一、地下管道检测机器人发展现状
按照行走机构的类型，可将管内作业机器人行走机构分为轮式、履带式、蠕动式等几类。
轮式行走机构
图1（a）轮式行走机构
轮式机构管内作业机器人的基本形式如图1（a）所示。对此类机器人的研究相对较多。机器人在管内的运动，有直进式的（即机器人在管内平动），也有螺旋运动式的（即机器人在管内一边向前运动，一边绕管道轴线转动）；轮的布置有平面的，也有空间的。一般认为，平面结构的机器人结构简单，动图1（b）自来水管道检测轮式机器人
作灵活，但刚性、稳定性较差，而空间多轮支撑结构的机器人稳定性、刚性较好, 但对弯管和支岔管的通过性不佳。图1（b）为英国的PEARPOINT有限公司开发的自来水管道检测轮式机器人，可在以φ135～375mm的管径内直线行走，行走速度为0～12m/min。
履带式行走机构
图2（a）履带式行走机构图2（b）海水管道检测履带式机器
人
图2（a）是履带式行走机构的基本形式。这种类型的管内机器人在油污、泥泞、障碍等恶劣条件下达能到良好的行走状态，但由于结构复杂，不易小型化，转向性能不如轮式载体等原因，此类机器人应用较少。图2（b）是日本关西电力株式会社开发的适用于管径Φ288~388mm、管长100m的海水管道检查履带式机器人，该机器人通过沿径向分布的履带在水平管和垂直管内自主行走，移动速度为5m/min。整个地下输气管道检测维修用移动机器人系统由三大部分组成：
(1)履带式移动机器人。机器人小车上装有CCD摄像机，并可根据需要加挂其它检测单元。
(2)圆盘式收放线装置。移动机器人通过电缆进行控制，视觉等信号也通过该线缆传输到控制计算机。
(3)控制单元。其主体为一台工业控制计算机，负责整个机器人系统的控制、显示及信息存储等工作。操作人员通过界面完成所有操作。控制单元与收放线装置安装在一个专门设计的手推车体上，便于移动。
蠕动式行走机构
图3 蠕动式行走机构
蠕动式行走机构如图3所
示。当头部支撑脚 3 收缩脱离
与管道内壁接触，尾部支撑脚1
伸出与管壁接触压紧，气缸2
左缸供气, 蠕动载体伸长, 带
动头部向前移动；当头部移动到
位时，支撑脚1缩回，头部支撑脚3伸出与管壁接触压紧，气缸2右缸供气，则蠕动载体收缩，带动尾部向前运动。尾部移动到位，尾部支撑脚1伸出，支撑管壁，头部支撑脚缩回。
蠕动式管内移动机器人支撑脚的伸缩和载体的蠕动均采用直线运动，当支撑脚支承载体与管壁压紧，不支承时可以与管壁脱离，解决了轮式和履带式管内移动机器人行走时驱动轮始终压紧在管壁上的问题，可以产生很大的牵引力。但由于蠕动式移动机器人的运动是间歇的，受驱动件启动频率的限制，移动速度比轮式、履带式低。轮式驱动机构具有结构简单，容易实现，行走效率高等优点，主要缺点是牵引力的提高受到封闭力的限制。履带式载体附着性能好，越障能力强，并能输出较大的牵引力，但结构复杂，不易小型化，转向性能不如轮式载体。二、课题目的及意义
本项目是根据我国经济建设的实际需要而提出的一项亟待研究和解决的科研课题。地下管道（输水管道、煤气管道、供气管道）在长期使用过程中，由于受到管内、管外介质的腐蚀等原因，会产生裂纹、漏孔而出现漏气、漏水现象，这不仅会造成巨大的经济损失，甚至会出现人身事故，为此迫切需要一种能在管内行走的机器人来拖动或输送各种装置完成检测和维修工作。目前国外先进国家对地下管道的检测已开始采用管内移动机器人来完成，而国内主要采用废弃旧损管线、铺设新管线的方法，或人工入管修复，这不仅耗资巨大，修复周期过长，而且劳动强度大。据我们在中国石油天然气总公司和国内各城市自来水公司、供热公司调研表明，国内现继续地下输气管道、输水管道检测用移动机器人。因此开展地下输水输气管道检测用移动机器人的研究，对能源工业的发展及减少水资源浪费具有重大的理论意义和现实意义。
目前，国内外对涵管的检测主要采取人工观察测量、局部破损检测的办法。所
研制的管道机器人大部分也是针对工业管道和细小的管道。由此，笔者尝试性地做了关于涵管检测机器人行走机构的初步探讨。
根据汽车理论，机器人若能在管道中正常行走，则必须满足下述条件，即
t
F F ?≤ 式中，t
F
——————驱动力；F ? ——————为附着力，且F ?
= 2
N ?
，为附着系数。
根据汽车理论，设计取?
=0.8，可得F ? =373.4 N
由以上计算可知行走条件满足。 5.3 机器人驱动方案和电机选择 按照汽车的驱动理论原则，管道机器人的驱动方式采用后轮驱动的方式，并且由于工作条件对小车尺寸的要求，采用减速器装置，使电机的告诉输出轴连接在减速器输入轴上，然后通过减速器减速，并且把减速器的输出轴通过套筒式联轴器与一对锥齿轮和小车的后轴相连接，从而带动车轮转动。后轮轴的两端伸出部分安装上铸钢轮，为了附着性能，在铸钢轮的外面嵌入了橡胶圈，使机器人能可靠在管道里行走。
由
tq
g
T
t
r
i i T F
η???=
，
0.377
a g r n
u i i ?=?
其中， tq T ——————电机转矩，单位N m ? g i ——————变速器传动比； 0i ——————主减速器传动比；
r ——————车轮半径，单位为m ；
T ——————传动效率；
N ——————发动机转速，单位为/min r ；
a
u
——————机器人行驶速度，单位为/km h 。
设计中初选100
g
i =，0
2
i =，60r mm =，5/min
a
m u =；
可得n=2273.6r/min , tq T =0.1116N m ?；
选定电机的条件：tq T ≤
电机的额定转矩； n ≤电机的额定转速；
J ≤电机的额定转动惯量。
由选定条件可初步选择BAYSIDE 公司的BM060型直流伺服电动机，其技术数据如表1所示，外形尺寸如表2所示。 5.4 减速器设计
车轮转矩：=0.50.53470.0610.41T F t r N m
??=??=?轮
5.6.1 齿轮选择
选用支持圆锥齿轮传动，大小齿轮东选用硬齿面，材料均为40Cr ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~50HRC 。因采用表面淬火，齿轮的变形不大，不需磨
削，故初选5级精度（GB10095-88）。选小齿轮齿数1
17
Z =，大齿轮齿数
2
1
34u Z Z ==。
5.6.2 按齿根弯曲皮料强度设计 弯曲想读的设计公式为
m
≥
式中， m ——————模数，单位mm; K ——————载荷系数；
1T ——————小齿轮传递的扭矩，单位mm N ?；
R
φ
——————齿宽系数；
Fa Y ——————齿形系数； Sa Y ——————应力校正系数； [
]F
σ——————许用弯曲疲劳强度，单位MPa.
（1） 确定公式内的各计算数值 ①查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：1
FE σ
=2FE σ=650MPa ；
②查得弯曲疲劳寿命系数 1FN K =
2
FN K
=1.0
；
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由公式
[]FN
FE
F S
K σσ
?=
得
[]111520FN FE F MPa S
K σσ?
==；
[]222520FN FE F MPa
S
K σσ?
==；
④计算载荷系数K
1.00 1.0 1.2 1.65 1.98
A
V
F K K K K K
αβ
=???=???=;
⑤取齿形系数
1
2.85
Fa Y
=；2
2.23
Fa Y =；
⑥查取应力校正系数 1
1.54
Sa Y =；2
1.76
Sa Y =；
⑦计算大、小齿轮的
[]Fa
Sa
F
Y Y
σ?并加以比较
[]1
11
2.85 1.54
0.00844
520
Fa Sa F Y Y σ??=
=；
[]2
2
2
2.23 1.76
0.00755
520
Fa Sa F Y
Y σ??=
=；
小齿轮的数值大，应以小齿轮计算。 ⑧小齿轮传递的转矩
1
=10410mm
2N T T
=?轮
⑨齿宽系数
=1/3
R
φ；
⑵设计计算
1.51mm
m
≥
≈
取模数2mm
m
=。
5.6.3 按齿面接触疲劳强度校核
接触强度的校核公式为
[]5E H
H MPa
Z σσ
=?≤
（1） 确定公式内的个计算数值 ①查得大小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1
lim2900H H MPa
σ
σ==；
②查得接触疲劳寿命系数 121.35; 1.35;
HN HN K K ==
③计算解除疲劳许用应力 取接触疲劳安全系数 1
s
=，由公式
[]lim
HN H H K S
σσ?
=得
[]1
lim11975HN H H MPa
K
S
σσ?=
=
[]2
lim2
2
1012.5HN H H MPa
K
S
σσ?==
取[
]H σ1012.5MPa
=。
④载荷系数: 1.98K
=； ⑤查取弹性影响系数E
Z =
⑥计算小齿轮分度圆直径1d 1134mm
d m Z =?=；
⑵校核计算
5189.8907.3975H
H MPa MPa
σ
σ??=?=<=??
齿轮设计符合要求。
5.6.4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径
1
1
34mm
d m Z
=?=；2268mm
d m Z =?=；
⑵计算中心距
()1
2
/251mm a d d =+=；
⑶计算锥距R
38.013mm
R
=
=
=
⑷计算齿轮宽度 12.671R
mm b R φ=?≈；
圆整取 1
210;12mm mm
B B ==。
5.7 车轮轴及齿轮轴设计
5.7.1 车轮后轴设计 （1）最小直径的设计 车轮轴的转矩：3470.0620.82F t r N m
T =?=?=?车轮轴
车轮轴的功率：
T 20.823000
20.8295509550200n N m P ??=
==??车轮轴；
选取轴的材料为40Cr ，许用扭转应力[
]55T MPa
τ=。
min 12.41mm
d =
=
取14mm
d
=。
（2） 车轮轴的结构设计，如图所示，详图请参考零件图。
图10 车轮轴的结构简图
（3）轴承的选择
根据结构选择角接触球轴承（GB292-83）。
型号内径（mm）外径（mm）宽度（mm）额定动载荷
（kN）
额定静载荷
（kN）362040471412.308.50
①由于该轴既承受扭矩又承受弯矩，故按弯扭合成强度条件校核，并同时
按疲劳强度条件进行精度校核。步骤如下：
轴的受力简图，如图所示。
图11 车轮轴的受力简图
其中，
1
2
1
21000100020.82
734.91
28.33
t
m
N
T
F d??
===
'
2
734.9120267.48
t
tg tg N
F Fα
=?=?=
。
'
2222
cos cos267.48cos63.43119.64
r t
tg N
F F Fα
δδ
=?=??=?=
。
'
2222
sin sin267.48sin63.43239.23
a t
tg N
F F Fα
δδ
=?=??=?=
。
'347173.5
22
t
t
N
F
F===
；
10.41N m
T=?
轮；
()
11
2
cos sin cos sin
11
332.28 22
L L
L
n
a a h
N
L
f
G G G G
F Z
αααα
+++
==?=
?
2256.67
239.236777.382
2m a N m d M
F =?=?
=?
图中其他各力数值如表所示。
载荷 水平面H 垂直面V
支反力 1
224.05H N
R
=
2
3.31H N
R
=
'
22239.23H H N
R R ==
1
52.83V N
R = 2
287.74V N
R
=
②按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面。
3129045.84
27.28700.122cam
ca MPa MPa W
M
σσ-??=
=
=<=???，故安全。
③精确校核轴强度
经判断A ，B 处为危险截面 i ）校核A 面右侧
抗弯截面系数：333
0.10.120800W d mm =?=?=； 抗扭截面系数：333
0.20.2201600W d mm =?=?=；
A 面右侧弯矩：16778.30M N mm =?； A 面右侧扭矩：20820.00T N mm =?；
截面上的弯曲应力：
20.97b M
MPa W σ=
=；
截面上的扭转切应力：
13.01T
T
MPa
T W
τ
=
=
轴材料为40Cr,调质处理，
b
σ
= 735MPa ， 1
355MPa
σ
-=，
1
200MPa
τ
-=
图形
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数
σ
α
及
τ
α
：
由 1.00.0520r d ==，22
1.120D d ==查得
1.932
σ
α
=，
1.323
τ
α
=
轴的材料的敏性系数：0.77,0.80q q στ== 有效应力集中系数：()11 1.718
q k σσσ
α=+?-=，()11 1.258
q k τ
ττ
α=+?-=
尺寸系数：
1.0
σ
ε
=；扭转尺寸系数：
0.95
τ
ε
= 轴用磨削加工，其表面质量系数：
0.92
σ
τ
ββ==
轴未经表面强化处理，即
σ
β
1=，则综合系数为：
1
1 1.805
k K σσ
σ
σ
β
ε
=+
-=，
1
1 1.411
k K ττ
τ
τ
β
ε
=
+
-=