【正文】 的不同，蝸桿傳動(dòng)可以分為圓柱蝸桿傳動(dòng)，環(huán)面蝸桿傳動(dòng)和錐蝸桿傳動(dòng)等。則計(jì)算熱功率為： 熱平衡校核通過。 型號(hào)的選用計(jì)算（1）機(jī)械強(qiáng)度的校核計(jì)算減速器的實(shí)際輸入功率， 查表142和表143，得工況系數(shù)，計(jì)算輸入功率： 根據(jù)和與實(shí)際輸入轉(zhuǎn)速接近的公稱轉(zhuǎn)速，由表149初選型，其額定輸入功率，相對(duì)轉(zhuǎn)速誤差： 需要進(jìn)行額定功率的折算，由式（142）知，因?yàn)?，所以型減速器滿足機(jī)械強(qiáng)度要求。 減速器的選擇 類型的選擇 由于下一級(jí)減速傳動(dòng)為蝸桿傳動(dòng)，其傳動(dòng)比范圍較大，因此可以適當(dāng)減小此減速器的傳動(dòng)比，以達(dá)到降低成本的目的。外螺紋大徑：螺距：牙頂間隙： （419）基本牙型高度： （420）外螺紋牙高： （421）內(nèi)螺紋牙高：牙頂高： （422）外螺紋中徑： （423）內(nèi)螺紋中徑：外螺紋小徑： （424）內(nèi)螺紋小徑： （425）內(nèi)螺紋大徑： （426）牙根部寬度：； （427）牙頂： （428） 確定傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比已知螺桿轉(zhuǎn)速：則總傳動(dòng)比： 式中：—減速器的傳動(dòng)比；—蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比。（6）穩(wěn)定性計(jì)算由于螺桿主要承受拉伸載荷，故不必進(jìn)行穩(wěn)定性計(jì)算。螺紋牙根部的寬度： （412）牙頂間隙： （413）內(nèi)螺紋大徑：剪切強(qiáng)度： （414）彎曲強(qiáng)度： （415）（5）螺桿剛度校核軸向載荷使導(dǎo)程產(chǎn)生的變形： （416）轉(zhuǎn)矩使導(dǎo)程產(chǎn)生的變形： （417）式中：—彈性模量,查表114；—切變模量。得：；查表57，已知，選定外螺紋大徑，即公稱直徑，螺距，螺母高度： （42）旋合圈數(shù)： （43）基本牙型高度： （44）則，工作壓強(qiáng)： （45）（2）自鎖性計(jì)算導(dǎo)程 （46）查表1117，摩擦因數(shù)，牙型角；當(dāng)量摩擦角： （47）螺紋升角： （48），故自鎖可靠。設(shè)計(jì)時(shí)通常以耐磨性計(jì)算和強(qiáng)度計(jì)算確定螺旋傳動(dòng)的主要尺寸。重載低速，螺母材料選用，查表11110知。因此確定為鋸齒形螺紋。 滑動(dòng)螺旋的螺紋有梯形、鋸齒形和矩形。由于滑動(dòng)螺旋結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，傳動(dòng)平穩(wěn)，能自鎖，廣泛用于金屬切削機(jī)床的進(jìn)給和分度機(jī)構(gòu)的傳導(dǎo)螺旋以及摩擦壓力機(jī)、千斤頂?shù)膫髁β菪?。?1 型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)型號(hào)額定功率(kW)轉(zhuǎn)速(r/min)電流(A)效率(%)功率因數(shù)cosψ最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流額定電流轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量重量（kg)Y100L694033 絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的設(shè)計(jì) 類型的選擇 絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)是以傳遞動(dòng)力為主的傳力螺旋，屬于螺旋傳動(dòng)。最后選定主電動(dòng)機(jī)型號(hào)為。 功率的計(jì)算上輥的有效功率為從電動(dòng)機(jī)到上輥間的總效率為： 其中，、分別為聯(lián)軸器、軸承、蝸桿傳動(dòng)、絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)和圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)效率，查表117有、所以電動(dòng)機(jī)所需工作功率為。傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖如圖41。直線運(yùn)功的機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，常用的有齒輪齒條傳動(dòng)、蝸桿齒條傳動(dòng)和絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)。通過對(duì)卷板機(jī)生產(chǎn)廠家的調(diào)研，卷制本課題最大卷板厚度薄鋼板的輔傳動(dòng)系統(tǒng)基本采用機(jī)械傳動(dòng)，而液壓傳動(dòng)僅廣泛應(yīng)用于的情況，并且液壓裝置制造要求精度高、成本高。 輔傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 方案的論證 輔運(yùn)動(dòng)屬于直線運(yùn)動(dòng)。 設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇軸承寬徑比根據(jù)機(jī)床常用的寬徑比范圍，取寬徑比；軸承寬度： （360）（2）計(jì)算軸徑圓周速度： （361）（3）計(jì)算軸承工作壓力： （362） （363）查表122，在滿足、條件下，選擇整體軸套材料為?；瑒?dòng)軸承多用于特大沖擊振動(dòng)、轉(zhuǎn)速高、徑向尺寸受到限制或必須剖分安裝的場(chǎng)合。 下輥軸承的設(shè)計(jì) 類型的選擇 根據(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，可分為滑動(dòng)摩擦軸承和滾動(dòng)摩擦軸承。則。所以通常按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。已知軸徑，根據(jù)表67，將鍵的公稱尺寸及鍵槽尺寸列于下表36。 尺寸的選擇 鍵的主要尺寸為其截面尺寸（以鍵寬鍵高表示）與長度。由于平鍵連接裝拆方便、結(jié)構(gòu)簡單、對(duì)中性較好等特點(diǎn)，故選用平鍵。（2）扭轉(zhuǎn)剛度校核下輥的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來衡量，計(jì)算公式為： （357） （358）可取，則剛度滿足。由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，因此引入折合系數(shù)， 查表151，知許用彎曲應(yīng)力，則滿足強(qiáng)度要求。工作時(shí)，下輥即承受彎矩又承受扭矩，所以應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算： （354）下輥的長度： 均勻作用在下輥的集度： 畫出下輥的受力簡圖及彎矩圖、扭矩圖，如圖34。分度圓直徑： 齒頂高： （347）齒根高： （348）齒全高： （349）齒頂圓直徑： （350）齒根圓直徑： （351）中心距： （352）齒寬： 齒厚： （353） 下輥的校核 強(qiáng)度校核下輥是主動(dòng)輥，由主電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及幾何尺寸計(jì)算由于齒輪的齒頂圓直徑，采用腹板式結(jié)構(gòu)。（2）計(jì)算齒寬與齒高之比分度圓直徑 圓周速度 （342）齒寬 （343）齒高 結(jié)合以上數(shù)據(jù)得，齒寬與齒高之比 （344）（3）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，8級(jí)精度，查圖108知?jiǎng)虞d系數(shù)，由于直齒輪，則，查表102得使用系數(shù)，查表104用插值法得8級(jí)精度、齒寬、齒輪懸臂布置時(shí)，由，查圖1013得。查圖1020c知齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，本齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)工作壽命15年，每年工作300天，兩班制。（1）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： （337）初選載荷系數(shù)：，齒輪傳遞的功率：其中，、分別為V帶傳動(dòng)、圓柱齒輪傳動(dòng)、滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率，查表117得。 設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 半開式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是輪齒磨損后使齒厚減薄，最后導(dǎo)致輪齒折斷?？梢圆捎弥杏捕三X面齒輪。表34 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規(guī)格355128060087078560105380186417024053040179表35 型減速器裝配形式和外觀尺寸(mm)規(guī)格地腳螺栓孔質(zhì)量（kg)潤滑油量3556310803605201431883984003581400115 末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 為減小尺寸及降低成本，不需要將末級(jí)輸出齒輪傳動(dòng)封閉在嚴(yán)密的箱體內(nèi)，僅需裝有簡單的防護(hù)罩，屬于半開式傳動(dòng)。 結(jié)論：。（2）校核熱功率功率利用率，查圖141，得額定功率利用系數(shù)；由圖142得負(fù)荷率系數(shù)；由圖143，自然通風(fēng)下環(huán)境溫度系數(shù)；由表1412知，許用熱功率。 （333）根據(jù)、傳動(dòng)比和與實(shí)際輸入轉(zhuǎn)速接近的公稱轉(zhuǎn)速，由表149初選型，其額定輸入功率，相對(duì)轉(zhuǎn)速誤差： （334）需要進(jìn)行額定功率的折算，由式（142）知， （335）不滿