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半自动钻床设计摘要 台式钻床的简称为台钻，现已普遍于零件加工，以及机械修理的应用。但是此类的缺陷在于需要手动进给，非常影响生产效率。根据现有的台钻的基础上，来增加两个装置来激发此类钻床的潜力。一是自动进给装置能够做出“快速进给，工作进给，快速退回，停留”的动作，二是在主轴上安装多轴装置来提升产能。从而也可以降低劳动者的工作强度，降低成本。 本文首先介绍了台式钻床的国内外发展情况。其次根据课题需要，确定了此钻床的基本构造。选择电机传动为主要驱动机构，通过带轮传动和凸轮传动带动旋转。对凸轮辊进行了设计计算和校核，然后对带轮传动、齿轮传动进行了部分计算和校核。 关键词：台式钻床，自动进给，多孔钻削 Abstract The drilling machine is referred to as bench drill, has generally to the parts processing, and the application of mechanical repair. But this kind of defect is the need for manual feeding, greatly affected the production efficiency. Based on the existing bench drill, to increase two to stimulate the potential of drilling device. One is the automatic feeding device can make rapid feed, feed, quick return, stay "in action, two multi axis device is mounted on the spindle to improve productivity. It can also reduce the work intensity of workers, reduce the cost. This paper firstly introduces the development situation of the drilling machine at home and abroad. Secondly, according to the need of the subject, the basic structure of this drilling machine. Select the drive motor is the main drive mechanism, rotate by the belt wheel transmission and cam drive. The cam roller is designed and calculated and checked, and then the calculation and check of the belt drive, gear drive. Keywords: bench drilling machine，automatically feed ，porous drilling半自动钻床设计 - 0 - 目录 1.前言 - 1 1.1 项目背景 - 1 1.2研究内容 - 2 1.3研究方案 - 2 2.设计中有关的计算 - 6 2.1电动机的选择 - 6 2.2传动装置总传动比的计算及其分配 - 12 2.3蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核 - 12 2.4齿轮参数的确定 - 16 2.5齿面接触强度校核 - 19 2.6齿面弯曲强度校核 - 23 2.7轴的计算 - 24 2.8轴直径及各段长度计算 - 25 2.11 螺栓组的连接强度计算 - 36 2.12强度校核- 40 3.结论 - 42 3.1 运动链的选择 - 42 3.2 传动比的分配 - 42 3.3动力源的选择 - 42 4.设计总结 - 46 5.致谢 - 47 6.参考资料 - 48 1 前言 1.1 项目背景 在我国纺织机械、石油机械、印刷机械、包装机械、医疗器械、航空航天、汽车拖拉机、橡塑模具以及发电机制造、机床制造等行业有关零件的钻孔加工得到应用。台式钻床是机械加工的常见设备之一，现有的台式钻床采用由电机带动连接在电机轴上的塔轮，通过皮带传动使安装在钻床主轴上的塔轮转动主轴上的钻头也和主轴一起随塔轮的转动而转动，从而实现对工件的钻孔加工。但是，由于受皮带塔轮直径的限制，现有的钻床电机转速与主轴转速的变速比较小，主轴的转速没法降低，不能适应某些要求慢转速或大孔径的物料钻孔的加工要求：如某些有色金属或非金属材料的钻孔，钻头转过太快时，容易产生发热粘结现象，影响加工质量。据此，现有的一种新型台式钻床应运而生。 一种台式钻床，包括底座、立柱、主轴、悬臂座、主轴套筒直线往复运动机构和主轴变速驱动机构，所述的主轴变速驱动机构由电机、主动塔轮、从动塔轮、皮带、中轴及主动齿轮，从动齿轮和主轴组成，其中，电机安装在悬臂座上，主动塔轮固定在电机轴的一端上，主动塔轮通过皮带与从动塔轮转动连接，从动塔轮与主动齿轮固定在中轴上，中轴与悬臂座上的轴承连接，主动齿轮与从动齿轮啮合连接，从动齿轮与主轴连接，主动齿轮齿数大于齿轮设计的最小齿数，但小于从动齿轮齿数，主轴通过主轴套筒直线往复运动机构安装在悬臂座上。所述的台式钻床，主动齿轮与从动齿轮的齿数比为1:2，主动齿轮与从动齿轮置于同一齿轮盒中，电机轴、中轴、主轴三轴的轴心线平行且在同一平面上。本实用新型的有益效果是：由于在安装有从动塔轮的中轴与主轴之间采用一对变速齿轮传动，从而降低了主轴转速，使本实用新型所述的台式钻床适应于某些要求慢转速或大孔径的加工要求。本实用新型所述的台式钻床，由于转速较慢，力矩较大，除作钻孔外，主轴套筒直线往复运动机构上的钻杆装上其他加工工具，即可改作镗孔、卷边等加工设备，若电机开关改为倒顺开关，还可作为螺母的攻丝设备。 目前传统的齿轮机构大多是采用单个的主动齿轮带动单个或多个的从动齿轮，并广泛的用于传递动力和减速器，其种类繁多，型号各异，应用范围十分广泛，随着科学技术的不断发展和生产水平的日益提高，普通齿轮传动由于接触齿数少、工作不平稳、承载能力不强、传动功率小和使用寿命短等缺点已经不能满足人们的使用要求。据此，我国研究人员发明了一种齿轮传动机构，其接触齿数多、工作平稳、承载能力强、传动功率大、使用寿命长。该发明的技术方案是：一种齿轮传动机构，包括从动齿轮、输出轴和至少四个主动齿轮，所述的从动齿轮与输出轴固定连接，所述主动齿轮均与从动齿轮啮合。所述的主动齿轮有六个，六个主动齿轮均匀分布在从动齿轮外周，从动齿轮通过键与输出轴固定连接。 机械式电控自动变速器通常是在传统手动变速器的基础上，增加一套选、换挡执行机构来完成不同档位的切换，选挡和换挡动作分别有一个电机完成。以从二挡换三挡举例，在此过程中，选档电机由启动到停止工作了一次，换挡电机由启动到停止工作了两次，电机启动需要一定的响应时间，这些响应时间均会以累加的方式延长换挡的总时间，而换挡时间的长短直接关系到车辆的换挡品质和动力性能，换挡时间越长，车辆的换挡品质和动力性能越差。此外，由于采用了两个电机，使系统结构复杂、成本高，控制起来也较复杂。针对以上不足，研究人员发明了一种具有响应快速，控制容易，工作可靠，成本相对较低等特点的汽车变速器换挡机构，包括有电机、齿轮减速机构、换挡拨叉、倒车灯开关和转角位置传感器，其特征在于：齿轮减速机构通过齿轮啮合连接一圆柱凸轮，圆柱凸轮另一端与转角位置传感器连接，圆柱凸轮圆周上带有多条曲线槽，多条曲线槽的波形相错，多个滚子分别卡在相应的曲线槽内，并分别与对应档位的拨叉连接。通过控制单个电机的旋转控制换挡拨叉的移动，从而实现自动换挡。 1.2研究内容 通过查阅国内外各种相关技术文献资料，结合上述问题的分析，为了解决问题和便于设计改造。在零件加工，及其装配和修理中应用很普遍。在大批量生产中使用这种钻床，由于没有自动进给机构，不近影响生产率的提高，而且操作者劳动强度很大。为了满足大批量生产的需要，挖掘设备潜力，将其改装为半自动多头钻。本改装分为两部分：一是在主轴上安装一个齿轮式多轴头架，边单孔钻削为多孔钻削；二是安装一套自动进给装置，用以完成“快速进给，工作进给，快速退回，停留”的工作循环。 1.3研究方案 1.3.1 总体方案 Z512型台钻是一种小型钻床，在零件加工，及其装配和修理中应用很普遍。在大批量生产中使用这种钻床，由于没有自动进给机构，不近影响生产率的提高，而且操作者劳动强度很大。为了满足大批量生产的需要，挖掘设备潜力，将其改装为半自动多头钻。 1.3.2 拟采取的技术措施 本改装分为两部分：一是在主轴上安装一个齿轮式多轴头架，边单孔钻削为多孔钻削；二是安装一套自动进给装置，用以完成“快速进给，工作进给，快速退回，停留”的工作循环。 1.3.3自动进给装置的的组成 图1 1.19-带轮 2.20-V带 3-弯板 4-转帽 5-支承板 6-凸轮 7-蜗轮 8-离合器右半部 9-离合器左半部 10-销钉 11-连接套 12-手柄 13-进给轴 14-地板 15-支承弯板 16-蜗杆17-大齿轮 18-小齿轮 21-进给手柄 22-多轴头架 23-锁定手柄 自动进给装置的结构如图1所示。地板14固定在主轴带轮的罩壳上，支承弯板15，弯板3，支承板5分别固定在底板上14上，构成自动进给装置的支承骨架。小齿轮18的轴向弯板3和地板14支承，轴上装有小齿轮18跟带轮19.大齿轮17的轴由底板14和支承弯板15支承，轴上装有大齿轮17和蜗杆16.进给轴13由支承弯板15和支承板5支承，进给轴13上装有手柄12，连接套11，离合器右半部8，离合器左半部9，弹簧15，蜗轮7，凸轮6。 1.3.4自动进给装置的工作原理 图2 1.4.10.12-带轮 2.3-V带 5-小齿轮 6-大齿轮 7-蜗杆 8-连续螺钉 9-手柄 11-凸轮 13蜗轮 14-离合器右半部 15-弹簧 16-离合器左半部 17-销钉 18-连续套 19-进给轴 自动进给装置的传动关系如图2所示。电动机的动力经带轮1和V带2，带动带轮10，使主轴旋转。另外，又经V带3，带轮4，带动小齿轮5旋转。通过齿轮副5，6和蜗杆副7，13，于是蜗轮13被带动旋转。这时，若离合器左半部16与离合器右半部14结合，通过连接套18和联动螺钉8，便带动进给轴19转动。由于凸轮11安装在进给轴19上，所以当进给轴19旋转时也带动凸轮11转动，又由于转帽安装在钻床主轴的顶端，被凸轮11紧紧地压着，从而实现了钻床主轴的自动进给工作循环。 离合器左半部16与离合器右半部14的结合与分离，是通过操作手柄9实现的。连接套18用联接螺钉8联接在进给轴19上，又用销钉17穿过连接套18的圆筒壁，插在离合器左半部16外圆周上的斜槽内。当转动手柄9时，连接套18旋转，销钉17则带动离合器左半部16在进给轴19上前后移动，完成离合器的分离和结合。 图3转帽与钻床主轴的连接关系 1-钢球 2-轴承 3-转帽 4-小轴 5-台钻主轴 1.3.5工作循环与凸轮 工作循环 根据加工需要，本改装的工作循环是：快速进给，工作进给，快速退回，停留。有凸轮机构控制。根据工作经验和加工需要，钻削进给量取0.05-0.09MM/r，使用的加工孔深小于20mm。 凸轮轮廓线的设计 根据自动进给工作循环的要求以及自动进给装置的具体结构，设计凸轮轮廓曲线时的拟定条件是：凸轮按顺时针方向转动，凸轮转动中心至转帽定点的最小距离为24mm，主轴位移与凸轮转角的关系如图4所示。 图4 1.3.6多轴头架传动方式的选定 图5 齿轮式多轴头架运动简图 2设计中有关计算 2.1电动机的选择 2.1.1由电动的选择及运动参数的计算 确定皮带轮输送机的功率 P输出p输出F输出´V输出/1000=3600´2.2/1000=7.92KW 传动装置的效率 =123345=0.94×0.96×0.983×0.99×0.95=0.798 电动机效率的选择 p额³p输出/h=7.92kw/0.7988=0.9149kw查机械零件手册Y系列ZP44型电动机取Y-1602型 确定电动机的转速P额=11KW nm=1000r/min 滚筒的工作转速n输出60×1000V输出/D=60×1000×2.2/3.14×430=97.76r/min 2.1.2传动比的计算及传动比的分配 传动装置的总传动比i=nm/n输出=10.23 分配传动装置各级传动比i总=i1.i2 根据常用机械传动比的范围表(附表二)得:i1=3,i2=3.14 2.1.3三角带传动设计 选择三角带型号 确定计算功率Pca由表5-9查得工作情况系数Ka=1.4×1.2=1.68 由公式Pca=Ka×P得 Pca=Ka×P=1.68×11=18.48KW 选择V带截型 由表5-8和图5-11b得 选用spb型窄V带Dd1=160mm 四根 确定带轮直径Dd1 Dd2 由图5-11b和表5-4得Dd1=160mm 验算带速:V1=Dd1×n/1000×60=×160×1000/1000×60=8.373m/s 从动轮带轮直径Dd2 Dd2=i1Dd1=3×160=480mm 传动比i=Dd2/Dd1=480/160=3 从动轮转速:n2=n1/i1=1000/3=333.3r/min 确定中心距a和La 由公式5-23初选中心距a 0.7×(Dd1+Dd2)£ a0£2×(Dd1+Dd2) 392£a0£1120 ,取a0=800mm 按公式5-24求V带计算基准长度L0 L0=2a0+/2(Dd1+Dd2)+(Dd2-Dd1)2/4=2637mm 查表5-2取带的基准长度La=2500mm 按公式5-25计算实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=800+(2500-2637)/2=731.5mm 按公式5-26确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=731.5+0.03×2500=860.5mm Amin=a-0.015Ld=731.5-0.015×2500=694mm 验算小皮带轮包角¶1 由公式5-11 ¶1=1800-(Dd2-Dd1)/a×600=1800-480-160/731.5×600=1540>1200(合适) 确定V带根数z 由表5-8b查得Dd1=160mm,n1=980r/min,n2=1200r/min时单根SPB型窄V带的额定功率分别为5.13KW,5.98KW 由线性插值法得n1=1000r/min时额定功率值 P0=5.13+(5.98-5.13)×(1000-980)/1200-980=5.21KW 由表5-10b得P0=0.6KW 由表5-11查得包角系数Ka=0.93 由表5-12查得长度系数Kl=0.94 计算V带根数z由公式5-28得 z³Pca/(P0+P0)Ka.Kl=18.48/(5.21+0.6)×0.93×0.94=3.64根 故z取四根 计算单根V带初拉力F0 由公式5-29 F0=500×2.5Pca/rz.Ka-Pca/rz+qv2=500×18.48/8.373×4×(2.5/0.93-1)+0.2×(8.373)2=292N (q查表5-6得q=0.2) 计算对轴的压力Fq由公式5-30得 Fq=2zF0sin¶1/2=2×4×292×sin1540/2=8×292×sin770=2276N 确定皮带轮结构尺寸并绘制带轮工作图 2.1.4齿轮设计 选择齿轮材料、等级级参数 考虑此减速器的功率较大,大小齿轮用40Cr调质后表面淬火,查表7-1取小齿轮,齿面硬度为50 55HRC计算时取52HRC,取大齿轮齿面硬度为48 52HRC,计算时取50HRC. 取6级精度等级 选 小齿轮齿数z1=23,z2=z1=3.41×23=78.43,(取79) 初选螺旋角=130 该齿轮为闭式硬齿面,应按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算,然后按齿面接触疲劳强度进行校核, 按设计公式为mn³32KT1cos2bYFaYSaYeYb mm 24dz1sF试取Ke=1.5 小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×10.1332/333.3=2.0903×105N.mm 各轴的功率计算:P1=Ph1h3=11×0.94×0.98=10.1332KW P2=Ph1h22h3=11×0.94×0.96×0.98=9.3388KW 各轴的转速计算:高速时,n1=nm/i1=1000/3=333.3r/min 低速时,n2=nm/i1.i2=1000/3×3.41=97.8r/min T2=9.55×106×9.3388/97.8=9.119×105N.mm 查表得对称布置,取齿宽系数d=0.9 计算当量齿数:Zv1=Z1/cos3=23/cos3130=24.86 Zv32=Z2/cos=79/cos3130=85.40 由表得齿形系数为YFa1 =2.62 ,YFa2=2.22 由表得应力修正系数为Ysa1=1.59,Ysa2=1.77 总量合度:r=¶+= ¶=1.88-3.2×(1/z1+1/z2)×cos=1.88-3.2×=bsin/mn=0.318dz1tan=0.318×0.9×23tan130=1.52 r=¶+=1.66+1.52=3.18 重合度系数,由公式7-16得 Y=0.25+0.75/1.66=0.7 由图7-29得,螺旋角系数Y=0.89 许用弯曲应力 由图7-17b得弯曲疲劳强度极限sFlim1=730MPa, sFlim2=730MPa 计算应力循环次数 N1=60nJLn=60×333.3×1×(8×300×10)=4.8×108 N1=N1/3.41=4.8×108/3.41=1.41×108 得YN1=YN2=1, sF1=sFlim1.YN1/SF=730×1/1.25=584MPa 得,SF=1.25，sF2=sFlim2.YN1/SF=730×1/1.25=584MPa 计算大小齿轮的YFa.YSa/sF,并加以比较 YFa1.YSa1/sF1=2.62×1.59/584=0.0071 YFa2.YSa2/sF2=22×1.77/584=0.0067 小齿轮的数值大,按小齿轮计算 设计计算 m³32´1.5´290300´cos2130´2.62´1.59´0.7´0.89nt0.9´232´584=1.98mm 取mn=2.5mm 圆周速度:d1=mn.z1/cos=2.5×23/cos130=59mm V=d1n1/60×1000=×59×333.3/60×1000=1.03m/s b=¶.d1=0.9×59=53.1,取整小齿b2=54mm,大齿b1=61mm 计算载荷系数K 得,KA=1.25 根据V=1.03m/s和7级精度,得Kv=1.01 对于硬齿面,6级精度,对称支承 cos130=1.66 × KB=1.05+0.26d+0.16×10b=1.05+0.26×(0.9)+0.16×10×54=1.27 按表7-5硬齿面,斜齿KAFt/b>100N/mm 故取Ka=1.2 KA.Ft/b=1.25×2×290300/54×59=227.8N/mm K=KA.Kv.K¶.K=1.25×1.01×1.2×1.27=1.92 修正K t值计算模数mn=1.98×31.92/1.5=2.15mm, 故前取2.5mm不变 按齿面接触疲劳强度校核,由校核公式为 sH=ZE.ZH.Z.Z2kT1u+1sH .£2bd1uHlim22-32-3许用接触应力sH 由图7-17aMQ线得 sHlim1=1500MPa s由图7-18得ZN1=ZN2=1 安全系数SH=1 sH1=s sH2=s得, ZZ=189.8MPa 得ZH=2.44 重合度系数Z= 1/a Hlim1.=1500MPa ZN1/SH=1500MPa ZN2/SH=1500MPa Hlim2.=1/1.6b=0.78 螺旋角系数Z= cosb = cos130 = 0.987 sH=189.8×2.44×0.78×0.987×2´1.92´290300´(3.41+1)/54´59´59´3.41=987.37<sH2=1500MPa 几何计算 模数取工作标准值mn=2.5mm 计算中心距 : a=mn(Z1+Z2)/2cos=2.5×(23+79)/2×cos130=130.9mm 故取整a=130 中心距圆整后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos(23+79)×2.5/2×130=12.51 因BT值改变不多,故参数ZH,Z,Z¶等不修正 计算大,小齿轮的分度圆直径 d1=Z1mn/cos=23×2.5/cos12.51=58.89mm Z2mn79´2.5=202.30mm d2=cosbcos12.51齿宽:b2=54mm, b1=60mm 2.1.5结构设计 轴与轴承的选择和计算: 只设计低速轴即按轴工计算 初步确定轴的最小直径: 已知Pi=9.338751KW n2=97.76r/min T2=911900N.mm 选用村料为45号钢,经调质处理,得, sB=650MPa ss=360MPa s-1=300MPa t-1=155MPa 许用应力:用表9-5查得s+1b=2.5 sb=100MPa s-1b=60MPa 由轴的最小直径选取联轴器 P39.3387571=(107-118)3=0.46(107-118)=49.2-54.28mm N397.76考虑轴之键槽削弱，轴径需增大3 则d=50.676-55.9084 取d=55mm 选取联轴器 按转矩T=911900N×mm 查手册 选取7L9型强性套栓销联轴器，起联轴器d=A3的孔径d =55mm 来选联轴器长£112mm。 确定轴各段的直径和长度： d1=55mm L1根据联轴器长度，确定L1=56mm d2 ：半联轴器需要定位，故需设讨定位轴肩h=(0-.0d71=0.-1)´=(0.-0取7h=4mm 0.则1d)2=55+8=63mm 553.85L2:根据外伸长度确定为108 mm d3 这段与轴承配合 初选轴承内径为d=70mm 初定值为3314 L3:根据机械手册轴承配合宽度为b=31mm 所以确定为L3=64mm 根据轴承宽度 b=23mm 所以L3=250 mm d4:轴与齿轮的安装尺寸确定 取d4=85mm L4：根据装配草图大齿轮和轴承右箱体内位置，取L4=59 mm d5 ， d5=100mm L5 根据装配草图，确定L5=10mm d7 由些可得 取d7=70mm L7 取L7 =31mm d6 这段为轴为自由段不用来定位轴承，故d6=85mm L6=77mm 2.1.6轴承的选择 对轴进行受力分析，轴承上受到的力为Ft(圆周力）FrFaFt=2t2´d=911900202.30»9015N Fr=Fttanatan20cosb=9015´cos12.510»3360N Fa=Ft·tanb=9015´tan12.510=2000N 求支反力 水平方向9-16c FFtL3RBH=L=3343N FRDH=Ft-F=9015-3343=5672N 2+LRBH3垂直面方向9-16e Fr+Fa´d223361´72.5+2000´202.30FRBr=LL=2=2281N2+3123+72.5高度5.5 FRDV=Fr-FRBV=3361-2281=1080N 画弯矩图、扭距图 水平面弯距图MH(图9-16a) 截面c处MCH=FRBH·L2=3343´123´411189N×mm (2)垂直面弯矩图Mv(图9-16f) 截面c左边 MCV1=FRBV·L2=2281´123=280563N×mm 截面c 右边 MCV2=FRDV·L3=1080´72.5=78300N×mm 合成弯矩图 截面c左边 MC1=497787N×mm 截面c 右边 MC2=418577N×mm 按弯扭合成应力校核轴的强度 从图9-16g可见截面c 处弯矩最大，应校核该截面的强度 截面c 的当量弯矩 Me= =684425N×mm =60=0.6 100由式9-5可得db=19.12MPa ù校核结果：db<éëd-1ûb=60MPa 截面c的强度足够 同理高速轴分析如下： 初步估算高速轴的最小直径 d1=A3p13310.1332=(107118）33.38436.816 n1333.3d1=34.385237.92048，取d1=37mm 考虑轴上键槽肖弱，轴径零增大3% 取d1=37mm, L1=50mm d2=45mm, L2=70mm 这段与轴承配合，初选轴承内径为d=65 型号为6123 轴承宽度为b=23, 所以L348mm 2.1.7绘制轴的工作图 轴承的选择及验算:根据初选轴承型号为6213 内径初选定为65mm 计算低速轴的工作寿命 查机械零件手册 6213轴承的Cor=40000N 计算Fa/Cor ,确定系数e 根据Fa/Cor=0.056，确定系数e 用插入法查表11-6得 e=0.26 (3)确定当量动载荷的计算公式并计算Pr2 Fa22240=0.666>e=20.26 Fr23361又根据表11-6 x=0.56用插入法根据e 查得Y=1.710 Pr2=fp(xFr2+YFa2)=fp(0.56´3361+1.71´2240)=(5712.56´1.2=6855.072N 轴承2的工作寿命为 Ln=16670Cr316670572003=99066.4h nPr97.766855.072六键的选择及强度校核 输出轴2安装齿轮的键，材料为45刚，静载荷时dp=120-150MPa。根据安装齿轮段轴的直径选择普通平键A型50×22×14 根据平键联接的强度校核 sp³sp=2T2´911900=116MPa 由此sppsp120150MPa 14dkl85´´2822.2传动装置总传动比的计算及其分配 已知横梁速度以此求得丝杠转速nw nw=Vp=120=15rmin (3-3) 8式中： V丝杠速度，m/s； P丝杠螺距，mm。 电动机选定后，按照电动机的满载转速nm及试验机工作部分转速nw，可计算出传动装置的总传动比。 i=nm1390=92.67 (3-4) nw15i=i锥i蜗 再按照常用传动机构性能及适用范围，初步选择各个出动部分传动比如下：i蜗=20，i锥=1.5。 2.3蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核 由设计要求可以知， 蜗轮输入功率 P2=0.7´50.´8=0.85kw 0.蜗轮输入转速 n2=139020=69.5rmin 传动比 i=20 预期寿命 15000h 蜗杆选用45钢，表面硬度45HRC。涡轮材料采用ZCuSn10P1,金属模铸造。 2.3.1按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距 vs=pd1n160´1000cosg=3.14´63´1390=4.673ms o60´1000cos11.31(1)确定作用在蜗轮上的转矩T2 6p29.5´51´0按z1=2，则 T2=9.5´51´0=n269.560.51mm =7007N9.14(2)确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kb=1，由表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则 K=KAKbKV=1.1´5´11.»05 1(3)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=160MPa。 (4)确定接触系数Zr 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1=0.35，从图11-18中可查得a12Zr=2.9。 (5)确定许用接触应力sH 根据蜗轮材料为采用ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆齿面硬度45HRC，可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力sH=268MPa。 '应力循环次数 N=60j2nhL=60´69.´5150=00寿命系数 KHN则 sH=K710=8=0.7952 6.25´107'7 2510´6.´2HNsH=0.7952=682M31P. 1a3(6)计算中心距 2æZEZrö160´2.9æö31.2´ a³3KT2ç=17007´9.14ç÷=çs÷÷è231.1ø3èHø2mm 69.73取中心距a=125mm,因i=20，故从表11-2中取模数m=5mm,蜗杆分度圆直径d1=50。这时d1=0.4，从图11-18中可查询接触系数Zr'=2.7，因为Zr'<Zr，因此以a上计算结果可用。 2.3.2蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)蜗杆 轴向齿距Pa=pm=15.7mm；直径系数q=10mm；齿顶圆直径da1=d1+2m=60mm；°'"齿根圆直径df1=d1-2.4m=38mm；分度圆导程角g=111836；蜗杆轴向齿厚1sa=pm=7.85mm。 2(2)蜗轮 蜗轮齿数z2=41；变位系数x2=-0.5； 验算传动比i=的。 蜗轮分度圆直径 d2=m´z2=205mm 蜗轮喉圆直径 da2=m(z2+2)=215mm 蜗轮齿根圆直径 df2=m(z2-2.4)=193mm 1蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-da2=17.5mm 220.5-20z