毕业设计（论文）-腿长骨拉伸扭转组合实验仪设计.docx

吉林大学本科毕业设计说明书目录第1章绪论1第1节 课题的提出1第2节 普通材料试验机的简介1第3节 国内外试验机研究发展历程和现状2第2章 总体设计方案5第1节 确定试验机基本数据5第2节 设计难点5第3节 方案的选择与比较5第3章 传动系统的设计计算7第1节 电机的选择7第2节 传动系统传动比的分配9第3节 蜗轮蜗杆传动部分的计算和校核10第4节 锥齿轮传动的设计计算13第5节 工作主轴的的设计计算16第4章 滚珠丝杠的参数选择与计算19第1节 滚珠丝杠副的总体布置方案19第2节 滚珠丝杠的校核计算19总结24致谢25参考文献26中 文 摘 要 材料试验机在各种工程材料的力学性能测试过程中应用广泛，通过材料试验机进行相关基础力学实验，获取试件有关力学性能，对于各个生产部门具有重要的意义。本次设计关注医疗器械和生物医学方面的相关热点，选中义肢研发、腿骨替代品研制这一关注点，结合骨类试件特殊的外观结构和性质的实际，通过设计特殊结构的腿骨材料拉伸扭转组合试验机，来帮助医疗行业义肢开发、腿骨替代品研发等方面的技术人员获取腿骨的有关力学性能和参数。本文首先论述了腿骨材料试验机研发的重要性，然后介绍了传统材料试验机的种类、特点以及国内外传统材料试验机的发展历程、现状和发展趋势，以此作为腿骨材料试验机设计方案的参考点。 第二部分内容通过对比试验机各部分的不同设计方案特点，确定了设计的总体方案。第三部分和第四部分主要确定设计方案中的传动部分各部件的组成、选型、分配和校核。本次设计及传动系统由蜗轮蜗杆、锥齿轮、滚珠丝杠等部分组成，通过计算和校核，所确定的传动系统均符合要求。在本文最后，简要阐述了本次设计过程的一些总结、心得体会以及对指导老师的感谢。关键词 义肢研发 试验机 锥齿轮 蜗轮蜗杆 滚珠丝杠全套图纸加扣 3012250582AbstractMaterial testing machine is widely used in the process of testing mechanical properties of engineering materials. It is very significant fir each of the production departments to achieve mechanical properties of testing materials by doing basic mechanics experiment on some material testing machine. This design focuses on the medical devices and biomedical aspects and chooses the focus of developments of prosthetics and bone substitutes. Combined with special structure of bones, it can provide great help to people of the prosthetics development and leg bone alternatives development industries.This article firstly discusses the importance of bone material testing machine and then introduce the types, characteristics, development process in China and other countries, present situations and development trends of traditional material testing machines. In the second part, the article, the overall scheme of the design is determined by comparing the characteristics of different design plan. The third and the fourth part mainly determine the components, selections, distributions and checks of the transmission parts in the design plan. The transmission system consists of worm gear, bevel gears and ball screw and other parts. Through calculation and verification, the identified transmission system is qualified. In the end of this paper is the summary of the design process, the experience and the thanks for the guidance of the teachers.Keywords: Prosthetic development testing machine bevel gear worm gear & worm ball screw第1章 绪论第1节 课题的提出人体的腿长骨在支撑人体和人的行动过程中具有决定性的意义，而在现实生活中，经常会发生各种病变（如股骨头坏死等）以及意外事故（如交通事故等）对腿长骨造成伤害。为了了解腿长骨的力学和生物学方面的相关参数和性质，为腿骨伤害的治疗、尤其是义肢和其他腿骨替代品材料的开发工作积累有效数据，需要进行腿长骨的有关力学测试。 图1.1 下肢长骨有限元模型由于腿骨存在径向尺寸较大，两端形状不规则，不是标准回转体等特点，一般的材料试验机难以直接对腿骨进行材料力学试验检测，因此需要专门设计腿骨的力学试验机。针对这一背景，结合自己大学四年所学的机械学科专业知识，在指导老师的引导下，我决定选择腿长骨的拉伸扭转组合试验机的设计作为自己毕业设计的内容。第2节 普通材料试验机的简介1.2.1材料试验机的应用范围材料试验机应用于各种条件下各种金属、非金属材料的拉伸、压缩、弯曲、剪切等力学性能的测试。在新材料的研制、新工艺的开发、新技术的创新和新结构的应用等方能的测试过程中，材料试验机是测试获取相关力学参数的重要仪器，对于机械、建筑、航空航天、化工、军事工业甚至医疗等工业部门生产实践过程中有效确定材料尺寸、优化结构方案、改进工艺性能、减小产品的重量和体积、降低成本以及保证安全可靠性和使用寿命具有相当重要的意义。材料试验机所测定的各种实验数据，能够最经济地实现保证工程设计和产品安全。如果没有足够的精确的材料实验数据，很可能会造成生产过程中事故的发生或者原材料的浪费。国外因疲劳断裂而发生的飞机坠毁、大桥垮塌事故，因脆性断裂而引起的导弹、卫星和军舰的破坏事故，不乏其利。在材料科学的发展、新材料的开发过程中，为了了解新型金属、合金、高分子材料和复合材料以及其他非金属材料的机械性能，需要材料试验机在各种复杂环境下进行精确的试验。材料科学对于产品的开发设计工作具有基础作用，因此对于一个国家整体的工业发展来说，高性能材料试验机的发展至关重要。1.2.2材料试验机的分类试验机的分类有很多种方式，按照加载方式，可以分为静负荷试验机和动负荷试验机。静负荷试验机主要包括万能试验机（包括液压万能试验机和电子万能试验机）、拉力试验机、扭转试验机等，动负荷试验机主要包括疲劳试验机、冲击试验机、单向脉动试验机等。按照测力方式分类，可分为机械测力试验机和电子测力试验机。按照测试材料分类，可分为金属材料试验机、非金属材料试验机。除此之外，还可按照试验机的载荷大小进行分类，试验机目前最大负载能力可达数百万级牛顿。第3节 国内外试验机研究发展历程和现状1.3.1.国内的发展历程和现状新中国成立之前，中国的工业水平总体上很低，工业基础薄弱，生产设备很少，且基本上都由国外进口，对于材料试验机的研究发展方面，可以说是一片空白。新中国成立以后，在苏联的援助下，逐渐建立了独立的工业体系，工业整体水平尤其是重工业发展水平快速提升。在党和政府的努力下，工业设备逐渐从纯进口到仿制再到自主研发，材料试验机的发展也不例外。从对苏联进口设备的仿制，到自主研发，国内试验机的发展从无到有，从小到大，功能上从单一到复杂，测试参数也逐渐增多。国内试验机产品的初步快速发展，为我国在二十世纪五十年大到七十年代期间在经济基础相对薄弱的情况下取得一系列惊人的工业成就和国防军事工业成就奠定了坚实的基础。 图1.2 万能试验机经过了几十年的发展，我国的试验机尤其是万能试验机的发展已实现了一定规模，试验机产品的生产和发展也越来越智能化、综合化、大型化和多样化，对于测试参数的分析越来越全面，一些优秀的国产试验机产品已经达到世界先进水平，实现了出口，在国际市场上占有一席之地。但是由于起步较晚，发展历程较短，以及整个工业水平的差距，在整体上，我国试验机的生产水平还是落后于一些发达国家，一些生产部门设备的测试装置较为老化，调节方式多以机械式为主，高性能试验机的竞争力还不够，很多工业部门的高性能材料试验机还是依靠进口。另外，很多生产部门和科研单位仍使用着液压式和机械式材料试验机，设备更新的潜力很大。 图1.3电子万能试验机1.3.2国外的发展情况在各工业发达的国家中，鉴于在科学技术和工业生产中的重要作用，对于材料试验机的发展都非常重视。国外基本已不生产机械式的万能试验机，液压式仍在生产，目前发展最为迅速的是电子万能试验机。电子万能试验机可以实现精确控制横梁移动速度、加荷率和应变率，并且与电子计算机相结合，精确测量记录实验数据，符合现代材料试验的需要。现在各国都在致力研发高精度材料试验机。鉴于应力、应变测量对于整个万能试验机整体的性能指标具有关键的作用，因此国外各大试验机生产厂家在不断改进主机结构和加载系统的同时，都在努力研发新型性能稳定的、反应灵敏、测量精度高的应力应变测量装置。在大型试验机的研制和发展方面，各国的推进也是十分迅速的。在目前的工业生产中，自动化程度越来越高，在工程机械、航空航天、建筑桥梁设计等行业的发展过程中，所需构件都在逐渐增大，材料负载也越来越大，如几十万吨级的焊接巨轮、长跨度的大型桥梁、无缝钢轨等等，都存在许多材料力学方面测试的需求。进行小试样模拟实验无法获得可靠地数据，为了能更加准确的获得参数资料，就需要进行大型材料试验机的研发。对于许多大的试验空间，需要大试样、全尺寸实验的条件的情况下，试验机一般采取卧式结构。但是卧式结构试验机受自重影响大，而且由于重力，试件上表面难以贴合夹具，难以拉紧试件，进行回转试验对中性不好。著名的国外试验机生产厂家有日本的岛津公司、美国的英斯特朗公司、美国的MTS（美特斯）公司等。 图1.4电子万能材料试验机第2章 总体设计方案第1节 确定试验机基本数据2.1.1试验机基本载荷的确定本次设计内容为腿长骨拉伸扭转组合试验机，设计方案以胫骨的测试为例，试验机所需加载的载荷种类有拉伸和扭转两种。查询有关资料，成年男子胫骨的最小截面积约为4cm2，所能承受的最大拉伸强度约为150Mpa，剪切强度约为54Mpa。因此可计算得到胫骨所能承受的最大拉力为：F=S=410-4150106=60000N=60kN，可承受的最大扭矩为：M=maxWp=maxD316=max（4S）316=121.86Nm。为保证胫骨能被拉伸破坏，取最大拉伸试验力为80kN。取最大扭转试验力为150Nm。2.1.2试验机的大致尺寸确定本次试验机的设计以胫骨为例，胫骨两端最大直径约为10cm，长度约为30com。结合试验对象试件的大小，初步确定试验机的基本尺寸约为1500mm800mm800mm。第2节 设计难点相对于普通的材料试验机，本次试验机的测试对象为腿骨。与一般材料力学实验中的实验对象相比，骨头的两端形状不规则，不便于装夹，而且本次设计需要能实现拉伸试验和扭转实验两种实验，需要合理规划加载方式的选择和传动系统的设计。第3节 方案的选择与比较2.3.1动力源的选择根据设计参数要求，拉伸试验最大载荷为80kN，可选用电机或者液压马达提供动力。而液压马达存在高压油泄露的问题，而且不够清洁，在电机能够提供足够动力的情况下，优先选择电机提供动力。2.3.2卧式与立式结构的选择卧式结构拉伸空间大（可达10米以上），可以做大试样全尺寸的测试，但是其占地面积过大，试件的自重影响较大，容易引起结果的较大误差。同时，卧式结构因重力的影响，试件与夹具下端贴合，夹具上端难以夹紧，影响试件测试时的对中性。立式结构拉伸空间较小，占地面积小，结构简单，试件对中性好。结合实际测试要求，此次设计选择立式结构。而对于立式结构的试验机，单柱式材料试验机拉力负载能力一般不超过5000N，而门式结构的试验机机架负载能力可以达到5000N至数百万级牛顿。结合此次设计所需的载荷要求，选取立式门式结构的设计方案。2.3.3装夹固定问题根据此次试验的试样为腿骨，不是规则的回转体，并且两端的形状不规则，难以应用普通夹具进行装夹，因此选择将试件置入相应的模具内，向模具内浇注经过稀释的医用牙托粉，利用牙托粉热固定性好，易于成型且干燥后非常坚硬的特点，待其冷却凝固后，将试样放置待用。2.3.4 升降台传动方式的选择丝杠传动和齿条传动，前者昂贵，用于高精度，测试重复性高;后者便宜，用于低精度，测试重复性低。 丝杠，对拉力精度测量具有决定作用。一般的有滚珠丝杠，梯形丝杠，一般丝杠。本次设计实验对精度要求较高，对传动精度的要求高，且要求较高的测试重复性，并且结合国内外立式门式试验机生产的传统，因此选择滚珠丝杠传动方式。而对于滚珠丝杠传动，又分为单丝杠式、双丝杠式和多丝杠式。单丝杠式由于加载时易偏离中心线，因此难以保证实验精度；双丝杠式结构较为复杂，但是结构稳定，实验精度高。综合考虑，本次设计采用双丝杠方式。由于是由同一根工作主轴两端带动的两个锥齿轮驱动，要想实现升降台两端丝杠上螺母运动方向的一致，需要求两条丝杠螺纹旋向相反。2.3.5加载方式的选择材料试验机的加载方式，一般多用机械式和液压式，二者各有优缺点和使用条件：机械式加载液压式加载优点1. 易于操作，且便于实现自动控制2. 不需油源，清洁无污染，且结构简单1. 手动操作，容易方便2. 能够实现较大的负载，且加载时较平衡，加载的速度可根据需要自由调节缺点1. 难以实现大的载荷加载，一般只限于小于1000kN的力1.由于液压系统的存在，容易造成泄露和污染2.难以实现自动控制，在微小距离上的调节难以实现 表2.1根据以上两种加载方式优缺点和适用条件的对比，结合此次设计所需的载荷大小，因此选取机械式的加载方式。2.3.6传动系统总的布局方案本次试验机的设计，需要同时能实现拉伸和扭转两个实验。选用电机作为动力源，为简化传动系统的设计，优化整体结构，决定采取双电机方式。对于拉伸试验部分，动力从电机输出，经过蜗轮蜗杆的减速和换向，带动工作主轴转动，然后通过工作主轴两端和两根丝杠轴端锥齿轮的配合，进一步实现动力的换向和分配，然后通过滚珠丝杠副的传动，带动与丝杠螺母相连的移动横梁的升降，实现拉伸试验。对于扭转实验部分，将电机固定在工作台一端钳口附近，卧式安装，使用直角行星减速机，实现动力方向从水平到竖直方向的转变，然后与钳口轴端相连，提供扭转负载，实现扭转试验。 图2.1 总体方案简图第3章 传动系统的设计计算第1节 电机的选择3.1.1转所用的直角伺服减速机的选型及计算根据上文计算可知，胫骨所能承受的最大扭矩约为121Nm，则进行扭转实验时，取所施加的最大扭矩负载为150Nm，最大回转角为180，所选试验机扭转工作时转速为0.3r/min。即T=150Nm，n=0.3r/min。扭转试验机所需功率为P=M=1502n=283W根据以上要求，选取上海爵顺传动机械有限公司生产的爵顺VBR系列精密直角行星减速器中的VBR115型（L3）。其有关参数如下：额定输出转矩T2=95Nm，传动比i=1000最大输出转矩T2B=2T2=295=190Nm额定输入转数 3000r/min 最大输入转数 6000r/min效率：90% 重量： 16.0kg 工作环境温度： -20+90 图3.1直角减速机示意图 图3.2 爵顺VBR115型（L3）减速器示意图3.1.2扭转所用伺服电机的计算与选型根据上文计算，扭转实验时所需功率为283W，所需最大扭矩约为150Nm，扭转实验时夹具转速为0.3r/min。由此选择博美德公司SM15027020LFB型伺服电机，其主要参数如下：型号电压额定功率额定转矩转速额定电流质量SM150-270-20LFB220V5.5kW27Nm2000r/min20.5A23.7kg表3.1扭转伺服电机参数 图3.3 SM15027020LFB型伺服电机示意图3.1.3拉伸所用异步电动机选型根据设计要求，实验时试验机移动横梁的设计速度为200mm/min，试验机所需施加的最大拉力为96kN。因此P=FV=96103200100060=320W F试验机最大输出力，N V丝杠转速，m/s试验机工作时，电动机功率在传动系统间存在损失。根据机械设计手册，滚珠丝杠螺母副的传动效率为0.9，蜗轮蜗杆间传动效率为0.85，锥齿轮的传动效率为0.94，传动系统中其他联接件的传动效率为0.9.则系统总的传动效率总=丝锥涡其他=0.65则P电机=P总=492W P试验机的拉伸有效功率 总试验机的总体传动效率根据以上所得数据，查阅机械设计课程设计手册，选取电机型号为Y80M2-4型三相异步电动机。其额定功率为0.75kW，同步转速为1500r/min，额定转速为1390r/min。 图3.4 三相异步电动机示意图第2节 传动系统传动比的分配已知横梁移动时的速度，可求得丝杠转速nw： nw=VPh=20010=20r/min V丝杠速度，m/s Ph丝杠导程，mm根据已选电机的参数，按照电动机额定转速及丝杠转速，可算出试验机传动系统的总传动比：i=nmnw=139020=69.5 i=i锥i蜗按照锥齿轮及蜗轮蜗杆常用的传动比范围，初选这两部分传动比为： i锥=2 i蜗=34.75蜗轮蜗杆传动的设计计算和校核有设计要求可知，蜗轮输入功率P2=0.750.85=0.64kW 蜗轮输入转速n2=139034.75=39.7r/min蜗杆输入功率为P1=0.75kW 输入转速n1=1390r/min传动比i=34.75 预期寿命15000h第3节 蜗轮蜗杆传动部分的计算和校核此处对蜗轮蜗杆的计算校核过程，参照机械设计课本3.3.1选取蜗杆、蜗轮材料及许用应力选取材料初选蜗杆材料为40Cr，表面淬火，硬度为4550HRC；蜗轮齿圈材料为ZCuSn10Pb1，金属模铸造。确定许用应力：应力循环次数N2=60n2Lh=6039.715000=3.57107查表得OH=220MPa OF=70MPa则H=ZNOH=8107N2OH=187.6MPa F=YNOF=9106N2OF=47.1MPa3.3.2选择z1 、z2根据传动比i=z2z1=34.75，取z1=2则z2=iz1=69.5，取z2=69实际传动比i=692=34.53.3.3按齿面接触疲劳强度设计公式 m2d19KT2ZEz2H2查表得，KA=1.1，由于n2较低，估计v23ms，则取KV=1.1载荷平稳，因此取K=1则载荷系数K=KAKVK=1.21 T2=T1i，当z1=2时，=0.830.87，取=0.85则T2=T1i=9.55106P1n1i=128946Nmm查表可得，ZE=155MPa将以上数值代入接触强度设计公式，求得m2d19KT2ZEz2H2=201.3mm3按照接触强度要求，m2d1201.3mm3，查表，可选出m=4mm，d1=40mm，q=10，=1118，36，。a=m2q+z2=158mm， d2=mz2=276mm不采用变位，取a=158mm3.3.4检验初设参数确定蜗轮圆周速度v2： v2=d2n2601000=0.57m/s3m/s 与选取KV值时估计相符则 蜗杆传动效率=0.950.961，确定滑动速度vs=v2sin=2.90m/s，查表得，v=136， 1=tantan+v=0.88，则传动效率=0.950.961=0.830.85，与初选的=0.85相符。3.3.5验算齿根弯曲疲劳强度 F=1.6KT2YFa2Ym2d1z2F蜗轮当量齿数zV2=z2cos373查得zV2=73时齿形系数： YFa=2.25 而Y=1-120=0.9则F=1.6KT2YFa2Ym2d1z2=11.4Mpa FF，满足弯曲强度要求3.3.6蜗轮、蜗杆几何尺寸的计算确定蜗杆齿顶圆直径：da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=10+214=48mm，（ha*=1）确定蜗杆齿根圆直径：df1=d1-2hf1=d1-2ha*+c*m=40-21.24=30.4mm，（c*=0.2）蜗杆齿宽b12.5mz2+1=2.5469+1=83.7mm取b1=84mm蜗轮喉圆直径： da2=d2+2ha2=d2+2mha*+x2=276+24=284mm蜗轮齿根圆直径： df2=d2-2hf2=d2-2mha*+c*-x2=276-241.2=266.4mm蜗轮咽喉母圆半径： rg2=a-da22=158-2842=16mm蜗轮齿宽b2=d1sin2=40sin50=30.6mm（取=100）选蜗轮轮齿端为锥面结构蜗轮轮缘宽度： B=da1+2c*msin2+0.8m=41.20mm取B=42mm为切去顶圆齿尖，蜗轮顶圆直径： de2da2+2rg2-b22tan2=290.3mm取de2=294mm综上，蜗轮蜗杆主要几何参数为： z1=2 z2=69 i=34.5 m=4mm d1=40mm d2=276mm da1=48mm df1=30.4mm b1=84mm da2=284mm df2=266.4mm rg2=16mm b2=30.6mm =100 B=42mm de2=294mm第4节 锥齿轮传动的设计计算3.4.1确定锥齿轮基本动力参数根据设计要求，可知： 锥齿轮输入功率P3： P3=P22=0.32kW 锥齿轮输入转速n2： n2=39.7r/min 传动比：i=2 期望寿命：15000h 3.4.2选择齿轮材料、热处理方式选择闭式齿轮传动，选择软齿面齿轮，材料选用45号钢，小齿轮调质，齿面硬度220230HBS；大齿轮正火，齿面硬度190200HBS。3.4.3确定齿数选用8级精度，初选z1=23，z2=iz1=46，取z2=47实际传动比u=z2z1=2.04 因为u-ii=4723-22=2%5%，所以实际传动比符合要求3.4.4按照接触强度设计根据设计公式进行试算： d1t=2.923ZEH2KT1R1-0.5R2u试确定该公式内的各参数数值：（1）.计算T1： T1=9.55106P3n3=9.551060.3239.7=7.7104Nmm（2）.计算KK=KAKVKK KA使用系数 KV动载系数 K齿间载荷分配系数 K齿向载荷分配系数1）.查表，选取使用系数KA=1.02）.动载系数KV与制造精度及圆周速度有关，试选取动载荷系数KVt=1.13）.齿间载荷分配系数K取14）.查表可知，轴承系数KHb=1.25，则K=1.5KHb=1.875因此K=KAKVKK=11.111.875=2.06（3）.根据机械设计课本可查得：材料弹性影响系数ZE=189.8MPa（4）.节点系数ZH=2.5（5）.按照齿面硬度可查得小齿轮和大齿轮的解除疲劳强度极限： Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa （6）.计算应力循环次数 N1=60n3jLh=6039.7115000=3.57107 N2=N1i=1.74107（7）.查表，确定接触强度寿命系数： ZN1=1.12 ZN2=1.04 （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： H1=ZN1Hlim1S=672MPa H2=ZN2Hlim2S=572Mpa（9）.选取齿宽系数： 取R=0.33 d=bR=Ru2+12-R=0.449（10）.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中的较小值 d1t=2.923ZEH2KT1R1-0.5R2u=97.5mm3.4.5校核d在初步选取KV时，试选的结果可能与实际不符（1）.模数 m=d1tz1=97.523=4.07，取标准值m=4mm（2）.按照几何关系计算 d1=mz1=423=92mm dm1=d11-0.5R=921-0.50.33=76.82mm（3）.圆周速度Vm=dm1n1601000=0.16m/s由此查得Kv=1.07校核d1： d1=3KVKVt=31.071.197.5=96.6mm与所得的d1t相差不大，无需重算3.4.6根据齿根弯曲强度校核（1）.计算公式 m34KT1YFaYsaz12R1-0.5R2u2+1F确定上式中各参数值：（2）.确定当量齿数： cos1=uu2+1=0.8979 1=26.11 cos2=1u2+1=0.4402 2=63.89 zV1=z1cos1=230.8979=25.62 zV2=z2cos2=470.4402=106.77（3）.由当量齿数zV查得齿形系数值和应力修正系数： YFa1=2.6 YFa2=2.17 Ysa1=1.6 Ysa2=1.79 （4）.小齿轮和大齿轮的疲劳强度极限 F1=550MPa F2=450MPa 选取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=1.0 KFN2=1.0 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4则 F1=KFN1F1S=392.86Mpa F2=KFN2F2S=321.43Mpa比较YFa1YSa1F1与YFa2YSa2F2值的大小：小齿轮：YFa1YSa1F1=2.601.60392.86=0.0106大齿轮：YFa2YSa2F2=2.171.79321.43=0.0121故将大齿轮代入计算: m34KT1YFaYsaz12R1-0.5R2u2+1F=3.03mm因此可以说明m=4mm符合齿根弯曲疲劳强度条件。3.4.6几何尺寸的计算（1）.分度圆直径d： d1=mz1=423=92mm d2=mz2=447=188mm（2）.节锥角： 1=26.11 2=63.89 （3）.节锥距R： R=d1u2+12=922.042+12=104.5mm（4）.齿宽b=RR=0.33104.5=34.5mm，取整b=35mm（5）.齿顶高 ha1=m=ha2=4mm（6）.齿根高 hf1=1.25m=hf2=5mm（7）.齿顶圆直径 da1=d1+2ha1cos1=92+240.8979=99.18mm da2=d2+2ha2cos2=188+240.4402=191.52mm第5节 工作主轴的的设计计算3.5.1确定工作主轴的功率、转速及转矩： P=P2=0.64kW n=n2=39.7r/min T=9.55106Pn=1.54105Nmm3.5.2按照扭转强度计算轴的直径 dminA03Pn 选取轴的材料为45钢（调质） 查询机械设计课程设计指导书，A0=103126 取A0=120将各参数代入上公式，得： dminA03Pn=30.3mm根据此工作主轴上有较多键槽的特点，主轴的最小直径应增大35%。则dmin40.9mm 取dmin=42mm3.5.3根据工作主轴的轴向定位要求，确定主轴各段直径及长度分布（1）.在两端与锥齿轮配合处，取最小直径d1=d1=dmin=42mm锥齿轮轮毂宽度为11.2d1，取轮毂宽度为46mm为使轴端挡圈能够压紧锥齿轮，取此段长度l1=l1=46mm（2）.为了满足两对锥齿轮的轴向定位，l1段左端与l1段右端需要加工轴肩 轴肩高度h=0.070.1d 故取l2段与l2段直径d2=d2=54mm l2段与l2段为过渡段，取l2=l2=100mm（3）.选取滚动轴承因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用深沟球轴承。查询机械设计课程设计指导书，选取轴承代号为6012，其尺寸要求为：内径d=60mm，D=95mm，B=18m因此d3=d3=60mm，防油环厚度约为6mm则取l3=l3=24mm（4）.所选轴承采用轴肩定位，取轴肩高度h=5mm，则d4=d4=70mm（5）.l5段与蜗轮配合，蜗轮轮缘宽度为42mm，取l4处轴肩h=2mm，则d5=74mm，l5=46mm（6）.l6为轴环，轴环宽度b1.4h，取轴肩h=5mm则b7mm，取b=8mm则d6=84mm，l6=8mm（7）设计试验机尺寸，总宽度约为800mm左右，则l4=l4=100mm3.5.4.键的选择工作主轴上两端与锥齿轮连接处采用平键联接根据机械设计课程设计指导书，查表121，选取A型普通平键，平键截面尺寸为：bh=128mm键槽采用键槽铣刀加工，查询平键的长度系列，取键长为32mm；蜗轮轴向与工作主轴采用平键连接，选用C型普通平键，平键截面尺寸为： bh=2012mm键槽采用键槽铣刀加工，查询平键的长度系列，取键长为28mm。3.5.5.其他 取轴端倒角为245，轴肩圆角半径r=2mm 第4章 滚珠丝杠的参数选择与计算第1节 滚珠丝杠副的总体布置方案4.1.1滚珠丝杠传动副的简介滚珠丝杠传动副是在丝杠合移动螺母的滚道之间加入适量的钢球（滚珠），使螺纹之间的摩擦变为滚动摩擦。其作用是转换直线运动与旋转运动。本次设计的试验机升降移动横梁采用滚珠丝杠副传动，采用双丝杠方式。由于是由同一根工作主轴两端带动的两个锥齿轮驱动，要想实现升降台两端丝杠上螺母运动方向的一致，需要求两条丝杠螺纹旋向相反。为了提高滚珠丝杠传动的定位精度、轴向刚度以及重复定位精度，螺母与丝杠之间需要进行预紧，预紧力一般是最大轴向载荷的三分之一，预紧方式选用垫片式。4.1.2滚珠丝杠副的初选在实际生产过程中，生产厂家常备的丝杠公称直径范围为16mm50mm，导程为5mm或10mm。结合本次设计载荷要求，初选FFZD50105型内循环式滚珠丝杠，其公称直径为50mm，导成Ph=10mm，螺纹方向为右旋，精度为三级。查询相关产品使用说明，得到所选滚珠丝杠其他参数为：钢球直径 7.144mm，圈数列数=jk=13，=217，承载能力：额定动载荷为Ca=55.6kN，额定静载荷为Coa=155.3kN。横梁升降时移动速度v为200mm/min。 图4.1FFZD型滚珠丝杠结构示意图滚珠丝杠的承载能力一般取决于其抗疲劳强度，因此需要对滚珠丝杠副的寿命和额定动载荷进行校核。当试验机运行时，转速很低，因此应该按照额定静载荷校核。此外，还需要对所选滚珠丝杠副的强度、刚度、稳定性以及传动效率进行校核计算。第2节 滚珠丝杠的校核计算4.2.1静载荷条件计算： CoaKFKHF， KF载荷系数， KH静载荷硬度影响系数， F丝杠载荷加20%余量 。查机械设计手册得，KF=1.21.5，取KF=1.2，KH=1.0， F=80120%2=48kN 则得到：KFKHF=1.21.048kN=57.6kNCoa=155.3kN，即丝杠满足静载荷条件。4.2.2丝杠寿命计算 CaKhKFKHKLKnF， Lh工作寿命，取Lh=20000h。 Kh寿命系数 Kh=Lh50013=3.42 KF载荷系数 查表得KF=1.2 KH动载荷硬度影响系数 查表得KH=1.0 KL短行程系数 查表得KL=1.0 Kn转速系数 Kn=33.3n13， 加载时n取0.05mm/s， 则Kn=8.73综上，KhKFKHKLKnF=3.421.21.01.08.7348=22.57kNCa。即丝杠寿命符合要求。4.2.3丝杠强度计算丝杠的转矩：T1=Fd0tan+T/2 ， T当量摩擦角，T=10， 34， 取T=15， d0丝杠公称直径， d0=50mm 丝杠螺旋角，=217， 所以 T1=Fd0tan+T/2 =481035010-3tan217，+15，2=53.1Nm。丝杠需采用预紧，预紧力产生的转矩也需计算。预紧力为最大轴向力的三分之一，即T2=13T11-2=3.33Nm所以丝杠合转矩T=T1+T2=56.4Nm当量应力=4Fd222+T0.2d232 d2：丝杠螺纹直径， d2=44.3mm所以=4Fd222+T0.2d232=62.81Mpa。查表得，s=480500Mpa， =0.20.3s=96165Mpa。根据强度条件 则丝杠满足强度条件。4.2.4丝杠的稳定性计算 Fcr=2EIal2， E为弹性模量，对于丝杠的材料45号钢，E=206GPa Ia=d1464 d1：螺杆内径 d1=D0+2e-2R=50+0.707R-dq2-2R，滚道半径R=0.52dq=0.527.144=3.71mm所以d1=50+0.7073.71-7.1442-23.71=42.68mm=43mm 为长度系数，取=0.5，l=1.2所以Fcr=9.49105N=949kN所以FcrF =94948=19.772.54即丝杠符合稳定性条件。4.2.5丝杠的刚度校核 轴向载荷产生的轴向变形量为 F=FLjEA Lj丝杠的计算长度 取Lj=800mm E为弹性模量 对于丝杠材料45号钢，E=206GPa A丝杠的计算截面面积，Dw=7.144mm，d0=50mm， 则A=d0-Dw24=1524mm2经计算得：F=4800080020615241000=0.123mm因转矩T产生的轴向变形T： T=TLjPh2GIP Ph丝杠的螺纹导程，Ph=10mm G丝杠材料的切变模量 G=8.3104 IP=d0-Dw432=369543mm2所以T=TLjPh2GIP=0.003mm因轴向载荷F使钢球和螺纹轨道产生的轴向变形量a： a=0.310-3KzFZDwFP13 Dw钢球直径 Dw=7.144mm Z工作台螺母中的钢球数，Z=mjk=66 Kz载荷分布不均匀系数，取Kz=1.2 FP预紧力N，取Fp=Fmax3=16000N则a=0.310-3KzFZDwFP13=0.001mm总的轴向变形=F+T+a=0.123+0.003+0.001=0.127mm查询产品使用说明，FFDZ50105型内循环滚珠丝杠的许用刚度=2mm ，即丝杠的刚度符合要求4.2.6丝杠传动效率和功率计算 丝杠驱动效率为：=tantan+T=tan217，tan232，=0.901=90.1%则丝杠的驱动功率为：P=Tn9550=Tv9550Ph=70.810095500.90110.=0.1kW4.2.7滚珠丝杠的几何参数 公称直径d0=50mm 导程Ph=10mm 丝杠螺旋角=217 滚珠直径Dw=7.144mm 循环圈数列数=jk=13 额定静载荷Coa=155.3kN 额定动载荷Ca=55.6kN 螺杆内径d1=43mm 丝杠螺纹直径 d2=44.3mm 滚道半径R=3.71mm 每圈中的钢球数m=d0Dwcos=22.01取22 工作螺母中的钢球总数Z=mjk=223=66 滚到圆弧偏心距e=0.707R-dq2=0.098mm滚珠丝杠螺纹实际工作长度由试验机结构确定。 4.2.8滚珠丝杠副在应用中应主要的主要问题有：（1） 受力合理首先，为了保证丝杠有足够的定位精度，在本次设计中，除了考虑丝杠的强度和刚度以外，还需要在整体结构上尽可能地使丝杠合螺母承受统一的拉力和压力，使二者轴向方向上的变形一致，以减少螺母和丝杠之间的变形量之差。其次，使用滚珠螺旋传动，应尽量避免产生径向载荷，以尽量避免丝杠产生弯曲变形。若丝杠上因齿轮等元件产生径向载荷，应尽量让其靠近丝杠的径向轴承端部。此外，应该尽量降低丝杠、螺母的倾覆