直径系数： q?12.5
齿根圆直径： df1?d1?2.4m?20?2.4?1.6?16.2mm 齿顶圆直径： da1?d1?2m?20?2?1.6?23.2mm 导程角： ??4?34'26\
1轴向齿厚： Sa??m?2.6mm
2b.蜗轮尺寸及几何参数: 齿数： Z2?51 变位系数： x2??0.05
分度圆直径： d?mz2?1.6?51?81.6mm
喉圆直径： da2?d2?2ha2?81.6?2?1.6?2?0.05?1.6?83.2mm
齿根圆直径： df2?d2?2hf2?81.6?2?1.2?1.6?76.16mm
11喉圆母圆半径： ?g2?a?da2?50??83.2?8.4mm
224.1.5 校核齿根弯曲疲劳强度 : ?F?1.53KT2YFa2Y?????FMPa (4-8)
d1d2mcos?当量齿数：zv2?z251??51.49 (4-9) cos3?cos34?34'26\根据 X2??0.500 zv2?51.49 从图11-19中( 机械设计第七版 ) 可查得齿形系数 YFa24?34'26\?2.52 螺旋角系数Y??1??1??0.9673,许用弯曲应力
140?140?????F????F
'KFN 从表 11-8( 机械设计第七版 ) 查得ZcuSn10Pi制造的蜗轮的基本许
用弯曲应力 ???F?56MPa。
106?0.717 (4-10) 72.02?10寿命系数：KFN?9 ???F?56?0.72?40.19MPa (4-11)
1.53?1.21?2.84?104?2.752?0.9673?53.60MPa???F??40.32MPa ?F?20?81.6?1.6(4-12)
故弯曲强度不满足要求。改用铸铝铁青铜(ZcuAl10Fe3)砂模铸造，
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其许用应力：???F??80MPa （4-13）
则 ???F?80?0.717?57.36MPa （3-24） 所以强度满足。
4.1.6 精度等级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,属于通用机械减速器,从 GB10089-88 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 GB10089-88. 4.1.7 蜗轮蜗杆的结构 :
蜗杆的结构 :由于蜗杆螺旋部分的尺寸不大，蜗杆与轴制成一体。 蜗轮的结构 : 由于 D?10Omm,故采用整体式铸造 . 4.1.8 蜗杆传动的热平衡计算 :
蜗杆传动效率低,所以工作时发热量大.在闭式传动中,如果产生的热量不能及时发散,将因温度不断升高,而使润滑油稀释,从而增大摩擦损失,甚至发生胶合.所以,必须根据单位时间的发热量 H 等于同时间内的散热量 H2 的条件进行热平衡计算.以保证泊温稳定地处于规定的范围内,在规定条件下,保持正常的工作温度所需要的散热能力,面积为：
S?1000p(1??)2m (4-14)
?d(t0?t?)P为蜗杆传递的功率；?为蜗杆传递的效率；?d为箱体的表面传热系数取 （?d?10W/m2?.?C）
t0为润滑油的工作温度，取t0?70?C
t?为周围空气的温度，常温情况取20?C
1000?120?10?3(1?0.7)S??0.072m2?720cm2 (4-15)
10?(70?20)
?s1?s，所以热平衡条件满足。
4.2 丝杆螺母传动的设计计算：
4.2.1 丝杆材料的选择：
由于机床丝杆螺母的主要失效形式是磨损，以及切削细长螺纹时时刀具磨损使丝杠产生表面缺陷和较大的内应力，所以选择丝杆材料及热处理，应从高的耐磨性，良好
的加工性能及长期的尺寸稳定性来进行考虑。选择合金钢40Cr,8级精度，淬硬，热处理使之具有相当的耐磨性。 4.2.2 螺母材料的选择：
螺母材料选用铸锌铅青铜ZQSn6-6-3,虽然ZQSn10-1非常耐磨，但成本太高ZQSn6-6-3已经能满足要求。 4.2.3 丝杆螺母几何尺寸的计算：
a. 选用T55梯形螺纹丝杆，螺距t=12mm; b. 丝杆螺母尺寸：
大径：d=46mm 小径：d1=40mm 中径：d2?11(d?d1)?(46?40)?43mm 22?? 螺母外径：d0?d?1?47mm 螺母小径：d1?d?5?41mm
1?1? 螺母中径：d2?(d??d1)?(47?41)?44mm
22线速n=1。由于连接螺纹要求自锁性。故多用单线螺纹，若要求传动效率高则采
用双线或三线螺纹。
导程：S=P=12mm 螺纹升角：???rctgS12?arctg?5.08? ?d2??43 当量摩擦角：??tg?1因而??15?。当f=0.1时，??tg?1f，由于选用的是30?的梯形螺纹，?2??30?cos?0.15?，????，?此丝杆能自锁。 ?8.82?cos15c. 丝杆螺母的传动效率和驱动扭矩的计算：
tg?tg5.08???0.45 ①效率：????tg(???)tg(5.08?5.9)②驱动扭矩M：设所受的轴向力P,则螺纹中径d2的圆周力为Q?Ptg(???)， 驱动扭矩 M?P?tg(???)?d2nPP?，?d2?， ?tg??tg?2?M?PPt （kgf?cm） (4— 16) ???tg(???)??tg?2??d. 校核滑动螺旋传动：
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滑动螺旋工作时，主要承受转矩及轴向拉力（或压力）的作用，同时在螺旋和螺母的旋合纹间较大的相对滑动。主要的失效形式是螺纹磨损。因此滑动螺旋的基本尺寸(即螺杆直径和螺母高度)，通常是根据耐磨性条件确定的。对于受力较大的传动螺旋，还应校核螺杆的危险截面以及螺母纹牙的强度，以防止发生塑性变形和断裂。对于精密传动螺纹还应该校核螺杆的刚度。
① 耐磨性校核：
图4-1 刀盘齿形图 作用于螺杆的轴向力Q(N)主要是刀盘重力。
螺纹的承压面积（指螺纹工作投影到垂直于轴向力的平面上的面积）为A(mm2),螺纹中径d2（mm）螺纹工作高度h，螺纹螺距为P(mm),螺母高度H(mm),螺纹的工作圈数n=H/p.
d2=43mm h=25mm P=12mm H=64mm n=H/P=5 则螺纹工作面的耐磨性条件为： P?QQQP218.86?12????0.12Mpa P??P? （4-17） A?d2hn?d2hH??43?2.5?64e. 强度计算：
空心轴工作时，承受轴向力Q和扭矩T的作用，螺杆切应力的作用。螺杆危险截面上既有压缩应力，又有切应力。在校核时根据第四强度理论，求出危险截面的应力?ca。 ?ca?14TQ2?3()2 (4-18） Ad1A??4?d12??4?402?1256.6mm2 (4-19)
Wr??d1316??16?403?1.26?104mm3 (4-20)
T?Q?tg(???v)? ?v?arctgd2 (4-21) 2f0.15?? ， (4-22) ??5.08?arctg?8.82??cos15cos15d2?43mm ， Q=216.86N
T=216.86?(5.08+8.82)?43/2=1153.85N?mm (4-23) ?ca? ????14T14?1153.852Q2?3()2?216.862?3()?19.91Mpa (4-24) Ad11256.640?s4?640?160Mpa,??ca????故强度满足要求。 44.3 定位机构的设计：
4.3.1 插销的设计计算：
刀盘反靠时，刀盘与定位销受到定位槽的阻止，转速突然变为0，定位销受冲击载荷。可以用能量法近似计算插销的直径。下图给出的插销的力学模型。
图4-2 插销的力学模型
Pd为反靠冲击载荷；Pg为Pd所引起的销子的弹性变形；II为销子伸出长度；I为销子的
销孔内的长度。
对直径为D的圆柱形销，有I??D464，??PdPg2?D31，冲击时刀盘的动能：I?2，冲击过程322Pdm2(l?m)3EJ中，销子获得的弹性变形能：U2?，令U1?U2，并且Pg?，即
pdm????；可得：??W3EJIl?m????。 W式中：