th1管道机器人设计说明书.doc

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1、设计成员： 柴思敏 F0302004 5031519041 朱翼凌 F0302004 5030209393 巴振宇 F0302012 5030209335 柳宁 F0302003 5030209376指导老师：高雪官上海交通大学机械动力学院目录一. TH-1管道机器人工作要求和技术指标4二. 元器件和配件选择说明.5-6三. 机架部分设计和计算7-34四. 履带部分设计和计算 35-72五. 参考文献.73六.组员分工74TH-1管道机器人技术指标行走速度： 10自重: 5 kg净载重： 10 kg 机身尺寸： 351mm155mm155mm自适应管道半径范围： 200mm300mm越障能力：

2、 2mm5mm爬坡能力： 15工作电压： 12V一次性行走距离： 2500m牵引力: 300N400N密封性能： 履带密封，机架半开放TH-1 管道机器人工作指标工作环境： 中性液体环境，液面高度不得高于30mm工作温度：050元器件选用本设计采用圆周三点限位支架，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200300mm管径的管道内部探伤，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200mm作为尺寸控制的参数，履带行走机构的高度50m

3、m，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，我们希望4个电机都是统一规格、同种型号。但是控制管径自适应部分涉及到丝杠螺母传动的动力分配，设计中压力传感器发出控制信号，以单片机实现电机的正反转控制，这就要求电动机的扭矩输出平稳。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。我们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

4、定转矩： 300Nmm （上图为电动机实物参考图）配件选用电池: 12V, 9000mAh 摄象头：CCD探头，具体尺寸可选。120范围内可以探视。双头白光二级管探照光源。机架部分的设计计算一 机架部分的功能和结构机架部分的主要功能为支撑在管道内行走的管道机器人，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张开或收缩，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内壁间的压力，改善机器人的牵

5、引性能，提高管内移动检测距离。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的驱动装置(示意图如下)。图1.1 丝杠螺母自适应机构示意图(引用Ref.1)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MN 与连杆CD 铰接在M点，另一端铰接在轴套上的 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

6、、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MN运动，进而推动连杆CD绕支点D转动，连杆CD 的转动又带动了平行四边形机构ABCD平动，从而使管道检测机器人的平行四边形轮腿机构张开或者收缩，并且使履带部分始终撑紧在不同管径的管道内壁上，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内壁之间的压力和，保证管道检测机器人以稳定的压紧力撑紧在管道内壁上，使管道检测机器人具有充足且稳定的

7、牵引力。如图1.1所示，当时，机架适应管道半径的范围在。参考常见的管道运输直径范围(Ref2),设计的管道机器人可满足成品油管的管道直径的要求。二 机架部分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，从而在一定范围内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

8、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)。 （2.1.1）随着管道机器人在管内移动的距离的增加，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带动丝杠螺母相对转动，产生推动力推动推杆运动，使得各组履带压紧贴在管道内壁，产生附加的正压力。将各个履带由于重力而产生的作用反力定义为,由附加正压力所产生的作用反力定义为，丝

9、杠螺母杆的推力为，由虚功原理可得： (2.1.2)式中为管道中心轴线方向，为径向方向。丝杠螺母需要施加的推力为： (2.1.3)其中由自适应机构的相关尺寸所决定： (2.1.4) 式中如图1所示。调节电机需要输出的扭矩为： (2.1.5)式中：为滚珠丝杠螺母副的传动效率；为滚珠丝杠的导程。以符号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，牵引力为： (2.1.6)式中为履带的附着系数，近似于摩擦系数。由(2.1.3),(2.1.4)，(2.1.5)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做力学分析

10、，可以保证大管径时管道机器人的强度和刚度条件。下面是在管径时的，机架的力学分析的计算。估算的范围在之间。采用的是履带中驱动的同种电机，额定转矩,额定输出转速为。由设计的尺寸可得,.由式(2.1.4)可算出 带入式(2.1.3), 由，可算出所需要的推力的范围为。 带入式(2.1.5)可算出需要输入的转矩, 在电机的额定输出转矩的范围之内。由式(2.1.6)可求出管道机器人的牵引力的范围为120N,150N。三机架重要部件ANSYS有限元强度分析不同于履带行走系的模块，机架中的零件大部分为非国家标准零件，无法引用现有强度矫合公式验算。对于复杂物体的强度计算，有限元模型可以做到很好的效果。同时，与

11、传统的”试误法”设计相比，不必等出成品后进行实验确保产品的可靠性，CAE分析软件在设计图完成后，通过CADCAE的接口，可在CAE软件对产品进行各样的分析，可在短时间内完成产品的设计。(1) 履带架的有限元分析图3.1 履带架和连杆机构部分从图3.1和封面的三维图可以看出，履带通过履带架的盖板上的螺钉铰接在一起，履带架直接承受履带与壁面间的接触力，为“危险”零件之一。为了节省空间和尺寸的设计方便，最初的设计是用一块挡扳直接连接在履带架上，ANSYS有限元分析如下：图3.2 单边履带受力变形图图3.3 单边履带受力应力图图3.4 双边履带架受力变形图图3.5 双边履带架受力应力分布图考虑到开小螺

12、钉孔对于网格上的影响，导致计算的不便，因此将履带架的模型简化为不带小孔的盖板的模型，同时将履带与壁面的接触力等效到履带盖板上侧的力。由图3.2和图3.3可以看出，单边履带受力时，其最大变形量为0.0324mm,最大的集中应力为174。改用双边履带架设计后，给定同样的边界条件，图3.4中得出最大的变形为0.006301mm，与单边履带架的结构设计相比，最大变形为原先的左右. 图3.5中可以得出，最大的集中应力为，为原先的左右。因此可以得出，双边履带架的设计在刚度和应力集中问题上都相对与单边履带架有着明显的改善。最终的设计方案为双边履带架结构。(2)机架前座的有限元分析由第二部分的机架力学分析可以

13、得出，丝杠螺母将电机的转矩T转化为轴向力F, 推动连杆运动，达到管道半径自适应的功能。如图3.6和图3.7可知，在带有轴承的支架后座上，承受着来自两方的力. 一为轴承所承受的轴向力F, 二为履带与管道壁面接触的正压力在连接绞处的体现。由第二部分分析可知，最小管道直径时，所需要的推力F越大，推力F的范围为，取F=500N。机架前座承受来自履带和壁面的接触力取重力G=100N的一半50N.图3.6 机架三维视图的表示图3.7 机架前座具体的三维视图图3.8 机架前座轴承侧受力变形图(两侧受力时)图3.9 机架前座轴承侧受力应力分布图(两侧受力时)图3.10 机架前座连接侧受力变形分布图(两侧受力时

14、)图3.11 机架前座连接侧受力应力分布图(两侧受力时) 由第二部分可以知道，机架前座连接侧受力分两种情况：一是光由重力引起的压力，即后座处两面受力；二是有丝杠螺母所引起的附加的压力，即后座与连杆连接出三面受力。 图3.8,3.9,3.10,3.11从正反两面展示了机架前座两面受力的情况。图中可以看出，两面受力时，机架朝着没有受力处变形。由于轴向推力很大，所以变形和应力集中处在轴承和机架的接触处。 图3.12和图3.13为机架前座三侧受力的情况。可以看出和两侧受力相比，变形和应力分布相对比较均匀，机架变形并没有特别突出的地方。图3.12 机架前座连接侧受力变形分布图(三侧受力时)图3.13 机

15、架前座连接侧受力应力分布图(三侧受力时)机架部分传动系统的设计计算 总传动比：级传动比：级传动比：履带装置传动系齿轮的设计计算级传动4级圆柱齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算4.6大齿轮的结构设计级圆柱齿轮传动的传动扭矩，高速轴转速，传动比，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，；大齿轮45钢，锻件，调质，；齿面粗糙度1.6；根据【4】表1511推荐，按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算；1. 齿数比 u=i=1

16、.5.2. 齿宽系数：直齿取0.8；（【4】表1516）3. 载荷系数；1） 工况系数；（【4】表159）2） 动载荷系数取小齿轮齿数14；初估小齿轮圆周速度0.3m/s。1；（【4】图154）3） 齿向载荷分布系数。（【4】图157bII曲线）4） 载荷分布系数 大齿轮齿数1.51421取21； 螺旋角（直齿） 端面重合度1.49； 纵向重合度0；（直齿） 总重合度1.49 1.12 ；（【4】图159）；5） K1.2432；4小齿轮转矩5材料弹性系数；（【4】表1517）6重合度系数0.915；7. 节点区域系数。（【4】图1522）8螺旋角系数1；（直齿）9. 许用接触疲劳应力1） 小

17、齿轮接触疲劳极限应力720 ；（【4】图1516b）2） 大齿轮接触疲劳极限应力575 ；（【4】图1516b）3） 最小许用接触安全系数设失效概率1/100。4） 小齿轮接触应力当量循环次数；q6.6；（【4】表1515）1；400 r/min;=30000h；2.4；5） 大齿轮接触应力当量循环次数 6） 大、小齿轮接触寿命系数； （【4】图1517）小齿轮许用接触疲劳应力： ；大齿轮许用接触疲劳应力：；从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：；10. 中心距，小、大齿轮的分度圆直径，齿宽和模数9.49mm取14mm；中心距圆整为；模数m1.03mm；取m1mm；，取14，初选正确；于是14

18、mm； 21mm；齿宽；取小齿轮宽度，大齿轮宽度为。1.小齿轮实际圆周速度;与初估=0.30相符，值无需修正。2.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1. K=1.24322. 300；450 ；3. b=11.2mm;=14mm; 21mm；4. =m=1mm;5. 【4】图1524小齿轮齿形系数，大齿轮齿形系数6. 【4】图1525小齿轮应力校正系数，大齿轮应力校正系数。8.重合度系数；9.螺旋角参数。10.许用弯曲疲劳应力1） (【4】图15-18b)小齿轮弯曲疲劳极限应力，大齿轮弯曲疲劳极限应力。2） 最小许用弯曲安全系数 （【4】表1514）保失

19、效概率，选择最小安全系数；3） 尺寸系数（【4】图1519）；4） 弯曲寿命系数 = ；（【4】图1520）；根据上述计算，将齿轮数据列表如下：项目单位小齿轮大齿轮中心距18模数1传动比1.5端面压力角20齿数1421齿宽1110分度圆直径1421齿高22齿顶圆直径1623齿根圆直径1219节圆直径mm1421具体可参照零件图计算参考【4】P458512；1；。14；211.491.12 ；K1.2432；T300；0.91512.4；=720N=575575m114mm；21mm；=18mm;。校验合格履带装置传动系齿轮的设计计算级传动4级圆柱齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1

20、已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算4.6大齿轮的结构设计级圆柱齿轮传动的传动扭矩，高速轴转速，传动比，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。采用7级精度软齿闭式圆柱直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，；大齿轮45钢，锻件，调质，；齿面粗糙度1.6；根据【4】表1511推荐，按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校验计算；4. 齿数比 u=i=1.3.5. 齿宽系数：直齿取0.8；（【4】表1516）6. 载荷系数；6） 工况系数；（【4】表159）7） 动载荷系数取小齿轮齿数15；初估小齿轮圆周速度0.2m/s。1；（【4】图1

21、54）8） 齿向载荷分布系数。（【4】图157bII曲线）9） 载荷分布系数 大齿轮齿数1.31519.5取20； 螺旋角（直齿） 端面重合度1.51； 纵向重合度0；（直齿） 总重合度1.51 1.12 ；（【4】图159）；10） K1.2432；4小齿轮转矩5材料弹性系数；（【4】表1517）6重合度系数0.91；7. 节点区域系数。（【4】图1522）8螺旋角系数1；（直齿）9. 许用接触疲劳应力1） 小齿轮接触疲劳极限应力720 ；（【4】图1516b）2） 大齿轮接触疲劳极限应力575 ；（【4】图1516b）3） 最小许用接触安全系数设失效概率1/100。4） 小齿轮接触应力当量

22、循环次数；q6.6；（【4】表1515）1；267 r/min;=30000h；2.4；5） 大齿轮接触应力当量循环次数 6） 大、小齿轮接触寿命系数； （【4】图1517）小齿轮许用接触疲劳应力： ；大齿轮许用接触疲劳应力：；从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：；10. 中心距，小、大齿轮的分度圆直径，齿宽和模数11.1mm取15mm；中心距圆整为；模数m1.03mm；取m1mm；，取15，初选正确；于是15mm； 20mm；齿宽；取小齿轮宽度，大齿轮宽度为。1.小齿轮实际圆周速度;与初估=0.20相符，值无需修正。2.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

23、不变7. K=1.24328. 450；585 ；=15mm; 20mm；9. =m=1mm;10. 【4】图1524小齿轮齿形系数，大齿轮齿形系数11. 【4】图1525小齿轮应力校正系数，大齿轮应力校正系数。8.重合度系数；9.螺旋角参数。10.许用弯曲疲劳应力1） (【4】图15-18b)小齿轮弯曲疲劳极限应力，大齿轮弯曲疲劳极限应力。2） 最小许用弯曲安全系数 （【4】表1514）保失效概率，选择最小安全系数；3） 尺寸系数（【4】图1519）；4） 弯曲寿命系数 = ；（【4】图1520）；根据上述计算，将齿轮数据列表如下：项目单位小齿轮大齿轮中心距18模数1传动比1.3端面压力角2

24、0齿数1520齿宽1211.5分度圆直径1520齿高22齿顶圆直径1722齿根圆直径1318节圆直径mm1520具体结构设计尺寸可参考零件图计算参考【4】P458512；1；。15；201.511.12 ；K1.2432；T450；0.9112.4；=720N=575575m115mm；20mm；=18mm;。校验合格履带行走系设计一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内行走必须满足机器人移动载体对管壁的附着力,既牵引力，大于移动载体的阻力： 当电机的驱动力足够大的时候，牵引力:其中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

25、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，在管道内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。二履带行走系 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内的移动和牵引力。履带行走系的装置包括履带,驱动轮，张紧机构，传动机构，原动件，张紧缓冲装置(本设计中将此机构设置在机架上)组成。 (1) 履带传动行走机构

26、(同步带传动) 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，带的预张紧力可以很小，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

27、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2表12-1-55可查得现有的模数制同步带产品，选取，节线长。其中模数,齿数 ,带宽(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。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。V带计算与设计同步带和带轮(履带)的设计计算计算过程结果1计算功率2.选普通V带型号3.求大小带轮基准直径4.验算带速v5.求V带基准长度和中心距6.实际中心距a7.带宽 8.剪切应力验算9.压强验算p10.求作用在带轮轴上的力11.同步带轮型号选择和参数V带传动比： 1；驱动轮转速

28、：84 r/min;驱动轮的输出功率5.4 w；用于履带传动，两班制连续工作查【1】表136得 1.3；7.02w；模数制同步带产品：节线长度取 初步选取中心距；取150mm；425.6mm；与原先取的节线长408.41mm相符合；可取齿数履带中中心距是可以调整的：对于模数制：式中为单位带宽的许用应力，查表【2】12-1-76模数时，单位带宽许用拉力单位带宽,单位长度的质量由可求得履带带宽查表【2】12-1-78可得许用剪切应力 可得 符合剪切应力的要求查表【2】12-1-78可得许用压强模数制同步带轮：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，节线长408.41m

29、m的同步带的型号。校验符合实际情况。具体的设计图可参考零件图下列参考【2】12-617.02 w；模数制同步带产品：40 mm40 mm实际中心距141.5mm符合带宽要求 (2) 履带行走装置的驱动力和滚动阻力履带行走装置在驱动转动力矩的作用下，在水平地面做等速驱动运动时，在驱动拉力作用下，履带驱动段上带轮和带之间相对转动，产生摩擦阻力矩。同时，因垂直载荷作用履带支撑面上产生与行走装置行驶方向一致的摩擦力，即上面提到的附着力，为履带的驱动力.如图： 式中在同步带传动为传动效率。在履带在管道内行驶时，橡胶履带和管壁面间产生滚动阻力。履带行走装置驱动力在克服本身滚动阻力后，发挥牵引力。式中 为履

30、带行走装置的滚动阻力系数，由履带行走的地面类型而定。在管道中可取计算。三行走系中传动系统总传动比级传动：级传动：级传动：履带传动系齿轮的设计计算级圆柱齿轮传动4级直齿圆锥齿轮传动的设计和校验计算计算过程结果及说明4.1已知条件4.2选用材料4.3接触疲劳强度设计计算4.4.有关参数的修正4.5弯曲强度校验计算4.6大齿轮的结构设计级直齿锥齿轮传动的传动扭矩，高速轴转速，传动比，使用寿命为30000小时，工作时有轻度振动。采用7级精度软齿闭式圆锥直齿轮：小齿轮40Cr钢，锻件，调质，；大齿轮45钢，锻件，调质，；齿面粗糙度1.6；根据【4】表1511推荐，按接触疲劳强度设计计算，按弯曲疲劳强度校

31、验计算；7. 齿数比 u=i=1.5.8. 齿宽系数：直齿取0.3；（【4】表1516）9. 载荷系数；11） 工况系数；（【4】表159）12） 动载荷系数取小齿轮齿数20；初估小齿轮圆周速度0.42m/s。1；（【4】表1510）13） 齿向载荷分布系数 。（【4】图158bII曲线）14） 载荷分布系数 大齿轮齿数1.52030取30； 螺旋角（直齿） 端面重合度1.61； 纵向重合度0；（直齿） 总重合度1.61 1.0 ；（【4】图159）；15） K1.01；4小齿轮转矩5材料弹性系数；（【4】表1517）6重合度系数；7. 节点区域系数。（【4】图1522）8螺旋角系数1；（直齿

32、）9. 许用接触疲劳应力1） 小齿轮接触疲劳极限应力720 ；（【4】图1516b）2） 大齿轮接触疲劳极限应力575 ；（【4】图1516b）3） 最小许用接触安全系数设失效概率1/100。4） 小齿轮接触应力当量循环次数；q6.6；（【4】表1515）1；200r/min;=30000h；3.6；5） 大齿轮接触应力当量循环次数 6） 大、小齿轮接触寿命系数； （【4】图1517）小齿轮许用接触疲劳应力： ；大齿轮许用接触疲劳应力：；从上两式中取小者作为许用接触疲劳应力：；10. 中心距，小、大齿轮的分度圆直径，齿宽和模数10.81mm取20mm；取m=1mm, 小齿轮齿数20, 大齿轮齿

33、数30于是20mm；30mm；R = 18.03mm;齿宽；取小齿轮宽度，大齿轮宽度为。1.小齿轮实际圆周速度;与初估=0.42相符，值无需修正。2.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12. K=1.0113. 300；450 ；14. (1) 小、大齿轮的分锥角(2) 小、大齿轮的当量齿数15. 【4】图1525小齿轮齿形系数，大齿轮齿形系数16. 【4】图1525小齿轮应力校正系数，大齿轮应力校正系数。6.许用弯曲疲劳应力1） (【4】图15-18b)小齿轮弯曲疲劳极限应力，大齿轮弯曲疲劳极限应力。2） 最小许用弯曲安全系数 （【4】表1514）保失效概率，选择最小安全系数；3） 尺寸系数（【4】图1519）；4） 弯曲寿命系数 = ；（【4】图1520）；根据上述计算，将齿轮数据列表如下：项目单位小齿轮大齿轮大端模数1传动比1.5端面压力角