?
2?Z?KT （3-21） d?2.923?E???????(1?0.5?)2uR?H?R
式中：弹性影响系数：ZE=189.8
材料的许用应力：?Hlim?1100Mp
齿轮的应力循环次数：N=60njLh
=60?18.34?1?（2?8?300?10）=5.28?107 接触疲劳寿命系数：KHN?1.03 齿轮的安全系数：S=1
1.03*1100?1133Mp ??H??1因此，由公式（3-21）得：
?189.8?2.52?125.82?10d1?2.92???1311133??(1?0.5?)23323
3317.07?10d1?2.9230.028??98.68mm0.23③锥齿轮的基本尺寸：
d98.68齿数： Z1?1??50
m2分度圆直径： d=Zm=50?2=100mm
2d?70.7mm 21齿宽： ?RR??70?23.57mm
32.腕部摆动传动锥齿轮的设计计算 （1）锥齿轮各尺寸的计算
初设原始条件：传动比u=1，椎角??45?，齿型角?n?20?
锥距： R?模数m=2，分度圆直径d=55mm
d齿数： z??28，
m分度圆直径取： d=56mm
u2?11?1?56??39.6mm 锥距： R?d22dR?0.5b平均分度圆直径： m? （3-22）
dRb1取齿宽系数： ?R?? （3-23）
R3所以， dm=0.833d=46.648mm
当量直齿轮分度圆半径r?：
16
dm46.648??32.985mm 2cos?22?2当量齿轮模数（平均模数）mm，当量齿数zv ：
r??dv2r2?32.985?v??39.5mm mmmm1.671mm?m(1?0.5?R)?2(1?0.5?)?1.67
3z当量齿轮的齿数比： uv?2?1
z1（2）锥齿轮的设计计算
齿轮传递的扭矩为： T=1.65Nm
2T2?1.65圆周力： Ft???70.74N
dm0.046648垂直于分度圆锥母线的力：
F/?Fttg20??70.74tg20??25.75N
zv???18.21N 径向分力： Fr?F/cos??Fa?25.75cos45N1?28.213NFa?F/sind?Fr?18.21N 轴向力：
N2??95.023NF发向载荷： Fn?t?75.28N
cos?①齿面接触疲劳强度的设计：
?ZE?KT3 （3-24） d?2.92????????(1?0.5?)2uR?H?R齿轮的弹性影响系数： ZE=189.8
材料的许用应力： ?Hlim?1100Mp
2齿轮应力循环次数： N=60njLh
=60?18.34?1?（2?8?300?10）=5.28?107 接触疲劳寿命系数： KHN?0.9 齿轮传动安全系数： S=1
0.9?1100???990MPa ?H?1载荷系数： K=2.772 由公式（3-24）得：
3?189.8?2.772?1.65?10d?2.92??26.3mm ?311990??(1?)236取d=56?26.3， 故齿轮的接触疲劳强度是安全的 ②轮齿弯曲强度设计计算：
4KTYFaYSa （3-25） m?3222?R(1?0.5?R)zu?1??F?2 17
载荷系数： K?KAKvK?K? 查表得： KA?1 动载荷系数： Kv?1.27
?1.5?2.25齿向载荷分布系数： K??1.5KH??1.5
齿间载荷分配系数： K??1.1
载荷系数： K=1?1.27?2.25?1.1=2.772
齿形系数： YFa?2.4 应力校正系数： YSa?1.625 弯曲疲劳强度极限： ?F?620MPa 由公式（3-25）得：
4?2.772?1.65?1032.4?1.625m???0.765
3112620(1?0.5?)?282?12?133因齿轮模数m=2?0.765，故齿轮的弯曲疲劳强度是安全的。 3.腕部输出轴转动第二锥齿轮的设计计算 已知同步带所传递的力矩：
Mq?η603.94?0.8T???1.54N （3-26）
?3.14初设初始参数：传动比为：u=1， 锥角：??45? 齿形角：?n?20? 模数；m=2
d44初设分度圆直径： d=44mm 则齿数Z???22
m2u2?12?44??31.113mm 锥距： R?d22dR?0.5b由公式： m?
dR平均分度圆直径：dm?0.833d?0.833?44?25.92mm
1齿宽： b?R?R?R?10.371mm
3当量直齿轮分度圆半径rv：
dm25.92??18.33mm
2cos?22?2当量齿轮模数mm 当量齿数zv：
5mm?m(1?0.5?R)?2??1.67
6d2?18.33zv?v??21.95
mm1.67（2）锥齿轮的设计计算
已知锥齿轮传递的力矩为： T=1.54Nm
2T2?1.54??52.03N 圆周力： Ft?dm0.0592rv?
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垂直于分度圆锥母线的力：
F/?Fttg??52.03?tg20??18.94N
??13.393N 径向分力： Fr?F/cos??18.94cos45N 轴向力： Fa?F/sin??Fr?13.393F发向载荷： Fn?t?55.37N
cos?①齿面接触疲劳强度计算：
?Z?KT （3-27） d?2.923?E???????(1?0.5?)2uR?H?R弹性影响系数： ZE=189.8
2材料的许用应力： ?Hlim?1100Mp 应力循环次数： N=60njLh
=60?18.34?1?（2?8?300?10）=5.28?107 接触疲劳寿命系数： KHN?0.9
锥齿轮传动的安全系数：S=1
0.9?1100?990MPa ??H??1载荷系数： K=2.772 由公式（3-27）得：
3?189.8?2.772?1.54?10d?2.92??25.72mm ?3119902??(1?)36取d=44mm?25.72mm，所以锥齿轮的接触疲劳强度是安全的。 ②齿轮弯曲强度设计计算：
4KTYFaYSa （3-28） m?3222?R(1?0.5?R)zu?1??F?2载荷系数： K?KAKvK?K?=2.772 齿形系数： YFa?2.72 应力校正系数： YSa?1.57 弯曲疲劳强度极限应力：?F?620MPa 由公式（3-28）得：
4?2.772?1.54?1032.72?1.57m???0.906
3112620(1?0.5?)?222?12?133因齿轮的设计模数m=2?0.906，故齿轮的弯曲疲劳强度是安全的。
3.4.5轴的强度校核
1.腕部输出轴的强度校核
材料取45钢调质，直径取d=35mm，其受力图如下：图（3-5）
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图3-5 腕部输出轴的受力简图
（1）在径向力作用下的受力分析：图（3-6）
图3-6 腕部输出轴在径向力作用下的受力分析
根据轴的手力平衡得：
N1?N2?Fr?G{ 42.91N?(37.585?42.91)G??137.585GN1?N2?1050.68?1000＝＞{
49.21N2?80.495?1050.68??137.585?1000N1?5126.66N＝＞{
N2??5177.34N（2）在圆周力作用下的受力分析：图（3-7）
图3-7 腕部输出轴在圆周力作用下的受力分析
由轴的受力平衡得：
N1?N2?Ft?0{ 37.585Ft?42.91N1N1?3575.798N＝＞{
N2??7658.212N（3）力矩图如下:图（3-8）
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