伺服转台的传动系统设计_毕业设计(编辑修改稿)

伺服转台的传动系统设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

= 43 2 2 24 1 . 7 8 2 0 . 4 1 0 2 . 0 711( 1 0 . 5 ) 3 0 1 . 8 133nm        综合考虑 M=3 1 30Z 1 30 3 90d    6） 几何尺寸计算 22 54 3 16 2d Z m    节锥顶距 2 2 2 21211 90 162 d d     节圆锥交 1   2   大端直径 1 1 12 c o s 9 0 2 3 c o s 2 9 . 0 5d a d m       2 2 22 c o s 1 6 2 2 3 c o s 6 0 . 0 5d a d m       2  齿宽 1 9 2 .6 6 3 0 .8 83RbR     4） 载荷系数 K= 节圆锥角 1 1a rc ta n 2 9 .0 51 .8  5） 当量齿数 1 130 3 4 .3 1c o s c o s 2 9 .0 5V ZZ    查取应力校正系数 计算大小齿轮的  1 1Fa SaFYY 并加以比较。 1 55d mm 1  毕业设计（论文） 7 取 1231bb 1 3a r c t a n oa   r c t a n ofa   行星减速装置的设计 齿轮齿数确定 由于选定传动比 i＝ 30，且齿差数 4Zp。 对于 K－ H－ V型行星传动输出轴输出方式，根据公式 211HV ZZ Zi  其中 2Z 为内齿轮的齿数， 1Z 为外齿轮的齿数。 故取齿数 120Z1  ， 124Z2 。 模数确定 因采用了内啮合和较大的正变位齿轮副，从而提高了齿面接触强度和齿根弯曲强度，且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。 所以，少齿差传动的模数通常是按弯曲强度决定的。 也可按照结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度，因为模数最后的确定往往是受结构尺寸的限制的。 硬齿面齿轮传动具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。 根据齿根弯曲强度设计  3 F SF21d 1 )YY(KT2  aazm  （ 1） 确定公式内的各计算数值 1）查得齿轮的弯曲 疲劳强度极限 MPa500FE  ； 2）查得弯曲疲劳寿命系数  ； 3） 计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳应力安全系数 S=   M P 0 5 0 FEFNF   毕业设计（论文） 8 4）计算载荷系数 查得： 使用系数 1KA 动载系数  齿间分布系数 1KF  齿向分布系数  故载荷系数 FFA   5） 查取齿形系数 查得： Y Y 6）查取应力校正系数 查得： Y Y 7）计算  FSaFaYY 并比较大小     F S a 2F a 2F S a 1F a 1   8) 计算行 星轮传递的转矩 6 6 7 3661  （ 2）设计计算 3 2 3   取 m= 少齿差行星传动减速器，要求整体结构小而紧凑，轴向尺寸小。 因此要求齿轮的厚度很小， 则行星轮分度圆直径 11  齿宽 20B （ 3） 校核齿面接触 疲劳强度 1）齿面接触应力 H uu 1bd T2 K KZZ 21 1HPHEH  毕业设计（论文） 9 式中 EZ 材料弹性系数 HZ 节点区域系数 K载荷系数 HpK 行星轮间载荷分配不均匀系数 1d 行星轮分度愿直径 1T 行星轮传递的转矩 b齿宽 u齿数比 查得： 材料弹性系数 21E  节点区域系数 c oss in 2Z H   载荷系数 K= 载荷分配不均匀系数  120d1 31 T 20b U= 则 M P 23H   2）许用接触应力 HP S ZZZ XWNlimHHP   查得： 接触疲劳强度极限 MPa600limH  寿命系数  工作硬化系数 1ZW 尺寸系数 1ZX 安全系数 S= 则许用接触应力 毕业设计（论文） 10 M P ZZZ XWNl i mHHP   因为 HPH M P 0 8M P   所以满足齿面接触疲劳强度 ， 模数 m= 符合设计要求 齿轮几何尺寸的确定 1）齿数 120Z1  （滚齿） 124Z2 （插齿） 插齿刀齿数 96Zc  0Xc 2） 初始齿形角 200 186。 查表得 0  0  0 3） 齿顶高系数 ha * =（短齿制） 4） 选择变位系数及啮合角 渐开线少齿差行星齿轮传动，因为内齿轮和外齿轮的齿数相差甚少，所以需要对他们的渐开线齿形进行变位，为了保证它们之间的啮合不发生齿廓重迭现象，并有一对以上的轮齿啮合，内、外齿轮都要选取适当的变位系数。 加工齿轮时，刀具是逐渐切入工件的，切入的终止位置不同，加工出来的齿轮尺寸也不同。 刀具切入工件的终止位置可分为三种不同情况，也就是刀具中线有三种不同的终止位置，一种是中线切于分度圆而成为分度线，加工出来的齿轮就是标准齿轮；其它两种是 中线离开分度圆或与分度圆相交，加工出来的齿轮不是标准齿轮，而是变位齿轮，前者称为正变位齿轮，后者称为负变位齿轮。 齿数差 21P ZZZ  啮合角  1  56~54 2  41~38 3  30~28 4  27~25 5）外齿轮变位系数  6）啮合角  无齿侧间隙齿合方程：0C2 C20 2 t a nzz XXin vin v   毕业设计（论文） 11 取 025 176。  inva 7）内齿轮齿数 1242 Z 插齿刀与被切内齿轮之间的中心分离系数 47 96 6412 41c o sc o s2 ZZ 2C 0C22C  ）（）（  8）内齿轮变为系数 2X 100122 )(t a n2 Xinv ainv aaZZX  2X = 9）插齿刀 96cZ 10）插刀变为系数 0cX 11) 插齿刀和被切内齿轮的切削齿合角 2ca 0 46 t a nzz XXin vin v 0C2 C202   c 得： 02 ca s 2 ca 12）插齿刀和被切齿轮之间的中心分离系数 2C )1c o sc o s(2 2022C  cC daZZ 13）标准中心距 5)ZZ(2a120  m 14）安装中心距 o sc o saa 00   15）中心距分离系数 2C aa 0  16）齿顶降低系数 0 7 3 4 7 7 3 6 12C   17）齿顶高 外齿轮 . 0 7 3 61 . 1 4 30 . 8mX*haha 11  ）（）（  内齿轮 6 2 1 7 3 7 *haha 2C2  ）（）（  18） 分度圆半径 毕业设计（论文） 12 外齿轮 101  内齿轮 1 5 51 2 202  19）齿顶圆半径 外齿轮 6 7 3 7 3 111  aa h 内齿轮 222  aa h 20）基圆半径 外齿轮 3 9 6 9 o srr 0011b   内齿轮 3 9 6 9 o srr 0022b   21) 齿顶 压力角 外齿轮 91 12 15 4. 67 3 514 0. 95 3rrc o s 1a1b1a  查得  186。 1a  1a  内齿轮 93 5 93 62 1 os a2b22a  查得  186。 4 3 3 9 7 2a  0 2 4 5 2 v 2a  22）。