3441 數控車床自動回轉刀架結構設計

3441 數控車床自動回轉刀架結構設計,數控車床,自動,回轉,刀架,結構設計 機電 05-1 班哈爾濱理工大學課程設計說明書設計題目：數控車床自動回轉刀架結構設計班級：學號：姓名： 指導老師： 日期：2008.9.24機電 05-1 班設計任務題目：數控車床自動回轉刀架結構設計任務：設計一臺四工位立式回轉刀架，適用于 C616 或 C6132 經濟型數空車床。要求繪制自動回轉刀架的機械結構圖。推薦刀架所用電動機的額定功率為90W，額定轉速 1480r/min，換刀時要求刀架轉動的速度為 40r/min，減速裝置的傳動比為 i=37?？傮w結構設計1、 減速傳動機構的設計普通的三項異步電動機因轉速太快，不能直接驅動刀架進行換刀，必須經過適當的減速。根據立式轉位刀架的結構特點，采用蝸桿副減速時最佳選擇。蝸桿副傳動可以改變運動的方向，獲得較大的傳動比，保證傳動精度和平穩(wěn)性，并且具有自鎖功能，還可以實現整個裝置的小型化。2、 上刀體鎖緊與精定位機構的設計由于刀具直接安裝在上刀體上，所以上刀體要承受全部的切削力，其鎖緊與定位的精度將直接影響工件的加工精度。本設計上刀體的鎖進玉定位機構選用端面齒盤，將上刀體和下刀體的配合面加工成梯形端面齒。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，上下端面齒相互嚙合，這時上刀體不能繞刀架的中心軸旋轉；換刀時電動機正轉，抬起機構使上刀體抬起，等上下端面齒脫開后，上刀體才可以繞刀架中心軸轉動，完成轉位動作。3、 刀架抬起機構的設計要想使上、下刀體的兩個端面齒脫離，就必須設計適合的機構使上刀體抬起。本設計選用螺桿-螺母副，在上刀體內部加工出內螺紋，當電動機通過蝸桿-渦輪帶動蝸桿繞中心軸轉動時，作為螺母的上刀體要么轉動，要么上下移動。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，上刀體與下刀體的端面齒相互嚙合，因為這時上刀體不能與螺桿一起轉動，所以螺桿的轉動會使上刀體向上移動。當端面齒脫離嚙合時，上刀體就與螺桿一起轉動。設計螺桿時要求選擇適當的螺距，以便當螺桿轉動一定的角度時，使得上刀梯與下刀體的端面齒能夠完全脫離嚙合狀態(tài)。下圖為自動回轉刀架的傳動機構示意圖，詳細的裝配圖在一號圖紙上。三、自動回轉刀架的工作原理自動回轉刀架的換刀流程如下圖。圖上表示自動回轉刀架在換刀過程中有關銷的位置。其中上部的圓柱銷 2和下部的反靠銷 6 起著重要作用。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，兩銷的情況如圖 A 所示，此時反靠銷 6 落在圓盤7 的十字槽內，上刀體 4 的端面齒和下刀體的端面齒處于嚙合狀態(tài)（上下端面齒在圖中未畫出） 。需要換刀時，控制系統發(fā)出刀架轉位信號，三項異步電動機正向旋轉，通過蝸桿副帶動蝸桿正向轉動，與螺桿配合的上刀體 4 逐漸抬起，上刀體 4 與下刀體之間的端面齒慢慢脫開；與此同時，上蓋圓盤 1 也隨著螺桿正向轉動（上蓋圓盤 1 通過圓柱銷與螺桿聯接） ，當轉過約 時，上蓋圓盤 1 直槽的另一端轉到圓柱銷 2 的正上方，由于彈簧 3 的作用，圓柱銷 2 落入直槽內，于是上機電 05-1 班蓋圓盤 1 就通過圓柱銷 2 使得上刀體 4 轉動起來（此時端面齒已完全脫開） 。上蓋圓盤 1、圓柱銷 2 以及上刀體 4 在正轉的過程中，反靠銷 6 能夠從反靠圓盤 7 中十字槽的左側斜坡滑出，而不影響上刀體 4 尋找刀位時的正向轉動。上刀體 4 帶動磁鐵轉到需要的刀位時，發(fā)信盤上對應的霍爾元件輸出低電平信號，控制系統收到后，立即控制刀架電動機反轉，上蓋圓盤 1 通過圓柱銷2 帶動上刀體 4 開始反轉，反靠銷 6 馬上就會落入反靠圓盤 7 的十字槽內，至此，完成粗定位。此時，反靠銷 6 從反靠圓盤 7 的十字槽內爬不上來，于是上刀體 4 停止轉動，開始下降，而上蓋圓盤 1 繼續(xù)反轉，其直槽的左側斜坡將圓柱銷 2 的頭部壓入上刀體 4 的銷空內，之后，上蓋圓盤 1 是下表面開始與圓柱銷 2 的頭部滑動。再次期間，上、下刀體的端面齒逐漸嚙合，實現精定位，經過設定的延時時間后，刀架電動機停轉，整個換刀過程結束。由于蝸桿副具有自鎖功能，所以刀架可以穩(wěn)定地工作。蝸桿-渦輪減速 銷連接螺桿-螺母霍爾元件觸發(fā) 蝸桿-渦輪減速 刀架電動機正轉 螺桿正轉 上蓋圓盤旋轉上刀體抬起到位回答 上刀體旋轉端面齒錯開圓柱銷落入上蓋圓盤刀架電動機旋轉 螺桿反轉 反靠銷反靠端面齒嚙合上刀體下降，粗定位電動機停轉 延時鎖緊 精定位機電 05-1 班圖：自動回轉刀架的換刀流程上b))b))1-上 234上 5-67上上上上主要傳動部件的設計1. 蝸桿副的設計計算自動回轉刀架的動力源是三相異步電動機。其中蝸桿與電動機直聯，刀架轉位時蝸輪與上刀體直聯。已知電動機額定功率 =90W。,額定轉速 =1480r/min，上刀體設計轉速 =40r/min，蝸桿副的傳動比 i= / =37。刀架從轉位到鎖緊時，需要蝸桿反向，工作載荷不均勻，啟動時沖擊較大，今要求蝸桿副的使用壽命 =10000h。（1） 蝸桿的選型 GB/T10085-1988 推薦采用漸開線蝸桿和錐面包絡蝸桿。本設計采用結構簡單，制造方便的漸開線型圓柱蝸桿。（2） 蝸桿副的材料 刀架中的蝸桿副傳動的功率不大，但蝸桿轉速干，一次，蝸桿的材料選用 45 鋼，其螺旋齒面要淬火，硬度為 45～55HRC,以提高其表面耐磨行；蝸輪的轉速較低，其材料主要考慮耐磨性，選用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，采用金屬模制造。（3） 按齒面接觸疲勞強度進行設計 刀架中的蝸桿副采用閉式傳動，多因齒面膠合或點蝕而失效。因此，進行載荷計算時，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核。按蝸輪接觸疲勞強度條件設計計算的公式a(4-1)式中 a——蝸桿副的傳動中心距，單位 mm；K——載荷系數；——作用在渦輪上的轉矩 ，單位 N.mm；——彈性影響系數 ZE；機電 05-1 班[ ]——許用接觸應力，單位為 MPa。從式 4-1 算出蝸桿副的中心距 a 之后，根據已知的傳動比 i=35，查表選擇一個合適的中心距 a 值，以及相應的蝸桿，蝸輪參數。1） 確定作用在蝸輪上的轉矩 , 設蝸桿頭數 =1，蝸桿副的傳動效率η=0.8，由電動機的額定功率 =90W，可以算出蝸輪傳動的功率 =η，再由蝸輪的轉速 =40r/min 求得作用在蝸輪上的轉矩=9.55 =9.55 =25.47N·m=22923N·mm2） 確定載荷系數 K 載荷系數 K= KA KB K。其中 KA 為使用系數，有表 6-3 查得，由于工作載荷不均勻，啟動時沖擊較大，因此取 KA= 1.15； 為齒向分布系數，因工作載荷在啟動和停止時有變化，故取 KB =1.15； 為動載系數，由于轉數不高。沖擊不大，可取 K =1.05。則載荷系數 K=KA KB K ≈1.39使用系數工作類型 I II III載荷性質 均勻，無沖擊 不均勻，小沖擊 不均勻，大沖擊每小時起動次數 50起動載荷 小 較大 大KA 1 1.15 1.23） 確定彈性影響系數 ZE ，鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配時，從有關手冊查的彈性影響系數 ZE=160Mpa 1/2；4） 確定接觸系數 先假設蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動中心距 a 的比值 d1 /a=0.35。查表的 Zp =2.9鑄錫青銅蝸輪的基本許用接觸應力[σ]H'(MPa)蝸桿螺旋面的硬度蝸輪材料 鑄造方法≤45HRC >45HRC砂模鑄造 150 180鑄錫磷青銅ZCuSn10P1 金屬模鑄造 220 268機電 05-1 班砂模鑄造 113 135鑄錫鋅鉛青銅ZCuSn5Pb5Zn5 金屬模鑄造 128 1405）確定許用接觸應力[ ] 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 金屬模制造蝸桿螺旋齒面硬度大于 45HRC 可查表的蝸輪的基本許用應力=268MPa 已知蝸桿為單頭，蝸輪每轉一轉時每個輪齒嚙合的次數 j=1；蝸輪轉數 =40r/min；蝸桿副的使用壽命 =10000h。則應力循環(huán)次數：N=60j n2 =2.4 ×10 7壽命系數：KHN = 0.693許用接觸應力：[σ ]=KHN× =186MPa6）計算中心距 將以上各參數帶入 4-1，求得中心距：a = 47.1 mm查表取 a=63，已知蝸桿頭數 =1，設模數 m=1.6mm，得蝸桿分度圓直徑 d1 =28mm。這時 d1/a=0.59，查表得接觸系數 =2.35。因為較大，所以上述計算結果可用。（4）蝸桿和渦輪的主要參數與幾何尺寸 由蝸桿和渦輪的基本尺寸和主要參數，算的蝸桿和渦輪的主要幾何尺寸后，即可繪制蝸桿副的工作圖。1）蝸桿的參數與尺寸 頭數 =1，模數 m=1.6mm，軸向齒距= m=5.027mm 軸向齒厚 =0.5 m=2.514mm，分度圓直徑=28，直徑系數 q= =17.5，分度圓導程角 = = 。取齒頂高系數 =1，徑向間隙系數 =0.2，則齒頂圓直徑 = +2 m=31.2mm，機電 05-1 班齒根圓直徑 = -2m（ + ）=24.314mm。2）渦輪參數與尺寸 齒數 =60，模數 m=1.6mm，分度圓直徑為 =m =96mm，變位系數 =[a-( )/2]/m=0.6，渦輪喉圓直徑為 = +2m（ ）=101.12mm，渦輪齒根圓直徑 = -2m（ - + ）=94.08mm，渦輪咽喉母圓半徑 =a- /2=12.44mm。（5）校核渦輪齒根彎曲疲勞強度 即檢驗下式是否成立：= [ ]由蝸桿頭數 =1，傳動比 i=35，可以計算出渦輪齒數 =i =35則渦輪的當量齒數：= =35.17根據渦輪變位系數 =0.6 和當量齒數 =35.17，查表的齒形系數=2.08螺旋角影響系數 =1- =0.977根據渦輪的材料和制造方法，查表得渦輪基本許用彎曲應力：=56MPa渦輪的壽命系數：= =0.702渦輪的許用彎曲應力：= =39.3MPa將數據帶入得：機電 05-1 班可見， ，渦輪齒根的彎曲強度滿足要求。蝸輪的基本許用彎曲應力（MPa）蝸輪材料 鑄造方法單側工作 雙側工作砂模鑄造 40 29鑄錫青銅 ZCuSn10P1 金屬模鑄造 56 40砂模鑄造 26 22鑄錫鋅鉛青銅ZCuSn5Pb5Zn5 金屬模鑄 造 32 26砂模鑄造 80 57鑄鋁鐵青銅ZCuAl10Fe3 金屬模鑄 造 90 64HT150 砂模鑄造 40 28灰鑄鐵HT200 砂模鑄造 48 342.螺桿的設計計算（1） 螺距的確定 刀架轉位時，要求螺桿在轉動約 的情況下，上刀體的端面齒與下刀體的端面齒完全脫離;在鎖緊的時候，要求上下端面的嚙合深度達 2mm。因此，螺桿的螺距 P 應滿足 P>2.4mm，今取螺桿的螺距 P=6mm。（2） 確定其他參數 采用單頭梯形螺桿，頭數 n=1，牙側角 = 150，外螺紋大徑 =50mm，牙頂間隙 =0.5mm，基本牙型高度=0.5P=3mm，外螺紋牙高 =3.5mm，外螺紋中徑 =47mm，外螺紋小徑 =43mm，螺桿螺紋部分長度 H=50mm。（3） 自鎖性能校核 螺桿-螺母材料均用 45 鋼，查表取摩擦系數f=0.11；再求得梯形螺旋副的當量摩擦角：= 6.50而螺紋升角：= 2.33機電 05-1 班小于當量摩擦角。因此滿足自鎖條件。機電 05-1 班哈爾濱理工大學課程設計說明書設計題目：數控車床自動回轉刀架結構設計班級：學號：姓名： 指導老師： 日期：2008.9.24機電 05-1 班設計任務題目：數控車床自動回轉刀架結構設計任務：設計一臺四工位立式回轉刀架，適用于 C616 或 C6132 經濟型數空車床。要求繪制自動回轉刀架的機械結構圖。推薦刀架所用電動機的額定功率為90W，額定轉速 1480r/min，換刀時要求刀架轉動的速度為 40r/min，減速裝置的傳動比為 i=37?？傮w結構設計1、 減速傳動機構的設計普通的三項異步電動機因轉速太快，不能直接驅動刀架進行換刀，必須經過適當的減速。根據立式轉位刀架的結構特點，采用蝸桿副減速時最佳選擇。蝸桿副傳動可以改變運動的方向，獲得較大的傳動比，保證傳動精度和平穩(wěn)性，并且具有自鎖功能，還可以實現整個裝置的小型化。2、 上刀體鎖緊與精定位機構的設計由于刀具直接安裝在上刀體上，所以上刀體要承受全部的切削力，其鎖緊與定位的精度將直接影響工件的加工精度。本設計上刀體的鎖進玉定位機構選用端面齒盤，將上刀體和下刀體的配合面加工成梯形端面齒。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，上下端面齒相互嚙合，這時上刀體不能繞刀架的中心軸旋轉；換刀時電動機正轉，抬起機構使上刀體抬起，等上下端面齒脫開后，上刀體才可以繞刀架中心軸轉動，完成轉位動作。3、 刀架抬起機構的設計要想使上、下刀體的兩個端面齒脫離，就必須設計適合的機構使上刀體抬起。本設計選用螺桿-螺母副，在上刀體內部加工出內螺紋，當電動機通過蝸桿-渦輪帶動蝸桿繞中心軸轉動時，作為螺母的上刀體要么轉動，要么上下移動。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，上刀體與下刀體的端面齒相互嚙合，因為這時上刀體不能與螺桿一起轉動，所以螺桿的轉動會使上刀體向上移動。當端面齒脫離嚙合時，上刀體就與螺桿一起轉動。設計螺桿時要求選擇適當的螺距，以便當螺桿轉動一定的角度時，使得上刀梯與下刀體的端面齒能夠完全脫離嚙合狀態(tài)。下圖為自動回轉刀架的傳動機構示意圖，詳細的裝配圖在一號圖紙上。三、自動回轉刀架的工作原理自動回轉刀架的換刀流程如下圖。圖上表示自動回轉刀架在換刀過程中有關銷的位置。其中上部的圓柱銷 2和下部的反靠銷 6 起著重要作用。當刀架處于鎖緊狀態(tài)時，兩銷的情況如圖 A 所示，此時反靠銷 6 落在圓盤7 的十字槽內，上刀體 4 的端面齒和下刀體的端面齒處于嚙合狀態(tài)（上下端面齒在圖中未畫出） 。需要換刀時，控制系統發(fā)出刀架轉位信號，三項異步電動機正向旋轉，通過蝸桿副帶動蝸桿正向轉動，與螺桿配合的上刀體 4 逐漸抬起，上刀體 4 與下刀體之間的端面齒慢慢脫開；與此同時，上蓋圓盤 1 也隨著螺桿正向轉動（上蓋圓盤 1 通過圓柱銷與螺桿聯接） ，當轉過約 時，上蓋圓盤 1 直槽的另一端轉到圓柱銷 2 的正上方，由于彈簧 3 的作用，圓柱銷 2 落入直槽內，于是上機電 05-1 班蓋圓盤 1 就通過圓柱銷 2 使得上刀體 4 轉動起來（此時端面齒已完全脫開） 。上蓋圓盤 1、圓柱銷 2 以及上刀體 4 在正轉的過程中，反靠銷 6 能夠從反靠圓盤 7 中十字槽的左側斜坡滑出，而不影響上刀體 4 尋找刀位時的正向轉動。上刀體 4 帶動磁鐵轉到需要的刀位時，發(fā)信盤上對應的霍爾元件輸出低電平信號，控制系統收到后，立即控制刀架電動機反轉，上蓋圓盤 1 通過圓柱銷2 帶動上刀體 4 開始反轉，反靠銷 6 馬上就會落入反靠圓盤 7 的十字槽內，至此，完成粗定位。此時，反靠銷 6 從反靠圓盤 7 的十字槽內爬不上來，于是上刀體 4 停止轉動，開始下降，而上蓋圓盤 1 繼續(xù)反轉，其直槽的左側斜坡將圓柱銷 2 的頭部壓入上刀體 4 的銷空內，之后，上蓋圓盤 1 是下表面開始與圓柱銷 2 的頭部滑動。再次期間，上、下刀體的端面齒逐漸嚙合，實現精定位，經過設定的延時時間后，刀架電動機停轉，整個換刀過程結束。由于蝸桿副具有自鎖功能，所以刀架可以穩(wěn)定地工作。蝸桿-渦輪減速 銷連接螺桿-螺母霍爾元件觸發(fā) 蝸桿-渦輪減速 刀架電動機正轉 螺桿正轉 上蓋圓盤旋轉上刀體抬起到位回答 上刀體旋轉端面齒錯開圓柱銷落入上蓋圓盤刀架電動機旋轉 螺桿反轉 反靠銷反靠端面齒嚙合上刀體下降，粗定位電動機停轉 延時鎖緊 精定位機電 05-1 班圖：自動回轉刀架的換刀流程上b))b))1-上 234上 5-67上上上上主要傳動部件的設計1. 蝸桿副的設計計算自動回轉刀架的動力源是三相異步電動機。其中蝸桿與電動機直聯，刀架轉位時蝸輪與上刀體直聯。已知電動機額定功率 =90W。,額定轉速 =1480r/min，上刀體設計轉速 =40r/min，蝸桿副的傳動比 i= / =37。刀架從轉位到鎖緊時，需要蝸桿反向，工作載荷不均勻，啟動時沖擊較大，今要求蝸桿副的使用壽命 =10000h。（1） 蝸桿的選型 GB/T10085-1988 推薦采用漸開線蝸桿和錐面包絡蝸桿。本設計采用結構簡單，制造方便的漸開線型圓柱蝸桿。（2） 蝸桿副的材料 刀架中的蝸桿副傳動的功率不大，但蝸桿轉速干，一次，蝸桿的材料選用 45 鋼，其螺旋齒面要淬火，硬度為 45～55HRC,以提高其表面耐磨行；蝸輪的轉速較低，其材料主要考慮耐磨性，選用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，采用金屬模制造。（3） 按齒面接觸疲勞強度進行設計 刀架中的蝸桿副采用閉式傳動，多因齒面膠合或點蝕而失效。因此，進行載荷計算時，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核。按蝸輪接觸疲勞強度條件設計計算的公式a(4-1)式中 a——蝸桿副的傳動中心距，單位 mm；K——載荷系數；——作用在渦輪上的轉矩 ，單位 N.mm；——彈性影響系數 ZE；機電 05-1 班[ ]——許用接觸應力，單位為 MPa。從式 4-1 算出蝸桿副的中心距 a 之后，根據已知的傳動比 i=35，查表選擇一個合適的中心距 a 值，以及相應的蝸桿，蝸輪參數。1） 確定作用在蝸輪上的轉矩 , 設蝸桿頭數 =1，蝸桿副的傳動效率η=0.8，由電動機的額定功率 =90W，可以算出蝸輪傳動的功率 =η，再由蝸輪的轉速 =40r/min 求得作用在蝸輪上的轉矩=9.55 =9.55 =25.47N·m=22923N·mm2） 確定載荷系數 K 載荷系數 K= KA KB K。其中 KA 為使用系數，有表 6-3 查得，由于工作載荷不均勻，啟動時沖擊較大，因此取 KA= 1.15； 為齒向分布系數，因工作載荷在啟動和停止時有變化，故取 KB =1.15； 為動載系數，由于轉數不高。沖擊不大，可取 K =1.05。則載荷系數 K=KA KB K ≈1.39使用系數工作類型 I II III載荷性質 均勻，無沖擊 不均勻，小沖擊 不均勻，大沖擊每小時起動次數 50起動載荷 小 較大 大KA 1 1.15 1.23） 確定彈性影響系數 ZE ，鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配時，從有關手冊查的彈性影響系數 ZE=160Mpa 1/2；4） 確定接觸系數 先假設蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動中心距 a 的比值 d1 /a=0.35。查表的 Zp =2.9鑄錫青銅蝸輪的基本許用接觸應力[σ]H'(MPa)蝸桿螺旋面的硬度蝸輪材料 鑄造方法≤45HRC >45HRC砂模鑄造 150 180鑄錫磷青銅ZCuSn10P1 金屬模鑄造 220 268機電 05-1 班砂模鑄造 113 135鑄錫鋅鉛青銅ZCuSn5Pb5Zn5 金屬模鑄造 128 1405）確定許用接觸應力[ ] 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 金屬模制造蝸桿螺旋齒面硬度大于 45HRC 可查表的蝸輪的基本許用應力=268MPa 已知蝸桿為單頭，蝸輪每轉一轉時每個輪齒嚙合的次數 j=1；蝸輪轉數 =40r/min；蝸桿副的使用壽命 =10000h。則應力循環(huán)次數：N=60j n2 =2.4 ×10 7壽命系數：KHN = 0.693許用接觸應力：[σ ]=KHN× =186MPa6）計算中心距 將以上各參數帶入 4-1，求得中心距：a = 47.1 mm查表取 a=63，已知蝸桿頭數 =1，設模數 m=1.6mm，得蝸桿分度圓直徑 d1 =28mm。這時 d1/a=0.59，查表得接觸系數 =2.35。因為較大，所以上述計算結果可用。（4）蝸桿和渦輪的主要參數與幾何尺寸 由蝸桿和渦輪的基本尺寸和主要參數，算的蝸桿和渦輪的主要幾何尺寸后，即可繪制蝸桿副的工作圖。1）蝸桿的參數與尺寸 頭數 =1，模數 m=1.6mm，軸向齒距= m=5.027mm 軸向齒厚 =0.5 m=2.514mm，分度圓直徑=28，直徑系數 q= =17.5，分度圓導程角 = = 。取齒頂高系數 =1，徑向間隙系數 =0.2，則齒頂圓直徑 = +2 m=31.2mm，機電 05-1 班齒根圓直徑 = -2m（ + ）=24.314mm。2）渦輪參數與尺寸 齒數 =60，模數 m=1.6mm，分度圓直徑為 =m =96mm，變位系數 =[a-( )/2]/m=0.6，渦輪喉圓直徑為 = +2m（ ）=101.12mm，渦輪齒根圓直徑 = -2m（ - + ）=94.08mm，渦輪咽喉母圓半徑 =a- /2=12.44mm。（5）校核渦輪齒根彎曲疲勞強度 即檢驗下式是否成立：= [ ]由蝸桿頭數 =1，傳動比 i=35，可以計算出渦輪齒數 =i =35則渦輪的當量齒數：= =35.17根據渦輪變位系數 =0.6 和當量齒數 =35.17，查表的齒形系數=2.08螺旋角影響系數 =1- =0.977根據渦輪的材料和制造方法，查表得渦輪基本許用彎曲應力：=56MPa渦輪的壽命系數：= =0.702渦輪的許用彎曲應力：= =39.3MPa將數據帶入得：機電 05-1 班可見， ，渦輪齒根的彎曲強度滿足要求。蝸輪的基本許用彎曲應力（MPa）蝸輪材料 鑄造方法單側工作 雙側工作砂模鑄造 40 29鑄錫青銅 ZCuSn10P1 金屬模鑄造 56 40砂模鑄造 26 22鑄錫鋅鉛青銅ZCuSn5Pb5Zn5 金屬模鑄 造 32 26砂模鑄造 80 57鑄鋁鐵青銅ZCuAl10Fe3 金屬模鑄 造 90 64HT150 砂模鑄造 40 28灰鑄鐵HT200 砂模鑄造 48 342.螺桿的設計計算（1） 螺距的確定 刀架轉位時，要求螺桿在轉動約 的情況下，上刀體的端面齒與下刀體的端面齒完全脫離;在鎖緊的時候，要求上下端面的嚙合深度達 2mm。因此，螺桿的螺距 P 應滿足 P>2.4mm，今取螺桿的螺距 P=6mm。（2） 確定其他參數 采用單頭梯形螺桿，頭數 n=1，牙側角 = 150，外螺紋大徑 =50mm，牙頂間隙 =0.5mm，基本牙型高度=0.5P=3mm，外螺紋牙高 =3.5mm，外螺紋中徑 =47mm，外螺紋小徑 =43mm，螺桿螺紋部分長度 H=50mm。（3） 自鎖性能校核 螺桿-螺母材料均用 45 鋼，查表取摩擦系數f=0.11；再求得梯形螺旋副的當量摩擦角：= 6.50而螺紋升角：= 2.33機電 05-1 班小于當量摩擦角。因此滿足自鎖條件。