传动装置的运动及动力参数的选择和计算
目录
一、设计任务 (01)
二、电动机的选择计算 (01)
三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 (02)
四、传动零件的设计计算 (04)
五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (05)
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (10)
七、轴的设计计算 (16)
八、滚动轴承的选择和寿命验算 (21)
九、键联接的选择和验算 (22)
十、联轴器的选择计算 (23)
十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算 (24)
十二、设计体会 (25)
十三、参考文献 (26)
二、电动机的选择计算
根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V ，Y 系列。
1.选择电动机功率
滚筒所需的有效功率：Pw=F ×V=6800×0.65=4.42KW
传动装置的总效率：ηηηηηη卷筒联
承齿链总????=4
2 查机械设计指导书表17-9得式中: 滚筒效率： 滚筒η= 0.96 联轴器效率： 联η = 0.99 传动效率： 链η = 0.92 深沟球轴承： η承=0.99 斜齿轮啮合效率：斜η = 0.97
传动总效率: 79.096.099.099.097.092.042=????=总η 所需电动机功率 :P 总= 总η/P I =4.42/0.79=5.59KW 2.选取电动机的转速
滚筒转速 n I =
D πυ60=28
.09
.060??π=61.42r/min 查机械设计指导书表27-1,可选Y 系列三相异步电动机Y132M-4,额定功率
0P =7.5KW ， 同步转速1500 r/min;
或选Y 系列三相异步电动机Y160M-6,额定功率额定功率0P =7.5KW, 同步转速1000 r/min.均满足0P >r P 。
表2-1 电动机数据及传动比
比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过低。 为使传动装置紧凑，决定选用方案2。
表2-2 电动机型号为Y132M-4.查表得其主要性能如下
三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1、分配传动比 总传动比:
总i =0n /1n =1440/38.8=37.11
传动比为2—4，取 5.2 链i
则减速的传动比：带减i i i /∑==23.45/2.5=9.38 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大齿轮不能碰着低速轴，试取：
=1i 减
1.35i =
38.935.1?= 3.56
低速轴的传动比：2i =1/i i 减= 9.38/3.56=2.64 2、各轴功率、转速和转矩的计算 0轴：即电机轴
P 0=P 电=5.81KW n 0=1440r/min
T 0=9550×P 0/n 0=9550×5.81/1440=38.53m N ? Ⅰ轴：即减速器高速轴
P 1= =?联η0P 5.81×0.99=5.75KW n 1= n 0 =1440r/min T 1=9550×P 1/n 1=9550×5.75/1440=38.15m N ? Ⅱ轴：即减速器中间轴
P 2= P 1·ηη承齿?=5.75×0.99×0.97=5.52kw
n 2=n 1/i 12= n 1/i 1=1440/3.56=404.49r/min T 2=9550×P 2/n 2=9550×5.52/404.4=130.37m N ? Ⅲ轴：即减速器的低速轴
P 3= P 2·ηη承齿?=5.52×0.97×0.99=5.30kw n 3= n 2/i 23=404.49/2.64=153.22r/min T 3=9550×P 3/n 3=9550×5.30/153.22=330.34N ·m
Ⅳ轴：即传动滚筒轴
P4= P3·η
η
?=5.30×0.99·0.92=4.83 kw
链
承
n4= n3 /i =153.22/2.5=61.288r/min
T4=9550×P4/n4=9550×4.83/61.288=752.62 N·m 将上述计算结果汇于下页表：
表3-1 各轴运动及动力参数
四、传动零件的设计计算
1、链传动的设计计算 1）确定设计功率P 0
分别查机械设计教材表4-14,图4-39，表4-15得
A K =1，K z =0.8，K p =1， KW P 247.599.03.5=?=
P 0=
P
Z A K P K K =KW 2.41247
.58.01=??
2）选取链的型号
根据P 0和n 3查机械设计教材图4-37，选链号为16A 。 所以P=25.40mm
3）确定中心距a
初步选定中心距a 0=30P=762mm
链节数L P =2
12021022z z p a 2??
?
??-+++πz z a p =100.976mm
4）中心距a=??????????? ??
-+??? ??+-++-2
1222121p 2822z L 4p πz z z z L z p =749.6mm
V=
s m s m n /15/49.11000604
.2522.153********pz 31<=???=? F t =v
p
1000
Q F =K Q F t =N v
P
Q 8.422549
.1247
.52.11000K 1000??=
5）链轮直径
1d =
mm z 54.18623180sin 4
.25180sin P =?
?
? ??=??? ?? =2d
mm z 1.46157180sin 4
.25180sin P =??
? ??=??? ?? 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
原始数据：高速轴的输入功率 ： 5.75kW
小齿轮转速 ： 1440 r/min
传动比 ：3.56 单向传动，工作载荷有轻微冲击，
每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。
1.选择齿轮材料精度等级
齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表5—1查得 小齿轮45调质，硬度217～255HB ，取硬度为235—255HB ；
大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB ，取190—217HB 。 齿轮精度等级为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
91110866.1)283005.4(114406060?=??????==h jL n N
8912121024.556.310866.1?=?==i N N
查教材图5-17得1N Z =1.0, 2N Z =1.08 取Zw=1.0，1lim H S =1.0，LVR Z =1.0，X Z =1.0 由教材图5-16(b)得:
1lim H σ=580Mpa ，2lim H σ=545MPa
由教材式(5-28)计算许用接触应力
[]1H σ=min
1lim H H S σZ N1Z X Z W Z LVR =0
.10.10.10.10.1580????=580Mpa
[]2H σ=min
2lim H H S σZ N2Z X Z W Z LVR =0
.10.10.10.108.1545????=588.6Mpa
2. 按接触疲劳强度计算中心距
取=x Z 1.0 3
21
])/[(2)1(H E H a Z Z Z Z u
KT u a σβεΦ+≥ 由教材表5—5查得：E Z =189.8MPa 取R φ=0.35 T 1=1
1
9550n p ?
=38.13m N ?m 初取：2.12=εZ K t , 暂取： 12=β 估取：?==20n t αα ?==12ββb 由教材式5—41 计算H Z
99.0cos ==ββZ
t t b H Z ααβsin cos /cos 2= =
?
???
?20sin 20cos 12cos 2=2.47
3
21
])/[(2)1(H E H a t Z Z Z Z u
KT u a σβεΦ+≥ =()3
2
58099.08.18947.256.335.02381302.1156.3??
?
???????+
=103.7mm
圆整取： a=125mm
一般取： 5.2~25.1125)02.0~01.0()02.0~01.0(=?==a m n mm
取标准模数： mm m n 25.1= 总齿数： ∑
z
=
n
m a β
cos 2=196.325 整取 ：
∑z
=196
小齿轮齿数 ：z 1=∑z /(u+1)=42.985
整取： z 1 =43 大齿轮齿数： z 2=
∑
z
- z 1 =153
取： z 1=43 z 2=153 实际传动比： 558.343
15312===
z z i 传动比误差： %11.0%100i i i =?-=?理
实
理i ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ：
98.0)1252/()15343(25.12/)(cos 21=?+?=+=a z z m n β
478.11=β 与 12=β相近，故βZ 、H Z 可不修正 mm
z m d mm z m d n n 153.195cos /847.54cos /2211====ββ
3.验证圆周速度
s m s m d n v /6/95.110006011<=?=π故满足要求 4.计算齿轮的几何参数
由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 25.1=A K
s m vz /78.1100/4395.1100/=?= 按8级精度查图5-4(b)得：09.1=V K
齿宽：mm a b a 75.4312535.0=?=?Φ= 取整：b 2=45mm b 1=50mm 按82.0847.54/45/==d b ，
考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a 得：0625.1=βK 按8级精度 查机械设计教材表5-4得：2.1=αK
737.1==αβK K K K K V A 齿顶圆直径：
mm m h d d a a 347.5725.12847.542*
11=?+=+=
mm m h d d a a 653.19725.12153.1952*22=?+=+=
端面压力角：?===375.20)478
.11cos 20tan arctan()cos tan arctan(o
o
βααn t 齿轮基圆直径：
mm d d t b 415.51375.20cos 847.54cos 11=??==α mm d d t b 943.182375.20cos 153.195cos 22=??==α
齿顶圆压力角：
?===291.26347.57415
.51arccos arccos 111a b at d d α ?===245.22653
.197943
.182arccos arccos 222a b at d d α ()()[]76.1tan tan tan tan 21
2211=-+-=
t at t at a z z ααααπ
ε 28.2sin ==
n
m b πβ
εβ 基圆螺旋角：?
==777.10)cos tan(tan t b acr αββ
由教材式5-41得：Z H=
45.2sin cos cos 2=t
t b
ααβ
由教材式5-42得：99.0cos ==ββZ 由教材式5-43得：75.01==α
εεZ
MPa MPa u
u bd
KT Z Z Z Z H E H H 580][86.301)
1(211
1=<=+=σσβε 5.验算齿根弯曲强度
由式5-44得
F σ=
n
m bd KT 22
2Fa Y sa Y εY βY ≤][F σ 1v z =1z /β3cos =43/ ?478.11cos 3 =43.259 2v z =2z /β3cos =153/?478.11cos 3=154.034 查图5-14得：1Fa Y =2.43,2Fa Y =2.19 查图5-15得：1sa Y =1.69,2sa Y =1.83 由式5-47计算βY ：
βY =1-β
ε?120β=1-2.28?
?120478.11=0.78 由式5-48计算εY ：
εY =0.25+
a
b
εβ2cos 75.0=0.25+76
.1777.10cos 75.02?
?=0.661
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b 得：=1lim F σ220MPa,=2lim F σ210MPa 查图5-19得：==21N N Y Y 1.0 取： Y x =1.0
取： 4
.1S ,0.2Y min F t s ==
[]=1F σX N F ST F Y Y S Y 1min
1lim σ=4
.1112220???=314.29Mpa
[]=2F σX N F ST F Y Y S Y 2min
2lim σ=4
.1112210???=300Mpa
1F σ=
n
m bd KT 11
21Fa Y 1sa Y εY βY =
78.0661.069.143.225
.1847.544538130
798.12????????
=94.102MPa<[]1F σ=314.29Mpa 安全
2F σ=1
F σ1
12
2sa Fa sa Fa Y Y Y Y
=69
.143.283
.119.2102.94???
=91.834MPa<[]3F σ=300MPa 安全
6．齿轮主要几何参数
Z 1=43 Z 2=153 β=11.478°
m n =1.25mm d 1=54.847mm d 2=195.153mm
1a d = 1d n a m h *
2+=54.847+2×1×1.25=57.347mm
2a d =2d n a m h *2+=195.153+2×1×1.25=197.653mm
1f d =1d -2.5n m =54.847-2.5×1.25=51.722mm
2f d =2d -2.5n m =195.153-2.5×1.25=192.028mm
a =125mm
b 1=50mm b 2=45mm 齿轮的结构设计：
①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。 ②对于大齿轮，2a d <500m 因此，做成腹板结构。
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
由前面计算得知： 二轴传递的功率P 2=5.52kw ，转速n 1=404.49r/min ，
转矩T 1=130.37N.m ，齿数比u=2.64， 单向传动，工作载荷有轻微冲击，
每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。
1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力
小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
1N =60h jL n 1=60×404.49×1×(8×300×4.5)=5.24×108
2N =1N /2i =64
.21024.58
?=81099.1?
查图5—17得：=1n z 1.07, =2n z 1.12 取：w z =1.0,min H S =1.0,LVR z =1.0,x z =1.0
查图5—16得：1min H σ=580MPa, 2min H σ=545MPa 由式5—28
LVR W X N H H H z z z z S 1min
1
lim 1][σσ=
=
0.107.10
.1580
??×1.0×1.0=620.6MPa LVR W X N H H H z z z z S 2min
2
lim 2][σσ=
=
0.112.10
.1545
??×1.0×1.0=610.4MPa 2.按接触疲劳强度确定中心距
a ≥(u+1)
[]32
22???
?
??H E H a Z Z Z Z u KT σφβεmm
T 2=2
2
9550
n p =130370N ·mm 初选2
t t Z K ε=1.2，暂取?=12β,=a φ0.35 由式5—42 ==ββcos z 0.99 由表5—5 得E Z =189.8MPa 由式5—41 计算H Z
估取 ?=20n α ?=12β
t α=arctan(tan n α/cos β)
= arctan(tan200/cos120)=20.41030
b β= arctan(tan βcos t α)
= arctan(tan12°×cos20.41030)=11.29550 则H Z =
t
t b
ααβsin cos cos 2
=
?
???
?4103.20sin 4103.20cos 2955.11cos 2=2.45
α ≥(u+1)
[]32
22???
?
??H E H a Z Z Z Z u KT σφβε =()32
4.61099.08.1894
5.2884.24.0273.1653631.11884.2??
?
????????+
=132.48mm
圆整取： α=145mm 一般取： n m =(0.01～0.02)t α= (0.01～0.02)×140=1.35～2.7
取标准值： n m =2mm 两齿轮齿数和 ：
∑
z
=
n
m cos a 2β=212cos 1452?
??=141.83
取：∑
z
=142
Z 1=∑
z
/(u+1)=
1
64.2142
+=39.01
取：Z 1=39
Z 2=
∑
z
-z1=142-39=103
实际传动比： 1
z 2z i =实=
39
103
=2.641 传动比误差： %039.0%100i i i =?-=?理
实
理i ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ： β=arccos
()a 2z z m 21n += arccos ()145
2103392?+?=11.680
与初选 接近，H Z ，βZ 可不修正
1d =
βcos m 1n z =?
?68.11cos 392=79.649mm 2d =
βcos m 2n z ?
?68.11cos 103
2=210.355mm
圆周速度： V=
3
1
110
60?n d π=
1000
6049
.404649.79???π=1.69m/s
取齿轮精度为8级 3．验算齿面接触疲劳强度
H σ=H Z E Z εZ β
Z u
1
u 221+bd KT ≤][H σ
有表5-3查得：A K =1.25
1Vz /100=1.69×39/100=0.659
按8级精度查图5-4得动载系数v K =1.068
齿宽 b=a a φ=0.35×145=50.75mm
取：55b 2= mm 601=b mm
2/d b =55/79.649=0.691
查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：βK =1.04，查表5-4得：
αK =1.2
载荷系数K =A K v K βK αK =1.25×1.068×1.04×1.2=1.6661
由5-42 ?==68.11cos cos ββz =0.989 计算重合度a ε，βε以计算εz ：
1a d =1d +2*
a
h m=79.649+2×1.0×2=83.649mm 2a d =2d +2*
a h m =210.355+2×1.0×2=214.355mm
t α=arctan(tan n α/cos β)
= arctan(tan200/cos11.680)=20.3880
1b d =1d cos t α=79.649×cos20.3880=74.659mm
2b d =2d cos t α=210.355×cos20.3880=197.177mm
1at α=arccos 1
1a d d d = arccos 649.83659.74 =26.7530
2at α=arccos
2
2a d d d = arccos 355.214177
.197 =23.0940
αε=
π21
［1z (tan 1at α-tan t α)+2z (tan 2at α-tan t α)］ =π
21[39×()?-?388.20tan 753.26tan +103×()?-?388.20tan 094.23tan ] =1.71
βε=
n
m b πβsin = π268.11sin 60?? =1.61
由式5-43计算ε
Z
传动装置的运动及动力参数的选择和计算
传动装置的运动及动力参数的选择和计算
目录 一、设计任务 (01) 二、电动机的选择计算 (01) 三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 (02) 四、传动零件的设计计算 (04) 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (05) 六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (10) 七、轴的设计计算 (16) 八、滚动轴承的选择和寿命验算 (21) 九、键联接的选择和验算 (22) 十、联轴器的选择计算 (23) 十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算 (24) 十二、设计体会 (25) 十三、参考文献 (26)
二、电动机的选择计算 根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V ，Y 系列。 1.选择电动机功率 滚筒所需的有效功率：Pw=F ×V=6800×0.65=4.42KW 传动装置的总效率：ηηηηηη卷筒联 承齿链总????=4 2 查机械设计指导书表17-9得式中: 滚筒效率： 滚筒η= 0.96 联轴器效率： 联η = 0.99 传动效率： 链η = 0.92 深沟球轴承： η承=0.99 斜齿轮啮合效率：斜η = 0.97 传动总效率: 79.096.099.099.097.092.042=????=总η 所需电动机功率 :P 总= 总η/P I =4.42/0.79=5.59KW 2.选取电动机的转速 滚筒转速 n I = D πυ60=28 .09 .060??π=61.42r/min 查机械设计指导书表27-1,可选Y 系列三相异步电动机Y132M-4,额定功率0P =7.5KW ， 同步转速1500 r/min; 或选Y 系列三相异步电动机Y160M-6,额定功率额定功率0P =7.5KW,
机械设计实验报告带传动
实验一 带传动性能分析实验 一、实验目的 1、了解带传动试验台的结构和工作原理。 2、掌握转矩、转速、转速差的测量方法，熟悉其操作步骤。 3、观察带传动的弹性滑动及打滑现象。 4、了解改变预紧力对带传动能力的影响。 二、实验内容与要求 1、测试带传动转速n 1、n 2和扭矩T 1、T 2。 2、计算输入功率P 1、输出功率P 2、滑动率ε、效率η。 3、绘制滑动率曲线ε—P 2和效率曲线η—P 2。 三、带传动实验台的结构及工作原理 传动实验台是由机械部分、负载和测量系统三部分组成。如图1-1所示。 1直流电机 2主动带轮 3、7力传感器 4轨道 5砝码 6灯泡 8从动轮 9 直流发电机 10皮带 图1-1 带传动实验台结构图 1、机械部分 带传动实验台是一个装有平带的传动装置。主电机1是直流电动机，装在滑座上，可沿滑座滑动，电机轴上装有主动轮2，通过平带10带动从动轮8，从动轮装在直流发电机9的轴上，在直流发电机的输出电路上，并接了八个灯泡，每个40瓦，作为发电机的负载。砝码通过尼龙绳、定滑轮拉紧滑座，从而使带张紧，并保证一定的预拉力。随着负载增大，带的受力增大，两边拉力差也增大，带的弹性滑动逐步增加。当带的有效拉力达到最大有效圆周力时，带开始打滑，当负载继续增加时则完全打滑。 2、测量系统 测量系统由转速测定装置和扭矩测量装置两部分组成。 （1）转速测定装置 用硅整流装置供给电动机电枢以不同的端电压实现无级调速，转动操纵面板上“调速”旋钮，即可实现无级调速，电动机无级调速范围为0～1500r/min ；两电机转速由光电测速装置测出，将转速传感器（红外光电传感器）分别安装在带轮背后的“U ”形糟中，由此可获得转速信号，经电路处理即可得到主、从动轮上的转速n 1、n 2。 （2）扭矩测量装置 电动机输出转矩1T (主动轮转矩)、和发电机输入转矩2T (从动轮转矩)采用平衡电机外壳（定子）的方法来测定。电动机和发电机的外壳支承在支座的滚动轴承中，并可绕转子的轴线摆动。当电动机通过带传动带动发电机转动后，由于受转子转矩的反作用，电动机定子将向转子旋转的相反方向倾倒，发电机的定子将向转子旋转的相同方向倾倒，翻转力的大小可通过力传感器测得，经过计算电路计算可得到作用于电机和发电机定子的转矩，其大小与主、从动轮上的转矩1T 、2T 相等。
运动分析软件介绍
系统简介 高速视频目标跟踪测量软件旨在对高速摄像机拍摄视频中的物体进行运动分析，求得其速度，加速度等一系列运动参数，本系统与其他类似应用相比的优势在于: 一、对高速摄像机拍摄的RHVD格式视频进行播放、截图、截取片断保存等； 二、可进行图像处理，包含白平衡、亮度对比度调节、透视、畸变矫正等； 三、对目标进行跟踪，并对其运动的角度、速度、加速度等运动参数进行分析。 功能描述： 1) 在新建或打开分析项目后可进行多视频多目标的目标跟踪，目标跟踪轨迹在视频播放画面和时序图面板上实时显示； 2) 时序图可改变横纵坐标的物理定义，并且可对图线进行滤波； 3) 在目标追踪过程中，若目标丢失，可对目标模板进行修改并以新模板重新进行跟踪； 4) 导出多个跟踪目标的不同参数类型的数据； 5) 保存或另存为分析项目； 6) 若视频存在畸变可进行畸变校正，畸变校正后可计算刚体转角； 7) 若存在已知长度的物体，可进行尺寸标定； 8) 若视频画面存在视角偏差，可计算透视矩阵，供数据处理使用；
9) 设置坐标系时可指定坐标系原点和X轴方向，并根据透视矩阵计算出X轴与Y轴的夹角； 10) 改变视频播放帧率； 11) 截取视频画面并保存； 12) 导出视频的时间序列； 13) 显示视频的参数； 14) 选中视频的一部分，并删去不感兴趣的帧； 15) 定位到视频的某一帧或某一时刻； 16) 控制视频单次播放或循环播放，当存在几个播放视频时能够设置同步播放； 17) 导出视频为.avi格式，导出时可选择导出整个视频或选中的部分； 18) 调节视频播放的色彩模式，在彩色模式下还能够选择视频白平衡的状态 19) 调节视频的亮度和对比度； 20) 对存在亮场和暗场的视频进行亮场矫正和暗场矫正； 21) 基于原图像对图像进行90°、180°、270°旋转； 22) 对图像进行缩放和拖拽； 23) 图像可适应窗口或以原始大小显示。 应用场合 1、运动分析、长度测量、角度测量、面积测量、轮廓分析 2、畸变校正分析处理 3、透视分析 4、视频文件基本处理，如亮度、对比度，暗场、亮场、同步、定位等 5、高速运动的分析追踪
电动机的选择与运动参数计算
电动机的选择与运动参数计算； η=η齿η轴承3η联轴器2=0.9720.9830.992=0.87 ω =2V/D=1.1/0.16=6.875(rad/s) n w=(60*1000*V w)/(πD)=65.6847(r/min) p w=(T w n)/(9550*ηw) =(420*65684.7)/(9950*0.95) =3.04(kw) Pd=pw/η=3040/0.87=3455(w)= 3.455(kw) Ped =(1~1.3)pd Ped=3.455~4492(kw) 由书p216查得电动机： Y132M1-6传动比较小，因此选择Y132M1-6电机计算两级齿轮传动比： I1=(1.3*14.77)^0.5=4.38 I2=i1/1.34.38/1.3=3.37 各轴转速n0=nm=960(r/min) N1=nm=960(r/min) N2=n1/i1=960/4.38=219.18(r/min) N3=n2/i2=960/4.38/3.37=65(r/min)
N4=n3=65(r/min) 各轴输入功率： P0=3.5(kw) P1=p0*.0.99=0.3465(kw) P2=p1*0.97*0.98=3.29(kw) P3=p2*0.97*0.98=3.13(kw) P4=p3*0.99*0.98=3.03(kw) 各轴转矩： T0=9550*3.5/960=34.8(N*m) T1=9550*3.465/960=34.5(N*m) T2=9550*3.29/219.68=143(N*m) T3=9550*3.13/65=459(N*m) T4=9550*3.03/65=445.2(N*m) ============================================
变速箱主要全参数地选择计算
第三章变速箱主要参数的选择 根据变速箱运用的实际场合，结合同类变速箱的设计数据和经验，来进行本设计的主要参数的选择，包括：挡数、传动比范围、中心距、外形尺寸、齿轮参数等。 3.1 挡数 变速箱的挡数可在3～20个挡位范围内变化。通常变速箱的挡数在6挡以下，当挡数超过六挡以后，可在6挡以下的主变速箱基础上，再配置副变速箱，通过两者的组合获得多挡位变速箱。 传动系的挡位增多后，增加了选用合适挡位使发动机处于工作状况的机会，有利于提高燃油经济性。因此，轿车手动变速箱已基本采用5挡，也有6挡的。近年来，为了降低油耗，变速箱的挡位也有增加的趋势。发动机排量大的乘用车多用5个挡。【本设计采用5个挡位】 3.2 传动比范围 变速箱传动比的范围是指变速箱最低挡传动比与最高挡传动比的比值。高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速箱最高挡是超速挡，传动比为0.7～0.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到最低稳定性是车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0～5.4之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其他商用车则更大。 本设计根据已给条件，最高挡挡选用超速挡，传动比为i1=3.5，i2=2.5，i3=2.0，i4=1.5，i5=0.95，iR=3.5(倒挡) 所给相邻挡位间的传动比比值在1.8以下，利于换挡。 3.3 中心距A 对中间轴式变速箱，变速箱中心距是指中间轴与第二轴轴线之间的距离。它是一个基本参数，其大小不仅对变速箱的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触有轻度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短；变速箱的中心距取的越小，会使变速箱长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态破坏。 中间轴式变速箱中心距A（mm）的确定，可根据对已有变速箱的统计而得出
机械运动计算题专项训练
第一章机械运动计算题专项训练 1、地震发生时会产生次声波，已知次声波在海水中的传播速度是1500m/s；若某次海啸发生的中心位置离最近的陆地距离为300km，则： （1）岸上仪器接收到地震发出的次声波所需要的时间是多少？ （2）若海浪的推进速度是200m/s，则岸上仪器从接收到地震发出的次声波到海啸巨浪登岸还有多少时间逃生？ 2、小明同学从桂城乘车去南国桃园游玩，所乘车的速度计如图甲所示，他也看见路边一个交通标志牌，如图乙所示，则： （1）该车的速度是多少？ （2）该车以速度计上的平均速度行驶，从标志处到南 国桃园至少需要多少小时？ 3、火车在进入隧道前必须鸣笛,一列火车的运行速度是72km/h, 司机在鸣笛后2s听到隧道口处山崖反射的回声，求：（v空=340m/s） （1）火车速度是多少m/s？（写出运算过程） （2）从司机鸣笛到听到回声火车前行多远？ （3）火车鸣笛时离隧道口有多远? 4、汽车出厂前要进行安全测试，某次测试中，先让汽车在模拟山路上以8m/s的速度行驶500s，紧接着在模拟公路上以20m/s的速度行驶100s。求： （1）该汽车在模拟山路上行驶的路程。 （2）汽车在这次整个测试过程中的平均速度。 5、甲乙两地的距离是900km，一列火车从甲地早上7:30出发开往乙地，途中停靠了几个车站，在当日16:30到达乙地。列车行驶途中以144km/h的速度匀速通过长度为400m的桥梁，列车全部通过桥梁的时间是25s。求：（1）火车从甲地开往乙地的平均速度是多少千米每小时？ （2）火车的长度是多少米？
6、图中为“捷马”电动自行车的技术参数： （1）电动自行车正常行驶时，充电一次可正常行驶多长时间？ （2）小李骑电动车以正常速度到工厂至少需要30min，则小李到工厂的距离大约是多少km? 7、一学生以4m/s的速度用50s跑过一座桥，一列以队伍以2m/s的速度急行走过这座桥用了130s，则该队伍有多长？ 8、某人乘坐出租车在平直公路上匀速行驶，右表为他乘车到达目的地时的车费 发票。求： （1）出租车行驶的时间是多少？ （2）出租车行驶的路程是多少？ （3）出租车行驶的速度是多少？ 9、（列车运行时刻表对于合理安排旅行非常重要，学生应该学会使用。下表是由青岛开往北京的T26次列车的运行时刻表。通过分析此运行时刻表，请你计算： ⑴T26次列车从济南到北京的运行距离为多少？ ⑵T26次列车从济南到北京的运行时间为多少？ ⑶该次列车从济南到北京的平均速度大约是多少？
汽车主要参数的选择分解
汽车主要参数的选择 一、汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等。 1、外廓尺寸 GBl589 —89 汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m ，单铰接式客车不超过18m ，半挂汽车列车不超过16.5m ，全挂汽车列车不超过20m ；不包括后视镜，汽车宽不超过2．5m ；空载、 顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m ；后视镜等单侧外伸量 不得超出最大宽度处250mm ；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm 。 不在公路上行驶的汽车，其外廓尺寸不受上述规定限制。 轿车总长L a是轴距L、前悬L F和后悬L R的和。它与轴距L 有下述关系：L a=L /C。式中，C为比例系数，其值在0.52?0.66之间。发动机前置前轮驱动汽车的C值为0.62?0.66 , 发动机后置后轮驱动汽车的C值约为0.52?0.56。 轿车宽度尺寸一方面由乘员必需的室内宽度和车门厚度来决定，另一方面应保证能布置下发动机、车架、悬架、转向系和车轮等。轿车总宽B a与车辆总长L a之间有下述近似 关系：B a=( L a ／3)+(1 95+60)mm 。后座乘三人的轿车，B a 不应小于1410mm
影响轿车总高H a的因素有轴间底部离地高度h m，板及下部零件高h p，室内高h B和车顶造型高度h t等。 轴间底部离地高h m应大于最小离地间隙h min。由座位高、乘员上身长和头部及头上部空间构成的室内高h B 一般在1120?1380mm 之间。车顶造型高度大约在20?40mm 范围内变化。 2、轴距L 轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢（箱）长 度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。 原则上轿车的级别越高，装载量或载客量多的货车或客车轴距取得长。对机动性要求高的汽车轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车基础上，生产出短轴距和长轴距的变型车。不同轴距变型车的轴距变化推荐在O.4-0.6m 的范围内来确定为宜。 汽车的轴距可参考表1-5提供的数据选定。 表I一 5 各类汽车的轴距和轮距
基于D-H模型的机器人运动学参数标定方法
基于D-H模型的机器人运动学参数标定方法 摘要：通用机器人视觉检测站中的机器人是整个测量系统中产生误差的最主要环节，而机器人的连杆参数误差又是影响其绝对定位精度的最主要因素。借助高精度且可以实现绝对坐标测量的先进测量设备——激光跟踪仪，及其功能强大的CAM2 Measure 4.0配套软件，并利用串联六自由度机器人运动的约束条件，重新构建起D-H模型坐标系，进而对运动学参数进行修正，获得关节变量与末端法兰盘中心位置在基坐标系下的准确映射关系，以提高机器人的绝对定位精度，最后通过进一步验证，证明取得了较为理想的标定结果。 关键词：视觉检测站；工业机器人；绝对定位精度；激光跟踪仪；D-H模型； Robot kinematic parameters calibration based on D-H model Wang Yi (State key laboratory of precision measuring technology and instruments, Tianjin University, 300072,China) Abstract：Robot for universal robot visual measurement station is the most primary part causing errors in the entire system and link parameter errors of industrial robot have a great influence on accuracy. Employing laser tracker, which can offer highly accurate measurement and implement ADM (absolute distance measurement), as well as relevant software, making use of movement constrain of series-wound six-degree robot, D-H model coordinates were rebuilt. Accordingly, kinematic parameters were modified, and precise mapping from joint variables to the center of the end-effector in base coordinate was obtained and accuracy got improved. At last, result is proved acceptable by validation. Keywords: visual measurement station; industrial robot; accuracy; laser tracker; D-H model; 引言：随着立体视觉技术的不断完善与发展，利用机器人的柔性特点，发展基于立体视觉的通用测量机器人三维测试技术逐渐成为各大机器人生产厂家非常重视的市场领域。机器人的运动精度对于工业机器人在生产中的应用可靠性起着至关重要的作用。机器人各连杆的几何参数误差是造成机器人系统误差的主要环节，它主要是由于制造和安装过程中产生的连杆实际几何参数与理论参数值之间的偏差造成的。通常，机器人以示教再现的方式工作，轨迹设定好之后，只在某些固定点之间运动，这种需求使得机器人的重复性精度被设计得很高，可以达到0.1毫米以下，但是绝对定位精度很差，可以到2、3毫米，甚至更大[1]。常见的标定方法可分为三类：一、建立微分运动学模型，然后借助标定工具测量一定数目的机器人姿态，最后用反向求解的方法得到真实值与名义值之间的偏差[2]。二、使用标定工具获得一系列姿态的数据，然后对数据用线性或非线性迭代求解的方法得到机器人几何参数的修正值[3],[4]。 三、建立机器人运动学模型，用直接测量的方法修正模型参数[5],[6],[7],[8]。最近，世界著名工业机器人生厂商ABB公司运用了莱卡激光跟踪仪以保证其产品的精度。使用激光跟踪仪标定机器人不再需要其它的测量工具，从而也就省去了标定测量工具的繁琐工作；同时，这一方法是对机器人的各个运动学几何参数进行修正，结果会使机器人在整个工作空间内的位姿得到校准，而不会像用迭代求解的方法那样，只是对某些测量姿态进行优化拟合，可能会造成在非测量点处残留比较大的误差；再者，随着机器人的机械磨损，机器人的运动学参数需要重新标定，而激光跟踪仪测量系统配置起来简单，特别适合于工业现场标定。正是鉴于以
经典参数估计方法(3种方法)
经典参数估计方法：普通最小二乘（OLS）、最大似然（ML）和矩估计（MM） 普通最小二乘估计（Ordinary least squares，OLS） 1801年，意大利天文学家朱赛普.皮亚齐发现了第一颗小行星谷神星。经过40天的跟踪观测后，由于谷神星运行至太阳背后，使得皮亚齐失去了谷神星的位置。随后全世界的科学家利用皮亚齐的观测数据开始寻找谷神星，但是根据大多数人计算的结果来寻找谷神星都没有结果。时年24岁的高斯也计算了谷神星的轨道。奥地利天文学家海因里希.奥尔伯斯根据高斯计算出来的轨道重新发现了谷神星。高斯使用的最小二乘法的方法发表于1809年他的著作《天体运动论》中。法国科学家勒让德于1806年独立发现“最小二乘法”，但因不为世人所知而默默无闻。勒让德曾与高斯为谁最早创立最小二乘法原理发生争执。1829年，高斯提供了最小二乘法的优化效果强于其他方法的证明，因此被称为高斯-莫卡夫定理。 最大似然估计（Maximum likelihood，ML） 最大似然法，也称最大或然法、极大似然法，最早由高斯提出，后由英国遗传及统计学家费歇于1912年重新提出，并证明了该方法的一些性质，名称“最大似然估计”也是费歇给出的。该方法是不同于最小二乘法的另一种参数估计方法，是从最大似然原理出发发展起来的其他估计方法的基础。虽然其应用没有最小二乘法普遍，但在计量经济学理论上占据很重要的地位，因为最大似然原
理比最小二乘原理更本质地揭示了通过样本估计总体的内在机理。计量经济学的发展，更多地是以最大似然原理为基础的，对于一些特殊的计量经济学模型，最大似然法才是成功的估计方法。 对于最小二乘法，当从模型总体随机抽取n组样本观测值后，最合理的参数估计量应该使得模型能最好地拟合样本数据；而对于最大似然法，当从模型总体随机抽取n组样本观测值后，最合理的参数估计量应该是使得从模型中抽取该n组样本观测值的概率最大。 从总体中经过n次随机抽取得到的样本容量为n的样本观测值，在任一次随机抽取中，样本观测值都以一定的概率出现。如果已经知道总体的参数，当然由变量的频率函数可以计算其概率。如果只知道总体服从某种分布，但不知道其分布参数，通过随机样本可以求出总体的参数估计。 以正态分布的总体为例，每个总体都有自己的分布参数期望和方差，如果已经得到n组样本观测值，在可供选择的总体中，哪个总体最可能产生已经得到的n组样本观测值呢？显然，要对每个可能的正态总体估计取n组样本观测值的联合概率，然后选择其参数能使观测值的联合概率最大的那个总体。将样本观测值联合概率函数称为变量的似然函数。在已经取得样本观测值的情况下，使似然函数取极大值的总体分布参数所代表的总体具有最大的概率取得这些样本观测值，该总体参数即是所要求的参数。通过似然函数极大化以求得总体参数估计量的方法被称为极大似然法。
传动装置的运动和动力参数计算(电动机—V带—齿轮传动-联轴器)
%1-传动装置的运动和动力参数计算（电动机—V带—齿轮传动-联轴器） F=2000; V=1.5; D=250; disp('=======已知条件=======') fprintf('运输带工作拉力F=%3.3fN\n',F) fprintf('运输带工作速度V=%3.3fm/s\n',V) fprintf('工作机卷筒直径D=%3.3fmm\n',D) %1、机械传动效率 eta1=0.97; eta2=0.97; eta3=0.98; eta4=0.99; etaz=eta1*eta2*eta3^2*eta4; %2、工作机械所需的功率 Pw=F*V/1e3; %3、确定所需的电动机功率 Pd=Pw/etaz; disp '**************计算结果***************' fprintf('传动装置总效率etaz=%3.3f\n',etaz) fprintf('工作机械所需功率Pw=%3.3fkW\n',Pw) fprintf('所需电动机功率Pd=%3.3fkW\n',Pd) %4、确定电动机转速 disp '根据所需电动机功率Pd，选用同步转速1000r/min的电动机Y132M-6（额定功率4kW）' nm=960; %5、总传动比及其分配 nw=6e4*V/(pi*D); i=nm/nw; i2=3.5; i1=i/i2; fprintf('卷筒转速nw=%3.3fr/min\n',nm) fprintf('总传动比i=%3.3f\n',i) fprintf('V带传动比i1=%3.3f\n',i1) fprintf('齿轮传动比i2=%3.3f\n',i2) %6、计算各轴运动和动力参数 n1=nm;n2=n1/i1;n3=n2/i2;n4=n3; fprintf('电动机轴转速n1=%3.3fr/min\n',n1) fprintf('减速器输入轴功率n2=%3.3fr/min\n',n2) fprintf('减速器输出轴功率n3=%3.3fr/min\n',n3) fprintf('卷筒转速n4=%3.3fr/min\n',n4) P1=Pd;P2=eta1*P1;P3=eta2*eta3*P2;P4=eta3*eta4*P3; fprintf('电动机轴功率P1=%3.3fKW\n',P1) fprintf('减速器输入轴功率P2=%3.3fKW\n',P2) fprintf('减速器输出轴功率P3=%3.3fKW\n',P3) fprintf('卷筒轴功率P4=%3.3fKW\n',P4) T1=9550*P1/n1;T2=9550*P2/n2;T3=9550*P3/n3;T4=9550*P4/n4; fprintf('电动机轴转矩T1=%3.3fNm\n',T1) fprintf('减速器输入轴转矩T2=%3.3fNm\n',T2)
汽车主要参数的选择
汽车主要参数的选择 一、汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等 1．外廓尺寸 GBl589—89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m ，单铰接式客车不超过18m ，半挂汽车列车不超过16.5m ，全挂汽车列车不超过20m ；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m ；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m ；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm ；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm 。 不在公路上行驶的汽车，其外廓尺寸不受上述规定限制。 轿车总长a L 是轴距L 、前悬F L 和后悬R L 的和。它与轴距L 有下述关系：a L ＝L ／C 。式中，C 为比例系数，其值在0.52～0.66之间。发动机前置前轮驱动汽车的C 值为0.62～0. 66，发动机后置后轮驱动汽车的C 值约为0.52～0.56。 轿车宽度尺寸一方面由乘员必需的室内宽度和车门厚度来决定，另一方面应保证能布置下发动机、车架、悬架、转向系和车轮等。轿车总宽a B 与车辆总长a L 之间有下述近似关系： a B ＝(a L ／3)＋(195±60)mm 。后座乘三人的轿车，a B 不应小于1410mm 。 影响轿车总高a H 的因素有轴间底部离地高m h ，地板及下部零件高p h ，室内高B H 和车顶造型高度t h 等。 轴间底部离地高入m 应大于最小离地间隙m in h 。由座位高、乘员上身长和头部及头上部空间构成的室内高B h 一般在l120～1380mm 之间。车顶造型高度大约在20～40mm 范围内变化。 2．轴距L 轴距L 对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢(箱)长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。
电动机选择、全参数计算
电动机选择、参数计算例2 P26 例2图2—25所示为一带式输送机的运动简图。已知输送带的有效拉力F=3000N，输送带速度v=1.5m/s，鼓轮直径D=400mm，工作机效率取ηw=0.95，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。三相交流电源，电压380V。试按所给运动简图和条件，选择合适的电动机；计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比；计算传动装置的运动和动力参数。 图2-25带式输送机的运动简图 解： 1.选择电动机 (1)选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机（Y系列三相交流异步电动机适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合和要求具有较好的起动性能的机械中）。 (2)选择电动机的容量工作机（working machine）所需功率按式(2—2)（P22）计算 w w1000η Fv P= 式中，F=3000N，v=1.5m/s，工作机的效率ηw=0.95，代入上式得 kW 74 .4 kW 95 .0 1000 5.1 3000 1000 w = ? ? = = w Fv P η 电动机的输出功率按式(2-1)（P22）计算 η w n P P=
式中，η为电动机至工作机轴的传动装置总效率。 由式(2-4)（P22）结合图2-25可知，η=ηbηr2ηgηc。由表10-1机械传动效率和传动比概略值（P85）， 取V带（belt）传动效率ηb=0.95；滚动轴承（Rolling bearing）效率ηr=0.99；8级精度齿轮（gear）传动(稀油润滑)效率ηg=0.97；联轴器（coupling）效率ηc=0.98，则总效率 η=0.95×0.992×0.97×0.98=0.885
运动分析模型
简单机构的建模和分析 机构是由多个构件组成，各个构件之间通过运动副连接起来。各个构件之间按照运动关系进行装配，施加驱动以及力的边界条件，对该机构进行动力学求解。通过求解可以得到各个构件的位置、速度、加速度以及构件上的受力。在这个实例中，机构由两个构件组成。通过在滑动体和大地之间建立一个运动副，再在机构上定义一个驱动，求解后可以察看整个机构的运动情况。机构组成如下图所示，红色的套筒代表与大地固定的体，绿色的圆柱代表滑动体。 一、启动https://www.360docs.net/doc/837307987.html,b motion模块 在桌面上双击你的https://www.360docs.net/doc/837307987.html,b图标，选择File Open，找到你保存模型文件的位置，出现如下界面。
二、定义圆柱运动副 在定义一个多体运动模型时，有许多可选单元。每个单元都有相关的图标快捷方式，在机构设计平台上都可一一找到。选择哪个单元，相应的按钮就会变亮。在https://www.360docs.net/doc/837307987.html,b motion中定义一个圆柱副需要选择两根轴，定义的旋转轴都属于相应的体，通过圆柱副相连的两个体能沿轴相互滑动和转动。 1、在特征树上双击Analysis Model激活机构设计平台。 2、点击固定副（Bracket Joint）右下角的下拉箭头，在下拉 出的运动副库中选择圆柱副（Cylindrical Joint），弹出如 下所示的圆柱运动副定义对话框。
对话框说明要完成圆柱副的定义，需要选择两个体，每个体用一根轴代替。在选轴之前我们看到每个选框里都是No Selection，一旦选择了体，选框会有对应的显示。 3、将鼠标指向代表与大地固连的红色套筒，当鼠标移到几何体附 近时就会出现一根轴，如下所示当套筒的中心轴高亮度显示时就按下鼠标键选定。 马上可以看到在圆柱副定义对话框的Body1后面的轴选框就变了。 4、将鼠标指向代表滑动体的绿色实体附近，等中心轴高亮度显示 后按下鼠标键选定，看到在圆柱副定义对话框的Body2后面
机械传动性能综合测试实验
机械传动性能综合测试实验指导书 一、实验目的 1.了解机械传动效率测试的工程试验方法及常用测试设备及其精度； 2. 分析传动系统效率损失的主要原因，掌握常用传动系统的特点及其效率范围； 3. .认识智能化机械设计综合实验台的工作原理，掌握计算机辅助实验的新方法, 培养进行设计性实验与创新性实验的能力。 二、实验原理及设备 .本实验台采用模块化结构，由不同种类的机械传动装置、联轴器、变频电机、加载装置和工控机等模块组成，学生可以根据选择或设计的实验类型、方案和内容，自己动手进行传动连接、安装调试和测试，进行设计性实验、综合性实验或创新性实验。 机械设计综合实验台的工作原理如图1所示。 图1 实验台的工作原理 机械设计综合实验台各硬件组成部件的结构布局如图2所示。 1-变频调速电机2-联轴器3-转矩转速传感器4-试件 5-加载与制动装置6-工控机7-变频器8电器控制柜9-台座
实验台组成部件的主要技术参数如表1所示。 机械设计综合实验台采用自动控制测试技术设计，所有电机程控起停，转速程控调节，负载程控调节，用扭矩测量卡替代扭矩测量仪，整台设备能够自动进行数据采集处理，自动输出实验结果。其控制系统主界面如图2所示，软件操作指南见附件二。 图2 实验台控制系统主界面 运用“机械设计综合实验台”能完成多类实验项目（表2），可根据专业特点和实验教学改革需要指定，也可以让学生自主选择设计实验类型与实验内容。 表2
线的测试, 来分析机械传动的性能特点； 实验利用实验台的自动控制测试技术，能自动测试出机械传动的性能参数, 如转速n (r/min)、扭矩T (N.m)、功率P (K.w)。并按照以下关系自动绘制参数曲线： 传功比i=n1/n2 扭矩T=9550 P/n (Nm) 传功效率η=P2/P1= T2 n2/ T1n1 四、实验步骤
第14章 二维运动估计
第十四章二维运动估计 早期设计的机器视觉系统主要是针对静态场景的，为了满足更高级的应用需求，必须研究用于动态场景分析的机器视觉系统．动态场景分析视觉系统一般需要较大的存储空间和较快的计算速度，因为系统的输入是反应场景动态变化的图像序列，其包含的数据十分巨大．图像动态变化可能由摄象机运动、物体运动或光照改变引起，也可能由物体结构、大小或形状变化引起．为了简化分析，通常我们假设场景变化是由摄象机运动和物体运动引起的，并假设物体是刚性的． 根据摄象机和场景是否运动将运动分析划分为四种模式：摄象机静止－物体静止，摄象机静止－物体运动，摄象机运动－物体静止，摄象机运动－物体运动，每一种模式需要不同的分析方法和算法。摄象机静止－物体静止模式属于简单的静态场景分析．摄像机静止－场景运动是一类非常重要的动态场景分析，包括运动目标检测、目标运动特性估计等，主要用于预警、监视、目标跟踪等场合。摄象机运动—物体静止是另一类非常重要的动态场景分析，包括基于运动的场景分析、理解，三维运动分析等，主要用于移动机器人视觉导航、目标自动锁定与识别等．在动态场景分析中，摄象机运动—物体运动是最一般的情况，也是最难的问题，目前对该问题研究的还很少． 图像运动估计是动态场景分析的基础，现在已经成为计算机视觉新的研究热点。根据所涉及的空间，将图像运动估计分为二维运动估计和三维运动估计，显然，这种划分不是十分严格，因为二维运动参数的求解有时需要三维空间的有关参数引导，而许多三维参数的求解需要以二维参数为基础。本章主要讨论二维运动估计，三维运动估计和分析将在第十五章讨论。 14.1图像运动特征检测 对许多应用来说，检测图像序列中相邻两帧图像的差异是非常重要的步骤．场景中任何可察觉的运动都会体现在场景图像序列的变化上，如能检测这种变化，就可以分析其运动特性．如果物体的运动限制在平行于图像平面的一个平面上，则可以得到物体运动特性定量参数的很好估计．对于三维运动，则只能得到物体空间运动的定性参数估计．场景中光照的变化也会引图像强度值的变化，有时会引起较大的变化．动态场景分析的许多技术都是基于对图像序列变化的检测．检测图像变化可以在不同的层次上进行，如像素、边缘或区域．在像素层次上要对所有可能的变化进行检测，以便在后处理阶段或更高层次上使用． 14.1.1差分图像 检测图像序列相邻两帧之间变化的最简单方法是直接比较两帧图像对应像素点的灰度值．在这种最简单的形式下，帧),,(j y x f 与帧),,(k y x f 之间的变化可用一个二值差分图像),(y x f DP jk 表示： ???>-=其它如果0),,(),,(1),(T k y x f j y x f y x f DP jk (14.1) 式中T 是阈值． 在差分图像中，取值为1的像素点被认为是物体运动或光照变化的结果．这里假设帧与帧之间配准或套准得很好．图14.1和14.2示意了两种图像变化情况，一种是由于光照变化造成的图像变化，另一种是由于物体的运动产生的图像变化．需要指出，阈值在
机械运动参数测定
第一章实验综述 1.1 实验目的 1. 通过实验了解位移、速度、加速度、位移、角速度、角加速度测定方法。 2. 通过实验初步了解“MEC—B机械动态参数测定试仪”即光电脉冲编码器、同步脉冲发生器（或称角度传感器）的基本原理，并掌握它们的使用方法。 3. 通过实验曲线和理论曲线的比较，分析产生差异的原因，增加对速度、角速度、特别是加速度、角加速度的感性认识。 4. 运用MATLAB与ADAMS2005进行动态仿真，比较两种仿真方法的结果，并且熟悉两种试验方法的使用； 5. 运用matlab软件编程，对两种机构进行运动仿真，得出速度、加速度等参数。 6. 将所得两种参数进行比对，进行分析。 1.2 实验步骤 1. 安装运动机构的运动副，组装曲柄滑块机构； 2. 打开运动测试软件，打开电机开关，让电机带动曲柄滑块运动； 3. 修改软件测试的脉冲当量，对滑块的路程、速度、角速度、加速度进行测试，并形成数据曲线， 脉冲当量计算式： C= D/N 其中：C—脉冲当量 D—槽轮槽底圆直径（现配D=28.7mm） N—光电脉冲编码器每周脉冲数，（现配N=1000）； 4. 组装曲柄导杆机构，重复上述步骤测量运动参数。 1.3 实验原理 1. 实验机构 目前配套的为曲柄滑块机构及曲柄导杆机构（也可采用其它各种实验机构），机械原动力采用直流调速电机，电机转速可在0—3600转/分范围内作无级调速。经蜗轮蜗杆减速器减速，机构的曲柄转速为0~120转/分。
图1-1与1-2所示为实验机构简图。它利用作往复运动的滑块，推动光电脉冲编码器，输出与滑块位移相当的脉冲信号，经测试仪处理后即可得到滑块的位移、速度和加速度。图1-1为曲柄滑块机构，图1-2为曲柄导杆机构。 图表 1 曲柄滑块机构 图表 2 曲柄连杆机构 1、同步发生器 2、蜗轮减速器 3、曲柄 4、连杆 5、电机 6、滑块 7、齿轮 8、光电脉冲编码器 9、导块 10、导杆 2. 广电脉冲编码器 图表 3 光点脉冲编码器结构原理图 1、灯泡 2、聚光镜 3、光电盘 4、光拦板 5、主轴
实验9 机械传动性能参数测试分析(2)重庆大学机械基础实验报告
实验9 机械传动性能参数测试分析 9.1实验目的 传动系统是机器的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到机器的性能。机械传动系统的性能主要由传动功率、转矩、转速、传动效率、振动噪声和寿命等性能参数来描述。本实验的主要目的如下： 1. 掌握转速、转矩、传动功率和传动效率等机械传动性能参数测试的基本原理和方法。 2.了解机械传动性能参数测试实验台的基本构造及其工作原理，提高学生综合设计实验的能力。 3.通过测试常见机械传动装置（如带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动等）在传递运动与动力过程中的参数曲线（速度曲线、转矩曲线、传动比曲线、功率曲线及效率曲线等），加深对常见机械传动性能的认识和理解。 4.通过机械传动系统的拼装，培养学生的工程实践能力、动手能力及团队工作能力。 9.2实验测试对象 可为各种传动装置，包括直齿圆柱齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮减速器、同步带传动、V 带传动、链传动等。 9.3测试原理 机械传动中，输入功率应等于输出功率与机械内部损耗功率之和。即： f o i P P P += （9－1） 式中：i P ——输入功率；o P ——输出功率；f P ——机械内部所消耗功率。则机械效率η为： i o P P = η （9－2） 由力学知识可知，对于机械传动若设其传动力矩为M ，角速度为ω，则对应的功率为： M n M n M P 30 602ππω＝= = （9－3） 式中：n ——传动机械的转速（r/min ） 所以，传动效率η可表述为： i i o o n M n M = η （9－4）
式中：M i，M o——分别为传动机械输入、输出转矩 n i，n o——分别为传动机械输入、输出转速 因此，若能利用仪器测出被测试对象的输入转矩和转速，以及其输出转矩和转速，就可以通过式（9－4）计算出其传动效率。 9.4实验台的组成及主要实验测试仪器设备 9.4.1实验台的类型 根据测试对象的功率的大小，机械传动性能参数测试实验台可采用开放功率流式与封闭功率流式两种构造形式。 开放功率流式实验台借助一个加载装置(机械制动器、电磁测功器或磁粉制动器)来消耗测试对象所传递的能量。开放功率流式的优点是与实际工作情况一致，实验装置简单，安装方便；缺点是能量消耗大，对于需作较长时间试验的场合(如疲劳试验)，耗费能量尤其严重。一般测试对象的功率较小时多采用此种形式。 封闭功率流式实验台采用输出功率反馈给输入从而形成功率流封闭。封闭功率流式的优点是电源只供给传动中摩擦阻力所消耗的功率，可以大大地减小功耗；缺点是实验台的控制复杂，价格较高。一般测试对象的功率较大时或需作较长时间试验时(如疲劳试验)多采用此种形式。 9.4.2实验台的组成 本实验台采用开放功率流式实验台，其基本构造简图如图9-1所示，其实物构成如图9-2所示。 图9-1 实验台的基本构造简图 图中：1——变频电动机 2、5、7、10——联轴器
织机五大运动分析
织机五大运动及工艺参数 织机的五大运动由五大机构完成,即开口、引纬、打纬、送经、卷取。现就以丰田JA610型自动喷气织机为例加以说明： 一、开口运动 在织机上，每次引纬之前将织轴引出的经纱按组织点的要求向上和向下分开，形成一个能足以让载纬器或引纬介质顺利通过的通道梭口，这一形成梭口的运动过程叫开口运动，完成这一运动的机构叫开口机构。 （一）开口机构的作用 1、使综框升降，将全幅经纱分开形成梭口。 2、按织物组织的要求控制棕框的升降顺序。 （二）开口机构主要部件及其作用 1、开口机构主要由综框、拉刀、回综弹簧、吊综绳、凸轮机的凸轮、凸轮箱，多臂机的电子多臂箱等部件构成。 （1）综框的作用是：将综丝通过综丝条穿入一列一列综框中，再将经纱按工艺要求的规律穿入综丝。 （2）拉刀作用是通过吊综绳拉动综框向下运动，并控制综框运动的动程，即经纱开口大小。 （3）回综弹簧作用是靠自身的弹力恢复通过吊综绳将停在下层的综框回到上面位置。 （4）凸轮机的凸轮及凸轮箱的作用是：通过吊综绳及回综弹簧控制简单组织（2/2，1/1，2/1，3/1）综框上下运动。 （5）电子多臂箱的作用是：使综框按工艺要求的规律上下运动。 （三）开口机构的主要工艺参数及对织造的影响 1、开口时间（综平时间） （1）开口时间早，打纬时上下层经纱的开角越大，故打纬时经纱力大，经纱与纬纱的抱合力，纬纱不易后拨来后退。纬纱易被打紧，成形织物较紧密厚实匀整，经缩小，纬缩略大，所以开口早对防止经缩圈有效，但如果开口过早，经纱的断头增加，容易产生纬缩。开口时间迟，则易产生经圈及筘痕方眼疵布。
（2）开口时间的选取 1）平纹和紧密织物宜用早的开口 2）斜纹和缎纹宜用迟开口 3）经纱强力低，浆纱质量差、纱支较细，宜采用迟开口 4）筘幅较宽用迟开口 5）车速高的织机宜用迟开口 6）经密很大或经纱毛糙，浆纱毛羽长，梭口不易开清的织物组织，开口时间应稍提前一点 2、梭口长度 1）梭口长度是指打纬起始点到停经架支撑点的水平距离，其中打纬起点到综眼的水平距离叫前半部梭口长度，综眼到停经架支撑点的水平距离叫后半部梭口长度。 2）上下层经纱在开口运动过程中，除受送经装置与卷取机构的拉伸外，还主要受到经纱与经纱之间的磨擦力，经纱与综丝之间的磨擦拉伸力作用，为此，可通过增加后部梭口长度，即停经架后移来减少经纱与综丝间磨擦力，同时又增长的经纱的拉伸区间，从而可以减少经纱断头。如果经纱毛羽较多较长，多数经纱就会受到旁边经纱毛羽及自身毛羽粘连作用，则经纱做开口运动时，受到综丝拉伸磨擦力同时又受到了旁边经纱的粘连作用力，也可以说成是同一条经纱因受到粘连作用而增大了与综丝间的拉伸和磨擦力，或是因上下层经纱在综平时粘连,开口时分不开而被综丝拉断，这时应将停经架前移，便于开清梭口，同时又可以减少经纱粘连的区间，从而减少断经。 3、综框动程（开口角度） 1）综框的动程越大，则梭口满开时上下层经纱的夹角（开口角度）越大，有利于引纬时纬纱和引纬介质（或载梭器）的顺利通过，因此增加综框动程可以减少纬停。但过大的综框动程又会使经纱的拉伸增加，同时综框的加速度也随之增加，经纱所受的冲击力也增大，断头率增加，而且，过大的综框动程可能造成经纱在满开时停留时间稍长产生塑型变形，从而在打纬后形成经缩圈，或是织机作开口运动时经纱松驰，形成引纬后的纬缩圈（引纬经纱松被引纬气流吹变形，阻碍纬纱飞行），同时综框动程也会影响织物的布面效果，尤其是大斜纹及一些提花品种等。 2）综框动程的大小是由拉力尺寸进行调节的，拉力越大，则综框动程也越大，梭口开口角也越大，相反则越小。 4、综框高度