湖南科技大学本科生毕业设计（论文）
查表取动载荷系数为Kv=1.075 查表取齿间载荷分布系数为K?=1.2 查表取齿向载荷分布系数为K?=1.07 查表取使用系数为KA=1.00
所以载荷系数K=KA?Kv?K??K?=1.38 按K值对d1t进行修正
1.38k=29.04?3=28.9mm
1.4kt（4）确定模数m以及主要尺寸 d1=d1t?3m=d1/Z1=1.2mm为了防止轮齿太小引起的意外折断，m一般不小于1.5-2mm，故m=3mm。
中心距a=m(Z1?Z2)/2=3??24?120?/2=216mm 分度圆直径d1=m?Z1=72mm，d2=m?Z2=360mm
齿宽b=?d.d1=72mm，取小齿轮齿宽b1=80mm，大齿轮齿宽b2=75mm
???c??.m=3.75mm 齿顶高ha1=ha2=ha?m=3mm，齿根高hf1=hf2=?ha3、按齿根弯曲疲劳强度校核
K.Ft.YF.YS???F? bm确定各个参数数值
?F?（1）查表取弯曲疲劳寿命系数YN1=0.95，YN2=0.98 （2）查表取齿形系数和应力校正系数
YF1=2.65，YS1=1.58 YF2=2.16，YS2=1.81
（3）查表取弯曲疲劳极限?Flim1=710MPa，?Flim2=710MPa （4）取弯曲疲劳系数SF =1.25 可得??F?1=(?Flim1.YN1)/SF=539.6MPa
??F?2=(?Flim2.YN2)/SF=556.64MPa
（5）验算齿根弯曲疲劳强度
?F1=K?Ft?YF1?YS1/?bm?=2K?T1?YF1?YS1/?bmd1?=58.48MPa???F1?
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?F2=?F1?YF2?YS2/?YF1?YS1?=54.61MPa???F2?
弯曲疲劳强度足够了。
第五章 关键零部件的校核
5.1 腕部中心轴的结构设计与校核
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图 5.1 腕部中心轴
5.1.1 确定腕部中心轴的材料以及各段直径和长度 腕部中心轴的材料为40Cr，调制处理。
由于密封箱的壁厚为45mm，孔径为150mm，因为外部还要装端盖，这段轴颈上还要装配轴承，所以ab段的长度为20mm，直径为85mm,装配的轴承为角接触球轴承，型号是7217C。固定轴承的轴肩高度为3.5mm。
bc段为过渡段，长度为35mm，直径92mm，固定齿轮的轴肩高度为6.5mm。 由于大齿轮的齿宽为65mm，轴头的长度应该小于轮毂的长度，所以de段的长度为300mm，直径为90mm。
ef段要安装用于齿轮的轴向固定和轴承的轴向固定的轴套，考虑到另一半的密封箱的壁厚和孔径以及大齿轮轮毂比轴头多出的长度，这段轴颈的长度为60mm，直径为85mm。装配的轴承为角接触球轴承，型号是7217C。
fg段为过渡段，长度为45mm，直径为80mm。
gh段与手腕相连，大臂在此处的厚度为39mm，孔径为90mm。因此这段轴的长度为60mm，直径为60mm。胀紧套选用Z2型胀紧套。 5.1.2 腕部中心轴的强度校核 （1）计算齿轮的受力
大齿轮和小齿轮的受力大小相等，方向相反。故在这里只计算小齿轮的受力。 转矩T1=9.55×10611/Pn?=9.55×106×(3/75) ×0.99=378180N×mm 圆周力tF=112/Td=12606N 径向力rF=tantF=4588.2N （2）计算支撑反力
水平面受力图如图5.2(a)所示。
1HF+rF=2HF rF×138.52=2HF×(68.52+138.52) 故1HF=1518.46N，2HF=3069.73N
垂直面受力图如图5.2(b)所示。 1VF+2VF+F=tF 1VF×(138.52+68.52)-tF×68.51-F×97.72=0 故1VF=4312.14N，2VF=7893.04N （3）画轴弯矩图
水平面弯矩图见图5.2(c)HM图。垂直面弯矩图见图5.2(d)VM图。合成弯矩图见
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图5.2(e)图，合成弯矩M=22VHMM。 （4）画转矩图
轴受转矩T= T1，转矩图见图5.2(f)1T图。
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图 5.2 转矩图
（5）按弯扭合成应力进行强度校核
de段的中间截面为危险截面。取a=0.6。
当量转矩T=0.6×378180=226908N×mm22/eMTW=10.37MPa，查表知1b=70MPa，所以e<1b。因此大轴1的强度满足要求，故安全。
5.2 腕部中心轴2的结构设计与校核
5.2.1 腕部中心轴2的结构设计
腕部中心轴2的材料为40Cr，调制处理。
由于密封箱的壁厚为45mm，孔径为150mm，因为外部还要装端盖，这段轴颈上
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