【文章內(nèi)容簡介】 622 ???????? ?? b —— 法蘭上孔中心到外徑上的距離（ m），這里取 15mm； ar —— 法蘭外圓半徑（ m） ,這里取 。 6 ????? ??? ???ParFb 因此，取法蘭厚度不小于 10mm，足夠?qū)⒖刂凭€路的孔道設(shè)計在法蘭中，如上面敘述。 4 傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 錐 齒輪的設(shè)計校核 已知通過輸入軸傳遞轉(zhuǎn)矩 T=40 N178。m ， 轉(zhuǎn)速 n1= r/min設(shè)定 錐齒輪 1（主動齒輪，下面正文中全部稱為齒輪 1）， 錐齒輪 2（從動齒輪，下面正文中全部稱為齒輪 2）。原動機載荷特性 SF=均勻平穩(wěn)，工作機載荷特性 WF=輕微振動，預(yù)定壽命 H=30000(小時 )。 確定 錐 齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒 錐 齒輪傳動，齒輪配合為外嚙合。 2）由于整個機械手速度不高，故全部選用 6 級精度（ GB 1009588） . 3）材料及熱處理 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質(zhì)量級別 Q=MQ 齒輪 1 材料及熱處理 Met1=20Cr表面淬火 齒輪 1 硬度取值范圍 : 58～ 63HRC 齒輪 1 硬度 : 60 HRC 齒輪 2 材料及熱處理 Met2=40Cr表面淬火 齒輪 2 硬度取值范圍 : 58～ 63HRC 齒輪 2 硬度 60 HRC 4）齒輪基本參數(shù) 由此選齒輪 1 齒數(shù) Z1=19 傳動比 i= 齒輪 2 齒數(shù) Z2=Z1i=191 .26=,則 Z2 取 24 按齒面接觸強度設(shè)計 根據(jù) 文獻 [21]，得出設(shè)計計算公式 109a 進行試算，即 ? ?3 2)( 41 )(2dd 1 HHE ZZu KTtd ??? （ ） 確定公式內(nèi)的各系數(shù) 1） 試選齒輪載荷系數(shù) Kt=。 2） 齒輪 1 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=40 Nm。 3） 由 文獻 [20]表 107 選取齒寬系數(shù) Φd=1/3。 4） 由 文獻 [20]表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=。 5） 由 文獻 [21]表 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ?Ez 6） 由 文獻 [20]圖 1021d 查得 齒輪 1 的接觸疲勞強度極限 σHlim 1=1300 Mpa； 齒輪 2 的接觸疲勞強度極限 σHlim 2=1300 Mpa。 7） 由 文獻 [20]式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=603030000=107 712 ??? uN 由 文獻 [20]圖 10191 取得 KHN1=KHN2=。 8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概論為 1%，安全系數(shù) S=，由 文獻 [20]式 1012 得 MpaMpaSK HNH 13001][ 1lim11 ???? ?? MpaMpaSK HNH 13001][ 1lim12 ???? ?? （ 2） 計算 1） 試算齒輪 1 分度圓直徑 d1t，代入 [σH]中較小的值。 ? ?3 2)( 41 )(2dd 1 HHE ZZu KTtd ??? 3 28 89)6/11()3/1( 4 00 0 04 )(2 ????? ?? = mm 2） 計算圓周速度 ν。 smnd t /100 060 3055. 23100 060 11 ? ????? ??? = m/s 3） 由文獻 [21]，圖 按 6 級精度查得動載荷系數(shù) KV=. 4） 由文獻 [21]，表 查得使用系數(shù) KA=. 由文獻 [21], 圖 查得齒向載荷分布系數(shù) ?K =. 計算載荷系數(shù) K=KV? KA? ?K =. 4） 修正小齒輪 1 分度圓直徑 d1= 31 mm=57mm。 模數(shù) 19571 ?? zdm tt=3 mm, 為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)， 由于結(jié)構(gòu)需要，使兩齒輪軸線的中心距足夠的大，暫取 m=，為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 5） 大端分度圓直徑 d1=mz1= d2=mz2=84mm 6） 齒錐頂距 R= mmud 221 ???? 7） 齒寬 b=ΦdR=? 1/3= 取 b= 20mm 按齒根彎曲強度設(shè)計 由 文獻 [21]式（ ） ? ?FSFdtF YYbm KF ?? ???? )( () 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) K,b， m， Φd 同前； 2) 圓周力 Ft 可由文獻 [21]式（ ）算得 Ft = ? ?ddT ?? 211 = ? ?6/ 400002 ??? =1 3) 齒形系數(shù) YF和應(yīng)力修正系數(shù) Ys 由文獻 [21]式（ ） cos 783 221 ????? u u? cos 62 111 222 ????? u? 由文獻 [21]式（ ）得 Zv1= 19cos 11 ???Z Zv2= 24cos 22 ???Z 由文獻 [21]圖 得 YF1=， YF2= 由文獻 [21]圖 得 Ys1=， Ys2= 4) 計算彎曲許用應(yīng)力 由文獻 [21]式（ ）得 ? ?FFNF SY lim?? ? （ ） 由 文獻 [21]圖 (f)、 (b)查得 彎曲疲勞極限應(yīng)力 M P aFF 6 3 02l i m1l i m ?? ?? 彎曲疲勞壽命系數(shù) 1NY = 2NY = ； 由 文獻 [21]表 得 疲勞安全系數(shù) S=，得 ? ? ][ 1lim121 ???? SY FNFF ???=450 MPa 故 ? ? )( 111 ?????? ????? SFdtF YYbm KF? = ? ?1F?? ? ? )( 222 ?????? ????? SFdtF YYbm KF? = MPa ? ?2F?? 按照這樣的設(shè)計，各方面的強度都滿足要求，同時也讓齒輪在受到?jīng)_擊載荷時也能有較 大的余量。 d2=Z2m=202=40 mm 滑動螺旋的設(shè)計與校核 由上一級錐齒輪傳動的，螺桿傳動的力矩 T2=T1u=40? 1924 N178。m = N178。m .軸的材料選 45號鋼，查表的材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ? ? MPa45?? ，不考慮轉(zhuǎn)矩的影響，故降低需用應(yīng)力取 36 MPa。 確定螺桿傳動的最小直徑 1） 按扭轉(zhuǎn)強度計算 有材料力學(xué)可知，軸受轉(zhuǎn)矩作用時，不考慮轉(zhuǎn)矩的影響，故降低需用應(yīng)力取 其強度條件為 316 dTWTT ?? ?? （ ） 故 ? ? mmmmTdt 1650530163320 ???? ??? 2） 由于軸上還要鍵槽，設(shè)有兩個鍵槽，則軸的直徑增大 10%， 則 ?? tdd = mm 取 220 ?d mm 梯形螺紋結(jié)構(gòu)尺寸的確定 梯形螺紋的小徑 d1 = d0 + = mm，取 d1 =25 mm，由 GB/T — 2022得，選取 M36，則梯形螺紋的基本尺寸為 螺 距 P=10mm，中徑 d2=31mm，大徑 D4=37mm，小徑 d3=25mm. 梯形螺紋結(jié)構(gòu)尺寸校核 滑動螺紋的失效形式有；螺紋磨損，螺桿斷裂，螺紋牙根剪斷和彎斷，螺桿很長時還可能失穩(wěn)。一般常根據(jù)抗磨損條件或螺桿受壓面強度條件設(shè)計螺桿尺寸，對其它失效形式進行校核計算。 螺旋的基本尺寸 : 由梯形牙側(cè)角 ? =15o，鋼對鋼滑動速度 Vs? m/s，當(dāng)量摩擦因素 f， 取 ， 則，當(dāng)量摩擦角 ,? =arctan =，每個螺紋的扭矩 T3=T2/2= N?m. 螺紋升角 ? =arctan2dnp? = arctan 31104??? = 則，螺紋軸向載荷 F=2,3 )tan( 2 dT ?? ? = 31) n( 10 00 ?? ?? N = 1） 耐磨性計算 螺紋的磨損多發(fā)生在螺母上。磨損與螺紋工作表面的壓強，滑動速度，工作表面的粗糙度及潤滑狀況等因素有關(guān)，其中最主要的是壓強。所以，耐磨性計算主要是限制螺紋工作表面的壓強，以防止過度磨損。 螺紋的耐磨條件為 ? ?PhHdFpAFPs ??? 2? （ ） 其中 軸向載荷為 F,螺母旋合高度為 H，螺距為 p,螺紋的工作高度為 h，承壓面積為A，螺紋工作面上的壓強為 Ps。可引用系數(shù) ? =H/d2. 對于梯形螺紋， h=，螺紋的中經(jīng) d2 ?