復合式波浪能實驗臺設計,復合,波浪,實驗,試驗,設計 畢業(yè)設計（論文） XX 畢業(yè)設計(論文) 課題名稱 復合式波浪能實驗臺設計 系 別 專 業(yè) 班 級 學 號 姓 名 指導教師 教研室主任 系 主 任 年 月 日 摘 要 本文全面闡述了運動機構的結構原理，設計特點，論述了采用伺服電機和滾珠絲杠螺母副的優(yōu)點。詳細介紹了運動機構的結構設計及校核，并進行了分析。另外匯總了有關技術參數(shù)。 其中著重介紹了滾珠絲杠的原理及選用原則，系統(tǒng)地對滾珠絲杠生產(chǎn)、應用等環(huán)節(jié)進行了介紹。包括種類選擇、參數(shù)選擇、精度選擇、循環(huán)方式選擇、與主機匹配的原則以及廠家的選擇等。 關鍵詞：運動機構，數(shù)控，伺服電機，滾珠絲杠 Abstract This paper describes the structure and principle, five axis surface induction hardening machine design features, discusses the advantages of using servo motor and ball screw nut pair. This paper introduces in detail the structure design and calculation of five axis surface induction hardening machine, and analyses the. In addition a summary of the relevant technical parameters. The paper introduces the principle and selection of ball screw, ball screw system of production, application and other aspects were introduced. Including the principle and type selection, parameter selection, manufacturer of precision, circulation mode selection, selection and matching host selection. Key Words: five axis surface induction hardening machine, CNC system, servo motor, ball screw 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒 論 1 1.1 課題背景 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.3 波浪能應用的發(fā)展趨勢 3 1.4本課題的研究內(nèi)容及意義 4 第2章 設計的內(nèi)容及要求 5 2.1課題的主要內(nèi)容和基本要求 5 2.2進度計劃與應完成的工作 5 2.3 設計的內(nèi)容 5 2.3.1 數(shù)控裝置總體方案的確定 5 2.3.2 機械部分的設計 6 2.3.3 編寫設計說明書 6 2.4 運動機構主要部件及運動方式的選定 6 第3章 滾珠絲杠進給系統(tǒng)的設計計算 7 3.1 滾珠絲杠螺母副的選用設計 7 3.1.1 滾珠絲杠副的傳動原理 8 3.1.2 滾珠絲杠副的傳動特點 8 3.1.3 滾珠絲杠副的結構與調(diào)整 8 3.1.4 軸向間隙的調(diào)整和加預緊力的方法 10 3.2滾珠絲杠的選擇 12 3.2.1滾珠絲杠的精度 12 4.2.2 滾珠絲杠參數(shù)的計算 12 3.3伺服電機的選擇 15 3.3.1最大切削負載轉矩的計算 15 3.3.2負載慣量的計算 16 3.3.3空載加速轉矩計算 17 3.4滑動導軌的選擇計算 18 3.4.1工作載荷的計算 18 3.4.2小時額定工作壽命的計算 18 3.4.3距離額定工作壽命的計算 18 3.4.4額定動載荷計算及選型 19 3.5聯(lián)軸器的選擇 19 3.6軸承的選擇 20 3.7 滾珠絲杠副的安全使用 21 3.7.1 潤滑 21 3.7.2 防塵 21 3.7.3使用 21 3.7.4 安裝 22 第4章 增速器的設計 22 4.1 電動機的選擇 22 4.2 齒輪傳動件的設計計算 24 4.3 軸的計算 28 4.4 滾動軸承的選擇及計算 37 4.5連接件的選擇及潤滑 38 4.6 增速器潤滑與密封 39 第5章 浮塊的設計 39 總結 42 參考文獻 43 致 謝 44 45 第1章 緒 論 1.1 課題背景 從石油危機開始，各國開始把注意力轉移到本地資源和尋找最適宜的廉價能源上，21世紀是海洋的世紀，人類向大海索取能源成為必然趨勢，沿海地區(qū)把希望寄在洶涌澎湃的巨浪上——利用波浪能發(fā)電。波浪能在海洋中無處不在，無處不有，而且受時間限制相對較小，在很大程度上克服了潮汐能的這些缺點，同時波浪能的能流密度最大，可通過較小的裝置提供可觀的廉價能量，又可以為邊遠海域的國防、海洋開發(fā)等活動提供能量，因此，世界各海洋大國均十分重視波浪能的開發(fā)和利用的研究。波浪能的開發(fā)和利用是一個涵蓋多個學科的綜合性問題，涉及到機械設計與制造，空氣動力學，流體力學，物理學，數(shù)學模型，計算機模擬，海洋科學等各領域[1]。 波浪能實質(zhì)上是吸收了風能而形成的，能量傳遞速率與風速和風與水相互作用的距離直接相關，由于受各種氣候條件的影響，加上風能本身具有很大的不確定性，因此波浪能是不穩(wěn)定的一種能源。波浪能以海洋表面波浪所蘊含的動能與勢能形式存在，水相對于海平面發(fā)生位移時，使波浪具有勢能，而水質(zhì)點的運動，則使波浪具有動能[2]。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 在國外，1799年，法國的吉拉德父子，獲得了利用波浪能的首項專利。英國具有世界上最好的波浪能資源。從20世紀70年代開始，英國將波浪發(fā)電研究放在新能源開發(fā)的重要位置。20世紀80年代，英國已成為世界波浪能研究的中心。日本平均波能約為13 kW/km（近海）和6 kW/km（沿岸），沿海的波浪可利用能量估算約20 GW，可滿足國內(nèi)能源總需求量的1/3。挪威的波浪發(fā)電研究起始于20世紀70年代，雖然起步晚但是發(fā)展十分迅速。挪威主要對波浪發(fā)電裝置的理論設計做出了較大貢獻，提出了相位控制原理和喇叭口收縮波道式波能裝置等。葡萄牙的海浪發(fā)電研究起步較晚，技術以引進為主。但葡萄牙有著發(fā)展波浪發(fā)電得天獨厚的自然條件優(yōu)勢，政府和科研機構對海浪能資源也越來越重視。此外，葡萄牙還于2008年引進英國的海蛇發(fā)電機組，在此海洋實驗區(qū)建立了世界上第一個商業(yè)規(guī)模的波浪發(fā)電站[3]。 圖1-1 英國海蛇發(fā)電裝置 圖1-2 海洋浮體發(fā)電裝置 我國擁有著473萬千米 的海洋、1．89萬千米綿延的海岸線，可以說有著富饒的海洋能資源。據(jù)現(xiàn)有觀測資料統(tǒng)計，全國沿岸波浪能資源平均理論功率大約為1000余萬千瓦。波力發(fā)電技術始于20世紀70年代。1989年，我國第一座實驗波力電站建成。首座波力獨立發(fā)電系統(tǒng)汕尾100kW岸式波力電站于1996年12月開工，2001年2月完成進入試發(fā)電和實海況試驗階段，2005年1 圖1-3 廣東汕尾岸式波浪能發(fā)電站 月，第一次實海況試驗成功。中科院廣州能源所海洋能實驗室和氣體水合物實驗室協(xié)同攻關，提出并解決了海洋波浪能發(fā)電的關鍵技術。利用這一技術，可以將隨機輸入的勢能轉變成穩(wěn)定的、可任意調(diào)控的水的動能。目前已通過實驗室實驗證實了該系統(tǒng)的可行性 。我國計劃至2020年，在山東、海南、廣東各建1座l000kW級的岸式波力電站[3]。 1.3 波浪能應用的發(fā)展趨勢 目前，國內(nèi)外一些科研機構已經(jīng)將波浪發(fā)電設備的研制制定在遠海區(qū)域環(huán)境條件下使用的基礎上了，以后的商業(yè)化海洋波浪發(fā)電會基于這些發(fā)電裝置。遠海區(qū)域比起近海岸基區(qū)域蘊藏著更多更豐富的波浪能資源，需要的設備也相對簡單。遠海區(qū)域的波浪發(fā)電裝置的優(yōu)點體現(xiàn)在以下幾點。首先，遠海區(qū)域的發(fā)電裝置相對簡單、成本低，可選取的區(qū)域廣，適合建大規(guī)模波浪發(fā)電場。例如，如果要建一個50MW的波浪發(fā)電場，岸基發(fā)電場選址就很困難，而且成本很高，但是，如果是在遠海區(qū)域，則只需將發(fā)電裝置放在海上，而且可選取的區(qū)域也很廣。其次，遠海區(qū)域的發(fā)電裝置單位發(fā)電效率較高，而且這些發(fā)電裝置的裝機容量一般也比岸基裝置高很多，這一優(yōu)點使其更適用于遠距離輸電以及一些島嶼的用電。由于上述優(yōu)點，所以在2004至2008年問新的波浪發(fā)電開發(fā)當中，岸基發(fā)電裝置的裝機容量只占其中的8％，而遠海區(qū)域的波浪發(fā)電裝置的占58％[2]。 波浪能的開發(fā)利用將具有很廣泛的應用價值，目前的海浪發(fā)電的裝置可為海水養(yǎng)殖場，海上燈船，海上孤島，海上氣象浮標，石油平臺等提供能源，還可以并入城市電網(wǎng)提供工業(yè)或民用的能源。波浪能開發(fā)利用的關鍵是在降低發(fā)電成本的同時，提高發(fā)電的穩(wěn)定性，發(fā)展波浪能獨立發(fā)電系統(tǒng)，使用戶直接使用波浪能。 波浪能是一種密度低、不穩(wěn)定、無污染、可再生、儲量大、分布廣、利用難的能源。由于目前波浪能的利用地點大都局限在海岸附近，因此還容易受到海洋災害性氣候的侵襲。由于開發(fā)成本高，規(guī)模小，社會效益好但經(jīng)濟效益一般，投資回收期相對較長，這些都在一定程度上束縛了波浪能的大規(guī)模商業(yè)化開發(fā)利用和發(fā)展，但隨著理論和實踐方面的不斷發(fā)展成熟，波浪能開發(fā)利用的前景將是十分廣闊的[4]。 1.4本課題的研究內(nèi)容及意義 隨著經(jīng)濟和社會的發(fā)展，人類對能源的需求量越來越大，由于目前作為主要能源的煤和石油均不具有可再生性，這直接導致了能源危機不斷地出現(xiàn)，能源的短缺甚至成為社會發(fā)展的一個瓶頸，這些都在不斷地提醒人們?nèi)ふ倚碌目稍偕哪茉?。由此波浪能作為一種清潔可再生的能源越來越引起人們的關注。盡管現(xiàn)在和常規(guī)能源相比，波浪發(fā)電還有很大的距離，但是，從我國能源長期發(fā)展戰(zhàn)略和技術儲備的角度來看，加大和加快開海洋波浪能源的開發(fā)研究具有重要的現(xiàn)實和戰(zhàn)略意義[3]。 結合日本“3·11”發(fā)生大震后而引發(fā)的核泄漏惡劣影響，我們更加意識到發(fā)展新能源，一種可再生又對環(huán)境負面作用小，以及較小甚至不存在潛在威脅的能源。波浪能無疑就處在這種優(yōu)選行列的前茅，相信人類對波浪能的開發(fā)利用又將加快腳步。 我國近幾年運動機構進給機構雖然發(fā)展較快，但與國際先進水平還存在一定的差距，主要表現(xiàn)在：可靠性差，外觀質(zhì)量差，產(chǎn)品開發(fā)周期長，應變能力差。 針對傳統(tǒng)運動機構進給機構的不足之處及生產(chǎn)中存在的問題，有必要在傳統(tǒng)運動機構的基礎上研究出新型運動機構進給機構。通過對傳統(tǒng)運動機構手動的進給系統(tǒng)、夾緊系統(tǒng)及傳動系統(tǒng)的創(chuàng)新設計，加入新技術，從而提高產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)效率，實現(xiàn)自動化，降低勞動強度及工作量。 運動機構進給機構的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢是：在規(guī)格上將向兩頭延伸，即開發(fā)小型和大型進給機構；在性能上將研制以鋼為材料的進給機構，大幅度提高進給機構的承載能力；在形式上繼續(xù)研制多軸并聯(lián)，甚至于五軸并聯(lián)的進給機構。 綜上所訴，運動機構進給機構的開發(fā)和設計具有很高研究的意義.本課題采用類似的運動機構結構設計成果的方法，進行運動機構進給機構的設計，使其能夠?qū)崿F(xiàn)更好的工業(yè)生產(chǎn)自動化。 本課題對運動機構進給機構部件進行了設計，研究運動機構的結構，主要部件及典型零件的設計方法，其意義如下： 1、通過對數(shù)控運動機構的結構設計和研究掌握機構設計的一般步驟和方法； 2、通過對課題的研究，了解國內(nèi)外有關數(shù)控運動機構的技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢； 3、通過畢業(yè)設計培養(yǎng)自己的創(chuàng)新精神，提供分析問題和解決問題的能力。 第2章 設計的內(nèi)容及要求 2.1課題的主要內(nèi)容和基本要求 本課題要求設計開展波浪能XY二自由度運動機構設計，X、Y軸采用滾珠絲杠螺母 2.2進度計劃與應完成的工作 應完成的工作： 1、完成二萬字左右的畢業(yè)設計說明書，其中包括400字左右的中文摘要，英文摘要應與中文摘要內(nèi)容完全相同； 2、完成與課題相關，不少于3000漢字的英文資料翻譯（附英文原文）； 3、完成運動機構總體結構、結構及傳動設計； 4、繪制裝配圖及所有非標件零件圖。 進度計劃： 1、第1-2周，查閱相關資料，了解表面感應加熱淬火運動機構技術技術要求，完成開題報告； 2、第3周，翻譯一篇與設計相關的英文論文； 3、第4-5周，根據(jù)設計要求確定總體方案及計算； 4、第6周，根據(jù)設計要求完成AC軸選型，查找其技術參數(shù)； 5、第7-11周，完成運動機構總體結構、Z軸結構及傳動設計； 6、第12-14周，繪制圖紙； 7、第15周，編寫畢業(yè)設計說明書，準備答辯。 2.3 設計的內(nèi)容 2.3.1 數(shù)控裝置總體方案的確定 (1).數(shù)控裝置設計參數(shù)的確定； (2).方案的分析，比較，論證。 2.3.2 機械部分的設計 (1).確定脈沖當量； (2).機械部件的總體尺寸及重量的初步估算； (3).傳動元件及導向元件的設計，計算和選用； (4).確定伺服電機； (5).繪制機械結構裝配圖； (6).系統(tǒng)等效慣量計算； (7).系統(tǒng)精度分析。 2.3.3 編寫設計說明書 (1) 說明書是設計的總結性技術文件，應敘述整個設計的內(nèi)容，包括提方案的確定，系統(tǒng)框圖的分析，機械傳動設計計算，選用元器件參數(shù)的說明； (2)論文正文不少于10000字。 2.4 運動機構主要部件及運動方式的選定 （1）伺服電機的選擇 本次設計選用交流伺服電機，根據(jù)本進給系統(tǒng)定位精度的要求，初步選用半閉環(huán)伺服系統(tǒng)。如果經(jīng)計算后半閉環(huán)系統(tǒng)不能滿足定位精度要求，可改用全閉環(huán)伺服系統(tǒng)。交流伺服電機有交流同步電機和交流感應電機。交流感應電機結構簡單，與同容量的直流伺服電動機相比較，質(zhì)量輕、價格便宜。缺點是不能經(jīng)濟的實現(xiàn)范圍較大的平滑調(diào)速。所以數(shù)控運動機構的進給系統(tǒng)中一般不采用這種電動機。 交流同步電動機的轉速與所用電源的頻率之間存在一種嚴格的關系，即在電源電壓和頻率固定不變時，它的轉速是穩(wěn)定不變得。由變頻電源供電給同步電動機時，便可方便地獲得與頻率成正比的可變速度。并可得到非常硬的機械特性及寬的調(diào)速范圍。其結構雖然比感應電動機復雜，但比直流電動機簡單。同步電動機又分為電磁式和非電磁式兩大類。在后一類中又有磁滯式、永磁式和反應式多種。在數(shù)控運動機構的進給驅(qū)動系統(tǒng)中，多采用永磁式同步電動機。在數(shù)控運動機構進給驅(qū)動中，采用具有大轉矩、寬調(diào)速并裝有反饋元件的機電一體化的永磁式交流同步電動機已十分普及。 （2）滾珠絲杠螺母副的選擇 滾珠絲杠具有高精度、高剛度、高效率及無間隙等優(yōu)點。特別是在半閉環(huán)加工系統(tǒng)中，滾珠絲杠自身的精度對運動機構加工精度有很大的影響，定位精度在很大程度上受到滾珠絲杠精度的影響。 滾珠螺母副[4]的滾珠循環(huán)方式一般會分為外循環(huán)和內(nèi)循環(huán)兩種。對于內(nèi)循環(huán)方式，滾珠在循環(huán)過程中始終保持與滾珠絲杠接觸。內(nèi)循環(huán)滾珠絲杠螺母副工作滾珠數(shù)目少，徑向尺寸緊湊，摩擦損失少，流暢性好，傳動效率高，軸向剛度好，但回珠器槽行比較復雜，需三坐標數(shù)控運動機構才能進行加工。外循環(huán)過程中滾珠與絲杠脫離接觸，目前使用插管完成滾珠循環(huán)的結構，結構簡單，工藝性好，但滾道管子突出于螺母外面，所以外循環(huán)滾珠絲杠螺母徑向尺寸較大。滾珠和滾珠絲杠螺母副接觸處有過盈配合，即兩者達到預緊；滾珠絲杠螺母副事先通過調(diào)節(jié)左右螺母的相互離開和靠近消除間隙。常用的消除間隙或預緊的辦法有墊片是調(diào)隙結構、螺紋式調(diào)隙結構和齒差式調(diào)隙結構。本次設計采用墊片式調(diào)隙結構。 （3）導軌副的選用 要設計的進給機構的導軌選用貼塑導軌，它屬于滑動導軌，是在運動機構的動導軌面上貼上一層抗磨軟帶，導軌副的另一個固定導軌面為淬火磨削面。這樣就會使導軌摩擦系數(shù)變?yōu)?.03—0.05，導軌速度可達30m/min，剛度比較高，動、靜摩擦系數(shù)差值小，沒有爬行。耐磨性與鑄鐵對鑄鐵導軌副相比可提高1—3倍。 第3章 滾珠絲杠進給系統(tǒng)的設計計算 3.1 滾珠絲杠螺母副的選用設計 進給機構的進給運動，由進電機的轉動，然后帶動運動機構絲杠傳動。在數(shù)控運動機構上的絲杠傳動，可以用普通的絲杠傳動，也還有應用滾珠絲杠來轉動。原因是普通絲杠傳動摩，但總是不太穩(wěn)定。 所以，在運動機構上要擦系數(shù)大，效率低，傳動中有間隙。雖然傳動中的間隙可以用一些辦法來補償，修正采用滾珠絲杠傳動。滾珠絲杠傳動有一系列的優(yōu)點，但制造工藝較為復雜，成本高，在某些應用上受到一定的限制，但隨著數(shù)控運動機構的發(fā)展，它的使用將會更加廣泛。 滾珠絲杠傳動都使用防護罩，以防止空氣中的塵土和其它雜物等進入。 滾珠絲杠和滾珠螺母組成滾珠絲杠螺母副，它是把步進電機的轉動－角位移，變換成數(shù)控運動機構進給機構的的直線位移。 滾珠絲杠螺母副，也簡稱為滾珠絲杠副，是一種新的傳動機構，它是在絲杠和螺母的螺旋槽之間裝有滾珠，以此作為中間元件的一種傳動機構。 3.1.1 滾珠絲杠副的傳動原理 絲杠和螺母上都有圓弧形的螺旋槽,這兩個圓弧形的螺旋槽對合起來就形成螺旋線的滾道,在滾道內(nèi)裝有許多滾珠.當絲杠旋轉時,滾珠相對于螺母上的滾道滾動,因此絲杠與螺母之間滾道的摩擦為滾動摩擦.為防止?jié)L珠從螺母中吊出來,在螺母的螺旋槽兩端應用擋住器擋住,并設有回路滾道是他的兩端連接起來.使?jié)L珠從滾道的一端滾出后,沿著這個回路滾道從新返回到滾道的另一端,可以循環(huán)進行不斷地滾動。 3.1.2 滾珠絲杠副的傳動特點 滾珠絲杠副的優(yōu)點是:傳動效率高,因為它是滾動摩擦,傳動效率可達0.92~0.96,比普通的絲杠傳動提高3~4倍.由此帶來了一系列的優(yōu)點,如功率損耗小,傳動平穩(wěn),磨損小,無爬行現(xiàn)象等等.除此而外還有兩個特點,一是:一般的絲杠傳動總是有間隙,而滾珠絲杠可以消除間隙,所以當絲杠轉動反向時,可以沒有空程,提高了反向的定位精度,,也增強了傳動剛度.二是:一般的絲杠傳動只能使旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動,而滾珠絲杠副由于傳動的摩擦系數(shù)小,所以既能把旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動,也可以從直線運動轉變?yōu)槁菪\動,具有傳動的可逆性,因此可以作為主動件,也可以作為從動件. 它也有缺點,主要是元件的精度要求高,光潔度要求也高,所以制造工藝很復雜,成本也高.對于絲杠和螺母上的螺旋槽,一般要求磨削成型,因而制造困難,也限制了使用. 又由于傳動的可逆性,所以不能自鎖,當應用在垂直傳動裝置時,由于自重和慣性的關系,在下降過程中不能立刻停止,因此還需要備有制動裝置. 3.1.3 滾珠絲杠副的結構與調(diào)整 滾珠絲杠副的結構盡管在形式上有很多類型，但其主要區(qū)別是在螺紋滾到的型面形狀，滾珠循環(huán)的方式，軸向間隙的調(diào)整和加預緊力的方法等三個方面。 （1）螺紋滾道型面的形狀 螺紋滾道型面的形狀有很多種，目前國內(nèi)正式投產(chǎn)的，僅有單圓弧型面和雙圓弧型面兩種，如圖所示。滾珠與滾道型面接觸點法線與絲杠軸線的垂線之間的夾角，稱為接觸角（）。 （a）單圓弧 (b) 雙圓弧 圖3-1 滾珠絲杠副螺紋滾道型面的截形 （2）單圓弧型面 一般滾道的圓弧半徑要比滾柱的半徑稍大一些。對于單圓弧型面的螺紋滾道，接觸角是隨著軸向負載大小而變化的，當軸向負載為零時，接觸角也為零；當負載逐漸增大，接觸角也逐漸增大。實驗證明：當接觸角增大時，傳動效率，軸向剛度，承載能力都隨之增大。 （3）雙圓弧型面 雙圓弧型面螺紋滾道的接觸角是不變的。在偏心距（e）決定后，滾珠與滾道的圓弧角接處，會有很小的空隙。這些空隙雖然能容納一些臟物，但不至于堵塞，反而對滾柱的滾動有利。從傳動效率，軸向剛度，承載能力等要求出發(fā)，接觸角大一些好，但接觸角過大制造就會困難。一般接觸角為，滾道的圓弧半徑也同樣比滾柱的半徑稍大一些。 滾珠的循環(huán)方式 目前國內(nèi)常用的滾珠循環(huán)方式由外循環(huán)和內(nèi)循環(huán)兩種。 （1）外循環(huán)方式 如圖所示為外循環(huán)方式，滾柱在循環(huán)過程中與絲杠脫離接觸，通過外面的循環(huán)回路稱為外循環(huán)（W系列）。這種外循環(huán)是直接在螺母的外圓上銑出螺旋槽，用擋珠器從螺母內(nèi)部切斷螺紋滾道，擋珠滾珠的去路，迫使?jié)L珠導入通向外圓螺旋槽中，構成了外面的旋環(huán)回路。外循環(huán)的結構和制造較為簡單容易，因此應用較廣，他可以制成單列或式雙列兩種的結構形式。 （2）內(nèi)循環(huán)方式 滾柱在循環(huán)過程中與絲杠始終保持接觸的稱為內(nèi)循環(huán)（N系列），如圖所示。這種內(nèi)循環(huán)是在螺母外側孔中裝了一個接通相鄰滾道的反向器，借助這個反向器迫使?jié)L珠翻過絲杠的牙頂，而進入相鄰的滾道。內(nèi)循環(huán)滾珠絲杠副回路短，工作滾珠數(shù)目少，結構尺寸緊湊，流暢性好，摩擦磨損小，傳動效率高，軸向剛度和承載能力都較高，具有一系列優(yōu)點，但制造困難，結構復雜，所以不及外循環(huán)方式應用的廣泛。 圖3-2 外循環(huán)的滾珠絲杠 圖3-3 內(nèi)循環(huán)的滾珠絲杠 3.1.4 軸向間隙的調(diào)整和加預緊力的方法 對于滾珠絲杠副，除了單一方向的進給傳動精度有一定的要求外，對它的軸向間隙也有嚴格的要求，以保證反向傳動的精度。要把軸向間隙完全消除，也是相當困難的。通常采用雙螺母，并加預緊力的方法來消除其軸向間隙。雙螺母經(jīng)加預緊力調(diào)整后，能基本上消除軸向間隙。單螺母的滾珠絲杠副是不能調(diào)整軸向間隙和預緊力的，其軸向間隙只能依靠滾珠絲杠副本的精度和安裝時絲杠和螺母的連接精度來保證。 雙螺母加預緊力消除軸向間隙必須注意兩點，一是：通過預緊后產(chǎn)生的力，可促使預拉變形，以減少彈性變形所引起的位移。但預緊力不能太大，否則會使驅(qū)動力矩增大，傳動效率反而降低，使用壽命也隨之縮短。二是：軸向間隙的消除，不能忽視絲杠的安裝部分和驅(qū)動部分的軸向間隙，應同時調(diào)整是它減少到最小。目前常用的雙螺母預緊力調(diào)整方法有下面三種。 （1）墊片調(diào)隙式 如圖所示為墊片調(diào)隙式，一般用螺釘來連接滾珠絲杠上的兩個螺母的凸緣處，在中間加墊片。墊片的厚度是螺母間產(chǎn)生軸向位移，以達到消除間隙和產(chǎn)生預緊力的目的。 這種結構特點是結構簡單，可靠，裝拆方便。但缺點是調(diào)整很費時，在工作狀態(tài)下不能隨意調(diào)整，因為要更換不同厚度的墊片才能消除間隙，所以是用于一般精度的機構中使用。 （2）螺紋調(diào)隙式 如圖所示為螺紋調(diào)隙式。它是一個螺母的外端有凸緣，而另一個螺母的外端沒有凸緣，車有螺紋，它伸出在套筒外，并用兩個圓螺母調(diào)整好間隙后，再用一圓螺母鎖緊螺母鎖緊就可以了。 這種結構的特點是結構緊湊，調(diào)整方便，所以應用廣泛，但調(diào)整的位移量不太精確。 圖3-4 墊片調(diào)隙式 圖3-5螺紋調(diào)隙式 齒差調(diào)隙式 如圖所示為齒差調(diào)隙式。它是在兩個螺母的凸緣上各有圓齒輪2，兩者的齒數(shù)值相差一個齒，裝入內(nèi)齒圓3中，內(nèi)齒圓3是用螺釘1和定位銷4固定在套筒5上的。調(diào)整是先取下內(nèi)齒圓3，轉動圓柱齒輪2，在兩個滾柱螺母相對于滾筒5轉動時，可以使兩個螺母相互產(chǎn)生角位移，這樣滾柱螺母對于滾珠絲杠的螺旋滾道也相對移動是兩個螺母中的滾柱分別貼近在螺旋滾到的兩個相反的側面上。消除間隙并產(chǎn)生預緊力后，把內(nèi)齒圓3套上用定位銷4固定。 這種結構的特點是調(diào)整精確可靠，定位精度高，但結構復雜，僅在高精度的數(shù)控運動機構有所應用。 1——螺釘； 2——圓柱齒輪； 3——內(nèi)齒圓； 4——定位銷； 5——套筒。 圖3-6 齒差調(diào)隙式 3.2滾珠絲杠的選擇 3.2.1滾珠絲杠的精度 查閱滾珠絲杠的樣本選擇絲杠精度為5級精度等級，Z軸有效行程300 mm，初步設計現(xiàn)設絲杠在有效行程502mm時，行程偏差允許達到30μm。 4.2.2 滾珠絲杠參數(shù)的計算 （1）最大工作載荷的計算 絲杠的最大載荷為工作時的最大進給力加摩擦力，最小載荷即為摩擦力。設此臺Z向的最大進給力=5000N，導軌上面移動部件的重量約為500㎏，導軌的摩擦系數(shù)為0.04，故絲杠的最小載荷（即摩擦力） （N） (4.3) 絲杠最大載荷是： 5000＋196＝5196（N） (4.4) 平均載荷是： =×=≈3529（N） (4.5) （2）當量動載荷的計算 滾珠絲杠副類型的選擇主要是根據(jù)導程和動載荷兩個參數(shù),其選擇的原則為:①滾珠絲杠的靜載荷Coa不能大于額定靜載荷Coam,即Coa≤Coam;②滾珠絲杠的動載荷Ca不能大于額定動載荷Cam,即Ca≤Cam。 驅(qū)動電機最高轉速2000 r/min 絲杠最高轉速為2000r/min，工作臺最小進給速度為0.5m/min，故絲杠的最低轉速為0.1r/min，可取為0，則平均轉速n=1000r/min。絲杠使用壽命T=15000h，故絲杠的工作壽命 ==675（r） (4.6) 當量動載荷值： (4.7) 式中： ——載荷性質(zhì)系數(shù)，無沖擊取1-1.2，一般情況取1.2-1.5，有較大沖擊振動時取1.5-2.5； ——精度影響系數(shù)，對1、2、3級精度的滾珠絲杠取=1.0，對4、5級精度的絲杠取=0.9。 根據(jù)要求去=1.5，=0.9，代入數(shù)據(jù)得 ≈51.59（KN） (4.8) 根據(jù)計算所得最大動載荷和初選的絲杠導程，查滾珠絲杠樣本，選擇FF6310-5型內(nèi)循環(huán)浮動返回器雙螺母對旋預緊滾珠絲杠副，其公稱直徑為63mm，導程為10mm，循環(huán)滾珠為5圈×2列，精度等級取5級，額定動載荷為55600N，大于最大計算動載荷=51590N，符合設計要求。 表3.1 滾珠絲杠螺母副的幾何參數(shù) 名 稱 符 號 計算公式和結果 公稱直徑（mm） 63 螺距(mm) P 10 接觸角 鋼球直徑(mm) 7.144 螺紋滾道法面半徑(mm) 偏心距(mm) 0.009 螺紋升角(mm) = 絲杠外徑(mm) 62.5 絲杠底徑(mm) 57.3 螺桿接觸直徑(mm) 55.87 螺母螺紋外徑(mm) 螺母內(nèi)徑(mm)（內(nèi)循環(huán)） 62.64 （3）傳動效率的計算 將公稱直徑=63mm，導程=10mm，代入λ=arctan[]，的絲杠螺旋升角λ=。將摩擦角，代入=，得傳動效率=94.7%。 （4）剛度的驗算 本傳動系統(tǒng)的絲杠采用一端軸向固定，一端浮動的結構形式。固定端采用一對面對面角接觸球軸承和一個角接觸球軸承，另一端也采用角接觸球軸承，這種安裝適應于較高精度、中等載荷的絲杠。 滾珠絲杠螺母的剛度的驗算可以用接觸量來校核。 a、滾珠絲杠滾道間的接觸變 根據(jù)公式Z=，求得單圈滾珠數(shù)Z=22，改型號絲杠為雙螺母，滾珠的圈數(shù)×列數(shù)為5×2，代入公式圈數(shù)×列數(shù)，得滾珠總數(shù)量=220。絲杠預緊時，取軸向預緊力=1732（N）。查相關公式得滾珠絲杠與螺紋滾道間接觸變形 (4.9) 式中=51590N。代入數(shù)據(jù)得； ==0.013(mm) 因為絲杠有預緊力，且為軸向負載，所以實際變形量可以減少一半，取=0.0065mm。 b、絲杠在工作載荷作用下的抗壓變形 絲杠采用的是兩端都為角接觸球軸承，軸承的中心距a=1100mm，鋼的彈性模量E=,由表2.1中可知，滾珠直徑=7.144mm，絲杠底徑=44.3mm，則絲杠的截面積： =1540.6() 根據(jù)公式代入數(shù)據(jù)得： =0.018(mm) C、總的變形 ==0.0065+0.018=0.0245mm,絲杠的有效行程為600， 絲杠在有效行程500—630mm時，行程偏差允許達到30μm,，可見絲杠剛度足夠。 （5）穩(wěn)定性的驗算 (4.10) 公式中取支撐系數(shù)=2， 由絲杠底徑=44.3mm求的截面慣性矩=188957.7()，壓桿穩(wěn)定安全系數(shù)K取3（絲杠臥式水平安裝），滾珠螺母至軸向固定處的距離取最大值1200mm，代入公式得： =181129.6(㎏) 則f=181129.6N大于=51590N，故不會失穩(wěn)，滿足使用要求。 （6）臨界轉速的驗算 對于滾珠絲杠還有可能發(fā)生共振，需要驗算其臨界轉速，設不會發(fā)生共振的最高轉速為臨界轉速。 查資料得公式 ： (4.11) 其中： (mm)； 為臨界轉速計算長度=1200(mm)； 為絲杠支承方式系數(shù)（一端固定，一端游動） 代入數(shù)據(jù)得：4397(r/min),臨界速度遠大于絲杠所需轉速，故不會發(fā)生共振。 （7）滾珠絲杠選型和安裝尺寸的確定 由以上驗算可以知道，絲杠型號為FF6310—5，完全符合所需要求，故確定選用該型號，安裝尺寸查表可知。 （8）絲杠支承的選擇 滾珠絲杠的主要載荷是軸向載荷，徑向載荷主要是臥式絲杠的自重。因此對絲杠的軸向精度和軸向剛度應有較高要求。其兩端支承的配置情況為軸向固定方式。本次設計絲杠支承選用一端固定，另一端浮動。 3.3伺服電機的選擇 3.3.1最大切削負載轉矩的計算 所選伺服電機的額定轉矩應大于最大切削負載轉矩。最大切削負載轉矩T可根據(jù)以下公式計算，即 (4.12) 從前面的計算可以知道，最大載荷N，絲杠導程=10mm=0.01m，預緊力=N，根據(jù)計算的滾珠螺母絲杠的機械效率=0.947，因為滾珠絲杠預加載荷引起的附加摩擦力矩： （N·m） (4.13) 查手冊得單個軸承的摩擦力矩為0.32N·m，故一對軸承的摩擦力矩=0.64N·m。簡支端軸承步預緊，其摩擦力矩可忽略不計。伺服電動機與絲杠直接相連，其傳動比=1，則最大切削負載轉矩： (N·m) 所選的伺服電機額定轉矩應該大于此值。 3.3.2負載慣量的計算 伺服電機的轉動慣量應與負載慣量相匹配。 負載慣量可以按一下次序計算。立柱與主軸箱的質(zhì)量為500㎏，折算到電動機軸上的慣量可按下式計算， (kg·㎡) (4.14) 絲杠名義直徑=63mm，長度L=1.2m絲杠材料（鋼）的密度ρ=7.8㎏·。根據(jù)公式計算絲杠加在電動機軸上的慣量 (㎏·㎡) (4.15) 聯(lián)軸器加上鎖緊螺母等的慣量可直接查手冊得到，即(㎏·㎡) 故負載總的慣量為 (㎏·㎡) 電動機的轉子慣量應與負載慣量相匹配。通常要求不小于，但也不是越大越好。因越大，總的慣量就越大，加速度性能受影響。為了保證足夠的角加速度，以滿足系統(tǒng)反應的靈敏的，將采用轉矩較大的伺服電動機和它的伺服控制系統(tǒng)。根據(jù)有關資料的推薦，匹配條件為： (4.16) 則所選交流伺服電動機的轉子慣量應在0.0092—0.036㎏·㎡范圍之內(nèi)。 根據(jù)上述計算可選用表4.2中的交流伺服電機α22/3000i型，其額定轉矩為22N·m，最高，轉動慣量J=0.012㎏·㎡。 表4.2 FANUCα(HV)i系列交流伺服電機 型號 α1/ 5000i α2/ 5000i α4/ 4000i α8/ 3000i α12/ 3000i α22/3000i 輸出功率/kw 0.5 0.75 1.4 1.6 3 4 額定轉矩(N·m) 1 2 4 8 12 22 最高轉速 5000 5000 4000 3000 3000 3000 轉動慣量(㎏·㎡) 0.00031 0.00053 0.0014 0.0026 0.0026 0.012 質(zhì)量㎏ 3 4 8 12 18 29 伺服放大器規(guī)格 20i 20i 20i 40i 80i 80i 3.3.3空載加速轉矩計算 當執(zhí)行件從靜止以階躍指令加速到最大移動（快速）速度時，所需要的空載加速轉矩按下式求， (4.17) 空載加速時，主要克服的是慣性，選用的α22/3000i型交流伺服電動機,總慣量 0.0120+0.0092=0.0212(㎏·㎡) 加速度時間通常取的3~4倍，故=(3~4)=(3~4)×6=18~24(ms)，則 (N·m) 3.4滑動導軌的選擇計算 常用的導軌截面有矩形、三角形、燕尾形和圓形的。如圖4.2所示。根據(jù)支承導軌的凸凹狀[4]態(tài)，又可分為凸形和凹形兩類導軌。凹形容易存油，但也容易積存切屑和塵粒，因此適用于具有良好的防護環(huán)境。凸形需要有良好的潤滑條件。目前數(shù)控運動機構使用的導軌主要有三種：塑料導軌、靜壓導軌和滾動導軌。 圖4.4 3.4.1工作載荷的計算 影響導軌副壽命的重要因素是工作載荷，假設立柱所有重量加在貼塑滑動導軌的一根導軌上，則導軌所承受的最大垂直方向上的載荷是： (4.18) 上式中G是重量，即G=500×10=5000(N)，代入上式得： =2500(N) 3.4.2小時額定工作壽命的計算 預計運動機構的工作壽命是10年，一年是365天，工作時間是350天，每天工作8小時，因此得到小時額定工作壽命28000(h)。 3.4.3距離額定工作壽命的計算 根據(jù)公式得： (4.19) 公式中：為小時額定工作壽命； n為移動部件每分鐘往返次數(shù)(4-6)取5： S為移動部件的行程，即S=600mm。 代入數(shù)據(jù)得：L=10080km 。 3.4.4額定動載荷計算及選型 由公式得： (4.20) 公式中：為額定動載荷； L為距離工作壽命，由上面的計算可以知道為10080km； F為導軌的工作載荷，即F=2500N。 代入數(shù)據(jù)得：=29318N。 由計算的動載荷值本次設計選用的是貼塑滑動導軌，它是在數(shù)控運動機構的動導軌[4]面，是塑料導軌的一種。導軌副的另一固定導軌面為淬火磨削面。軟帶是以聚四氟乙烯為基材，添加合金粉（青銅粉、二硫化鉬）、玻璃纖維和氧化物的高分子復合材料。其厚度有0.8、1.1、1.4、1.7、2mm，寬150mm、300mm等幾種。塑料滑動導軌與其他導軌相比，具有以下特點： （1）動靜摩擦系數(shù)相近：運動平穩(wěn)性和爬行性能較鑄鐵導軌副好。 （2）吸收振動：具有良好的阻尼性，優(yōu)于接觸剛度較低的滾動導軌和易漂浮的靜壓導軌。 （3）摩擦系數(shù)低而穩(wěn)定：比鑄鐵導軌副低一個數(shù)量級。 （4）化學穩(wěn)定性好：耐磨、耐低溫、耐強酸、強堿、強氧化性劑及各種有機溶劑。 （5）耐磨性好：有自身潤滑作用，無潤滑油也能工作，灰塵磨粒的嵌入性好。 （6）維護修理方便：軟帶耐磨，損壞后更換容易。 （7）經(jīng)濟型好：結構簡單，成本低，約為滾動導軌的1/20，為三層復合材料DU導軌成本的1/4。 其中導軌貼塑板選用揚中市天一高分子新材料有限公司生產(chǎn)的TY導軌貼塑板。 3.5聯(lián)軸器的選擇 金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器是由各種片狀、圓柱狀、卷板狀等形狀的金屬彈簧，利用金屬彈簧的弱性變形以達到補償兩軸相對偏移 和減振、緩沖功能，構成不同結構、性能的撓性聯(lián)軸器。金屬彈性元件比非金屬彈性元件強度高，使用壽命長，傳遞載荷能力大，,適用于高溫工況，彈性模最大且穩(wěn)定。 如圖4.5所示膜片聯(lián)軸器是由幾組膜片（不銹鋼薄板）用螺栓交錯地與兩半聯(lián)軸器聯(lián)接，每組膜片由數(shù)片疊集而成，膜片分為連桿式和不同形狀的整片式。膜片聯(lián)軸呂靠膜片的彈性變形來補償報聯(lián)兩軸的相對位移，是一種高性能的金屬弱性元件撓性聯(lián)軸器，結構較緊湊，強度高，不用潤滑，使用壽命長，無旋轉間隙，不受溫度和油污影響，具有耐酸、耐堿、防腐蝕的特點，適用于高速、高溫、有腐蝕介質(zhì)工況環(huán)境的軸系傳動，廣泛用于各種機械裝置的軸系傳動 。 圖4.5 DJM5金屬膜片撓性聯(lián)軸器 3.6軸承的選擇 滾珠絲杠中經(jīng)常使用的滾動軸承有以下兩類。 （1）接觸角為的角接觸球軸承 這是目前國內(nèi)外廣泛采用的滾珠絲杠軸承，這種軸承可以組合配置。一種為面對面方式，另一種為背靠背組合方式。這兩種方式都可承受雙向軸向推力，還有一種是通向組合方式，其承受能力較高，但只承受一個方向的軸向力，同向組合時的額定動載荷等于單個軸承的乘下列系數(shù)：2個為1.63;3個為2.16；4個為2.64。由于螺母與絲杠的同軸度在制造安裝的過程中難免有誤差，而且采用面對面組合方式時兩接觸線與軸線交點間的距離a比背對背的小，故容易實現(xiàn)自動調(diào)整。因此在進給傳動中面對面組合用的較多。 （2）滾針—推力圓柱滾子組合軸承 外圈與箱體固定不轉，內(nèi)圈和隔套內(nèi)圈隨軸轉動，滾針承受徑向載荷，圓柱滾子分別承受兩個方向的軸向載荷，修磨隔套內(nèi)圈的寬度可調(diào)整軸承的軸向預緊量。 本次設計選用角接觸球軸承，根據(jù)軸的直徑選用型號為表4.3中的7009 GB/T 292—1994。 表3.3 角接觸球軸承 3.7 滾珠絲杠副的安全使用 3.7.1 潤滑 為使?jié)L珠絲杠副充分發(fā)揮機能，在其工作狀態(tài)下，必須潤滑，潤滑的方式主要有以下兩種： 1．潤滑脂 潤滑脂的給脂量一般是螺母內(nèi)部空間容積的1／3，滾珠絲杠副出廠時在螺母內(nèi)部已經(jīng)加注GB7324—942#鋰基潤滑脂。 2．潤滑油 運動粘度28．5—74cst(400T)的潤滑油，給油量隨使用條件等的不同而有所變化。 3.7.2 防塵 滾珠絲杠與滾動軸承一樣，如果污物及異物進入就很快使它磨損，成為破損的原因。因此，考慮有污物異物進入時，必須采用防塵裝置，將絲杠軸完全保護起來。另外，如沒有異物，但有浮沉時可以在滾珠螺母兩端增加防塵圈。 3.7.3使用 滾珠絲杠副在使用時應注意以下事項： 1．滾珠螺母應在有效行程內(nèi)運動，必要時在行程兩端配置限位，以免螺母約程脫離絲杠軸而使?jié)L珠脫落。 2．滾珠絲杠副由于傳動效率高，不能自鎖，在用于垂直方向傳動使，如部件重量未加平衡，必須防止傳動停止或電機失電后，因部件自重而產(chǎn)生的逆?zhèn)鲃印? 3．滾珠絲杠副正常工作環(huán)境溫度為±60C。 3.7.4 安裝 滾珠絲杠副在安裝時應注意以下事項： 1.滾珠絲杠副僅用于承受軸向載荷。徑向載荷、彎矩會使?jié)L珠絲杠副產(chǎn)生附加表面接觸應力等負荷，從而造成絲杠的永久性破壞。因此，滾珠絲杠副安裝到運動機構時，應注意： 1）絲杠的軸線必須和其配套導軌的軸線平行，運動機構的兩端軸承座與螺母座必須三點成一線； 2）安裝螺母時，應盡量靠近支撐軸承； 3）同時，安裝支撐軸承時，應盡量靠近螺母安裝部位。 2.滾珠絲杠安裝到運動機構時，盡量不要把螺母從絲杠上卸下來，如 必須卸下來時要使用輔助套，否則裝卸時滾珠有可能脫落。螺母裝卸時應注意以下幾點： 1）輔助套外徑應小于絲杠底徑0.1-0.2 mm 2）輔助套早使用中必須靠緊絲杠螺紋軸肩； 3）裝卸時，不可使用過大力以免螺母損壞； 4）裝入安裝孔時要避免撞擊和偏心。 第4章 增速器的設計 4.1 電動機的選擇 工業(yè)上一般使用三相交流電源，因此，當無特殊要求時均應選用交流電動機，其中以三相交流電動機使用最為廣泛。我國新設計的Y系列三相鼠籠式異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，起結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好起動性能的機械。 電動機的型號的確定主要依據(jù)電動機的額定功率和同步轉速。 1 按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機 2 選擇電動機容量 工作機所需容量為：Pw = Fw?Vw/1000ηwKw 假設工作時需要的參數(shù)：Fw=34KN Vw=27.1m/s Pw=3.4×103/1000×0.94=97.92Kw 電動機的輸出功率為：P=Pw/η 式中：η為電動機傳動裝置總效率 根據(jù)傳動簡圖可查得： 三對齒輪副效率ηw = 0.97；一對滾動軸承效率ηw=0.99；聯(lián)軸器ηw=0.98；由此可得 η=η1η2η23η4=0.95x0.973x0.994x0.98=0.816 P0=Pw/0.816=97.92/0.816=120kn 一般電動機的額定功率 PM=（1~1.3）P0=（1~1.3）X120=120~156kw 經(jīng)查可取電動機額定功率為PM=150kw 3 確定電動機的轉速 轉速為：nw=60x1000Vw/πD=260r/min 三級圓柱齒輪傳動比i2=3~5 則總傳動比范圍為i= i1 i2=(2x3)~(4x5)=6~20 電動機可選擇的轉速范圍應為 n=i·nw=(6~20)x260=1560~5200r/min 電動機同步轉速符合這一范圍的型號為Y315s-2，其滿載轉速為nm=2970r/min 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 1 傳動裝置的總傳動比I=nm/ nw=2970/53=56 2 分配各級傳動比I= i1 i2 則齒輪傳動比為：i2=9 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 以下各軸符號代表： O軸——電動機輸出軸； Ⅰ軸——增速器中的高速軸； Ⅱ軸——齒輪軸； Ⅲ軸——中間軸； Ⅳ軸——增速器中的低速軸； Ⅴ軸——低速軸； n0=nn= 2970r/min; nⅠ= n0/ i1=1485r/min; nⅡ= nⅠ/ i2=165r/min; nⅢ= nⅡ/i3=27.5r/min; nw = nⅢ=27.5r/min 各軸功率； P0=120kw; PⅠ= P0η1=120x0.95=114kw; PⅡ= PⅠη2η3 =114x0.97x0.99=109.47kw ; PⅢ= PⅡη2η3 =109.47x0.97x0.99=105.13kw; PⅣ= PⅣη2η3 =105.13x0.97x0.99=100.95kw; PⅤ= PⅣη3η4=100.95x0.99x0.98=97.95kw; 各軸轉矩； T0=9.55x106 P0/ n0=9.55x106x120/2970=3.86x105 Nm TⅠ=9.55x106 P0/ nⅠ= 9.55x106 114/ 1485=7.33x105 Nm TⅡ=9.55x106 PⅡ/ nⅡ=9.55x106 x109.47/ 1485=6.28x105 Nm TⅢ=9.55x106 PⅢ/ nⅢ=9.55x106 x105.13/ 27.5=3.65x107 Nm TⅣ=9.55x106 PⅣ/ nⅣ=9.55x106x x100.95/ 27.5==3.51x107 Nm TⅤ=9.55x106 PⅤ/ nⅤ=9.55x106 x97.95/ 27.5==3.40x107 Nm 4.2 齒輪傳動件的設計計算 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的； 4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14° 2．按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式試算，即 ? dt≥ 50 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1） 試選Kt＝1.6 （2） 由圖選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433 （3） 由表選取尺寬系數(shù)φd＝1 （4） 由圖查得εα1＝0.75，εα2＝0