δjn F ='lim =22.16*6*2.5=335.4Mp
2）允许极限载荷lim 2
lim 8τπC
d K F ==[（1.14*3.14*4*4）/8*10]*750=536.94Mp
[]ττ25.1lim ==750Mp
所以实际极限远远小于允许极限，所以弹簧满足要求。

4.3.7校核弹簧稳定性
2
0D H b ==1.125满足<5.3的要求。

所以合乎稳定性要求。

5 机器人行走控制设计
5.1驱动步进电机电路设计
5.1.1驱动步进电机总体设计
在步进电机驱动电路里，用8051作为基本芯片，利用8255芯片连接驱动电路控制指令实现。

采用光电耦合器驱动接口作为输出接口。

利用斩波限流驱动电路惊醒驱动。

控制方面，对步进电机采用脉冲分配控制，由前面所提到的步进电机的原理里得知，要使步进电机正确运转，必须按一定的顺序对定子各项绕组励磁，以产生旋转磁场，即将指令脉冲按一定的规律分配给步进电机各相绕组。

这要靠脉冲分配器来完成。

在此次设计里，我采用了软件程序来实现脉冲的分配。

软件脉冲分配器是指控制脉冲分配的计算机程序。

软件脉冲分配器不需要额外的电路，成本低，但占用计算机运行时间。

5.1.2 电路中芯片介绍
（一）MCS-51系列单片机均具有以下特点：
1）集成了对事件控制专门优化过的8位CPU，可方便地用于需要事件的控制场合。

2）均具有布尔处理能力。

使工业现场经常需要的位运算和位操作变得非常简单。

3）片上集成有最高达32KB的程序存储器，是真正的单片控制成为可能。

4）片上集成有多种外设，例如：定时/计数器，串行口，可编程计数器阵列（PCA）等，为低成本，低芯片数，低连线数设计提供了可能。

其中，在51系列单片机中，有以8051单片机最为常见。

下面就是8051 单片机的特点:
经过优化的面向控制的8位CPU 。

布尔(位)处理功能。

4KB的片上程序存储器(ROM)。

128字节的片上数据存储器(RAM)，64KB数据存储空间寻址能力。

32条双相且可位寻址的I/O口线。

两个16位的定时/计数器。

全双工通用异步接收/发送器UART(通用串行口)。

5个中断源,5
个中断向量,2个优先级的中断系统。

内部时钟振荡器。

图5——1 8051的功能部件图
MCS-51系列单片机采用40引脚双列直插封装方式，因为受到引脚数目的限制，所以有不少引脚具有双重功能。

详细结构如下图：
MCS-51各引脚信号的功能和含义如下：
VCC 正常运行和编程检验时为+5V；
VSS 地线;
XTAL1 接外部晶振。

它是内部一个反向放大器的输入端。

用外时钟时，此端接地；
XTAL2 外接晶振的另一端。

它是内部一个反向放大器的输
入端。

用外时钟时，此端接外时钟脉冲。

图5——2
RST/VPD 单片机工作时，如该引脚输入超过24个时钟周期宽度的高电平信号，则是单片机复位。

在RST/VPD和VCC之间接一个22fμ的电容，同时，在RST/VPD和VSS 之间加一个8.2Ω
K的电阻时，单片机就具备了加电时自动复位的功能。

此外，如
在此处接+5V备用电源，可以在VCC电压突然下降或断电时，保护
片内RAM中的信息不丢失，以便VCC恢复后继
续正常工作。

ALE/访问外部数据存储器时，ALE作为低8位地址锁PROG
存信号，其他时候，此端输出振荡频率的六分频信号
供定时和其他需要。

PSEN从外部存储器取指令时，此端输出负脉冲作为外部ROM的选通信号。

通常使用时，可根据PSEN，ALE及XTAL2端是
否有输出信号来判断8051是否在工作。

EA/当EA为高电平且指令计数器PC值小于0FFFH（即VPP
低4K地址范围内）时，CPU执行内部ROM中的程
序，PC为其他值时，执行外部ROM中的程序；当EA
为低电平时，CPU只执行外部ROM中的程序。

所以，
用8031时，因为片内无ROM，EA必须为接低电平。

此外，用8751队内部EPROM编程时，此端接21V
编程电源VPP。

P0.0-P0.7 P0口是8位准双向并行I/O口，当使用外部存储
器时此端分时作为低8位地址和8位数据通道。

在
对EPROM编程时，从P0口输入指令。

P1.0-P1.7 8位准双向并行I/O端口，再编程和校验时，输入
低8位地址。

P2.0-P2.7 8位准双向并行I/O端口，在访问外部存储器时，
输出高8位地址，在对EPROM编程和校验时，输
入高8位地址。

P3.0-P3.7 8位准双向I/O端口，此外，这8个引脚还提供各
种特殊功能。

这些功能称为第二功能，具体如下：P3.0 RXD——串行数据接收端；
P3.1 TXD——串行数据发送端；
INT——外部中断0输入端；
P3.2 0
INT——外部中断1输入端；
P3.3 1。