購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 弧面凸輪數控轉臺的設計 摘 要： 弧面分度凸輪機構是由美國人 20 世紀 20 年代發明的，并由其所創建的準化生產。該機構是用于兩垂直交錯軸間的間歇分度步進傳動。由弧面分度凸輪、從動轉盤以及在從動轉盤徑向均布的滾子組成。由于弧面分度機構具有傳動速度高、分度精度和動力學性能好、承載能力大、可靠性好等優點，所以廣泛應用于各種自動機械，如煙草機械、包裝機械、加工中心換刀機械手等。 分度凸輪機構具有結構簡單，能自動定位以及動靜比可任意選擇的特點，與棘輪機 構、槽輪機構、針輪機構等幾種傳統的間歇運動機構相比，更適合于要求高速、高分度精度的場合，因而廣泛應用于各種多工位自動機械、直線步進機械中。隨著自動機械向高速化、精密化、輕量化的方向發展，現有分度凸輪機構已難滿足更高要求的需要 。 關鍵詞： 弧面分度凸輪 ， 參數分析 ， 運動仿真 he of a or by 920s by in in of as to in of to of t of of 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第一章 緒論 在當代機械制造業飛速發展過程中， 現代機床制造業正在向 “ 高速、精密、復合、智能和環保 ” 的方向前進，而高速、高效加工在其中扮演著重要角色。在發達國家，圍繞高速、高效 的新型的機構 ，不僅在技術開發方面投入了大量精力，而且在應用推廣方面取得了前所未有的進展。 弧面凸輪分度機構是由輸入軸上的弧面凸輪與輸出軸分度輪上的滾動軸承無間隙垂直嚙合，從而實現間歇輸出的新型傳動機構。采用弧面凸輪分度機 構的弧面凸輪分度箱，它已成為當今世界上精密驅動的主流裝置。它具有高速性能好，運轉平穩，傳遞扭矩大，定位時自鎖，結構緊湊、體積小，噪音低、壽命長等顯著優點，是代替槽輪機構、棘輪機構、不完全齒輪機構等傳統間歇機構的理想產品，產品廣泛應用配套于各種組合機械、機床加工中心、煙草機械、化工灌裝機械，印刷機械、電器制造裝配自動生產線等需把連續運轉轉化為步進動作的各種自動化機械上的必備的理想功能部件。 弧面凸輪機構 (稱為蝸形凸輪機構或滾子齒形凸輪機構，該機構可用于高速間歇分度，與傳統的間歇傳動機構如棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構等相比，具有傳動速度高、分度精度和動力學性能好、承載能力大、可靠性好等優點，而且通過弧面凸輪與從動件滾子的共扼嚙合傳動，可以實現從動件所需要的各種運動規律。目前己廣泛應用在煙草機械、包裝機械、加工中心換刀機械手等自動機械中。 弧面分度凸輪機構是由美國人 20 世紀 20 年代發明的，并由其所創建的 司首先進行了系列化標準化生產。之后，前蘇聯、英國、匈牙利、瑞士、 日本等國也相繼對弧面分度凸輪機構進行了研究，并成立有專門的生產廠家和研究機構。在弧面分度凸輪的幾何學與運動學方面，英國的 次采用微分幾何與包絡原理等方法對弧面分度凸輪的幾何學進行了深入研究。而目前，在日本、德國、俄羅斯和瑞士等國家已實現弧面凸輪的標準化系列化生產。由于弧面分度機構具有傳動速度高、分度精度和動力學性能好、承載能力大、可靠性好等優點，所以廣泛應用于各種自動機械，如煙草機械、包裝機械、加工中心換刀機械手等。在加工制造方面，國外和臺灣地區大都采用范成法在數控機床上加工。范成 法的理論和加工技術已經非常成熟。在數字化加工方面也有所探索。但可查到文獻不多。國外學者在弧面分度凸輪的應用方面也開展了大量的工作。我國對弧面分度凸輪的研究起步較晚，直到 20 世紀 70購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 年代末期才開始相關的研究工作，但經過 20 多年的努力，目前已在弧面分度凸輪的設計、檢測、制造等方面取得了豐碩的成果，在弧面凸輪的制造方面，國內也都是采用范成法，另外對兩重包絡法、刀位補償法和自由曲面法也做了理論研究。其中，西北科技大學 (原西北輕工業學院 )、山東輕工業學院、大連輕工業學院、天津大學、山東諸誠恒瑞精密機械有限公司、西安科 達凸輪制造有限公司等高等院校和廠家都做了大量的研究，例如西北科技大學的曹西京等人研制了一種專門用于弧面凸輪磨削的數控磨頭，山東輕工業學院的劉興國開發了一種五坐標數控機床 種機床可以用較小的中心距來加工大中心距的弧面分度凸輪，南方航空動力機械公司從國外引進的一臺五軸加工中心，并配置了行星磨削裝置，可實現弧面凸輪的行星磨削。但是，這些研究大多集中在普通弧面分度凸輪方面。 與傳統的間歇分度機構相比，弧面凸輪機構在動力學性能、承載能力、分度的精 度以及分度的速度方面均有不可比擬的優越性，被譽為是最理想的間歇傳動機構，具有廣闊的市場前景。從目前弧面凸輪機構的研究與發展分析，弧面凸輪機構未來的研究重點與方向可分為如下幾個方面 : 1、弧面凸輪機構的結構改進與創新 針對與圓柱滾子共扼嚙合的弧面凸輪機構在實際應用中存在的缺陷，結合其他理論已相對成熟的傳動機構，如蝸輪蝸桿傳動機構、齒輪傳動機構、滾珠絲桿傳動機構等，對弧面凸輪機構在原理上和結構上進行改進，以拓寬弧面凸輪機構的應用領域。 2、弧面凸輪機構的動力學研究 弧面凸輪機構主要是運用于高速、高精度的分度與傳 動場合，動力學性能的好壞將是弧面凸輪設計與制造質量的主要評價指標之一。有關弧面凸輪機構的動力學研究一直是該領域的一個難題，也將是該領域的重要研究方向。基于弧面凸輪嚙合傳動過程中的摩擦、磨損與潤滑狀態分析，改進弧面凸輪機構的設計參數，進行弧面凸輪機構的摩擦學設計，以改善其動力學特性，以及設計有效的動力學性能測試裝置，將是一個值得研究的課題。 3、弧面凸輪 面凸輪是種結構復雜的空間凸輪，計算機輔助設計是實現弧面凸輪精確設計的唯一手段。自從我國對弧面凸輪機構進行研究以來，弧面凸輪的 別是九十年代以來，隨著三維以 發操作界面良好的弧面凸輪三維以D 軟件和弧面凸輪機構的運動仿真系統，以對運動過程進行模擬與仿真，進行裝配干涉檢查和加工誤差的虛擬檢測將是個很有價值的研究課題。 4、弧面凸輪的制造及其廓面修形的研究 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 弧面凸輪對表面質量和加工精度的要求非常高，在裝配過程中，弧面凸輪機構對加工誤差特別敏感，容易出現裝配干涉。進行弧面凸輪的廓面修形研究，提高弧面凸輪機構的裝配性能和降低其裝配對加工誤差的敏感性，是一個很有意義的研究課題 ;改進弧面凸輪的加工手段，提高弧面凸輪加工精度與表面質 量也一直是人們思考的主要課題 ;此外，從加工原理上進行改進，探索弧面凸輪的單側加工、刀具補償加工、兩重包絡法加工，將是一個重要的研究方向。 5、目前，弧面凸輪機構還沒有完善的精度評價指標體系，也沒有專門的檢測工具。對于弧面凸輪的精度評價體系的完善以及檢測方法與手段的探索將是一個重要的研究課題。 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第二章 總體分析設計 弧面凸輪減速器的傳動原理是基于弧面凸輪分度機構。它一改渦輪蝸桿減速器的摩擦傳動副為滾動副，使得傳動效率大為提高 H90%單級傳動 I=10動 特點是傳動效率高 ,能耗低，發熱小，傳動平衡，靈敏度高，其傳動效率雄踞各類減速器之首。 設計要求：工作臺面直徑小于 400作臺面垂直時中心高為 260心定位孔尺寸 5020，工作臺 4傳動比 i=180，分度定位精度 15 ，重復定位精度 5，最大允許驅 動力矩 3000N/m。 現設減速器為二級傳動，第一級為蝸輪 蝸桿傳動，1i=62，第二級為弧面凸輪傳動，2i=3。 選用電機型號 速 1500r/定功率 4 弧面凸輪分度機構類似于弧面蝸桿傳動，主動凸輪為輪廓呈凸脊狀的圓弧回轉與蝸桿一樣可制成單頭、雙頭或多頭，大于三頭的一般較少使用。從動轉盤上裝有沿周向均勻分布的滾子。凸輪凸脊的旋向也與蝸桿 旋向定義相同，分為左旋和右旋用 旋用 實際應用當中一般采用左旋較多。弧面分度凸輪機構因位段形式的差異可分為 型兩種結構類型，如圖 2 A 型凸輪定位段是凸脊，分度盤上的兩個滾子跨夾在凸脊上， B 型凸輪的定位段是一個凹槽，分度盤上有一個滾子在定位段槽中。但無論是哪種結構的凸輪，其凸脊均有左右兩個側面。根據不同的旋向一側為受力側，推動分度盤轉動，另一側為幾何定位側，局部區域與滾子之間可以有一定間隙。這樣便可實現凸輪體 1的連續轉動帶動分度盤 2的購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 間歇分度運動，從而可以傳遞兩垂直交錯軸間 的傳動，整個運動過程如下：圖所示的為單頭左旋弧面分度凸輪機構，當凸輪體旋轉時，其分度段輪廓推動滾子，使分度盤分度轉位；而當凸輪轉到其停歇段輪廓時，轉盤上的兩個相鄰滾子跨夾在凸輪的圓環面凸脊上，分度盤停止轉動，所以這種機構不必附加其他裝置就能獲得很好的定位作用，并且可以通過調整中心距來消除滾子與凸輪凸脊之間的間隙，補償磨損。在這種機構中，主動凸輪一般做等速連續旋轉，但有時為了滿足特殊的需要，如需要較長的停歇時間，也可以使凸輪作間斷性的旋轉。 要運動參數 在設計弧面凸輪分度機構時，往往需要根據工作要 求確定該機構的一系列基本參數，主要包括：分度數 I、弧面凸輪的節圓半徑1程角f、從動盤的節圓半徑2心距 于各參數之間有著復雜的函數關系，不可能同時都為優先數，因此存在著各參數的合理選取問題。 分度數 分度數 的。考慮到該機構的結構特點，分度數 I 一般在 224 之間選擇（見表 2常用的分度數多為 6或 8。分度數太小時，壓力角很大，傳動性能較差；分度數太大時，從動盤徑向尺寸太大，結構復雜，受轉動慣量也 很大，運轉速度受到很大限，功率消耗很大。凸輪工作副中，若 分度數 I 與從制間的關系是 I=Z/H，弧面凸輪常用分度數及其對應頭數見表，凸輪推動定的角度，完成一次分度運動。在一次分度周期中從動盤的轉位角f： 003 6 0 3 6 0f 凸輪動程角f與動靜比 k：凸輪轉一圈中，從動盤的轉位時間比稱為動靜比 k，通常希望動靜比小一些好，動靜比越小，則在一個分度周期內工作機構的操作時間所占比例越大，因此生產率越高。但在滿足使用要求的前提下，不要一味追求小的動靜比，這樣會使動程角減小，負荷慣性矩增大，而且容易產生薄脊現象，降低凸輪負載能力。動程角f指對應從動盤轉過轉位角時凸輪轉過的角度，一般為 90 330，標準規定間距為 0，即 90、 120、 150、 180、 210、 240、 270、300、 330。 中心距 C：中心距 國規定中心距為 (40450)紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 其公比為 用的中心距有 (40、 50、 63、 80、 100、 125、 150、 180、 200)準中選取了中心距作為系列設計時弧面凸輪機構的優先數系的自變量，這樣不同的中心距對應不同的箱體尺寸，滿足不同的 功率需要，同一中心距選定不同的凸輪也可以實現不同的輸出。 凸輪的角速度1，從動盤的角速度2，從動盤與凸輪在分度期的最大角速度比 21 ： 2 1 m a xm a x 從動盤節圓半徑2同的中心距對應著不同的從動盤節圓半徑。 221 m a xt a nt a 滾子尺寸的選擇：滾子的半徑子的寬度 20 . 5 0 . 7 s i Z 21 1 . 4 s i Z 0 0 ，一般至少 5 10e 一般情況下，從動盤的滾子采用標準滾針軸承，因此在計算出滾子半徑和寬度的取值范圍后，可選用尺寸臨近的標準滾子，然后根據所提 供的力學參數進行計算和校核。 凸輪節圓半徑1保證接觸應力和壓力角小于許用值的前提下凸輪尺寸不宜偏大以湊使機構盡可能緊。 弧面凸輪的長度 l：選取合適的凸輪長度 l 是很重要的，因為當凸輪長度太短時，易使傳動中斷，太長又容易發生干涉，凸輪的長度一般根據下列公式進行選取并圓整： 22 2 s i n 2 2 c o s 2p r r rR b e l R 用于高速間歇分度的弧面凸輪機構，振動、噪聲、沖擊和磨損對工作性能的影響是十分嚴重的，因此在選擇從動件運動規律 時主要應考慮使其具有較良好的動力學特性，保證其加速度不太大而且不突變。分度凸輪機構的運動規律只有工作行程（升程）而無回程，即總是升 停型運動曲線，升程為機構中從動轉盤的分度階段，停程為從動轉盤的停歇階段。常用的凸輪運動規律有三種，即：修正等速運動規律、修正梯形運動規律和修正正弦運動規律，在設計高速凸輪時，應根據具體情況選擇運動廓面（曲線）。 為了便于分析凸輪機構從動件各種運動規律的共同特性，常把時間 t、位移 s、速度 v、加速度 a、躍度 j 等運動參數進行無因次處理，用大寫字母表示相應的無因次量。各種購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 運動曲線的無因 次速度 V，無因次加速度 A，無因次躍動 J 運動學考慮，選擇凸輪曲線時應分析這些因素。 (1)無因次最大速度 當 ，離心力較大 時，采用 的曲線較為合適，另外， 的曲線使得最大壓力角也小，凸輪的 尺寸也可以小些， 小的曲線是等速度曲線 。 (2)無因次最大加速度 性力越大，從動件助振力越大，所以轉盤質量大時，應選取 較小的運動曲線。另外， 系到從動件與凸輪間法向載荷，而凸輪機構的強度主要根據凸輪接觸強度和銷軸彎曲強度來計算，因為任何應力都與法向力成正比，所以凸輪強度也與 關， 小，許用應力也越小，極限速度也越小，因此高速凸輪應選用 (3)無因次最大躍動 J 示加速度的最大斜率，其值的大小與從動件的振動有關。轉速越高時，振動頻率越接近隨動件的固有頻率，機構將產生共振。此外， 動分量的振幅越大。 下表是幾種常用運動規律的特性值，其運動規律的 計算公式分別介紹如下： 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 修正正弦運動規律：修正正弦曲線是由兩種不同周期的正弦曲線拼合而成。其最大速度值較小，最大加速度不大，可以將凸輪的尺寸做得小些，扭矩也較小，一般在負荷未知的情況下優先選用修正正弦運動規律。這種運動規律由三段曲線組成，中部為周期較長的正弦加速度，首末兩段為周期較短的正弦加速度，其位移、速度、加速度、躍動曲線如圖所示。 行程開始部分周期較短的正弦加速度段 ： 108T11 s i n 444S T T 1 c o s 44 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 24 s i n 44 316 c o s 44 行程中周期較長的正弦加速度段 ： 1788T1 9 42 s i 3 41 3 c o V 244s i 31 6 4c o 行程終了部分周期較短的正弦加速度段 ： 7 18 T114 s i n 444S T T 1 c o s 44 24 s i n 44 316 c o s 44 共軛接觸的基本條件 : 弧面分度凸輪的工作廓面是空間不可展曲面，很難用常規的機械制圖方法進行測繪，也不能用展開成平面廓線的辦法設計，一般應按空間包絡曲面的共軛原理進行設計計算。根據共軛曲面原理，凸輪工作廓面從動轉盤的滾子間 的共軛接觸點必須滿足下列三個基本條件： (1)在共軛接觸位置，兩曲面上的一對對應的共扼接觸點必須重合； (2)在共軛接觸點處，兩曲面間的相對運動速度必須垂直其公法線； (3)兩曲面在共軛接觸點處必須相切，不產生干涉，且在共扼接觸點的鄰域亦無曲率干購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 涉。 弧面凸輪與從動盤滾子實際工作表面相接觸的凸輪工作廓面為實際廓面，從動盤滾子中心線在空間軌跡曲面為理論廓面。 工作廓面方程 : 建立坐標系，采用笛卡爾直角坐標系，見圖 2機架相連的定坐標系0 0 0 0O x y z;與機架相連的輔 助定坐標系 0 0 0 0O x y z,選擇 0使面對 0 1為逆時針向；與凸輪 1相連的動坐標系1 1 1 1Ox 轉盤 2相連的動坐標系2 2 2 2O x y 2 2O x y ： 2 2 r、滾子圓柱形 工作面的方程參數， 凸輪與滾子的共軛接觸方程： 21t a n c o 滾子的位置角； 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 凸輪工作輪廓在坐標系1 1 1 1O x y z中的坐標： 1 2 2 2c o s c o s s i n c o s s i n c o sx x y r z C 1 2 2 2c o s s i n s i n s i n c o s s i ny x y z C 1 2 2s i nz x y c o n 凸輪轉角， 旋為 +1，右旋為 理論廓面方程 : 齊次變換的優點在于將運動、變換、映射與矩陣運動聯系起來，通過一個矩陣就完全描述了坐標系的平移和旋轉，廣泛應用在空間機構動力學、機器人控制算法、計算機圖形 學和視覺信息處理等領域。齊次變換矩陣如式 所示， i）相對于(j) 的位置和方位 , 330 0 0 1 。 通過坐標變換，也可以求出理論廓面的方程。從動盤滾子中心線 在在坐標系0 0 0 0O x y 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 0 0 0 0z 用矢量形式表示為： 0 c o s , s i n , 0 , 1R r r 設從動盤中心線上一點 D，在坐標系1 1 1 1Ox 1R ，在坐標系0 0 0 0O x y 0R ，從坐標系 0 0 0 0O x y 1 1Ox 從坐標系0 0 0 0O x y 換到 0 0 0 0O x y 可知： 10c o s s i n 0 0s i n c o s 0 00 0 1 00 0 0 1T001 0 00 1 1 00 1 0 00 0 0 1子坐標系滾中心線 1 1Ox 101 0 0 0c o s s i n 0 0 1 0 0 c o ss i n c o s 0 0 0 1 1 0 s i 1 0 0 1 0 0 00 0 0 1 0 0 0 1 1 T R c o s c o s c o ss i n s i n s i ns i 整理得弧面凸輪的理論廓面方程為： 1 c o s c o s c o sx r C 1 c o s s i n s i ny r C 1 式中 凸輪的分度期廓 面為左旋時取 p=+1，右旋時取 p= 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 凸輪轉數 24 / 連續旋轉 凸輪角數度 11 2 0 . 860n s凸輪分度期轉角 2 / 3f 凸輪停歇期轉角 2 4 / 3df r a d 凸輪角位移 以凸輪分度期轉角 開始處 0 ，計算時取 的步長為 2o 機構分度期時間 15 / 6 機構停歇期時間 12 5 / 3 凸輪分度廓線旋向 左旋 L 凸輪分度廓線頭數 H=1 轉盤分度數 I=8 轉盤滾子數 z= 轉盤分度期轉位角 2 / / 4f I r a d 轉盤分度期運動規律 改進正弦加速度運動規律 轉盤分度期角位移 108T 1 s i n 44 4 4i 788T 942 s i 4 3i 18 T 14 s i n 44 4 4i 盤分度期角速度 42 6 5524ff v v 108T 225 1 c o s 42 4 4 T1s 1788T 22541 3 c o 4 3T 1s 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 7 18 T 225 1 c o s 42 4 4 T1s 分度期轉盤與凸輪的角速比 2142 338v 108T 21 3 1 c o s 484 T 1788T 21341 3 c o 3T 7 18 T 213 1 c o s 484 T 分度期的最大角速比 42 m a 1 m a x 1 . 7 6 0 . 6 6 動停比 5 35 612 運動系數 5 6556313 嚙合重疊系數 281 1 1 . 2 3120 中心距 C=180用壓力角 取 030 轉盤節圓半徑 2 84輪節圓半徑 12 1 8 0 8 4 9 6 r m m m m 相鄰兩滾子軸線間夾角 24 子半徑 20 . 5 0 . 7 s i n 1 6 2 2 . 5m m 取 22 滾子寬度 1 1 . 4 2 2 3 0 . 8b m m 取 24b 滾子與凸輪槽底部之間沿滾子寬度方向的間隙 0 . 2 0 . 3 4 . 8 7 . 2e b m m 取6e 凸輪的頂弧面半徑 1 22 222 7 5 . 2 9r m m 凸輪定位環面兩側夾角 4z 輪定位環面側面長度 h=b+e=（ 24+6） 0輪定位環面外圓直徑 0a r c s i n 1 6 . 9 9 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 0 2 c o s 2 1 0 . 1 22 r m m 凸輪定位環面內圓直徑 0 2 c o s / 2 1 5 4 . 6 9 h m m 凸輪理論寬度 22 s i n 7 8 . 0 722 r e m m 凸輪實際寬度 22 c o s l l 即 7 3 . 0 7 1 1 8 . 7 2m m l m m 取90l 凸輪理論端面直徑 22 c o s 1 7 1 . 5 322 r e m m 凸輪理論端面外徑 222 2 3 1 . 2 42 r m m 凸輪實 際端面直徑 t a n / 2 1 7 6 . 4 7e e l l m m 凸輪的軸孔直徑 1 50hd 盤的軸孔直徑 2 70hd 盤的寬度 2 42B 盤上徑向對稱 兩滾子外側端面間距離 022 1 9 2pH r b m m 轉盤上徑向對稱兩滾子內側端面間距離 22 1 4 4r b m m 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 三 章 蝸輪蝸桿傳動的設計 桿傳動的簡介 蝸桿蝸輪傳動是由交錯軸斜齒圓柱齒輪傳動演變而來的。小齒輪的輪齒分度圓柱面上纏繞一周以上，這樣的小齒輪外形像一根螺桿，稱為蝸桿。大齒輪稱為蝸輪。為了改善嚙合狀況，將蝸輪分度圓柱面的母線改為圓弧形，使之將蝸桿部分地包住，并用與蝸桿形狀和參數相同的滾刀范成加工蝸輪，這樣齒廓間為線接觸，可傳遞較大的動力。 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動，兩軸線間的夾角可為任意值，常用的為 90。這種傳動由于具有結構緊湊、傳動比大、傳動平穩以及在一定的條 件下具有可靠的自鎖性等優點，它廣泛應用在機床、汽車、儀器、起重運輸機械、冶金機械及其它機器或設備中。 圓柱蝸桿傳動分為普通圓柱蝸桿（阿基米德蝸桿、漸開線蝸桿、法向直廓蝸桿、錐面包絡蝸桿）和圓弧蝸桿。 （ 1）模數 在中間平面中，為保證蝸桿蝸輪傳動的正確嚙合，蝸桿的軸向模數 壓力角 m 桿軸向壓力角與法向壓力角的關系為 : 式中 ： （ 2）蝸桿的分度圓直徑 q 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 為了保證蝸桿與蝸輪的正確嚙合，要用與蝸桿尺寸相同的蝸桿滾刀來加工蝸輪。由于相同的模數，可以有許多不同的蝸桿直徑，這樣就造成要配備很多的蝸輪滾刀，以適應不同的蝸桿直徑。顯然，這樣很不經濟。 為了減少蝸輪滾刀的個數和便于滾刀的標準化，就對每一標準的模數規定了一定數量的蝸桿分度圓直徑 把及分度圓直徑和模數的比稱為蝸桿直徑系數 q，即： q =d1/m （ 3）蝸桿頭數 桿頭數可根據要求的傳動比和效率來選 擇，一般取 1薦 1， 2， 4，6。 選擇的原則是：當要求傳動比較大，或要求傳遞大的轉矩時，則 小值；要求傳動自鎖時取 1；要求具有高的傳動效率，或高速傳動時，則 蝸輪齒數的多少，影響運轉的平穩性，并受到兩個限制：最少齒數應避免發生根切與干涉，理論上應使 17，但 26時，嚙合區顯著減小，影響平穩性，而在30時，則可始終保持有兩對齒以上嚙合，因之通常規定 28。另一方面 80時 (對于動力傳動 )，蝸輪直徑將增大過多，在結構上 相應就須增大蝸桿兩支承點間的跨距，影響蝸桿軸的剛度和嚙合精度；對一定直徑的蝸輪，如 數 影響輪齒的彎曲強度；故對于動力傳動，常用的范圍為28于傳遞運動的傳動， 00、 300，甚至可到 1000。 （ 4）導程角 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 蝸桿的形成原理與螺旋相同，所以蝸桿軸向齒距 pz下圖可知： z1 q 導程角的范圍為 33。導程角的大小與效率有 關。導程角大時，效率高，通常 15 并多采用多頭蝸桿。但導程角過大，蝸桿車削困難。導程角小時，效率低，但可以自鎖，通常 （ 5）傳動比 I 傳動比 i=n 主動 1/ 蝸桿為主動的減速運動中 i=n1/n2=z2/u 式中： 蝸桿轉速； 減速運動的動力蝸桿傳動，通常取 5 u 70，優先采用 15 u 50；增速傳動 5 u 15。 中心距 a=(d1+2=160桿頭數 蝸輪齒數 2 齒形角 a=20。 模數 m=4 傳動比 i=n1/2 齒數比 u=1=62 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 蝸輪變位系數 x2=a/m-(d1+2m=桿直徑系數 q=d1/m=桿軸向齒距 m=桿導程 桿分度圓直徑 d1=1桿齒頂圓直徑 ha*m=79桿齒根圓直徑 ha*m+c)=隙 c=c*m=桿齒頂高 ha*m=1/2(4桿齒根高 c*)m=1/2(桿齒高 h1=(桿導程角 d1=z1/q 0 3 13 28r 自鎖 蝸桿齒寬 5輪分度圓直徑 d2=48輪喉圓直徑 57輪齒根圓直徑 輪齒頂高 (m(輪齒根高 (m(x2+c*)=輪齒高 h2=(輪咽喉母圓半徑 (輪齒寬 0桿節圓直徑 m(q+272輪 節圓直徑 48算準則及常用材料 失效形式： 點蝕、齒面膠合及過度磨損由于蝸桿傳動類似于螺旋傳動嚙合效率較低、相對滑動速度較大，點蝕、磨損和膠合最易發生，尤其當潤滑不良時出現的可能性 更大。又由于材料和結構上的原因，蝸桿螺旋齒部分的強度總是高于蝸輪輪齒的強度，蝸輪是該傳動的薄弱環節。因此，一般只對蝸輪輪齒進行承載能力計算和蝸桿傳動的抗膠合能力計算 。 計算準則： 開式傳動中主要失效形式是齒面磨損和輪齒折斷，要按齒根彎曲疲勞強度進行設計。 閉式傳動中主要失效形式是齒面膠合或點蝕而。要按齒面接觸疲勞強度進行設計，購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 而按齒根彎曲疲勞強度進行校核。此外，閉式蝸桿傳動，由于散熱較為困難，還應作熱平衡核算。 常用材料： 蝸桿材料、 蝸輪材料不僅要求具有足夠的強度，更重要的是要具有良好的跑合性能、耐磨 性能和抗膠合性能。蝸輪傳動常采用青銅或鑄鐵作蝸輪的齒圈，與淬硬并磨制的鋼制蝸桿相匹配。 受力分析 以右旋蝸桿為主動件，并沿圖示的方向旋轉時，蝸桿螺旋面上的受力情況。設 處的法向載荷，它作用于法向截面 。 分解為三個互相垂直的分力，即圓周力 向力 a。 顯然，在蝸桿與蝸輪間，載荷 向相反的力。 各力的大小可按下式計算： T1/T1/2T2/式中： 確定各力的方向：蝸桿為主動件，蝸桿的圓周力方向與蝸桿上嚙合點的速度方向相反；蝸桿為從動件，蝸輪的圓周力方向與蝸輪的嚙合點的速度方向相同；蝸桿和蝸輪的軸向力方向分別與蝸輪和蝸桿的周向力方向相反；蝸桿和蝸輪的徑向力方向分別指向各自的圓心。 計算載荷 K=v 式中： K 載荷系數； 使用系 數； 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 齒向載荷分布系數 ； 動載系數。 使 用 系 數 (應力分析 由于蝸桿傳動中，蝸輪比蝸桿的強度低。因此，在應力分析中只要了解蝸輪的情況就可以了。普通圓柱蝸桿傳動在中間平面相當于齒條和齒輪的傳動，故可以仿照圓柱斜齒輪推倒蝸輪的應力計算公式。 蝸輪齒面接觸應力 蝸輪齒面接觸應力仍來源于赫茲公式。 接觸應力 式中： 嚙合面的法向載荷， N； 材料的彈性影響系數， ， 對于青銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿配對時， 取 60（ ）； 將上式換算成蝸輪轉矩 a 的關系得： 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 式中 蝸 桿傳動的接觸線長度和曲率半徑對接觸應力的影響系數，簡稱接觸系數。 蝸輪齒面接觸疲勞強度計算 蝸輪齒根接觸疲勞強度的驗算公式為： H H 式中： H 設計公式為： 蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的驗算公式為： F F 式中： F 設計公式為： 閉式蝸桿傳動的效率由三部分組成，蝸桿總效率為 = 1 2 3 式中： 1蝸桿總效率主要取決于傳動嚙合效率 。其考慮齒面間相對滑動的功率損失；嚙合效率可近似地按螺紋副的效率計算，即 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 式中： , 其值可根據滑動速度 表選取當量摩擦角 滑動速度 vs m/s； r/ 2 3 在設計之初，為求近似計算蝸桿軸上的扭矩 值可估取為 購買文檔就送對應 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 四 章軸及軸承的校核 軸的設計計算 軸的轉速 3 8 m 軸的轉矩 3 3 0 0 0 m軸上的功率 333 3 0 0 0 8 . 3 2 . 69 5 5 0 9 5 5 0k w k w 初步確定軸的最小直徑 按式初步估算軸