机械传动动力滑台设计(全套含CAD图纸)
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 = 236.14 MPa 第 10 页 (4)计算载荷系数 KK = 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 = 0.014YF2 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 mm 第 11 页 2) 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:Z A / ZB =18/36 ,Z C / 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(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 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 第 12 页 (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 ;K HN2 = 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 = KHN1 Hlim1 / S = 0.95 600 Mpa = 570 Mpa H 2 = KHN2 Hlim2 / S = 0.97 550 Mpa = 534 Mpa2) 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 第 13 页 齿高 h = 2.25 m t = 2.25 1.96 = 4.43 mmb / 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 + 0.23103 b将数据代入后得KH =1.12 +0.18(1+6.70.5 2)0.5 2 +0.23 10-3 17.7=1.6由 b / h = 4 ,K H =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 = 2.233按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为m ( 2KT 1(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 第 14 页 F1 = KFN1 FE1 / S = 0.87 500 / 1.4 = 310.7 MPa F2 = KFN2 FE2 / 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 ;Y Fa 2 = 2.46(6) 查取应力校正系数可查得 YS a1 = 1.53 ;Y S 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 0.0189/18 2) 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 第 15 页 2) 计算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (40.5 + 81 ) / 2 = 60.75 mm3) 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 Nmm 第 16 页 2)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 = 60jn 2Lh = 60 1 9.4 1000 = 5.64 10 6寿命系数 K HN = (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 d 1/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 ; 第 17 页 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 d a2 =11.5 mm5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= FK FN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 K FN = ( 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 第 18 页 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(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 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 第 19 页 (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 ;K HN2 = 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 = KHN1 Hlim1 / S = 0.9 600 Mpa = 540 Mpa H 2 = KHN2 Hlim2 / S = 0.93 550 Mpa = 511.5 Mpa2) 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 mmb / 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 第 20 页 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 + 0.23103 b将数据代入后得KH =1.12 +0.18(1+0.6 12)1 2 +0.23 10-3 30.2 =1.415由 b / h = 8.9 ,K H =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 = 1.73 按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为m ( 2KT 1(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 = KFN1 FE1 / S = 0.86 500 / 1.4 = 307.14 MPa F2 = KFN2 FE2 / S = 0.87 380 / 1.4 = 236.14 MPa 第 21 页 (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 ;Y S 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 0.0175/20 2) 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 mm2) 计算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (30 + 46.5 ) / 2 = 38.25mm 第 22 页 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 ,Z 4 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(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 40HBS4)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 ; 第 23 页 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 ;K HN2 = 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 = KHN1 Hlim1 / S = 1.09 600 Mpa = 654 Mpa H 2 = KHN2 Hlim2 / S = 1.08 550 Mpa = 594 Mpa2) 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 mmb / 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 ; 第 24 页 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+6.70.5 2)0.5 2 +0.23 103 20.25 = 1.245由 b / h = 4.44,K H =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) 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 = 40.5 (1.64 /1.3) 1/ 3 = 43.79 mm(7) 计算模数 m m = d1 / z1 = 43.79/20 = 2.23 按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为m (2KT 1(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 = 0.92 ; KFN2 = 0.94(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 = 0.92 500 / 1.4 = 328.57 MPa F2 = KFN2 FE2 / S = 0.94 380 / 1.4 = 255.14 MPa(4) 计算载荷系数 KK = KA KV KF KF =11.11.21.18 = 1.56 第 25 页 (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 ;Y S 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 / 328.57 = 0.0132YF a2 YS a2 / F2 = 2.541.63 / 255.14 = 0.0163大齿轮的数值大。2) 设计计算m (21.56 22703 0.0163 /0.520 2) 1/ 3 = 1.4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 并就近得 m = 1.5 按接触疲劳强度算得得分度圆直径 d1 = 43.79 mm ,算出小齿轮齿数Z1 = d1 /m = 43.79/ 1.5 = 29大齿轮齿数 Z2 = u Z1 = 1.3 29 = 384几何尺寸计算1)计算分度圆直径d1 = Z1 m = 291.5 = 43.5 mmd2 = Z2 m = 381.5 = 57 mm2) 计算中心距a = (d1 + d2 ) / 2 = (43.5 + 57 ) / 2 = 50.25 mm3) 计算齿轮宽度b = d d1 = 0.5 43.5 = 21.75 mm取 B2 = 22 mm
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