管道探伤智能机器人设计方案

1、管道探伤智能机器人设计方案1.1管道探伤机器人设计背景及意义随着交通、石油、化工以及城市建设的飞速发展，管道作为一种经济、高效的物 料长距离运输手段而倍受人们的关注，被广泛的铺设于世界各地、陆地、海洋等环境 中。我国从20世纪70年代开始油气管道的大规模建设， 截止到目前，国已建油气管 道的总长度约6万千米，逐渐形成了区域的油气管网供应格局，中国的管道工业得到 了极大的发展。本课题中所研究的管道探伤机器人也是应用在特殊作业环境下的一类 特种机器人，其可以沿管道壁行走，通过携带的机电仪器，能够完全自主或在人工协 助下完成特定的管道作业，包括管道腐蚀程度、裂纹、焊接缺口的探伤检测，以及对 焊接缝防

2、腐补口等处理。既然管道在工业现场中有着如此广泛的应用，其安全运行问题也越来越受到人们 的重视。一旦管道破损，仅维护抢修的成本巨大，从中泄露的物质会对周围的生态环 境及人类生命安全造成威胁。如果能够及时发现并确定泄漏点，就能有效地减轻泄漏 事故造成的损失和危害。然而由于管道埋地较深，通过常规的巡线检测方法很难步到 泄漏点，另外长输管道距离长，沿途多为荒漠、沼泽或河流，而检测方法多为人工定 期巡检，这都限制了泄漏检测与定位的实时性，准确性。因此，管道的维护管理、泄 漏的检测、保障管道安全运行已成为界上重要的研究课题并日益受到重视。管道探伤机器人作为一类特种机器人， 正是在这样的环境下应运而生，管道

3、探伤 机器人的优点在于它不仅具有探伤质量高、作业速度快等优点，而且使操作检测人员 免受大剂量射线的辐射之苦。因此管道探伤机器人有着广阔的应用前景。1.2管道探伤机器人的国外发展现状管道探伤机器人是目前智能机器人研究领域的热点问题之一。近几十年来，核工业、石油工业的迅猛发展为管道探伤机器人提供了广阔的应用前景。由于大量地下、 海底管线的维护需要刺激了管道探伤机器人的研究。从20世纪70年代起，国外许多 研究人员就针对管道探伤机器人提出了大量的设计方案并对其能够实现的功能进行 不断地补充和完善，这些研究成果对管道探伤机器人的技术改进和应用场合的扩展起 到巨大的推动作用。目前，各国的研究学者已经研制

4、出了满足不同需要的管道探伤机 器。从上世纪50年代起，为了满足长距离管道的自动清理及检测的需求，英、美等 国相继开展了这方面的研究，其最初的成果是在1965年，美国Tuboscope公司采用漏磁检测装置Linalog首次进行了管检测，尽管当时尚属于定性检测，但具有划时代 的意义。我国从20世纪90年代初期，开始了管道探伤机器人的研发工作，国较早进入该 研究领域的有工业大学、清华大学、交通大学、油建公司、中国石油天然气管道局等 单位。相比较而言，我国的地下管道检测技术仍处于起步探索阶段，大部分检测管道腐蚀的技术都停留在管外检测，方法传统落后。各种管道探伤机器人仍在研究中，成 熟的产品尚未开发出来

5、。尽管某些科研单位己经研制出了几种功能样机，但它们只能对空管道进行检测，难以满足工程上的要求。1.3本文研究的主要容本文根据直线电机的工作原理及其结构特点， 设计了以直流电机为移动动力的管 道探伤机器人。本课题将在以下两个方面开展研究工作（1）管道探伤机人机架的研究机架是主要有四杆机构和传动螺杆以及减速器组成，四杆机构保证机器人可以在一定围不同直径的管道均能使用，传动螺杆保证四杆机构能够达到所需要的位置，减速器 保起到缓冲和提高精度的作用。（2）管道探伤机人履带移动部分的研究该部分主要是由减速器、驱动轮、从动轮、履带组成，驱动轮主要是带动履带转 动，履带和管道接触产生移动。第2章管道探伤机器人

6、的要求指标根据所要设计容管道探伤机器人的初步构想如图2-1所示图2-1管道探伤机器人三维图2.1管道探伤机器人的技术指标 （依据现代管道机器人技术）行走速度：5.36m min自重：净载重： 机身尺寸：6kg11kg351mm155mm 155mm自适应管道半径围：200mm 300mm越障能力：2mm:5mm爬坡能力：150工作电压：12V一次性行走距离2500m牵引力：300N:400N密封性能：履带密封，机架半开放2.2管道探伤机器人的工作指标 （依据现代管道机器人技术）工作环境：中性液体环境，液面高度不得高于 30mm工作温度：00： 50第3章元器件选用3.1电动机的选用本设计采用圆

7、周三点限位支架，三个履带行走构件相互独立，因而需要提供三个 相同的电动机分别驱动各个履带。另外，管径自适应结构由丝杠螺母传动，也需要一 个电动机作为驱动，于是整个机器人需要 4个电动机。考虑到整个机构适用于200300mr管径的管道部探伤，因而整体尺寸受到严格限 制，进而限定了电动机的尺寸。以最小管径200mn作为尺寸控制的参数，履带行走机 构的高度50mm所用电动机直径大约20mm同时作为履带机构的动力来源，此电动 机亦应当达到足够的功率输出，否则将必然无法与设计要求匹配。出于零件之间相互通用的设计理念，4个电机都是统一规格、同种型号。最后由 于设计要求中规定了每分钟的行程， 所以电动机应该

8、转速适中，既与整个电机的功率 和扭矩相匹配，又能满足行进速度的要求。综合以上几点，经过多方查阅资料。决定采用一下型号的电动机：型号：SG-27ZYJ 额定功率：10W 12V DC额定转速度：400rpm；额定转矩：300Nmm实物图如图3-1 所示。图3-1上图为电动机实物参考图3.2配件选用根据探伤机器人的要求以及目前市场所有的相关配件种类本装置应选择配件为：蓄电池:12V, 9000mAh。摄象头：CCD探头，具体尺寸可选。1200围可以探视。双头白光二级管探照光源第4章机架部分的设计计算根据图2-1的设想知机架部分的初步构想图如图 4-1所示图4-1机架部分三维图4.1机架部分的功能和

9、结构机架部分的主要功能为支撑在管道行走的管道机器人，使履带行走系能紧密的贴 在管道壁面，产生足够的附着力，带动管道机器人往前行走。为了适应不同直径管道的检测，管道检测机器人通常需要具备管径适应调整的机 架机构，即主要有两个作用： 在不同直径的管道中能开或收缩，改变机器人的外 径尺寸，使机器人能在各种直径的管道中行走作业；可以提供附加正压力增加机器人的履带与管道壁间的压力，改善机器人的牵引性能，提高管移动检测距离。为了满足管径自适应的功能，本次设计采用了基于平行四边形机构的管径适应调 整机构，在由1200空间对称分布的3组平行四边形机构组成，采用滚珠丝杠螺母调节 方式，每组平行四边形机构带有履带

10、的驱动装置示意图如 4-2所示。机构调节电动机为步进电动机，滚珠丝杠直接安装在调节电动机的输出轴上，丝杠螺母和筒状压力传感器以及轴套之间用螺栓固定在一起， 连杆CD的一端C和履带架 铰接在一起，另一端D铰接在固定支点上，推杆M与连杆CD铰接在M点，另一端铰接 在轴套上的W 点，连杆AB BC和CD构成了平行四边形机构，机器人的驱动轮子安 装在轮轴B、C上，轴套在圆周方向相对固定其工作原理为：调节电动机驱动滚珠丝杠转动，由于丝杠螺母在圆周方向上相对固定，因此滚珠丝杠的转动将带动丝杠螺母 沿轴线方向在滚珠丝杠上来回滑动，从而带动推杆 M运动，进而推动连杆Ct绕支点D 转动，连杆CD的转动又带动了平

11、行四边形机构 ABC平动，从而使管道检测机器人的 平行四边形轮腿机构开或者收缩，并且使履带部分始终撑紧在不同管径的管道壁上， 达到适应不同管径的的.调节电动机驱动滚珠丝杠转动时，也同时推动其余对称的2组同步工作.筒状压力传感器可以间接地检测各组驱动轮和管道壁之间的压力和， 保 证管道检测机器人以稳定的压紧力撑紧在管道壁上，使管道检测机器人具有充足且稳 定的牵引力。在4-2中，当15,800时，机架适应管道半径的围在196,323 mm。参考常见的管道运输直径围（Ref2）,设计的管道机器人可满足成品油管的管道直径的要求 机架部分的结构简图如图4-2所示图4-2丝杠螺母自适应机构图4.2机架部分

12、的力学特性分析对于履带式驱动方式的管道机器人，牵引力由运动驱动电动机驱动力以及履带与 管壁附着力决定。当运动驱动电动机的驱动力足够大时， 机器人所能提供的最大牵引 力等于附着力。附着力主要与履带对管壁的正压力和摩擦系数有关。摩擦系数由材料和接触条件决定，不能实现动态调整。履带对管壁的正压力与机器人重量有关， 但通 过管径适应调整机构，可以在不同管径下提供附加正压力，改变附着力，从而在一定 围实现牵引力的动态调整。管道机器人正常行走时，其对称中心和管道中心轴线基本重合，重力G在对称的中心线上面。因此，管道机器人在行走过程中，最多只有两个履带承受压力，即其顶 部的压力为零（如图4-2所示）。N1

13、N2 G（ 4-1）随着管道机器人在管移动的距离的增加，或者在爬坡的时候，机器人可能由于自身重量所提供的附着力不够时，导致打滑，这就需要管道机器人提供更大的牵引力来 支持机器的行走。利用管道机器人自适应管径的平行四边形丝杠螺母机构，可提供附加的正压力以增加管道机器人的附着力。通过远程控制可调节电动机输出扭矩 T带动丝杠螺母相对转动，产生推动力F推 动推杆运动，使得各组履带压紧贴在管道壁，产生附加的正压力P。将各个履带由于重力而产生的作用反力定义为N,由附加正压力所产生的作(4-2)用反力定义为 P，丝杠螺母杆的推力为F ,由力平衡原理可得:(N P 0 cot =F1由 Lsin +h1 +h

14、=Rf#cot.L2 (Rh hj2R h hi(4-3)丝杠螺母需施加的推力Fi为：Fi=（NP)L2 (R h h1)2R h h1(4-4)(4-5)(4-6)式中pn、d分别为滚珠丝杠的导程、大径:u i为丝杠与螺母之间的摩擦系数。电机需要输出的扭矩为T=F2邑/2(4-7)式中L、R、h、h1如图4-2所示。丝杠螺母所产生的切向力 F 2 =F1 tan （其中=arctan -Pn ； arctanu 1 d式中 为滚珠丝杠的螺母副的传动效率。查表知：比=0.13 ；=80%以符号Fe表示机器人的提供的牵引力，当运动驱动电机的驱动力足够大的时候,牵引力 Fe 为：=( NP )u2

15、 。(4-8)式中 2 为履带的附着系数，近似于摩擦系数，因管道部环境条件，故按油润滑 条件来取值 u2 =0.5。由 (4-4),(4-5) ，(4-7) 可知，随着能所适应的管道半径的减小， 机架部分所需要 的推力和电机的转矩是逐渐增大的。因此，选择机器人能所适应的最小管道半径R=100m做力学分析，可以保证大管径时管道机器人的强度和刚度条件。下面是在管径R=100m时的，机架的力学分析的计算。估算 P的围在0,50 N之 间。采用的是履带中驱动的同种电机，额定转矩 T 300 N gmm , 额定输出转速为 200rpm 。由设计的尺寸可得 h=23mm,h1=51mm， L=88mm，

16、 L1=L2=42.5 ,p h=3mm， d1/2=11mm 由式(4-3) 可算出 cot =3.23351 。带 入 式 (4-4) , 由 P 0,50N ， 可 算 出 所 需 要 的 推 力 F 的 围 为 549.7N , 711.4N 。由式(4-6)计算 tan () =0.2。带入式(4-5) 可算出需要输入的切向力 F2 109.94N,142.28N 。带入式( 4-7)可计算出所需要的转矩为 T 858.9,1111.56 N.mm。由式(4-8)可求出管道机器人的牵引力Fe的围为85N,110N。第 5 章 机架部分传动系统的设计计算根据管道机器人在管道中的运行，传

17、动螺杆转速不宜过高，所以总传动比：i=4 ；I级传动比：i=2级传动比：i =2，传动部分的初步构想如图5-1所示图5-1机架部分传动系统三维图5.1 I级传动系齿轮的设计计算5.1.1寿命要求和初步数据I级圆柱齿轮传动的传动扭矩 T| 300N mm，高速轴转速n 400rpm，传动比 i=2，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。5.1.2选用材料小齿轮40Cr钢，锻件，调质，H1270HB ;大齿轮45钢，锻件，调质，出 250HB ;齿面粗糙度1.6。5.1.3接触疲劳强度设计计算软齿轮，根据机械设计3按接触疲劳强度设计计算d(1)齿数比 u=i=2.012kT1 u 1d uZ

18、hZe(5-1 )(2)齿宽系数d :直齿取d = 0.8。(根据机械设计3表10-7)（3）载荷系数KKaKvK K(5-2) 工况系数Ka 1.00 0 （根据机械设计3表10-2 ） 动载荷系数Kv o取小齿轮齿数N = 14;初估小齿轮圆周速度V| = 0.3m/s o仏二1o （根据机械设计3图10-8 ） 齿向载荷分布系数K 1.11。（根据机械设计3图10-4） 载荷分布系数K 0a )大齿轮齿数 z2 iz1 = 2X 14=28 取z2 = 28。b ）螺旋角 0。（直齿）、 1 1 c ）端面重合度1.88 3.2（） cos = 1.49。（5-3）Z1 Z2d ）纵向重

19、合度=0o （直齿）e ）总重合度=1.49 ; K = 1.12。（根据机械设计3图10-9） 载荷系数K= 1.2432。（4）小齿轮转矩T,300（N mm）。（5） 材料弹性系数ZE 189.8。（根据机械设计3表10-6）（6）节点区域系数Zh 2.5。（标准直齿）（7）许用接触疲劳应力H lim K hnSH min(5-4 )小齿轮接触疲劳极限应力Hiim1 = 720 N / mm2。（根据机械设计3 图 10-21 ) 小齿轮接触应力当量循环次数N e1=60nL h(5-5)大齿轮接触疲劳极限应力Hiim2 = 575 N/mm2。(根据机械设计 3 图 10-21) 最小

20、许用接触安全系数；设失效概率 1/100,SH iSF i 1.00H min厂 minn1 =400r/min ; j=1 ; th =30000h; Ne1 = 7.2 x 108。 大齿轮接触应力当量循环次数 Ne2=Ne1/i=3.6108。 大、小齿轮接触寿命系数kHN1=kHN2=1。(根据机械设计3图10-19 )小齿轮许用接触疲劳应力：H 1 = Khn1 Hlim1 =旦 =72(XN/mn2)0(5-6)SH min1.00大齿轮许用接触疲劳应力：h 2=KhN2 Hlim2 =75 =575(N/mn2 )(5-7)SH min1 .从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：

21、H H 2 575(N/mm2)(8)中心距a，小、大齿轮的分度圆直径d1,d2，齿宽,b2和模数m 2d=3min1 11，2kT1 u1 Z Z-_E = 9.84mm取 14mm(5-8)d uH中心距a虫(1+i)=2:1142(1+2)=21mm 圆整为 a=21mm(5-9)模数m= 1.0mm取 Z2m= 1mm(5-10)乙Z2Z1.14，取 z114,初选正确；乙=28o(5-11)1 i于是 d1 = mz = 14mrp d2 = mz2 = 28mm(5-12 )齿宽 b dd1 0.8 14 11.2(mm)。(5-13)取小齿轮宽度b1=12mm大齿轮宽度为b2=1

22、1.2mm5.1.4参数的修正(1) 动载荷系数kv小齿轮实际圆周速度 v1业14 400 0.2932(m/s)。(5-14)60 1000 60 1000与初估V| =0.30 m / s相符，Kv值无需修正。(2) 载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。(3)直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。5.1.5弯曲强度校验计算(1)基本尺寸2KbdMnYFaYsa(5-15)(3)许用弯曲疲劳应力_ Flim K FN SF min(5-16)K=1.2432; T| = 300 N mm ； T2 = 600 N mmb=11.2mm ; d1 =14mrp d2 = 28mm mn

23、=m=1m根据上述计算，齿轮数据如表5-2表5-2二级齿轮组具体数据项目单位小齿轮大齿轮中心距amm21.176模数mmm1传动比i2端面压力角t()20齿数z1428齿宽bmm1211.2分度圆直径dmm1428齿高hmm2.252.25齿顶圆直径damm16.35230齿根圆直径dfmm11.85225.5节圆直径mm14.11728.2355.3传动螺杆的设计计算5.3.1寿命要求和初步数据螺纹大径d=22mm螺纹中经d2=19mm螺距P=3mm螺纹小径d1=16mm螺纹经d0=1Omm螺母高度 H=20mmd2 =0.85.3.2耐磨性条件计算(5-39)H式中 =h=3 ； Fmax

24、=711.4N;查表5-12 p =11;代入计算d2三3.7，故耐磨 d2性满足要求。5.3.3螺杆的强度计算caF234Td1(5-40)式中 Fmax =711.4N; Tmax =1111.56NX mm A (d2 d2 );4= 640=160mpa4ca=9.7故强度满足要求第6章履带行走系设计履带行走系的初步构想图如图 6-1所示图6-1履带行走系的三维图6.1行走系的选择管道机器人的行走系现大部分采用轮式结构和履带式模块结构的行走系。 管道机 器人实现在管行走必须满足机器人移动载体对管壁的附着力，既牵引力Fe，大于移动 载体的阻力Ff : Fe Ff。当电机的驱动力足够大的时

25、候，牵引力Fe： FeNe其中Ne为履带与管道壁面接触的正压力。轮式管道机器人的行走轮可按空间或平面配制一般取 4-6轮，其驱动方式有独 轮或多轮驱动。它的附着力 Fe只与驱动轮和管壁间的接触正压力有关。对于履带式 管道机器人基于履带的结构特点，它在单个电机驱动的情况下，正压力Ne等于载体与管壁产生的正压力，因此有大的附着力。同时，在管道行走的稳定性和越障性能上， 履带式行走系的总体性能要优与轮式行走系。 因此，本次机械设计采用履带式行走系 的模块设计。6.2 履带行走系 履带行走系的功能是支撑管道机器人的机体，并将由传动系输入的转变为管道 机器人在管道的移动和牵引力。履带行走系的装置包括履带

26、 , 驱动轮，紧机构，传动 机构，原动件，紧缓冲装置 （ 本设计中将此机构设置在机架上 ） 组成。履带按材料可分为金属履带，金属橡胶履带和橡胶履带。考虑到在输油管道中行 走，金属履带的抗腐蚀性较差， 并且对管道的壁面产生一定的损坏， 管道机器人的履 带行走系中的履带部分采用橡胶履带。橡胶履带是用橡胶模压成的整条连续的履带。 它噪声小，不损坏路面，接地压力均匀。履带传动机构可用类似同步带传动机构代替。同步带传动是靠带上的齿和带轮的 齿相互啮合来传动的， 因此工作时不会产生滑动， 能获得准确的传动比。 它兼有带传 动和齿轮传动的特性和优点， 传动效率可高达 0.98 。同时，由于不是靠摩擦传递动力

27、， 带的预紧力可以很小，因此作用于轴和轴承上的力也就很小。同步带按齿形可分为梯形齿和圆弧形齿两种。梯形齿中按齿距可分为周节制，模 数制，特殊节距制。结合管道机器人履带部分的尺寸，选取模数制带形。由机械设计 3 表12-1-55 可查得现有的模数制同步带产品，选取 m zb bs 2 65 115 ，节线长Lp 408.41mm。其中模数m 2,齿数zb 65,带宽bs 115（此为最大的带宽，厂方可根据客户的要求进行切割 ），履带中带宽 bs 26mm 。为了增大履带的接触地面的摩 擦力，将另一段带的背面和在带轮上的带的背面用强力胶水粘和。6.3 同步带和带轮 （ 履带） 的设计计算6.3.1

28、 计算功率V 带传动比：io = 1;驱动轮转速：=43r/min ;驱动轮的输出功率P = 11w。6.3.2选普通V带型号因为用于履带传动，所以根据机械设计3表8-7得Ka二1.3 ;巳二心出二14.3W； 模数制同步带产品： m zb bs 2 65 115 节线长度 Lp 408.41mm6.3.3求大小带轮基准直径取 dj d2 40mm 。6.3.4验算带速vV吨 =0.0920.37;符合带宽要求。kz Fa Fc v6.3.7剪切应力验算旦 =11=0.27(N/mm2)(6-5)1.44mbszmv 1.44 2 26 6 0.09根据机械设计3表12-1可得许用剪切应力p

29、0.5: 0.8Ngmm2可得 p符合剪切应力的要求。6.3.8压强验算pPd110.6mbszmv0.6 2 26 6 0.09=0.653(N/mm2)。(6-6)根据机械设计3表12-1-78可得许用压强Pp 2: 2.5Ngmm26.3.9求作用在带轮轴上的切向力F模数制同步带轮：Ft = B二1 =122.2Femax。（ 6-7）v 0.096.3.10同步带轮型号选择和参数选择同步带中的阶梯齿形的模数制同步带产品。从现有的同步带产品中选择出 m zb bs 2 65 115，节线长Lp = 408.41mm的同步带的型号。校验符合实际情况第7章 行走系中传动系统根据机器人不宜行走

30、过快，所以选用总传动比：i=9.375 ;1级传动：i 1.5 ；II级传动：i=2.5 ;川级传动：i=2.5，行走系初步构想图如图7-1所示。图7-1行走系传动系统的三维图7.1 I级圆锥齿轮传动系齿轮的设计计算7.1.1寿命要求和初步数据I级直齿锥齿轮传动的传动扭矩 T1 300N mm，高速轴转速n1 400rpm，传动 比i 1.5，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。7.1.2选用材料采用7级精度软齿闭式圆锥直齿轮；小齿轮40Cr钢，锻件，调质，已270HB ;大齿轮45钢，锻件，调质，H2250HB ;齿面粗糙度1.67.1.3接触疲劳强度设计计算根据推荐，按接触疲劳强度

31、设计计算d13 /KL皆ZH)2(7-1)(1) 齿数比 u=i=1.5。(2) 齿宽系数d :直齿取d = 0.3 o(3) 载荷系数。K KaKvK K(7-2) 工况系数Ka 1.00 o (根据机械设计3表10-2) 动载荷系数Kv o取小齿轮齿数z, = 20;初估小齿轮圆周速度w = 0.42m/s。仏二1o (根据机械设计3表10-8 ) 齿向载荷分布系数 u r/(2 r)0.265, K 1.01 o 载荷分布系数ka ）大齿轮齿数 z2= 1.5 x 20= 30;取 z2 = 30。b )螺旋角 0 (直齿)c )端面重合度1.88 3.2( ) cos = 1.61 o

32、(7-3)乙Z2e )纵向重合度=0o (直齿)d )总重合度=1.61查表得K = 1.0 o载荷系数K= 1.01 o(4) 小齿轮转矩飞 300(N mm) o(5) 材料弹性系数ZE 189.8 o (根据机械设计3表15- 17)(6) 节点区域系数ZH 2.5。标准直齿(7) 许用接触疲劳应力h = HlimKHN(7-4)SH min小齿轮接触疲劳极限应力图 10-21）2Hlim1 = 720 N/mm o （根据机械设计 大齿轮接触疲劳极限应力Hlim2 = 575 N/mm2o (根据机械设计3图10-21 ) 最小许用接触安全系数设失效概率 1/100 ； Sh minS

33、f min 1.00。 小齿轮接触应力当量循环次数N ei =60n/L h。(7-5)m = 200r/min ; J=1; Lh =30000h ; Tmax1; Ne1 = 7.2 x 108。 大齿轮接触应力当量循环次数Ne2 = Ne1/i =4.8 X108。 大、小齿轮接触寿命系数kHN1=ZN2=1。(根据机械设计3图10-19 )小齿轮许用接触疲劳应力：H 1=Khn1 Hlim1 = I20 =720 (N/mm2)。(7-6)Sh min1 .00大齿轮许用接触疲劳应力：h 2= KhN2 Hlim2 =75 =575(N/mnf)。(7-7)SH min1 .0从上两式

34、中取小者作为许用接触疲劳应力：H H 2 575(N/mm2)。(8)中心距a，小、大齿轮的分度圆直径dd2，齿宽b,b2和模数md1 34KT1(ZeZh)2 3d(1 0.5 d)2u h2 1.01 3000.3 (1 0.52189 5 2 52189.5 2.510.81 取 20mm0.3)1.5575取 m=1m。小齿轮齿数z1 20,大齿轮齿数z2 30;于是 d1 = mz1 = 20mm d2 = mz2 = 30mmR = 18.03mm ，齿宽 bdR 0.3 18.035.409(mm);取小齿轮宽度b|5.5mm,大齿轮宽度为b 5mm。7.1.4参数的修正(1)

35、动载荷系数kv小齿轮实际圆周速度V1如20 400 0.418(m/s)。(7-8)60 1000 60 1000与初估V1 =0.42 m / s相符，Kv值无需修正。(2) 载荷系数K及其他参数均未变，均无需修正。(3) 直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸及参数保持不变。7.1.5 弯曲强度校验计算F 4KT1YFaYsa F（7-9）r（1 0.5 r）2才mJu2 1（1）已知数据K=1.01 ; T| = 300N mm ； T2 = 450 N mm 。（2）当量齿数 小、大齿轮的分锥角!, 2。cos 1 ctg 1 / .1 ctg2 1 u / , 1 u20.832 ； cos 2

36、0.554（7-10） 小、大齿轮的当量齿数ze1, ze2。ze1z,/cos 124.04 ； ze2 z2 / cos 2 94.88（ 7-11）（3） 齿形系数和应力校正系数（根据机械设计3表10-5）小齿轮齿形系数YFa1 2.65，大齿轮齿形系数YFa2 2.2小齿轮应力校正系数Ysa,1.58，大齿轮应力校正系数YSa2 1.78。（4） 许用弯曲疲劳应力F = FlimKFN（ 7-12）SF min 小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1 280N / mm2，大齿轮弯曲疲劳极限应力Flim2 210N /mm2。 最小许用弯曲安全系数保失效概率1/100，选择最小安全系数 Sf

37、 min1Sf min2 1.3。 弯曲寿命系数8Ne1= 2.4 10 ； N8e21.210； Kfn 1 =Kfn 2 =.96（根据机械设计3图10-18）_ F lim 1K FN1 .= 280 0.96=206.77(N/mm2)。（7-13）F1sSF min1.3F lim 2K FN 2 .210 0.96=155.08(N/mm2)。（7-14）F2 = S -SF min1.3F1R(1 0.54KT1R)2zjm3 -u2 1YFa 1Ysa1F2R(14KT20.5 R)2z22m3 . u2 1YFa2Ysa24*1.01*300*2.65*1.580.3*(10

38、.5*0.3) 2 *20 2、1.52一132.47N / mm24*1.01*450*2.2*1.780.3*(10.5*0.3) 2 *30 2* 1.52120.24N / mm2因为 F1 F1 ； F2 F2 ；所以校验合格根据上述计算，齿轮数据如表7-1 o表7-1一级齿轮组的具体数据项目单位小齿轮大齿轮大端模数mmm1传动比i1.5端面压力角t()20齿数z2030齿宽bmm5.55大端分度圆直径dmm2030中点分度圆直径dmm1725.5齿高hmm2.22.2大端齿顶圆直径damm21.66431.11大端齿根圆直径dfmm18.6728.67锥距mm18.037.2 H级

39、传动系齿轮的设计计算7.2.1寿命要求和初步数据II级圆柱齿轮传动的传动扭矩 T, 450N mm，高速轴转速n 267rpm，传动比i=2.5，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动722选用材料采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，Hi大齿轮45钢，锻件，调质，H2250HB ;齿面粗糙度1.6。723接触疲劳强度设计计算因为是软齿轮，故按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算。d（1）齿数比 u=i=1.6 。（2）齿宽系数d :直齿取（3）载荷系数。 工况系数KA 1.00c 动载荷系数Kv。取小齿轮齿数N = 12;初估小齿轮圆周速度v = 0.17

40、m/sKv二1。（根据机械设计3图10-8 ） 齿向载荷分布系数K 1.11。（根据机械设计3表10-4） 载荷分布系数K。, 23 2kT1 U 1 Z H Z E1 id二0.8。（根据机械设计3表10-7）K KAKVK K（根据机械设计3表10-2 ）a)大齿轮齿数 z2 iz1 = 2.5 X 12 = 30，取 z2 = 30 ob）螺旋角0。（直齿）c）端面重合度11.88 3.2(-1)cos = 1.51 oZ1Z2d）纵向重合度=0。（直齿）e）总重合度=1.51 ;K=1.12o载荷系数K= 1.2432。（4）小齿轮转矩T,450(N mm)270HB ;(7-15)(

41、7-16)(7-17)(5)材料弹性系数ZE 189.8。(根据机械设计3表10-6)(6)节点区域系数ZH 2.5。标准直齿(7)许用接触疲劳应力(7-18)_ H lim K HNSH min小齿轮接触疲劳极限应力H Iim1 = 720N / mm2。(根据机械设计3 图 10-21)大齿轮接触疲劳极限应力Hlim2 575N / mm2。(根据机械设计3 图 10-21)最小许用接触安全系数。设失效概率1/100 ； SHmin SF min1.00。 小齿轮接触应力当量循环次数Ne1 =60nL h。(7-19)n1 = 267 r/min ; J=1; Lh =30000h; Ne1 = 3.177 x 108。 大齿轮接触应力当量循环次数N e2 = Ne1/i =1.27 x 108。 大、小齿轮接触寿命系数k HN1=kHN2=1 o (根据机械设计3图10-19)小齿轮许用接触疲劳应力：hKhn1 h Hm 1 = 720 =720 (N/mm2)。( 7-20)SH min1.00大齿轮许用接触疲劳应力：Kg Hlm2 =575 =575(N/mm2