下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 1 頁 目 錄前 言 ………………………………………………………………………… 1第一章 電動機的選擇 …………………………………………………… 2第二章 傳動裝置運動和動力參數的選擇計算 …………………………… 2第三章 傳動零件的設計計算 …………………………………………… 43.1 滑動絲杠螺母機構的設計計算 …………………………………… 43.2 傳動系統(tǒng)的設計計算 ……………………………………………… 53.3.1 齒輪 Z1，Z 2 的設計計算與校核 ………………………………… 7 3.3.2 交換齒輪變速系統(tǒng)的設計 ……………………………………… 103.3.3 蝸桿蝸輪的設計計算與校核 …………………………………… 143.3.4 行星齒輪的設計計算 …………………………………………… 163.3.5 齒輪 Z3，Z 4 的設計計算與校核 ………………………………… 20第四章 軸的設計計算與校核 …………………………………………… 244.1 軸Ⅰ的校核 ……………………………………………………… 244.2 軸Ⅱ的校核 ……………………………………………………… 264.3 行星齒輪 A 軸及軸承的設計 ………………………………… 284.4 行星齒輪 B 軸及軸承的設計………………………………………29第五章 導軌的設計計算與校核…………………………………………… 29小結 ………………………………………………………………………… 33致謝 ………………………………………………………………………… 34參考文獻 ………………………………………………………………………35附錄 ……………………………………………………………………………36下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 2 頁 機械傳動動力滑臺摘要：本次設計的課題是機械動力滑臺。滑臺是組合機床的通用部件，用來實現機床的進給運動。 目前國內外的組合機床，大都是以滑臺為基礎，配置各種切削頭，用來完成鉆，擴，鉸，鏜孔等各種加工工序。本次設計主要是要完成機械滑臺及其傳動系統(tǒng)的設計?；_的傳動系統(tǒng)由動力滑臺，機械滑座及雙電機傳動裝置組成。傳動裝置采用雙電機差速器的傳動方式。使滑臺能夠完成快進，工進，停留，快退的工作循環(huán)。機械滑臺的設計任務書中已給的數據有：滑臺面寬 B = 400mm ，行程 S = 400mm滑臺工進速度 V =15.4 ~ 600mm/min 滑臺快進速度 V = 6.3m/min進給力 F = 20000N在分析了已知條件，查閱有關材料后，可以初步確定設計方案。首先，根據選定的切削用量，確定進給力，作為選擇動力滑臺的依據；確定切削轉矩，用以確定主軸及傳動軸，齒輪的尺寸；確定切削功率，用作選擇電動機的功率。在完成電動機的選擇計算后，在進行機械滑臺傳動裝置的動力與運動參數的選擇計算，傳動零件的設計計算等。最后進行滑臺的設計, 導軌的設計計算及校核。通過這次對機械滑臺及其傳動系統(tǒng)的設計，我對組合機床及其通用部件的設計有了更深刻的認識與了解，鞏固了以前所學過的理論知識，并與生產實際結合，提高了自己的專業(yè)技能。關鍵詞：機械動力滑臺 差速器 傳動系統(tǒng) 傳動軸指導老師：下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 3 頁 Mechanical power sliding tableStudents： fan lijun Class： 990312Abstract :The title of this design is mechanical power sliding table. The sliding table is a general component of combine machine tool, which can realize the feed movement of machine tool. The combine machine tool which based on sliding table, allocate all kinds of slice, can finish drill, expansion and so on.The project must finish the design of sliding table and drive system. The drive system of sliding table is consist of power slipway and two electric machine drive device. Drive device is the kind of two electric machine differential mechanism drive. Sliding table could finish the motive cycle feed: fast feed, work feed, stay and fast recession.The design dates which given in the duty paper:The broad of the sliding table: B = 400mm The route : S = 400mmThe speed of work feed: V =15.4 ~ 600mm/minThe speed of fast feed: V = 6.3m/minFeeding force : F = 20000NAfter looking- up some material, analyzing given conditions, the scheme could de decided. At first, we can decide feeding force as the warranty of choose power sliding table; Decide the slice as the warranty of decide the dimension of spindle, power drive shaft and gear ; decide capacity as to choose electric machine. After finish the choose and calculation of the electric machine , it must performance the choose and calculation of movement parameter of the sliding table drive device , design and calculation of the drive parts , design and check of the sliding table and so on.Through this design of mechanical drive power sliding table, I have a pointed knowledge of the machine tool and its general component , strengthen the theory knowledge which have learned . at the same time , improve myself professional technology .Key word : Mechanical power sliding table Differential mechanismDrive system Power drive shaftTeacher: 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 4 頁 前 言畢業(yè)設計是在學完了大學四年的所有課程之后的最后一次設計。是應用所學基礎理論、專業(yè)知識與技能去分析和解決生產實際問題的一個綜合訓練。本次設計的課題是機械傳動動力滑臺。滑臺是用來實現組合機床進給運動的通用部件，滑臺可分為液壓滑臺和機械滑臺兩類。目前，國內外組合機床大都是以滑臺為基礎，配置各種切削頭，用來完成鉆，擴，鉸，鏜孔，銑削及攻絲等各種加工工序。此外，動力滑臺還可以作為零件的輸送裝置來使用。機械傳動動力滑臺的設計主要是完成傳動系統(tǒng)（快進，工進及變速）和滑臺的設計。機械滑臺的傳動系統(tǒng)由動力滑臺，機械滑座及雙電機傳動裝置等三部分組成?；_可完成如下的自動循環(huán)：快進, 工進, 停留, 快退, 原位停止?；_的傳動裝置是采用雙電機差速器的傳動方式?？焖匐姍C的后端裝有電磁制動器，以用來實現對快速電機的制動?；_的快進和快退由快速電機直接驅動，經過齒輪 Z1 ~ Z6 使絲杠快速旋轉而實現?；_快退時的傳動路線不變，依靠快速電機的反轉來實現。滑臺在快進，快退時，工進電機可以工作也可以不工作。但是，工進電機工作時，滑臺快進和快退的速度是不一樣的。如果工進電機工作，則滑臺的快進速度要加上一個工進速度，而滑臺的快退速度則要減去一個工進速度。滑臺的進給量可由交換齒輪A，B， C，D 的配換來調整。機械滑臺是組合機床一個很重要的通用部件，所以機械傳動動力滑臺的設計對提高專業(yè)設計能力有很大的幫助。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 5 頁 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 6 頁 第一章 電動機的選擇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機。1.2 選擇電動機容量滑臺所需功率 PWPW = FW ·VW / 1000η W KW式中 FW = 20000N ，V W = 0.01m/s ( 工進 ) ， V’W = 0.105m/s ( 快進 ) ，滑臺的效率 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工進電動機的輸出功率 P0 ，快進電機的輸出功率 P’0P0 = PW /η KW P’0 = P’W /η’ KW 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 7 頁 式中 η 為工進時電動機至滑臺的傳動裝置總效率。η’為快進時傳動裝置總效率。取滾動軸承效率 η 1 = 0.99 ，齒輪傳動效率 η 2 = 0.98 ，蝸桿傳動效率η 3 = 0.45 ，滑動絲杠效率 η 4 = 0.5 , 滑動軸承效率 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查《機械設計實踐》中 Y 系列電動機技術數據表選電動機的額定功率 P 為 0.55KW 和 1.1KW 。1.3 確定電動機轉速工進時，絲杠轉速 n w = 2 ~75 r/min快進時，絲杠轉速 n’ w = 787.5 r/min圓柱齒輪傳動比范圍 i1’ =1 ~ 5 ，外嚙合行星齒輪 i2’ =3 ~ 9 , 總傳動比范圍為 I’ = 3 ~ 45 可見電動機轉速可選范圍為n’ = I’·n w = (2~75) (3 ~ 45 ) = 225 ~ 3375 r/min綜上，選用同步轉速為 1400r/min 的 Y 系列電動機 Y801-4 為工進電機，其滿載轉速為 1390r/min , 選用 Y90S-4 為快進電機，其滿載轉速為 1400r/min 。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 8 頁 第二章 傳動裝置運動和動力參數的選擇計算2.1 各軸轉速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 KW4 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將以上算得的運動與動力參數列表如下：電機軸1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 絲杠軸轉速 n 1390 731 365.5 182.8 96.75 75下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 9 頁 r/min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 傳動零件的設計計算3.1 滑動絲杠螺母機構的設計計算（1） 耐磨性計算螺桿中徑 d2 mm d2 = §( F/φ[p] )1/ 2 = 14mm螺母高度 H mm H = φd2 = 42mm旋合圈數 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 P Mpa P =F/πd 2hz ≤[P]（2） 穩(wěn)定性計算要求滿足 SSC = FCr / F ≥ S S , 對于傳導螺旋，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 = 0.5下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 10 頁 L = 螺桿的最大工作長度，取 L = 400 mmF = 20000N計算得，F 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的計算按 d2 由標準中選取相應的公稱直徑 d 和螺距 p d =16 mm ，p = 4 ， d1 =12 mm ，n = 2計算得,導程 s = np = 8mm3.2 傳動系統(tǒng)的設計計算本次設計的機械滑臺傳動系統(tǒng)采用 2K--H 行星差動齒輪機構,機構代號-D查表選取合適的速比與齒數：I aHb = 3.65 , IHab = 1.3778 , Za = 20 , Zb = 24 , Zg = 31 , Zf = 27（1）滑臺快進時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）滑臺工進時已知絲杠工進速度 v =15.4 ~ 600 mm/min, 導程 s = 8mm, 計算可得絲杠轉速 n = 2 ~ 75 r/ min因 I = Z 4 / Z 3 = 1.29 ，故中心輪 b 轉速 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 即等于蝸輪的轉速 n 選取 I = n（桿）/ n（輪） = 5，下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 11 頁 可求得蝸桿轉速 n = 5×（9.4 ~ 353）= 47 ~ 1765 r/min傳動系統(tǒng)的變速范圍 R= N max / N min = 75 r/min / 2r/min = 39查表，得公比 ￠ =1.58 ， 轉速級速 Z = 9該變速系統(tǒng)采用交換齒輪變速機構，因要實現 9 級變速，一組交換齒輪可實現 4 級變速，故需三組變速齒輪。轉速圖Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ如圖所示，變速系統(tǒng)可實現 n = 47~1825r/min 的變速，I = Z 2 / Z 1= 1390r/min / 731r/min = 1.93.3.1 齒輪 Z1 , Z2 的設計計算及其校核1．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1）選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）滑臺運動速度不高，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（調質） ，硬度下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 12 頁 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。4) 小齒輪齒數 Z 1 = 20 ，大齒輪齒數 Z 2 = 38 ，u = Z 2 / Z 1 = 1.92．按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，d 1t ≥ 2.32 1）確定公式內各計算數值 (1) 試選載荷系數 K t = 1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩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 ?d = 0.5(4) 查得材料的彈性影響系數 Z E =189.8 Mpa1/2(5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim1 = 600 Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計算應力循環(huán)次數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 KHN1 = 0.90 ；K HN2 = 0.91(8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1% ，安全系數 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）計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑 d 1 t ，代入[σ H] 中較小值下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 13 頁 d 1t ≥ 2.32 = 30.6mm(2) 計算圓周速度 vv = πd 1t n / 60×1000 m/s = 2.22 m/s(3) 計算齒寬 bb = ? d ·d 1t = 0.5 × 30.6 mm = 15.3 mm(4) 計算齒寬與齒高之比 b / h模數 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) 計算載荷系數根據 v =2.22 m/s ，7 級精度，由圖查得動載系數 K v = 1.09直齒輪，假設 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 KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時KHβ = 1.12 × 0.18 (1+6.7 ?d2) ?d2 + 0.23×10－3 b將數據代入后得，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K = KA KV KHα KHβ = 2.341(6) 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑，d1 = d1t( K / Kt)1/ 3 = 37.23 mm(7) 計算模數 m下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 14 頁 m = d1 / z1 = 1.86 mm3．按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 m ≥ ( 2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ?d z12 )1/ 31）確定公式內的各計算數值（1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σ FE1 = 500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 σ FE2 = 380 MPa（2）查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1 = 0.86 ； KFN2 = 0.87（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 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（4）計算載荷系數 KK = KA KV KFα KFβ = 1× 1.09× 1.2 ×1.55 = 2.027（5）查取齒形系數查得 YFα1 = 2.8 ； YFα2 = 2.56（6）查取應力校正系數查得 YSα1 =1.55 ； YSα2 = 1.63（7）計算大小齒輪的 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大齒輪的數值大。2） 設計計算m ≥ ( 2 ×2.07× 3779×0.0177 / 202)1/3 = 0.88mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模 m 大于由齒根彎曲疲下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 15 頁 勞強度計算的模數, 由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度所算得的模數 m 并就近圓整得 m=1 ，按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑 d1= 37.23 mm ，算出小齒輪齒數Z1 = d1 / m =37.23/1 = 37大齒輪齒數 Z 2 = uZ1 = 1.9× 37 = 70這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4．幾何尺寸計算1） 計算分度圓直徑d1 = z1m = 37 mmd2 = z2m = 70 mm2） 計算中心距 a = (d1 + d2) / 2 = (37+70 ) / 2 = 53.5 mm3） 計算齒輪寬度 b = ? dd1 = 0.5 × 37 = 18.5 mmB2 = 20 mm , B1 = 25 mm5．驗算 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)的設計計算與校核變速系統(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成，交換齒輪變速組的變速范圍受齒輪傳動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下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 16 頁 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 1）選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）滑臺運動速度不高，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（調質） ，硬度280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS4) 小齒輪齒數 Z A = 18 ，大齒輪齒數 Z B = 36，u = Z B/ Z A = 2小齒輪齒數 Z C = 20 ，大齒輪齒數 Z D = 40， u = Z D/ Z C = 22．按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，d 1t ≥ 2.32 1）確定公式內各計算數值(1) 試選載荷系數 K t = 1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩T 1 = 95.5×105×0.55 / 731 = 7200 N·mm(3) 由表 10-7 選取齒寬系數 ? d = 0.5(4) 查得材料的彈性影響系數 Z E =189.8 Mpa1/2(5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim1 = 600 Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計算應力循環(huán)次數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 KHN1 = 0.95 ；K HN2 = 0.97(8) 計算接觸疲勞許用應力下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 17 頁 取失效概率為 1% ，安全系數 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) 計算(1) 試計算小齒輪 A 分度圓直徑 d1t ，代入[σ H]中較小值d 1t ≥ 2.32 = 35.4mm(2) 計算圓周速度 V v = πd 1t n / 60000 m/s = 1.35 m/s(3) 計算齒寬 bb = ￠d d 1t = 0.5 × 35.4 mm = 17.7 mm(4) 計算齒寬與齒高之比 b / h模數 m t = d 1 t / Z1 = 35.4 / 18 = 1.96 mm齒高 h = 2.25 m t = 2.25 × 1.96 = 4.43 mmb / h = 17.7 / 4.43 = 4(5) 計算載荷系數根據 v =1.35 m/s ，7 級精度，由圖查得動載系數 K v = 1.06直齒輪，假設 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 KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時KHβ = 1.12 +0.18 (1+6.7 ?d2 ) ?d2 + 0.23×10－3 b將數據代入后得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K = KA KV KHα KHβ =1×1.06×1.2×1.6 = 2.0352下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 18 頁 (6) 按實際載荷系數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) 計算模數 m m = d1 / z1 = 41 /18 = 2.233．按齒根彎曲強度設計彎曲強度設計公式為m ≥( 2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ? d z12 )1/ 31）確定公式內各計算數值 (1) 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 σ FE1 = 500MPa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 σ FE2 = 380 Mpa(2) 查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1 = 0.87 ； KFN2 = 0.89(3) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S = 1.4 ，得[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) 計算載荷系數 KK = KA KV KFα KFβ =1×1.35×1.2×1.4 = 2.268(5) 查取齒形系數查得 YF a1 = 2.91 ；Y Fa 2 = 2.46(6) 查取應力校正系數可查得 YS a1 = 1.53 ；Y S a 2 = 1.65(7) 計算大、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大齒輪的數值大。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 19 頁 2）設計計算m ≥（2× 2.268× 7200 ×0.0189/18 2） 1/ 3 = 1.24由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度所算得的模數 m 并就近圓整 m = 1.5mm ,按接觸疲勞強度算得得分度圓直 d1 = 41 mm ，算出小齒輪齒數Z1 = d1 / m = 41/1.5 = 27大齒輪齒數 Z2 = u Z1 = 2 × 27 = 544．幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1 = Z1 m = 27 ×1.5 = 40.5 mmd2 = Z2 m = 54 ×1.5 = 81 mm2) 計算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (40.5 + 81 ) / 2 = 60.75 mm3) 計算齒輪寬度b = ? d d1 = 0.5× 40.5 = 20.25 mm取 B2 = 20 mm , B1 = 25 mm5．驗算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 蝸桿蝸輪的設計計算與校核1. 選擇蝸桿傳動類型根據 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傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用 45 鋼；下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 20 頁 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．按齒面接觸疲勞強度設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距a ≥( KT2 (ZEZ ρ/[σ H]))1/ 31）確定作用在蝸輪上的轉矩 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·mm2）確定載荷系數 K因工作載荷較穩(wěn)定，故載荷分布不均系數 kβ =1 ; 選用系數 kA =1.15 ；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數 KV =1.05 ，則 K = kA k βKV =1.15× 1× 1.05 = 1.213）確定彈性影響系數 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 Z ρ先假設蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動中心距 a 的比值 d1/a = 0.35 ，從圖 11-18 中查得 Z ρ = 2.95）確定許用接觸應力[σ H]根據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力[σ H] = 268MPa應力循環(huán)次數 N = 60jn 2Lh = 60× 1× 9.4× 1000 = 5.64 ×10 6下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 21 頁 壽命系數 K HN = (107/ 5.64× 106)1/ 8 =1.07則 [σ H] = 1.07 ×268 Mpa = 286.8 MPa6）計算中心距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 m =2.5 ,蝸桿分度圓直徑 d1 =28 。這時 d 1/a =0.35 ，可查得接觸系數 Z ρ′=2.74 ,因為 Z ρ′< Z ρ ，因此以上計算結果可用。4．蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸1）蝸桿軸向齒距 P a=7.85mm ；直徑系數 q = 12.5 ；齒頂圓直徑 d a1 =33mm ；齒根圓直徑 d f1 =22mm ；分度圓導程角 γ =28? ；蝸桿軸向齒厚 Sa= 4mm 。2）蝸輪蝸輪齒數 Z 2 = 53 ；變位系數 x 2 = －0.1驗算傳動比 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度σ F = 1.53KT2YFa2Yβ /d1d2m ≤[σ F]當量齒數 Z v2 = Z2 / cos3γ =53 / 0.69 = 76.8根據 x2 = -0.1 , Z v2 = 76.8 ，從圖 11-19 中可以查得齒形系數 YF a2 = 2.27 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 22 頁 螺旋角系數 Y β =1 - γ/140? = 0.8許用彎曲應力 [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力[σ F]′= 56壽命系數 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計的蝸桿傳動是動力傳動，從 GB/T10089—1988 圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇 8 級精度，側隙種類為 f ，標注為 8f GB/T10089—1988 。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。3.3.4 行星齒輪的設計計算本次設計的機械滑臺傳動系統(tǒng)采用 2K—H 行星差動齒輪機構,機構代號為 D查表選取合適的速比與齒數：速比： I aHb = 3.65 IHab = 1.3778 齒數： Za = 20 , Zb = 24 , Zg = 31 , Zf = 27下面將對行星齒輪進行校核計算：1．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1）選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）滑臺運動速度不高，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（調質） ，下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 23 頁 硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）,硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS4）小齒輪齒數 Z a = 18 ，大齒輪齒數 Z g = 31 ，u = Z g/ Z a = 1.55小齒輪齒數 Z b = 24 ，大齒輪齒數 Z f = 27，u = Z f / Z b = 1.132．按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，d 1t ≥ 2.32 1）確定公式內各計算數值(1) 試選載荷系數 K t = 1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩T1 = 95.5× 105 P1 / n1 = 95.5× 105×1.1 /1400 =7500N·mm(3) 選取齒寬系數 ? d = 1(4) 查得材料彈性影響系數 Z E =189.8 Mpa1/2(5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ Hlim1 = 600 Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 計算應力循環(huán)次數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 KHN1 = 0.9 ；K HN2 = 0.93(8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1% ，安全系數 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) 計算下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 24 頁 (1) 試計算小齒輪 A 分度圓直徑 d1t ，代入[σ H]中較小值d 1t ≥ 2.32 = 30.2mm(2) 計算圓周速度 V v = πd 1t n / 60000 m/s = 2.21 m/s(3) 計算齒寬 bb = ￠d d 1t = 1× 30.2mm = 30.2 mm(4) 計算齒寬與齒高之比 b / h模數 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) 計算載荷系數根據 v =2.21 m/s ，7 級精度，由圖查得動載系數 K v = 1.08直齒輪，假設 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 KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪懸臂布置時KHβ = 1.12 +0.18 (1+0.6 ?d2 ) ?d2 + 0.23×10－3 b將數據代入后得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K = KA KV KHα KHβ =1×1.08×1.2×1.415 = 1.85(6) 按實際載荷系數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) 計算模數 m 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 25 頁 m = d1 / z1 = 34 /20 = 1.73． 按齒根彎曲強度設計彎曲強度設計公式為m ≥ ( 2KT 1(YFα YSα / [σ F] ) / ? d z12 )1/ 31) 確定公式內各計算數值 (1) 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 σ FE1 = 500MPa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 σ FE2 = 380 Mpa(2) 查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1 = 0.86 ； KFN2 = 0.87(3) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 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(4) 計算載荷系數 KK = KA KV KFα KFβ =1×1.09×1.2×1.6 = 2.09(5) 查取齒形系數查得 YF a1 = 2.8 ； YFa 2 = 2.54(6) 查取應力校正系數可查得 YS a1 = 1.55 ；Y S a 2 = 1.63(7) 計算大、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大齒輪的數值大。2) 設計計算m ≥（2×2.09× 7500 ×0.0175/20 2） 1/ 3 = 1.07 mm下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985第 26 頁 由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度所算得的模數 m 并就近圓整得 m = 1.5 ,按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑 d1 = 34 mm ，算出小齒輪齒數Z1 = d1 /m = 34/1.5 = 20大齒輪齒數 Z2 = u Z1 = 1.55 × 20 = 314. 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1 = Z1 m = 20×1.5 =30 mmd2 = Z2 m = 31×1.5 = 46.5 mm2) 計算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (30 + 46.5 ) / 2 = 38.25mm3) 計算齒輪寬度b = ? d d1 = 1× 30 = 30 mm取 B2 = 30 mm , B1 =35mm5. 驗算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 的設計計算1．選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1）選用直齒圓柱齒輪傳動。