毕业设计（论文）-机械动力滑台设计.doc

南昌航空工业学院毕业论文 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。全套图纸加扣 3012250582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PW PW = FW VW / 1000W KW式中 FW = 20000N ，VW = 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 / 1000W = 20000 0.01 / 1000 0.94 = 0.213 KW PW = FW VW / 1000W = 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P0 P0 = 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 =514234 = 0.99 5 0.984 0.45 0.5 = 0.39=41324 = 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 = P02= 0.55 0.98 0.54 = 0.54 KW2轴 P2 = P0122 = 0.55 0.982 0.99 = 0.53 KW3轴 P3 = P01223 = 0.55 0.983 0.992 = 0.514 KW4轴 P4 = P313 = 0.5140.99 0.45 = 0.23 KW丝杠轴 P = P3125 = 0.23 0.99 0.98 0.97 = 0.213 KW2.3 各轴扭矩电机轴 T0 = 9550 P0 / n m = 9550 0.55 / 1390 = 3.78 Nm1轴 T1 = 9550 P1 / n 1 = 9550 0.54 / 731 = 7.1 Nm2轴 T2 = 9550 P2 / n 2 = 9550 0.53 / 365.5 = 14.1 Nm3轴 T3 = 9550 P3 / n 3 = 9550 0.514 / 182.8 = 26.9 Nm4轴 T4 = 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/min 1390 731 365.5 182.8 96.75 75额定功率P KW 0.55 0.540.53 0.514 0.23 0.213扭矩T Nm 3.78 7.1 14.1 26.9 22.7 27.1传动比i 1.9 2 2 1.9 1.29效率 0.980.98 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（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/d2hz P（2） 稳定性计算 要求满足 SSC = FCr / F SS , 对于传导螺旋，SS = 2.5 4.0 FCr 螺杆的临界载荷 FCr =2EI / (ul )2 E = 2.06 105 Mpa ( 对于钢E = 2.07105 Mpa ) I = d14 / 64 mm4 U = 0.5 L = 螺杆的最大工作长度，取L = 400 mm F = 20000N 计算得，FCr / 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 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 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（GB1009588）。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(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 ；KHN2 = 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 = KHN1Hlim1 / S = 0.9 600 Mpa = 540 Mpa H 2 = KHN2Hlim2 / 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 mm b / 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 = 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 + 0.23103b将数据代入后得，KH = 1.12 0.18 (1+6.7 0.52) 0.52 + 0.2310315.3 =1.79由b / h = 4.4 ，KH =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 ( 2KT1(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 = KFN1FE1 / S = 0.86 500 / 1.4 = 307.14 MPa F2 = KFN2FE2 / S = 0.87 380 / 1.4 = 236.14 MPa（4）计算载荷系数K K = KA KV KF KF = 1 1.09 1.2 1.55 = 2.027（5）查取齿形系数 查得YF1 = 2.8 ； YF2 = 2.56（6）查取应力校正系数 查得YS1 =1.55 ； YS2 = 1.63（7）计算大小齿轮的YFYS / F并加以比较 YF1 YS1 / F1 = 2.81.55/307.14 = 0.014 YF2 YS2 / F2 = 2.561.63/236.14 = 0.0177大齿轮的数值大。2） 设计计算m ( 2 2.07 37790.0177 / 202)1/3 = 0.88mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数, 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数m并就近圆整得m=1 ，按接触疲劳强度算得得分度圆直径d1= 37.23 mm ，算出小齿轮齿数 Z1 = d1 / m =37.23/1 = 37 大齿轮齿数 Z 2 = uZ1 = 1.9 37 = 70 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算1） 计算分度圆直径d1 = z1m = 37 mmd2 = z2m = 70 mm2） 计算中心距 a = (d1 + d2) / 2 = (37+70 ) / 2 = 53.5 mm3） 计算齿轮宽度 b = dd1 = 0.5 37 = 18.5 mmB2 = 20 mm , B1 = 25 mm5验算 Ft = 2T1 / d1 = 2 3779 / 37 = 204.3 NKAFt / b = 1 204.3 / 18.5 = 11 N/mm 100 N/mm , 合适 3.3.2 交换齿轮变速系统的设计计算与校核 变速系统需三组交换齿轮，其中两组备用。因一组交换齿轮由两对齿轮构成，交换齿轮变速组的变速范围受齿轮传动的极限升速比的限制。通常，R= 4（U=1/2 2） 查表，得两对齿轮的齿速比均为U = 1/2 选择：ZA / ZB =18/36 ，ZC / ZD =20/401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（GB1009588）。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40HBS4) 小齿轮齿数Z A = 18 ，大齿轮齿数Z B = 36，u = Z B/ Z A = 2 小齿轮齿数Z C = 20 ，大齿轮齿数Z D = 40，u = Z D/ Z C = 22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 = 95.51050.55 / 731 = 7200 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(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 = 60 731 1 35000 = 1.54109N2 = N1 / u = 0.77 109 / 2 = 0.77109(7) 查得接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.95 ；KHN2 = 0.97(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 = KHN1Hlim1 / S = 0.95 600 Mpa = 570 MpaH 2 = KHN2Hlim2 / S = 0.97 550 Mpa = 534 Mpa 2) 计算(1) 试计算小齿轮A分度圆直径d1t ，代入H中较小值 d 1t 2.32 = 35.4mm(2) 计算圆周速度V v = d 1t n / 60000 m/s = 1.35 m/s(3) 计算齿宽bb = d d 1t = 0.5 35.4 mm = 17.7 mm(4) 计算齿宽与齿高之比b / h 模数 m t = d 1 t / Z1 = 35.4 / 18 = 1.96 mm齿高 h = 2.25 m t = 2.25 1.96 = 4.43 mm b / h = 17.7 / 4.43 = 4(5) 计算载荷系数 根据v =1.35 m/s ，7级精度，由图查得动载系数K v = 1.06直齿轮，假设 KAFt / b 100 N/mm 。由表10-3查得KH = 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 + 0.23103b将数据代入后得KH =1.12 +0.18（1+6.70.52）0.52 +0.23 10-3 17.7=1.6由 b / h = 4 ，KH =1.6 ；查图得KF =1.4 ；故载荷系数 K = KA KV KH KH =11.061.21.6 = 2.0352(6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 = d1t (k / k t )1/3 = 35.4 (2.0352/1.3) = 41 mm(7) 计算模数m m = d1 / z1 = 41 /18 = 2.23 3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为 m ( 2KT1(YF YS / F ) / d z12 )1/ 31） 确定公式内各计算数值 (1) 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限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 = 0.87 ； KFN2 = 0.89 (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 = KFN1FE1 / S = 0.87 500 / 1.4 = 310.7 MPa F2 = KFN2FE2 / S = 0.89 380 / 1.4 = 214.57 MPa (4) 计算载荷系数KK = KA KV KF KF =11.351.21.4 = 2.268 (5) 查取齿形系数 查得YF a1 = 2.91 ；YFa 2 = 2.46 (6) 查取应力校正系数可查得YS a1 = 1.53 ；YS a 2 = 1.65(7) 计算大、小齿轮的 YF a YS a / F并加以比较 YF a1 YS a1 / F1 =2.91 1.53 / 310.7 = 0.0143YF a2 YS a2 / F2 = 2.46 1.65 /214.57 = 0.0189 大齿轮的数值大。2） 设计计算 m （2 2.268 7200 0.0189/182）1/ 3 = 1.24由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数m并就近圆整m = 1.5mm ,按接触疲劳强度算得得分度圆直d1 = 41 mm ，算出小齿轮齿数 Z1 = d1 / m = 41/1.5 = 27大齿轮齿数 Z2 = u Z1 = 2 27 = 544 几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1 = Z1 m = 27 1.5 = 40.5 mmd2 = Z2 m = 54 1.5 = 81 mm 2) 计算中心距 a = (d1 + d2 ) / 2 = (40.5 + 81 ) / 2 = 60.75 mm 3) 计算齿轮宽度 b = d d1 = 0.5 40.5 = 20.25 mm 取B2 = 20 mm , B1 = 25 mm5 验算Ft = 2T1 / d1 =2 7200 /40.5 = 355.6 NKAFt / b = 1 355.6 / 20.25 = 17.56 N/mm 100 N/mm , 合适 3.3.3 蜗杆蜗轮的设计计算与校核1. 选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085_1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2. 选择材料 考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高，耐磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心用灰铸铁HT100制造。3按齿面接触疲劳强度设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 a ( KT2 (ZEZ /H)1/ 31） 确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1 =2 ，估算效率 = 0.8，则 T2 = 9.55106 P /(n1/i12) = 9.55106 0.550.8/9.4 = 0.447106 Nmm2） 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故载荷分布不均系数k =1 ; 选用系数kA =1.15 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV =1.05 ，则K = kA k KV =1.15 1 1.05 = 1.213） 确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE =160Mpa1/24） 确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距a 的比值 d1/a = 0.35 ，从图11-18中查得Z = 2.95） 确定许用接触应力H根据蜗轮材料是铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度为4555 HRC，查得蜗轮的基本许用应力H = 268MPa应力循环次数 N = 60jn2Lh = 60 1 9.4 1000 = 5.64 10 6寿命系数 KHN = (107/ 5.64 106)1/ 8 =1.07则 H = 1.07 268 Mpa = 286.8 MPa6） 计算中心距 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 ,故选取模数m =2.5 ,蜗杆分度圆直径d1 =28 。这时 d1/a =0.35 ，可查得接触系数 Z =2.74 ,因为Z Z ，因此以上计算结果可用。4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1） 蜗杆轴向齿距P a=7.85mm ；直径系数q = 12.5 ；齿顶圆直径d a1 =33mm ；齿根圆直径d f1 =22mm ；分度圆导程角 =28 ；蜗杆轴向齿厚Sa= 4mm 。2） 蜗轮 蜗轮齿数Z 2 = 53 ；变位系数x 2 = 0.1 验算传动比 I= Z2 / Z1 = 53/4 =13.25 蜗轮分度圆直径 d2 = mz2 = 2.5 53 =132.5 mm 蜗轮喉圆直径 d a2 = d2 +2h a2 = 132.5+2 2.25 = 137 mm 蜗轮齿根圆直径 d f 2 = d22h f2 =132.52 2.75 = 129 mm蜗轮咽喉母圆直径 rg2 = a1/2 da2 =11.5 mm 5校核齿根弯曲疲劳强度 F = 1.53KT2YFa2Y /d1d2m F 当量齿数 Z v2 = Z2 / cos3 =53 / 0.69 = 76.8 根据x2 = -0.1 , Z v2 = 76.8 ，从图11-19中可以查得齿形系数YF a2 = 2.27 螺旋角系数 Y =1 - /140 = 0.8 许用弯曲应力 F= FKFN 从表11-8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F= 56 寿命系数 KFN = （106 / 5.64106）1/ 9 = 0.825 F= 560.825 = 46.2 F =1.531.212.270.8447000/28132.52.5= 40.13MPa 弯曲强度是满足的。6 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，从GB/T100891988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f ，标注为8f GB/T100891988 。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 3.3.4 行星齿轮的设计计算 本次设计的机械滑台传动系统采用2KH 行星差动齿轮机构,机构代号为D 查表选取合适的速比与齿数： 速比： I aHb = 3.65 IHab = 1.3778 齿数： Za = 20 , Zb = 24 , Zg = 31 , Zf = 27下面将对行星齿轮进行校核计算：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（GB1009588）。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40HBS4）小齿轮齿数Z a = 18 ，大齿轮齿数Z g = 31 ，u = Z g/ Z a = 1.55 小齿轮齿数Z b = 24 ，大齿轮齿数Z f = 27，u = Z f / Z b = 1.132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 T1 = 95.5 105 P1 / n1 = 95.5 1051.1 /1400 =7500Nmm(3) 选取齿宽系数 d = 1(4) 查得材料弹性影响系数Z E =189.8 Mpa1/2(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 1400 1 35000= 2.94 10 9N2 = N1 / u = 2.94109 / 1.55 = 1.9109(7) 查得接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.9 ；KHN2 = 0.93(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 = KHN1Hlim1 / S = 0.9 600 Mpa = 540 MpaH 2 = KHN2Hlim2 / S = 0.93 550 Mpa = 511.5 Mpa 2) 计算(1) 试计算小齿轮A分度圆直径d1t ，代入H中较小值 d 1t 2.32 = 30.2mm(2) 计算圆周速度V v = d 1t n / 60000 m/s = 2.21 m/s(3) 计算齿宽bb = d d 1t = 1 30.2mm = 30.2 mm(4) 计算齿宽与齿高之比b / h 模数 m t = d 1 t / Z1 = 30.2 / 20 = 1.51 mm齿高 h = 2.25 m t = 2.25 1.51 = 3.4 mm b / h = 30.2 / 3.4 = 8.9(5) 计算载荷系数 根据v =2.21 m/s ，7级精度，由图查得动载系数K v = 1.08直齿轮，假设 KAFt / b 100 N/mm 。由表10-3查得KH = 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+0.6 d2 ) d2 + 0.23103b将数据代入后得 KH =1.12 +0.18（1+0.612）12 +0.23 10-3 30.2 =1.415由 b / h = 8.9 ，KH =1.415 查图得KF =1.6 ；故载荷系数 K = KA KV KH KH =11.081.21.415 = 1.85(6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 = d1t (k / k t )1/3 = 30.2 (1.85/1.3) 1/3= 34 mm(7) 计算模数m m = d1 / z1 = 34 /20 = 1.7 3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为 m ( 2KT1(YF YS / F ) / d z12 )1/ 31) 确定公式内各计算数值 (1) 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限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 = KFN1FE1 / S = 0.86 500 / 1.4 = 307.14 MPa F2 = KFN2FE2 / S = 0.87 380 / 1.4 = 236.14 MPa (4) 计算载荷系数KK = KA KV KF KF =11.091.21.6 = 2.09 (5) 查取齿形系数 查得YF a1 = 2.8 ；YFa 2 = 2.54 (6) 查取应力校正系数可查得YS a1 = 1.55 ；YS a 2 = 1.63(7) 计算大、小齿轮的 YF a YS a / F并加以比较 YF a1 YS a1 / F1 =2.8 1.55 / 307.14 = 0.014YF a2 YS a2 / F2 = 2.541.63 / 236.14 = 0.0175 大齿轮的数值大。2) 设计计算 m （22.09 7500 0.0175/202）1/ 3 = 1.07 mm由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度所算得的模数m并就近圆整得m = 1.5 ,按接触疲劳强度算得得分度圆直径d1 = 34 mm ，算出小齿轮齿数 Z1 = d1 /m = 34/1.5 = 20大齿轮齿数 Z2 = u Z1 = 1.55 20 = 314. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1 = Z1 m = 201.5 =30 mmd2 = Z2 m = 311.5 = 46.5 mm 2) 计算中心距 a = (d1 + d2 ) / 2 = (30 + 46.5 ) / 2 = 38.25mm 3) 计算齿轮宽度 b = d d1 = 1 30 = 30 mm 取B2 = 30 mm , B1 =35mm5. 验算Ft = 2T1 / d1 =2 7500 /30 = 500 NKAFt / b = 1 500 / 30 = 17 N/mm 100 N/mm , 合适 3.3.5 齿轮Z3 ，Z4 的设计计算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（GB1009588）。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 3 = 20 ，大齿轮齿数Z 4 = 26 ，u = Z 4/ Z 3 = 1.32按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算， d 1t 2.32 d 1t 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 T1 = 95.5 105 P1 / n1 = 95.5 1050.23 / 96.75 = 22703 Nmm(3) 选取齿宽系数 d = 0.5(4) 查得材料弹性影响系数Z E =189.8 Mpa1/2(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 96.751 35000 = 2.032 108N2 = N1 / u = 2.032 108 / 1.3 = 1.56 108(7) 查得接触疲劳寿命系数KHN1 = 1.09 ；KHN2 = 1.08(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 = KHN1Hlim1 / S = 1.09 600 Mpa = 654 MpaH 2 = KHN2Hlim2 / S = 1.08 550 Mpa = 594 Mpa 2) 计算(1) 试计算小齿轮Z3分度圆直径d1t ，代入H中较小值 d 1t 2.32 = 40.5 mm(2) 计算圆周速度V v = d 1t n / 60000 m/s = 0.21 m/s(3) 计算齿宽bb = d d 1t = 0.5 40.5 mm = 20.25 mm(4) 计算齿宽与齿高之比b / h 模数 m t = d 1 t / Z1 = 40.5 / 20 = 2mm齿高 h = 2.25 m t = 2.25 2 = 4.56 mm b / h = 20.25 / 4.56 = 4.44(5) 计算载荷系数 根据v = 0.21 m/s ，7级精度，由图查得动载系数K v = 1.1直齿轮，假设 KAFt / b 100 N/mm 。由表10-3查得KH = 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 + 0.23103b将数据代入后得 KH = 1.12 +0.18（1+6.70.5 2）0.5 2 +0.23 103 20.25 = 1.245由 b / h = 4.44，KH =1.245 ；查图10-13得 KF = 1.18 ；故载荷系数 K = KA KV KH KH = 11.11.21.245 = 1.64(6