快速俯仰传动机构设计 - 图文

DN?50000

而我们设计的丝杠DN=3750<50000，故满足设计要求。

3.4 锥齿轮的选择和强度验算

3.4.1 锥齿轮的参数选择

丝杠副推动天线丝母的驱动力矩就是锥齿轮副中大锥齿轮。 驱动力矩计算:

M =Mt1+Mt2（3-12）

Mt1为螺纹力矩；Mt2为轴承的摩擦力矩。由于摩擦力矩忽略不计，即Mt2为零。

DMt1?F?0?tan(???)（3-13）

2式中: ?为螺旋升角; ?为当量摩擦角(忽略不计);F为加在丝杠上的负荷。

0.005M?Mt1?15000??tan(4?02?)?2.62 N?m（3-14）

2此既为加在大齿轮上的力矩，根据此选择大小齿轮。

图7大锥齿轮

大齿轮：齿数Z1=34:；模数m1=6；节圆直径dw1=204;压力角α1=20°；分锥角?1=63.43°

图8小锥齿轮

小齿轮：齿数Z1=17:；模数m1=6；节圆直径dw1=102;压力角α1=20°；分锥角?1=26.57° 大小齿轮传递转矩分别为：MK1=123.5N·m； MK2=63.66N·m。 MK1和MK2都大于M，因此锥齿轮的选择能满足抗弯曲要求。

3.4.2 齿根弯曲疲劳强度计算

直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似地按平均分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算。

KF1YFaYSa???F?（3-15）

bmm?F?K?KAKVK?K?（3-16）

由《机械设计》查表10-2得KA=1.25；KV由图10-8查得KV=1.1；齿间载荷分配系数KH?及KF?可取为1；齿向载荷分布系数可按下式计算：

KH??KF??1.5KH?be（3-17）

式中，KH?be是轴承系数，可查表10-9取得1.1。

?F?KFtYFaYSa（3-18）

bmm(1?0.5?R)?R?b（3-19） d1

Ft为扭矩;K为不均匀系数; YFa、YSa为齿形系数和应力校正系数查表10-5得YFa=2.97（Z=17）；YSa=1.52（Z=17）；YFa=2.48（Z=34）；YSa=1.64（Z=34）;b为齿宽。

把数值代入得，?Fmax?42.3MPa

查材料手册合金钢HRC???=700MPa>?Fmax，故知齿跟弯曲触疲劳强度足够。

3.4.3 齿面接触疲劳强度计算

直齿锥齿轮的齿面接触疲劳强度，仍按平均分度圆处的当量圆柱齿轮计算，工作齿轮即为锥齿轮的齿宽b。

对?=20°的直齿锥齿轮，ZH=2.5，于是又有：

?H?5ZEKT1???H?（3-20） 23?（d1uR1-0.5?R）代入数据算得：?H=31.2 MPa ???H?=500 MPa，故能满足齿面接触疲劳强度。

3.5 链传动的选择和设计

从车载雷达的结构特点分析，为了满足雷达的使用性能同时考虑到立体空间也能够得到充分利用，动力部分（电动机）应安装在较底部，而丝杠则安装在较顶部，它们之间存在较大的距离，这时链传动的出现解决了较远距离的传递。

在滚子链和齿形链中进行选择，通过对比，相对于滚子链，齿形链具有传动平稳、噪声小，承受冲击性能好，效率高，工作可靠等特点，故优先选择齿形链。

3.5.1 初选齿形链规格

图9大链轮 图10小链轮

型号：C4-120； 节距：12.7mm； 链宽：19.5mm； 销轴直径：19.5mm； 销轴长度：24.5mm； 导向形式：内导式； 齿型接触式：内接触式；极限载荷:20KN双链40KN。

受链轮最小齿数以及链轮较小传动比的限制，选择齿形链轮的传动比i=2;主动轮的齿数Z1=19；从动轮的齿数Z2=38；两轮中心距a=500mm(a=30～50p)。受空间的限制，两链轮中心线与水平线有一个仰角?=45°。由于链轮在工作中无剧烈冲击震动，而要求耐磨性较高，则采用45Mn钢为链轮材料。

3.5.2 验算链条强度

F?T从?i（3-21） d主2式中：T从为大链轮上转矩；T从是小锥齿轮上的力矩的2倍(两只小锥齿轮的力矩都加在大链轮上)；i为链轮传动比；d主为小链轮中径。 计算得：

F=0.82KN

故链传动的选择符合设计要求。

3.6 蜗轮蜗杆设计

在此我们运用蜗轮蜗杆是因为它具有以下明显特点：传动比大，一般传动比i=5～80；重合度大、传动平稳、噪声低；结构紧凑。由于要满足设计的合理性，蜗轮蜗杆的传动比定为i1=10。蜗轮齿数的多少，影响运转的平稳性，并受到两个限制：最少齿数应