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数控回转工作台的设计

编码器:2500

由于A、B两轴摆动机构输出轴的扭矩和回转时所需的功率相同，且电机的输出扭矩和功率均选择的较大，因此可以用相同的零件，只是部件的装配结构有一些差别。

分配传动比时，考虑到应使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理，尽量使传动装置外廓尺寸紧凑，重量较小，所以涡轮蜗杆的传动比应尽量小以减少涡轮的直径，查《机械设计》蜗杆传动比取62。

为了减少齿轮副的尺寸，避免大齿轮很大，小齿轮很小的情况，齿轮传动比应该取小一些，以使齿轮减速器部分的结构紧凑，减少总体结构尺寸。

则齿轮总传动比为：

i=500/62 = 8.065

各轴转速：

Ⅰ轴 n1=nm=3000 r/min

Ⅱ轴 n2=n1/i1=3000/8.065=372 r/min Ⅲ轴 n3=n2/i2=372/62=6 r/min 各轴输入功率：

P1=400x0.98x0.99=388.08 W

P2= P12η12=388.08x0.98x0.97=368.91 W P3=368.91x0.98x0.8=289.2 W 各轴输出功率：

P1′= P1x0.98=380.32 W

P2′= P2x0.98=361.53 W P3′= P3x0.98=283.416 W 各轴输入转矩：

Td=1.27 N2m

T1= Td2n1=1.27x0.99x0.98 = 1.232 N2m T2= T12n2=1.232x0.99x0.98x8.065 = 9.45 N2m T3= T22n3=9.45x0.99x0.8x62 = 459.17 N2m 各轴输出转矩：

T1′= T1x0.98 = 1.207 N2m

T2′= T2x0.98 = 9.261 N2m T3′= T3x0.98 = 450 N2m

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

3.3 齿轮传动的设计、主要参数和几何尺寸

已知齿轮副的传动比为8.065，输入转矩为1.232 N2m，小齿轮转速为3000r/min，设定工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，机构工作平稳，正反转。

齿轮毛坯采用锻造毛坯，先切齿，后表面硬化处理，最后进行精加工，淬火并渗氮处理。 斜齿轮优点：

（1）啮合性能好，在斜齿轮轮齿的接触线为与齿轮轴线倾斜的直线，轮齿开始啮合和脱离啮合都是逐渐的，因而传动平稳、噪声小，同时这种啮合方式也减小了制造误差对传动的影响；

（2）重合度大，可以降低每对轮齿的载荷，从而相对的提高了齿轮的承载能力，延长了齿轮的使用寿命，并使传动平稳；

（3）斜齿标准齿轮不产生根切的最少齿数较直齿轮着少，因此，采用斜齿轮传动可以得到更为紧凑的机构。

由于齿轮副转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS。

选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数Z2=20x8.065=161.3，取162 按齿面接触强度设计： 由设计计算公式进行试算，即

（3-10）

确定公式内的各计算数值：

试选载荷系数Kt=1.6，小齿轮传递的转矩为1.232 N2m。 选取齿宽系数=1，

查《齿轮手册》的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa疲劳强度极限ζ

Hlim2=550MPa。

。

Hlim1=600MPa，大齿轮的接触

按齿面硬度查《机械设计》得小齿轮的接触疲劳强度极限ζ计算应力循环次数：

N1=60n1jLh=60x3000x1x(2x8x300x15)=1.296x1010 (3-11)

N2=1.296x1010/8.065=1.607x109 (3-12) 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.85；KHN2=0.92。 取失效概率为1﹪，安全系数S=1.2，得

［ζH］1= KHN12ζHlim1/S=0.85x600/1.2 MPa=425 MPa (3-13) ［ζH］2= KHN22ζHlim2/S=0.92x550/1.2 MPa=421.67 MPa (3-14)

则许用接触应力:

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数控回转工作台的设计

［ζH］=（［ζH］1+［ζH］2）／2=423.3 MPa (3-15)

选取区域系数ZH=2.433，

查的1=0.78，εα2=0.87，则εα=εα1+εα2=1.65。 计算圆周速度:

v=πd1tn1/60x1000=3.14x14.8x3000/60x1000=2.324 m/s (3-16)

试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t = 14.8 mm

计算尺宽b及模数m

b=Фdd1t=1x14.8=14.8 mm mnt=d1tcosβ/Z1=0.718 h=2.25 mnt =2.25x0.718=1.616 mm b/h=14.8/1.616=9.16 计算纵向重合度:

ε

β

=0.318Фd Z1tanβ=0.318x1x20xtan14°=1.586 计算载荷系数K：

已知使用系数KA=1，根据v=2.324 m/s,7级精度，查得动载系数Kv =1.11；查得KHβ=1.42；

查得KFβ=1.35, KHα= KFα=1.4. 故载荷系数：

K=KAKvKHαKFβ=1x1.11x1.4x1.42=2.21 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径得：

mn=d1cosβ/ Z1=0.801 按齿根弯曲强度设计：

计算载荷系数： K = KA Kv KFα KFβ =1 x 1.11 x 1.4 x 1.35 =2.10 根据纵向重合度εβ = 1.586，查得螺旋角影响系数Yβ = 0.88。

计算当量齿数：

ZV1 = Z1/ cos3β = 20 / cos314°= 21.894 ZV2 = Z2/ cos3β = 162 / cos314°= 177.34 查得齿形系数：YFa1 = 2.73 , YFa2 = 2.11 查得应力校正系数： = 1.565 , YSa2 = 1.85

(3-17)

(3-18)

(3-19)

(3-20)

(3-21)

(3-22)

(3-23)

(3-24)

(3-25)

(3-26) (3-27)

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限= 500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限ζMPa；取弯曲疲劳寿命系数 KFN1= 0.85，KFN1= 0.88。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，得：

[ζF]1 = KFN1ζ[ζF]1 = KFN2ζ

由：

FE1 = 380

FE1 / S = 0.85 x 500/1.4 =303.57 MPa (3-28) FE2 / S = 0.88 x 380/1.4 =238.86 MPa (3-29)

YFa1 YSa1/[ζF]1 = 0.01407 ，YFa2 YSa2/[ζF]2 = 0.01634，大齿轮的数值大。 则有公式3-25计算：

mn ≥ 0.6

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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，可取弯曲强度算得的模数并圆整为标准值1。 取m=1 计算齿数：

Z1=d1 cosβ/m=16 (3-30)

取Z1=16，则Z2=8.065x16=129.04，取130。 几何尺寸计算：

计算中心距：

a=( Z1+Z2)mn/2cosβ=(16+130)x1/2cos14°=75.2 mm (3-31)

按圆整后的中心距修正螺旋角：

β=arcos(Z1+Z2)mn/2a=13.9° (3-32)

因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修改。

计算小齿轮、大齿轮的分度圆直径：

d1= Z1mn/cosβ=16x1/cos13.9°=16.5 mm (3-33)

d2= Z2mn/cosβ=130x1/cos13.9°=133.9 mm (3-34)

计算齿轮宽度：

b=Фd d1=16.5 mm (3-35)

圆整后取B2=20 mm,B1=25 mm。

计算中所所选取的参数以及查得的参数均参考《机械设计》第十章齿轮传动中所列出的图表。

大齿轮齿顶圆直径小于160mm，根据动力参数，几何尺寸，以及箱体条件和整体装配的限制，结合生产加工方式与工艺水平，故以选用腹板式结构为宜，齿轮与轴采用平键连接。

在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸，也就是说，斜齿轮传动比直齿轮传动具有较大的承载能力。