数控云台毕业设计

数控云台毕业设计内容摘要：

 V （ m/s） ③ 计算齿宽 b td db  （ mm） （式 312） b （ mm） ④ 计算齿宽与齿高比 b/h 模数 ：  zdm tt （ mm） 齿高：   7 8 6 9   ta mchh （ mm） hb ⑤ 计算载荷系数  HHVA KKKKK  （式 313） 根据 smV / ， 7级精度，查得动载荷系数 VK。 由于所设计的齿轮为直齿轮，假设 mmNbFK tA /100 ，查得 7级精度未经表面硬化齿轮   FH KK。 查得使用系数为，均匀平稳状态时 1AK。 查得 7级精度，小齿轮悬臂布置时   2 4 32   bK ddH  广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 8 － 由 hb ， HK 查得 FK。 故，载荷系数 K ⑥ 按实际载荷系数校正做得分度圆直径 3 KtKdd t（ mm） （式 314） 31 d （ mm） ⑦ 计算模数  zdm （ mm） 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为：  3 2112  F SFd YYzKTm   （式 315） ⑴ 确定公式内各计算数值 ① 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 4501  ，大齿轮 MpaFE 4502  ； ② 查得弯曲寿命系数 FNK ， FNK ； ③ 计算弯曲疲劳许用应力   sK FEFNF   （式 316） 取弯曲疲劳安全系数 s=    sK FEFNF   Mpa    sK FEFNF   Mpa ④ 计算动载荷系数 K  FFVA KKKKK  （式 317） 0 7 7 K ⑤ 查取齿形系数 181z 时， FaY ； SaY 542z 时， FaY ； SaY ⑥ 计算大、齿轮的  FSaFaYY 并加以比较   11 F SaFa YY    013 47 22 F SaFa YY  取小值。 ⑵ 设计计算 根据（式 314）得： 广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 9 － 347 2 3  m （ mm） 对比计算结果，可由齿面接触疲劳强度，取模数为标准值 1m。 按接触疲劳强度算出： 分度圆直径： d （ mm） 小齿轮齿数：  mdz ，取 181z。 大齿轮齿数： 54312  zz 几何尺寸计算 ⑴ 计算分度圆直径 1811811  mzd （ mm） 5415422  mzd （ mm） ⑵ 计算中心距   36221  dda （ mm） ⑶ 计 算齿轮宽度  db d （ mm） 取 mmB 92  ； mmB 141 。 验算 311  dTF t N mmNmmNb FK tA /100/ 。 X 方向齿轮减速机构传动系统设计 初步拟定已知条件为：传动比 i=3， n4max=30r/min,工作寿命为 20 年（每天工作 24小时，一 年工作 360 天） 选定齿轮类型、精度、材料、齿数 ⑴ 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 ⑵ 由于该减速器传动功率不大，所以大、小齿轮都选用软齿面齿论。 选大、小齿轮材料为 45号钢，经调质处理，齿面硬度为 217255HBS。 ⑶ 选取精度等级为 7级（ GB1009588）。 ⑷ 选取小齿轮齿数 183z ,大齿轮齿数 543184 z。 按齿面接触强度计算 根据（式 38）设计进行试算。 ⑴ 确定公式内各计算数值 ① 载荷系数 tK ； ② 确定小齿轮传递转矩，由于所选电机 36BF003 的最大静转矩为 mNT  ③ 取齿宽系数 d。 广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 10 － ④ 查得材料的弹性影响系数 EZ 21Mpa ⑤ 查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限 M p aHH 3 8 04lim3lim   ⑥ 计算应力循环次数 （见式 39） 93 6 024133060 N 9934  jNN ⑦ 根据应力循环次数查得接触疲劳寿命系数为： HNK ； HNK。 ⑧ 计算接触疲劳许用应力 (见式 310) 取失效概率为 1%，安全系数 s=1。    sK imHHNH  MPa    sK imHHNH  MPa ⑵ 计算 ① 试算小齿轮分度圆直径 td3 （见式 38） ,代入中较小的值 3 233 td  mm ② 计算圆周速度 V （见式 311）  V （ m/s） ③ 计算齿宽 b （见式 312） b （ mm） ④ 计算齿宽与齿高比 b/h 模数  zdm tt （ mm） 齿高     ta mchh （ mm） hb ⑤ 计算载荷系数 （见式 313） 根据 smV / ， 7 级精度，查得动载荷系数 VK ； 由于所设计的齿轮为直齿轮，假设 mmNbFK tA /100 ，查得 7级精度未经表面硬化齿轮   FH KK ； 查得使用系数为，均匀平稳状态 1AK ； 查得 7级精度，小齿轮悬臂布置时；   2 4 32   bK ddH  由 hb ， HK 查得 FK 故，载荷系数为： K ⑥ 按实际载荷系数校正做得分度圆直径 （见式 314 ） 广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 11 － 33 d （ mm） ⑦ 计算模数  zdm （ mm） 按齿根弯曲强度设计 根据（式 315）进行弯曲强度试算。 ⑴ 确定公式内各计算数值 ① 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 4503  ，大齿轮 MpaFE 4504  ； ② 查得弯曲寿命系数 FNK ， FNK ； ③ 计算弯曲疲劳许用应力 （见式 316） 取弯曲疲劳安全系数 s=    sK FEFNF   Mpa    sK FEFNF   Mpa ④ 计算动载荷系数 K （见式 317） 0 4 7 9 K 0 4 7 9   FFVA KKKKK ⑤ 查取齿形系数 183z 时， FaY ； SaY 544z 时， FaY ； SaY ⑥ 计算大、齿轮的  FSaFaYY 并加以比较   01 22 F SaFa YY    44 F SaFa YY  取小值。 ⑵ 设计计算 （见式 315） 2 3  m （ mm） 对比计算结果，可由齿面接触疲劳强度，取模数为标准值 1m。 按接触疲劳强度算出： 分度圆直径 d （ mm） 小齿轮齿数  mdz ，取 184z。 大齿轮齿数 54334  zz 几何尺寸计算 广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 12 － ⑴ 计算分度圆直径 1811833  mzd （ mm） 5415444  mzd （ mm） ⑵ 计算中心距   36243  dda （ mm） ⑶ 计算齿轮宽度  db d （ mm） 取 mmB 94  ； mmB 143 。 验算： 31 3  dTF t N mmNmmNb FK tA /100/ 。 注：考虑云台垂直运动是 45176。 ～ +45176。 ，取齿扇为 122176。 轴的设计 轴的设计也和其他零件的设计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。 轴的工作能力计算指的是轴的强度，刚度和振动稳定性的计算。 多数情况下，轴的工作能力主要取决与 轴的强度。 这时只需要对轴进行强度计算，以防止断裂和塑性变形。 轴的材料主要是碳钢和合金钢。 由于碳钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性低同时也可以用热处理或化学处理方法提高其耐磨性和抗疲劳强度。 故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常采用 45 号钢。 Z 方向轴的设计 由于控制摄像机水平转动的 Z轴有上下两根轴，上轴只承受轴向拉力作用，故只须满足抗拉强度要求； Z方向下轴，既承受轴向拉伸作用，又承受扭矩作用，应该分别进行强度校核。 ⑴ Z 方向上轴的设计 根据拉伸强度条件公式试算（见 [2]）：  bAF   （式 318） 其中：  为正应力； F为轴向力； A为轴的横截面面积。 设上轴承受质量为 1㎏的器件，即：  gmF （ N） 查得 45号钢的抗弯强度极限为   Mpab 598 ，根据（式 317）得：   0 16  bFA   2mm 假设上轴轴径最小处为 16㎜，内开一个 mm10 的内孔，用以同视频线、电源线等线路，其有效面积为：     )( 222222 mmmmdDS   满足设计要求。 广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 13 － ⑵ Z 方向下轴的设计 ① 抗拉强度校核 设下轴承受质量 m= ㎏的器件，所以 NgmF  ，根（式 318）得：   013  bFA   2mm 假设下轴轴径最小处为 8㎜，内留一个 mm4 的孔，则有效面积为：     222222 mmmmdDS   满足设计要求。 ② 抗扭强度校核 抗扭强度条件为（见 [2]）：    tWTm axm ax （式 319） 其中： maxT 为轴承受的最大转矩； tW 为抗扭截面系数；  为许用剪切应力。 水平电机 mNT  ，折算到轴上的扭矩为： 5 8 9 a x  iTT 电机 （ mN ） 抗扭截面系数为：   3649343 100 9 4 mDW t     则： 6m a x   查得 45号钢的许用剪切应力为   Mpa60 ，   max ，满足强度要求。 X 方向轴的设计 材料为 45 号钢，经正火，淬火和回火热处理。 由于 X方向的轴同时承受转矩和弯曲作用，所以要按弯扭组合强度条件进行计算。 由第四强度理论强度条件（见 [2]）：  122   TMWca （式 320） 初步确定轴的最小直径为： mmd 10 抗弯截面系数： 36933 mdW    ⑴ 确定轴承受的最大弯矩 由于所选摄像机质量 gm 540 ，考虑其附加器件的质量，设总质量 gm 700总 ，即NmF  总。 设最大弯曲变形发生在轴上离支承处 20㎜处，即： 广东海洋大学 2020 届本科生毕业论文 － 14 － mNlFM   3m a x ⑵ 确定轴上承受的最大扭矩 所选电机 36BF003Ⅱ的转矩 mNT  ，折算到 X轴上： mNiTT  2 3 7 按（式 320）计算 Mpaca 1 226   由于正火，回火处理的 45号钢的许用弯曲应力   Npa551  ，即  1 ca ，满足强度要求。 轴承的选用。