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机械传动
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第 1 页 前 言毕业设计是在学完了大学四年的所有课程之后的最后一次设计。是应用所学基础理论、专业知识与技能去分析和解决生产实际问题的一个综合训练。本次设计的课题是机械传动动力滑台。滑台是用来实现组合机床进给运动的通用部件，滑台可分为液压滑台和机械滑台两类。目前，国内外组合机床大都是以滑台为基础，配置各种切削头，用来完成钻，扩，铰，镗孔，铣削及攻丝等各种加工工序。此外，动力滑台还可以作为零件的输送装置来使用。机械传动动力滑台的设计主要是完成传动系统（快进，工进及变速）和滑台的设计。机械滑台的传动系统由动力滑台，机械滑座及双电机传动装置等三部分组成。滑台可完成如下的自动循环：快进, 工进, 停留, 快退, 原位停止。滑台的传动装置是采用双电机差速器的传动方式。快速电机的后端装有电磁制动器，以用来实现对快速电机的制动。滑台的快进和快退由快速电机直接驱动，经过齿轮 Z1 Z6 使丝杠快速旋转而实现。滑台快退时的传动路线不变，依靠快速电机的反转来实现。滑台在快进，快退时，工进电机可以工作也可以不工作。但是，工进电机工作时，滑台快进和快退的速度是不一样的。如果工进电机工作，则滑台的快进速度要加上一个工进速度，而滑台的快退速度则要减去一个工进速度。滑台的进给量可由交换齿轮A，B， C，D 的配换来调整。机械滑台是组合机床一个很重要的通用部件，所以机械传动动力滑台的设计对提高专业设计能力有很大的帮助。第 2 页 第一章 电动机的选择1.1 已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。1.2 选择电动机容量滑台所需功率 PWPW = FW VW / 1000 W KW式中 FW = 20000N ，V W = 0.01m/s ( 工进 ) ， VW = 0.105m/s ( 快进 ) ，滑台的效率 W = 0.94 。代入上式得 PW = FW VW / 1000 W = 20000 0.01 / 1000 0.94 = 0.213 KWPW = FW VW / 1000 W = 20000 0.105 / 1000 0.94 = 1.06 KW工进电动机的输出功率 P0 ，快进电机的输出功率 P0P0 = PW / KW P0 = PW / KW 式中 为工进时电动机至滑台的传动装置总效率。为快进时传动装置总效率。取滚动轴承效率 1 = 0.99 ，齿轮传动效率 2 = 0.98 ，蜗杆传动效率 3 = 0.45 ，滑动丝杠效率 4 = 0.5 , 滑动轴承效率 5 = 0.97= 51 42 3 4 = 0.99 5 0.984 0.45 0.5 = 0.39= 41 32 4 = 0.99 5 0.9840.5 = 0.93故P0 = PW /= 0.213 / 0.39 = 0.55 KW P0 = PW / = 1.06 / 0.93 = 1.1 KW第 3 页 查机械设计实践中 Y 系列电动机技术数据表选电动机的额定功率 P 为 0.55KW 和 1.1KW 。1.3 确定电动机转速工进时，丝杠转速 n w = 2 75 r/min快进时，丝杠转速 n w = 787.5 r/min圆柱齿轮传动比范围 i1 =1 5 ，外啮合行星齿轮 i2 =3 9 , 总传动比范围为 I = 3 45 可见电动机转速可选范围为n = In w = (275) (3 45 ) = 225 3375 r/min综上，选用同步转速为 1400r/min 的 Y 系列电动机 Y801-4 为工进电机，其满载转速为 1390r/min , 选用 Y90S-4 为快进电机，其满载转速为 1400r/min 。第二章 传动装置运动和动力参数的选择计算2.1 各轴转速1 轴 n 1 = n m / i1 = 1390 / 1.9 = 731 r/min 2 轴 n 2 = n 1 / i2 =731 / 2 = 365.5 r/min3 轴 n 3 = n 2 / i3 = 182.8 r/min4 轴 n 4 = n 3 / i4 = 96.75 r/min丝杠轴 n = n 4 / 1.29 = 75 r/min2.2 各轴功率1 轴 P1 = P0 2= 0.55 0.98 0.54 = 0.54 KW2 轴 P2 = P0 1 22 = 0.55 0.982 0.99 = 0.53 KW3 轴 P3 = P0 12 23 = 0.55 0.983 0.992 = 0.514 KW第 4 页 4 轴 P4 = P3 1 3 = 0.5140.99 0.45 = 0.23 KW丝杠轴 P = P3 1 2 5 = 0.23 0.99 0.98 0.97 = 0.213 KW2.3 各轴扭矩电机轴 T 0 = 9550 P0 / n m = 9550 0.55 / 1390 = 3.78 Nm1 轴 T 1 = 9550 P1 / n 1 = 9550 0.54 / 731 = 7.1 Nm2 轴 T 2 = 9550 P2 / n 2 = 9550 0.53 / 365.5 = 14.1 Nm3 轴 T 3 = 9550 P3 / n 3 = 9550 0.514 / 182.8 = 26.9 Nm4 轴 T 4 = 9550 P4 / n 4 = 9550 0.23 / 96.75 = 22.7 Nm丝杠轴 T4 = 9550 P / n = 9550 0.213 / 75 = 27.1 Nm将以上算得的运动与动力参数列表如下：电机轴1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 丝杠轴转速 n r/min1390 731 365.5 182.8 96.75 75额定功率 P KW0.550.54 0.53 0.514 0.23 0.213扭矩 T Nm3.78 7.1 14.1 26.9 22.7 27.1传动比 i 1.9 2 2 1.9 1.29效率 0.98 0.98 0.97 0.45 0.93第三章 传动零件的设计计算3.1 滑动丝杠螺母机构的设计计算第 5 页 （1） 耐磨性计算螺杆中径 d2 mm d2 = ( F/p )1/ 2 = 14mm螺母高度 H mm H = d2 = 42mm旋合圈数 Z Z = H/P = 42/4 = 10.5 1012螺纹工作高度 h mm h = 0.5p = 0.54 = 2 mm工作压强 P Mpa P =F/d 2hz P（2） 稳定性计算要求满足 SSC = FCr / F S S , 对于传导螺旋，S S = 2.5 4.0FCr 螺杆的临界载荷 FCr = 2EI / (ul )2E = 2.06 105 Mpa ( 对于钢 E = 2.07105 Mpa )I = d 14 / 64 mm4U = 0.5L = 螺杆的最大工作长度，取 L = 400 mmF = 20000N计算得，F Cr / F =3.1422.07105 1017.6 / 2000 (0.5400)2 = 2.6符合要求。（3） 螺纹的主要几何参数的计算按 d2 由标准中选取相应的公称直径 d 和螺距 p d =16 mm ，p = 4 ， d1 =12 mm ，n = 2计算得,导程 s = np = 8mm3.2 传动系统的设计计算本次设计的机械滑台传动系统采用 2K-H 行星差动齿轮机构,机构代号-D第 6 页 查表选取合适的速比与齿数：I aHb = 3.65 , IHab = 1.3778 , Za = 20 , Zb = 24 , Zg = 31 , Zf = 27（1）滑台快进时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）滑台工进时已知丝杠工进速度 v =15.4 600 mm/min, 导程 s = 8mm, 计算可得丝杠转速 n = 2 75 r/ min因 I = Z 4 / Z 3 = 1.29 ，故中心轮 b 转速 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 转速n H = 3.65 n b =3.65 (3 112.5) = 9.4 353 r/min n H 即等于蜗轮的转速 n 选取 I = n（杆）/ n（轮） = 5，可求得蜗杆转速 n = 5（9.4 353）= 47 1765 r/min传动系统的变速范围 R= N max / N min = 75 r/min / 2r/min = 39查表，得公比 =1.58 ， 转速级速 Z = 9该变速系统采用交换齿轮变速机构，因要实现 9 级变速，一组交换齿轮可实现 4 级变速，故需三组变速齿轮。转速图 第 7 页 如图所示，变速系统可实现 n = 471825r/min 的变速，I = Z 2 / Z 1= 1390r/min / 731r/min = 1.93.3.1 齿轮 Z1 , Z2 的设计计算及其校核1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动。 2）滑台运动速度不高，故选用 7 级精度（GB10095 88） 。3）材料选择。由表选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）,硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4) 小齿轮齿数 Z 1 = 20 ，大齿轮齿数 Z 2 = 38 ，u = Z 2 / Z 1 = 1.92按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，d 1t 2.32 1）确定公式内各计算数值 (1) 试选载荷系数 K t = 1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩T 1 = 95.5 105P/ n = 95.51050.55/1390 = 3779 Nmm(3) 由表 10-7 选取齿宽系数 d = 0.5(4) 查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8 Mpa1/2第 8 页 (5) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 = 600 Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 = 550 Mpa ；(6) 计算应力循环次数N1 = 60n1 j Lh = 60 1390 1 35000 = 2.919 105N2 = N1 / u = 2.919 105 / 1.9 = 1.54105(7) 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.90 ；K HN2 = 0.91(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S =1 , 得 H 1 = KHN1 Hlim1 / S = 0.9 600 Mpa = 540 Mpa H 2 = KHN2 Hlim2 / S = 0.91 550 Mpa = 500.5 Mpa2）计算(1) 试算小齿轮分度圆直径 d 1 t ，代入 H 中较小值d 1t 2.32 = 30.6mm(2) 计算圆周速度 vv = d 1t n / 601000 m/s = 2.22 m/s(3) 计算齿宽 bb = d d 1t = 0.5 30.6 mm = 15.3 mm(4) 计算齿宽与齿高之比 b / h模数 m t = d 1t / Z1 = 30.6 / 20 = 1.53 mm齿高 h = 2.25 m t = 2.25 1.53 = 3.44 mmb / h = 15.3 / 3.44 = 4.4(5) 计算载荷系数根据 v =2.22 m/s ，7 级精度，由图查得动载系数 K v = 1.09直齿轮，假设 KAFt / b 100 N/mm 。由表 10-3 查得 KH = 第 9 页 KF = 1.2 由表 10-2 查得使用系数 KA = 1 ；由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮悬臂布置时KH = 1.12 0.18 (1+6.7 d2) d2 + 0.23103 b将数据代入后得，KH = 1.12 0.18 (1+6.7 0.52) 0.52 + 0.23103 15.3 =1.79由 b / h = 4.4 ，K H =1.79 查图 10-13 得 KF =1.55 ；故载荷系数K = KA KV KH KH = 2.341(6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，d1 = d1t( K / Kt)1/ 3 = 37.23 mm(7) 计算模数 mm = d1 / z1 = 1.86 mm3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 m ( 2KT 1(YF YS / F ) / d z12 )1/ 31）确定公式内的各计算数值（1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 = 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 = 380 MPa（2）查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.86 ； KFN2 = 0.87（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S = 1.4 ，得 F1 = KFN1 FE1 / S = 0.86 500 / 1.4 = 307.14 MPa F2 = KFN2 FE2 / S = 0.87 380 / 1.4
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