2019年蜗杆传动设计

蜗杆传动设计两轴线间的夹蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动，°。

这种传动由于具有结构紧凑、传动比大、传动90角可为任意值，常用的为平稳以及在一定的条件下具有可靠的自锁性等优点，它广泛应用在机床、汽车、仪器、起重运输机械、冶金机械及其它机器或设备中。

基本要求熟练掌握蜗杆的传动特点、失效形式和计算准则；． 1 熟练掌握蜗杆和蜗轮的结构特点；．掌握蜗杆传动的受力分析、滑动速度和效率掌握蜗杆传动的热平衡计算了解蜗杆传动的强度计算特点了解蜗杆的传动类型蜗轮蜗杆的形8.1.1小齿轮的轮齿分蜗杆蜗轮传动是由交错轴斜齿圆柱齿轮传动演变而来的大齿轮称称为蜗杆圆柱面上缠绕一周以上这样的小齿轮外形像一根螺杆使之将蜗杆为了改善啮合状况将蜗轮分度圆柱面的母线改为圆弧形蜗轮这样齿廓间为线分地包住并用与蜗杆形状和参数相同的滚刀范成加工蜗轮触，可传递较大的动力蜗杆蜗轮传动的特征很少，9°其一，它是一种特殊的交错轴斜齿轮传动，交错角为∑其二，它具有螺旋传动的某些特点，蜗杆相当于螺杆，蜗轮相当于螺母，轮部分地包容蜗杆。

蜗杆传动的类型8.1.2按蜗杆形状的不同可分：普通圆柱蜗杆（阿基米德蜗杆、渐开线蜗杆、法向直廓蜗-．圆柱蜗杆传动1圆弧蜗杆杆、锥面包络蜗杆）和2．环面蜗杆传动3．锥蜗杆传动蜗杆传动的特点8.1.3传动比大，结构紧凑传动平稳，无噪声具有自锁性传动效率较低，磨损较严重蜗杆轴向力较大，致使轴承摩擦损失较大。

蜗杆传动的应用8.1.4故常用于两轴交错、传动比较大、传递功由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，率不太大或间歇工作的场合。

当要求传递较大功率时，为提高传动效率，常取z较小时传动具有自锁性，故常用在卷扬机等起重机械γ2-4＝。

此外，由于当11中，起安全保护作用。

它还广泛应用在机床、汽车、仪器、冶金机械及其它机器或设备中；蜗杆传动由蜗杆相对于蜗轮的位置不同分为上置蜗杆和下置蜗杆传动。

普通圆柱蜗杆传动的基本参数及其选8.2.1．基本参数和压力）模和在中间平面中，为保证蜗杆蜗轮传动的正确啮合，蜗杆的轴向模a 应分别相等于蜗轮的法面模，和压力力tat2mmm αα=== t2a1t2a1:蜗杆轴向压力角与法向压力角的关系为costgtg /αγ=αna 导程角。

γ-式中：qd （2）蜗杆的分度圆直径和直径系数1要用与蜗杆尺寸相同的蜗杆滚刀来加工蜗为了保证蜗杆与蜗轮的正确啮合，这样就造成要配备很多的蜗由于相同的模数，轮。

可以有许多不同的蜗杆直径，轮滚刀，以适应不同的蜗杆直径。

显然，这样很不经济。

就对每一标准的模数规定了 为了减少蜗轮滚刀的个数和便于滚刀的标准化，d 而把及分度圆直径和模数的比称为蜗杆直径系数，一定数量的蜗杆分度圆直径1q ，即：mdq = / 1qdm 匹配表和蜗杆分度圆直径。

及直径系数 常用的标准模数，见1zz 和蜗轮齿数（3）蜗杆头数21zz ，1＝＝1-10，推荐蜗杆头数可根据要求的传动比和效率来选择，一般取 11 。

，62，取小值选择的原则是：当要求传动比较大，或要求传递大的转矩时，取较要求传动自锁时；要求具有高的传动效率，或高速传动时，值最少齿数应避免影响运转的平稳性并受到两个限制蜗轮齿数的多少时，啮合区显著减小，影响平1，生根切与干涉，理论上应22mi 时，则可始终保持有两对齿以上啮合，因之通常规2性，而3，蜗轮直径将增大过多也不能过多，对于动力传8另一方在结构上相应就须增大蜗杆两支承点间的跨距，影响蜗杆轴的刚度和啮合精度就减小甚多，将影响轮齿的弯曲取得过多，模对一定直径的蜗轮，可度；故对于动力传动，常用的范围。

对于传递运动的传动28-7的推荐值见下2030，甚至可100i25631 2614152130612 82 82 221γ4）导程角（pp的关系为与蜗杆导程蜗杆的形成原理与螺旋相同，所以蜗杆轴向齿距za pzp＝由下图可知：az1qzddzmdtan pzp＝＝πγ=／／π＝／／1z111a11导程角大时，导程角的大小与效率有关。

°一33°。

导程角γ的范围为3.5°。

并多采用多头蜗杆。

但导程角过大，蜗杆车削困-3015°效率高，通常γ＝°°一4.5难。

导程角小时，效率低，但可以自锁，通常γ＝3.5I（5）传动比nni2 主动传动比 1/=从动蜗杆为主动的减速运动中uzznin ==/=/1122nn-蜗轮转速。

式中： -蜗杆转速；21uu；增速传15705减速运动的动力蜗杆传动，通常取≤≤，优先采用≤≤50u155≤。

≤动匹配表。

普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的 8.2.2 蜗杆传动变位的特点蜗杆传动变位变位蜗杆传动根据使用场合的不同，可在下述两种变位方式中选取一种，蜗杆传动的中心距改变位前后，蜗轮的齿数不1 2所示，其中心距的计算式如下如9-8、m2xdaaxmd)/2+++ '＝=(2221zaaz，))，蜗轮齿数发生变化('蜗杆传动的中心距不变2)变位前后，(' ＝≠22z e所示，计算如下：' 9-8d如图、2xzzaa -2' 则因'＝＝222蜗杆传动变位：普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算8.2.3普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸计算关系按规定选中心a=(++2m)/2a蜗杆头按规定选蜗轮齿按传动比确按蜗杆类型确a=2=2齿形按规定选m==/cosr 模m蜗杆为主动按规 i i=n传动比 /n21定选取齿数比 ,i=uu /Zu=Z当蜗杆主动时12 )/2mx+d=a/m-(d 蜗轮变位系数x2221 /m 蜗杆直径系数 q=dq 1蜗杆轴向齿距 pp π=m aa mzppπ蜗杆导程 = 1zz蜗杆分度圆直 =mq 按规定选取d d11径蜗杆齿顶圆直*m +2h=d+2h d d=d aa1a11a11径蜗杆齿根圆直* -2(h m+c)dd =d-2h=d af1f1f1a1径*按规定c=c顶隙 mc渐开线蜗杆齿 =mz/tgr d=dd .tgr/tgr b11b1b1b根圆直径*按规定蜗杆齿顶高h=hm=1/2(d h-d) 1a1a1aa1** ) 蜗杆齿根高 +c-dh )m=1/2(d=(h faff+蜗杆齿)=1/2(=+fafa/tgr=m蜗杆导程=r/q渐开线蜗杆cos=cosr.cos圆导程由设计确见蜗杆齿14蜗轮分度圆-2=2a-.m=m蜗轮喉圆直=+2aaa蜗轮齿根圆-2=aff-=1/2(蜗轮齿顶)+)=m(aaa-蜗轮齿根=1/2(+-)=m()fff-蜗轮齿=1/2()+=ffaa蜗轮咽喉母)=a-1/2(agg半径由设计确定b蜗轮齿宽2 /d) θθ=2arcsin(b蜗轮齿宽角12 ss=1/2( 蜗杆轴向齿厚πm) aa s 蜗杆法向齿厚 s=s.cosrann s 确定 '按蜗杆节圆处轴向齿槽宽蜗轮齿厚e at' d m=m(q+2x)蜗杆节圆直径+2xd'=d12211'd '=d d蜗杆节圆直径222蜗杆传动的失效形式、计算准则及常用材料8.3.1 失效形式由于蜗杆传动类似于螺旋传动啮合效率较低点蚀齿面胶合及过度磨尤其当润滑不良时出现的可能磨损和胶合最易发生对滑动速度较大点蚀蜗杆螺旋齿部分的强度总是高于蜗轮轮齿又由于材料和结构上的原因更大一般只对蜗轮轮齿进行承载能力计算蜗轮是该传动的薄弱环节因此强度蜗杆传动的抗胶合能力计计算准则要按齿根弯曲疲劳强度中主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断开式传行设计要按齿面接触疲劳强度进闭式传中主要失效形式是齿面胶合或点蚀而设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。

此外，闭式蜗杆传动，由于散热较为难，还应作热平衡核算常用材料不仅要求具有足够的强度，更重要的是要具有良好蜗轮材蜗杆材料跑合性能、耐磨性能和抗胶合性能。

蜗轮传动常采用青铜或铸铁作蜗轮的齿圈与淬硬并磨制的钢制蜗杆相匹配。

蜗杆传动的载荷和应力分析8.3.2受力分析以右旋蜗杆为主动件，并沿图示的方向旋转时，蜗杆螺旋面上的受力情况。

FPabcFP可分解为集中作用于节点设内。

处的法向载荷，它作用于法向截面nn FFF显然，在蜗杆与为三个互相垂直的分力，即圆周力、径向力。

和轴向力art FFFFFF和蜗轮间，载荷对大小相等、方向相反的力。

与与、与t2r2a2a1t1r1各力的大小可按下式计算：dFTF =2/=1a21t1dFTF =2/=2a1t2ta arr cococo/coco/co==aa蜗杆与蜗轮上的转式中 N.m蜗杆的圆周力方向与蜗杆上啮合点的速蜗杆为主动件确定各力的方向方向相反；蜗杆为从动件，蜗轮的圆周力方向与蜗轮的啮合点的速度方向相同蜗杆和蜗轮的蜗杆和蜗轮的轴向力方向分别与蜗轮和蜗杆的周向力方向相反向力方向分别指向各自的圆心计算载K c式中—载荷系数—使用系数AK齿向载荷分布系数—βK。

—动载系数v K()用系数使A机作工动力机中等冲严重冲击匀均击电动机，1-1.750.8-1.25 0.9-1.5汽轮机多缸内1.25-20.9-1.50 1-1.75 燃单缸1.5-2.251-1.751.25-2燃注：小值用于每日偶而工作，大值用于长期连续工作应力分在应力分析中只要了解蜗蜗轮比蜗杆的强度低。

因此由于蜗杆传动中故普通圆柱蜗杆传动在中间平面相当于齿条和齿轮的传动的情况就可以了以仿照圆柱斜齿轮推倒蜗轮的应力计算公式蜗轮齿面接触应蜗轮齿面接触应力仍来源于赫兹公式接触应力Mpa式中： K-载荷系数；F N；-啮合面的法向载荷，n Z，对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对材料的弹性影响系数，- E Z时，取）；=160（E-综合曲率；ρ∑L。

-接触线总长，mm 0T和中心距a的关系得：将上式换算成蜗轮转矩2Mpa式中Z蜗杆传动的接触线长度和曲率半径对接触应力的影响系数，简称接触系-ρ数，查图蜗杆传动的强度计算8.3.3蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿根接触疲劳强度的验算公式为：σ]≤[σMPa H H式中： -σ[]蜗轮齿面的许用接触应力。

H设计公式为：mm蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮齿根弯曲疲劳强度的验算公式为：σ] σ≤[MPa F F式中： -蜗轮齿根的许用弯曲应力。

σF设计公式为：3 mm许用应力的青铜，蜗轮传动的主要失效形式为蜗当蜗轮材料为强度极限σ＜300MPa B轮齿面接触疲劳失效。

因此，承载能力取决于蜗轮的接触疲劳强度。

则K为接触疲劳强度的寿命；σ，其中[]'为基本许用应力，查表[[σ]=Kσ]'HNHHHNH K系数，=HN]' （Mpa）[铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力σH硬的蜗杆螺旋面材蜗轮度法造方铸料>45HRC 45HRC≤150 造模砂铸青磷锡铸180ZCuSn10P1 铜模属268220金铸造135 113 铸造铅砂模铸锡锌铜青140造 128属 模 铸 金 ZCuSn5Pb5Zn5 7NN ，当=10注：铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力为应力循环次数时之值777NKN ；当；当时，取时，需将表中数值乘以寿命系数>25x10≠10=25x10HN55NN=2.6x10<2.6x10。