1、精品好資料學習推薦目 錄1 緒論11.1 國內外蝸輪蝸桿發展現狀11.2 ADAMS軟件簡介21.3 本文工作31.4 本章小結32 蝸輪蝸桿傳動設計52.1 蝸桿傳動概述52.2 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數72.3 傳動比i、蝸桿頭數z1和蝸輪齒數z2 82.4 蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿直徑系數q82.5 蝸桿導程角82.6 蝸桿傳動的滑動速度92.7 注意事項92.8 普通圓柱蝸輪蝸桿傳動設計計算102.8.1 設計計算102.8.2 蝸輪蝸桿傳動尺寸計算122.8.3 齒面接觸疲勞驗證132.8.4 齒根彎曲疲勞強度驗證142.8.5 驗算效率142.8.6 精度等級公差與表面粗糙度的確

2、定142.8.7 熱平衡計算153 用ADAMS進行蝸輪蝸桿模擬仿真163.1 啟動ADAMS163.2 設置工作環境163.3 創建蝸輪173.4 創建蝸桿183.5 創建旋轉副、齒輪副、旋轉驅動193.6 進行嚙合點（MARKER_7）的坐標軸旋轉.223.7 仿真驗證234 結果分析28參考文獻29外文資料30中文翻譯36致謝401 緒論1.1 國內外蝸輪蝸桿發展現狀蝸桿傳動是機器、設備和儀器中最常見的機械傳動方式之一。從蝸桿傳動的出現到現在已經有以犯多年的歷史。隨著生產的不斷發展, 蝸桿傳動也在不斷地取得發展。漸開螺旋面包絡環面蝸桿傳動簡稱為竹蝸桿傳動, 它是二十世紀七十年代出現的一種

3、新型蝸桿傳動副。蝸桿傳動可分為一次包絡蝸桿傳動和二次包絡蝸桿傳動。在一次包絡蝸桿傳動中, 蝸輪是一個普通的漸開線斜齒圓柱齒輪, 蝸桿則是由漸開線斜齒圓柱齒輪包絡而成的。在二次包絡蝸桿傳動中, 與蝸桿相啥合的蝸輪是以一次包絡生成的蝸桿為產形面而生成的。在眾多的蝸桿傳動中, 蝸桿傳動被認為是最具有潛力和希望的一種蝸桿傳動。由于蝸桿傳動能夠得到很大的傳動比，因此其一般應用于減速機的得制造中，國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上

4、解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展。蝸輪蝸桿減速機系按QMDl-2000技術質量標準設計制造，產品在符合按國家標準GBl0085-88圓柱蝸輪蝸桿參數基礎之上，吸取國內外最先進科技，獨具新穎一格的“方箱型”外形結構，箱體外形美觀，以優質鋁合金壓鑄而成，具有以下優勢性能：1、機械結構緊湊、體積外形輕巧、小型高效；2

5、、熱交換性能好，散熱快；3、安裝簡易、靈活輕捷、性能優越、易于維護檢修；4、運行平穩、噪音小，經久耐用；5、適用性強、安全可靠性大。本產品目前已廣泛應用于各類行業生產工藝裝備的機械減速裝置，深受用戶的好評，是目前現代工業裝備實現大扭矩，大速比低噪音、高穩定機械減速傳動控制裝置的最佳選擇。蝸輪蝸桿減速機的特點是能耗低、性能優越，減速機效率高達96%，振動小、噪音低、帶筋的高鋼性鑄鐵箱體斜齒輪采用鍛鋼材料，表面經過滲碳硬化處理經過精密加工，確保軸平行度和定位精度 可以和普通、變頻、制動、伺服等多種電機完美組合.減速機多種的設計方案為客戶的裝提供了很強的可選性。 現在人們所用的蝸輪蝸桿減速器中，大多

6、都是直接利用蝸輪蝸桿傳動的優點：能得到很大的傳動比、結構緊湊(其在分度機構中的傳動比i可達1000，在動力傳動中i=10-80)。傳動平穩、噪聲低；在一定條件下， 該機構可以自鎖。而很少有人通過其他方法來驗證其傳動比。在本文中，將介紹怎么在ADAMS 中模擬蝸輪蝸桿傳動，做出蝸輪蝸桿角速度的關系曲線，并驗證與傳動比的一致性。1.2 ADAMS軟件簡介ADAMS，即機械系統動力學自動分析(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，該軟件是美國MDI公司(Mechanical Dynamics Inc.)開發的虛擬樣機分析軟件。目前，ADA

7、MS已經被全世界各行各業的數百家主要制造商采用。根據1999年機械系統動態仿真分析軟件國際市場份額的統計資料，ADAMS軟件銷售總額近八千萬美元、占據了51%的份額,現已經并入美國MSC公司。ADAMS軟件使用交互式圖形環境和零件庫、約束庫、力庫，創建完全參數化的機械系統幾何模型，其求解器采用多剛體系統動力學理論中的拉格郎日方程方法，建立系統動力學方程，對虛擬機械系統進行靜力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。ADAMS軟件的仿真可用于預測機械系統的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等。ADAMS一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟

8、件非常方便地對虛擬機械系統進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是虛擬樣機分析開發工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業用戶進行特殊類型虛擬樣機分析的二次開發工具平臺。ADAMS軟件有兩種操作系統的版本：UNIX版和Windows NT/2000版。ADAMS軟件由基本模塊、擴展模塊、接口模塊、專業領域模塊及工具箱5類模塊組成，用戶不僅可以采用通用模塊對一般的機械系統進行仿真，而且可以采用專用模塊針對特定工業應用領域的問題進行快速有效的建模與仿真分析。Adams是全球運用最為廣泛的機械系統仿真軟件，用戶可以利用Adams在計算機上建立和測試虛擬樣機，實現事實再現仿真，了解復

9、雜機械系統設計的運動性能。Adams廣泛的應用于工程領域、航空航天、汽車工程、工業機械、工程機械等領域。ADAMS軟件可以幫助改進各種機械系統設計,從簡單的連桿機構到車輛、飛機、衛星甚至復雜的人體.例如在航空和國防工業中,ADAMS能夠防真分析起落架、貨艙門以及載重車輛和武器的動力學問題；在航天工業中，它能用于太陽能電池板的展開和回收過程的運動、動力分析；在汽車工業中，能用于卡車、越野汽車以及其他車輛的動力學分析；在生物力學和人機工程學領域，ADAMS能用于人機界面設計、事故重建、車輛乘員保護以及產品的人機工程學設計；在機電產品中，它能用于磁盤和磁帶驅動器的設計、傳真機以及電路斷電器的設計；在

10、健身娛樂產品中，它能用于健身自行車以及其他健身運動器樹：在一般機械中，如電動印刷機、家用電器、電梯等都可應用ADAMS進行設計和分析：在制造業和機器人的設計、材料加工設備、包裝機械以及食品加工設備的設計也都能夠應用ADAMS；在鐵路系統， ADAMS能夠用于車輪與鐵軌的相互作用分析以及車廂之間鍋臺的動力學問題。1.3 本文工作為了達到要求的運動精度和生產率，必須要求傳動系統具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應滿足一定的關系，以實現各零部件的協調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容包括傳動件的設計，執行機構的設計及設備零部件等的設計。根據所給定的參數，首先設計一對蝸輪蝸桿，其次在

11、ADAMS 中模擬蝸輪蝸桿傳動，由于本文的目的只是與傳動比有關，需要做的只是模擬分析出蝸輪蝸桿的角位置曲線圖，進而根據曲線圖分析出蝸輪蝸桿的傳動比，所以對于所設計的蝸輪蝸桿的傳動比可根據仿真時的難易程度進行適當的調整，力求簡潔明了。做出蝸輪蝸桿角速度的關系曲線，并驗證其與理論傳動比i的一致性。1.4 本章小結要利用一個機構或軟件，只有先對其有一定得了解，之后才能更好的達到設計目的。本章簡單的介紹了蝸輪蝸桿的主要特點、發展現狀及其研究方向，介紹了ADAMS這一機械系統動力學仿真分析軟件的基本特點及其組成模塊（基本模塊、擴展模塊、接口模塊、專業領域模塊及工具箱），最后說明了本文的行文目的。讓我們對

12、蝸輪蝸桿傳動和AMAMS軟件有一個初步的了解。這樣，就能更好的利用兩者的優點。對蝸輪蝸桿的設計以及用ADAMS的對其進行模擬仿真驗證有一定得幫助。2 蝸輪蝸桿傳動設計2.1 蝸桿傳動概述（1）蝸桿傳動的特點及應用蝸桿傳動的主要優點是能得到很大的傳動比、結構緊湊， 其在分度機構中的傳動比i可達1000，在動力傳動中傳動比i1080。由于蝸桿傳動屬于嚙合傳動，蝸桿齒是連續的螺旋齒，與蝸輪逐漸進入和退出嚙合，且同時嚙合的齒數對較多，故傳動平穩、噪聲低；在一定條件下， 該機構可以自鎖。 蝸桿傳動的主要缺點是效率低，當蝸桿主動時，效率一般為0.70.8； 具有自鎖時，效率僅為0.4左右。由于齒面相對滑移

13、速度大，易磨損和發熱，不適于傳遞大功率；為減小磨損， 蝸輪齒圈常用銅合金制造，故其成本較高；蝸桿傳動對制造安裝誤差比較敏感， 對中心距尺寸精度要求較高。 綜上所述， 蝸桿傳動常用于傳遞功率在50 kW以下， 滑動速度在15 m/s以下的機械設備中。（2）蝸桿傳動的類型(a)圓柱蝸桿傳動； (b) 環面蝸桿傳動； (c) 錐蝸桿傳動 圖2-1 蝸桿傳動類型 圓柱蝸桿由于其制造簡單，因此有著廣泛的應用。環面蝸桿傳動潤滑狀態良好，傳動效率高，制造較復雜，主要用于大功率傳動。 按普通圓柱蝸桿螺旋面的形狀可分為阿基米德（ZA）蝸桿（普通蝸桿）、漸開線(ZI)蝸桿、法向直齒廓(ZN)蝸桿（延伸漸開線蝸桿）

14、和圓錐包絡（ZK）蝸桿。圖2-2 阿基米德蝸桿阿基米德蝸桿一般是在車床上用成型車刀切制的。車阿基米德蝸桿與車梯形螺紋相似，用梯形車刀在車床上加工。兩刀刃的夾角240，加工時將車刀的刀刃放于水平位置，并與蝸桿軸線在同一水平面內。 這樣加工出來的蝸桿其齒面為阿基米德螺旋面，在軸剖面II內的齒形為直線； 在法向剖面NN內的齒形為曲線；在垂直軸線的端面上，其齒形為阿基米德螺線。這種蝸桿加工工藝性好，應用最廣泛，缺點是磨削蝸桿及蝸輪滾刀時有理論誤差， 精度不高。圖2-3 漸開線蝸桿 這種蝸桿的端面齒廓為漸開線，所以它相當于一個少齒數（齒數=蝸桿頭數）、大螺旋角的漸開線圓柱斜齒輪，ZI蝸桿可用兩把直線刀刃

15、的車刀在車床上車削加工。2.2 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數普通圓柱蝸桿傳動的主要參數有 模數 壓力角 蝸桿頭數 蝸輪齒數 及蝸桿分度圓直徑圖2-4 圓柱蝸桿傳動的主要參數示意圖2.3 傳動比、蝸桿頭數和蝸輪齒數 蝸桿傳動比：（2-1）式中：，為蝸桿蝸輪的轉速； ，蝸桿頭數、 蝸輪齒數。 需要指出的是， 蝸桿傳動的傳動比不等于蝸輪、 蝸桿分度圓直徑之比。 2.4 蝸桿分度圓直徑和蝸桿直徑系數蝸桿分度圓直徑與模數的比值稱為蝸桿直徑系數，用表示。（2-2）因和均為標準值，故為導出值， 不一定是整數2.5 蝸桿導程角圖2-5 蝸桿導程角（2-3）式中：蝸桿的軸向齒距2.6 蝸桿傳動的滑動速度 在蝸桿傳

16、動中，蝸桿與蝸輪的嚙合齒面間會產生很大的齒向相對滑動 速度vs：（2-4）式中：蝸桿分度圓的圓周速度，單位為ms；蝸桿的轉速，單位為rmin2.7 蝸輪蝸桿傳動自鎖與嚙合條件蝸桿和蝸輪嚙合時，在中間平面上，蝸桿的軸面模數和壓力角a1 與蝸輪的端面模數、壓力角相等，并把中間平面上的模數和壓力角同時規定為標準值。 標準壓力角=20（在動力傳動中推薦用=20；在分度傳動中，推薦用=15或=12）。由于蝸桿與蝸輪軸線正交，為了輪齒嚙合，蝸桿導程角和蝸輪螺旋角必須相等，旋向相同。 綜上所述， 蝸桿傳動中，蝸輪蝸桿必須滿足的嚙合條件是： 蝸桿的軸面模數m1=蝸輪的端面模數m2=標準模數m 蝸桿的軸面壓力角

17、1=蝸輪的端面壓力角2=標準壓力角 蝸桿導程角=蝸輪螺旋角（旋向相同）蝸桿頭數z1通常為1、2、4、6，z1根據傳動比和蝸桿傳動的效率來確定。 當要求自鎖和大傳動比時，z1 1， 但傳動效率較低。若傳遞動力，為提高傳動效率，常取z11，4， 6。 蝸輪齒數z2iz1，通常取z22880。若z2 27，會使蝸輪發生根切，不能保證傳動的平穩性和提高傳動效率。若z280，隨著蝸輪直徑的增大，蝸桿的支承跨距也會增大，其剛度會隨之減小，從而影響蝸桿傳動的嚙合精度。 導程角的大小與效率有關。導程角大，效率高，導程角小， 效率低，一般認為，330的蝸桿傳動具有自鎖性。2.8 普通圓柱蝸輪蝸桿傳動設計計算已知

18、參數：輸入功率：P=10 kw 蝸桿轉速：n1=1460 r/min 蝸桿頭數：z1=1 蝸輪齒數：z2=72 使用壽命：12000H 2.8.1 設計計算（1） 選擇材料類型根據GB/T 10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿（ZI）（2） 選擇材料蝸桿：根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，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45-55HRC。 蝸輪：蝸輪輪緣選用鑄鋁磷青銅ZCuSn10P1（3） 按齒面接觸疲勞強度確定模數m和蝸桿分度圓直徑d1（2-5） 由 =1，=72，得（2-6） 確定作用在蝸輪上的轉矩 由表知，

19、=1,估取效率=0.7，則 3.296Nmm （2-7）確定載荷系數K因工作載荷比較穩定，故取載荷分布不均系數=1，由表選取使用系數=1.15,由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數=1.05；則1.21 （2-8） 將各參數帶入(6)式 （2-9） 查表11-2（機械設計), 選取m=8 mm, =80 mm（4） 蝸輪蝸桿主要參數的計算 蝸桿分度圓直徑=80 mm 蝸輪分度圓直徑=576 mm 蝸桿分度圓直徑系數 =10 小齒輪上的轉矩= 9550*10/1460 = 65.41 圖2-6 蝸輪蝸桿受力圖 蝸桿圓周力與蝸輪軸向力： = = 1635.273 N 蝸桿軸向力與蝸輪圓周力: 1

20、6352.739 N 蝸桿蝸輪徑向力：5957.91 N 蝸桿螺旋升角：= arc tan = 蝸輪轉速：=20.27 蝸輪上的轉矩：= 3.926 滑動速度：（2-10）2.8.2 蝸輪蝸桿傳動尺寸計算表1 蝸輪蝸桿尺寸計算列表齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高齒全高符號蝸桿9660.889.617.6單位mmmmmmmmmm軸向齒距蝸桿導程角蝸桿導程蝸桿直徑系數蝸桿法向模數符號蝸桿25.135.7125.13108單位mmdegmm-蝸桿當量齒數蝸桿法向齒高蝸桿法向齒厚蝸輪蝸桿中心距-符號-蝸桿1015.04812.5328-單位mmmmmm-設 蝸輪變位系數：=02.8.3 齒面接觸疲勞驗

21、證載荷系數 = 1.21 ,蝸輪圓周力 = 16352.739 N ,蝸桿分度圓直徑 = 80 mm, 蝸輪分度圓直徑 =576 mm.接觸強度計算公式：（2-11） (2-12) 查表11-6與11-7知，材料的基本許用接觸應力=268 ； 應力循環次數 （2-13） 壽命系數： =1.62 （2-14） 則 434.16（2-15）2.8.4 齒根彎曲疲勞強度驗證（2-16） 當量齒數： =121.40 （2-17） 根據，從圖11-9可查得齒形系數： 螺旋角系數 （2-18） 許用彎曲應力（2-19） 從表11-8中查的蝸輪的基本許用彎曲應力 =56 。 壽命系數 ：=0.83 （2-2

22、0）=46.48 （2-21）2.8.5 驗算效率 （2-22） =0.0204 ， =1.1687=0.86 （2-23） 2.8.6 精度等級公差與表面粗糙度的確因為這是一般動力傳動，=1.22m/s3 m/s，故取8級精度。2.8.7 熱平衡計算由于蝸桿傳動齒面間相對滑動速度大，所以發熱量大，如果不及時散熱，會引起潤滑不良而產生膠合。因此，對連續工作的閉式蝸桿傳動應進行熱平衡計算， 以限制工作溫度不超許用值。 設蝸桿傳動在單位時間內損失的功率變成的熱量為Q1，同時間由箱體表面散出的熱量為Q2， 則熱平衡條件為 Q1=Q2因為 Q1=1000P1（1-），Q2=SKS(t-t0) 所以熱平

23、衡時的油溫t為（2-24）式中：KS箱體表面散熱系數，KS=1018 W(m2)， 通風良好時取大值； S散熱面積(m2)，指內壁被油浸濺到且外壁與流通空氣接觸的箱體外表面積。對于箱體上的散熱片，其散熱面積按50計算； t0環境溫度，通常取t0=20。所需散熱面積：取t0=20，t=70 ，KS=15 W(m2) ，由式(2-24 )所需的最小散熱面積 。 =2 （2-25） 若箱體散熱面積不足此數，則需加散熱片、裝置風扇或采取其他散熱冷卻方式。3 用ADAMS進行蝸輪蝸桿模擬仿真3.1 啟動ADAMS雙擊桌面上ADAMS/View的快捷圖標,打開ADAMS/View。在歡迎對話框中選擇“Cr

24、eate a new model”，在模型名稱（Model name）欄中輸入：wlwg ；在重力名稱（Gravity）欄中選擇“Earth Normal (-Global Y)”；在單位名稱（Units）欄中選擇“MMKS mm,kg,N,s,deg”。 圖3-1 ADAMS啟動界面3.2 設置工作環境在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置（Setting）下拉菜單中的工作網格 （Working Grid）命令。系統彈出設置工作網格對話框,將網格的尺寸(Size)中的X和Y分別設置成所需要的尺寸。 用鼠標左鍵點擊選擇（Select）圖標，控制面板出現在工具箱中。用鼠標左鍵點擊動態放大（Dy

25、namic Zoom）圖標，在模型窗口中，點擊鼠標左鍵來選擇一合適的角度進行建圖。圖3-2 工作環境的設置3.3 創建蝸輪 在ADAMS/View零件庫中選擇圓柱體(Cylinder)圖標，參數選擇為“New Part”，長度（Length）選擇80mm，半徑（Radius）選擇288mm。 在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇點（0，-40，0）mm(蝸輪的位置可以在任何地方,對后面的運動仿真沒有影響)，然后選擇點（0，40，0）mm。則一個圓柱體（PART_2）創建出來。圖3-3圖3-3創建一個圓柱體 在ADAMS/View中位置/方向庫中選擇位置旋轉（Position: Ro

26、tate）圖標，在角度(Angle)一欄中輸入90，表示將對象旋轉90度在ADAMS/View窗口中用鼠標左鍵選擇圓柱體，將出來一個白色箭頭，移動光標，使白色箭頭的位置和指向如圖3-4所示。然后點擊鼠標左鍵，旋轉后的圓柱體如圖示。圖3-4 旋轉后的圓柱體3.4 創建蝸桿在ADAMS/View零件庫中選擇圓柱體(Cylinder)圖標，參數選擇為“New Part”，長度（Length）選擇600mm，半徑（Radius）選擇40mm(這里蝸桿的長度的選擇沒有嚴格要求,大小合理就可以,半徑的大小應該為蝸輪長度的一半,即50mm)。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇點（-300，-3

27、28，0）mm，然后選擇點（300，-328，0）mm。則一個圓柱體（PART_3）創建出來。如圖3-5所示。 圖3-5 創建的蝸桿 綜上可知：蝸輪的分度圓半徑與蝸桿的分度圓半徑的比值為： 為一定值，則蝸輪蝸桿的傳動比與 成反比。3.5 創建旋轉副、齒輪副、旋轉驅動 選擇ADAMS/View約束庫中的旋轉副（Joint: Revolute）圖標，參數選擇2 Bod-1 Loc和Normal To Grid。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇蝸輪（PART_2），然后選擇機架（ground），接著選擇蝸輪上的PART_2.cm，如圖6 再次選擇ADAMS/View約束庫中的旋轉副（

28、Joint:Revolute）圖標，參數選擇2 Bod-1 Loc和Pick Feature。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇蝸桿（PART_3），然后選擇機架（ground），接著選擇蝸桿上的PART_3.cm，就會出現白色的箭頭，移動光標，使箭頭指向X軸的正方向后點擊鼠標左鍵，從而在球體（PART_3）上成功創建旋轉副（JOINT_2），如圖3-6 根據齒輪副的嚙合點（MARKER）和旋轉副必須在一個連桿上，并且嚙合點Z軸的方向與蝸輪蝸桿的傳動方向相同。選擇蝸輪和蝸桿嚙合處的交點該交（0，-288，0）。圖3-7 圖3-6 旋轉副 圖3-7 嚙合點選擇ADAMS/View約

29、束庫中的齒輪副（Gear）圖標，在彈出的對話框中的Joint Name欄中，點擊鼠標右鍵分別選擇JOINT_1、JOINT_2。在Common Velocity Marker欄中，點擊鼠標右鍵選擇嚙合點（MARKER_7）然后點擊對話框下面的OK按鈕，蝸輪蝸桿的齒輪副創建出來，圖3-8 圖3-8 蝸輪副 在ADAMS/View驅動庫中選擇旋轉驅動（Rotational Joint Motion）按鈕，在Speed一欄中輸入360，360表示旋轉驅動每秒鐘旋轉360度。在ADAMS/View工作窗口中，用鼠標左鍵點擊蝸輪上的旋轉副（JOINT_1），一個旋轉驅動創建出來。圖3-9 圖3-9 旋轉

30、驅動3.6 進行嚙合點（MARKER_7）的坐標軸旋轉在ADAMS/View窗口中，在蝸輪蝸桿嚙合處點擊鼠標右鍵，選擇-Maker: MARKER_7Modify，在彈出的對話框中，將Orientation欄中的值0.0, 0.0, 0.0修改為270, 60, 180(這里三個方位數字的大小不是唯一的,若取其他的三個不同的方位數字,也可以達到同樣的方位變換)如圖3-10。擊對話框下面的OK鍵進行確定，旋轉后的嚙合點（MARKER_7）從圖中可以看出，嚙合點的Z軸（藍色）Z軸的方向位于順時針旋轉到之間的區域。圖3-11 圖3-10 旋轉參數的設置 圖3-11 嚙合點坐標旋轉后示意圖 由嚙合點（

31、MARKER_7）的方位坐標（270 ,60 ,180）不難看出，嚙合點（MARKER_7）Z軸的方向和蝸桿軸線所成的角度為60度。蝸桿節圓螺旋線的升角為60度。所以=12.5 即蝸輪蝸桿的傳動比為12.5， 即蝸輪轉360度，蝸桿要轉約4500度。3.7 仿真驗證在ADAMS/View菜單欄中，選擇BuildMeasureSelected ObjectNew，如圖3-12所示，彈出數據導航器（Database Navigator）對話框，并從中選擇需要測量的對象JOINT_1。 圖3-12 數據導航器 在彈出的鉸測量（Joint Measure）對話框中，在Characteristic欄選擇

32、Ax/Ay/Az Projected Rotation；在Component欄選擇Z；From/At欄選擇ground. MARKER_4（也可以選擇PART_2. MARKER_3）。表示測量蝸輪的旋轉角度。 圖3-13 蝸輪角位置測量設置和曲線圖 重復步驟7.1、7.2 ，則JOINT_2角位置即蝸桿角位置測量設置和曲線圖 圖3-14 蝸桿角位置測量設置和曲線圖仿真模型。點擊仿真按鈕，設置仿真終止時間（End Time）為1，仿真工作步長（Step Size）為0.1,然后點擊開始仿真按鈕，進行仿真，觀察模型的運動仿真情況，蝸輪和蝸桿的角位置曲線圖，如圖3-15，3-16. 圖3-15 蝸

33、輪的角位置曲線圖由圖中可以看出，因為仿真終止時間（End Time）為1，即蝸輪所轉的圈數為1圈，蝸輪所轉的角度為360 （1.0，360） 圖3-16 蝸桿的角位置曲線圖 由圖中可以看出，因為仿真終止時間（End Time）為1，即蝸輪所轉的圈數為1圈，則蝸桿所轉的角度為-4500（1.0，-4500） 上述仿真結果與 步驟3.6.2 理論分析結果是一致的。 圖3-17 蝸輪嚙合處受力圖 圖3-18 蝸桿嚙合處受力圖4 結果分析 由于蝸輪蝸桿的傳動能夠得到很大的傳動比，且結構緊湊，傳動平穩，噪音低，因此其常用在減速器的制造中，一般都只是利用其優點而很少對其進行理論驗證，本文利用ADAMS對蝸

34、輪蝸桿進行模擬仿真，來驗證其與理論傳動比的一致性，由圖15與圖16可知，在ADAMS/View中做出的仿真分析與理論分析是一致的。說明在ADAMS/View中所建的蝸輪蝸桿模型正確無誤，另一方面也把書本上枯燥的理論知識用形象生動的運動仿真來體現，加深知識的理解。ADAMS作為一款機械系統動力學分析軟件，可以在動、力兩方便分析蝸輪蝸桿的傳動，由于本文只是對蝸輪蝸桿傳動比進行驗證，所以在力學方便沒有表述。參考文獻1 范成建，熊光明，周明飛. MSC.ADAMS應用與提高.機械工業出版社，2006.82 濮良貴，紀名剛. 機械設計M.北京：高等教育出版社，1995.3 濮良貴,紀名剛. 機械原理M,

35、第七版.北京：高等教育出版社,2006.4 孫桓，傅則紹. 機械原理M.北京：高等教育出版社，19895 李軍，等. ADAMS實例教程M.北京理工大學出版社，20026 劉春景，胡天翔. 基于PRO/E與ADAMS傳動仿真研究.2007.107 何銘新，錢可強. 機械制圖M.北京：高等教育出版社.1995.8 王紀安. 工程材料與材料成形工藝M.北京：高等教育出版社，2002.9 王煥庭. 機械工程材料M.北京：機械工業出版社，1998.10 曹為慶，徐曾蔭機構設計北京：機械工業出版社，199811 申永勝機械原理教程北京：清華大學出版社，199912 徐灝主編機械設計手冊(第3卷)機械工業

36、出版社，199213 李曾剛. ADAMS入門詳解與實例M.國防工業出版社，2006.14 鄧曉紅. 蝸桿傳動的優化設計 J . 淮海工學院學報: 自然科學版, 200515 劉鴻文. 材料力學. 高等教育出版社. 2004.116 成大先. 機械設計圖冊：第1卷. 北京：化學工業出版社. 200017 王步瀛. 機械零件強度計算的理論和方法. 北京：高等教育出版社. 198618 吳宗澤. 羅勝國. 機械設計課程設計手冊. 北京：高等教育出版社. 199919 周開勤. 機械零件手冊. 北京：高等教育出版社. 1994.20 詹啟賢. 自動機械設計. 北京：中國輕工業出版社. 199421

37、Hindhede I, Uffe. Machine Design Fundamentals: A Practical Approach. New York: Wiley, 1983.22 Rajput R K. Elements of mechanical Engineering. Katson Publ. House, 1985.23 Orlov P. Fundaments of Machine Design. Moscow: Mir Pub. , 1987.24 Mechanical Drive(Reference Issue). Machine design. 52(14), 1980外

38、文資料In the force analysis of spur gears, the forces are assumed to act in a single plane. We shall study gears in which the forces have three dimensions. The reason for this, in the case of helical gears, is that the teeth are not parallel to the axis of rotation. And in the case of bevel gears, the

39、rotational axes are not parallel to each other. There are also other reasons, as we shall learn.Helical gears are used to transmit motion between parallel shafts. The helix angle is the same on each gear, but one gear must have a right-hand helix and the other a left-hand helix. The shape of the too

40、th is an involute helicoid. If a piece of paper cut in the shape of a parallelogram is wrapped around a cylinder, the angular edge of the paper becomes a helix. If we unwind this paper, each point on the angular edge generates an involute curve. The surface obtained when every point on the edge gene

41、rates an involute is called an involute helicoid.The initial contact of spur-gear teeth is a line extending all the way across the face of the tooth. The initial contact of helical gear teeth is a point, which changes into a line as the teeth come into more engagement. In spur gears the line of cont

42、act is parallel to the axis of the rotation; in helical gears, the line is diagonal across the face of the tooth. It is this gradual of the teeth and the smooth transfer of load from one tooth to another, which give helical gears the ability to transmit heavy loads at high speeds. Helical gears subj

43、ect the shaft bearings to both radial and thrust loads. When the thrust loads become high or are objectionable for other reasons, it may be desirable to use double helical gears. A double helical gear (herringbone) is equivalent to two helical gears of opposite hand, mounted side by side on the same

44、 shaft. They develop opposite thrust reactions and thus cancel out the thrust load. When two or more single helical gears are mounted on the same shaft, the hand of the gears should be selected so as to produce the minimum thrust load.Crossed-helical, or spiral, gears are those in which the shaft ce

45、nterlines are neither parallel nor intersecting. The teeth of crossed-helical fears have point contact with each other, which changes to line contact as the gears wear in. For this reason they will carry out very small loads and are mainly for instrumental applications, and aredefinitely not recomme

46、nded for use in the transmission of power. There is on difference between a crossed helical gear and a helical gear until they are mounted in mesh with each other. They are manufactured in the same way. A pair of meshed crossed helical gears usually have the same hand; that is ,a right-hand driver g

47、oes with a right-hand driven. In the design of crossed-helical gears, the minimum sliding velocity is obtained when the helix angle are equal. However, when the helix angle are not equal, the gear with the larger helix angle should be used as the driver if both gears have the same hand. Worm gears a

48、re similar to crossed helical gears. The pinion or worm has a small number of teeth, usually one to four, and since they completely wrap around the pitch cylinder they are called threads. Its mating gear is called a worm gear, which is not a true helical gear. A worm and worm gear are used to provid

49、e a high angular-velocity reduction between nonintersecting shafts which are usually at right angle. The worm gear is not a helical gear because its face is made concave to fit the curvature of the worm in order to provide line contact instead of point contact. However, a disadvantage of worm gearin

50、g is the high sliding velocities across the teeth, the same as with crossed helical gears.Worm gearing are either single or double enveloping. A single-enveloping gearing is one in which the gear wraps around or partially encloses the worm. A gearing in which each element partially encloses the othe

51、r is, of course, a double-enveloping worm gearing. The important difference between the two is that area contact exists between the teeth of double-enveloping gears while only line contact between those of single-enveloping gears. The worm and worm gear of a set have the same hand of helix as for cr

52、ossed helical gears, but the helix angles are usually quite different. The helix angle on the worm is generally quite large, and that on the gear very small. Because of this, it is usual to specify the lead angle on the worm, which is the complement of the worm helix angle, and the helix angle on th

53、e gear; the two angles are equal for a 90-deg. Shaft angle.When gears are to be used to transmit motion between intersecting shaft, some of bevel gear is required. Although bevel gear are usually made for a shaft angle of 90 deg. They may be produced for almost any shaft angle. The teeth may be cast, milled, or generated. Only the generate