最新3传动.11蜗杆传动资料教学讲义ppt课件

接触系数，查P253图11-18
接触强度寿命 系数
校核式： HZEZ Ka32T[H]MPa
蜗轮齿面的许用接触应力，查P253 [ ]H K HN [ ]H
表11-6（蜗轮材料的强度极限大于 300MPa时）、11-7 （蜗轮材料的强 度极限小于300MPa时）
K HN
8
10 7 N
KKAKKV
x a' a m
变位后：
z2z2, aa
凑传动比 的变位
a1 2(d1m2)z1 2d1m 22'zxm x 12(z2 z2')
变位后： aa, z2 z2
变位后蜗轮的分度圆永远与节圆重合，只是齿顶圆、 齿根圆、齿厚发生了变化。蜗杆的节圆变了。
三. 圆柱蜗杆传动的几何计算公式 几何计算公式见 P248,250表11-3、11-4
v23m/s时K ， V1.0~1.1
v23m/s时K ， V1.1~1.2
使用系数， P253表11-5
Ft2tg
Fn
Ft2
cosn cos
蜗杆传动效率较低，计算作用力时要考虑效率，因此，圆
周力应分别计算。设传动效率为，有： P2 P1
T2 iT1
方向
圆周力 主动轮：与啮合点线速度
方向相反 从动轮：与啮合点线速度
方向相同 径向力：啮合点指向轴线
轴向力：轴向指向工作齿 廓侧
轴向力亦可视主动轮的螺旋线旋向采用左手或右手定则： 左旋齿轮用左手法则 右旋齿轮用右手法则
专用磨削设备。另外，需磨削的蜗杆不能用阿氏蜗杆，因阿氏
蜗杆是不能磨削的。
条件性计算
设计准则：
开式传动：多发生磨损和轮齿折断保证 FF
闭式传动：保证 HH，验算 FF。
另外，闭式传动散热较困难，还应做热平衡 计算。
二.蜗杆传动受力分析
大小
Ft1
2T1 d1
Fa2
F
Ft2
2T2 d2
Fa1
Fr1 Fr2
3传动.11蜗杆传动资料
概述
蜗杆传动是传递空间交错 轴之间的运动和动力的一种传 动机构，两轴线交错的夹角可 以是任意值，常用的为90。 特点：优点：
1.传动比大，结构紧凑； 2.工作平稳，无噪声； 3.一定条件下反行程可自锁。
缺点：效率较低，相对滑动速度大，摩擦与磨损严重，一
般需用贵重的减摩材料（如青铜等），成本高。
材料：蜗杆蜗轮材料组合应具有良好的“减摩、耐磨、 抗胶合”能力外，还应有足够的强度。
蜗杆 20Cr渗碳淬火 40Cr、45淬火 45调质
蜗轮 ZCuSn10Pb1
ZCuAl10Fe3 HT150
VS3 重要传动 VS 4 m/s 耐磨性好、抗胶合 价格便宜
VS 2 m/s 经济、低速
硬表面蜗杆能充分发挥材料的潜能，应提倡，但必须要有
弯曲四指为转动方向、大指为F a 1 方向
例：力的方向判断
Ft1 Fr1
Ft2
Fa1
Fa2 注意：
Fr2
一对啮合的蜗杆蜗轮的旋向相同
三. 圆柱蜗杆传动的强度计算
蜗轮接触疲劳强度 蜗杆传动的失效多集中在蜗轮上，因此强度计算主要
针对蜗轮。对闭式蜗杆传动，主要失效形式是齿面疲劳点
蚀或胶合，由于胶合计算方法不成熟，只能借助接触疲劳
齿数太多，若m不变时，d2增大，导致蜗杆长度增大，刚度减小而影响啮合精 度；若d2不变，m减少、齿根弯曲强度就会降低。
因此，取z2 28~80。则，一般动力蜗杆传动的传动
比为：i 7~8 0
传动比与蜗杆头数、蜗轮齿数的推荐值见下表（P244表11-1）
传动比i
~5
7~15
14 ~30 29 ~82
§11－3 普通圆柱蜗杆传动承载能力计算
一.蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料 失效形式：
和齿轮传动一样，蜗杆传动也存在疲劳点蚀、齿面胶 合、齿面磨损和断齿。
因相对滑动速度VS大，更易胶合 和磨损，失效经常发生在蜗轮的轮齿 上 。因此一般对蜗轮轮齿进行承载 能力计算。
对于闭式传动：容易产生胶合失效； 对于开式传动：极易磨损。
应用：中小功率的动力传动或操纵机构中。一般：v 15ms P50kw， i8~40。分度机构中传动比可达1000。
§11－1 蜗杆传动的类型
一. 蜗杆传动的类型
圆柱蜗杆最为常用，
按蜗杆母体形状分为 本章介绍圆柱蜗杆
普通圆柱蜗杆传动 环面蜗杆传动
锥蜗杆传动
结构简单、加
重合度大、
工方便、应用广泛、 承载能力高、但
v2
vs
v1
二. 蜗杆传动变位的特点
蜗杆传动的变位一般是为了凑中心距或凑传动比。变 位时，蜗杆相当于齿条刀具，为了保持刀具尺寸不变，蜗 杆尺寸是不能变的，因此，只能对蜗轮变位。方法是切削 时刀具移位。变位与否的几种情况有如下关系：
零变位
a1 2(d1d2)m 2(qz2)
凑中心距 的变位
a'm 2(qz2)xm
但承载能力小
加工制造成本高
啮合齿数多、
重合度大、承载能 力高、传动平稳
3.蜗杆导程角
蜗杆的直径系数和头数选定后，分度 圆上的导程角也就确定了并满足：
pa pz
tgγ
z1 p πd
a 1
z 1πm πd 1
z1 m d1
z1 q
d1（或q） ，,
,但蜗杆的刚度和强
pz
pa
度越小。
但考虑到 太大时，效率增量小而制造较困难，因此，
蜗杆头数z1
6
4
2
1
蜗轮齿数z2 29 ~31
29 ~61
齿数比： u z 2 z1
5. 齿面间的相对滑动速度：
29 ~61 29 ~82 2
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vs
v12
v22
v1 m/s cosγ
1
6. 中心距（ P245表11-2 ）
a 0 .5 (d 1 d 2 ) 0 .5 m (q z 2 )
中心距确定后，可按表11-2确定蜗杆和 蜗轮的尺寸参数，并按表匹配
强度计算来间接保证，因此，对闭式蜗杆传动只进行接触
疲劳强度计算。
啮合面上的法向载荷，N
载荷系数
H ZE
KFn
L0
MPa
综合曲率半径
弹性系数，铜或铸铁蜗轮与 钢蜗杆组合时ZE 160MPa
接触线长度，mm
利用赫兹公式、考虑蜗杆传动特点
将 F n T 2 、 d 2 ， L 0 、 、 d 2 a 得：
动力传动中角的一般范围为： =15～300。
12 900
1 900
故 与2大小相等、方向相同
4.i蜗杆nn头12 数 zzz112、蜗轮z 齿2数zi2和1 z传动z2 比m i：i n17
蜗杆头数 z1：: z1
z1 1~4
z1
2、4 要求效率 1 实现大传动比 或要求自锁
蜗轮齿数主要根据传动比来确定，太少会根切、传动平稳性差，蜗轮