蝸桿箱設(shè)計(jì)

蝸桿箱設(shè)計(jì),蝸桿箱設(shè)計(jì),蝸桿,設(shè)計(jì) 目錄 摘要 Abstract 第一章 引言 1.1 課題的意義 　　幾乎在各式機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)中都可以見到蝸桿箱的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機(jī)車，建筑用的重型機(jī)具，機(jī)械工業(yè)所用的加工機(jī)具及自動(dòng)化生產(chǎn)設(shè)備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等.其應(yīng)用從大動(dòng)力的傳輸工作，到小負(fù)荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機(jī)的應(yīng)用，且在工業(yè)應(yīng)用上，減速機(jī)具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應(yīng)用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設(shè)備。減速機(jī)的作用主要有： 圖1-1蝸桿箱 1）降速同時(shí)提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機(jī)輸出乘減速比，但要注意不能超出減速機(jī)額定扭矩。 　　2）減速同時(shí)降低了負(fù)載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。大家可以看一下一般電機(jī)都有一個(gè)慣量數(shù)值。 蝸桿箱分類： 　　主要型號：WP系列蝸桿箱、WH系列蝸桿箱和CW系列蝸桿箱等。 　　1.WP系列蝸桿箱包括WPA/WPS/WPW/WPE/WPZ/WPD 　　2.WH系列蝸桿箱包括WHT/WHX/WHS/WHC 　　3.CW系列蝸桿箱包括CWU/CWS/CWO 蝸桿箱的常見問題及分析 　　一、常見問題及其原因。 　　(1)減速機(jī)發(fā)熱和漏油， 　　(2)蝸輪磨損， 　　(3)傳動(dòng)小斜齒輪磨損， 　　(4)軸承(蝸桿處)損壞。 1、減速機(jī)發(fā)熱和漏油 　　蝸輪減速機(jī)為了提高效率，一般均采用有色金屬做蝸輪， 采用較硬的鋼材，由于它是滑動(dòng)摩擦傳動(dòng)，在運(yùn)行過程中，就會(huì)產(chǎn)生較高的熱量，使減速機(jī)各零件和密封之間熱膨脹產(chǎn)生差異，從而在各配合面產(chǎn)生間隙，而油液由于溫度的升高變稀，容易造成泄漏。主要原因有四點(diǎn)，一是材質(zhì)的搭配是否合理，二是嚙合磨擦面的表面質(zhì)量，三是潤滑油的選擇，添加量是否正確，四是裝配質(zhì)量和使用環(huán)境。 2、蝸輪磨損 　　蝸輪一般采用錫青銅，配對的蝸桿材料一般用45鋼淬硬至HRC45一55,還常用40C:淬硬HRC50一55，經(jīng)蝸桿磨床磨削至粗糙度RaO. 8 fcm,減速機(jī)正常運(yùn)行時(shí)，蝸桿就象一把淬硬的“銼刀”，不停地銼削蝸輪，使蝸輪產(chǎn)生磨損。一般來說，這種磨損很慢，象某廠有些減速機(jī)可以使用10年以上。如果磨損速度較快，就要考慮減速機(jī)的選型是否正確，是否有超負(fù)荷運(yùn)行，蝸輪蝸桿的材質(zhì)，裝配質(zhì)量或使用環(huán)境等原因。 3、傳動(dòng)小斜齒輪磨損 　　一般發(fā)生在立式安裝的減速機(jī)上，主要跟潤滑油的添加量和潤滑油的選擇有關(guān)。立式安裝時(shí)，很容易造成潤滑油油量不足，當(dāng)減速機(jī)停止運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，電機(jī)和減速機(jī)間傳動(dòng)齒輪油流失，齒輪得不到應(yīng)有的潤滑保護(hù)，啟動(dòng)或運(yùn)轉(zhuǎn)過程中得不到有效的潤滑導(dǎo)致機(jī)械磨損甚至損壞。 4、蝸桿軸承損壞 　　減速機(jī)發(fā)生故障時(shí)，即使減速箱密封良好，該廠還是經(jīng)常發(fā)現(xiàn)減速機(jī)內(nèi)的齒輪油已經(jīng)被乳化，軸承已生銹、腐蝕、損壞，這是因?yàn)闇p速機(jī)在運(yùn)停過程中，齒輪油由熱變冷后產(chǎn)生的水分凝聚造成;當(dāng)然，也和軸承質(zhì)量，裝配工藝方法密切相關(guān)。 蝸桿箱國家標(biāo)準(zhǔn) 　　TP型平面包絡(luò)環(huán)面蝸輪減速器（JB/T9051-1999） 　　CW系列圓弧圓柱蝸桿減速器（JB/T7935-1999） 　　ZC1型雙級蝸桿及齒輪-蝸桿減速器（JB/T7008-1993） 　　SCW軸裝式圓弧圓柱蝸桿減速機(jī)（JB/T6387-1992） 　　WD型圓柱蝸桿減速機(jī)（JB/ZQ4390-79） 　　CW系列圓弧圓柱蝸桿減速器（GB9147-88） 　　WH系列圓弧圓柱蝸桿減速機(jī)（JB2318-79） 　　平面包絡(luò)環(huán)面蝸桿減速器（ZBJ19021-89） 　　圓弧圓柱蝸桿減速器（GB9147-88） 　　圓柱蝸桿減速器（JB/ZQ4390-86） 　　蝸桿箱常見問題原因分析：齒輪-蝸桿箱是一種結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)比大，在一定條件下具有自鎖功能的傳動(dòng)機(jī)械。而且安裝方便、結(jié)構(gòu)合理，得到越來越廣泛的應(yīng)用。它是在蝸輪蝸桿減速器輸入端加裝一個(gè)斜齒輪減速器，構(gòu)成的多級減速器可獲得非常低的輸出速度，比單級蝸輪減速機(jī)具有更高的效率，而且振動(dòng)小、噪聲及能低。 常見問題及其原因 　　1．減速機(jī)發(fā)熱和漏油。為了提高效率，蝸輪減速機(jī)一般均采用有色金屬做蝸輪，蝸桿則采用較硬的鋼材。由于是滑動(dòng)摩擦傳動(dòng)，運(yùn)行中會(huì)產(chǎn)生較多的熱量，使減速機(jī)各零件和密封之間熱膨脹產(chǎn)生差異，從而在各配合面形成間隙，潤滑油液由于溫度的升高變稀，易造成泄漏。造成這種情況的原因主要有四點(diǎn)，一是材質(zhì)的搭配不合理；二是嚙合摩擦面表面的質(zhì)量差；三是潤滑油添加量的選擇不正確；四是裝配質(zhì)量和使用環(huán)境差。 　　2．蝸輪磨損。蝸輪一般采用錫青銅，配對的蝸桿材料用45鋼淬硬至HRC4555，或40Cr淬硬HRC5055后經(jīng)蝸桿磨床磨削至粗糙度Ra0.8μm。減速機(jī)正常運(yùn)行時(shí)磨損很慢，某些減速機(jī)可以使用10年以上。如果磨損速度較快，就要考慮選型是否正確，是否超負(fù)荷運(yùn)行，以及蝸輪蝸桿的材質(zhì)、裝配質(zhì)量或使用環(huán)境等原因。 　　3．傳動(dòng)小斜齒輪磨損。一般發(fā)生在立式安裝的減速機(jī)上，主要與潤滑油的添加量和油品種有關(guān)。立式安裝時(shí)，很容易造成潤滑油量不足，減速機(jī)停止運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，電機(jī)和減速機(jī)間傳動(dòng)齒輪油流失，齒輪得不到應(yīng)有的潤滑保護(hù)。減速機(jī)啟動(dòng)時(shí)，齒輪由于得不到有效潤滑導(dǎo)致機(jī)械磨損甚至損壞。 　　4．蝸桿軸承損壞。發(fā)生故障時(shí)，即使減速箱密封良好，還是經(jīng)常發(fā)現(xiàn)減速機(jī)內(nèi)的齒輪油被乳化，軸承生銹、腐蝕、損壞。這是因?yàn)闇p速機(jī)在運(yùn)行一段時(shí)間后，齒輪油溫度升高又冷卻后產(chǎn)生的凝結(jié)水與水混合。當(dāng)然，也與軸承質(zhì)量及裝配工藝密切相關(guān)。 解決方法 　　1．保證裝配質(zhì)量?？少徺I或自制一些專用工具，拆卸和安裝減速機(jī)部件時(shí)，盡量避免用錘子等其他工具敲擊；更換齒輪、蝸輪蝸桿時(shí)，盡量選用原廠配件和成對更換；裝配輸出軸時(shí)，要注意公差配合；要使用防粘劑或紅丹油保護(hù)空心軸，防止磨損生銹或配合面積垢，維修時(shí)難拆卸。 　　2．潤滑油和添加劑的選用。蝸齒減速機(jī)一般選用220#齒輪油，對重負(fù)荷、啟動(dòng)頻繁、使用環(huán)境較差的減速機(jī)，可選用一些潤滑油添加劑，使減速機(jī)在停止運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)齒輪油依然附著在齒輪表面，形成保護(hù)膜，防止重負(fù)荷、低速、高轉(zhuǎn)矩和啟動(dòng)時(shí)金屬間的直接接觸。添加劑中含有密封圈調(diào)節(jié)劑和抗漏劑，使密封圈保持柔軟和彈性，有效減少潤滑油漏。 　　3．減速機(jī)安裝位置的選擇。位置允許的情況下，盡量不采用立式安裝。立式安裝時(shí)，潤滑油的添加量要比水平安裝多很多，易造成減速機(jī)發(fā)熱和漏油。 　　4．建立潤滑維護(hù)制度?？筛鶕?jù)潤滑工作“五定”原則對減速機(jī)進(jìn)行維護(hù)，做到每一臺(tái)減速機(jī)都有責(zé)任人定期檢查，發(fā)現(xiàn)溫升明顯，超過40℃或油溫超過80℃，油的質(zhì)量下降或油中發(fā)現(xiàn)較多的銅粉以及產(chǎn)生不正常的噪聲等現(xiàn)象時(shí)，要立即停止使用，及時(shí)檢修，排除故障，更換潤滑油。加油時(shí)，要注意油量，保證減速機(jī)得到正確的潤滑。 1.2 課題的國內(nèi)外背景 一、國內(nèi)的發(fā)展概況 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)。由于在傳動(dòng)的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動(dòng)比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。 二、國外發(fā)展概況 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動(dòng)形式仍以定軸齒輪傳動(dòng)為主，體積和重量問題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動(dòng)比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 第二章 蝸桿傳動(dòng)簡介 2-1 蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn)和類型 蝸桿傳動(dòng)是由蝸桿和蝸輪組成的，用于傳遞空間交錯(cuò)兩軸之間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。交錯(cuò)角一般為90°。傳動(dòng)中一般蝸桿是主動(dòng)件，蝸輪是從動(dòng)件。 圖2-1 蝸桿傳動(dòng) 一、蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn)： 1．傳動(dòng)比大，一般 i =10~80，最大可達(dá)1000； 2．重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低 3．結(jié)構(gòu)緊湊，可實(shí)現(xiàn)反行程自鎖； 4．蝸桿傳動(dòng)的主要缺點(diǎn)齒面的相對滑動(dòng)速度大，效率低； 5. 蝸輪的造價(jià)較高。 主要用于中小功率，間斷工作的場合。 廣泛用于機(jī)床、冶金、礦山及起重設(shè)備中。 二、蝸桿傳動(dòng)的類型 三、蝸桿傳動(dòng)的精度等級 分為12個(gè)精度等級，常用5～9級。 蝸桿分左旋和右旋。 圖2-1左旋蝸桿 圖2-3右旋蝸桿 蝸桿還有單頭和多頭之分。 圖2-4 蝸桿頭數(shù) 圓柱蝸桿 環(huán)面蝸桿 圓錐蝸桿 圖2-5 2-2圓柱蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)和幾何尺寸 1. 模數(shù)m和壓力角α 中間平面：通過蝸桿軸線并與蝸輪軸線垂直的平面。是蝸桿的軸面，是蝸輪的端面 蝸桿、蝸輪的參數(shù)和尺寸大多在中間平面（主平面）內(nèi)確定。 由于蝸輪是用與蝸桿形狀相仿的滾刀，按范成原理切制輪齒，所以ZA蝸桿傳動(dòng)中間平面內(nèi)蝸輪與蝸桿的嚙合就相當(dāng)于漸開線齒輪與齒條的嚙合。 在主平面內(nèi)，蝸輪蝸桿的傳動(dòng)相當(dāng)于齒輪齒條的嚙合傳動(dòng)。蝸輪蝸桿正確嚙合條件是：蝸桿的軸面模數(shù) ma1和軸面壓力角αa1應(yīng)分別等于蝸輪的端面模數(shù)mt2和端面壓力角αt2，即 ma1 =mt2 =m αa1=αt2= α 模數(shù)m的標(biāo)準(zhǔn)值，見表12-1；壓力角標(biāo)準(zhǔn)值為20°，ZA蝸桿取軸向壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值，ZI蝸桿取法向壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值。 如上圖所示，齒厚與齒槽寬相等的圓柱稱為蝸桿分度圓柱(或稱為中圓柱)。蝸桿分度圓(中圓)直徑用d1表示，其值見表12-1。蝸輪分度圓直徑以d2表示。 在兩軸交錯(cuò)角為90°的蝸桿傳動(dòng)中，蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角γ應(yīng)與蝸輪分度圓上的螺旋角β大小相等旋向相同，即 γ=β 2. 傳動(dòng)比i、蝸桿頭數(shù)z1和蝸輪齒數(shù)z2 設(shè)蝸桿頭數(shù)為z1，蝸輪齒數(shù)為z2，當(dāng)蝸桿轉(zhuǎn)一周時(shí)，蝸輪轉(zhuǎn)過 z1 個(gè)齒( z1 / z2周)。因此，其傳動(dòng)比為 z1↑→g↑→效率 η↑，但加工困難。 z1↓→ 傳動(dòng)比 i↑，但傳動(dòng)效率 η↓。 常取，z1＝1，2，4，6。 可根據(jù)傳動(dòng)比，參考表 12-2中的薦用值選取。z2= i z1 。 如 z2太小，將使傳動(dòng)平穩(wěn)性變差。如 z2太大，蝸輪直徑將增大，使蝸桿支承間距加大，降低蝸桿的彎曲剛度。一般取 z2＝32～80。（Z1與Z2的薦用值表：12-2） 3. 蝸桿直徑系數(shù)q和導(dǎo)程角γ 由于蝸輪是用與蝸桿尺寸相同的蝸輪滾刀配對加工而成的，為了限制滾刀的數(shù)目，國家標(biāo)準(zhǔn)對每一標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)目的標(biāo)準(zhǔn)蝸桿分度圓直徑d1。 直徑d1與模數(shù)m的比值稱為蝸桿的直徑系數(shù)q。即： d1 = q m≠z1m 當(dāng)模數(shù)m一定時(shí)，q值增大則蝸桿直徑d1增大，蝸桿的剛度提高。因此，對于小模數(shù)蝸桿，規(guī)定了較大的q值，以保證蝸桿有足夠的剛度。 蝸桿傳動(dòng)的幾何尺寸計(jì)算 表2-1 蝸桿傳動(dòng)計(jì)算公式 標(biāo)準(zhǔn)中心距 徑向間隙 蝸輪螺旋角 蝸桿導(dǎo)程角 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 齒根高 齒頂高 分度圓直徑 蝸輪 蝸桿 計(jì)算公式 符號 名稱 2.3 蝸桿傳動(dòng)的失效形式、材料和結(jié)構(gòu) 一、蝸桿傳動(dòng)的失效形式及材料選擇 1. 主要失效形式：膠合、磨損、點(diǎn)蝕等。 在潤滑良好的閉式傳動(dòng)中，若不能及時(shí)散熱，膠合是其主要的失效形式。在開式和潤滑密封不良的閉式傳動(dòng)中，蝸輪輪齒的磨損尤其顯著。 2. 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 1）閉式傳動(dòng)：按蝸輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)；之后校核蝸輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并進(jìn)行熱平衡計(jì)算。 2）開式傳動(dòng)：通常只計(jì)算蝸輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 3.常用材料 由于蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn)，蝸桿副的材料不僅要求有足夠的強(qiáng)度，更重要的是具有良好的減摩耐磨和抗膠合性能。為此常采用青銅作蝸輪齒圈，并與淬硬磨削的鋼制蝸桿相匹配。 蝸桿的常用材料為碳鋼和合金鋼。高速重載的蝸桿常用15Cr、20Cr滲碳淬火，或45鋼、40Cr淬火。低速中輕載的蝸桿可用45鋼調(diào)質(zhì)。精度要求高的蝸桿需經(jīng)磨削。 二、蝸桿和蝸輪的結(jié)構(gòu) 由于蝸桿的直徑不大，所以常和軸做成一個(gè)整體（蝸桿軸），當(dāng)蝸桿的直徑較大時(shí)，可以將軸與蝸桿分開制作。 圖2-6 無退刀槽，加工螺旋部分時(shí)只能用銑制的辦法。 圖2-7 有退刀槽，螺旋部分可用車制，也可用銑制加工，但該結(jié)構(gòu) 的剛度 較前一種差。 3.4 圓柱蝸桿傳動(dòng)的受力分析 蝸桿傳動(dòng)的受力分析與斜齒圓柱齒輪相似，輪齒所受法向力Fn可分解為：徑向力Fr、周向力Ft、軸向力Fa。 1. 力的大小 當(dāng)兩軸交錯(cuò)角為90°時(shí)，各力大小為： 式中：T2=T1iη，η為蝸桿傳動(dòng)的效率。 2.力的方向 當(dāng)蝸桿主動(dòng)時(shí)，各力方向判斷如下： ① 蝸桿上的圓周力 Ft1的方向與蝸桿轉(zhuǎn)向相反。 ② 蝸桿上的軸向力 Fa1的方向可以根據(jù)蝸桿的螺旋線旋向和蝸桿轉(zhuǎn)向，用（左）右手定則判斷。 ③ 蝸輪上的圓周力 Ft2 的方向與蝸輪的轉(zhuǎn)向相同（與蝸桿上的軸向力 Fa1的方向相反）。 ④ 蝸輪上的軸向力 Fa2 的方向與蝸桿上的圓周力 Ft1的方向相反。 ⑤ 蝸桿和蝸輪上的徑向力 Fr1 、Fr2的方向分別指向各自的軸心。 蝸桿傳動(dòng)的主要失效形式是膠合和磨損。但目前依據(jù)膠合和磨損的強(qiáng)度計(jì)算缺乏可靠的方法和數(shù)據(jù)，因而通常沿用接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算蝸桿傳動(dòng)的承載能力，而在選用許用應(yīng)力時(shí)適當(dāng)考慮膠合和磨損失效因素的影響，故其強(qiáng)度計(jì)算公式是條件性的。 由于蝸桿齒是連續(xù)的螺旋，其材料的強(qiáng)度又很高，因而失效總是出現(xiàn)在蝸輪上，所以蝸桿傳動(dòng)只需對蝸輪輪齒進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。 1. 蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 目的：防止“點(diǎn)蝕”和“膠合”失效。 強(qiáng)度條件：σH≤[σH] 以蝸桿蝸輪節(jié)點(diǎn)為計(jì)算點(diǎn)，計(jì)算齒面接觸應(yīng)力 σH 。 校核公式: 設(shè)計(jì)公式： 上兩式 中KA 為載荷系數(shù)，一般取KA=1.1~1.3。當(dāng)載荷平穩(wěn)，蝸輪圓周速度 v2≤3m/s和 7級精度以上時(shí)，取小值，否則取大值。 當(dāng)蝸輪材料為錫青銅時(shí)，其材料具有良好的抗膠合能力,蝸輪的損壞形式主要是疲勞點(diǎn)蝕，其承載能力取決于輪齒的接觸疲勞強(qiáng)度。因此，許用接觸應(yīng)力與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N、材料及相對滑動(dòng)速度v2有關(guān)?？砂幢?2-4 選擇。 當(dāng)蝸輪材料為無錫青銅、黃銅或鑄鐵時(shí)，材料的強(qiáng)度較高，抗點(diǎn)蝕能力強(qiáng)，蝸輪的損壞形式主要是膠合，其承載能力取決于其抗膠合能力，與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)無關(guān)，因此，許用接觸應(yīng)力可從表12-5查取。 2. 蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 目的：防止“疲勞斷齒”。 強(qiáng)度條件：σF≤[σF] 校核公式： 設(shè)計(jì)公式： 蝸桿的剛度計(jì)算: 蝸桿較細(xì)長，支承距離大，若受力后產(chǎn)生的撓度過大，則會(huì)影響正常的嚙合傳動(dòng)。蝸桿產(chǎn)生的撓度應(yīng)小于許用撓度。 由切向力和徑向力產(chǎn)生的撓度分別為： 合成總撓度為： 2.5 圓柱蝸桿傳動(dòng)的效率、潤滑和熱平衡計(jì)算 一、蝸桿傳動(dòng)的效率 與齒輪傳動(dòng)類似，閉式蝸桿傳動(dòng)的功率損耗包括三部分：輪齒嚙合摩擦損耗，軸承中摩擦損耗以及攪動(dòng)箱體內(nèi)潤滑油的油阻損耗。其總效率為： η=η1η2η3 其中最主要的是嚙合效率，當(dāng)蝸桿主動(dòng)時(shí)，嚙合效率可按螺旋傳動(dòng)的效率公式求出。 因此考慮 η2η3后，蝸桿傳動(dòng)的總效率為： 式中：γ為蝸桿導(dǎo)程角；ρ′為當(dāng)量摩擦角，ρ′=arctgf′。當(dāng)量摩擦系數(shù) f′主要與蝸桿副材料、表面狀況以及滑動(dòng)速度等有關(guān) 估計(jì)蝸桿傳動(dòng)的總效率時(shí)，可取下列數(shù)值： 閉式傳動(dòng)：z1=1 2 4 η=0.70~0.75 0.75~0.82 0.87~0.92 開式傳動(dòng)：z1=1 、2 η=0.60~0.70 二、蝸桿傳動(dòng)的潤滑 目的：減摩、散熱。 潤滑油的粘度和給油方法可參照表11-5選取。 一般根據(jù)相對滑動(dòng)速度選擇潤滑油的粘度和給油方法。 為減小攪油損失，下置式蝸桿不宜浸油過深。蝸桿線速度v2>4m/s時(shí)，常將蝸桿置于蝸輪之上，形成上置式傳動(dòng)，由蝸輪帶油潤滑。 潤滑方式的選擇： 當(dāng)vs≤ 5~10 m/s時(shí)，采用油池浸油潤滑。為了減少攪油損失，下置式蝸桿不宜浸油過深。 當(dāng)v1> 4 m/s時(shí)，采用蝸桿在上的結(jié)構(gòu)。 當(dāng)vs > 10~15 m/s時(shí)，采用壓力噴油潤滑。 圖2-8 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算： 由于蝸桿傳動(dòng)效率低、發(fā)熱量大，若不及時(shí)散熱，會(huì)引起箱體內(nèi)油溫升高、潤滑失效，導(dǎo)致輪齒磨損加劇，甚至出現(xiàn)膠合。因此對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動(dòng)要進(jìn)行熱平衡計(jì)算。 熱平衡：在單位時(shí)間內(nèi)，摩擦產(chǎn)生的熱量等與散發(fā)的熱量。 在閉式傳動(dòng)中，熱量系通過箱殼散逸，且要求箱體內(nèi)的油溫t(℃) 和周圍空氣溫度 t0(℃) 之差不超過允許值 式中：△t——溫度差， △t=t-t0; P1——蝸桿傳遞功率，單位為 kW; αt——表面散熱系數(shù)，根據(jù)箱體周圍通風(fēng)條件，一般取 αt =10~17W/(m2·℃)； A——散熱面積，單位為 m2 ，指箱體外壁與空氣接觸而內(nèi)壁被油飛濺到的箱殼面積，對于箱體上的散熱片，其散熱面積按50%計(jì)算； [△t]——溫差允許值，一般為 60~70℃。并應(yīng)使油溫 t (=t0 +△t) 小于 90 ℃。 如果超過溫差允許值，可采用下述冷卻措施： ⑴ 增加散熱面積 合理設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)，鑄出或焊上散熱片。 ⑵ 提高表面散熱系數(shù) 在蝸桿軸上裝置風(fēng)扇或在箱體油池內(nèi)裝設(shè)蛇形冷卻水管或用循環(huán)油冷卻。 圖2-9 按蝸桿的外形分類： 圖2-10 圓柱蝸桿傳動(dòng) 圖2-11 環(huán)面蝸桿 圖2-12 錐蝸桿 第三章 蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 蝸桿傳動(dòng)類型的選擇 由GB/T10085—1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 3.2 蝸桿選擇材料 考慮到蝸桿傳動(dòng)功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45 鋼；因希望效率高些， 耐磨性好些， 故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 45~55HBC。蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重 的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100 制造。 3.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 （1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 設(shè)定T2=461608 N·mm （2）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)Kβ=1；由表11-5 選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)KV=1.05； 則 K = KA × Kβ× KV =1×1×1.05 =1.05 （3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa1/2 (4) 確定接觸系數(shù)Zρ 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1 和傳動(dòng)中心距a 的比值d1/a=0.35，從圖11-18 中可查得Zρ=2.9 （5）確定許用接觸應(yīng)力[σH] 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒 面硬度>45HRC，可從表11-7 中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 [σH]′=268MPa。 工作壽命Lh 按300 個(gè)工作日，兩班制計(jì)算。每天工作十六小時(shí)！ Lh=300×20×8×16=96000h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60jn2Lh = 60×1×16.25×96000 = 1.0264×108 壽命系數(shù)： KHN= =0.7497 許用應(yīng)力： [σH]= KHN×[σH]′ = 0.7497×268 = 200.9106MPa （6）計(jì)算中心距 a≥ 3 2 2 E H KT ( Z Z /[σ ] ) ρ =132.47mm 取中心距a=160mm，因i 蝸桿=20，故從表11-2 中取模數(shù)m=6.3mm， 蝸桿分度圓直徑d1=63mm。這時(shí)d1/a=0.39，從圖11-18 中可查得接觸系數(shù)Zρ′=2.75，因?yàn)閆ρ′﹤Zρ，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。 3.4 蝸桿傳動(dòng)主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）蝸桿 由表11-2 查得蝸桿頭數(shù)Z1=2 ， 直徑系數(shù)q=10， 分度圓導(dǎo)程角γ=11°18′36″。 軸向齒距： Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm 齒頂圓直徑： da1= d1+2ha*m=63＋2×6.3=75.6mm 齒根圓直徑： df1= d1-2m( ha*+ c*) = 63-2×6.3×(1＋0.2) = 47.88mm 蝸桿軸向齒厚： Sa= 0.5πm =0.5×19.782 = 9.891mm 法向齒厚： Sn= Sa×cosγ = 9.699 mm 齒頂高： ha1= ha*m = 6.3 mm 齒頂高： hf1=( ha*＋c*) m=7.56mm (2) 蝸輪 由表11-2 查得蝸輪齒數(shù)Z2=41，變位系數(shù)x2=-0.1032 驗(yàn)算傳動(dòng)比： i = Z2 /Z1=41/2=20.5 此時(shí)傳動(dòng)比誤差為（20.5-20）/20=2.5%是允許的。 蝸輪分度圓直徑： d2 = m Z2=6.3×41=258.3mm 蝸輪喉圓直徑： da2 = d2+2m(ha*+x2) = 258.3+2×6.3×(1-0.1032) = 269.600mm 蝸輪齒根圓直徑： df2 = d2-2m(ha*-x2+ c*) = 258.3-2×6.3×(1-0.1032+0.2) =241.88mm 蝸輪齒頂高： ha2= m(ha*+x2) = 5.650mm 蝸輪齒根高： h f2= m(ha*-x2+ c*)= 8.525mm 蝸輪輪寬的確定： B≤0.75da1=0.75×75.6=56.7mm 故取B=50mm. (3) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù)： zv2 = z2/cos3γ = 41/cos311.31° =43.48mm 根據(jù)x2=-0.1032 和zv2=43.48，由圖11-19 查得YFa=2.48.螺旋角影響系數(shù)Yβ=1-γ/140°=0.9192 由表11-8 查得 蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力： [σF]′=56MPa. 壽命系數(shù)： KFN= 9 106 /N =0.5995 許用彎曲應(yīng)力： [σF]= KFN×[σF]′ = 0.5995×56 =33.57MPa σF = 1.53K T2YFa Yβ/ d1 d2m = 18.55MPa 因此，σF≤[σF]，滿足彎曲強(qiáng)度條件。 3.5 蝸桿軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.5.1 初步確定軸的最小直徑 3.5.1蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1．軸d I ??II 的值由帶輪的大小及聯(lián)接確定，裝配方案見圖2.2，采取一端固定一端游動(dòng)（蝸桿軸系溫升較高，跨距較大，這種結(jié)構(gòu)比較合適），固定端采用一對圓錐滾子軸承，游動(dòng)端采用圓柱滾子軸承。 圖3 2．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 （ 1 ）為了滿足開式皮帶傳動(dòng)帶輪的軸向定位要求，I--II 軸段右端需制出一軸肩h=(0.07-0.1)dI--II，故取II--III 段的直徑dII--III=38mm。d III ??IV比dII--III 高出一個(gè)軸肩位置， 為了方便選取與軸承的配合， 取d III ??IV =40mm。 （ 2 ） 蝸桿螺旋長度為( 蝸桿齒形部分結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)) l>=(11+0.06 Z2)m=84.798mm，取l=85mm. 與螺旋部分連接的軸段直徑d f -(2～ 4)mm，取軸環(huán)與蝸桿螺旋部分之間的直徑為dIV--V=dVI--VII=70mm,其中d f =47.88mm。 （ 3 ）初選軸承 選用深溝球軸承和圓錐滾子軸承，圓錐滾子軸承成對安裝為固定 端，根據(jù)安裝段的直徑分別取30208 ， 其規(guī)格為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。 （ 4 ）右箱體端蓋的厚度約為e=9.6mm，取其總尺寸度為24.6。得到 有段箱體內(nèi)壁到端蓋外側(cè)總長度為67.25mm，左右兩端對稱取左側(cè)與之相等，左側(cè)甩油盤與箱體內(nèi)壁對齊，且在Φ35 的直徑上，左側(cè)軸承的左端用彈性擋圈固定，彈性擋圈規(guī)格為：S=1.5mm，擋圈與軸肩距離n=3mm，所以可取得lIII--IV=33.5mm。取右側(cè)端蓋到帶輪距離為16.25mm，故lII--III=50mm。 （ 5 ）根據(jù)蝸輪的頂圓直徑取269，距箱體內(nèi)壁距離為12mm 箱體壁 厚10mm，再考慮到安裝端蓋的凸臺(tái)及墊片厚度，綜合考慮得螺旋部分 兩側(cè)的長度為lIV-V= lVI-VII=68.05mm。 3．確定軸上圓角和倒角尺寸。 參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，圓角見圖，未注圓角為2mm。 第四章 校核計(jì)算 4.1 效率驗(yàn)算 已知γ=11°18′36″；φv=arctanfv, 與相對滑動(dòng)速度有關(guān) Vs = πd1 n1/60×1000cosγ = 3.14×63×267.650/60000/cos(11.31°) = 1.0927m/s 從表11-18 中用插值法查得： fv = 0.0441 φv = 2.4° η=（0.95~0.96）tanγ/tan(γ+φv) =0.783 因?yàn)棣?η3=0.78，滿足彎曲強(qiáng)度，因此不用重算。 減速器結(jié)構(gòu)的確定 為了節(jié)約有色金屬，蝸輪采用裝配式；蝸桿螺旋部分的直徑不大， 所以和軸作成一個(gè)整體,做成蝸桿軸。 蝸桿分度圓的圓周速度： 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，當(dāng)v<4-5m/s 時(shí)常將蝸桿放在下面，因此本方案采用蝸桿下置的設(shè)計(jì)方案。 4.2 蝸桿軸的粗校核： 蝸桿與蝸輪的受力大小相等，方向相反 F t = 834N F a = 3109N F r =1132N 豎直面內(nèi)：如上圖 支反力： Fr = FNV1 +FNV 2 代入數(shù)值求得： F NV1 =224N F NV 2 =908N 求得彎矩為： 水平面內(nèi)：如上圖 求支反力： 求得結(jié)果： 彎矩為： 扭矩：如上圖 T = 26262.8N.mm 總彎矩： 按彎扭組合，第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力取? =0.6 45#鋼的許用應(yīng)力即軸滿足彎扭強(qiáng)度要求，但是剩余部分較大， 故將材料改為Q235-A 更加合適， 許用應(yīng)力 。 4.3 蝸桿軸的精校核 1) 蝸桿軸的彎曲剛度校核 蝸桿軸簡化的力學(xué)模型中其跨距為 把階梯軸看成是當(dāng)量直徑為dv 光軸，然后再按材料力學(xué)中的公式計(jì) 算。 當(dāng)量直徑： 蝸桿撓度： 查表15-5 ， 選用一般用途的軸， 得到其允許的撓度[y]= （0.0003--0.0005）L=（0.0809—0.1214）mm,顯然，y<[y]，故滿足 剛度要求，合適。 2）蝸桿軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角∮來表示，階梯軸扭轉(zhuǎn)角∮[單位 為(·)/m],計(jì)算公式為 ，，分別表示階梯軸第i 段上所受扭矩、長度和極慣 性矩。 其中由于只有左半部分受扭矩,故： L= 130.05mm，G=8.1×104Mpa 查表可得一般傳動(dòng)軸允許的撓度[? ]=0.5～1(·)/m 計(jì)算所得? =0.055(·)/m 顯然，? <[? ]，故上述結(jié)果可 總結(jié) 致謝 參考文獻(xiàn) 外文文獻(xiàn)原文： 外文文獻(xiàn)翻譯： 最后說明 由于每個(gè)部分有不同的人負(fù)責(zé)，時(shí)間比較急，難免會(huì)有一些錯(cuò)誤。我們都會(huì)給你認(rèn)真的更改，合作愉快！??！ 等你們向老師把具體的要求問清了，根據(jù)要求把你們的摘要，Abstract，總結(jié)，等發(fā)給你們。 如果需要外文翻譯，最后你們打印說明書時(shí)也會(huì)發(fā)一份給你們，對于部分論文字?jǐn)?shù)不夠的不要緊在你們最后修改時(shí)會(huì)給你們添加好的，請放心?。?！ 44 附錄二：外文翻譯 ZN型的環(huán)面蝸桿齒輪組的數(shù)學(xué)模型與蝸輪 齒工作面 陳冠宇a, Chung-Biau Tsayb a機(jī)械工程學(xué)系, 國立交通大學(xué),新竹30010，臺(tái)灣，中華民國 b機(jī)械工程學(xué)系,明新科技大學(xué)，信欣路1號，新竹 30401，臺(tái)灣，中華民國 文章信息： 文章歷史： 2008年9月18日收到 2009年1月13日收到訂正形式 2009年2月10日接受 2009年3月21 日提交網(wǎng)上