高层玻璃幕墙清洗机器人机械部分设计

1 绪论
1.1 高层玻璃幕墙清洗机器人研发意义
随着人口规模的不断扩大，城市高层建筑越来越多。

摩天大楼逐渐成为生活中常见的一景。

由于玻璃具有采光性好、保温性好、防潮性好等诸多优点，同时，由于彩色玻璃美观大方，所以越来越多的高层建筑选择了用玻璃幕墙。

目前，我国大部分玻璃幕墙的清洗都需要依靠“蜘蛛人”来完成，但是，这种高空作业有一定的危险性。

因此，需要一个能够代替人力完成清洗任务的机器人。

1.2 高层玻璃幕墙清洗机器人研究现状及分析
1.2.1国外玻璃幕墙清洗机器人研究现状
德国相关公司委托制作的“SKYWAH”是这个星球上第一个能够成功制作出来的清洗机器人。

这个庞大的机器人主要结构是个多关节巨型伸缩臂，能够在距离33米的地方完成工作。

所有的轴采用抗拉钢材并采用液压驱动，所以结构重量较轻。

这一款清洗机器装置安装在四轮驱动的汽车相关底盘上，清洗刷较长，定位精度高。

该机器人可以在人的监视下完成清洗工作，动作灵活。

与我们一衣带水的邻国——日本，他们的机器人公司之一——BE公司研制过一款轨道已经固定好的的专门用于擦玻璃的机器人，依据安装在楼顶的轨道和相关的提升系统，清洗机可以准确地对准窗户。

该设备优点是自动化程度相对较高。

但是，一般建筑在设计之初不会将擦窗系统考虑其中，使该机构适用性大大降低。

图自动清洗机
-1
图2
1-1
SKYWAH
德国玛歌堡的费劳恩霍费尔相关的研究所是德意志共和国主要的生产和自动化中心，它们在过去的这些年，曾经较为成功地研究了一系列清洗机器人。

该机器人可横向、可纵向，随心所欲完成清洗任务。

德国佛拉货福尔研究所研制了一种名为SIRIUSC的清洗机器人。

在那些要清洗的相关建筑物上，我们放在了上面一辆跟随及其运动的小车，这辆小车不紧急今年能够起到定位的作用，而且还能对装置起到安全保护的作用。

机器人坐竖直运动，左右移动依靠小车来完成。

美国航空航天宇航局下属的机器人公司，在上个世纪研制了爬壁机器人“Sky Washer”（用于清洗摩天大楼），它重大约四十斤，该机器人利用两组框架（L型）进行相对滑动，交替吸附来实现机器人的移动。

每组框架有三个“脚掌”（每个“脚掌”有两个吸盘）。

还有，德意志共和国、西班牙王国、大不列颠及北爱尔兰联合王国、即将举办世界杯和奥运会的巴西、位于马六甲海峡附近的新加坡、深陷战火的以色列、奥地利、澳大利亚、加拿大等国家相继进行了研究。

1.2.2 国内玻璃幕墙清洗机器人研究现状
或许因为历史上的种种原因，我国在相关产业方面起步较晚，但是发展迅速。

在二十时期七十年代中期，日本相关企业来到中国进行科技展览会，川崎公司在中国第一次展出了工业机器人，从此，我国开始了机器人研制的相关研究。

上海大学自1988年起，先后进行了玻璃窗清洗机器人以及球形爬壁机器人的研究。

前者是那种质量非常大而且还缺少至关重要的清洗系统。

后者采用腿足式移动机构，足端为真空吸盘。

哈工大研发过多款爬壁机器人。

轮式负压机器人的堡垒已经被其轻松攻破。

该类机器人还设有卷扬机，地面支援小车。

柔性设计的密封款式，虽然它对壁面的适应能力远远高于其他机构，但越障能力却远远差于其他装置。

-1
4
图
高层清洗机器人
图3-11-
CLEANBOT
1996年起，北航在国家“863”计划的资助下，先后研制了SKYCLEAN
WASHMAN“擦玻璃的机器人（灵、CLEANBOT
、
、
巧款）”、“天空洁宝”、“吊篮式擦窗机器人”，前三种为十字机构移动机器人。

而进入新千年而研发的双车体机器人，但重量小得多，仅为40斤。

该机器人本体结构采用具有滑动密封负压吸附装置，能实现越障和曲面转换功能。

香港大学和内地大学合作研发的CLEANBOT-I采用北京航空航天大学的原型，CLEANBOT-II则是采用了仿照坦克的原型。

与其它相比，它采用了多个转盘的设计。

1.3 高层建筑外墙清洗机发展趋势
由于清洗工作需要在墙壁上这种极其特殊的环境下进行，所以清洗爬壁机器人的总体设计要求是相当苛刻的。

总的原则为：尽可能低的重量，尽可能低的造价，尽可能高的可靠性，适应性要比较高，满足于各种墙面，当然，较高的清洗效率也是不可缺少的因素。

我们从清洗机的工作环境不难看出，发展方向可能有下面几个：
首先，要适用于玻璃幕墙清洗，由于其工作条件所限制，导致它必须能够尽可能地做到结构简单，方便控制。

其次，该机器人要适用于复杂墙面，如爬楼梯，一个墙壁上有多个窗户的壁面清洗，但是，这样会对其结构，控制，运动方式等其他因素提出更高的要求，必须要求设计时能够提出更加更为复杂的设计理念。

1.4 高层建筑外墙清洗机现存问题
国内外关于高层爬壁清洗机器人的设计与研究已经有数十年的进程，同时，在各种各样的机器人中，也存在着一些或个性或共性的问题。

吸附能力难以满足各种工作面的要求，在现实的清洗过程中，建筑物外墙壁可能是各种各样的材料，材料甚至非常复杂，不仅仅是一个两个材料物质，而且结构上也不是那么简单，或有沟缝，或有凸起，或有凹陷；那么我们必须解决类似于跨越，密封，移动等许多技术难题，否则极大的影响避免清洗机器人的效率。

移动的技术性和灵活性相互矛盾，在实际的清洗过程中，我们发现既要保证结构的小型化和较高的效率，还需要在具有一定负载的前提下能够自由的上下的移动，具有较强的越障能力。

控制技术与可靠性同样存在着矛盾。

控制需要电源线和通讯线，但是这些存在大大影响了机器人的灵活性和控制机器人的工作完整性，而如果去掉机器人电源线和通讯线的话，又会对自己的控制造成不良影响。

清洗机构与机器人负重的矛盾。

设计的安全性，清洗机构和污水再利用，我们能够识别清洗质量，但是如果机构设计不合理，过高的增添成本，反而会造成一种得不偿失。

1.5 高层建筑外墙清洗机课题提出
考虑到以上高楼爬壁清洗机器人所包含的那么多问题，我们所设计的清洗机构不仅仅要满足壁面的清洗工作，还要思考一下水源，清洗的刷子，清洗专用液以及相关气动装置。

所以我们要努力地在设计的灵活性和功能的合理性中间找到一个点。

在移动的过程中，为了要克服重力并且灵活移动，我要尽可能采用轻质材料，尽可能地采取一种方便控制和吸附的移动机构，并尽量利用新型能源材料的开发和无线通讯技术来实现对机器人的自动控制，尽可能是机器人更加智能化、通用化、使其成为一条产业链。

2 机械部分设计
2.1设计任务
根据清洗机器人清洗作业的要求，在完成一列玻璃的清洗后，需要进行提升，因此清洗机器人系统应该包括机器人清洗部分、吸附部分、提升部分、驱动部分和控制系统四大部分。

2.2清洗系统部分设计
2.2.1盘刷设计
盘刷具有弹性和刚度，可保证能够承载一定的压紧力来清洗墙面。

只有受了力墙面清晰的才算干净，同时若墙面有障碍物，塑料毛有一定的弹性来完成退让相关障碍物，盘刷与联刷体可通过螺栓来装配衔接的。

刷子半径=刷子R 214mm ；
有毛半径=有效R 208mm ；
刷毛长度=刷毛L 50mm 。

2.2.2滚刷设计
滚刷的内层筒壁为尼龙，在上面穿制猪鬃，在筒的两侧安装上轴的端部，起到支撑作用并且和V 带相联接。

滚刷需要通过障碍物需要依靠鬃毛的变形，所以长度不宜过小，根据实际经验，选择60mmm 为佳。

设计参数为:
滚刷宽度mm 1000L =刷宽
刷毛长度mm 60L =刷毛
鬃毛螺旋穿制可以方便引流，采用一软一硬的猪鬃对称滚筒中心人字形缠绕。

选择螺旋升角φ为15°，则有如下关系：
()()mm d P m 09.4215tan 50tan 0=︒⨯⨯==πφπ
式中：
0d - 滚刷穿制直径（mm ）；
m P - 鬃毛螺旋导程（mm ）。

鬃毛根据自然膨胀效应会成倒圆锥，由经验可知︒=5γ，那么一个尖端的实际直径为：
()()mm d h d 6.1645tan 602tan 212=+︒⨯⨯=+⨯⨯=φ
式中：
h - 鬃毛的长度（mm ）
； 1d - 鬃毛穿制孔直径(mm)。

滚刷边缘与鬃毛束的距离t 为：
mm mm d P t m 4.445.46.162
09.4222≈=-=-= 5mm 的间隙既能对清洗液完成引流，还能有效地完成清洗壁面的工作。

实际穿制滚刷时，选取导程=m P 42mm ，圈数为：
486.472110002
≈===m m P L n 滚刷转速直接影响到清洗速度和效果。

为保证清洗机正常运动，需使滚刷转速和移动速度相匹配，使玻璃和滚刷之间产生相对滑动，从而减少磨损。

清洗机正常运动速度3m/min ，估算转速为：
R
v k n ⨯⨯⨯=π30 式中：
n- 滚刷转速（r/min ）；
v- 清洗机移动速度（m/s ）；
k- 刷洗系数；
R- 滚刷半径（m ）。

取k=5：
min /r 28085
.005.053030=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ππR v k n
2.2.3电机的选用
下面对驱动力矩和功率需求进行计算：
1）滚刷所需力矩为：
R N M ⋅⋅=μ滚
式中：
-μ滚刷鬃毛与壁面摩擦因数
N- 壁面与滚刷间作用力
R- 滚刷半径
根据相关经验，μ在0.45—0.68之间变化，取μ=0.5；N 的结果与鬃毛变形量有关，当变形量为5mm 时，F=50.25±0.23N ；当变形量为10mm 时。

F=139.64±0.11N 。

故取N=140N
R N M ⋅⋅=μ滚=0.5⨯140⨯0.085=6N ²m
2）盘刷所需力矩为：
N r M ⋅⋅=μ盘
式中：
μ-刷毛与壁面摩擦因数（取0.15）
r -盘刷半径
m N r M ⋅=⨯⨯=⋅⋅=N 2.41402.015.0μ盘
所需总转矩为m N M M M ⋅=+=4.2022滚盘总
3）所需功率的计算
w w w M k P 179.58467.024.203=⨯⨯⨯=⨯⨯=π
根据刷洗力矩，我们选择Y2-802-6电机，相关参数如下： 额定功率
550W 转速
900r/min 平键
4³20 力矩
m N ⋅350
2.2.3盘刷弹簧的选用
1）弹簧的种类：圆柱螺旋压缩弹簧;
2) 弹簧的材料：碳素弹簧钢；
3）弹簧的设计计算
弹簧的工作圈数（根据《机械设计手册》第三卷）：
mm N N 5.65.11=+=
弹簧丝直径（根据《机械设计手册》第三卷）：
mm 53.D =，
允许极限负荷下的单圈变形：N 75.13=F
单圈刚度：mm N P /3331=
弹簧节距：25.T =
最大工作载荷：N P 4602=
极限工作载荷：N P 5753=
弹簧每圈展开长度：mm L 52=
计算数据如下： 名称
公式 数据（mm ） 弹簧中径
d D D -=2 16.5 弹簧内径
d D D ⨯-=21 13 弹簧间隙
d t δ-= 1.7 弹簧总展开长
度
n L ⨯=1 260 螺旋角 α 7°
弹簧自由高度
d )(n n δH ⨯++⨯=1134.75 极限负载弹簧
高度
33F H H -= 26.1 弹簧旋向 左旋右旋均可
2.2.4锥齿轮的设计计算和相关校核
锥齿轮选用直齿锥齿轮，我们设计的相关参数： 名称
系数 齿形角α
20° 齿顶高系数
*a h =1 顶隙系数
*c =0.2 螺旋角
β=0° 周交角 90°
根据《机械设计手册（第五版）》第三卷表14-3-5，选择大端端面模数5.2=m 。

小齿轮大端分度圆直径mm d 601=，小齿轮齿数为则齿数： 605.224Z 241211=⨯=⋅===
i Z m
d Z 节锥角为：
02
118.21==Z Z arctg δ 0122.68=-∑=δδ
锥距为：
mm δd δd R 81sin 2sin 22
2
11===
齿宽系数R φ取0.3，则齿宽：
mm 3.24==R b R φ
故取b=24mm 。

齿顶高：
mm
525.1mm,
475.32*
21*
1=+==+=m x h h m x h h a a a a ）（）（ 齿高：
mm
m c h h a 5.5)2(**=+= 齿根圆：
大端齿顶圆直径：
66.45mm 43.18cos 475.3260cos δ21111=⨯⨯+=+=︒a a h d d
mm 15157.71cos 525.12150cos 202222=⨯⨯+=+=δa a h d d 齿根角：
0114.1arctan
==R
h f f θ
02
2
9.2arctan ==R
h f f θ
齿顶角：
01214.1===f a a θθθ
顶锥角：
mm h h h mm h h h a f a f 975.3025.22211=-==-=
02117.24=+=f a θδδ
01226..69=+=f a θδδ
根锥角：
01114.20=-=f f θδδ 02223.65=-=f f θδδ
冠顶距：
mm 5.738.21sin 475.32150sin 201121=-=-=δa K h d A mm 5.282.68sin 525.12
60sin 202212
=-=-=δa K h d A 确定传动的精度等级
初选平均切线速度m/s 3.3)100060/(=⨯⨯⨯=n d V m t π 参考《机械设计手册》，可以得出传动等级为8级。

下面进行载荷系数的确定：
V A K K K K ⨯⨯=β 式中：
A K -使用系数,取25.1=A K V K -动载荷系数，取16.1=V K
βK -齿向载荷分布系数,取8.1=βK
计算结果为：
61.28.116.125.1=⨯⨯=⨯⨯=V A K K K K β 下面校核齿面接触疲劳强度：
1）确定许用应力 ][H σ 该齿轮副接触疲劳极限为： MPa H H 352lim 1lim ==σσ
那么许用应力为：
MPa S Z H N H H H 35/][][111lim 21=⨯==σσσ 式中：
N Z -寿命系数,由已知条件取121==N N Z Z H S -安全系数,取121==H H S S
2）弹性系数，由《机械设计手册》可知： 214.56MPa Z E =
3）节点区域系数，由《机械设计手册》可知： 5.2=H Z
4) 小齿轮所需大端分度圆直径1d ：
()mm 37][5.01432
21
1=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-≥H E R R Z u KT d φφφ
5）验算速度mt V 平均直径：
()()mm d d R m 456.313.05.0137111=⨯-⨯=-⨯=φ 平均线速度：
()s m n d V m m t /1.3100060/11=⨯⨯⨯=π 确定模数m: 5.2/11==z d m
由以上可知，满足要求。

下面进行齿根抗弯疲劳强度计算： 确定许用弯曲应力][1F σ ][2F σ 1) 寿命系数
1
21==N N Y Y 2) 安全系数3.12
1==F F S S
3) 尺寸系数1=X Y
4) 极限应力1lim F σ,2lim F σ5ff 取MPa 302lim 1lim ==F F σσ 5) 许用弯曲应力
齿形系数1Fa Y , 2Fa Y
1) 分锥角
︒=8.211δ ︒=2.682δ
2) 当量齿数: 8.23cos /111==δZ Z V
6.59cos /222==δZ Z V
3) 由《机械设计手册》，取78.21=Fa Y ,13
.22=Fa Y 4) 应力修正系数 由《机械设计手册》，取
56
.11=Sa Y ，88
.12=Sa Y
5) 校核齿根抗弯疲劳强度由《机械设计手册》
()R Sa
Fa t F bm Y Y KF φσ5.011-=
2
1
21+=u mz b R φ
()
R t zm T F φ5.0121
-=
三式联立求得
()][MPa 6.391
5.01412
2
3
2
11
111F R R Sa Fa F u m z Y Y KT σφφσ<=+-=
()][MPa 7.161
5.01422
2
3
2
22
212F R R Sa Fa F u m z Y Y KT σφφσ<=+-=
由以上内容可知，满足要求。

2.2.5直齿轮副的设计计算和相关校核
根据工作要求，小齿轮转速min,/15001r n =传动比 4.1i =，在齿轮传动的过程中，可以允许有4%的误差，预计这齿轮的使用寿命预期寿命五年，每年按180天计算。

工作有轻微冲击，齿轮对称布置。

齿轮相关参数为：
小齿轮 大齿轮 材料 40Cr 调质 45钢调质 硬度
260HBS
230HBS
初选齿数
32
2131321412.=×.=z =i z ⨯
取2z =129
齿数比
03.432
129
12===
z z μ （
1.403
.41.4-³100%=1.7%<4%，允许） 齿宽系数 根据《机械设计手册》,ϕd =0.275
初估小齿轮直径
mm 80估1=d
齿宽 mm 228027501估=⨯=⨯=.d b d ϕ
齿轮圆周速度
m/s 28.6m/s 1000
601500
80100
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππνn d 估
精度等级 7级
计算小齿轮转矩1T
16
11055.9n P T ⨯=mm N 10559mm N 1500
511055936⋅⨯=⋅⨯⨯=... 定重合度系数εZ 、εY
1.7551291
3213.21.8811.23.88121=+⨯-=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±⨯-=）（z z ε 根据《机械设计手册》得
εZ =
34ε-=3
755
.14-=0.865 εY =0.25+
677.0755
.175
.025.075
.0=+
=ε
下面，确定载荷系数H K 、F K
βH αV A K K K K = K ⨯⨯⨯
式中：
1) 使用系数A K 取A K =1.35 2) 动载系数v K 取v K =1.14
3) 齿向载荷分布系数βK ，取βK =1.29 4) 齿间载荷分配系数αH K 、αF K 根据条件
N/mm 100N/mm 6514N/mm 802210559351223
11<=⨯⨯⨯⨯==....bd T K b F K A t A
得34.1865.011
2
2
=⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
α
z K H αF K =1/ Y ε=1/0.677=1.48 5) 计算载荷系数H K 、F K 为
662341291141351.=.×.×.×.=K K K K = K βH αV A ⨯⨯⨯
94.234.1/48.166.2/=⨯==ααH F H F K K K K 齿面接触疲劳强度的计算情况如下： （1）确定许用应力[H σ]
1）总工作时间：h 800052008=⨯⨯=h t
2）应力循环次数N 1、N 2，根据机械设计手册查得：
8110278000150016060⨯=⨯⨯⨯=.γnt =N h
88121079.103
.4102.7⨯=⨯==u N N
3）寿命系数1N Z 、2N Z
由《机械设计手册》，取1N Z =1 2N Z =1 4）接触疲劳极限 2lim 1lim H H σσ， ：
由《机械设计手册》取1lim H σ=630MPa ，2lim H σ=490MPa 5）安全系数H S ： 由《机械设计手册》取H S =1 6）许用应力[1H σ]、[2H σ]： 由《机械设计手册》得： [1H σ]=
MPa S Z H
N H 6301
1
6301
lim =⨯=
σ [2H σ]=
MPa S Z H
N
H 4901
1
490lim =⨯=
σ
（2）弹性系数E Z ：
由《机械设计手册》， 取E Z =190MPa （3）节点区域系数H Z ： 由《机械设计手册》，取H Z =2.5
（4）求所需小齿轮直径1d 由《机械设计手册》得：
[]
3
2
22
1))(1(2H d H E H u Z Z Z u T K d σϕε⨯⨯+≥ mm
5.64mm 490
03.4275.0)865.05.2190)(103.4(1055.966.2232
2
3=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯= 计算结果，符合初估数值
（5）确定中心距以及模数等其他参数： 1）中心距a 初算中心距
mm 9.1662
)
1(min 10=+=
u d a 园整取中心距a =200mm
2）模数m 由中心距a 及初选齿数1z 、2z 得
mm 48.2129
32200
2221=+⨯=+=
z z a m 按标准取m =2.5mm 3）分度圆直径1d 、2d
1d =m z 1=2.5³32=80mm 2d =m 2z =2.5³129=322.5mm
取为2d =320mm 4）确定齿宽 大齿轮齿宽2b =b =22mm 小齿轮齿宽1b =32mm
接下来进行齿根抗弯疲劳强度验算 （1）求许用弯曲应力[]F ζ
小齿轮
大齿轮
应力循环次数 811027⨯=.N F
×.=N F 107912
寿命系数 1N Y = 1 2N Y =1
极限应力 1lim F σ=220MPa 2lim F σ=170MPa
尺寸系数x Y x Y =1 安全系数F S
F S =1.5
根据以上参数，计算出来的许用弯曲应力：
[]1F σ=MPa 2935
.11
1220221lim =⨯⨯⨯=
F
x
N F S Y Y σ
[]2F σ=MPa 2275
.11
1170222lim =⨯⨯⨯=
F
x
N F S Y Y σ
小齿轮
大齿轮
齿形系数 1Fa Y =2.5 2Fa Y =2.15
应力修正系数 1sa Y =1.63
2sa Y =1.82
（4）由《机械设计手册》，我们可以校核齿根抗弯曲疲劳强度：
[]
113
11111
1MPa 2.35677.063.15.25
.280221055.994.222F F F sa Fa F F Y Y Y m
bd T K σσσσε
<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
[]211221
2MPa 83363
15282
1152235F sa Fa sa Fa F F ζ......Y Y Y Y ζζ<=⨯⨯⨯==
所以，抗弯疲劳强度足够。

然后，进行齿面静强度计算。

(1) 确定许用接触应力[]max H σ：
参照《机械设计手册》，取静强度安全系数1.1='H
S ，寿命系数6.121='='N N
Z Z 那么接触应力（大轮较低）
[][]MPa 77121
111
61490222max ...S Z S Z ζζH
N H
N H H =⨯⨯⨯
=''
= (2) 校核齿面静强度
根据过载条件，由《机械设计手册》，齿面最大接触应力
[]
[]max
112max MPa 6.558MPa
14.135.12
49012H v A H H K K T T σσσ<=⨯⨯=⨯=
所以，齿面静强度足够。

最后，进行齿根（抗弯）静强度验算。

（1）确定许用弯曲应力
参照《机械设计手册》，取静强度安全系数6.1='F
S ，取寿
命系数 5.221='='N N
Y Y ，那么许用弯曲应力 [][]MPa 7686MPa 6
.115
.15.2293111max 1.S Y S Y F
N F N F F =⨯⨯⨯
=''
=σσ
[][]MPa 5326
.115
.15.2227222max 2=⨯⨯⨯
=''
=F N F
N F F S Y S Y σσ
（2）求最大弯曲应力并校核强度 由《机械设计手册》，最大弯曲应力为
[]max 1111
max 1MPa 7.4514.135.12
2.3512F v A F F K K T T σσσ<=⨯=⨯=
[]max 2112
max 2MPa 9.4314
.135.12
8.332F v A F F K K T T σσσ<=⨯⨯==
那么，静强度满足要求。

为了保证两个盘刷工作时情况一样，将带动两个盘刷的齿轮对称布置。

2.2.6V 带传动
电机和滚刷之间采用V 带传动，在一般的机械中，V 带的使用是最为广泛的。

（1）确定V 带型号 工作情况系数A K =1.1
功率计算605.055.01.1=⨯==P K P A c
V 带型号，根据机械设计手册相关，选择Z 型。

（2）确定带轮基准直径21D D 、 小带轮直径1D =50mm
大带轮直径mm D n n D 12540)288/900()/(1212=⨯==
（3）验算带速v
s m n D v /38.260000/11==π （4）确定V 带长度d L 和中心距a 初取中心距mm a 4480=，基准长度`L 为：
mm L L a a d 4652/)11651200(4482`0=-+=-+
≈
（5）验算小带轮包角1a ︒
=︒⨯-︒=︒⨯-︒=4.1713.57465/70120-1803.57-1801
21）（a
D D a
171.4°>120° （6）确定V 带根数z
单根V 带试验条件下许用功率0P 。

根据《机械设计》课本表
4.4，取P 0=0.12kW
传递功率增量0P ∆，根据《机械设计》课本表4.5，取0P ∆=0.02kW 包角系数K a ，根据《机械设计》课本表4.8，我们取K a =1.0； 长度系数K L ，根据《机械设计》课本表4.3，K L =1.03；
03
.1102.012.0605
.0)(00⨯⨯+=
∆+=
）（P P P z c =4.195≈； （7）计算初拉力F 0
2
015.2500qv K zv P F a c +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-==)38.21.0198.05.2(38.25605.05002⨯+-⨯⨯=53.8N
（8）计算压轴力Q )24.171sin(8.53522
sin 210÷︒⨯⨯⨯==a
zF Q =536.48N
2.2.7滚轮间的V 带传动
滚刷和滚刷之间采用V 带传动，一般的机械中，V 带的使用是最为广泛的。

（2）确定V 带型号 工作情况系数A K =1.2
功率计算726.0605.02.1=⨯==P K P A d
V 带型号，根据机械设计手册相关，选择H 型。

模数m=3，圆弧齿为8M ； （3）小带轮齿数z 1 小带轮直径1D =56.02mm
大带轮直径mm D n n D 02.5666)288/288()/(1212=⨯== （4）验算带速v
s m n D v /.84060000/11==π （5）传动比i=1 大带轮齿数z 2=iz 1：
mm
a D D D D a L 34.1887840
4)6666(2
)6666(84024)(2)
(2`2
0212210=⨯-+++
⨯=-+
++
=ππ
mm L L a a d 8462/)18881900(8402`
0=-+=-+
≈
（6）小轮啮合齿数m z 33]66662663-266[]-2-2[21
2211=-⨯⨯=⋅⋅=）（）（αππ
αππent z z z m z ent z m （7）带宽b *
3*10)(⨯-≥
v
F F K P b c a g d
式中：
b *-选定型号的的基准宽度。

8M 型号的带子为20mm ； F a -单位带宽许用拉力（N/mm ），根据《机械设计手册》，取6N/mm ；
F c -F c =m b v 2=1.5³10-3N/mm ； K L -圆弧齿带长系数，系数为1。

带入结果可知满足要求；
（8）剪切应力计算：
）取（.8
0~5.0223.013320344.16655
.01044.13*p p m d v
z mb P τττ≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
（9）压强验算p:
）取
（2~5.1560.01332036.06655
.0106.03*p p m d p p v
z mb P p ≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
2.2.8水循环系统设计
作为清洗机，如果不存在回收机制，那么对水是一种浪费，同时会对已清洗的壁面，所以最好加入水循环回收机制，下面用计算来说明这点：
取一普通尼龙管，其参数16⨯φ，工作压力（MPa ）为2.0，最小爆破的压力（MPa ）为8.0；
清洗基本部分的本体上下移动速度为3m/min ，根据实际经验，需求量为4L/2m 。

故清洗液用量约为12L/min ，水在尼龙管里的平均流速为15.9m/s ，雷诺数为：
v
Vd
Vl ==
μρRe 式中：
Re-雷诺数；
V-流体平均流速（m/s ）； d-管直径（m ）；
v-运动粘度（m ²/s ）。

代入数据，得46
1065.310792.1004
.09.15Re ⨯=⨯⨯=-
紊流过程中会造成一定的能量会产生损失，关于这部分的大小，计算公式为：
dg
lv h f 22
λ=
式中：
f h -沿程损失；
λ-沿程阻力系数； d-管直径（m ）； v-运动粘度（m ²/s ）； g-重力加速度（m/s ²）。

光滑管，当Re ＜510，4
1
Re 3164
.0=
λ
根据以上公式，结果为m h f 728202.0==，λ，不难看出，沿程损失如此之大，泵达不到要求，尼龙管压力也不足。

所以，选择自带水和污水处理比较适宜。

两个滚刷用水量，12L/min ，假设损失率为10%，则消耗的水为1.2L/min ，计算沿程损失，
6102.1Re -⨯===
v Vd
Vl μρ，
紊流，可以计算出，03.0=λ，m h f 29.1= 清水泵选择
清洗喷水方式采用在滚刷附近的水管上进行穿孔，喷流角度从0°到110°；两个孔之间绝对距离为32mm ，出口流速为：
γ
ϕp
g
V 20=
式中：
0V -出口流速（s m /）；
p -水压（Pa ）
； γ-水的密度（3/m kg ）； g -重力加速度（2/s m ）
； ϕ-流速系数，取ϕ=0.97。

在空气中扩散不十分明显，则喷射流在射流轴半径为：
X K R =
式中： K-系数； X-与出口的距离。

计算结果为：
m X K R 06.424.03.8=⨯==
32mm 远小于4060mm ，所以可以如此使用。

作为一个系统，我们对于水源的要求是非常高的，如果水资源不回收的话，会对周边环境造成很大的影响，那些遗漏过的水也许会造成对壁面的再次污染，对清洗效率起到反作用。

为此我们设计了一套水循环系统，清洗机在工作时采用自带水箱与水循环回收相结合。

考虑到清洗机本体质量不能过高，水箱携带水量一定，在清洗过程中沿途的管壁之类的会造成一定的损耗，而且在干燥的环境下，会有少量的水开始蒸发。

我们需要屋顶向机器人提供水源。

因此，为了能让清洗机更好的完成工作，我们可以采用机器人自带水箱进行清洗。

清洗机构采用双滚刷和刮板联合作业，不难看出，想要合理
s m p
g
V /30.010
5
8.9297.023
0=⨯
⨯⨯==γ
ϕ
回收污水，我们可以通过刮水板对污水进行回收，污水在重力的作用下，可以进去到水箱内，经过粗过滤网和精致过滤网，进入到了净水箱。

根据实际情况和玻璃的清洁程度，可以在污水箱内的隔层加入不同类型和型号的清洗剂，实现对不同墙壁完成清洗工作。

2.3提升系统部分设计
2.3.1钢丝绳的选择
由于清洗机由两根钢丝绳同时牵引，所以，当我们计算总载荷时，每根所承受的最大拉力为66%。

钢丝绳的最小直径为：
d=c s
式中： d —钢丝绳最小直径； c —选择系数；
s —钢丝绳的最大工作静拉力。

按照 《机械设计手册》,提升的相关部分的工作级别为A8，则0.140c =，钢丝绳的公称抗拉强度为mpa 1550。

d=c s =0.140³%66600⨯=2.78mm
根据机械手册，我们可取mm d 6=，选用钢丝绳616⨯NAT
1470SF 5.17Z 12.4GB/T8918。

即公称直径为6mm ，合成纤维芯的，其公称抗拉强度为MPa 1470，表面为光滑面。

右向捻合，所能承受的破断力为kN 5.17。

2.3.2卷筒的设计计算
（1）卷筒节径D
卷筒节径：
mm D mm D mm d K D e 144,150;1266210===⨯=≥取。

（2）卷筒容绳宽度t B
mm D B t 432144330=⨯=＜，取mm B t 270=。

（3）卷筒的边缘直径K D
mm d D D s K 2104=+≥。

式中：
s D -最外层钢丝绳绳心直径。

那么，取mm D k 240=。

（4）卷绕层数S
662122144240220=⨯⨯--=--≤d m D D S k K
根据实际经验，选S=4比较合适。

（5）卷筒的容绳量L
第一层钢丝绳绳心直径d S D D i i )12(0-+=；
第i 层钢丝绳长度3010])12()[1(-⨯-+-=d S D d
B
L i t i π；
卷筒绕绳量s L L L L +⋯⋯++=21
30110])12()[1(-=⨯-+-∑=d S D d B
L i t s i π
m L 80= 解得326.3=i S
我们取得S=4层，则m L 5132.100=。

（6）卷筒厚度σ
mm d 95.1==σ 校核压应力：
z
e
c t F ⋅=δσ5.0 式中：
c σ-钢丝绳绕出处的压应力
δ-卷筒壁厚
z t -钢丝绳轴向卷绕节距，d t z 01.1= 经计算，MPa c 58.35=σ。

弯曲应力：
MPa D F e be 04.71440.66
9.82000.96
96
.03
3
0=⨯⨯⨯==δ
δ
σ
许用应力： [d σ]=n c b k k σ=MPa 36.808
.24.1315
=⨯ 式中：
d σ-抗拉强度
c k -根据工作的级别，可取1.4 n k -安全系数，根据工作级别取2.8
强度条件为：
c δ+be σ≤[
d σ] [d σ]-材料的许用应力
c δ+be σ=35.58+7.04≤80.36=[
d σ] 由此可见，符合要求。

（7）卷筒侧板厚度，根据实际生产经验，我们暂取9mm 。

（8）卷筒速度
卷筒转速为按钢丝绳转出一圈时计算，即162mm ，设卷筒转速为n （r/min ）。

钢丝绳提升时，上升速度为0.1m/s 。

π⨯⨯⨯=31016260
1.0n
所以，卷筒转速为n 为31r/min. （9）允许偏转角D 项目
数据 绳槽测标的倾斜角 β=20°
滑轮工作直径 mm d D D 766701=+=+=
K
mm d
S K 22.20)sin 1(2
=--=β
滑轮槽深H
mm H 5.72
)
7085(=-=
允许偏角γ
22
.205.329120tan 1tan tan 1+
︒
=+=
K D βγ 解得︒=2.1γ< 4°~ 6° 2.3.3减速器的选择
根据提升机构的工作要求，电机轴转速过快而且扭矩小，所以说，我们需要在电机和卷筒之间选择一个减速器。

考虑到采用双卷筒设计，我们最好选择一台具有双输出轴的减速器，以保证清洗机在工作过程中两边平稳，根据结构设计，我们选择CW 型圆弧圆柱涡轮蜗杆减速器，而且减速器输入轴可以正反两个方向旋转。

需要的传动比93553870967741.4831
1500
==
i 。

所以我们选择了一款8=i 的CW 型减速器，型号为
19997935/8100---T IIIJB CW 。

2.3.4滑轮的设计
绳索上需要滑轮来支配和导向，滑轮不仅能够改变力的方向，还可以平衡绳索分支拉力。

滑轮的直径需要满足D ≥h ³d ，（工作级别是M1-M3，h 为10），选用可以承载500kg 重量的H 系列滑轮即可。

2.3.5吊钩的设计
吊钩是用来连接绳索和清洗机的部件，需要满足抗拉强度。

根据《机械设计手册》我们选择铸造、单钩、允许载荷为10KN 的吊钩。

由于吊钩端不需要过多的传动，所以我们通过钢丝绳通过吊钩的环眼，然后用钢丝绳夹加固，钢丝绳夹的选择与钢丝绳息息相关。

2.3.6制动器的选择
制动器的作用，可以对运动中的机械进行减速以及停止的一套装置。

制动器主要有制夹、操纵装置以及制动件几部分组成。

制动力矩2
2ηia
PQD M m =
B ； 钢丝绳绕卷筒直径：
mm d m D D o m 1746142(13812=⨯-⨯+=-+=））（
制动力矩2
2ηia
PQD M m =
B =167N.m 根据《机械设计手册》，我们选择800-YDWZ200制动器，其力矩为200N.m ，制动轮为mm 200，制动瓦退距为mm 0.7，质量
为43kg 。

2.3.7电机的选择
估算清洗机构的载荷重量不会超过200kg ，清洗剂在上下清洗的过程中，最大静强度拉力为e F F σ=，根据《机械设计手册》我们取得10.1=σ。

项目
《机械设计手册》相关参数
滑轮效率d η d η=0.985
卷筒效率t η t η=0.89 联轴器效率l η l η=0.98 轴承效率z η z η=0.99
减速器效率j η
j η=0.89
根据计算，机构总效率η
766.0==z l j t d ηηηηηη
e F F σ==1.1³200³9.8=2156N
上升所需的静功率kw V F P e
e 725.11000==
η； 清洗时所需静功率kw V F P e
e 8625.01000==
η
经综合考虑，选择型号为4/8112-M YD 的电机： 同步转速（min /r ） 1500 750 额定功率（kw ） 2.4 1.5 额定电流（A ） 5.31 5.02 效率（%） 78 72 功率因数 0.88
0.63
堵转电流/额定电流 6.5
5.5
堵转转矩/额定转矩 1.7 最大转矩/额定转矩
1.8
声功率级（Db ） 82 重量（kg ） 43
2.3.8联轴器的选择
本系统的联轴器不仅仅是起到连接作用，而且还需要安装制动装置，所以我们选择LTZ5，公称转矩为125m N ⋅，最大转速为3800min /r ，转动惯量为0.04162m kg ⋅。

2.3.9脚轮的选择
提升机底板承载300kg ，而清洗机质量大概200kg ，每个轮子要承载125kg ，根据设计需要，直径为160mm 的脚轮最大负荷值为150kg ，符合设计要求。

2.3.10传动零件的选择及其校核
（1）电机输出轴和减速器输入轴的键
两轴用联轴器连接，所以传动功率是一样的，是 2.4kw 或者1.5kw ，转速为n=1500或750r/min ，那么我们求得的转矩是：
T 1=9550000
1
n P 入=9550000×15004.2=15280 N·mm
T 2=95500002n P 入=9550000×750
5
.1=19100 N·mm
接下来我们对圆头平键在传递转矩2T 时的强度进行校核。

电机输出轴的键为5478⨯⨯=⨯⨯l h b ；键槽轴深4=t ，
3=-=t h k ；
[]
Mpa MPa kld T p p 150~1208.828
4631910022=<=⨯⨯⨯==σσ；
减速器输入轴的间的设计尺寸3678⨯⨯=⨯⨯l h b ；键槽轴深
4=t ，3=-=t h k ；
[]Mpa MPa kld T p p 150~12024.1628
2831910022=<=⨯⨯⨯==σσ；
两个键都远远地满足要求。

（2）减速器输出轴的键
圆头平键的设计尺寸为72914⨯⨯=⨯⨯l h b ，由于该键尺寸大于之前校核的键，而其转矩同样低于前者，所以一定能满足使用要求。

（3）深沟球轴承寿命计算
所选轴承是深沟球轴承（代号为6213），r C （额定动载荷）=57.2KN, r C 0（基本额定静载荷）=40kN 。

在工作中有两种转速，分别是31r/min 和16.5r/min.轴承在工作期间能够受到的比较平稳的径向载荷力，其大小基本上约等于钢丝绳上的力，因此kN kg N kg P 13%66/8.9200=⨯⨯=。

则轴承的寿命：
L h1=366010⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯P C n r =3
63.12.57316010⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=727677h
L h2=3
66010⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯P C n r =3
63.12.575.166010⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯=1275354h
所以轴承的寿命在h2h1L L 和之间。

2.3.11杆臂的设计及其校核
杆臂的截面是一个矩形，在中间为了更好的支撑，选用一个为15°的弯曲度，从而作出杆臂的受力图如下：。