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邵陽學院畢業(yè)設計(論文)
1 緒論
1.1 我國紡織機械的發(fā)展概況
紡織機械是紡織工業(yè)的生產(chǎn)手段和物質基礎，其技術水平、質量和制造成本，直接關系到紡織工業(yè)的發(fā)展。近年來，我國紡織機械行業(yè)發(fā)展非常迅速。
2006年我國紡機行業(yè)主要經(jīng)濟指標由全國748家生產(chǎn)紡織機械、器材企業(yè)的綜合統(tǒng)計資料匯總。隨著中歐紡織品協(xié)議即將到期，國內很多紡織企業(yè)都加大了紡機進口力度，紡機進口出現(xiàn)“大漲潮”。不少民營企業(yè)進口的增長幅度，甚至達到了驚人的三位數(shù)。在紡織企業(yè)云集的長三角，紡機設備進口快速增長非常明顯。2007年前7個月，江蘇口岸進口紡織機械及其零附件3.36億美元，比2006年同期增長36.4%。上?？诎渡习肽旯策M口紡織機械7.1億美元，比2006年同期增長43.7%，增幅提高達28.5個百分點。2007年1至7月份，浙江省紡織機械進口5.92億美元，同比增長57.2%，比2006年全年增幅高出36.2個百分點。而在這股上漲的“潮水”中，民營企業(yè)無疑高高站在“潮頭”。
我國紡織機械行業(yè)經(jīng)過幾十年的發(fā)展，有了很大進步。但與世界先進技術相比，還存在著一定的差距和一些較嚴重的問題。紡織機械總體技術水平低，產(chǎn)品自主開發(fā)和創(chuàng)新能力薄弱，研制開發(fā)資金投入不足。企業(yè)技改力度不夠，制造技術落后。國內基礎工業(yè)薄弱，基礎配套件跟不上，影響到紡織機械產(chǎn)品的質量和機電一體化水平的提高。紡機產(chǎn)品開發(fā)缺少與工藝的有機配合，影響到紡機產(chǎn)品的使用效果。政策不配套，影響了國產(chǎn)紡機產(chǎn)品的競爭力。針對這些問題，中國紡機行業(yè)采取了一系列措施，大力發(fā)展紡機基礎件設施，引進國外紡機技術，差別化發(fā)展戰(zhàn)略，以及國家出臺相應政策支持紡機的發(fā)展，取得了很好的成效。? 隨著國際紡織機械制造業(yè)的調整，我國已成為國際先進紡織機械企業(yè)制造生產(chǎn)轉移的對象，不少國際著名紡織機械制造企業(yè)在我國投資建廠，并逐步實現(xiàn)在中國的本土化，有的已基本形成了生產(chǎn)能力。他們的到來，一方面帶來了產(chǎn)品設計、制造和管理方面的經(jīng)驗，提供了我們學習的機遇，另一方面，也將更直接的構成對我們的威脅和挑戰(zhàn)。我國紡織行業(yè)“十一五”發(fā)展綱要提出，到2010年，紡機產(chǎn)品的出口額要占同期產(chǎn)值的30%以上，這意味著我國將不僅僅是最大的紡機需求市場，而且正在向世界紡機制造中心邁進[1]。
??? 21世紀，“綠色紡織”成為紡織工業(yè)發(fā)展的突出主題。能提高資源利用效率，減少消耗，降低成本，有效防治污染的技術設備受到企業(yè)的歡迎；舒適、健康、可生物降解的環(huán)保型纖維受到全世界的關注。在這樣的大背景下，高效、節(jié)能、環(huán)保型紡織機械成了新一代紡織機械的發(fā)展方向。這些都對設備廠商提出了新的要求。對紡機制造企業(yè)來說，是新的挑戰(zhàn)，也是新的機遇。
1.2 雙頭套皮輥機的國內外研究現(xiàn)狀
機械式雙頭套皮輥機設計，主要是完成整臺機器的生產(chǎn)設計，套皮輥機是紡織行業(yè)常用的機械，用來完成紡織皮輥的套入和壓出，是棉紡織行業(yè)的必備配套設備。所設計的套皮輥機靠傳統(tǒng)機械方式傳動（例如蝸輪-蝸桿傳動），為了提高生產(chǎn)效率，套皮輥機設計成雙頭套皮輥機，能同時完成兩個皮輥的壓入、套出。
根據(jù)實際工作需要對雙頭套皮輥機的要求，其主要已知條件有：采用JT—SA808G型機械式雙頭套皮輥機，JT—SA808G型雙頭套皮輥機為立式，機械蝸輪、蝸桿傳動，其操作簡便，能適應棉紡廠的精梳機、粗紗和細紗機、并條機、條卷機等紡織設備使用的各種規(guī)格丁氰皮輥的套入和壓出。該型號雙頭套皮輥機有雙套頂頭和定位架供工人操作，由電機帶動蝸輪、蝸桿轉動，使絲桿升降、帶動橫臂升降，從而使滑桿上下移動，實現(xiàn)皮輥的套入、壓出。能滿足以下操作使用要求：
a) 按要求接通380V電源
b) 蝸輪箱要加入1kg機械油及傳動部件潤滑
c) 根據(jù)使用的皮輥規(guī)格的大小，調節(jié)行程開關，確定所需位置
d) 啟動電機，使機器進入正常運轉狀態(tài)
e) 必須保持兩側軌道及兩滑桿清潔
f) 每班操作前須對軌道和滑桿加油潤滑
g) 對蝸輪箱及轉動部和軸承須6個月清洗換油一次
目前在國內外JT—SA808G型機械雙頭套皮輥機主要為立式，采用機械蝸輪—蝸桿傳動，其操作簡便，能適應棉紡廠的精梳機、粗紗和細紗機、并條機、條卷機等紡織設備使用的各種規(guī)格丁氰皮輥的套入和壓出。目前國內外主要采用蝸輪—蝸桿傳動的原因是：1、其傳動比比其他形式傳動大，傳遞動力大，一般傳動比在8到100之間；2、蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合，故傳動平穩(wěn)，振動小，噪音低；3、蝸桿在導程角小于當量摩擦角時，可實現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性[2]。
套皮輥機結構簡單，目前國內外的套皮輥機主要不同的地方有傳動方式不同、傳遞導軌不同等。在傳動方式上主要有機械式和液壓式兩種。液壓式套皮輥機采用液壓泵、閥實現(xiàn)液壓傳動，其主要特點有：結構簡單，傳遞功率大，結構小、有利于節(jié)省材料，傳動控制靈敏度高等。機械式套皮輥機除了有蝸輪—蝸桿傳動外還有絲桿傳動，絲桿傳動一般大都采用螺紋絲桿，其也是螺旋傳動，在利用絲桿傳動同時，大都采用調整絲桿間隙的措施。在傳動導軌上，一般都采用熱扎等邊角鋼來作為導軌，其結構簡單，并且能夠滿足傳動要求。
目前除了JT—SA808G型雙頭套皮輥機外，廣泛使用的還有SA812型號，其適用各種粗、細紗皮輥,并條皮輥套丁氰后的滾壓,使丁氰包管包覆皮輥殼表面接觸良好,應力均勻。主要技術參數(shù):壓輥幅度:430mm,壓輥直徑:￠75mm,壓輥轉速:178轉/分,傳動方式:單獨電動機轉動,電機型號:Y90S-4,功率:1.1KW,轉速:1400轉/。
1.3 課題來源、目的和意義
本次設計的課題是以JT－SA808G型雙頭套皮輥機為依據(jù)，通過分析對其機身質量、體積和傳動方面進行改進設計，設計出體積小、重量輕、操作靈活、結構簡單合理、維修方便、生產(chǎn)率和作業(yè)質量高的雙頭套皮輥機。
總體方案設計主要完成機械式雙頭套皮輥機的設計所采用的傳動形式，本課題主要采用蝸輪—蝸桿傳動箱；完成本課題的設計的實際使用情況、結構合理性、加工可行性，成本材料節(jié)約性等論證。論證采用JT—SA808G型機械式雙頭套皮輥機，JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要由定位滑塊、上頂頭、滑桿、皮輥定位架、傳動橫臂、絲桿、蝸輪、蝸桿、滑動座臂、防護罩、絲桿螺母、機架等組成。JT—SA808G型雙頭套皮輥機為立式，機械蝸輪、蝸桿傳動，其操作簡便，能適應棉紡廠的精梳機、粗紗和細紗機、并條機、條卷機等紡織設備使用的各種規(guī)格丁氰皮輥的套入和壓出。該型號雙頭套皮輥機有雙套頂頭和定位架供工人操作，由電機帶動蝸輪、蝸桿轉動，使絲桿升降、帶動橫臂升降，從而使滑桿上下移動，實現(xiàn)皮輥的套入、壓出。論證得總體以及外型美觀等設計要求來設計。其次設計有所創(chuàng)新，在傳統(tǒng)機器上作了改進，預計本設計產(chǎn)品能收到良好的經(jīng)濟效應和社會效應。
1.4 雙頭套皮輥機的特點參數(shù)
JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要技術參數(shù)要求有：1、套壓皮輥鐵芯直徑為18—35毫米，2、套壓皮輥長度為320毫米，3、工作行程為320毫米，4、最大極限行程為60毫米，5、電動機1.5Kw、1400rad/min。其次，JT—SA808G型雙頭套皮輥機主要尺寸為：長，500毫米；寬，400毫米；高，1600毫米；重量，300kg。
2 傳動方案設計
機械式雙頭套皮輥機設計的技術線路主要是根據(jù)皮輥的技術參數(shù)，皮輥的壓入、套出參數(shù)（如壓力、運動速度，功率等）來確定選擇電機，進而選擇傳動形式（如蝸輪—蝸桿傳動），計算傳動件參數(shù)，設計傳動箱體。同時在設計傳動箱體是考慮整臺輥機的體積大小，使傳動箱的大小與整機體的大小協(xié)調一致。傳動箱設計完成后根據(jù)實際要求設計整機體。在設計整機體時主要考慮機體采用何種結構，（如鑄體式、角鋼式、焊接式等），其次考慮采用導軌的形式以及傳動件的結構，在考慮機體設計的時候要考慮導軌、傳動件、運動件等部件的固定等。完成總體機體的設計、導軌、傳動件、運動件的設計固定后，考慮各部件的密封要求及密封措施，考慮導軌、傳動件、運動件的間隙調整等問題。再次，考慮電機的固定與距離調整問題，設計電機固定板、滑動導軌以及旋轉件等。接下來考慮電路板、電氣線路的設計。最后作總體設計、修改，主要使機體結構合理，造型美觀。
2.1 電動機選擇
原動機是許多機器中運動和動力的來源，其種類很多，有電動機、內燃機、蒸汽機、水輪機、液壓機等。電動機構造簡單、工作可靠、控制簡便、維護容易，一般生產(chǎn)機械上大多數(shù)均采用電動機驅動。本設計也采用電動機作為原動力。我國已制定統(tǒng)一標準的Y系列是一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、工作環(huán)境溫度不超過+40OC和無特殊要求的機械。所以本設計采用Y系列三相異步電動機[3]。
2.1.1 傳動參數(shù)計算
根據(jù)總體設計和傳動方案設計可知，要確定電動機功率需要首先確定工作總阻力。在本設計中工作阻力主要來源于皮輥對鐵芯的摩擦阻力。根據(jù)皮輥主要材料橡膠的性能以及幾何尺寸可以初步估計橡膠皮輥對鐵芯的彈性應力為F=959.825N，由此可以知道橡膠皮輥對鐵芯的等效摩擦力為：FW=F×u （2.1）
其中：u為橡膠材料對鑄鐵芯的摩擦系數(shù)，由資料可知u=0.8(此處為無潤滑狀態(tài))。
因此：
根據(jù)資料可知，傳動桿的工作功率為： （2.2）
式中：為工作裝置傳動速度，初估；為工作裝置的傳動效率，根據(jù)已知條件可知。
因此：
根據(jù)傳動順序可知絲桿的傳動功率為： （2.3）
式中：分母為絲桿副傳動效率，查資料可知其值為0.95[4]
因此：
根據(jù)傳動順序可知軸的傳動功率為： （2.4）
式中：為軸承傳動效率，由資料可得；為聯(lián)軸器傳動效率，由資料可知。
因此：
根據(jù)傳動順序可知蝸桿的傳動功率為：
（2.5）
式中：分別為蝸輪、蝸桿傳動效率和軸承傳動效率，由資料可知其值分別為0.8、0.995。
因此：
根據(jù)傳動順序可知電機的傳動功率為： （2.6）
式中：為帶輪傳動效率。
因此：
對于傳動速度，設計各級傳動比為：絲桿傳動比,蝸輪、蝸桿傳動比,帶輪傳動比,由此可以計算出電動機的轉速： （2.7）
因此：
2.1.2 確定電動機功率及其它參數(shù)
電動機的容量（功率）選的合適與否，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作裝置的正常工作，或使電動機因為長期過載而過早損壞；容量過大則電動機的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。
電動機的容量主要由電動機運行時的發(fā)熱情況決定，而發(fā)熱又與其工作情況有關。電動機的工作情況一般可分為兩類：（1）用于長期連續(xù)運轉、載荷不變或很少變化的、在常溫下工作的電動機；（2）用于變載荷下長期運行的電動機、短時運行的電動機和重復短時運行的電動機[5]。根據(jù)本設計的實際工程條件來看，應該根據(jù)第一種情況來確定電動機。選擇這類電動機的容量，只需要使電動機的負載不超過其額定值，電動機便不會過熱。電動機的額定功率Pm等于或稍大于電機輸出功率Po,即 Pm≥Po。從手冊中選擇相應的電機型號，而不必再作發(fā)熱計算。通常按照 Pm=(1-1.3)Po 選擇，電機功率裕度大小應視工作裝置可能的過載情況而定。 根據(jù)實際生產(chǎn)的條件，可選擇型號為Y90L-4的電機，其基本參數(shù)如下：
額定功率 Pm=1.5 Kw
額定轉速 Nm=1400 r/min
額定電壓 V=380 V
額定電流 A=3.7 A
其次電動機的外形尺寸、電動機中心高、軸伸尺寸、鍵聯(lián)接尺寸等也均可在手冊中查得。
2.2 蝸輪、蝸桿設計
根據(jù)實際工程要求，傳動箱采用蝸輪、蝸桿傳動，其主要優(yōu)點有：
a) 其傳動比比其他形式傳動大，傳遞動力是，一般傳動比在8到100之間；
b) 蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合，故傳動平穩(wěn)，振動小，噪音低；
c) 蝸桿在導程角小于當量摩擦角時，可實現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性。
蝸桿傳動的失效形式與齒輪傳動基本相同，主要有齒輪的點蝕、彎曲折斷、磨損及膠合失效等。由于該傳動嚙合齒面間的相對滑動速度大，效率底，發(fā)熱量大，故更易發(fā)生磨損和膠合失效。而蝸輪無論在材料的強度或結構方面均較蝸桿弱，所以失效多發(fā)生在蝸輪輪齒上，設計時一般只需對蝸輪進行承載能力計算。設計準則主要為：開式蝸桿傳動以保證蝸輪齒根彎曲疲勞強度進行設計；閉式蝸桿傳動以保證蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設計，校核齒根彎曲疲勞強度；此外因閉式蝸桿傳動散熱較困難，故需進行熱平衡計算[6]。
2.2.1 傳動參數(shù)計算
電動機所需的輸出功率為：
Po=Pm/η （2.8）
式中：Pw 為工作裝置所需功率； Po為Pm/(1-1.3)； η為由電動機至工作裝置的傳動裝置的總效率，其可按下式計算：
η=η1*η2*η3…ηn （2.9）
式中：η1、η2、η3、ηn分別為傳動裝置中每一級傳動副（蝸輪、蝸桿等）、每對軸承或每個聯(lián)軸器的效率，其值可查閱機械設計手冊。
計算傳動裝置總效率時應注意以下幾點：
1） 所取傳動裝副的效率是否已經(jīng)包括其軸承效率，如包括則不再計如軸承效率；
2） 軸承效率通常指一對軸承而言；
3） 同類型的幾對傳動副、軸承或聯(lián)軸器，要分別計如各自的效率；
4） 蝸桿傳動效率與蝸桿頭數(shù)及材料有關，設計時應初選頭數(shù)，估計效率，待設計出蝸桿傳動后在確定效率，并且修正前面的設計計算數(shù)據(jù)；
5） 資料推薦的效率值一般有一個范圍。如工作條件差、加工精度低、維護不良時，則應取低值，反之則取高值[7]。
由上面可得： Po=Pm/(1-1.3)=1.5/1.2=1.25 Kw
工作裝置所需傳動功率Pw=Po*η,在設計傳動裝置中采用 V帶聯(lián)接電動機與傳動蝸桿，可以查設計手冊得： η=0.96
因此蝸桿轉動功率為： Po=1.25x0.96=1.2 Kw
查設計手冊，所采用的單級普通V帶傳動比為: i=2
所以蝸桿的轉速為： n1=Nm/i =1400/2=700 r/min
選擇蝸輪、蝸桿的傳動比為 : i1=20
因此蝸輪轉速為： n2=n1/i1=700/20=35 r/min
2.2.2 材料選擇
根據(jù)蝸桿傳動的失效形式可知，制造蝸桿副的組合材料首先應具有足夠的強度，更重要的還應具有良好的跑合性、減摩性和耐磨性。由機器的實際工作條件可知：蝸桿傳動功率不大、速度中等，根據(jù)手冊，可選45號鋼作為材料，并且整體調質。考慮到使效率高些、耐磨性好些，故蝸桿螺旋面要求表面淬火，齒面硬度45HRC-50HRC。對于蝸輪，初估其滑動速度 Vs=4.0 m/s,選定蝸輪齒圈材料為 ZcuSn10Pb1,金屬型鑄造，滾銑后加載跑合[8]。
2.2.3 參數(shù)計算
1）按接觸疲勞強度設計
1.選擇Z1、Z2
根據(jù)傳動比， 查手冊并計算得:
Z1=2
Z2=i1*Z1=2x20=40
2.計算蝸桿轉距T2
初估蝸桿、蝸輪傳動效率 η1=0.82
由 T2=T1*i1*η1 （2.10）
T2=9.55x（1.2/700）x20x0.82 N.mm
=268500 N.mm
3.確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1
因載荷平穩(wěn)，取載荷因數(shù)K=1.1，估計vs≤12m/s。根據(jù)表查得[σ]=200MPa，由表初取導程r=12°，按式可得
m2d1≥KT2cosr(480/z2[σH])2=1.1×2.68×10?×cos12°(480/400)2㎜2
=1575㎜3
查表得，模數(shù)m=5㎜，d=63㎜
2）.計算傳動效率
1. 嚙合效率
2. 傳動效率
軸承效率，因此在查時已經(jīng)計入軸承磨損損耗；攪油效率
3. 檢驗
所以原選參數(shù)足夠
3）確定傳動的主要參數(shù)
1. 中心距
2. 蝸桿尺寸
分度圓直徑
齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=63+2×5=73mm
齒根圓直徑 df1＝63-2×5×1.2=51mm
導程角 （右旋）
軸向齒距
輪齒部分長度
取
3. 蝸輪尺寸
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
外圓直徑
蝸輪輪齒寬
螺旋角
咽喉母圓半徑
4）熱平衡計算
1.傳動效率
2.估算散熱面積
3.油的工作溫度 （2.11）
t2<70oC。
蝸桿、蝸輪的設計計算是傳動箱設計的主要內容，作為主要傳動裝置，蝸桿，蝸輪的設計計算直接影響著整個機器的設計，因此很關鍵。
對蝸桿傳動進行良好的潤滑是十分重要的。充分潤滑可以降低齒面的工作溫度，減少磨損和避免膠合失效。蝸桿傳動常采用粘度大的礦物油進行潤滑，為了提高其抗膠合能力，必要時可以加入油性添加劑以提高油膜的剛度。
在實際工程應用中，除了要很好利用蝸桿傳動的優(yōu)點外，還要了解起傳方面的不足之處:
1) 因傳動時嚙合齒面間的相對滑動速度大，故摩擦損失大，效率低。一般效率為η=0.7-0.9；具有自鎖性時，其效率小于0.5。所以不宜于大功率傳動；
2） 為減輕齒面的磨損及防止膠合，蝸輪一般使用貴重的減磨材料制造，成本高；
3） 對制造和安裝誤差很敏感，安裝時對中心距的尺寸精度要求較高[9]；
蝸桿傳動常用于傳動功率在50Kw，滑動速度在15m/s以下的機器設備中。蝸輪尺寸如圖2.1、蝸桿尺寸如2.2所示。
圖2.1 蝸輪尺寸圖
圖2.2 蝸桿尺寸圖
2.3 軸的設計
軸是組成機器的重要零件之一，其主要功能是支持作回轉運動的傳動零件(如齒輪、蝸輪等)，并傳遞運動和動力。
軸的設計是根據(jù)給定的軸的功能要求(傳遞功率或轉矩，所支持零件的要求等)和滿足物理、幾何約束的前提下，確定軸的最佳形狀和尺寸，盡管軸設計中所受的物理約束很多，但設計時，其物理約束的選擇仍是有區(qū)別的，對一般的用途的軸，滿足強度約束條件, 具有合理的結構和良好的工藝性即可。對于靜剛度要求高的軸，如機床主軸，工作時不允許有過大的變形，則應按剛度約束條件來設計軸的尺寸。對于高速或載荷作周期變化的軸，為避免發(fā)生共振，則應需按臨界轉速約束條件進行軸的穩(wěn)定性計算。
軸的設計并無固定不變的步驟，要根據(jù)具體情況來定，一般方法是：
(1)按扭轉強度約束條件或與同類機器類比，初步確定軸的最小直徑；
(2)考慮軸上零件的定位和裝配及軸的加工等幾何約束，進行軸的結構設計，確定軸的幾何尺寸；
值得指出的是：軸結構設計的結果具有多樣性。不同的工作要求、不同的軸上零件的裝配方案以及軸的不同加工工藝等，都將得出不同的軸的結構型式。因此，設計時，必須對其結果進行綜合評價，確定較優(yōu)的方案。
(3)根據(jù)軸的結構尺寸和工作要求，選擇相應的物理約束，檢驗是否滿足相應的物理約束。若不滿足，則需對軸的結構尺寸作必要修改，實施再設計，直至滿足要求[10]。
2.3.1 軸的材料及選擇
軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素：
1、軸的強度、剛度及耐磨性要求；
2、軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求；
3、軸的材料來源和經(jīng)濟性等?！ ?
軸的常用材料是碳鋼和合金鋼。
碳鋼比合金鋼價格低廉，對應力集中的敏感性低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝性好，故應用最廣，一般用途的軸，多用含碳量為0.25～0.5%的中碳鋼。尤其是45號鋼，對于不重要或受力較小的軸也可用Q235A等普通碳素鋼。
合金鋼具有比碳鋼更好的機械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強度和耐磨性有特殊要求的軸。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金鋼，經(jīng)滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl等合金鋼，有良好的高溫機械性能，常用于在高溫、高速和重載條件下工作的軸[11]。
值得注意的是：由于常溫下合金鋼與碳素鋼的彈性模量相差不多，因此當其他條件相同時，如想通過選用合金鋼來提高軸的剛度是難以實現(xiàn)的。
低碳鋼和低碳合金鋼經(jīng)滲碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韌性要求較高或轉速較高的軸。
球墨鑄鐵和高強度鑄鐵因其具有良好的工藝性，不需要鍛壓設備，吸振性好，對應力集中的敏感性低，近年來被廣泛應用于制造結構形狀復雜的曲軸等。只是鑄件質量難于控制。
軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。
2.3.2 軸的強度計算
（1）扭轉強度
對只受轉矩或以承受轉矩為主的傳動軸，應按扭轉強度條件計算軸的直徑。若有彎矩作用，可用降低許用應力的方法來考慮其影響。
扭轉強度約束條件為：
=M/=9550×1000P3/n≤[] （2.12）
式中：為軸危險截面的最大扭剪應力(MPa)；
M為軸所傳遞的扭矩(N.mm)；
為軸危險截面的抗扭截面模量()；
P為軸所傳遞的功率(kW)；
n為軸的轉速(r/min)；
[]為軸的許用扭剪應力(MPa)，見表2.1[12]；
對實心圓軸，,以此代入式得，可得扭轉強度條件的設計式：
（2.13）
式中：C為由軸的材料和受載情況決定的系數(shù)，其值可查表2.1。
當彎矩相對轉矩很小時，C值取較小值，[]取較大值；反之，C取較大值，[]取較小值。
應用式求出的值，一般作為軸受轉矩作用段最細處的直徑，一般是軸端直徑。若計算的軸段有鍵槽，則會削弱軸的強度，作為補償，此時應將計算所得的直徑適當增大，若該軸段同一剖面上有一個鍵槽，則將d 增大5％，若有兩個鍵槽，則增大10％[13]。
此外，也可采用經(jīng)驗公式來估算軸的直徑。如在一般減速器中，高速輸入軸的直徑可按與之相聯(lián)的電機軸的直徑估算：；各級低速軸的軸徑可按同級齒輪中心距估算，。
表2.1 幾種軸的材料的[]和C值
軸的材料
Q235
1Cr18Ni9Ti
35
45
40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi
[]
12～20
12～25
20～30
30～40
40～52
160～135
148～125
135～118
118～107
107～98
強度校核 設傳動軸各截面上的扭矩均為
Mn=M=1000N.m
傳動軸的抗扭截面系數(shù)為 Wn=0.2D3
圖2.3 軸的受力、彎矩、轉矩圖
（2）彎扭合成強度條件
對于轉軸，應按彎扭組合強度計算危險截面上的軸徑。設計轉軸過程中，一般按扭轉強度估算軸的最小直徑，在進行軸系結構設計后，支點位置及軸上所受載荷的大小、方向、作用點已確定，須再按彎扭組合強度進行校核。
軸的結構初步確定后，應首先畫出軸的受力圖，確定軸的受力情況，然后再作出水平面彎矩圖、垂直面彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖，按彎扭組合強度校核軸的強度，如圖2.3所示。
對于一般鋼制的軸，可按第三強度理論強度計算。強度條件為：
（2.14）
考慮到彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力和轉矩所產(chǎn)生的扭剪應力的性質不同，對上式中的轉矩乘以折合系數(shù)，則強度約束條件一般公式為：
（2.15）
式中：稱為當量彎矩；為根據(jù)轉矩性質而定的折合系數(shù)。
轉矩不變時，
轉矩按脈動循環(huán)變化時，
轉矩按對稱循環(huán)變化時，
若扭矩的變化規(guī)律不清楚，一般也按脈動循環(huán)處理。、、分別為對稱循環(huán)、脈動循環(huán)及靜應力狀態(tài)下的許用應力，見表2.2。
M為軸的抗彎截面模量()
對實心軸，式也可寫為設計式：
（2.16）
若計算的剖面有鍵槽，則應將計算所得的軸徑增大，方法同扭轉強度計算。
表2.2 軸的許用應力(MPa)
材料
碳鋼
400
500
600
700
130
170
200
230
70
75
95
110
40
45
55
65
合金鋼
800
900
1000
1200
270
300
330
400
130
140
150
180
75
80
90
110
鑄鋼
400
500
100
120
50
70
30
40
根據(jù)以上技術，設計得傳動軸的參數(shù)分別如圖2.4所示。
圖2.4 軸尺寸圖
2.4 軸承的選擇
軸承是用以支承軸和軸上回轉體或擺動零件的部件，在各種機械中廣泛運用。根據(jù)軸承工作時的摩擦性質，可分為滾動軸承和滑動軸承。本設計主要采用滾動軸承。
滾動軸承的設計準則
（1）對于一般運轉的軸承，為防止疲勞點蝕發(fā)生，以疲勞強度計算為依據(jù)，稱為軸承的壽命計算。
（2）對于不回轉、轉速很低或間歇擺動的軸承，為防止塑性變形，以靜強度計算為依據(jù)，稱為軸承的靜強度計算。
滾動軸承的種類、類型及尺寸是多種多樣的。為使機械裝置發(fā)揮出預期的性能，選擇最適宜的軸承是至關重要的。為選定軸承，需要分析諸多要因，從各個角度進行研究、評價有關選擇軸承的程序，并無特殊規(guī)格，但一般順序如下：
（1）掌握機械裝置和軸承的使用條件等
?。?）明確對軸承的要求
?。?）選定軸承的類型
?。?）選定軸承配置方式
?。?）選定軸承尺寸
?。?）選定軸承規(guī)格
（7）選定軸承的安裝方法
正確把握軸承在機械裝置的使用部位及使用條件與環(huán)境條件是選擇適宜軸承的前提。為之，需要取得以下幾個方面的數(shù)據(jù)和資料：
?。?）機械裝置的功能與結構
?。?）軸承的使用部位
?。?）軸承負荷（大小、方向）
?。?）旋轉速度
（5）振動、沖擊
?。?）軸承溫度（周圍溫度、溫升）
?。?）周圍氣氛（腐蝕性，清潔性，潤滑性）
通常，軸是以兩個軸承在徑向和軸向進行支撐的，此時，將一側的軸承稱為固定側軸承，它承受徑向和軸向兩種負荷，起固定軸與軸承箱之間的相對軸向位移的作用。將另一側稱之為自由側，僅承受徑向負荷，軸向可以相對移動，以此解決因溫度變化而產(chǎn)生的軸的伸縮部題和安裝軸承的間隔誤差。
對于固定側軸承，需選擇可用滾動面在軸向移動（如圓柱滾子軸承）或以裝配面移動（如向心球軸承）的軸承。在比較短的軸上，固定側與自由側無甚別的情況下，使用只單向固定軸向移動的軸承（如向心推力球軸承）[14]。
根據(jù)以上資料本設計選用角接觸球軸承（GB292-83），再根據(jù)軸的尺寸條件，選擇的軸承（一對）型號分別為：7204C，7206C
角接觸球軸承的計算
1）查表得，7204C軸承的C=29000N C0=19200N
D=72㎜ B=17㎜
2） 查表得，S1=0.68Fn1=0.68×1000=680N （向右）
S2=0.68Fr2=0.68×2100=1428N （向左）
3） 因S1+Fx＞S2， 即左松右緊，所以
Fa1=S1=680N
Fa2=S1+Fx=1580N
查表得，e=0.68
Fa1/Fr1=680/1000=0.68
X1=1，Y1=0
Fa2/Fr2=1580/2100=0.75＞0.68
X2=0.41，Y2=0.87
4） 當量動載荷P
P1=X1Fr1+Y1Fa1
=（1×1000+0×680）
=1000N
P2=X2Fr2+Y2Fa2
=（0.41×2100+0.87×1580）
=2236N
同樣，取fp=1.1 ，ft=1
FpP2/Ft=1.1×2236/1=2460N
2.5 V帶及帶輪設計
2.5.1 普通V帶傳動的設計
1）失效形式和設計準則
帶傳動靠摩擦力工作，當傳遞的圓周阻力超過帶和帶輪接觸面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力時，傳動帶將在帶輪上產(chǎn)生打滑而使傳動失效。另外，傳動帶在運行過程中由于受循環(huán)變應力的作用會產(chǎn)生疲勞破壞。因此，帶傳動的設計準則是：既要在工作中充分發(fā)揮其工作能力而又不打滑，同時還要求傳動帶有足夠的疲勞強度，以保證一定的使用壽命。
2)確定計算功率Pc
計算功率是根據(jù)需要傳遞的額定功率并且考慮載荷性質和每天運轉時間等因素而確定的，即
Pc = KP = 1.1×4 = 4.4KW
3）帶型號的選擇
據(jù)計算功率Pc和小帶的轉速n
根據(jù)Pc=4.4KW和n=1440r/min 由V帶選型圖可知 ：選A型
4）驗算帶速
當傳遞功率一定時，帶輪的傳動速度一般控制在5m/s≤v≤25m/s
帶速V為 v=πdn/(60×1000) =3.14×40×1440/(60×1000)
=3.01m/s
5）確定中心距a和帶的基準長度Ld ，d1=40；d2=98
Ld0=2a+π(d1+d2)/2+(d1+d2) 2/4a
=2×200+3.14×(98+40)/2+(98+40)2/(4×200)
=400+216.7+23.8
=640.5mm
由表中查出最相近的Ld=630mm
6)確定中心距a=a0+（Ld-Ld0）/2
=200+（640.5-630）/2
=205㎜
7)驗算小帶輪包角∝
∝1=180°-57.3°×（d2-d1）/a
=180°-57.3°×58/205
=163°>120°
因為∝＞120°, 所以符合要求。
8）確定帶的根數(shù)Z
為了保證帶傳動不打滑，并具有一定的疲勞強度，必須保證每根V帶所傳遞的功率不超過它所傳遞的額定功率，有
Z=Pc/P1 Z=2
9）確定單根V帶的初拉力F0
F0=500[（2.5/Ka）-1]（Pc/Zv）+qv2
=500[(2.5/0.93)-1](4.4/(2×7.54)+0.1×7.542
=184N
2.5.2 帶輪設計
對帶輪的主要要求是重量輕、加工工藝性好、質量分布均勻、與普通V帶接觸的槽面應光潔，以減輕帶的磨損。對于鑄造和焊接帶輪、內應力要小。
帶輪由輪緣、輪幅和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，中間部分稱為輪幅。帶輪結構形式按直徑大小常用的有S型實心帶輪（用于尺寸較小的帶輪）、P型腹板帶輪（用于中小尺寸的帶輪）、H型孔板帶輪（用于尺寸較大的帶輪）及E型橢圓輪幅帶輪（用于大尺寸的帶輪）。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形，楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角f為32、34、36、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定）[15]。普通V帶輪的輪槽尺寸如表2.3所示。
表2.3? 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
bp
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
hamin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
hfmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8±0.3
12±0.3
15±0.3
19±0.4
25.5±0.5
37±0.6
44.5±0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f
7±1
8±1
最小輪緣厚
dmin
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B=(z-1)e+2f? z—輪槽數(shù)
外徑
da
da=d+2ha
輪
槽
角
f
32°
相應的基準直徑d
≤60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤80
≤118
≤190
≤315
-
-
36°
-
-
-
-
-
≤475
≤600
38°
-
＞80
＞118
＞190
＞315
＞475
＞600
極限偏差
±30′
本設計帶輪材料為鑄鐵HT150，采用實心式。大帶輪和小帶輪結構尺寸分別如圖2.5、2.6所示。
圖2.5 大帶輪尺寸圖 圖2.6 小帶輪尺寸圖
3 傳動箱箱體設計
3.1 箱體的結構型式
3.1.1 鑄造式箱體和焊接式箱體
箱體一般用灰鑄鐵HT150或HT200制造。對重型減速器，為提高其承受振動和沖擊的能力，也可以用球墨鑄鐵QT500-7或鑄鋼ZG270-500、ZG310-570制造。鑄造箱體適宜成批生產(chǎn)，其剛性好，易獲得合理和復雜的外型，易于切削（特別是灰鑄鐵制造的箱體），但是較重。在單件生產(chǎn)中，特別是大型傳動箱，為了減輕重量或縮短生產(chǎn)周期，箱體也可以用 Q215或Q235鋼板焊接制造，其軸承部分可用圓鋼、鍛鋼或鑄鋼制造。焊接箱體的臂后可以比鑄造箱體減薄20-30%，但焊接時易產(chǎn)生熱變形，要求較高的焊接技術及焊接后的退火處理。
3.1.2 部分式箱體和整體式箱體
部分式箱體具有結合面，除為了用利于多級齒輪傳動的等油面浸油潤滑作成剖分面傾斜式外，一般均為水平式，且結合面多數(shù)通過各軸的中心線。
一般小型蝸桿傳動箱為整體式，蝸輪軸承支承在與整體箱體配合的兩個大端蓋中。這種箱體尺寸緊湊，剛度大，重量較輕，易于保證軸承與座孔的配合要求，但是裝拆和調整不方便。
3.1.3 平壁式箱體和凸壁式箱體
根據(jù)上面所述的箱體類型，從實際工程需要來看，本設計采用鑄造式箱體。
3.2 鑄造箱體的結構分析
箱體是支承和固定傳動零件及保證傳動件嚙合精度的重要機件，其重量約占整體底50%，對傳動箱的性能、尺寸、重量和成本均有很大的影響。箱體的具體結構與傳動件、軸系和軸承部件以及潤滑密封等密切相關，同時還應綜合考慮使用要求、強度、剛度及鑄造、機械加工和裝拆工藝等多方面因數(shù)。
箱體上的任何一處加工表面與非加工表面必須嚴格分開，不要使它們處于同一表面上，其凸出或凹入則根據(jù)加工方法而定。例如箱體表面在螺釘式軸承蓋處、檢查孔處，采取突出加工面，凸出高度一般為5-8mm；上下箱與連接螺栓的頭部及螺母的接觸表面一般都采用沉頭座結構。
3.3 箱體的結構尺寸
由于箱體的結構和受力情況比較復雜，目前尚無成熟的計算設計方法，本設計中傳動箱體的厚度采用8mm，同時加8mm厚度的肋板加強剛度。箱蓋尺寸圖如圖3.1所示。
圖3.1 箱蓋尺寸圖
4 傳動箱附件的設計
4.1 軸承蓋
軸承蓋的結構型式可分為螺釘聯(lián)接式和嵌入式兩類。每一類又有透蓋和悶蓋之分。其材料一般為鑄鐵（HT150）或鋼（Q235、Q215）。螺釘聯(lián)接式軸承蓋的結構尺寸如下，設計時應注意：尺寸m由結構確定，當m較大時，為減縮配合和加工表面，應在端面鑄出一段較小直徑,各尺寸如4.1圖。
圖4.1 軸承蓋尺寸圖
各尺寸聯(lián)系如下：
d3為軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑
D為軸承外徑
b1、d2由密封尺寸確定，b=(5-10)mm，h=(0.8-1)b
傳動箱的軸承蓋有4個，包括2個悶蓋，2個透蓋，尺寸分別如下圖所示。
圖4.2 小悶蓋 圖4.3 小透蓋
圖4.4 大悶蓋 圖4.5 大透蓋
4.2 軸承套杯
套杯主要用作固定軸承的軸向位置，同一軸線上兩端軸承外徑不相等時使座孔可一次鏜出，調整支承的軸向位置。有時為避免因軸承座孔的鑄造或機械加工缺陷而造成整個箱體的報廢，也可使用套杯[16]。套杯的結構及尺寸可根據(jù)軸承部件的要求自行設計。
4.3 調整墊片組
調整墊片組的作用是調整軸承游隙及支承的軸向位置。墊片組由若干中厚度的墊片根據(jù)調整需要的厚度疊合而成，其材料為沖壓銅片或08F鋼拋光。
4.4 油標
油標用來指示箱內油面高度，種類很多，主要有桿式油標、旋塞式油標、管狀油標等，在這里選擇壓配式圓形油標（GB1160.1-89）[17]。
4.5 排油孔螺塞
為了換油及清洗箱體是排出有污，在箱體低部設有排油孔，平時排油孔用螺栓及封油墊封住。排油孔螺栓材料一般用Q235,封油墊材料可用防油橡膠、工業(yè)用革或石棉膠紙，排油孔螺栓的直徑可按箱座壁厚的2-3倍選取。
5 總機體設計
機械式雙頭套皮輥機一般機體比較大，根據(jù)實際工程需要，本設計的機體主要采用焊接式。機體主要分為下機體和上機架結構，下機體采用焊接式，材料為Q235，其兩側和底版采用整體焊接，前后采用鐵皮包封。上機架采用側壁式，兩側材料為HT200結構，下機體幾何尺寸如圖5.1所示，上機架尺寸如圖5.2。
圖5.1 下機體尺寸圖 圖5.2 上機架尺寸圖
在設計機體時應注意以下幾點：
a) 下機體焊接成后，應清理并進行時效處理；
b) 上機體和下機體采用配合聯(lián)結后，邊緣應留有3mm；
c) 工作臺面板焊接在下機體上；
d) 機械加工偏差尺寸處精度為1T/2。
6 導軌及間隙調整裝置設計
6.1 導軌結構設計
導軌的功用是向導和承載。設計時主要按照保證導向精度、耐磨性、低速運動的平穩(wěn)性、結構簡單、工藝性好等基本要求來設計。當運動件沿著承導件作直線運動時，承導件上的導軌起支承和導向的作用，即支承運動件和保證運動件在外力（載荷及運動件本身的重量）的作用下，沿給定的方向進行直線運動。對導軌的要求如下：
1.一定的導向精度。導向精度是指運動件沿導軌移動的直線性，以及它與有關基面間的相互位置的準確性。
2.運動輕便平穩(wěn)。工作時，應輕便省力，速度均勻，低速時應無爬行現(xiàn)象。
3.良好的耐磨性。導軌的耐磨性是指導軌長期使用后，能保持一定的使用精度。導軌在使用過程中要磨損，但應使磨損量小，且磨損后能自動補償或便于調整。
4.足夠的剛度。運動件所受的外力，是由導軌面承受的，故導軌應有足夠的接觸剛度。為此，常用加大導軌面寬度，以降低導軌面比壓；設置輔助導軌，以承受外載。
5.溫度變化影響小。應保證導軌在工作溫度變化的條件下，仍能正常工作。
6.結構工藝性好。在保證導軌其它要求的前提下，應使導軌結構簡單，便于加工、測量、裝配和調整，降低成本。
導軌的主要類型有：
1.三角形導軌：該導軌磨損后能自動補償，故導向精度高。它的截面角度由載荷大小及導向要求而定，一般為90°。為增加承載面積，減小比壓，在導軌高度不變的條件下，采用較大的頂角（110°～120°）；為提高導向性，采用較小的頂角（60°）。如果導軌上所受的力，在兩個方向上的分力相差很大，應采用不對稱三角形，以使力的作用方向盡可能垂直于導軌面。
2.矩形導軌：優(yōu)點是結構簡單，制造、檢驗和修理方便；導軌面較寬，承載力較大，剛度高，故應用廣泛。但它的導向精度沒有三角形導軌高；導軌間隙需用壓板或鑲條調整，且磨損后需重新調整。
3.燕尾形導軌：燕尾形導軌的調整及夾緊較簡便，用一根鑲條可調節(jié)各面的間隙，且高度小，結構緊湊；但制造檢驗不方便，摩擦力較大，剛度較差。用于運動速度不高，受力不大，高度尺寸受限制的場合。
4.圓形導軌：制造方便，外圓采用磨削，內孔珩磨可達精密的配合，但磨損后不能調整間隙。為防止轉動，可在圓柱表面開鍵槽或加工出平面，但不能承受大的扭矩。宜用于承受軸向載荷的場合。目前國內外套皮輥機上的導軌所用的形式主要就是以上幾種形式[18]，如圖6.1所示。
圖6.1 導軌的幾種類型
導軌材料選擇：
導軌與承導件或運動件鑄成一體，其材料常用灰口鑄鐵。它具有成本低，工藝性好，熱穩(wěn)定性高等優(yōu)點。在潤滑和防護良好的情況下，具有一定的耐磨性。常用的是HT150，硬度以HB=180～200較為合適。適當增加鑄鐵中含碳量和含磷量，減少含硅量，可提高導軌的耐磨性。若灰口鑄鐵不能滿足耐磨性要求，可使用耐磨鑄鐵，如高磷鑄鐵，硬度為HB=180～220，耐磨性能比灰口鑄鐵高一倍左右。若加入一定量的銅和鈦，成為磷銅鈦鑄鐵，其耐磨性比灰口鑄鐵高兩倍左右。但高磷系鑄鐵的脆性和鑄造應力較大，易產(chǎn)生裂紋，應采用適當?shù)蔫T造工藝。
參考以上幾種導軌，根據(jù)實際要求，本設計主要采用熱扎等邊角鋼（GB9787-88）來作為導軌，其結構簡單，并且能夠滿足傳動要求。主要尺寸見圖6.2。
圖6.2 導軌尺寸圖
6.2 間隙調整裝置設計
為保證導軌正常工作，導軌滑動表面之間應保持適當?shù)拈g隙。間隙過小，會增加摩擦阻力；間隙過大，會降低導向精度。導軌的間隙如依靠刮研來保證，要廢很大的勞動量，而且導軌經(jīng)過長期使用后，會因磨損而增大間隙，需要及時調整，故導軌應有間隙調整裝置。
矩形導軌需要在垂直和水平兩個方向上調整間隙。在垂直方向上，一般采用下壓板調整它的底面間隙，其方法有：a）刮研或配磨下壓板的結合面；b）用螺釘調整鑲條位置；c）改變墊片的片數(shù)或厚度；見圖6.3。
在水平方向上，常用平鑲條或斜鑲條調整它的側面間隙等[19]。見圖6.4。
圖6.3 下壓板調整底面間隙
圖6.4 鑲條調整側面間隙
參考上述設計特點，本設計采用斜鑲條來調整側面間隙，根據(jù)實際要求，鑲條尺寸如圖6.5所示。
圖6.5 鑲條尺寸圖
7 傳動絲桿及橫臂設計
絲桿螺母機構又叫螺旋機構，主要用來把旋轉運動變?yōu)橹本€運動，或把直線運動變?yōu)樾D運動（如滾動絲桿螺母和靜壓絲桿螺母）。其中，有以傳遞能量為主的傳力螺旋（如螺旋壓力機、千斤頂螺旋）；有以傳遞運動為主，并要求有較高傳動精度的傳動螺旋（如工作臺的進給螺旋）；還有調整零件相互位置的調整螺旋。傳動絲桿主要采用螺旋傳動將回轉運動轉化為直線運動，同時傳遞運動和力或調整零件的相對位置。按照螺紋副的摩擦性質不同，螺旋傳動可分為滑動螺旋、滾動螺旋和靜壓螺旋?；瑒勇菪Y構簡單，加工方便，運動平穩(wěn)，傳動精度較高；螺紋的導程小，降速比大，故牽引力較大；具有自鎖能力等較多優(yōu)點，因此，該種機構在工業(yè)中已廣泛應用。但其摩擦阻力大，傳動效率低（η=0.2-0.4）；螺紋中有側向間隙，故反向時有空行程；由于動靜摩擦系數(shù)差別大，低速時可能出現(xiàn)爬行現(xiàn)象。本設計采用滑動螺旋傳動。
7.1 絲桿設計
? 絲桿螺母機構傳動精度的分析：
絲桿螺母機構的傳動精度，是指主動件的實際轉角 和從動件的實際位移L,保持理關系L= t的準確程度，即移動件的軸向位移量的準確程度和軸向位移方向對理論軸線的偏移程度。造成不準確的因素，主要是絲桿和螺母的螺紋制造誤差、螺旋機構的支承及導向部分的誤差等。對這些因素進行分析，可以從結構上找到減小軸向位移誤差的途徑。
提高絲桿螺母機構傳動精度的方法：
??? 從以上分析中可以看出，要提高絲桿螺母機構的傳動精度，可提高螺旋副零件制造精度，但制造精度受到工藝條件、經(jīng)濟等因素的限制，所以必須改進機構，主要有如下幾種：
1） 采用誤差補償機構?
2） 消除絲桿軸向跳動誤差
3） 改進移動零件與滑塊的連接方法?
4） 消除螺旋傳動的空程
絲桿采用滑動螺旋傳動，其主要由螺桿、螺母及必要的支承件所組成。螺紋牙采用梯形，螺母采用整體式（在橫臂中設計）[20]。
螺桿（絲桿）應該具有高的強度和良好的加工性，這里采用45鋼且熱處理后齒面硬度HRC=45-50。
主要參數(shù)計算如下：
牙高
導程
螺旋升角
公稱直徑 d=60mm
螺距 P=14mm
中徑 D=53mm
大徑 D1=62mm
小徑 D2=44mm
圖7.1 絲桿尺寸圖
7.2 橫臂設計
橫臂除了要傳遞動力外還要，實現(xiàn)在導軌上滑動，根據(jù)這個要求設計如圖7.2，材料為HT200。
圖7.2 橫臂尺寸圖
8 潤滑選擇
8.1.潤滑的作用
潤滑的目的是在機械設備摩擦副相對運動的表面間加入潤滑劑以降低摩擦阻力和能源消耗,減少表面磨損,延長使