六足機(jī)器人的設(shè)計【三維SW】

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(7）軸上零件的周向定位。 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細(xì)選擇 過程見后面的鍵選擇）。 （8）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考課本表15－2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R＝1.2mm 參考課本表15－2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R＝1.2mm 4.計算過程 1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬度中間。 故 因此作為簡支梁的支點(diǎn)跨距 計算支反力 作用在低速軸上的==6220N =2263.8N 水平面方向 ΣMB＝0, 故 =0, 垂直面方向 ΣMB＝0， 故 ΣF＝0, 2)計算彎距 水平面彎距 = =185295 垂直面彎矩 67457 67430 合成彎矩 ==197190 ==197190 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表3： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 彎距M 總彎距 扭距T T＝1307.2 N·m 5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α＝0.6，軸的計算應(yīng)力 ＝ MPa＝13.166 MPa 已由前面查得許用彎應(yīng)力[σ－1]=60MPa，因<[σ－1]，故安全。 6.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1)判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因?yàn)镮V的左側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 2)截面IV右側(cè) 抗彎截面系數(shù)：W＝0.1d3＝0.1×853＝61412.5mm3 抗扭截面系數(shù)：WT＝0.2d3＝0.2×853＝122825mm3 彎矩M及彎曲應(yīng)力為: M＝197190×＝100112 N·mm ＝ ＝ ＝1.63MPa 截面上的扭矩 截面上的扭轉(zhuǎn)切力: ＝＝＝10.6Mpa 過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取 ，＝2.20 則0.8×2.20＝1.76 軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)＝0.92 故得綜合系數(shù)值為： ＝ ＝＝2.29 ＝ ＝＝1.85 又由課本§3－1及§3－2得炭鋼得特性系數(shù) ＝0.1～0.2 ，取 ＝0.1 ＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05 所以軸在截面Ⅵ的右側(cè)的安全系數(shù)為 =103.30 ＝26.32 25.505>S＝1.6 （因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s＝1.6） 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。