—发信盘
图3.1 自动回转刀架的传动结构示意图
2—推力轴承 3—螺杆螺母机构 4—端面齿盘 5—发靠圆盘 6—三相异步电动机联轴器 8—蜗杆副 9—反靠销 10—圆柱销 11—上盖圆盘 12—上刀体
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四 主要传动部件的设计计算
4.1 蜗杆副的设计计算
自动回转刀架的动力源是三相异步电动机，其中蜗杆与电动机直联，刀架转位时蜗杆与上刀体直联。已知电动机额定功率P1=90W，额定转速n1=1440r/min，上刀体设计转速n2=30r/min,则蜗杆副的传动比i=1440/30=48。刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，起动时冲击较大，今要求蜗杆的使用寿命Lh=10000h，因此对蜗杆的型号材料的选择以及齿面接触疲劳强度计算相当重要。
4.1.1 蜗杆的选型
GB/T10065-1998推荐采用阿基米德（ZA蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK蜗杆）。本设计采用阿基米德型圆柱蜗杆（ZA型）。
4.1.2 蜗杆的材料
刀架中的蜗杆副传递的功率不大，但蜗杆转速较高，因此，蜗杆的材料选用45钢，其螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC，以提高表面耐磨性，选用锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。
4.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计
刀架中的蜗杆副采用闭式传动，多因齿面脱离危险合或点蚀而失效。因此，在进行承载能力计算时，先按齿面接触疲劳强度进行校核。
按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：
?ZEZ?3a?KT2??????H??? (4.1) ?2式中 a——蜗杆副的传动中心距，单位为mm； K——载荷系数；
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T2——作用在蜗轮上的转矩T2，单位为N·mm； ZE——弹性影响系数，单位为MP1/2； Z?——接触系数；
[?H]——许用接触应力，单位为MPa。
从式（4.1）算出蜗杆副的中心距a之后，根据已知的传动比i=48,从附录1中选择一个合适的中心距a值，以及相应的蜗杆、蜗轮参数。
（1） 确定作用在蜗杆上的转矩T2
设蜗杆头数Z1=1，蜗杆的传动效率取η=0.8。由电动机的额定功率P1=90W，可以算得蜗轮传递的功率P2=P1·η，再由蜗轮的轮转速n2=30r/min
求得作用在蜗轮上的转矩：
T2=9.55P2/n2=9.55P1η/n2=9.55×80×0.8/30N·m≈20.373N·m=20373N·mm （2） 确定载荷系数K
载荷系数K=KAKβKv。其中KA为使用系数，由附录2查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取KA=1.15；Kβ为齿向载荷分布系数，因工作载荷在起动和停止时有变化，故取Kβ=1.15；Kv为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取Kv=1.05。刚载荷系数：
K=KAKβKv=1.15×1.15×1.05≈1.39
（3） 确定弹性影响系数ZE
铸锡磷青铜蜗轮与蜗杆相配时,从有关手册查得弹性影响系数ZE=160MPa1/2。 （4） 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，从附录3中可查得接触系数Z?=2.9。
（5） 确定许用接触应力[?H]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1、金属模铸造蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可从附录4中查得蜗轮的基本许用应力[?H]＇=268MPa。已知蜗杆为单头，蜗轮每转一转时每个轮齿啮合的次数J=1；蜗轮转速n2=30r/min;蜗杆副的使用寿命Lh=10000h。
则应力循环次数
N=60Jn2Lh=60×1×30×10000=1.8×107
寿命系数：
KHN=8107/N=0.929
许用应力：
[?H]=KHN[?H]′=0.929×268MPa=249MPa
（6） 计算中心距
将以上各参数代入式（4.1），求得中心距：
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a≥31.39?20373?(160?2.9/249)2mm=46.2mm
查附录1，取中心距a=50mm，已知蜗杆头数Z1=1，设模数m=1.6mm，得蜗杆分度圆直径d1=20mm。为时d1/a=0.4，由附录3得接触系数Z′ρ=2.74。因为Z′ρ＜Zρ，所以上述计算结果可用。
4.1.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸
由蜗杆和蜗轮的基本尺寸和主要参数，算得蜗杆和蜗轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆副的工作图。
（1） 蜗杆参数与尺寸
头数Z1=1，模数m=1.6mm，轴向齿距Pa=πm=5.027mm，轴向齿厚Sa=0.5πm=2.514mm，分度圆直径d1=20mm，直径系数q=d1/m=12.5，分度圆导程角γ=arctan(z1/q)=4o34′26″。
取齿顶高系数 ha*=1，径向间隙系数c*=0.2，则齿顶圆直径
da1=d1+2ha*m=20mm+2×1×1.6mm=23.2mm 齿根圆直径
df1=d1-2m(ha*+c*)=[20-2×1.6×(1+0.2)]mm=16.16mm。
（2） 蜗轮参数与尺寸
齿数Z2=46，模数m=1.6mm，分度圆直径d2=mZ2=1.6×48mm=76.8mm， 变位系数
x2=[a-(d1+d2)/2]/m=[50-(20+76.8)/2]/1.6=1
蜗轮喉圆直径
da2=d2+2m(ha*+x2)=[76.8+2×1.6×(1+1)]mm=83.2mm
蜗轮齿根圆直径
df2=d2-2m(ha*-x2+ c*)=[76.8-2×1.6×(1-1+0.2)]mm=76.16mm 蜗轮咽喉母圆半径
rg2=a-da2/2=(50-83.2/2)mm=8.4mm
（3） 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度
即检验下式是否成立：
?F=（1.53KT2/d1d2m）×YFa2Yβ≦[?F] (4.2) 式中 ?F——蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa；
YFa2——蜗轮齿形系数； Yβ——螺旋角影响系数；
[?F]——蜗轮的许用弯曲应力，单位为MPa。
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由蜗杆头数Z1=1，传动比i=48，可以算出蜗轮齿数Z2=iZ1=48。 则蜗轮的当量齿数
Zv2=Z2/cos3γ=48.46
根据蜗轮变位系数x2=1和当量齿数ZV2=48.46，查附录6，得齿形系数：
YFa2=1.95 螺旋角影响系数：
Yβ=1-γ/140°=0.967
根据蜗轮的材料和制造方法，查附录5，可得蜗轮基本许用弯曲应力： [?F]＇=56MPa 蜗轮的寿命系数：
KFN=9106/N=9106/1.8?107=0.725
蜗轮的许用弯曲应力：
0.725MPa=40.6MPa [?F]=[?F]＇KFN=56×将以上参数代入（4.2），得蜗轮齿根弯曲应力：
?F=
1.53?1.39?20373×1.95×0.967MPa≈33.2MPa
20?76.8?1.6可见?F＜[?F],蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。
4.2 蜗杆轴的设计
4.2.1 蜗杆轴的材料选择，确定许用应力
考虑轴主要传递蜗轮的转矩，为普通用途中小功率减速传动装置。选用45号钢，正火处理，??b??600MPa 。
4.2.2 按扭转强度初步估算轴的最小直径
M2?(aT)2?ca??[??1]W （4.3）
扭转切应力为脉动循环变应力，取a?0.6 抗弯截面系数W?0.1d3 取dmin?15.14mm
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