第 1 頁 前 言畢業(yè)設(shè)計(jì)是在學(xué)完了大學(xué)四年的所有課程之后的最后一次設(shè)計(jì)。是應(yīng)用所學(xué)基礎(chǔ)理論、專業(yè)知識與技能去分析和解決生產(chǎn)實(shí)際問題的一個(gè)綜合訓(xùn)練。本次設(shè)計(jì)的課題是機(jī)械傳動(dòng)動(dòng)力滑臺(tái)?；_(tái)是用來實(shí)現(xiàn)組合機(jī)床進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的通用部件，滑臺(tái)可分為液壓滑臺(tái)和機(jī)械滑臺(tái)兩類。目前，國內(nèi)外組合機(jī)床大都是以滑臺(tái)為基礎(chǔ)，配置各種切削頭，用來完成鉆，擴(kuò)，鉸，鏜孔，銑削及攻絲等各種加工工序。此外，動(dòng)力滑臺(tái)還可以作為零件的輸送裝置來使用。機(jī)械傳動(dòng)動(dòng)力滑臺(tái)的設(shè)計(jì)主要是完成傳動(dòng)系統(tǒng)（快進(jìn)，工進(jìn)及變速）和滑臺(tái)的設(shè)計(jì)。機(jī)械滑臺(tái)的傳動(dòng)系統(tǒng)由動(dòng)力滑臺(tái)，機(jī)械滑座及雙電機(jī)傳動(dòng)裝置等三部分組成。滑臺(tái)可完成如下的自動(dòng)循環(huán)：快進(jìn), 工進(jìn), 停留, 快退, 原位停止?；_(tái)的傳動(dòng)裝置是采用雙電機(jī)差速器的傳動(dòng)方式。快速電機(jī)的后端裝有電磁制動(dòng)器，以用來實(shí)現(xiàn)對快速電機(jī)的制動(dòng)?；_(tái)的快進(jìn)和快退由快速電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)，經(jīng)過齒輪 Z1 ~ Z6 使絲杠快速旋轉(zhuǎn)而實(shí)現(xiàn)?；_(tái)快退時(shí)的傳動(dòng)路線不變，依靠快速電機(jī)的反轉(zhuǎn)來實(shí)現(xiàn)?；_(tái)在快進(jìn)，快退時(shí)，工進(jìn)電機(jī)可以工作也可以不工作。但是，工進(jìn)電機(jī)工作時(shí)，滑臺(tái)快進(jìn)和快退的速度是不一樣的。如果工進(jìn)電機(jī)工作，則滑臺(tái)的快進(jìn)速度要加上一個(gè)工進(jìn)速度，而滑臺(tái)的快退速度則要減去一個(gè)工進(jìn)速度。滑臺(tái)的進(jìn)給量可由交換齒輪A，B， C，D 的配換來調(diào)整。機(jī)械滑臺(tái)是組合機(jī)床一個(gè)很重要的通用部件，所以機(jī)械傳動(dòng)動(dòng)力滑臺(tái)的設(shè)計(jì)對提高專業(yè)設(shè)計(jì)能力有很大的幫助。 第 2 頁 第一章 電動(dòng)機(jī)的選擇1.1 已知工作要求和條件選用 Y 系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。1.2 選擇電動(dòng)機(jī)容量滑臺(tái)所需功率 PWPW = FW ·VW / 1000η W KW式中 FW = 20000N ，V W = 0.01m/s ( 工進(jìn) ) ， V’W = 0.105m/s ( 快進(jìn) ) ，滑臺(tái)的效率 η W = 0.94 。代入上式得 PW = FW ·VW / 1000η W = 20000 ×0.01 / 1000 ×0.94 = 0.213 KWP’W = FW ·V’W / 1000η W = 20000 ×0.105 / 1000 ×0.94 = 1.06 KW工進(jìn)電動(dòng)機(jī)的輸出功率 P0 ，快進(jìn)電機(jī)的輸出功率 P’0P0 = PW /η KW P’0 = P’W /η’ KW 式中 η 為工進(jìn)時(shí)電動(dòng)機(jī)至滑臺(tái)的傳動(dòng)裝置總效率。η’為快進(jìn)時(shí)傳動(dòng)裝置總效率。取滾動(dòng)軸承效率 η 1 = 0.99 ，齒輪傳動(dòng)效率 η 2 = 0.98 ，蝸桿傳動(dòng)效率η 3 = 0.45 ，滑動(dòng)絲杠效率 η 4 = 0.5 , 滑動(dòng)軸承效率 η 5 = 0.97η=η 51η 42η 3η 4 = 0.99 5× 0.984× 0.45 ×0.5 = 0.39η’=η 41η 32η 4 = 0.99 5× 0.984×0.5 = 0.93故P0 = PW /η= 0.213 / 0.39 = 0.55 KW P’0 = P’W /η’ = 1.06 / 0.93 = 1.1 KW 第 3 頁 查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》中 Y 系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)表選電動(dòng)機(jī)的額定功率 P 為 0.55KW 和 1.1KW 。1.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速工進(jìn)時(shí)，絲杠轉(zhuǎn)速 n w = 2 ~75 r/min快進(jìn)時(shí)，絲杠轉(zhuǎn)速 n’ w = 787.5 r/min圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍 i1’ =1 ~ 5 ，外嚙合行星齒輪 i2’ =3 ~ 9 , 總傳動(dòng)比范圍為 I’ = 3 ~ 45 可見電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為n’ = I’·n w = (2~75) (3 ~ 45 ) = 225 ~ 3375 r/min綜上，選用同步轉(zhuǎn)速為 1400r/min 的 Y 系列電動(dòng)機(jī) Y801-4 為工進(jìn)電機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為 1390r/min , 選用 Y90S-4 為快進(jìn)電機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為 1400r/min 。第二章 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的選擇計(jì)算2.1 各軸轉(zhuǎn)速1 軸 n 1 = n m / i1 = 1390 / 1.9 = 731 r/min 2 軸 n 2 = n 1 / i2 =731 / 2 = 365.5 r/min3 軸 n 3 = n 2 / i3 = 182.8 r/min4 軸 n 4 = n 3 / i4 = 96.75 r/min絲杠軸 n = n 4 / 1.29 = 75 r/min2.2 各軸功率1 軸 P1 = P0η 2= 0.55× 0.98× 0.54 = 0.54 KW2 軸 P2 = P0η 1η 22 = 0.55× 0.982 ×0.99 = 0.53 KW3 軸 P3 = P0η 12η 23 = 0.55× 0.983 ×0.992 = 0.514 KW 第 4 頁 4 軸 P4 = P3η 1η 3 = 0.514×0.99 × 0.45 = 0.23 KW絲杠軸 P = P3η 1η 2η 5 = 0.23 ×0.99 ×0.98 ×0.97 = 0.213 KW2.3 各軸扭矩電機(jī)軸 T 0 = 9550 × P0 / n m = 9550× 0.55 / 1390 = 3.78 N·m1 軸 T 1 = 9550 × P1 / n 1 = 9550× 0.54 / 731 = 7.1 N·m2 軸 T 2 = 9550 × P2 / n 2 = 9550× 0.53 / 365.5 = 14.1 N·m3 軸 T 3 = 9550 × P3 / n 3 = 9550× 0.514 / 182.8 = 26.9 N·m4 軸 T 4 = 9550 × P4 / n 4 = 9550× 0.23 / 96.75 = 22.7 N·m絲杠軸 T4 = 9550 × P / n = 9550× 0.213 / 75 = 27.1 N·m將以上算得的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)列表如下：電機(jī)軸1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 絲杠軸轉(zhuǎn)速 n r/min1390 731 365.5 182.8 96.75 75額定功率 P KW0.550.54 0.53 0.514 0.23 0.213扭矩 T N·m3.78 7.1 14.1 26.9 22.7 27.1傳動(dòng)比 i 1.9 2 2 1.9 1.29效率 η 0.98 0.98 0.97 0.45 0.93第三章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 滑動(dòng)絲杠螺母機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 第 5 頁 （1） 耐磨性計(jì)算螺桿中徑 d2 mm d2 = §( F/φ[p] )1/ 2 = 14mm螺母高度 H mm H = φd2 = 42mm旋合圈數(shù) Z Z = H/P = 42/4 = 10.5 ≤10~12螺紋工作高度 h mm h = 0.5p = 0.5×4 = 2 mm工作壓強(qiáng) P Mpa P =F/πd 2hz ≤[P]（2） 穩(wěn)定性計(jì)算要求滿足 SSC = FCr / F ≥ S S , 對于傳導(dǎo)螺旋，S S = 2.5 ~ 4.0FCr —— 螺桿的臨界載荷 FCr =л 2EI / (ul )2E = 2.06 × 105 Mpa ( 對于鋼 E = 2.07×105 Mpa )I = лd 14 / 64 mm4U = 0.5L = 螺桿的最大工作長度，取 L = 400 mmF = 20000N計(jì)算得，F(xiàn) Cr / F =3.142×2.07×105 ×1017.6 / 2000 (0.5×400)2 = 2.6符合要求。（3） 螺紋的主要幾何參數(shù)的計(jì)算按 d2 由標(biāo)準(zhǔn)中選取相應(yīng)的公稱直徑 d 和螺距 p d =16 mm ，p = 4 ， d1 =12 mm ，n = 2計(jì)算得,導(dǎo)程 s = np = 8mm3.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算本次設(shè)計(jì)的機(jī)械滑臺(tái)傳動(dòng)系統(tǒng)采用 2K--H 行星差動(dòng)齒輪機(jī)構(gòu),機(jī)構(gòu)代號-D 第 6 頁 查表選取合適的速比與齒數(shù)：I aHb = 3.65 , IHab = 1.3778 , Za = 20 , Zb = 24 , Zg = 31 , Zf = 27（1）滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)IHab = n a / n b =1400 r/min / n b = 1.3778 , 得 n b = 1203 r/minn b = 787.5*I = 1203 r/min , 得 I = Z 4 / Z 3 = 1.29 （2）滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)已知絲杠工進(jìn)速度 v =15.4 ~ 600 mm/min, 導(dǎo)程 s = 8mm, 計(jì)算可得絲杠轉(zhuǎn)速 n = 2 ~ 75 r/ min因 I = Z 4 / Z 3 = 1.29 ，故中心輪 b 轉(zhuǎn)速 n b = (2 ~ 75)×1.5 = 3 ~ 112.5 r/min因 I aHb = n H / n b = 3.65 , 故行星架 H 轉(zhuǎn)速n H = 3.65 n b =3.65 (3 ~ 112.5) = 9.4 ~353 r/min n H 即等于蝸輪的轉(zhuǎn)速 n 選取 I = n（桿）/ n（輪） = 5，可求得蝸桿轉(zhuǎn)速 n = 5×（9.4 ~ 353）= 47 ~ 1765 r/min傳動(dòng)系統(tǒng)的變速范圍 R= N max / N min = 75 r/min / 2r/min = 39查表，得公比 ￠ =1.58 ， 轉(zhuǎn)速級速 Z = 9該變速系統(tǒng)采用交換齒輪變速機(jī)構(gòu)，因要實(shí)現(xiàn) 9 級變速，一組交換齒輪可實(shí)現(xiàn) 4 級變速，故需三組變速齒輪。轉(zhuǎn)速圖Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 第 7 頁 如圖所示，變速系統(tǒng)可實(shí)現(xiàn) n = 47~1825r/min 的變速，I = Z 2 / Z 1= 1390r/min / 731r/min = 1.93.3.1 齒輪 Z1 , Z2 的設(shè)計(jì)計(jì)算及其校核1．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度不高，故選用 7 級精度（GB10095 —88） 。3）材料選擇。由表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。4) 小齒輪齒數(shù) Z 1 = 20 ，大齒輪齒數(shù) Z 2 = 38 ，u = Z 2 / Z 1 = 1.92．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，d 1t ≥ 2.32 1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù) K t = 1.3(2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T 1 = 95.5 ×105P/ n = 95.5×105×0.55/1390 = 3779 N·mm(3) 由表 10-7 選取齒寬系數(shù) ?d = 0.5(4) 查得材料的彈性影響系數(shù) Z E =189.8 Mpa1/2 第 8 頁 (5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim1 = 600 Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n1 j Lh = 60 ×1390 ×1 ×35000 = 2.919 ×105N2 = N1 / u = 2.919 ×105 / 1.9 = 1.54×105(7) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.90 ；K HN2 = 0.91(8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S =1 , 得[σ H] 1 = KHN1σ Hlim1 / S = 0.9 × 600 Mpa = 540 Mpa[σ H] 2 = KHN2σ Hlim2 / S = 0.91 ×550 Mpa = 500.5 Mpa2）計(jì)算(1) 試算小齒輪分度圓直徑 d 1 t ，代入[σ H] 中較小值d 1t ≥ 2.32 = 30.6mm(2) 計(jì)算圓周速度 vv = πd 1t n / 60×1000 m/s = 2.22 m/s(3) 計(jì)算齒寬 bb = ? d ·d 1t = 0.5 × 30.6 mm = 15.3 mm(4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 b / h模數(shù) m t = d 1t / Z1 = 30.6 / 20 = 1.53 mm齒高 h = 2.25 m t = 2.25 × 1.53 = 3.44 mmb / h = 15.3 / 3.44 = 4.4(5) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v =2.22 m/s ，7 級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù) K v = 1.09直齒輪，假設(shè) KAFt / b <100 N/mm 。由表 10-3 查得 KHα = 第 9 頁 KFα = 1.2 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時(shí)KHβ = 1.12 × 0.18 (1+6.7 ?d2) ?d2 + 0.23×10－3 b將數(shù)據(jù)代入后得，KHβ = 1.12 × 0.18 (1+6.7× 0.52) ×0.52 + 0.23×10－3 ×15.3 =1.79由 b / h = 4.4 ，K Hβ =1.79 查圖 10-13 得 KFβ =1.55 ；故載荷系數(shù)K = KA KV KHα KHβ = 2.341(6) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，d1 = d1t( K / Kt)1/ 3 = 37.23 mm(7) 計(jì)算模數(shù) mm = d1 / z1 = 1.86 mm3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m ≥ ( 2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ?d z12 )1/ 31）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE1 = 500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE2 = 380 MPa（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.86 ； KFN2 = 0.87（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S = 1.4 ，得[σ F]1 = KFN1σ FE1 / S = 0.86 × 500 / 1.4 = 307.14 MPa[σ F]2 = KFN2σ FE2 / S = 0.87 × 380 / 1.4 = 236.14 MPa 第 10 頁 （4）計(jì)算載荷系數(shù) KK = KA KV KFα KFβ = 1× 1.09× 1.2 ×1.55 = 2.027（5）查取齒形系數(shù)查得 YFα1 = 2.8 ； YFα2 = 2.56（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)查得 YSα1 =1.55 ； YSα2 = 1.63（7）計(jì)算大小齒輪的 YFαYSα / [σ F]并加以比較YFα1 YSα1 / [σ F]1 = 2.8×1.55/307.14 = 0.014YFα2 YSα2 / [σ F]2 = 2.56×1.63/236.14 = 0.0177大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計(jì)計(jì)算m ≥ ( 2 ×2.07× 3779×0.0177 / 202)1/3 = 0.88mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模 m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù), 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù) m 并就近圓整得 m=1 ，按接觸疲勞強(qiáng)度算得得分度圓直徑 d1= 37.23 mm ，算出小齒輪齒數(shù)Z1 = d1 / m =37.23/1 = 37大齒輪齒數(shù) Z 2 = uZ1 = 1.9× 37 = 70這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4．幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)算分度圓直徑d1 = z1m = 37 mmd2 = z2m = 70 mm 第 11 頁 2） 計(jì)算中心距 a = (d1 + d2) / 2 = (37+70 ) / 2 = 53.5 mm3） 計(jì)算齒輪寬度 b = ? dd1 = 0.5 × 37 = 18.5 mmB2 = 20 mm , B1 = 25 mm5．驗(yàn)算 Ft = 2T1 / d1 = 2 ×3779 / 37 = 204.3 NKAFt / b = 1× 204.3 / 18.5 = 11 N/mm < 100 N/mm , 合適3.3.2 交換齒輪變速系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核變速系統(tǒng)需三組交換齒輪，其中兩組備用。因一組交換齒輪由兩對齒輪構(gòu)成，交換齒輪變速組的變速范圍受齒輪傳動(dòng)的極限升速比的限制。通常，R= 4（ U=1/2~ 2）查表，得兩對齒輪的齒速比均為 U = 1/2選擇：Z A / ZB =18/36 ，Z C / ZD =20/401．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度不高，故選用 7 級精度（GB10095 —88） 。3）材料選擇。由表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS4) 小齒輪齒數(shù) Z A = 18 ，大齒輪齒數(shù) Z B = 36，u = Z B/ Z A = 2小齒輪齒數(shù) Z C = 20 ，大齒輪齒數(shù) Z D = 40， u = Z D/ Z C = 22．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，d 1t ≥ 2.32 1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 第 12 頁 (1) 試選載荷系數(shù) K t = 1.3(2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T 1 = 95.5×105×0.55 / 731 = 7200 N·mm(3) 由表 10-7 選取齒寬系數(shù) ? d = 0.5(4) 查得材料的彈性影響系數(shù) Z E =189.8 Mpa1/2(5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim1 = 600 Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n1 j Lh = 60 ×731 ×1 ×35000 = 1.54×109N2 = N1 / u = 0.77 ×109 / 2 = 0.77×109(7) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.95 ；K HN2 = 0.97(8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S =1 , 得[σ H] 1 = KHN1σ Hlim1 / S = 0.95 × 600 Mpa = 570 Mpa[σ H] 2 = KHN2σ Hlim2 / S = 0.97 × 550 Mpa = 534 Mpa2) 計(jì)算(1) 試計(jì)算小齒輪 A 分度圓直徑 d1t ，代入[σ H]中較小值d 1t ≥ 2.32 = 35.4mm(2) 計(jì)算圓周速度 V v = πd 1t n / 60000 m/s = 1.35 m/s(3) 計(jì)算齒寬 bb = ￠d d 1t = 0.5 × 35.4 mm = 17.7 mm(4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 b / h模數(shù) m t = d 1 t / Z1 = 35.4 / 18 = 1.96 mm 第 13 頁 齒高 h = 2.25 m t = 2.25 × 1.96 = 4.43 mmb / h = 17.7 / 4.43 = 4(5) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v =1.35 m/s ，7 級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù) K v = 1.06直齒輪，假設(shè) KAFt / b <100 N/mm 。由表 10-3 查得 KHα = KFα = 1.2 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時(shí)KHβ = 1.12 +0.18 (1+6.7 ?d2 ) ?d2 + 0.23×10－3 b將數(shù)據(jù)代入后得KHβ =1.12 +0.18（1+6.7×0.5 2）0.5 2 +0.23 ×10-3 ×17.7=1.6由 b / h = 4 ，K Hβ =1.6 ；查圖得 KFβ =1.4 ；故載荷系數(shù)K = KA KV KHα KHβ =1×1.06×1.2×1.6 = 2.0352(6) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1 = d1t (k / k t )1/3 = 35.4 (2.0352/1.3) = 41 mm(7) 計(jì)算模數(shù) m m = d1 / z1 = 41 /18 = 2.233．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m ≥( 2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ? d z12 )1/ 31）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 (1) 查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE1 = 500MPa ； 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE2 = 380 Mpa(2) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.87 ； KFN2 = 0.89(3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S = 1.4 ，得 第 14 頁 [σ F]1 = KFN1σ FE1 / S = 0.87 × 500 / 1.4 = 310.7 MPa[σ F]2 = KFN2σ FE2 / S = 0.89 × 380 / 1.4 = 214.57 MPa(4) 計(jì)算載荷系數(shù) KK = KA KV KFα KFβ =1×1.35×1.2×1.4 = 2.268(5) 查取齒形系數(shù)查得 YF a1 = 2.91 ；Y Fa 2 = 2.46(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)可查得 YS a1 = 1.53 ；Y S a 2 = 1.65(7) 計(jì)算大、小齒輪的 YF a YS a / [σ F]并加以比較 YF a1 YS a1 / [σ F]1 =2.91× 1.53 / 310.7 = 0.0143YF a2 YS a2 / [σ F]2 = 2.46 ×1.65 /214.57 = 0.0189大齒輪的數(shù)值大。2）設(shè)計(jì)計(jì)算m ≥（2× 2.268× 7200 ×0.0189/18 2） 1/ 3 = 1.24由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù) m 并就近圓整 m = 1.5mm ,按接觸疲勞強(qiáng)度算得得分度圓直 d1 = 41 mm ，算出小齒輪齒數(shù)Z1 = d1 / m = 41/1.5 = 27大齒輪齒數(shù) Z2 = u Z1 = 2 × 27 = 544．幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑d1 = Z1 m = 27 ×1.5 = 40.5 mmd2 = Z2 m = 54 ×1.5 = 81 mm 第 15 頁 2) 計(jì)算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (40.5 + 81 ) / 2 = 60.75 mm3) 計(jì)算齒輪寬度b = ? d d1 = 0.5× 40.5 = 20.25 mm取 B2 = 20 mm , B1 = 25 mm5．驗(yàn)算Ft = 2T1 / d1 =2 × 7200 /40.5 = 355.6 NKAFt / b = 1× 355.6 / 20.25 = 17.56 N/mm < 100 N/mm , 合適3.3.3 蝸桿蝸輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核1. 選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù) GB/T10085_1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI） 。2. 選擇材料考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用 45 鋼；因希望效率高，耐磨性好，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫 ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪心用灰鑄鐵 HT100 制造。3．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動(dòng)中心距a ≥( KT2 (ZEZ ρ/[σ H]))1/ 31）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2按 Z1 =2 ，估算效率 η = 0.8，則 T2 = 9.55×106 Pη /(n1/i12) = 9.55×106 ×0.55×0.8/9.4 = 0.447×106 N·mm 第 16 頁 2）確定載荷系數(shù) K因工作載荷較穩(wěn)定，故載荷分布不均系數(shù) kβ =1 ; 選用系數(shù) kA =1.15 ；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù) KV =1.05 ，則 K = kA k βKV =1.15× 1× 1.05 = 1.213）確定彈性影響系數(shù) ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 ZE =160Mpa1/24）確定接觸系數(shù) Z ρ先假設(shè)蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動(dòng)中心距 a 的比值 d1/a = 0.35 ，從圖 11-18 中查得 Z ρ = 2.95）確定許用接觸應(yīng)力[σ H]根據(jù)蝸輪材料是鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度為 45~55 HRC，查得蝸輪的基本許用應(yīng)力[σ H] = 268MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N = 60jn 2Lh = 60× 1× 9.4× 1000 = 5.64 ×10 6壽命系數(shù) K HN = (107/ 5.64× 106)1/ 8 =1.07則 [σ H] = 1.07 ×268 Mpa = 286.8 MPa6）計(jì)算中心距a ≥ (1.2× 4.47× 105×(160 ×2.72/286.8)2 )1/ 3 = 38mm取中心距 a = 80 mm ,因 I =20 ,故選取模數(shù) m =2.5 ,蝸桿分度圓直徑 d1 =28 。這時(shí) d 1/a =0.35 ，可查得接觸系數(shù) Z ρ′=2.74 ,因?yàn)?Z ρ′< Z ρ ，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。4．蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1）蝸桿軸向齒距 P a=7.85mm ；直徑系數(shù) q = 12.5 ；齒頂圓直徑 d a1 =33mm ； 第 17 頁 齒根圓直徑 d f1 =22mm ；分度圓導(dǎo)程角 γ =28? ；蝸桿軸向齒厚 Sa= 4mm 。2）蝸輪蝸輪齒數(shù) Z 2 = 53 ；變位系數(shù) x 2 = －0.1驗(yàn)算傳動(dòng)比 I= Z2 / Z1 = 53/4 =13.25 蝸輪分度圓直徑 d2 = mz2 = 2.5× 53 =132.5 mm蝸輪喉圓直徑 d a2 = d2 +2h a2 = 132.5+2 ×2.25 = 137 mm蝸輪齒根圓直徑 d f 2 = d2－2h f2 =132.5－2 ×2.75 = 129 mm蝸輪咽喉母圓直徑 rg2 = a－1/2 d a2 =11.5 mm5．校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度σ F = 1.53KT2YFa2Yβ /d1d2m ≤[σ F]當(dāng)量齒數(shù) Z v2 = Z2 / cos3γ =53 / 0.69 = 76.8根據(jù) x2 = -0.1 , Z v2 = 76.8 ，從圖 11-19 中可以查得齒形系數(shù) YF a2 = 2.27 螺旋角系數(shù) Y β =1 - γ/140? = 0.8許用彎曲應(yīng)力 [σ F]= [σ F]′·K FN從表 11-8 查得由 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[σ F]′= 56壽命系數(shù) K FN = （ 106 / 5.64×106） 1/ 9 = 0.825[σ F]= 56×0.825 = 46.2σ F =1.53×1.21×2.27×0.8×447000/28×132.5×2.5= 40.13MPa彎曲強(qiáng)度是滿足的。6．精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，從 GB/T10089—1988 圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇 8 級精度，側(cè)隙種類為 f ，標(biāo)注為 8f GB/T10089—1988 。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙 第 18 頁 度。3.3.4 行星齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算本次設(shè)計(jì)的機(jī)械滑臺(tái)傳動(dòng)系統(tǒng)采用 2K—H 行星差動(dòng)齒輪機(jī)構(gòu),機(jī)構(gòu)代號為 D查表選取合適的速比與齒數(shù)：速比： I aHb = 3.65 IHab = 1.3778 齒數(shù)： Za = 20 , Zb = 24 , Zg = 31 , Zf = 27下面將對行星齒輪進(jìn)行校核計(jì)算：1．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度不高，故選用 7 級精度（GB10095 —88） 。3）材料選擇。由表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS4）小齒輪齒數(shù) Z a = 18 ，大齒輪齒數(shù) Z g = 31 ，u = Z g/ Z a = 1.55小齒輪齒數(shù) Z b = 24 ，大齒輪齒數(shù) Z f = 27，u = Z f / Z b = 1.132．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，d 1t ≥ 2.32 1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù) K t = 1.3(2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 95.5× 105 P1 / n1 = 95.5× 105×1.1 /1400 =7500N·mm(3) 選取齒寬系數(shù) ? d = 1 第 19 頁 (4) 查得材料彈性影響系數(shù) Z E =189.8 Mpa1/2(5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ Hlim1 = 600 Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n1 j Lh = 60 ×1400 ×1 ×35000= 2.94 ×10 9N2 = N1 / u = 2.94×109 / 1.55 = 1.9×109(7) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.9 ；K HN2 = 0.93(8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S =1 , 得[σ H] 1 = KHN1σ Hlim1 / S = 0.9 × 600 Mpa = 540 Mpa[σ H] 2 = KHN2σ Hlim2 / S = 0.93× 550 Mpa = 511.5 Mpa2) 計(jì)算(1) 試計(jì)算小齒輪 A 分度圓直徑 d1t ，代入[σ H]中較小值d 1t ≥ 2.32 = 30.2mm(2) 計(jì)算圓周速度 V v = πd 1t n / 60000 m/s = 2.21 m/s(3) 計(jì)算齒寬 bb = ￠d d 1t = 1× 30.2mm = 30.2 mm(4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 b / h模數(shù) m t = d 1 t / Z1 = 30.2 / 20 = 1.51 mm齒高 h = 2.25 m t = 2.25 × 1.51 = 3.4 mmb / h = 30.2 / 3.4 = 8.9(5) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v =2.21 m/s ，7 級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù) K v = 1.08 第 20 頁 直齒輪，假設(shè) KAFt / b <100 N/mm 。由表 10-3 查得 KHα = KFα = 1.2 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時(shí)KHβ = 1.12 +0.18 (1+0.6 ?d2 ) ?d2 + 0.23×10－3 b將數(shù)據(jù)代入后得KHβ =1.12 +0.18（1+0.6 ×12）1 2 +0.23 ×10-3 ×30.2 =1.415由 b / h = 8.9 ，K Hβ =1.415 查圖得 KFβ =1.6 ；故載荷系數(shù)K = KA KV KHα KHβ =1×1.08×1.2×1.415 = 1.85(6) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1 = d1t (k / k t )1/3 = 30.2 (1.85/1.3) 1/3= 34 mm(7) 計(jì)算模數(shù) m m = d1 / z1 = 34 /20 = 1.73． 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m ≥ ( 2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ? d z12 )1/ 31) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 (1) 查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE1 = 500MPa ； 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE2 = 380 Mpa(2) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.86 ； KFN2 = 0.87(3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S = 1.4 ，得[σ F]1 = KFN1σ FE1 / S = 0.86 × 500 / 1.4 = 307.14 MPa[σ F]2 = KFN2σ FE2 / S = 0.87 × 380 / 1.4 = 236.14 MPa 第 21 頁 (4) 計(jì)算載荷系數(shù) KK = KA KV KFα KFβ =1×1.09×1.2×1.6 = 2.09(5) 查取齒形系數(shù)查得 YF a1 = 2.8 ； YFa 2 = 2.54(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)可查得 YS a1 = 1.55 ；Y S a 2 = 1.63(7) 計(jì)算大、小齒輪的 YF a YS a / [σ F]并加以比較 YF a1 YS a1 / [σ F]1 =2.8 ×1.55 / 307.14 = 0.014YF a2 YS a2 / [σ F]2 = 2.54×1.63 / 236.14 = 0.0175大齒輪的數(shù)值大。2) 設(shè)計(jì)計(jì)算m ≥（2×2.09× 7500 ×0.0175/20 2） 1/ 3 = 1.07 mm由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù) m 并就近圓整得 m = 1.5 ,按接觸疲勞強(qiáng)度算得得分度圓直徑 d1 = 34 mm ，算出小齒輪齒數(shù)Z1 = d1 /m = 34/1.5 = 20大齒輪齒數(shù) Z2 = u Z1 = 1.55 × 20 = 314. 幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑d1 = Z1 m = 20×1.5 =30 mmd2 = Z2 m = 31×1.5 = 46.5 mm2) 計(jì)算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (30 + 46.5 ) / 2 = 38.25mm 第 22 頁 3) 計(jì)算齒輪寬度b = ? d d1 = 1× 30 = 30 mm取 B2 = 30 mm , B1 =35mm5. 驗(yàn)算Ft = 2T1 / d1 =2 × 7500 /30 = 500 NKAFt / b = 1× 500 / 30 = 17 N/mm < 100 N/mm , 合適3.3.5 齒輪 Z3 ，Z 4 的設(shè)計(jì)計(jì)算1．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度不高，故選用 7 級精度（GB10095 —88） 。3）材料選擇。由表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS4）小齒輪齒數(shù) Z 3 = 20 ，大齒輪齒數(shù) Z 4 = 26 ， u = Z 4/ Z 3 = 1.32．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，d 1t ≥ 2.32 d 1t 1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù) K t = 1.3(2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 95.5× 105 P1 / n1 = 95.5× 105×0.23 / 96.75 = 22703 N·mm(3) 選取齒寬系數(shù) ? d = 0.5(4) 查得材料彈性影響系數(shù) Z E =189.8 Mpa1/2(5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim1 = 600 Mpa ； 第 23 頁 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n1 j Lh = 60 ×96.75×1 ×35000 = 2.032 ×108N2 = N1 / u = 2.032 ×108 / 1.3 = 1.56 ×108(7) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 1.09 ；K HN2 = 1.08(8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S = 1 , 得[σ H] 1 = KHN1σ Hlim1 / S = 1.09 × 600 Mpa = 654 Mpa[σ H] 2 = KHN2σ Hlim2 / S = 1.08 × 550 Mpa = 594 Mpa2) 計(jì)算(1) 試計(jì)算小齒輪 Z3 分度圓直徑 d1t ，代入[σ H]中較小值d 1t ≥ 2.32 = 40.5 mm(2) 計(jì)算圓周速度 V v = πd 1t n / 60000 m/s = 0.21 m/s(3) 計(jì)算齒寬 bb = ￠d d 1t = 0.5 × 40.5 mm = 20.25 mm(4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 b / h模數(shù) m t = d 1 t / Z1 = 40.5 / 20 = 2mm齒高 h = 2.25 m t = 2.25 × 2 = 4.56 mmb / h = 20.25 / 4.56 = 4.44(5) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v = 0.21 m/s ，7 級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù) K v = 1.1直齒輪，假設(shè) KAFt / b <100 N/mm 。由表 10-3 查得 KHα = KFα = 1.2 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA = 1 ； 第 24 頁 由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時(shí)KHβ = 1.12 +0.18 (1+6.7 ?d2 ) ?d2 + 0.23×10－3 b將數(shù)據(jù)代入后得KHβ = 1.12 +0.18（1+6.7×0.5 2）0.5 2 +0.23 ×103 ×20.25 = 1.245由 b / h = 4.44，K Hβ =1.245 ；查圖 10-13 得 KFβ = 1.18 ；故載荷系數(shù)K = KA KV KHα KHβ = 1×1.1×1.2×1.245 = 1.64(6) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1 = d1t (k / k t )1/ 3 = 40.5 (1.64 /1.3) 1/ 3 = 43.79 mm(7) 計(jì)算模數(shù) m m = d1 / z1 = 43.79/20 = 2.23． 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為m ≥（2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ? d z12 ） 1/ 31) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 (1) 查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE1 = 500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ FE2 = 380 Mpa(2)查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 = 0.92 ； KFN2 = 0.94(3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S = 1.4 ，得[σ F]1 = KFN1σ FE1 / S = 0.92 × 500 / 1.4 = 328.57 MPa[σ F]2 = KFN2σ FE2 / S = 0.94 × 380 / 1.4 = 255.14 MPa(4) 計(jì)算載荷系數(shù) KK = KA KV KFα KFβ =1×1.1×1.2×1.18 = 1.56 第 25 頁 (5) 查取齒形系數(shù)查得 YF a1 = 2.8 ； YFa 2 = 2.54(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)可查得 YS a1 = 1.55 ；Y S a 2 = 1.63(7) 計(jì)算大、小齒輪的 YF a YS a / [σ F]并加以比較 YF a1 YS a1 / [σ F]1 = 2.8 ×1.55 / 328.57 = 0.0132YF a2 YS a2 / [σ F]2 = 2.54×1.63 / 255.14 = 0.0163大齒輪的數(shù)值大。2) 設(shè)計(jì)計(jì)算m ≥（2×1.56× 22703 ×0.0163 /0.5×20 2） 1/ 3 = 1.4由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù) m 并就近得 m = 1.5 按接觸疲勞強(qiáng)度算得得分度圓直徑 d1 = 43.79 mm ，算出小齒輪齒數(shù)Z1 = d1 /m = 43.79/ 1.5 = 29大齒輪齒數(shù) Z2 = u Z1 = 1.3 × 29 = 384．幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑d1 = Z1 m = 29×1.5 = 43.5 mmd2 = Z2 m = 38×1.5 = 57 mm2) 計(jì)算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (43.5 + 57 ) / 2 = 50.25 mm3) 計(jì)算齒輪寬度b = ? d d1 = 0.5× 43.5 = 21.75 mm取 B2 = 22 mm