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南 昌 航 空 大 學 科 技 學 院 畢 業(yè) 設 計 論 文
C型攪拌摩擦焊機機械結構設計
前言
一項新興額金屬加工技術自方法發(fā)明、原理驗證、技術改進到工業(yè)化推廣應用一般要經歷幾十年甚至更長的時間。焊接技術也是一樣，如釬焊、電弧焊、激光焊、電子束焊等都精力了類似的過程。但是攪拌焊不同，1991年英國焊接研究所（The welding Institute-TWI）發(fā)明了攪拌摩擦焊(Friction Stir Welding，簡稱FSW)，伺候攪拌摩擦焊以任何一種焊接方法無可比擬的發(fā)展速度，迅速走出實驗室，在國際工業(yè)制造領域（船舶、軌道列車、航空、航天、汽車、兵器電子電力等）得到大規(guī)模工程化應用。作為一項創(chuàng)新的固相連接方法，攪拌摩擦焊正在大步取代傳統(tǒng)鋁合金焊接方法，在鋁合金結構制造及鋁型材加工領域，迎來革命性的跨時代發(fā)展。
1. 攪拌摩擦焊簡介
1.1攪拌摩擦焊概述
FSW 是一種固體連接工藝。在該工藝中，帶仿形細桿的割肩刀具插入材料兩工件間的結合線中，在抗磨細桿和兩工件之間產生摩擦熱，將其相互對接在一起，并將抗磨細桿固定在托桿上。
熱量導致材料軟化，沒有達到熔點，使抗磨細桿能沿著接頭移動。象這樣，工具向前動動，材料被在旋轉細桿前面的摩擦熱增塑，并傳遞到背面，在這里，壓實并冷卻，形成固態(tài)焊縫。
（圖1－1）
（圖1－2）
（圖1－3）
焊接質量
使用攪拌摩擦焊接，可得到與熔焊相似的、極好的焊接質量。固相焊縫的壓實、顫動和鍛壓作用，形成的焊縫有比基體材料更細密的顯微組織。這些焊縫抗拉強度可達到基體材料的90%，且疲勞性能與基體材料相似，而具有代表性的熔焊接頭疲勞性能只能達到基體材料的60%。攪拌摩擦焊接也可用于全位置（橫、立、仰焊和軌跡焊）。因為是固態(tài)焊接工藝，對人沒有危險性的影響。
攪拌摩擦焊機可買到下列組合的設備：
多軸式、移動式龍門架、手提式和機器人。
適合于攪拌摩擦焊接接頭的幾何形狀有：
a 平板對接 b 對接和搭接組合c 單層搭接 d 多層搭接e 三件T形對接 f 兩件T形對接g 邊緣對接 h 可以接受的拐角焊縫
（圖1－4‘a～h’）
（圖1－5攪拌摩擦焊的工作情況）
（圖1－6由攪拌摩擦焊焊接的管類零件）
1.2攪拌摩擦焊的特點介紹
1991年攪拌摩擦焊技術由英國焊接研究所(The Welding Institute, TWI)發(fā)明，作為一種固相連接手段，它克服了以往熔焊的諸如氣孔、裂紋、變形等缺點，更使得以往通過傳統(tǒng)熔焊手段無法實現焊接的材料可以采用FSW實現焊接，被譽為“繼激光焊后又一革命性的焊接技術”。
FSW主要由攪拌頭的摩擦熱和機械擠壓的聯(lián)合作用下形成接頭，其主要原理和特點如下：
焊接時，欲搭接或者對接的工件相對放置在墊板上，為了防止在施焊時工件被攪拌頭推開，應加以約束。施焊工具主要是攪拌頭。焊接時旋轉的攪拌頭緩緩進入焊縫，在與工件表面接觸時通過摩擦生熱使得該處金屬軟化，在頂壓力的作用下，指棒進入到工件內部，在高速旋轉下使得攪拌頭周圍的一層金屬塑性化。同時，在肩軸端面的包攏下攪拌頭沿焊接方向移動形成焊縫。焊縫的深度由指棒的插入深度決定。在焊接過程中主要的產熱體是指棒和軸肩。在焊接薄板時，軸肩和工件的摩擦是主要的熱量來源。
作為一種固相連接手段，攪拌摩擦焊除了可以焊接用普通熔焊方法難以焊接的材料外（例如可以實現用熔焊難以保證質量的裂紋敏感性強的7000、2000系列鋁合金的高質量連接），FSW還具有以下優(yōu)點：
· 溫度低，所以變形小（即使是長焊縫也是如此）；
· 接頭機械性能好(包括疲勞、拉伸、彎曲)，不產生類似熔焊接頭的鑄造組織缺陷，并且其組
· 織由于塑性流動而細化。
· 與其它焊接方法相比，焊接變形小，調整、返修頻率低，某航空發(fā)動機FSW的缺陷發(fā)生率低，傳統(tǒng)熔焊時每焊接8.4m，產生一個缺陷，而FSW時在焊接長度為76.2m時，才僅出現一個缺陷。由此可以使成本降低60%。
· 焊前及焊后處理簡單，焊接過程中的摩擦和攪拌可以有效去除焊件表面氧化膜及附著雜質。而且焊接過程中不需要保護氣體、焊條及焊料。
· 能夠進行全位置的焊接；
· 適應性好，效率高；
· 操作簡單；
· 焊接過程中無煙塵、輻射、飛濺、噪音及弧光等有害物質產生，是一種環(huán)保型工藝方法。
尤其值得指出的是，攪拌摩擦焊所具有適合于自動化和機器人操作的優(yōu)點，諸如：不需要填絲、保護氣（對于鋁合金）、可以允許有薄的氧化膜、對于批量生產，不需要進行打磨、刮擦之類的表面處理非損耗的工具頭、一個典型的工具頭就可以用來焊接6000系列的鋁合金達1000米等.
2. C型攪拌摩擦焊機機械結構設計
機械系統(tǒng)設計分為四個部分：
（1）X-Y平臺設計；
（2）升降臺設計；
（3）主軸箱設計；
（4）外形尺寸設計。
2.1（一）X-Y平臺設計：
2.1.1X-Y平臺外形尺寸及重量估算
Y向拖板（上拖板）尺寸：長×寬×高?。?00×600×55
重量：按重量＝體積×材料比重估算
；
X向拖板（下拖板）尺寸：1771×700×55
重量：；
導軌及滑塊重量查表得：38.64kg380N；
夾具及工件重量：約160N；
步進電動機：15.8N;
底座：1427×900×55
重量5.51N；
X-Y平臺總重量：約1.372×N。
攪拌頭向下的壓力及行走抗力的計算：（略）壓力p＝690N，行走抗力=＝224N。
2.1.2.平臺導軌選用直線導軌
型號?BRHxxB & BRHxxBL
圖2－1
經計算，選用BRH30B型直線導軌。
62
- -
2.1.3滾珠絲杠的設計計算
滾珠絲杠的負荷包括摩擦力及焊接行走抗力。
（1）最大動負荷Q的計算
查表得系數＝2，＝1，壽命值L=
查表得使用壽命時間T＝1500h，初選絲杠螺距t=5mm，的絲杠轉速
所以L＝
Y向絲杠牽引力：
X向絲杠牽引力：
所以最大動負荷
Y向
X向
查表，取滾珠絲杠公稱直徑，選用滾珠絲杠螺母副的型號為LL20×5-2.5-E左（兩只），其額定動載荷為8630N，足夠用。
（2）滾珠絲杠副的幾何參數計算
見下表：
表2－3
名稱
符號
計算公式和結果（mm）
螺紋滾道
公稱直徑
20
螺距
t
5
接觸角
鋼球直徑
d
3.175
螺紋滾道法面半徑
R
R=0.52 d=1.615
偏心距
e
螺紋升角
=arctg=
螺桿
螺紋外徑
d
D=－(0.2~0.25) d=19.302
螺紋內徑
d
d=＋2e－2R=16.79
螺桿接觸直徑
d
d＝－dcos=17.76
螺母
螺母螺紋外徑
D
D=－2e＋2R＝23.21
螺母內徑（外循環(huán)）
D
D＝+(0.2～0.25) d＝20.7
（3）傳動效率計算
式中：－摩擦角；－絲杠螺紋升角。
（4）剛度計算
X向牽引力大，故應用X向參數計算，P=335(N)，=0.5(cm)，E=20.6×10(N/cm)(材料為鋼)
F==3.14=2.213 (cm)
絲杠因受扭矩而引起的導程變化量很小，可以忽略。
所以導程誤差
查表知E級精度的絲杠允許誤差為15，故剛度足夠。
（5）穩(wěn)定性驗算
由于絲杠兩端采用止推軸承，故不需要穩(wěn)定性驗算。
2.1.4步進電機的選用
（1）步進電機的步距角
取系統(tǒng)脈沖當量＝0.01mm/step，初選步進電機步距角＝。
（2）步進電機起動力矩的計算
設步進電機等效負載力矩為T，負載力為P，根據能量守恒原理，電機所做的功與負載力做的功有如下關系
式中：P－電機轉角；S－移動部件的相應位移；－機械傳動效率
若取＝，則S＝，且，所以
式中：－移動部件負載（N）；G－移動部件重量（N）；－與重力方向一致的作用在移動部件上的負載力（N）；－導軌摩擦系數；－步進電機步距角（rad）；T－電機軸負載力矩（）。
?。?.03（淬火鋼珠導軌的摩擦系數），＝0.96，為絲杠牽引力，＝＝335N。
考慮到重力的影響，X向電機負載較大，因此取G=＝7690N，所以
若不考慮啟動時運動部件慣性的影響，則起動力矩
安全系數為0.3，則 （N·cm）
（3）步進電機的最高效率
查表選兩個Ⅱ型步進電動機。電機的有關參數見表2－4。
2.1.5 X-Y平臺傳動齒輪的設計
一、確定齒輪傳動比
因為步進電機步距角＝，滾珠絲杠螺距t=5mm，要實現脈沖當量＝0.01mm/step，
在傳動系統(tǒng)中應加一對齒輪降速傳動。傳動比
一、涉及公式： d=mZ, =d+2m，=d-2×1.25m，b=(3~6)m，a=.
二、設計參數
傳遞功率 P=0.30160 (kW)
傳遞轉矩 T=119.99910 (N.m)
齒輪1轉速 n1=24 (r/min)
齒輪2轉速 n2=50.00000 (r/min)
傳動比 i=0.48000
原動機載荷特性 SF=均勻平穩(wěn)
工作機載荷特性 WF=均勻平穩(wěn)
預定壽命 H=10000 (小時)
三、布置與結構
結構形式 ConS=閉式
齒輪1布置形式 ConS1=對稱布置
齒輪2布置形式 ConS2=對稱布置
四、材料及熱處理
齒面嚙合類型 GFace=硬齒面
熱處理質量級別 Q=ML
齒輪1材料及熱處理 Met1=45<表面淬火>
齒輪1硬度取值范圍 HBSP1=45-50
齒輪1硬度 HBS1=48
齒輪1材料類別 MetN1=0
齒輪1極限應力類別 MetType1=11
齒輪2材料及熱處理 Met2=45<表面淬火>
齒輪2硬度取值范圍 HBSP2=45-50
齒輪2硬度 HBS2=48
齒輪2材料類別 MetN2=0
齒輪2極限應力類別 MetType2=11
五、齒輪精度
齒輪1第Ⅰ組精度 JD11=7
齒輪1第Ⅱ組精度 JD12=7
齒輪1第Ⅲ組精度 JD13=7
齒輪1齒厚上偏差 JDU1=F
齒輪1齒厚下偏差 JDD1=L
齒輪2第Ⅰ組精度 JD21=7
齒輪2第Ⅱ組精度 JD22=7
齒輪2第Ⅲ組精度 JD23=7
齒輪2齒厚上偏差 JDU2=F
齒輪2齒厚下偏差 JDD2=L
六、齒輪基本參數
模數(法面模數) Mn=2
端面模數 Mt=2.00000
螺旋角 β=0.0000000 (度)
基圓柱螺旋角 βb=0.0000000 (度)
齒輪1齒數 Z1=50
齒輪1變位系數 X1=0.00000
齒輪1齒寬 B1=14.58319 (mm)
齒輪1齒寬系數 Φd1=0.29166
齒輪2齒數 Z2=24
齒輪2變位系數 X2=0.00000
齒輪2齒寬 B2=14.58319 (mm)
齒輪2齒寬系數 Φd2=0.60763
總變位系數 Xsum=0.00000
標準中心距 A0=74.00000 (mm)
實際中心距 A=74.00000 (mm)
齒數比 U=0.48000
端面重合度 εα=1.67829
縱向重合度 εβ=0.00000
總重合度 ε=1.67829
齒輪1分度圓直徑 d1=100.00000 (mm)
齒輪1齒頂圓直徑 da1=104.00000 (mm)
齒輪1齒根圓直徑 df1=95.00000 (mm)
齒輪1齒頂高 ha1=2.00000 (mm)
齒輪1齒根高 hf1=2.50000 (mm)
齒輪1全齒高 h1=4.50000 (mm)
齒輪1齒頂壓力角 αat1=25.371225 (度)
齒輪2分度圓直徑 d2=48.00000 (mm)
齒輪2齒頂圓直徑 da2=52.00000 (mm)
齒輪2齒根圓直徑 df2=43.00000 (mm)
齒輪2齒頂高 ha2=2.00000 (mm)
齒輪2齒根高 hf2=2.50000 (mm)
齒輪2全齒高 h2=4.50000 (mm)
齒輪2齒頂壓力角 αat2=29.841119 (度)
齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=3.14108 (mm)
齒輪1分度圓弦齒高 hh1=2.02467 (mm)
齒輪1固定弦齒厚 sch1=2.77410 (mm)
齒輪1固定弦齒高 hch1=1.49511 (mm)
齒輪1公法線跨齒數 K1=6
齒輪1公法線長度 Wk1=33.87400 (mm)
齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=3.13935 (mm)
齒輪2分度圓弦齒高 hh2=2.05139 (mm)
齒輪2固定弦齒厚 sch2=2.77410 (mm)
齒輪2固定弦齒高 hch2=1.49511 (mm)
齒輪2公法線跨齒數 K2=3
齒輪2公法線長度 Wk2=15.43292 (mm)
齒頂高系數 ha*=1.00
頂隙系數 c*=0.25
壓力角 α*=20 (度)
端面齒頂高系數 ha*t=1.00000
端面頂隙系數 c*t=0.25000
端面壓力角 α*t=20.0000000 (度)
七、檢查項目參數
齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.05349
齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.03940
齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.03160
齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.01525
齒輪1齒形公差 ff1=0.01125
齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.01590
齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0.02163
齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01107
齒輪1切向綜合公差 Fi'1=0.06474
齒輪1徑向綜合公差 Fi''1=0.05516
齒輪1基節(jié)極限偏差 fpb(±)1=0.01433
齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01590
齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx(±)1=0.01107
齒輪1齒向公差 Fb1=0.01107
齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01107
齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00554
齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.06100
齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.24400
齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.03983
齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.03338
齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.02785
齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.01456
齒輪2齒形公差 ff2=0.01060
齒輪2一齒切向綜合公差 fi'2=0.01510
齒輪2一齒徑向綜合公差 fi''2=0.02067
齒輪2齒向公差 Fβ2=0.00630
齒輪2切向綜合公差 Fi'2=0.05043
齒輪2徑向綜合公差 Fi''2=0.04673
齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb(±)2=0.01368
齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.01510
齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx(±)2=0.00630
齒輪2齒向公差 Fb2=0.00630
齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630
齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315
齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.05824
齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.23294
中心距極限偏差 fa(±)=0.02230
八、強度校核數據
齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=960.0 (MPa)
齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=480.0 (MPa)
齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=1043.3 (MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=342.9 (MPa)
齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=960.0 (MPa)
齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=480.0 (MPa)
齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=1043.3 (MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=342.9 (MPa)
接觸強度用安全系數 SHmin=1.00
彎曲強度用安全系數 SFmin=1.40
接觸強度計算應力 σH=986.3 (MPa)
接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足
齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=253.3 (MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=269.0 (MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足
齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足
九、強度校核相關系數
齒形做特殊處理 Zps=特殊處理
齒面經表面硬化 Zas=不硬化
齒形 Zp=一般
潤滑油粘度 V50=120 (mm^2/s)
有一定量點饋 Us=不允許
小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )
載荷類型 Wtype=雙向轉動齒輪
齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )
刀具基本輪廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38
圓周力 Ft=2399.98200 (N)
齒輪線速度 V=0.12566 (m/s)
使用系數 Ka=1.10000
動載系數 Kv=1.00455
齒向載荷分布系數 KHβ=1.00000
綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=1.00000
安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.00000
齒間載荷分布系數 KHα=1.00000
節(jié)點區(qū)域系數 Zh=2.49457
材料的彈性系數 ZE=189.80000
接觸強度重合度系數 Zε=0.87972
接觸強度螺旋角系數 Zβ=1.00000
重合、螺旋角系數 Zεβ=0.87972
接觸疲勞壽命系數 Zn=1.12036
潤滑油膜影響系數 Zlvr=0.97000
工作硬化系數 Zw=1.00000
接觸強度尺寸系數 Zx=1.00000
齒向載荷分布系數 KFβ=1.00000
齒間載荷分布系數 KFα=1.00000
抗彎強度重合度系數 Yε=0.69688
抗彎強度螺旋角系數 Yβ=1.00000
抗彎強度重合、螺旋角系數 Yεβ=0.69688
壽命系數 Yn=1.00000
齒根圓角敏感系數 Ydr=1.00000
齒根表面狀況系數 Yrr=1.00000
尺寸系數 Yx=1.00000
齒輪1復合齒形系數 Yfs1=3.99695
齒輪1應力校正系數 Ysa1=1.71210
齒輪2復合齒形系數 Yfs2=4.24540
齒輪2應力校正系數 Ysa2=1.57832
2.1.6步進電機慣性負載的計算
根據等效轉動慣量的計算公式，得
式中：－折算到電機軸上的慣性負載（kg·）；－步進電機轉軸的轉動慣量（kg·）；－齒輪的轉動慣量（kg·）；－齒輪的轉動慣量（kg·）；－轉動慣量滾珠絲杠的轉動慣量（kg·）；M－移動部件的質量（kg）。
對材料為鋼的圓柱零件轉動慣量可按下式估算
＝0.78××L （kg·）
式中：D－圓柱零件直徑（cm）；L－零件長度（cm）。
所以 ＝
＝
電機軸轉動慣量很小，可以忽略，則
2.2（二）升降臺的設計
升降臺采用渦輪蝸桿傳動，可以實現自鎖。
外形尺寸為：長×寬×高 900×700×975的半封閉箱體，詳見升降臺設計圖紙。
2.2.1渦輪蝸桿的設計
普通圓柱蝸桿傳動設計結果報告
一、普通蝸桿設計輸入參數
1. 傳遞功率 P 0.01 (kW)
2. 蝸桿轉矩 T1 0.06 (N.m)
3. 蝸輪轉矩 T2 1.24 (N.m)
4. 蝸桿轉速 n1 1460.00 (r/min)
5. 蝸輪轉速 n2 58.40 (r/min)
6. 理論傳動比 i 25.00
7. 實際傳動比 i' 25.00
8. 傳動比誤差 0.00 (％)
9. 預定壽命 H 4800 (小時)
10. 原動機類別 電動機
11. 工作機載荷特性 平 穩(wěn)
12. 潤滑方式 浸油
13. 蝸桿類型 阿基米德蝸桿
14. 受載側面 一側
二、材料及熱處理
1. 蝸桿材料牌號 45(調質)
2. 蝸桿熱處理 調質
3. 蝸桿材料硬度 ＜270HB
4. 蝸桿材料齒面粗糙度 6.3 (μm)
5. 蝸輪材料牌號及鑄造方法 ZCuSn10P1(金屬模)
6. 蝸輪材料許用接觸應力[σ]H' 200 (N/mm^2)
7. 蝸輪材料許用接觸應力[σ]H 200 (N/mm^2)
8. 蝸輪材料許用彎曲應力[σ]F' 70 (N/mm^2)
9. 蝸輪材料許用彎曲應力[σ]F 53 (N/mm^2)
三、蝸桿蝸輪基本參數(mm)
1. 蝸桿頭數 z1 2
2. 蝸輪齒數 z2 50
3. 模 數 m 5.00 (mm)
4. 法面模數 Mn 4.85 (mm)
5. 蝸桿分度圓直徑 d1 40.00 (mm)
6. 中心距 A 160.00 (mm)
7. 蝸桿導程角 γ 14.036°
8. 蝸輪當量齒數 Zv2 54.76
9. 蝸輪變位系數 x2 3.00
10. 軸向齒形角 αx 20.000°
11. 法向齒形角 αn 19.448°
12. 齒頂高系數 ha* 1.00
13. 頂隙系數 c* 0.20
14. 蝸桿齒寬 b1 ≥ 86.00 (mm)
15. 蝸輪齒寬 b2 ≤ 30.00 (mm)
16. 是否磨削加工 否
17. 蝸桿軸向齒距 px 15.71 (mm)
18. 蝸桿齒頂高 ha1 5.00 (mm)
19. 蝸桿頂隙 c1 1.00 (mm)
20. 蝸桿齒根高 hf1 6.00 (mm)
21. 蝸桿齒高 h1 11.00 (mm)
22. 蝸桿齒頂圓直徑 da1 50.00 (mm)
23. 蝸桿齒根圓直徑 df1 28.00 (mm)
24. 蝸輪分度圓直徑 d2 250.00 (mm)
25. 蝸輪喉圓直徑 da2 290.00 (mm)
26. 蝸輪齒根圓直徑 df2 268.00 (mm)
27. 蝸輪齒頂高 ha2 20.00 (mm)
28. 蝸輪齒根高 hf2 -9.00 (mm)
29. 蝸輪齒高 h2 11.00 (mm)
30. 蝸輪外圓直徑 de2 ≤ 297.50 (mm)
31. 蝸輪齒頂圓弧半徑 Ra2 15.00 (mm)
32. 蝸輪齒根圓弧半徑 Rf2 26.00 (mm)
33. 蝸桿軸向齒厚 sx1 7.85 (mm)
34. 蝸桿法向齒厚 sn1 7.62 (mm)
35. 蝸輪分度圓齒厚 s2 18.77 (mm)
36. 蝸桿齒厚測量高度 ha1' 5.00 (mm)
37. 蝸桿節(jié)圓直徑 d1' 70.00 (mm)
38. 蝸輪節(jié)圓直徑 d2' 250.00 (mm)
四、蝸桿蝸輪精度
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項目名稱 蝸 桿 蝸 輪
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1. 第一組精度 7 7
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2. 第二組精度 7 7
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3. 第三組精度 7 7
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4. 側 隙 f f
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五、強度剛度校核結果和參數
1. 許用接觸應力 200.00 (N/mm^2)
2. 計算接觸應力 11.46 (N/mm^2) 滿足
3. 許用彎曲應力 52.50 (N/mm^2)
4. 計算彎曲應力 0.07 (N/mm^2) 滿足
5. 許用撓度值 0.0600 (N/mm^2)
6. 計算撓度值 0.0001 (N/mm^2) 滿足
1. 蝸桿圓周力 Ft1 3.00 (N)
2. 蝸桿軸向力 Fx1 -8.86 (N)
3. 蝸桿徑向力 Fr1 -3.23 (N)
4. 蝸輪圓周力 Ft2 8.86 (N)
5. 蝸輪軸向力 Fx2 -3.00 (N)
6. 蝸輪徑向力 Fr2 3.23 (N)
7. 蝸輪法向力 Fn -9.69 (N)
8. 滑動速度 Vs 3.15 (m/s)
9. 蝸桿傳動當量摩擦角 ρv 2.000°
10. 蝸桿傳動效率 η 0.83
11. 蝸桿的嚙合效率 η1 0.87
12. 攪油損耗 η2 0.97
13. 滾動軸承效率 η3 0.98
14. 使用系數 Ka 1.02
15. 動載荷系數 Kv 1.15
16. 載荷分布系數 Kβ 1.00
17. 材料的彈性系數 ZE 155.00
18. 滑動速度影響系數 Zvs 0.92
19. 壽命系數 ZN 0.95
20. 齒形系數 Yfs 3.57
21. 導程角系數 Yβ 0.95
22. 蝸桿截面慣性矩 I 30171.86 (mm^4)
23. 彈性模量 E 207000.00 (N/mm^2)
24. 蝸桿兩端支承點的跨度 L 180.00 (mm)
六、自然通風散熱計算
1. 熱導率 k 8.70 ( W / m^2℃ )
2. 散熱的計算面積 A 0.02 (m^2)
3. 冷卻的箱殼表面積 A1 0.02 (m^2)
4. 補充的箱殼表面積 A2 0.00 (m^2)
5. 潤滑油溫度 t1 40 ( ℃ )
6. 周圍空氣溫度 t2 20 ( ℃ )
7. 損耗的功率 Ps 0.00 ( kW )
8. 能散出的功率 Pc 0.00 ( kW ) 滿足
2.2.2步進電機的選用
查表選一個型步進電動機。電機的有關參數見表2-5。
2.2.3絲杠螺母的設計計算
2.2.3.1耐磨性的計算
由耐磨性決定決定絲杠中徑的公式為：
式中：p－絲杠所受的最大軸向力（kgf）；－螺母長徑比，＝，L為螺母的長度（mm），一般取1.2～4，但螺母的螺紋圈數一般不超過10，因為圈數越多，載荷分布愈不均，第10圈以后的螺紋，實際上起不到分擔載荷的作用。
耐磨性核算公式為：
絲杠－螺母的材料為：鋼（不淬硬）－鑄鐵 精度等級7級 許用單位壓力p為20kgf/。
取長徑比＝2；經計算解得p＝150020kgf/ 絲杠中徑＝40mm，L＝80mm。
2.2.3.2穩(wěn)定性核算
絲杠具有良好穩(wěn)定性時的最大允許軸向壓縮載荷
絲杠采用兩端均為簡支的支承方式，支承系數＝1；
式中：E－材料彈性模量，鋼為；
I－絲杠內徑的斷面慣性矩，；為內徑；
L－支承距離（mm）；
K－安全系數，一般取3。
當K=3，并代入常數時，上式化簡為：
2.2.3.3剛度的計算：可在絲杠軸向拉伸壓縮變形圖中求得（略）。
2.2.3.4強度計算：絲杠拉壓應力的計算公式為: (kgf)
式中：P－絲杠所受的最大的軸向力（kgf）；
A－絲杠內徑的斷面積（），；
－絲杠的內徑（mm）；
－絲杠的傳動效率；
－許用拉壓應力（kgf/）,由于螺紋所引起的應力集中系數不能確定，因此，取=，為材料的屈服點（kgf/）。絲杠參數見表2－6。
2.3（三）主軸箱的設計
采用漸開線圓柱齒輪傳動 ，變頻調速電機，主軸箱和電機軸采用TL6型彈性套筒聯(lián)軸器。
2.3.1聯(lián)軸器的選擇
TL6型彈性套筒聯(lián)軸器參數見表2－7。
2.3.2變頻調速電動機的選擇
由南京特種電機有限責任公司生產的變頻調速電機信息和參數如下：
YTP(YVP)系列變頻調速三相異步電動機是一種交流、高效、節(jié)能調速電動機，與變頻器配合使用，是機電一體化的調速新產品。其具有以下的優(yōu)點。
● 效率高，節(jié)能效果明顯。
● 調頻范圍廣，能在5Hz~100Hz甚至更寬的范圍內平滑無極調速。
● 噪音低、振動小。
● 起動力矩大，低頻起動對負載沖擊小。
● 結構簡單，運行穩(wěn)定（尤其在低頻時）、使用可靠，維護方便。
● 體積小、重量輕，除風罩比Y系列異步電動機稍長外，其它外形及安裝尺寸皆相同。便于安裝。
● 起動電流小，無須附加起動設備。
● 單獨裝有軸流風機，在不同轉速下均有較好的冷卻效果。
● 應有范圍廣，可以作恒轉矩（50Hz以下）、恒功率（50Hz以上）或遞減轉矩負載機械無級調速之用，基本可以取代任何一種調速產品。
● 型號說明
圖2－2
● 使用條件
（1） 最高環(huán)境溫度不超過40℃
（2） 海拔不超過1000m
（3） 電動機防護等級IP44(或IP55)
（4） 電網電壓：380V(220V)±10%,頻率50Hz±2%
（5） 相對濕度：不超過90%（20℃以下時）
（6）工作制：SI（連續(xù)）
調速系統(tǒng)的特性
圖2－3
注:１、系統(tǒng)運行時應選擇比較合理的Ｖ－Ｆ特性２、要求大于１：１０恒轉矩調頻和大于１：２恒功率調頻電機請在定貨時說明。參數見表2－8。選用YTP132M1－4型變頻調速電機。
圖2－4
2.3.3 一級齒輪變速箱的齒輪設計
一、設計信息
漸開線圓柱齒輪傳動設計
二、設計參數
傳遞功率 P=7.50000 (kW)
傳遞轉矩 T=47.74500 (N.m)
齒輪1轉速 n1=1500 (r/min)
齒輪2轉速 n2=3000 (r/min)
傳動比 i=0.50000
原動機載荷特性 SF=輕微振動
工作機載荷特性 WF=均勻平穩(wěn)
預定壽命 H=10000 (小時)
三、布置與結構
結構形式 ConS=開式
齒輪1布置形式 ConS1=對稱布置
齒輪2布置形式 ConS2=對稱布置
四、材料及熱處理
齒面嚙合類型 GFace=硬齒面
熱處理質量級別 Q=ML
齒輪1材料及熱處理 Met1=45<表面淬火>
齒輪1硬度取值范圍 HBSP1=45-50
齒輪1硬度 HBS1=46
齒輪1材料類別 MetN1=0
齒輪1極限應力類別 MetType1=11
齒輪2材料及熱處理 Met2=45<表面淬火>
齒輪2硬度取值范圍 HBSP2=45-50
齒輪2硬度 HBS2=48
齒輪2材料類別 MetN2=0
齒輪2極限應力類別 MetType2=11
五、齒輪精度
齒輪1第Ⅰ組精度 JD11=7
齒輪1第Ⅱ組精度 JD12=7
齒輪1第Ⅲ組精度 JD13=7
齒輪1齒厚上偏差 JDU1=F
齒輪1齒厚下偏差 JDD1=L
齒輪2第Ⅰ組精度 JD21=7
齒輪2第Ⅱ組精度 JD22=7
齒輪2第Ⅲ組精度 JD23=7
齒輪2齒厚上偏差 JDU2=F
齒輪2齒厚下偏差 JDD2=L
六、齒輪基本參數
模數(法面模數) Mn=3
端面模數 Mt=3.00000
螺旋角 β=0.0000000 (度)
基圓柱螺旋角 βb=0.0000000 (度)
齒輪1齒數 Z1=60
齒輪1變位系數 X1=0.00
齒輪1齒寬 B1=15 (mm)
齒輪1齒寬系數 Φd1=0.16667
齒輪2齒數 Z2=30
齒輪2變位系數 X2=0.00
齒輪2齒寬 B2=15 (mm)
齒輪2齒寬系數 Φd2=0.33333
總變位系數 Xsum=0.00000
標準中心距 A0=135.00000 (mm)
實際中心距 A=135.00000 (mm)
齒數比 U=0.50000
端面重合度 εα=1.71911
縱向重合度 εβ=0.00000
總重合度 ε=1.71911
齒輪1分度圓直徑 d1=180.00000 (mm)
齒輪1齒頂圓直徑 da1=186.00000 (mm)
齒輪1齒根圓直徑 df1=172.50000 (mm)
齒輪1齒頂高 ha1=3.00000 (mm)
齒輪1齒根高 hf1=3.75000 (mm)
齒輪1全齒高 h1=6.75000 (mm)
齒輪1齒頂壓力角 αat1=24.580194 (度)
齒輪2分度圓直徑 d2=90.00000 (mm)
齒輪2齒頂圓直徑 da2=96.00000 (mm)
齒輪2齒根圓直徑 df2=82.50000 (mm)
齒輪2齒頂高 ha2=3.00000 (mm)
齒輪2齒根高 hf2=3.75000 (mm)
齒輪2全齒高 h2=6.75000 (mm)
齒輪2齒頂壓力角 αat2=28.241393 (度)
齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=4.71185 (mm)
齒輪1分度圓弦齒高 hh1=3.03084 (mm)
齒輪1固定弦齒厚 sch1=4.16114 (mm)
齒輪1固定弦齒高 hch1=2.24267 (mm)
齒輪1公法線跨齒數 K1=7
齒輪1公法線長度 Wk1=60.08756 (mm)
齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=4.71024 (mm)
齒輪2分度圓弦齒高 hh2=3.06167 (mm)
齒輪2固定弦齒厚 sch2=4.16114 (mm)
齒輪2固定弦齒高 hch2=2.24267 (mm)
齒輪2公法線跨齒數 K2=3
齒輪2公法線長度 Wk2=23.40148 (mm)
齒頂高系數 ha*=1.00
頂隙系數 c*=0.25
壓力角 α*=20 (度)
端面齒頂高系數 ha*t=1.00000
端面頂隙系數 c*t=0.25000
端面壓力角 α*t=20.0000000 (度)
七、檢查項目參數
齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.06869
齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.04750
齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.03577
齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.01692
齒輪1齒形公差 ff1=0.01325
齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.01810
齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0.02394
齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01114
齒輪1切向綜合公差 Fi'1=0.08194
齒輪1徑向綜合公差 Fi''1=0.06649
齒輪1基節(jié)極限偏差 fpb(±)1=0.01590
齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01810
齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx(±)1=0.01114
齒輪1齒向公差 Fb1=0.01114
齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01114
齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00557
齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.06767
齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.27070
齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.05121
齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.03979
齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.03097
齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.01603
齒輪2齒形公差 ff2=0.01213
齒輪2一齒切向綜合公差 fi'2=0.01690
齒輪2一齒徑向綜合公差 fi''2=0.02271
齒輪2齒向公差 Fβ2=0.00630
齒輪2切向綜合公差 Fi'2=0.06333
齒輪2徑向綜合公差 Fi''2=0.05571
齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb(±)2=0.01507
齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.01690
齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx(±)2=0.00630
齒輪2齒向公差 Fb2=0.00630
齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630
齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315
齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.06414
齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.25655
中心距極限偏差 fa(±)=0.02813
八、強度校核數據
齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=960.0 (MPa)
齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=480.0 (MPa)
齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=931.2 (MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=342.9 (MPa)
齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=960.0 (MPa)
齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=480.0 (MPa)
齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=931.2 (MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=342.9 (MPa)
接觸強度用安全系數 SHmin=1.00
彎曲強度用安全系數 SFmin=1.40
接觸強度計算應力 σH=742.7 (MPa)
接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足
齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=195.9 (MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=203.1 (MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足
齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足
九、強度校核相關系數
齒形做特殊處理 Zps=特殊處理
齒面經表面硬化 Zas=不硬化
齒形 Zp=一般
潤滑油粘度 V50=120 (mm^2/s)
有一定量點饋 Us=不允許
小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )
載荷類型 Wtype=靜強度
齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )
刀具基本輪廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38
圓周力 Ft=530.50000 (N)
齒輪線速度 V=14.13717 (m/s)
使用系數 Ka=1.21000
動載系數 Kv=3.44976
齒向載荷分布系數 KHβ=1.00000
綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=1.00000
安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.00000
齒間載荷分布系數 KHα=1.31528
節(jié)點區(qū)域系數 Zh=2.49457
材料的彈性系數 ZE=189.80000
接觸強度重合度系數 Zε=0.87195
接觸強度螺旋角系數 Zβ=1.00000
重合、螺旋角系數 Zεβ=0.87195
接觸疲勞壽命系數 Zn=1.00000
潤滑油膜影響系數 Zlvr=0.97000
工作硬化系數 Zw=1.00000
接觸強度尺寸系數 Zx=1.00000
齒向載荷分布系數 KFβ=1.00000
齒間載荷分布系數 KFα=1.45715
抗彎強度重合度系數 Yε=0.68627
抗彎強度螺旋角系數 Yβ=1.00000
抗彎強度重合、螺旋角系數 Yεβ=0.68627
壽命系數 Yn=1.00000
齒根圓角敏感系數 Ydr=1.00000
齒根表面狀況系數 Yrr=1.00000
尺寸系數 Yx=1.00000
齒輪1復合齒