第3章滾珠絲杠傳動系統結構設計貨物搬運升降機滾珠絲杠傳動系統主要用于實現將絲杠的旋轉運動轉化為載貨臺的垂直升降運動。本章主要完成該系統的結構設計。滾珠絲杠傳動形式滾珠絲杠傳動主要用于實現旋轉運動與直線運動之間的轉換[8]。如圖3-1所示，滾珠絲杠傳動由絲杠1、螺母2、滾珠3和反相器4組成。1絲杠2螺母3滾珠4反向器圖3-1滾珠絲杠結構示意圖滾珠絲杠傳動具有以下幾個特點：①傳動效率高，消耗能量少；②行進平穩，同步性能良好；③使用過程中磨損較小，壽命長。絲杠螺母的基本傳動分5種，有螺母固定絲杠轉動并移動方式、絲杠轉動螺母移動方式、螺母轉動絲杠移動方式、絲杠固定螺母轉動并移動方式和差動傳動方式。其中，螺母固定絲杠轉動并移動方式結構比較簡單，螺母自身可以起到支承的作用，防止軸承的附加軸向竄動，但只適用行程小的空間；絲杠轉動螺母移動方式可以使整機結構變緊密，并且絲杠的剛性較高，適合工作行程較大的場合；螺母轉動絲杠移動方式需同時對絲杠和螺母的轉動進行制約，但該結構較復雜且占用較大空間，所以應用的場合比較少；絲杠固定螺母轉動并移動方式結構簡單且緊湊，但使用不便，所以該種形式應用場合也很少；差動傳動方式絲杠上有兩段不相同的螺紋，適用各種微動機構中。本文設計貨物搬運升降機的滾珠絲杠傳動系統的行程為1800mm，綜合以上傳動方式的結構特點，所以，滾珠絲杠傳動系統采用絲杠轉動螺母移動方式，如圖3-2所示。圖3-2滾珠絲杠機構傳動形式滾珠絲杠傳動的設計與選用滾珠絲杠傳動系統的具體計算步驟。3.2.1傳動系統載荷及轉速計算(1)初算導程Ph：(3-1)式中，Ph—絲杠導程(mm)；vmax—絲杠副最大移動速度(mm/min)，本設計中vmax=1×104mm/min；nmax—絲杠副最大相對轉速(r/min)，本設計中初選絲杠的轉速nmax=1×103r/min。計算可得：Ph≥10mm。本設計中取Ph=10mm。(2)計算當量載荷Fm首先需要確定最大工作載荷Fmax。對于滾珠絲杠傳動系統，當載貨臺帶動貨物進行快速上升運動時受到的載荷值最大。此時，Fmax可通過式3-2計算得到。(3-2)式中，Fmax—最大工作載荷(N)；G—最大貨物載荷(包含載貨臺/N)；Fa—最大加速度慣性力(N)；Ff—滾珠滑塊摩擦阻力(N)，本設計中Ff很小，可以忽略不計；其中，對于貨物最大重量G可按式（3-3）計算。(3-3)式中，m—最大貨物重量（包含載貨臺/kg），本設計中m=300kgg—重力加速度(N/kg)，本文中g取9.8N/kg；其中，對于最大加速度慣性力Fa可按式（3-4）計算。(3-4)式中，a—載貨臺升降加速度（m/s2）；其中，對于載貨臺升降加速度a可按式（3-5）計算。(3-5)式中，vmax—絲杠副最大移動速度(mm/min)，本設計中vmax=1×104mm/min；ta—加速時間（s），本設計中ta=0.1s。聯立式（3-1）~式（3-5），計算可得：Fmax=3441N。當工作載荷在最大載荷Fmax與最小載荷Fmin之間循環往復時，Fm可以通過式3-6進行計算。(3-6)式中，Fm—當量載荷(N)；Fmax—最大載荷（N），本設計中Fmax=3441N；Fmin—最小載荷（N），本設計中Fmin=50N。計算可得：Fm=2310.7N。(3)計算當量轉速nm當量轉速nm可按式（3-7）計算。(3-7)式中，nm—當量轉速(r/min)；n1，n2—不同階段的轉速(r/min)；t1，t2—對應n1，n2的時間（h）；在本設計中，滾珠絲杠的運行狀態有3種，分別為空載運行、載貨上升和載貨下降。絲杠不同運行狀態對應的運行速度和所占時間的百分比如表3-1所示。表3-1絲杠運行狀態速度表、占時比運行狀態運行速度（m/min）轉速（r/min）占時百分比（%）空載25250050載貨上升10100025載貨下降13130025計算可得：nm=1825r/min。(4)計算額定動載荷Cam本設計按預期工作時間計算額定動載荷Cam：(3-8)式中，Cam—額定動載荷(N)；fa—精度系數，根據表3-2，本設計中fa取1.0；fc—可靠性系數，根據表3-3，本設計中fc取0.44；fw—載荷性質系數，根據表3-4，本設計中fw取1.2；Lh—預期工作壽命(h)，本課題中貨物搬運升降機Lh設計為20000h。計算可得：Cam=81837.7N。表3-2精度系數fa[8]精度等級12345710fa1.0表3-3可靠性系數fc[8]可靠性/%909596979899fc10.620.530.440.330.21表3-4載荷性質系數fw[8]載荷性質無沖擊(很平穩)輕微沖擊有沖擊或振動fw1~1.21.2~1.51.5~2(5)估算滾珠絲杠的螺旋小徑d2m(3-9)式中，d2m—滾珠絲杠螺紋的小徑(mm)；a—支承方式系數，支承方式用兩端固定，根據表3-5可以得出a=0.039；μ0—導軌靜摩擦因數，本設計中取μ0=0.6；W—滾珠絲杠副拖動工作臺質量，W=2940N；L—滾珠絲杠兩軸承支點間距離(mm)，本設計中L=1800mm；—滾珠絲杠最大允許軸向變形，本設計中取=2μm。其中，滾珠絲杠兩軸承支點距離L可按式（3-10）計算。(3-10)聯立式(3-9)和式(3-10)，計算可得：d2m=37.6mm。表3-5支承方式系數a、K2、f[8]支承方式一端固定、一端自由一端固定、一端鉸支兩端鉸支兩端固定a0.0780.039K20.25214f3.415.19.721.9(6)確定滾珠絲杠規格代號根據上述計算結果，查閱《現代機械手機手冊/第5卷》[8]，在漢江機床有限公司生產的HJG-S系列FYND型滾珠絲杠樣本中選取規格代號為FFZD4010-5的滾珠絲杠副，如圖3-3所示。該滾珠絲杠副對應的參數見表3-6。圖3-3滾珠絲杠規格表3-6FFZD4010-5型滾珠絲杠相關參數[8]公稱直徑/mm導程/mm絲杠外徑/mm鋼球直徑/mm絲杠小徑/mm額定載荷/N接觸剛度/N·μm-1d0Phd1Dwd2動載Ca靜載CoaK401039.57.14434.3465001105001585(7)計算預緊力Fp(3-11)式中，Fp—預緊力(N)。計算可得：Fp=1147N。(8)計算行程補償值C(3-12)式中，C—行程補償值(μm)；Δt—溫度變化值，2~3℃；lu—滾珠絲杠有效行程(mm)。(3-13)聯立式(3-9)和式(3-10)，計算可得：C=44.84μm。(9)計算預拉伸力Ft(3-14)式中，Ft—預拉伸力(N)；d2—絲杠螺紋小徑(mm)，本設計中FFZD4010-5型滾珠絲杠對應的絲杠螺紋小徑d2=34.3mm。計算可得：Ft=4588.3N3.2.2軸承的選擇（1）調心球軸承有自動調心的性能，可以自動補償裝配中產生的同軸誤差。角接觸球軸承可承受單一的軸向載荷。并且角接觸球軸承的承載能力在所有類型的球軸承中是最大的，制造精度也是各類軸承中最高的，尤其適用于高精度、高速場合。本文所設計的滾珠絲杠傳動裝置采用兩端固定的支承形式，主要用于承受貨物搬運過程中產生的軸向載荷，因此用于連接絲杠的軸承也主要承受軸向載荷，根據上述各類軸承的承載特點，故本設計中選用角接觸球軸承。（2）軸承所承受的最大軸向載荷FBmax(3-15)計算可得：FBmax=8029.3N。（3）軸承內徑d根據軸承選用的要求，軸承內徑d要略小于絲杠螺紋小徑d2=34.3mm，所以本設計中取d=30mm。（4）軸承基本額定動載荷計算值C(3-16)式中，C—軸承基本額定動載荷計算值（N）；fh—壽命因數，根據表3-6，本設計中取fh=3.42；fn—速度因數，根據表3-7，本設計中取fn=3.48；fm—力矩載荷因數，根據規定當力矩載荷較小時fm=1.5，力矩載荷較大時fm=2，故本設計中取fm=2；fd—沖擊載荷因數，根據表3-8，本設計中取fd=1.2；fT—溫度因數，根據表3-9，本設計中取fT=1.0。計算可得：C=18930N。表3-6壽命因數fh值[9]壽命Lh/hfh球軸承滾子軸承200003.423.02210003.483.07220003.533.11表3-7速度因數fn值[9]轉速n/r·min-1fn球軸承滾子軸承9803.423.0210003.483.0711003.533.11表3-8沖擊載荷因數fd值[9]表3-9溫度因數fT值[9]工作溫度/℃＜120125150175200225250300fT1.00.950.90.850.800.750.700.6（5）軸承基本額定靜載荷C0(3-17)式中，C0—軸承基本額定靜載荷（N）；P0—當量靜載荷（N），本設計中P0=Fm=2310.7N；S0—安全因數，靜止軸承和緩慢擺動或轉速極低的軸承S0見表3-10；旋轉軸承S0見表3-11；推力調心滾子軸承，無論其旋轉與否取S0≥4；軸承箱剛度較低時S0取較高值，反之取低。根據表3-10，本設計中取S0=1.5。根據表3-10，本設計中取S0=1.5。計算可得：C0=3466N。（6）按樣本選軸承型號規格根據上述計算結果，查閱《現代機械設計手冊/第2卷》[9]，選擇7306B型號的角接觸球軸承。該軸承的相關參數見表3-12。3.2.3滾珠絲杠傳動系統驗算(1)驗算系統剛度K(3-18)式中，K—系統剛度(N/μm)；Kb—軸承剛度(N/μm)；R—軸向接觸剛度(N/μm)，本設計中R=1585N/μm；Ks—滾珠絲杠副的預拉剛度(N/μm)。表3-10靜止軸承安全因數[9]軸承使用場合S0飛機變距螺旋槳葉片≥0.5水壩閘門裝置≥1吊橋≥1.5附加動載荷較小的大型起重機吊鉤≥1很大的小型裝卸起重機吊鉤≥1.6表3-11旋轉軸承安全系數[9]使用要求和載荷性質S0球軸承滾子軸承對旋轉精度及平穩性要求較高，或承受強大的沖擊載荷1.5~22.5~4正常使用0.5~21~3.5對旋轉精度及平穩性要求較低，沒有沖擊和振動0.5~21~3表3-127306B型角接觸球軸承相關參數[9]軸承型號基本尺寸/mm基本額定載荷/N極限轉速/r·min-17306B內徑d外徑D寬度B動載C靜載C0脂油30721919200310007500010000其中，對于角接觸球軸承的軸承剛度Kb可按式（3-19）計算。(3-19)式中，dQ—滾子體直徑(mm)，對于7306B型角接觸球軸承dQ=9.5mm；Z—滾珠數，對于7306B型角接觸球軸承Z=13；β—軸承接觸角(°)，對于7306B型角接觸球軸承β=40°；Famax—最大軸向工作載荷(N)，本文中Famax=FBmax=8029.3N；本文所設計的滾珠絲杠傳動裝置的支承方式采用兩端固定的方式，其預拉剛度可以利用式（3-20）計算。(3-20)聯立式(3-18)~式(3-20)計算可得：K=87.9N/μm。又有(3-21)式中，F0—靜摩擦力(N)，本設計中F0=2940N。因此，系統剛度K滿足工作要求，合格。(2)驗算滾珠絲杠壓桿穩定性Fc(3-22)式中，Fc—臨界壓縮載荷(N)；K1—安全系數，絲杠垂直安裝取1/2，水平安裝取1/3，所以本設計中取K1=0.5；K2—支承系數，根據表3-5，本設計中取K2=4；Lc1—絲杠最大受壓長度(mm)，本文Lc1=lu=1900mm。計算可得：Fc=7668.3N。很明顯，此時有：Fc>Fmax=3441N。因而，滾珠絲杠壓桿穩定性滿足加工過程的需求，符合選用標準。(3)驗算滾珠絲杠副極限轉速nc(3-22)式中，nc—極限轉速(r/min)；f—支承方式系數，根據表3-5，本設計中f=21.9；Lc2—螺母運動到極限工作位置時，絲杠軸承支點到螺母中點的距離(mm)，本設計中Lc2=400mm。計算可得：nc=4694.8r/min。很明顯，此時有nc>nmax=1825r/min。因而，滾珠絲杠副的極限轉速滿足貨物升降要求，可以達到合格的標準。(4)校驗d0值有(3-23)所以，d0滿足設計要求，合格。(5)驗算額定靜載荷Coa有N(3-24)式中，Coa—滾珠絲杠副基本軸向額定靜載荷（N），由滾珠絲杠副樣本提供。根據表，本設計中Coa=31000N。fs—靜安全系數，根據設計要求，fs一般取1~2，有沖擊和振動時取2~3。本設計中取fs=2。Famax—軸向最大載荷（N），本設計中Famax=3441N。所以，滾珠絲杠副基本軸向額定靜載荷滿足設計要求，合格。(6)驗算絲杠抗拉強度有(3-25)式中，σp—絲杠材料的許用抗拉應力(MPa)，本文取σp=170MPa。所以，絲杠的抗拉強度滿足設計要求，合格。3.3本章小結本章主要對貨物搬運升降機滾珠絲杠傳動系統的結構進行了設計。首先介紹了滾珠絲杠傳動的不同形式以及功能特點，并從中選取適合于本設計要求的滾珠絲杠形式。然后著重對滾珠絲杠副選型進行了詳細計算分析，并對選擇好的各個構件進行了強度或壽命校核，保證該型號的滾珠絲杠副可以滿足貨物搬運升降機實際工作中的要求。第4章蝸輪蝸桿系統結構設計貨物搬運升降機蝸輪蝸桿傳動系統主要用于實現電機的減速、增扭、變向。本章主要完成該系統的結構設計。蝸輪蝸桿傳動形式常用的蝸輪蝸桿傳動形式分兩類，圓柱蝸桿傳動和環面蝸桿傳動。按照蝸桿型式的不同，圓柱蝸桿傳動分為五大類；環面蝸桿傳動分為傳動三大類。其中，ZA型、ZK型蝸桿傳動加工十分方便，因此應用范圍比較廣泛，但主要適用于載荷小、等場合；ZN型和ZI型傳動加工精度容易保證，適用于傳動精度高場合；ZC型傳動可磨削，適用于起重、建筑、化工等機械結構中；TVP型和TOP型傳動加工精度和承載能力都較高，主要適用于起重、冶金以及重型機械等行業中。綜合以上傳動方式的結構特點以及適用范圍，本設計中采用漸開線圓柱蝸桿（ZI型）傳動形式，如圖4-1所示。圖4-1渦輪蝸桿傳動形式蝸輪蝸桿傳動的設計與選用蝸輪蝸桿傳動系統的具體設計計算按以下步驟進行。(1)選擇蝸輪蝸桿材料和加工精度根據蝸桿、蝸輪材料選用推薦表[10]，本設計中蝸桿材料選用45鋼，芯部調質處理，蝸輪材料選用HT200，金屬模鑄造。加工精度均選擇8級。（2）蝸桿軸向模數（蝸輪端面模數）m根據表4-1圓柱蝸桿模數m值選取標準，本設計中初選蝸桿軸向模數m=5。表4-1圓柱蝸桿模數m值（GB/T10088-1988）mm1，1.25，(1.5)，1.6，2，2.5，(3)，3.15，(3.5)，4，(4.5)，5，(5.5)，(6)，6.3，(7)，8，10，(12)，12.5，(14)，16，20，25，31.5，40（3）蝸桿分度圓直徑d1通過查閱《現代機械設計手冊/第3卷》[10]，本設計中初選蝸桿分度圓直徑d1=50mm。（4）傳動比i通過查閱《現代機械設計手冊/第3卷》[10]，本設計中初選傳動比i=15.5。（5）蝸桿頭數z1蝸桿頭數一般取1~4，本設計中取z1=2。（6）蝸輪齒數z2(4-1)式中，z2—蝸輪齒數；i—傳動比，本設計中i=15.5；z1—蝸桿頭數，本設計中z1=2；計算可得，z2=31。（7）蝸輪分度圓直徑d2(4-2)式中，d2—蝸輪分度圓直徑（mm）；m—蝸桿軸向模數，本設計中m=5；z2—蝸輪齒數，本設計中z2=31；計算可得，d2=155mm。（8）蝸桿直徑系數（蝸桿特性系數）q(4-3)式中，q—蝸桿直徑系數；d1—蝸桿分度圓直徑（mm），本設計中d1=50mm。m—蝸桿軸向模數，本設計中m=5；計算可得，q=10。（9）蝸輪變位系數x2對于普通圓柱蝸桿傳動，一般取-1≤x2≤1。本設計中取x2=-0.5。（10）中心距a（4-4）式中，a—中心距（mm）；d2—蝸輪分度圓直徑（mm），本設計中d2=155mm；x2—蝸輪變位系數，本設計中x2=-0.5；計算可得，a=100mm。（11）蝸桿分度圓柱導程角γ（4-5）式中，γ—蝸桿分度圓柱導程角（°）；z1—蝸桿頭數，本設計中z1=2；q—蝸桿直徑系數，本設計中q=10。計算可得，γ=11.3°。（12）蝸桿節圓導程角γ’（4-6）式中，γ’—蝸桿節圓導程角（°）；x2—蝸輪變位系數，本設計中x2=-0.5；計算可得，γ’=12.5°。（13）蝸桿（輪）法向齒形角αn對于ZI型蝸桿，蝸桿（輪）法向齒形角αn=20°。（14）蝸桿軸向齒形角α（4-7）式中，α—蝸桿軸向齒形角（°）；γ—蝸桿分度圓柱導程角（°），本設計中γ=11.3°。計算可得，α=20.4°。（15）頂隙c（4-8）式中，c—頂隙（mm）；c*—頂隙系數，一般頂隙系數c*=0.2，對于ZC1蝸桿c*=0.16。本設計中取c*=0.2。計算可得，c=1.0mm。（16）蝸桿齒頂高ha1（4-9）式中，ha1—蝸桿齒頂高（mm）；ha*—齒頂高系數，一般齒頂高系數ha*=1；對于普通圓柱蝸桿短齒ha*=0.8；對于ZC1蝸桿，當z1＞3時，ha*=0.85~0.95。本設計中取ha*=0.8。m—蝸桿軸向模數，本設計中m=5；計算可得，ha1=4mm。（17）蝸輪齒頂高ha2（4-10）式中，ha2—蝸輪齒頂高（mm）；x2—蝸輪變位系數，本設計中x2=-0.5；計算可得，ha2=1.5mm。（18）蝸桿齒根高hf1（4-11）式中，hf1—蝸桿齒根高（mm）；c*—頂隙系數，本設計中取c*=0.2。ha*—齒頂高系數。本設計中取ha*=0.8。計算可得，hf1=5mm。（19）蝸輪齒根高hf2（4-12）式中，hf2—蝸輪齒根高（mm）；計算可得，hf2=2.5mm。（20）蝸桿節圓直徑d1’（4-13）式中，d1’—蝸桿節圓直徑（mm）；q—蝸桿直徑系數，本設計中q=10；x2—蝸輪變位系數，本設計中x2=-0.5；計算可得，d1’=45mm。（21）蝸輪節圓直徑d2’（4-14）式中，d2’—蝸輪節圓直徑（mm）；計算可得，d2’=155mm。（22）蝸桿齒頂圓直徑da1（4-15）式中，da1—蝸桿齒頂圓直徑（mm）；d1—蝸桿分度圓直徑（mm），本設計中d1=50mm；ha1—蝸桿齒頂高（mm），本設計中ha1=4mm。計算可得，da1=58mm。（23）蝸輪喉圓直徑da2（4-16）式中，da2—蝸輪喉圓直徑（mm）；d2—蝸輪分度圓直徑（mm），本設計中d2=155mm；ha2—蝸輪齒頂高（mm），ha2=1.5mm。計算可得，da2=158mm。（24）蝸桿齒根圓直徑df1（4-17）式中，df1—蝸桿齒根圓直徑（mm）；hf1—蝸桿齒根高（mm），本設計中hf1=5mm。計算可得，df1=40mm。（25）蝸輪齒根圓直徑df2（4-18）式中，df2—蝸輪齒根圓直徑（mm）；hf2—蝸輪齒根高（mm），本設計中hf2=2.5mm。計算可得，df2=150mm。（26）蝸桿軸向齒距px（4-19）式中，px—軸向齒距（mm）；計算可得，px=15.7mm。（27）蝸桿軸向齒厚sx1（4-20）式中，sx1—蝸桿軸向齒厚（mm）；計算可得，sx1=7.85mm。（28）蝸桿法向齒厚sn1（4-21）式中，sn1—蝸輪法向齒厚（mm）；γ—蝸桿分度圓柱導程角（°），本設計中γ=11.3°；計算可得，sn1=7.70mm。（29）蝸輪分度圓齒厚s2（4-22）式中，s2—蝸輪分度圓齒厚（mm）；x2—蝸輪變位系數，本設計中x2=-0.5；α—蝸桿軸向齒形角（°），本設計中α=20.4°；計算可得，s2=6.0mm。（30）蝸桿分度圓法向弦齒高hn1（4-23）式中，hn1—蝸桿分度圓法向弦齒高（mm）；m—蝸桿軸向模數，本設計中m=5；計算可得，hn1=5mm。（31）蝸桿齒寬b1（4-24）式中，b1—蝸桿齒寬（mm）；z2—蝸輪齒數，本設計中z2=31；計算可得，b1≥75.5mm，本設計中取b1=80mm。（32）蝸輪最大外圓直徑de2（4-25）式中，de2—蝸輪最大外圓直徑（mm）；da2—蝸輪喉圓直徑（mm），da2=158mm；計算可得，de2≤165.5mm，本設計中取de2=165mm。（33）蝸輪齒寬b2（4-26）式中，b2—蝸輪齒寬（mm）；da1—蝸桿齒頂圓直徑（mm），本設計中da1=58mm；計算可得，b2=38.86~43.5mm，本設計中取b2=40.0mm。（34）蝸輪咽喉母圓半徑rg2（4-27）式中，rg2—蝸輪咽喉母圓半徑（mm）；a—中心距（mm），本設計中a=100mm；da2—蝸輪喉圓直徑（mm），本設計中da2=158mm；計算可得，rg2=21mm。（35）蝸輪齒根圓弧半徑rf2（4-28）式中，rf2—蝸輪齒根圓弧半徑（mm）；計算可得，rf2=30mm。（36）蝸輪輸出轉矩T2（4-29）式中，T2—蝸輪輸出轉矩（Nm）；P1—輸入功率（W）；η—傳動效率；i—傳動比，本設計中i=15.5；n—蝸輪轉速（r/min），本設計中n=nm=1825r/min；其中，傳動效率η可按式（4-30）計算：（4-30）計算可得，η=0.862。其中，輸入功率P1可按式（4-31）計算：（4-31）式中，P2—輸出功率（W），可按式（4-32）計算。（4-32）式中，F—工作載荷(N)，本設計中F=Fmax=3441N；v—移動速度(mm/min)，本設計中v=vmax=1×104mm/min；聯立式（4-29）~式（4-31），計算可得T2=699557.6Nm。（37）驗算齒面接觸強度σH（4-32）式中，σH—齒面接觸強度（N/mm2）；ZE—彈性系數，根據表4-2，本設計中取ZE=162；KA—使用系數根據表4-3，本設計中取KA=1.3；KV—動載系數，本設計中取KV=1.1；Kβ—載荷分布系數，載荷平穩時，Kβ=1，載荷變化時，Kβ=1.1~1.3。本設計中取Kβ=1.2；d1—蝸桿分度圓直徑（mm），本設計中d1=50mm；d2—蝸輪分度圓直徑（mm），本設計中d2=155mm；計算可得，σH=195.48N/mm2。根據上述參數，查閱《現代機械手機手冊/第5卷》[8]可以得到：許用接觸應力σHP=225N/mm2。很明顯，此時有σH＜σHP，所以齒面接觸強度可以滿足工作要求，合格。表4-2彈性系數ZE蝸桿材料蝸輪材料鑄錫青銅鑄鋁青銅灰鑄鐵球墨鑄鐵鋼155156162181.4（38）驗算齒根彎曲強度σF（4-33）式中，σF—齒根彎曲強度（N/mm2）；YFS—蝸輪的綜合齒形系數，通過查閱機械設計手冊[11]可知，本設計中YFS=1.61。m—蝸桿軸向模數，本設計中m=5；d1—蝸桿分度圓直徑（mm），本設計中d1=50mm。d2—蝸輪分度圓直徑（mm），本設計中d2=155mm；Yβ—導程角系數，可按式（4-34）計算：（4-34）聯立式（4-33）和式（4-34），計算可得σF=149.5N/mm2。根據上述參數，查閱《現代機械手機手冊/第5卷》[8]可以得到：蝸輪齒根許用彎曲應力σFP=352N/mm2。很明顯，此時有σF＜σFP，可以滿足工作要求，合格。表4-3使用系數KA原動機工作特點平穩中等沖擊嚴重沖擊電動機、透平0.8~12.50.9~1.51~1.75多缸內燃機0.9~1.51~1.751.25~2單缸內燃機1~17.51.25~21.5~2.25注：表中小值用于間歇工作，大值用于連續工作。（39）驅動電機的選擇根據式（4-31）和式（4-32）可知，系統所需的驅動功率為10.4kw。查閱《現代機械設計手冊/第3卷》[10]，本設計中選取型號為Y160M2-2的驅動電機，該電機的相關參數見表4-4。表4-4Y160M2-2型電機的相關技術參數電機型號功率/kW額定轉速/r·min-1額定電流/A效率/%功率因數Y160M2-215293029.488.20.884.3蝸輪蝸桿傳動的潤滑及熱平衡計算4.3.1蝸輪蝸桿傳動的潤滑潤滑的目的在于減少蝸桿傳動系統中的摩擦，同時可以減少系統散熱[12]。本設計中貨物搬運機在運行過程中傳動比較平穩且沒有沖擊，所以選用普通型蝸輪蝸桿油（L-CKE）。該類油品的油性較好并且摩擦因數也比較低，可以明顯提高系統的傳動效率。（1）蝸輪蝸桿油黏度的選擇（4-35）式中，Ks/v—力-速度因子（N·min/m2）；M2—輸出扭矩（N·m），本設