蝸桿傳動講課設計匯總蝸桿傳動講課設計匯總蝸桿傳動講課設計匯總課題名稱蝸桿傳動講課班級講課時間課題序號17講課課時第47到50講課形式講解使用教具投影儀講課目的

1、認識蝸桿傳動的原理；2、認識蝸桿傳動的構成；3、認識蝸桿的特色；4、掌握蝸桿傳動中蝸桿、蝸輪螺旋線方向的判斷及蝸輪輾轉方向的判斷。講課要點蝸桿傳動的主要參數和幾何尺寸計算講課難點蝸桿傳動的主要參數和幾何尺寸計算更新、補充、刪減無內容課外作業第十章蝸桿傳動第四節圓柱蝸桿傳動的受力剖析第一節蝸桿傳動的特色和種類一、力的大小一、蝸桿傳動的特色二、力的方向二、蝸桿傳動的種類第五節圓柱蝸桿傳動的強度計算三、蝸桿傳動的精度等級一、蝸輪齒面接觸疲備強度計算講課主要內二、蝸輪齒根曲折疲備強度計算四、蝸桿的種類容或板書設三、蝸桿的剛度計算第二節圓柱蝸桿傳動的主要參數和幾何尺寸計第六節圓柱蝸桿傳動的效率、潤滑和熱均衡一、圓柱蝸桿傳動的主要參數:二、圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算計算第三節蝸桿傳動的無效形式、資料和結構一、蝸桿傳動的效率一、蝸桿傳動的無效形式及資料選擇二、蝸桿傳動的潤滑二、蝸桿和蝸輪的結構三、蝸桿傳動的熱均衡計算本章內容與上一章節齒輪近似，因此學生學習理解較簡單，對本章講課內容掌握較為講課后記理想。課堂講課安排講課過程師主要講課內容及步驟生活動設計企圖等第十章蝸桿傳動第一節蝸桿傳動的特色和種類蝸桿傳動是由蝸桿和蝸輪構成的，用于傳達空間交錯兩軸之間的運動和動力。交錯角一般為90°。傳動中一般蝸桿是主動件，蝸輪是從動件。一、蝸桿傳動的特色：1．傳動比大，一般i=10~80，最大可達1000；2．重合度大，傳動安穩，噪聲低；3．結構緊湊，可實現反行程自鎖；4．蝸桿傳動的主要弊端齒面的相對滑動速度大，效率低；蝸輪的造價較高。主要用于中小功率，中止工作的場合。廣泛用于機床、冶金、礦山及起重設備中。二、蝸桿傳動的種類本章主要介紹一般圓柱蝸桿及其設計。三、蝸桿傳動的精度等級分為12個精度等級，常用5～9級。蝸桿分左旋和右旋。

導入：經過減速器減速裝置導入。看打開的減速器演示PPT左右旋向與螺紋旋向判定方法同樣。左旋蝸桿還有單頭和多頭之分。

右旋四、蝸桿的種類課前準備蝸桿一根與蝸輪一個，課堂演示蝸輪與蝸桿傳動過程。比較阿基米德蝸桿與漸開線螺桿的差別，主要分析加工蝸桿時刀具安裝的不同樣。后兩種蝸桿的加工，刀具安裝較困難，生產率低，故常用阿基米德蝸桿。第二節圓柱蝸桿傳動的主要參數和幾何尺寸一、圓柱蝸桿傳動的主要參數:1.模數m和壓力角α中間平面：經過蝸桿軸線并與蝸輪軸線垂直的平面。

講解蝸桿主要參數的時候要與齒輪及螺紋主要參數進行對比。此中有很多相通的地方，如模數、壓力角。蝸桿、蝸輪的參數和尺寸大多在中間平面（主平面）內確立。因為蝸輪是用與蝸桿形狀相仿的滾刀，按范成原理切制輪齒，因此ZA蝸桿傳動中間平面內蝸輪與蝸桿的嚙合就相當于漸開線齒輪與齒條的嚙合。在主平面內，蝸輪蝸桿的傳動相當于齒輪齒條的嚙合傳動。蝸輪蝸桿正確嚙合條件是：蝸桿的軸面模數

ma1和軸面壓力角αa1應分別等于蝸輪的端面模數

mt2和端面壓力角αt2，即ma1=mt2=

mαa1=αt2=α模數m的標準值，見表12-1；壓力角標準值為20°，ZA蝸桿取軸向壓力角為標準值，ZI蝸桿取法向壓力角為標準值。如圖上圖所示，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

10-1。蝸輪分度圓直徑以

d2表示。在兩軸交錯角為90°的蝸桿傳動中，蝸桿分度圓柱上的導程角γ應與蝸輪分度圓上的螺旋角β大小相等旋向同樣，即γ=β2.傳動比i、蝸桿頭數z1和蝸輪齒數z2列舉蝸桿蝸設蝸桿頭數為z1，蝸輪齒數為z2，當蝸桿轉一周時，蝸輪轉過z1個齒(z1/z2輪傳動事例，周)。因此，其傳動比為說明該傳動能應用在較大傳動比場合，是該傳動z1↑→↑→效率η↑，但加工困難。的長處。gz1↓→傳動比i↑，但傳動效率η↓。(蝸桿頭數與傳動效率關系)常取，z1＝1，2，4，6。可依據傳動比，參照表10-2中的薦用值采納。z=iz1。如z太小，將使傳動安穩性變差。如z太大，蝸輪直徑將增大，使222蝸桿支承間距加大，降低蝸桿的曲折剛度。一般取z2＝32～80。（Z1與Z2的薦用值表：12-2）蝸桿直徑系數q和導程角γ因為蝸輪是用與蝸桿尺寸同樣的蝸輪滾刀配對加工而成的，為了限制滾刀的數量，國家標準對每一標準模數規定了必定數量的標準蝸桿分度圓直徑直徑d1與模數m的比值稱為蝸桿的直徑系數q。即：

d1（拜見表

12-1）。

讓學生分組議論導程角對加工制造與自鎖的關系。當模數m一準時，q值增大則蝸桿直徑d1增大，蝸桿的剛度提升。因此，對于小模數蝸桿，規定了較大的q值，以保證蝸桿有足夠的剛度。以以以下圖蝸桿螺旋面與分度圓柱的交線為螺旋線。導程pzz1px1z1mz1pxz1mz1tgd1qd1齒面間滑動速度vs蝸桿傳動即使在節點C處嚙合，齒廓之間也有較大的相對滑動，滑動速度vs沿蝸桿螺旋線方向。設蝸桿圓周速度為vl、蝸輪圓周速度為v2，由圖可得vsv12v22v1m/scos滑動速度的大小，對齒面的潤滑狀況、齒面無效形式、發熱以及傳動效率等都有很大影響。中心距a當蝸桿節圓與分度圓重合時稱為標準傳動，此中心距計算式為a=0.5(d1+d2)=0.5m(q+z2)注意：a≠0.5m(z1+z2)。中心距的常用值見表10-3注。二、圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算設計蝸桿傳動時，一般是先依據傳動的功用和傳動比的要求，選擇蝸桿頭數z1和蝸輪齒數z2，此后再按強度計算確立模數m和蝸桿分度圓直徑10-3計算出蝸桿、蝸輪的幾何尺寸(兩軸交錯角為90°、標準傳動表10-3蝸桿傳動的幾何尺寸計算

d1(或q)，再依據表)。講明判斷傳動轉向的方法，舉例講解其應用。蝸輪的轉向左右手法：左旋左手，右旋右手，四指轉向

1，拇指反向；即為

v2。頭數

例10-1在帶傳動和蝸桿傳動構成的傳動系統中，初步計算后取蝸桿模數z1=2、分度圓直徑d1=40mm，蝸輪齒數z2=39，試計算蝸桿直徑系數

m=4mm、q、導程角γ及蝸桿傳動中心距

a。解(1)蝸桿直徑系數=40/4=10(2)導程角由式（12-2）得=2/10=0.2γ=11.3099°(11°18‘36“)(3)傳動中心距a=0.5(q+z2)=0.5×4×(10+39)=98mm議論①也可將蝸輪齒數改為z2=40，即中心距圓整為a=0.5×4×(10+40)=100mm。由此引起的傳動比的變化可在傳動系統內部作合適調整。②假如是單件生產又贊成采納非標準中心距，就取a=98mm。③在不改變傳動比的狀況下，若想將中心距圓整為a=100mm，就只好采納變位傳動了。方法是在切制蝸輪時將滾刀外移2mm，馬上滾刀與被切蝸輪的中心距由98mm增添到100mm。有關變位蝸桿傳動的計算，拜見機械設計手冊。第三節蝸桿傳動的無效形式、資料和結構一、蝸桿傳動的無效形式及資料選擇對傳動無效1.主要無效形式：膠合、磨損、點蝕等。形式的掌握在潤滑優異的閉式傳動中，若不可以及時散熱，膠合是其主要的無效形式。在開式有例于學生和潤滑密封不良的閉式傳動中，蝸輪輪齒的磨損特別明顯。在今后使用2.設計準則過程中合理的保護蝸輪、蝸桿，因此要讓學生掌握這部分內容。常用資料因為蝸桿傳動的特色，蝸桿副的資料不僅需求有足夠的強度，更重要的是擁有良好的減摩耐磨和抗膠合性能。為此常采納青銅作蝸輪齒圈，并與淬硬磨削的鋼制蝸桿相般配。蝸桿的常用資料為碳鋼和合金鋼。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鋼調質。精度要求高的蝸桿需經磨削。二、蝸桿和蝸輪的結構因為蝸桿的直徑不大，因此常和軸做成一個整體（蝸桿軸），當蝸桿的直徑較大時，可以將軸與蝸桿分開制作。無退刀槽，加工螺旋部分時只好用銑制的方法。有退刀槽，螺旋部分可用車制，也可用銑制加工，但該結構的剛度較前一種差。為了減摩的需要，蝸輪平時要用青銅制作。為了節約銅材，當蝸輪直徑較大時，采納組合式蝸輪結構，齒圈用青銅，輪芯用鑄鐵或碳素鋼。常用蝸輪的結構形式以下：第四節圓柱蝸桿傳動的受力剖析蝸桿傳動的受力剖析與斜齒圓柱齒輪相似，輪齒所受法向力為：徑向力Fr、周向力

Fn可分解Ft、軸向力Fa。一、力的大小當兩軸交錯角為小為：

90°時，各力大

受力剖析是講課的難點，此內容不需要講解過細，讓學生大體認識。式中：T2=T1iη，η為蝸桿傳動的效率。二、力的方向①當蝸桿主動時，各力方向判斷如下：②蝸桿上的圓周力

Ft1

的方向與蝸桿轉向相反。③蝸桿上的軸向力Fa1的方向可以依據蝸桿的螺旋線旋向和蝸桿轉向，用（左）右手定章判斷。④蝸輪上的圓周力Ft2的方向與蝸輪的轉向同樣（與蝸桿上的軸向力Fa1的方向相反）。⑤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。⑥蝸桿和蝸輪上的徑向力Fr1、Fr2的方向分別指向各自的軸心。主動輪（蝸桿）：左旋用左手右旋用右手四指------方向拇指-------Fa1方向從動輪（蝸輪）：Ft2與Fa1反向，由此確立其轉向。例1：標出各圖中未注明的蝸桿或蝸輪的轉動方向，繪出蝸桿和蝸輪在嚙合點處的各分力的方向（均為蝸桿主動）。例：傳動系統如圖，已知輪4為輸出輪，轉向如圖，試：1、合理確立蝸桿、蝸輪的旋向；2、標出各輪受力方向。蝸桿傳動的主要無效形式是膠合和磨損。但目前依據膠合和磨損的強度計算缺少靠譜的方法和數據，因此平時沿用接觸疲備強度和曲折疲備強度計算蝸桿傳動的承載能力，而在采納許用應力時合適考慮膠合和磨損無效要素的影響，故其強度計算公式是條件性的。因為蝸桿齒是連續的螺旋，其資料的強度又很高，因此無效總是出此刻蝸輪上，因此蝸桿傳動只需對蝸輪輪齒進行強度計算。第五節圓柱蝸桿傳動的強度計算一、蝸輪齒面接觸疲備強度計算目的：防范“點蝕”和“膠合”無效。強度條件：σH≤[σH]以蝸桿蝸輪節點為計算點，計算齒面接觸應力校核公式:

σH

。設計公式：上兩式中KA為載荷系數，一般取KA=1.1~1.3。當載荷安穩，蝸輪圓周速度≤3m/s和7級精度以上時，取小值，不然取大值。當蝸輪資料為錫青銅時，其資料擁有優異的抗膠合能力,蝸輪的損壞形式主假如疲

v2勞點蝕，其承載能力取決于輪齒的接觸疲備強度。因此，許用接觸應力與應力循環次數N、資料及相對滑動速度v2有關。可按表12-4選擇。當蝸輪資料為無錫青銅、黃銅或鑄鐵時，資料的強度較高，抗點蝕能力強，蝸輪的損壞形式主假如膠合，其承載能力取決于其抗膠合能力，與應力循環次數沒關，因此，許用接觸應力可從表12-5查取。二、蝸輪齒根曲折疲備強度計算目的：防范“疲備斷齒”。強度條件：σF≤[σF]校核公式：

要修業生試著查表找數據進行，代入公式進行強度驗算。設計公式：三、蝸桿的剛度計算:蝸桿較修長，支承距離大，若受力后產生的撓度過大，則會影響正常的嚙合傳動。蝸桿產生的撓度應小于許用撓度。由切向力和徑向力產生的撓度分別為：合成總撓度為：第六節圓柱蝸桿傳動的效率、潤滑和熱均衡計算一、蝸桿傳動的效率與齒輪傳動近似，閉式蝸桿傳動的功率耗資包含三部分：輪齒嚙合摩擦耗資，軸承中摩擦耗資以及攪動箱體內潤滑油的油阻耗資。其總效率為=η1η2η3此中最主要的是嚙合效率，當蝸桿主動時，嚙合效率可按螺旋傳動的效率公式求出。因此考慮η2η3后，蝸桿傳動的總效率為式中：γ為蝸桿導程角；ρ′為當量摩擦角，ρ′=arctgf′。當量摩擦系數f′主要與蝸桿副資料、表面狀況以及滑動速度等有關(見表10-7)。因為tanz1mz1↑→γ↑→η↑因此d1預計蝸桿傳動的總效率時，可取以下數值：閉式傳動z1=124η=0.70~0.750.75~0.820.87~0.92開式傳動z1=1、2η=0.60~0.70二、蝸桿傳動的潤滑目的：減摩、散熱。潤滑油的粘度和給油方法可參照表10-5采納。一般依據相對滑動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，常將蝸桿置于蝸輪之上，形成上置式傳動，由蝸輪帶油潤滑。潤滑方式的選擇：當vs≤5~10m/s時，采納油池浸油潤滑。為了減少攪油損失，下置式蝸桿不宜浸油過深。當v1>4m/s時，采納蝸桿在上的結構。當vs>10~15m/s時，采納壓力噴油潤滑。三、蝸桿傳動的熱均衡計算因為蝸桿傳動效率低、發熱量大，若不及時散熱，會引起箱體內油溫高升、潤滑無效，以致輪齒磨損加劇，甚至出現膠合。因此對連續工作的閉式蝸桿傳動要進行熱均衡計算。熱均衡：在單位時間內，摩擦產生的熱量等與發散的熱量。在閉式傳動中，熱量系經過箱殼閑逸，且要求箱體內的油溫t(℃)和四周空氣溫度t0(℃)之差不超出贊成值1000P1(1)tttA式中：△t——溫度差，△t=t-t0;P1——蝸桿傳