快速俯仰传动机构设计.docx

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1、毕业设计（论文）年文题目俯仰传动系统的设计学生姓名学号_专业机械设计制造及其自动化班级指导教师评阅教师完成日期年月日学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名:学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保障、使用学位论文的规定，同意学校保留并向有关学位论文管理部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权省级优秀学士学位论文评选机构将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进

2、行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。本学位论文属于1、保密口，在年解密后适用本授权书。2、不保密0（请在以上相应方框内打“小）作者签名:导师签名:摘要前言1选题背景及过程1.1 课题来源1.2 各机械式俯仰传动结构特点1.2.1 弧形齿轮传动机构的特点1.2.2 滚珠丝杠传动机构的特点1.2.3 曲柄连杆传动机构的特点13方案选择2俯仰机构工作原理2.1 介绍机构零部件2.2 整体受力分析3传动件的设计和计算3.1 传动比和传动效率3.2 电动机的选择3.3 丝杠副的选择和计算3.3.1 丝杠副的选择3.3.2 丝杠伸长长度计算3.3.3 丝杠长度及型号的选择3.3

3、4 导程的验算3.3.5 轴向允许载荷计算和校核3.3.5.1 丝杠在不发生弯曲的前提下所允许的最大轴向载荷33.5.2丝杠在不发生屈服的前提下所允许的最大轴向载荷1.1 .6丝杠允许转速计算及校核1.2 临界转速计算1.3 .2DN值验算3.4 锥齿轮的选择和强度验算3.4.1 锥齿轮的参数选择3.4.2 齿根弯曲疲劳强度计算3.4.3 齿面接触疲劳强度计算3.5 链传动的选择和设计3.5.1 初选齿形链规格3.5.2 验算链条强度3.6 蜗轮蜗杆设计3.6.1 初步确定蜗轮蜗杆的参数和材料362蜗杆传动的强度计算3.6.2.1 蜗轮齿面接触疲劳强度计算3.6.2.2 蜗轮齿根弯曲疲劳强度

4、计算3.6.3蜗杆的刚度计3.7 轴的设计3.8 联轴器的选择和验算3.8.1 联轴器的选择3.8.2 联轴器转矩验算4基于Pro/E建立三维实体模型5总结致谢参考文献俯仰传动系统的设计学生：李国司指导老师：方子帆教学单位：三峡大学机械与材料学院摘要:俯仰机构在现代雷达上的运用显得格外重要，小至家用电视的锅盖卫星天线，大至军用防空雷达等都与俯仰机构密不可分。为了解决大型制导雷达机动性和提高作战能力的需求,使雷达主机和天线同为一车。在工作状态时使车顶平置天线仰起75,因此提出了对天线俯仰机构的设计。该雷达天线俯仰机构最终采用丝杠支撑其天线雷达，从电动机到丝杠处的传动也较为紧凑，具有受环境条件限制

5、很小,运动状态平稳,精度高,运转过程中能够实现可靠制动,安全性高,可靠性高等特点。文中重点论述了该机构的工作原理与工作过程，介绍了机构设计过程，包括方案选择、动力学分析及其相应的设计计算等,该雷达天线俯仰机构已在产品应用中得到使用和推广,可以满足大型制导雷达的机动性等作战能力要求。本文在雷达俯仰传动系统原有的基础上进行自定义参数的设计和选材，验证其方案可行性并建立三维实体模型。关键词:俯仰机构；雷达；天线；制动；丝杠；三维实体模型。AbstractsPitchingmechanismontheuseofmodernradarisparticularlyimportant.Fromahomete

6、levisionsatelliteantennatothemilitaryairdefenseradararecloselyrelatedtothepitchingmechanism.Inordertoimprovethemobileabilityandtacticperformanceoflargecontrolandguideradar,theantennaandmainframeforradarmustbeintegratedonthesameloadvehicle.Whenworking,theantennawasraisedto75degreefromhorizonplane,the

7、reforeastablepitchingmechanismisneeded.Finally,Thiskindpitchingmechanismusingfeedscrewtosupporttheantennaradar.Thetransfermotionfrommotortofeedscrewiscompact.Theradarantennahadmanyadvantage,suchasallweatherworkingability,smoothworkingprocess,highprecision,brakingability,highsecurity,highreliability,

8、andsoon.Thispaperfocusesontheworkingprincipleandworkingprocessofthemechanism,introducesthedesignprocessofinstitutions,includingthecalculationofschemeselection,dynamicanalysisandthecorrespondingdesign.Thispitchingmechanismhadbeenappliedinpractice,andwasprovedtohaveabilitytomeetthemobileabilitydemando

9、flargecontrolandguideradar.Inthispaper,radarpitchdrivesystembasedontheoriginaldesignandcustomparametersselection,validatethefeasibilityofitsprogramsandtheestablishmentofthree-dimensionalsolidmodel.KeyWord：pitchingmechanism;radar;antenna;braking;feedscrew;three-dimensionalsolidmodel.刖百在制造业发展越来越快速的今天，

10、俯仰传动系统广泛运用于社会各个行业，最常见要属公路上、工地上随时可见的翻斗汽车，从80年代最流行的手扶拖拉机在大街小巷上出没到现在重型翻斗汽车在宽敞的马路上飞驰就是验证俯仰机构迅速的发展，从寝室里每人的一盏小台灯到企业上灵活自如的机械手都留下了俯仰机构的身影。随着科学技术的发展和现代化步伐的加速，该系统也呈现出多样化，例如机械式、液压式、气动式等已被得到认可。本文我们研究的是基于某雷达的机械式俯仰传动系统的设计，其实在现有的技术上并不缺乏这样一个系统的设计，其主要的目的不是让我们真正的去设计雷达的俯仰机构,凭借我个人的能力，目前还无法单独去创建一个完全新的系统来支持雷达的俯仰运动，而是基于现代

11、雷达俯仰传动系统去全面巩固大学四年所掌握的知识并能很好的运用于毕业设计中。通过对该传动系统的简单了解和分析，对该系统的设计和计算很大部分涉及到机械设计的内容，在设计的整个过程中，我重新温习了一遍课本并能将其恰当地融入到毕业论文中。随着雷达电子技术的不断发展,对于雷达结构要求越来越高。制导雷达是武器系统的重要组成设备，负责完成对来袭目标的探测、跟踪和识别，同时对拦截导弹实施全过程控制，直至摧毁来袭目标。制导雷达技术是现代科学技术最新成就的综合运用，它依据于众多基础学科和其他学科的发展而发展，它的发展又给各学科提出了更新的课题并推动其发展，随着现代高新技术的发展和现代工业水平的提高，面对未来战争的

12、挑战，制导雷达技术将不停地向更高次发展。在60年代初至70年代初，科学技术的进步和工业水平的提高，为制导雷达技术的提高和改进提供了条件，在一定程度上克服了制导精度不高、可靠性低、机动性能差等问题。在此就开始涉及到我们要研究的课题，广泛采用了机械式的俯仰传动系统来实现设备的俯仰操作，出现了结构的多样化，比如弧形齿轮机构、曲柄连杆机构、滚珠丝杠机构等。现代车载式高机动雷达天线车具有工作及运输两种状态，即在工作时将天线举升至一定高度，并将天线阵面翻转至一定的俯仰角度，可以减小地面及车上设备对天线波束的影响；工作结束后将天线恢复到水平状态或其它特定角度，整车外形尺寸满足公路、铁路运输时不超出高度和宽度

13、的要求，因此俯仰机构在雷达上的作用尤其重要，不仅是调节天线阵面的俯仰角度以至于达到最好的信号接收和发射功能而且使雷达轻便车载化，拥有更好的机动性能。为满足雷达的高机动性和快速反应能力，在选择传动方案过程中，还要结合实际和现有的知识认真思考其他元件的选择。最终满足设计的合理性和可操作性并优化，追求平稳、高效、紧凑的传动。在环境污染日趋严重的今天，低耗减排的设计中也显得十分重要，在能够满足基本要求之上还要考虑其低噪音、低耗、低成本。本文就沿着这一方向逐步完成某雷达俯仰传动系统设计并建立其三维实体模型。1选题背景及过程1.1 课题来源某新型地空制导雷达主机车原同类产品在运输状态为三辆车,装置主机车一

14、辆,运输天线两辆车,各运输高低、方位天线。工作状态时要把两个天线各用吊车吊装上去安装，整个雷达站的架装需两小时左右,机动性和作战能力受到很大的限制。在新的产品研制过程,为了提高制导站的机动性和作战能力,我们把天线作为一个整体天线平置在主机车的车顶。整个雷达组成中减少了两辆车,提高了机动性。雷达在工作状态时车顶天线应该与地面仰起75”，这就提出了对天线俯仰机构的设计，目前运用较为广泛的是机械式的俯仰传动系统来实现俯仰操作。1.2 各机械式俯仰传动结构特点1.2.1 弧形齿轮传动机构的特点不同的传动结构都有各自的特点并都能完成不同需求的俯仰动作：齿轮传动由于其传动准确、效力高、结构紧凑传动平稳等优

15、点在雷达的俯仰传动系统设计中得到了广泛运用，但同时由于齿轮制造、加工、安装等的误差和齿轮传动过程中的磨损以及齿轮传动润滑的需要，也不可避免的在齿轮副中存在间隙。在低速、重载的情况下，齿轮的啮合表面将始终处于接触状态，这时齿轮间的齿侧间隙不会对齿轮系统的动态性能产生严重影响。在高速、轻载的情况下，由于齿侧间隙的存在，齿轮间的接触状态将会发生变化，从而导致齿轮间接触、分离、再接触的啮合冲击。目前在解决传动平稳、寿命长、噪音低等还存在着一定的技术问题。综上所述，齿轮机构更适合运用于重载荷的大型雷达上。1.2.2 滚珠丝杠传动机构的特点滚珠丝杠螺母机构虽然结构复杂、制造成本高，但其最大优点是摩擦阻力矩

16、小、传动效率高(92%99%),精度高，系统刚度好，使用寿命长，因此在当今雷达机电一体化系统中得到大量广泛应用。滚珠丝杠副除了对本身单一方向的传动精度有要求外，对其轴向间隙也有严格要求，以保证其反向传动精度。滚珠丝杠副的轴向间隙是承载时在滚珠与滚道型面接触点的弹性变形所引起的螺母位移量和螺母原有间隙的总和。通常采用双螺母预紧的方法，把弹性变形控制在最小限度内，以减小或消除轴向间隙，并可以提高滚珠丝杠副的刚度，但在长时间使用后，丝杠副的轴向间隙也会难免存在。1.2.3 曲柄连杆传动机构的特点对于轻小型雷达来说，从经济的角度考虑，以上两种传动结构确实是大材小用，这时我们可以运用动作简单、低耗、容易

17、实现的曲柄连杆机构轻便地完成雷达的俯仰动作,而且还可以减少原材料的使用，减轻设备重量，使得机动更灵活。由于较多的连杆在装配过程中会出现较大间隙影响传动系统的精度，所以在设计过程中需要设计相关辅助机构来提高俯仰机构动态稳定性。由于曲柄连杆是速度不均匀的往返运动，其运动特点成为了它的极限性，故只能在精度要求不高的情况下采用。1.3 方案选择根据课题来源知以某新型地空制导雷达为基础设计其天线的俯仰传动系统,主要功能是支撑起雷达天线阵面与地面成一定的角度。要完成此动作，首先是要有动力源，其次为传动件及其配件的选择和设计最终到俯仰机构的设计。由于此类雷达为大型雷达，其天线重量相对较大，又因该雷达要服役于

18、军事装备完成敌方来袭目标信号的侦测，为了达到精度高、反应灵活、制动等特点，起初设计方案是采用普通三相异步电动机作为动力；使用蜗轮蜗杆与电动机通过联轴器连接，蜗轮蜗杆传动比大能有效的降低转速，并考虑运用蜗轮蜗杆的自锁达到制动的目的；由于车载雷达是一个立体结构，所以下一级传动采用链传动其主要目的是使各配件在纵向空间位置上得到延伸，让整个传动机构往上升，定位准确；其次的传动中要使传动件在横向中展开起到结构和受力的对称并要改变传动方向，故采用锥齿轮来满足设计要求；最后一级传动则为该俯仰机构的最终实行者，采用丝杠来实现这一动作，丝母与大锥齿轮进行固定，大锥齿轮的转动带动丝母的转动使丝杆沿轴向方向做上升和

19、下降运动如图1、2所示：图2在图2中，丝杆上装上滚动轮子，滚轮在天线阵面背面的导轨上运动使俯仰动作平滑进行，既满足俯仰动作又可以根据不同的需要调节俯仰的角度并在完成任务后能够让天线阵面复位到水平处便于运输。但在设计的过程中遇到了问题，在蜗轮蜗杆处出现了问题，并没有能达到预期的目的，在设计中发现，蜗轮蜗杆要能自锁对导程角有一定的条件，在本文设计中不能得到满足，故蜗轮蜗杆只能降低转速不能实现自锁功能。既然在蜗杆处不能实现自锁，在后面的链传动和锥齿轮传动中更难以实现，最后我把注意力集中到电动机上，通过查找资料，找到了一种控制电机一加装抱闸伺服电动机，其功能是把所接收的电信号转换为电动机转轴上的角位移

20、或角速度的变化，并在停电时可以对电机进行刹车并抱死电机主轴达到很好的制动作用能够准确定位角度。要想系统自动化程度更高，还可以通过天线接收的信号运用P1.C控制电动机转动自动调节所需俯仰角度。解决了这一问题之后，传动方案基本就定型为：伺服电动机一蜗轮蜗杆一链轮一锥齿轮一丝杠。2俯仰机构工作原理2.1 介绍机构零部件在天线支撑处和车顶支撑处之间加两副丝杠。给丝杠副的丝母力矩使丝母转动,限制丝母沿丝杠轴向的运动，则丝杠沿丝杠副轴向方向运动。丝杠的运动带动天线运动完成天线的俯仰变化。为了使丝母完成转动,轴向的限制和丝杠机构的自锁设计了以下力矩传动的机构，原理如图1所示。图31电动机2蜗杆3蜗轮4小链轮

21、5大链轮6大锥齿轮7小锥齿轮8丝杠9导轨10天线阵面该方案全部采用了机械元件,结构复杂、体积较大,天线俯仰运动时时间较长,成本也较高。但是该方案却具有液压不能相比的特点：工作条件受温度限制很小（几乎全部采用金属件）。具有运动状态平稳,精度高,运转过程中能够可靠自锁,安全性高,高可靠性等特点。这些特点能满足该雷达在不同的条件下使用。2.2 整体受力分析由原理方案知:在天线运动过程中丝杆受力点最大位置在天线刚要升起时，该点的受力情况可用杠杆原理分析计算,分析如图4所示。图4O点为天线绕车厢顶上轴线转动轴,M点为丝杠推力天线点,N点为天线重心点。丝杠的推力为F,天线质量为Q。根据装载车以及天线的尺寸

22、确定其计算尺寸为：0N=1500mm,OM=100Omm,并已知雷达质量M为2000kgo按照杠杆原理：GON=FOM(2-1)把ON=I500mm,OM=100Omrn,G=20000N代入，解得F为30000N,单根丝杠受力约为15000No丝杆产生15000N的推力，丝母也受到1500ON的向下压力,此压力传给大锥齿轮,大锥齿轮传给下面的轴承,轴承传给轴承支架，轴承支架安装在车底面板上把力传给车厢顶,此处每种串联的零件受力都为15000No3传动件的设计和计算凡作为设计缺少不了零部件选择和计算，它是设计中最主要的组成部分，是衡量一个设计结果能否达到规范和标准的关键。3.1传动比和传动效率

23、传动比的分配首先要了解各传动件的传动比范围做到心中有数，然后再根据各传动件的主要作用和尺寸大小进行确定其传动比。在本文中，蜗轮蜗杆的主要作用是有效地降低转动轴的转速，故传动比要相对较大；链轮的主要作用是把力传递到空间上充分利用有限空间，为了其传动的高效、平稳性，链轮的传动比不宜过高；锥齿轮的主要作用是改变转轴的转动方向带动丝杠的丝母转动；最后总的传动比还要根据电动机的转速、俯仰运动速度、丝杠丝母的转速限制等因素决定，所以选择传动比如下：i-10i2-2i3=2i=40式中，。一蜗轮蜗杆的传动比；i2一链轮的传动比；i,一锥齿轮的传动比；i一总传动比。传动效率：=x%x%X%（3-2）式中，7一

24、蜗杆传动的效率；生一链传动的效率；小一镶齿轮副的传动效率；4一丝杠副运动的效率。其中，蜗杆传动效率低，尤其是具有自锁性的蜗杆传动，其效率在0.5以下；=0.40.950.980.92=0.343.2 电动机的选择前面我们已经决定好首选伺服电机，伺服电机是指在伺服系统中控制机械元件运转的发动机，是一种补助马达间接变速装置。伺服电机可使控制速度，位置精度非常准确，可以将电压信号转化为转矩和转速以驱动控制对象。伺服电机转子转速受输入信号控制，并能快速反应，在自动控制系统中，用作执行元件，且具有机电时间常数小、线性度高、始动电压等特性，可把所收到的电信号转换成电动机轴上的角位移或角速度输出，伺服电机具

25、有很明显的优势，运用于现代雷达高精度要求上确实是一个很好的选择。初选伺服电机型号为：SM-130-077-301.FB,该电机的额定功率P独为2.4KW；额定转速n0为3000rmin;额定转矩T。为7.7N-m。此类型号的电机适用于过载倍数要求高、单位时间内电机起、停次数频繁、高速重载的场合。3.3 丝杠副的选择和计算3.3.1 丝杠副的选择丝杠副的选择,丝杠副是天线俯仰机构中主要的承力元件,此部件的设计对整个天线俯仰机构设计至关重要。首先考虑了梯形普通螺纹丝杠，此丝杠制造简单,性能可靠,运动状态平稳,精度高,运转过程中能够自锁,但是效率却太低,只有0.30.4左右,会导致后面的传动元件承载

26、很大，以及导致部分部件体积过大,超过全车布局所给的尺寸，所以普通螺纹丝杠一般仅用于传递力、无较高定位要求且时间不长的连续使用的场合，对此只能暂时放弃。经过对比，最后找到了滚珠丝杠，滚珠丝杠用于精密传动，效率高，传动灵活，精度保持性好。滚珠丝杠的传动效率高达0.920.99,这个性能对整个天线俯仰机构来说很合适,但是滚珠丝杠不能完成自锁，然而这并不影响滚珠丝杠的使用性能，自锁问题已经在方案选择中得到解决。滚珠丝杠运行的平稳性和蜗轮蜗杆有效减速效果同时配合伺服电机的使用，便能灵活地控制俯仰的速度，这样会使得结构紧凑利于有限空间的合理利用，最终决定采用伺服电机既能实现自动控制电机的转速，定位精度也非

27、常准确，在雷达系统中实现机电一体化的运用。3.3.2 丝杠伸长长度计算丝杠伸长长度图5丝杠伸长长度当俯仰角度为75时，丝杠理论伸长S为:S=AB=OBXtar175=1218TIITl(3-3)3.3.3 丝杠长度及型号的选择根据前面的计算丝杠的长度选为1500mm。可靠性根据冗余设计原则,选载荷应大于15000No据此初始选择了下列丝杠，如图4图6丝杠型号：5008-4,公称直径d=50三,基本导程Pfl=8,钢球直径D=4.763mm,丝杠底径d2=44.3mm,丝杠外径&=48.8mm,动载荷:29422N,静载荷：93661N03.3.4 导程的验算yvVmaxXlO3x60(34)J

28、Vfr-PhXl其中，Nm电机所需要的转速；（rmin）VmaX最大俯仰速度；（ms）Ph一滚珠丝杠的导程；（mm）i一电机至丝杠的减速比。使用时要求电机的额定转速NR必须不小于Nm:Nr-Nm其中，NR为电动机的额定转速（rmin）从上式可以得出：P1/VmaX103X60Nf(3-5)所以我们必须确定V皿、Nr、i的大小才能验证其合理性。丝杆每上升P=8mm（导程）蜗杆转动圈数：n=i1i2i3=40（f）（3-6）天线上升到75时，蜗杆转动的圈数及时间（电机3000rmin）:段4O=6O9O(圈)(3-7)860903000=2.03(min)当电动机在额定功率下工作时，俯仰速度达到最

29、大有：S1718Vmax=0.6m/min=0.01ms(3-8)maxt2.03N=3000rmini=40代入上式可得：8二8VmaXXlo3X60=0.0005所以导程的选择符合要求。3.3.5 轴向允许载荷计算和校核丝杠在运功过程中除了天线重力载荷外还有其他外力的作用，例如：运功阻力、风载荷等等，但是这些外载荷远远小于天线的重力载荷，所以忽略不计。运动中的最大载荷即为开始升起时的载荷F=15KN0在一定的丝杠外径下，丝杠有可能无法承受使用条件下的最大轴向载荷而发生弯曲，因此还必须对初选的丝杠外径进行轴向允许载荷校核，是丝杠直径具有足够的刚度，保证在最大轴向载荷下丝杠不会发生弯曲变形和屈

30、服。3.3.5.1 丝杠在不发生弯曲的前提下所允许的最大轴向载荷这种轴向允许载荷与丝杠安装方法、丝杠安装间距、丝杠沟槽最小直径等因素有关:p=O,5-=77104(3-9)1 1-I?式中，Pi-最大轴向允许载荷，N；E杨氏弹性模量(通常情况下丝杠材料的E=2.06105Nmm2)；1.一丝杠安装间距，mm；山一丝杠沟槽最小直径，mm；J一丝杠断面与转动惯量有关的参数，J=,mm647、%一与安装方式有关的系数，丝杠的安装方式为：固定一自由，其7、分别为0.25、1.2o算得：P=30.72KNP=15KN。故丝杠满足在最大轴向载荷下不发生弯曲。33.5.2丝杠在不发生屈服的前提下所允许的最大

31、轴向或荷计算公式为：P=d=116d?(3-10)2 4r式中，P?-最大轴向允许载荷，N；dr丝杠沟槽最小直径，mm；。一丝杠材料的允许拉伸压缩应力(通常情况下b=147Nmm2).算得：4=185.6KNP=15KNo故丝杠满足在最大轴向载荷下不发生屈服。3.3.6丝杠允许转速计算及校核丝杠允许转速必须满足两个条件：1丝杠最高转速不超过临界转速；2丝杠最高转速不超过DN值。3.3.6.1 临界转速计算丝杠在转动过程中必须保证在不发生共振的前提下使用。随着丝杠转速的提高，逐渐接近丝杠固有频率时，滚珠丝杠机构会发生共振而不能使用。该固有频率与丝杠的一个临界转速对应，而丝杠的外径与此固有频率密切

32、相关，因此需要进行校核，确保丝杠在固有频率以下运行，即丝杠最高转速不能超过其临界转速。临界转速的计算公式为：tl=l产胃XJ,8=冷(3-11)其中，。1一临界转速，r/min；E一杨氏弹性模量(通常情况下丝杠材料的E=2.06105Nmm2)；1.一丝杠安装间距，mm；dr一丝杠沟槽最小直径，mm；J一丝杠断面与转动惯量有关的参数，mmP一丝杠材料的密度(7.8106kgmm3);A一丝杠沟槽最小直径所在剖面的面积，A=-d,mm2；44、f与安装方式有关的系数，f=3.4,4=1.875。算得：n=1360rminn=75rminn尸1360rmin,故丝杠转速满足小于临界转速的条件。33

33、6.2DN值验算所谓DN值是指丝杠公称直径(滚珠中心位置所在圆的直径)D与丝杠转速N的乘积。丝杠转速N增大时，丝杠公称直径必须减小，丝杠公称直径太小又会造成系统刚性差、易变形、影响加工精度等问题。此外，过度提高丝杠的转速N还会引起丝杠发热、机构共振等问题，因此需要满足这样一个设计规范：磨制滚珠丝杠及轧制大导程滚珠丝杠：DN70000轧制滚珠丝杠:ON50000而我们设计的丝杠DN=3750nK=KAKVKaKB(3-16)由机械设计查表10-2得Ka=1.25;KV由图10-8查得KV=I.1；齿间载荷分配系数及KFa可取为1；齿向载荷分布系数可按下式计算：KHRK尸#=1.5Kufhc(3

34、17)式中，KHzfce是轴承系数，可查表10-9取得1.1。r=-(3-19)R4F：为扭矩;K为不均匀系数；YaY为齿形系数和应力校正系数查表10-5得YF1.2.97(Z=17);Yse=1.52(Z=17);Y,-a=2.48(Z=34)；Yse=1.64(Z=34);b为齿宽。把数值代入得，fmax=42.3MPil查材料手册合金钢HRCl=700MPabFnw,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，Zl2.5,于是又有：H=5Zg1一%(3-2

35、0)OR(I-0.5赧241.代入数据算得：w=31.2MP,w=500MR1,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 初选齿形链规格八图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.

36、5mm；销轴长度：24.511mi;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Z产19；从动轮的齿数Zz=38;两轮中心距a=500mm（a=3050p）.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=（3-21）I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；CI主为小链轮中径。计算得：F=0.82KN故链传动的

37、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=580；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1.=I0。蜗轮齿数的多少，影响运转的平稳性，并受到两个限制：最少齿数应避免发生根切与干涉，理论上应使Z2屈n217,但Z228.另一方面Z2也不能过多，当Z28O时（对于动力传动），蜗轮直径将增大过多，在结构上相应就须增大蜗杆两支承点间的跨距，影响蜗杆轴的刚度和啮合精度；对一定直径的蜗轮，如Z2取得过多，模数m就减小甚多，将影响轮齿的弯曲强度；故对于动力传动，常用的范围为Z2-28-70。查机械设

38、计表IlT得：Zl=4,Z2MOo初选模数m=4,压力角=20,经查表11-2得：中心距a=95.75,蜗杆分度圆直径d=31.5mm,蜗轮中圆直径d2=160,导程角y=26.93。3.6.1 初步确定蜗轮蜗杆的参数和材料模数m=4；压力角。二20。；蜗杆头数Z尸4；蜗轮齿数Z2=40;蜗杆分度圆直径d1=31.5mm；蜗轮中圆直径d?=160；导程角y=26.93；蜗杆材料：20C渗碳钢；蜗轮材料：灰铸铁HTI50。图H蜗轮图12蜗杆3.6.2 蜗杆传动的强度计算3.6.2.1 蜗轮齿面接触疲劳强度计算计算公式为：3援)式中，Fn一啮合齿面上的法向载荷，N；1.O接触线总长，mm；K载荷系

39、数；Ze材料的弹性影响系数,对于青铜或铸铁蜗轮与刚蜗杆配对时,取Zf=160Mpl将以上公式中的法向载荷Fn换算成蜗轮分度圆直径(mm)与蜗轮转矩T2(Nmm)的关系式，再将d2.1.o、0等换算成中心距a(mm)的函数后，即得到蜗轮齿面疲劳强度的验算公式为：w=Z,zJJ(3-23)式中，Zz)一蜗杆传动的接触线长度和曲率半径对接触强度的影响系数，简称接触系数，从图11-18中查得：Z7=3.OoK一载荷系数，K=KKKv9其中KA为使用系数，查表11-5得：KA=I.15；K为齿向载荷分布系数，当蜗杆传动在平稳载荷下工作时.，载荷分布不均匀现象将由于工作表面良好的磨合而得到改善，此时可取K

40、广1；当载荷变化较大，或有冲击、振动时，可取Kz,=1.31.6;Ky为动载系数，由于蜗杆传动一般较平稳，动载荷要比齿轮传动的小得多，故Ky值可取定如下：对于精度制造，且蜗轮圆周速度43ms时，取1.1；c23ms时，Ky=l.l1.2;巳=2万马=5.024ms,综上所述可取，K尸,KV=1.207/、匕一分别为蜗轮齿面的接触应力与许用接触应力，MP.O代入公式计算得：w=41.8MPw=150MPe故满足蜗轮齿面接触疲劳强度要求。3.6.2.2 蜗轮齿根鸾曲疲劳强度计算(3-24)aa2tn式中，一蜗轮齿根弯曲应力，MPil;一螺旋角影响系数，=I-1=0.8076；YFa2一蜗轮齿形系数

41、从图11T9中查得：yffl2=2.32；R/一蜗轮的许用弯曲应力，MP“，查表11-8得口/=48.代入数据计算得：-r=0.392cf=48故满足蜗轮齿根弯曲疲劳强度。363蜗杆的刚度计算蜗杆受力后如产生过大的变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗杆与蜗轮的正确啮合，所以蜗杆需要进行刚度校核。其刚度条件为：y=SH1.lqy(3-25)48E1.J式中，八一蜗杆所受的圆周力，N；F”一蜗杆所受的径向力，N；E一蜗杆材料的弹性模量，MPt.;I一蜗杆危险截面的惯性矩，/=或二mm：其中d)为蜗杆齿根圆直径，mm；6471.一蜗杆两端支承间的跨距，mm,0.9d2,d2为蜗轮分度圆直径；y一

42、许用最大挠度，y=器，A为蜗杆分度圆直径，mm。计算得：y=0.00912y=0.0315故蜗杆满足刚度要求。3.7 轴的设计根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。由于该轴为传动轴其主要承受扭矩，应按扭转强度条件计算其公式为：9550000=-r-rr(3-26)r叱.0.2/1.ri式中，%一扭矩切应力，MP外T一轴所受的扭矩，N.mm；Wr一轴的抗扭截面系数，mm3；n一轴的转速，r/min；P一轴传递的功率，KW；d一计算截面处轴的直径，mm；匕一许用扭转切应力，MPao取d=25mm,代入得:rr=28.52查表15-3得：在轴的材料为40C,钢时，上

43、二3555,因此有，rrrr,故所选轴的直径和材料满足轴的强度要求。所选轴的尺寸和材料分别为：d=25mm,40C钢。3.8联轴器的选择和验算3.8.1 联轴器的选择依照用途及使用环境，选择合适的联轴器，选用时请注意额定扭矩必须大于系统负荷扭矩，选择联轴器的尺寸规格并验算。通过对多种联轴器的特点进行对比，发现滚子链联轴器所具有的特点比较适用于该设计环境中。G1.型滚子链联轴器传动的优点是：结构简单、装拆方便、拆卸时不用移动被联接的两轴、尺寸紧凑、质量轻、有一定补偿能力、对安装精度要求不高、工作可靠、寿命较长、成本较低等优点可以在两轴中心距较远的情况下传递运动和动力；能在低速,重载和高温条件下及

44、尘土大的情况下工作；能够保证准确的传动比，传递功率较大，并且作用在轴上的力较小。传动效率高。根据轴的尺寸和转速选择滚子链联轴器型号为：G1.3oG1.3型号的参数为：公称转矩：7=100Nm；许用转速：n=4000rmin(装罩壳)；轴孔直径：d=25mm;转动惯量：J=0.00038kg.m203.8.2 联轴器转矩验算由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩T-其公式为：Tc=KaT(3-27)式中，T一公称转矩，N.m；七一工作情况系数，查表14T得：Ka=1.70Q=454T,故所选联轴器满足转矩要求。4基于Pro/E建立三维实体模型CAD技术是计算机应用于机械制图中最成熟和最成功的典范。它的出现和广泛使用，从根本上改变了传统的手绘方法。它将设计人员从费时、重复、烦琐的手工绘图方式中解放出来，将设计绘图工作转移到计算机上进行，淘汰了传统的绘图工具。不但提高了工程图纸的质量和绘制速度，而且能在设计完成前由计算机预先显示产品最终的外形结构供估价，更重要的是为设计人员将更多的时间和精力用于创造性的工作提供了条件，并为社会带来了巨大的效益。随着CAD技术不断的发展，从早期平面图的绘制已经成功跨越到了3D制图