陕西科技大学 过程装备与控制工程 课件1机械设计(王宁侠)第8章

1、第8章 蜗杆传动,8.1 蜗杆传动的特点及类型 8.2 蜗杆传动的主要参数和几何尺寸 8.3 普通圆柱蜗杆传动的承载能力计算 8.4 蜗杆和蜗轮的结构 习题,8.1 蜗杆传动的特点及类型8.1.1 蜗杆传动的特点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机构，如图8-1所示。两轴线交错的夹角可为任意值，常用的为 90 。蜗杆传动通常以蜗杆为主动作减速传动；当反行程不自锁时，也可以蜗轮为主动作增速传动。其传动功率一般在50 kW以下(最大可达到1000 kW左右)，齿面间相对滑动速度应在15 m/s以下(最高可达35 m/s)。,图 8-1 蜗杆传动,蜗杆传动的主要优点有： 结构紧凑，

2、传动比大。动力传动中，一般单级传动比i=580(常用1550)；传递运动或在分度机构中i可达1000左右。 蜗杆传动相当于螺旋传动，多齿同时啮合，故冲击载荷小，传动平稳，噪音小。 当蜗杆的导程角小于啮合齿面的当量摩擦角时，蜗杆传动具有自锁性。蜗杆传动的主要缺点是： 传动时齿面滑动速度大，摩擦损失大，传动效率低，效率一般为=0.70.9；当传动具有自锁性时，其效率0.5，故蜗杆传动不宜用于大功率传动(尤其在大传动比时)。 为减轻齿面磨损、防止胶合，常需耗用有色金属制造蜗轮(或蜗轮齿圈)，故成本高。 对制造和安装误差很敏感，安装时对中心距的尺寸精度要求较高。,8.1.2 蜗杆传动的类型根据蜗杆的形

3、状不同，蜗杆传动可分为圆柱蜗杆传动 (图8-2(a)、环面蜗杆传动 (图8-2(b)和锥蜗杆传动 (图8-2(c)等。,图 8-2 蜗杆传动的类型,1. 圆柱蜗杆传动1) 普通圆柱蜗杆传动普通圆柱蜗杆的齿面(除ZK型蜗杆外)一般是在车床上用直线刀刃的车刀车制的。车刀安装的位置不同，所加工的蜗杆齿面在不同截面中的齿廓曲线也不同。根据不同的齿廓曲线，普通圆柱蜗杆可分为阿基米德圆柱蜗杆(ZA 蜗杆)、渐开线圆柱蜗杆(ZI 蜗杆)、法向直廓圆柱蜗杆(ZN蜗杆) 和锥面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆)等四种。GB/T100085-1988推荐采用ZI蜗杆和ZK蜗杆两种。,(1) 阿基米德圆柱蜗杆(ZA蜗杆)。如

4、图8-3所示，切制这种蜗杆时，梯形车刀切削刃的顶面通过蜗杆轴线，在轴向截面I-I上具有直线齿廓(齿形角=20)，法向截面N-N上齿廓为外凸曲线, 端面齿廓为阿基米德螺旋线。这种蜗杆车制简单，但难以用砂轮磨削出精确齿形，精度较低，当导程角较大时车削困难。对于蜗轮，在中间平面中，其齿形为渐开线，故在中间平面内蜗轮与蜗杆的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。,图 8-3 阿基米德圆柱蜗杆(ZA蜗杆),(2) 渐开线圆柱蜗杆(ZI蜗杆)。渐开线圆柱蜗杆可用两把直线刀刃的车刀在车床上车制。加工时，两把车刀的刀刃平面一上一下与基圆柱相切，如图8-4所示。这种蜗杆可视做一个少齿数、大螺旋角的渐开线圆柱齿轮。蜗

5、杆齿面是渐开螺旋面，端面齿廓为渐开线，因此它可以像圆柱齿轮那样用滚刀滚铣，也可以磨削，加工精度容易保证。它一般用于蜗杆头数较多、转速较高和要求较精密的传动。,图 8-4 渐开线圆柱蜗杆(ZI蜗杆),(3) 法向直廓圆柱蜗杆(ZN蜗杆)。如图8-5所示，车制这种蜗杆时刀刃顶面置于螺旋线的法面上，其端面齿廓为延伸渐开线，在法向截面N-N中为直线齿廓，故称为法向直廓圆柱蜗杆。这种蜗杆可用砂轮磨齿，加工较简单。,图 8-5 法向直廓圆柱蜗杆(ZN蜗杆),(4) 锥面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆)。如图8-6所示，锥面包络圆柱蜗杆是一种非线性螺旋齿面蜗杆。它是用盘状锥面铣刀或盘状锥面砂轮包络而成的。加工时，工

6、件作螺旋运动，刀具绕自身轴线作回转运动，刀具的轴线相对蜗杆的轴线倾斜一个蜗杆的导程角，刀具回转曲面的包络面即为蜗杆的螺旋齿面。它在任何截面上的齿廓均为曲线齿形。这种蜗杆便于磨削，精度较高。,图 8-6 锥面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆),2) 圆弧圆柱蜗杆传动(ZC蜗杆) 图8-7所示的圆弧圆柱蜗杆传动(ZC蜗杆)和普通圆柱蜗杆传动相似，只是齿廓形状有所区别。这种蜗杆的螺旋面是用刃边为凸圆弧形的刀具切制的，而蜗轮是用范成法制造的。在通过蜗杆轴线且垂直于蜗轮轴线的平面内，圆弧圆柱蜗杆传动是一种凹凸弧齿廓相啮合的传动，也是一种线接触的啮合传动。其主要特点有：效率高，一般可达 90以上；承载能力大，一般较

7、普通圆柱蜗杆传动高出 50%150% ；使用寿命长；体积小，重量轻，结构紧凑。,图 8-7 圆弧圆柱蜗杆传动(ZC蜗杆),2. 环面蜗杆传动 环面蜗杆传动的特征是，蜗杆体在轴向的外形是以凹圆弧为母线所形成的旋转曲面，所以把这种蜗杆叫做环面蜗杆传动，如图8-2(b)所示。在这种传动的啮合区内，蜗轮的节圆位于蜗杆的节弧面上，亦即蜗杆的节弧沿蜗轮的节圆包着蜗轮。在中间平面内，蜗杆和蜗轮都是直线齿廓。由于同时相啮合的齿对多，而且轮齿的接触线与蜗杆齿运动的方向近似于垂直，这就大大改善了轮齿的受力情况和润滑油膜形成的条件，因此环面蜗杆传动的承载能力约为阿基米德圆柱蜗杆传动的24倍，效率一般高达8590；但

8、它需要较高的制造和安装精度。环面蜗杆传动的种类较多，但基本上分为直廓环面蜗杆传动和包络环面蜗杆传动两类。,3. 锥蜗杆传动锥蜗杆传动也是一种空间交错轴之间的传动，两轴交错角通常为 90 ，如图8-2(c)所示。因蜗杆是由在截锥上分布的等导程的螺旋线所形成的，故称为锥蜗杆。而蜗轮在外观上就像一曲线齿锥齿轮，它是用与锥蜗杆相似的锥滚刀在普通滚齿机上加工而成的，故称为锥蜗轮。锥蜗杆传动的特点是：同时接触的点数较多，重合度大；传动比范围大(一般为10360)；承载能力和效率较高；侧隙便于控制和调整；能作离合器使用；可节约有色金属；制造、安装简便，工艺性好。但由于结构上的原因，其传动具有不对称性，因而正

9、、反转时受力不同，承载能力和效率也不同。,8.2 蜗杆传动的主要参数和几何尺寸下面仅以最普通的阿基米德圆柱蜗杆为例，讨论普通圆柱蜗杆传动的设计。如图8-8所示，通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面，称为中间平面。在中间平面上蜗杆传动相当于齿条与齿轮的啮合传动。在设计蜗杆传动时，均以中间平面内的参数和尺寸为基准，并沿用齿轮传动的计算公式。,图 8-8 普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸,8.2.1 蜗杆传动的主要参数及其选择 1. 模数m和压力角 与齿轮传动一样，蜗杆传动也以模数作为主要计算参数。蜗杆与蜗轮啮合时，在中间平面内，蜗杆的轴面模数和轴面压力角应与蜗轮的端面模数和端面压力角相等，即 (8-1)

10、,中间平面内的模数规定为标准值，其值可查表8-1。对于ZA蜗杆，其轴面压力角为标准值(20)，而ZI、ZN、ZK三种蜗杆的法向压力角为标准值(20)，蜗杆轴面压力角与法面压力角的关系为 (8-2) 式中，蜗杆的导程角。,2. 蜗杆的分度圆直径d1和直径系数q 在蜗杆传动中，为了保证蜗杆与配对蜗轮的正确啮合，常用与蜗杆基本尺寸相同的蜗轮滚刀来加工与其配对的蜗轮。这样，只要有一种尺寸的蜗杆，就得有一种对应的蜗轮滚刀。对于同一模数，可以有很多不同尺寸的蜗杆，因而对每一模数就要配备很多的蜗轮滚刀，这样很不经济。为了限制蜗轮滚刀的数目及便于刀具的标准化，就对每一标准模数m规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d

11、1，d1和m匹配的标准系列值见表8-1。而把蜗杆分度圆直径d1与模数m的比值称为蜗杆的直径系数，用q表示，即 (8-3),3. 传动比i、蜗杆头数z1及蜗轮齿数z2 通常的蜗杆传动是以蜗杆为主动的减速装置，故传动比i与齿数比u相等，即 (8-4),蜗杆头数z1可根据要求的传动比和效率来选定。单头蜗杆传动的传动比较大，但效率较低。如要提高效率，应增加蜗杆的头数。但蜗杆头数过多，又会给加工带来困难。通常蜗杆头数取1、2、4、6为宜。蜗轮的齿数z2=iz1，为了保证传动的平稳性，避免根切和干涉，通常规定z2应大于28。但z2不能过大，因为当蜗轮直径不变时，z2增大，模数就会减小，轮齿的弯曲疲劳强度将

12、会削弱；当模数不变时，z2增大，则d2增大，会导致蜗杆的跨距增大，降低蜗杆轴的刚度，从而影响蜗杆、蜗轮的正确啮合。因此，对动力传动一般取z2=2880, 设计时可参阅表8-2选取。当用于分度传动时，不受此限制。,4. 蜗杆导程角 蜗杆的直径系数q和蜗杆头数z1选定之后，蜗杆分度圆柱上的导程角也就确定了。由图8-9可知: (8-5) 蜗杆导程角的大小将影响传动效率的高低。导程角大，传动效率高，但蜗杆加工困难；导程角小，传动效率低，但当v(齿面当量摩擦角)时，蜗杆传动具有自锁性。,图 8-9 蜗杆导程,5. 蜗杆传动的标准中心距a蜗杆传动的标准中心距为 (8-6),8.2.2 蜗杆传动的几何尺寸计

13、算 普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸见图8-8，其计算见表8-3。,8.2.3 变位蜗杆传动蜗杆传动的变位方法与齿轮传动的变位方法相似，也是利用刀具相对于蜗轮毛坯的径向位移来实现的。由于加工蜗轮的滚刀齿廓形状和尺寸要与该蜗轮配对蜗杆的齿廓形状和尺寸相同，为了保持滚刀尺寸不变，蜗杆尺寸便不能改变，因此只能对蜗轮进行变位。变位蜗杆传动啮合位置的变化如图8-10所示。变位后，蜗杆的节圆有所改变，不再与分度圆重合，而蜗轮的节圆却始终与分度圆重合。,图 8-10 变位蜗杆传动啮合位置的变化,采用变位蜗杆传动主要是为了凑配中心距或传动比，使之符合标准值或推荐值，其次是为了提高蜗杆传动的承载能力及传动效率。蜗杆传

14、动装置的中心距一般应按GB/T10085-1988推荐的下列数值选取(单位为mm)：40、50、63、80、100、125、160、(180)、200、(225)、250、(280)、315、(355)、400、(450)、500。括号内的数字尽可能不用。大于500 mm时，中心距可按标准尺寸R20优先数系选用。蜗杆传动装置传动比的公称值为：5、7.5、10、12.5、15、20、25、30、40、50、60、70、80。其中，10、20、40、80为基本传动比，应优先选用。,1. 凑配中心距 这种方法在变位前后，蜗轮的齿数保持不变( )，仅改变传动的中心距。设变位前中心距为a，变 位后中心距

15、为a，由表8-3知a=a+mx2，可得变位系数 (8-7) 蜗轮变位系数常取-0.5x20.5。为了提高传动的承载能力，x2最好取正值。,2. 凑配传动比 这种方法在变位前后，传动的中心距不变，即a=a。它用改变蜗轮的齿数来达到调整传动比的目的，则变位后的蜗轮齿数与变位系数x2的关系如下： 故得变位系数 (8-8),8.3 普通圆柱蜗杆传动的承载能力计算8.3.1 啮合齿面间的滑动速度和传动效率1. 啮合齿面间的相对滑动在蜗杆传动中，蜗杆与蜗轮啮合齿面间沿齿高方向及齿长方向均有相对滑动。在节点C啮合时，则仅有齿长方向的相对滑动。,如图8-11所示，v1、v2分别表示蜗杆和蜗轮在节点处的圆周速度

16、，则沿齿面的滑动速度vs(单位为m/s)为 (8-9) 由式(8-9)可知，蜗杆传动啮合齿面间的相对滑动速度很大，这对蜗杆传动的发热、效率及失效形式等均有较大的影响。,图 8-11 蜗杆传动的滑动速度,2. 蜗杆传动的效率 闭式蜗杆传动的功率损耗包括：啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及浸入油池中的零件搅油时的溅油损耗，因此总效率为 =123 (8-10) 式中， 1、2、3啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及溅油损耗的效率。而蜗杆传动的总效率主要取决于啮合摩擦损耗时的效率1，其值大小可近似地用螺旋传动的效率公式计算。轴承摩擦损耗及溅油损耗不大，其效率一般为0.950.97，因此当蜗杆主动时，蜗杆传动的总效率

17、为 (8-11),式中，v当量摩擦角， v=arctanfv(fv为当量摩擦因数)。v、fv主要与蜗杆传动的材料、表面硬度和相对滑动速度有关，其值见表8-4。 由式(8-11)可知，效率在一定范围内随的增大而增大，所以在动力传递中多采用多头蜗杆。在设计之初，为了近似地求出蜗轮轴上的扭矩T2，值可如下估取： 蜗杆头数z1 2 4 6 总效率 0.7 0.8 0.9 0.95,8.3.2 蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料1. 蜗杆传动的失效形式及设计准则和齿轮传动相同，蜗杆传动的失效形式也有点蚀、齿根折断、齿面胶合及过度磨损等。但因蜗杆传动啮合齿面间的相对滑动速度大、效率低、发热量大，从而增

18、加了产生齿面胶合和磨损失效的可能性，尤其在某些条件(如润滑不良)下，蜗杆传动因齿面胶合而失效的可能性更大。因此，蜗杆传动的承载能力往往受到抗胶合能力的限制。,由于材料和结构上的原因，蜗杆螺旋齿部分的强度总是高于蜗轮轮齿的强度，所以失效经常发生在蜗轮轮齿上。因此，一般只对蜗轮轮齿进行承载能力计算。由于齿面胶合和磨损的计算目前尚无较完善的方法和数据，而滑动速度和接触应力的增大将会加剧齿面胶合和磨损， 故为了防止齿面胶合、减轻磨损，除选用减摩性好的配对材料和保证良好的润滑外，还应限制其接触应力。,在开式蜗杆传动中，多发生齿面磨损和轮齿折断，因此，应以保证齿根弯曲疲劳强度作为开式蜗杆传动的主要设计准则

19、，通常只需按弯曲疲劳强度设计。在闭式蜗杆传动中，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效，因此，通常是按齿面接触疲劳强度进行设计，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困难，还应进行热平衡计算。当蜗杆细长跨距较大时，还应进行蜗杆轴的刚度计算。,2. 蜗杆传动常用材料及其选择由上述蜗杆传动的失效形式可知，蜗杆、蜗轮的材料不仅要求具有足够的强度，更重要的是要具有良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性能。蜗杆材料一般是用碳钢或合金钢，并经热处理以提高其齿面硬度。蜗杆常用材料见表8-5。,蜗轮齿圈常用的材料有铸造锡磷青铜(ZCuSn10P1)，这种材料减摩性和耐磨性好，抗胶合能力强，但其强度较低，

20、价格昂贵，故用于重要传动中，允许滑动速度vs35 m/s。当滑动速度vs12 m/s时，可采用含锡量低的锌铅青铜(ZCuSn5Pb5Zn5)。另外，还有铸造铝铁青铜(ZCuAl10Fe3)，它的减摩性、抗胶合能力远比锡青铜差，但强度较高，价格便宜，一般用于vs4 m/s的传动。在低速轻载、滑动速度vs2 m/s时，蜗轮可用灰铸铁(HT150或HT200)制造。为了防止变形，常对蜗轮进行时效处理。,8.3.3 蜗杆传动的受力分析及计算载荷1. 蜗杆传动的受力分析蜗杆传动的受力分析和斜齿圆柱齿轮传动相似，在作蜗杆传动的受力分析时，通常不考虑摩擦力的影响。但由于蜗杆传动的啮合摩擦损失很大，最后应以啮

21、合效率1(也可以传动效率)近似考虑该损失。 如图8-12所示，作用在啮合齿面节点P的法向力Fn可分解为三个互相垂直的分力，即圆周力Ft1、径向力Fr1和轴向力Fa1。当蜗杆轴与蜗轮轴在空间交错成90时，蜗杆的圆周力Ft1与蜗轮的轴向力Fa2、蜗杆的轴向力Fa1与蜗轮的圆周力Ft2、蜗杆的径向力Fr1与蜗轮的径向力Fr2分别相等，方向相反。各力的大小可按下式计算(单位均为N)：,(8-12) 式中：T1、T2蜗杆及蜗轮上的公称转矩，单位为Nmm，T2=T1i(i为传动比)； d1、d2蜗杆与蜗轮的分度圆直径，单位为mm。,图 8-12 蜗杆传动的受力分析,在进行蜗杆传动受力分析时，应特别注意其受

22、力方向的判定。一般先确定蜗杆的受力方向。当蜗杆主动时，蜗杆的圆周力与蜗杆上啮合点的速度方向相反，蜗轮的圆周力与蜗轮上啮合点的速度方向同向；蜗杆和蜗轮的轴向力分别与蜗轮和蜗杆的圆周力反向；蜗杆和蜗轮的径向力分别指向各自的轴心。,2. 蜗杆传动的计算载荷 与齿轮传动相似，蜗杆传动的计算载荷为 (8-13) 式中，K载荷系数，受工作情况、载荷集中和动载荷的影响，见表8-6。,8.3.4 蜗杆传动的强度计算1. 蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度的计算与斜齿圆柱齿轮相似，仍以赫兹应力公式为基础。因为普通蜗杆传动相当于齿条与斜齿圆柱齿轮的啮合，故可仿照斜齿圆柱齿轮传动来推导蜗轮齿面接触疲劳强度

23、的计算公式。由于阿基米德圆柱蜗杆具有直线齿廓，按节点处啮合有,综合曲率为接触线长度为,将计算载荷Fnc、综合曲率1/和接触线长度Lmin代入式(7-11)，并取=20， cos0.95(蜗杆分度圆导程角一般取在3.527)，整理后可得蜗轮齿面接触疲劳强度的校核公式为 (8-14) 将式(8-14)代入d2=mz2，整理后得蜗轮齿面接触疲劳强度的设计公式为 (8-15) 式中： ZE材料的弹性影响系数，单位为，可由表8-7查取； H蜗轮齿面的许用接触应力，单位为MPa。,当蜗轮轮齿用强度极限b300 MPa，采用锡青铜材料制造时，传动的承载能力通常取决于蜗轮齿面的接触疲劳强度。蜗轮齿面的许用接触

24、应力与应力循环次数有关，表8-8列出了应力循环次数N=107的基本许用接触应力0H。若蜗轮实际工作的应力循环次数N107，许用接触应力为H=ZN0H (8-16) 式中，ZN接触疲劳强度的寿命系数，。应力循环次数N=60jn2Lh，j为蜗轮转一圈每个轮齿的啮合次数，通常j=1；n2为蜗轮的转速，单位为r/min; Lh为工作小时数。,当蜗轮材料为灰铸铁或强度极限b300 MPa的铝铁青铜时，传动能力主要取决于材料的抗胶合能力。但因目前没有完善的抗胶合能力计算方法，故采用接触疲劳强度计算是一种条件性计算。胶合不属于疲劳失效，与应力循环次数无关，但与齿面相对滑动速度vs有关，因此，许用应力H可根据

25、vs的大小查表8-9。,2. 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 蜗轮轮齿因弯曲疲劳强度不足而失效的情况，多发生在蜗轮齿数较多或开式传动中，所以，对闭式蜗杆传动通常只作弯曲疲劳强度的校核计算。但由于蜗轮齿的齿形比较复杂，要精确计算齿根弯曲应力比较困难，因此通常把蜗轮近似看做斜齿圆柱齿轮，仿照斜齿圆柱齿轮的计算公式来对蜗轮齿根弯曲疲劳强度作条件性计算。其计算公式为 ,式中： ，取=100计算；mn蜗轮的法面模数，mn=m cos；Y弯曲疲劳强度的重合度系数，Y=0.667；Y螺旋角影响系数，；YSa2齿根应力修正系数，放在F中考虑。,这样可得到蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核公式: (8-17) 将d2=mz2

26、代入式(8-17)整理后可得，蜗轮齿根弯曲疲劳强度的设计公式: (8-18) 式中： YFa2蜗轮的齿形系数，按蜗轮的当量齿数zv2=z2/cos3查图8-13确定； F蜗轮的许用弯曲应力，单位为MPa。,图 8-13 蜗轮的齿形系数YFa2(=20，=1，a0=0.3mn),表8-10给出了N=106时，蜗轮的基本许用弯曲应力0F，当N106时，蜗轮的许用弯曲应力按下式计算:F=YN0F (8-19) 式中，YN弯曲强度的寿命系数，其中应力循环次数N的计算方法同前。 由式(8-19)求得m2d1值，然后查表8-1确定相应的m和d1值。,8.3.5 蜗杆的刚度计算 蜗杆受力后若产生过大的变形，

27、将影响蜗杆与蜗轮的正常啮合，造成轮齿上的载荷集中，易产生磨损和胶合失效。因此对细长的蜗杆轴，还需进行刚度校核。进行刚度校核时，通常把蜗杆螺旋齿部分看成以蜗杆齿根圆直径为直径的圆截面轴段，计算其最大挠度y，其刚度条件为 (8-20),式中：Ft1蜗杆所受圆周力(单位为N)；Fr1蜗杆所受径向力(单位为N)；E蜗杆材料的弹性模量(单位为MPa)；I蜗杆危险截面的惯性矩(单位为mm4)， (df1为蜗杆的齿根圆直径)；L蜗杆的支承跨距(单位为mm)，由结构确定，初步设计时，取L=0.9d2(d2为蜗轮的分度圆直径)；y许用最大挠度(单位为mm)，一般取y=(0.0010.0025)d1(d1为蜗杆分

28、度圆直径)。,8.3.6 蜗杆传动的润滑及热平衡计算1. 蜗杆传动的润滑润滑对于蜗杆传动来说，具有特别重要的意义。因为当润滑不良时，传动效率将显著降低，并且会带来剧烈的磨损和产生胶合破坏的危险，所以往往采用粘度大的矿物油进行良好的润滑，在润滑油中还常加入添加剂，以提高其抗胶合能力。闭式蜗杆传动的润滑油粘度和给油方法，一般可根据相对滑动速度、载荷类型等参考表8-11选择。,对闭式蜗杆传动采用油浴润滑时，在搅油损失不致过大的情况下，应有适当的油量。这样不仅有利于动压油膜的形成，而且有助于散热。对于蜗杆下置式或蜗杆侧置式的传动，浸油深度应为蜗杆的一个齿高；当为蜗杆上置式传动时，浸油深度约为蜗轮外径的

29、13。,2. 蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动由于效率低，因此工作时发热量大。在闭式蜗杆传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。由于摩擦损耗的功率Pf=P(1-)，因此产生的热流量(单位为1 W1 J/s)为1=1000P(1-) (8-21)式中，P蜗杆传递的功率，单位为kW。,以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量(单位为W)为 2=dS(t0-ta) (8-22) 式中： d箱体表面的传热系数，可取d=8.151

30、7.45 W/m2，当周围空气流通良好时取大值，反之取小值； S内表面能被油所飞溅到，且外表面又可被周围空气所冷却的箱体表面积(单位为m2)； t0油的工作温度，一般限制在6070，最高不应超过80； ta周围空气的温度，常温情况下可取为20。,按热平衡条件1=2，可求得在既定工作条件下的油温t0(单位为)为 (8-23) 或在既定条件下，保持正常工作温度所需要的散热面积S(单位为m2)为 (8-24),当t080或有效散热面积不足时，则必须采取措施，以提高散热能力。通常采取的措施有：(1) 在箱体外面增加散热片以增加散热面积；(2) 在蜗杆轴上安装风扇(见图8-14(a)以加速空气的流通；(

31、3) 在传动箱内装循环冷却水管(见图8-14(b)；(4) 用压力喷油冷却(见图8-14(c)。,图 8-14 蜗杆传动的散热方法,8.4 蜗杆和蜗轮的结构8.4.1 蜗杆的结构蜗杆牙齿部分的直径不大，所以常和轴做成一体，结构形式见图8-15。其中，图8-15(b)所示的结构无退刀槽，加工牙齿部分时只能用铣制的办法；图8-15(a)所示的结构则有退刀槽，牙齿部分可以车制，也可以铣制，但这种结构的刚度比前一种差。当蜗杆牙齿部分的直径较大时，也可以将蜗杆与轴分开制作。,图 8-15 蜗杆的结构形式,8.4.2 蜗轮的结构蜗轮的结构可分为整体式和组合式两种。整体式适用于铸铁蜗轮、铝合金蜗轮及小尺寸(

32、d2100 mm)的青铜蜗轮。其他情况一般采用组合式结构，组合式结构又可分为齿圈压配式、螺栓联接式和拼铸式三种。蜗轮的结构如图8-16所示。,图 8-16 蜗轮的结构,1. 齿圈压配式这种结构由青铜齿圈及铸铁轮芯所组成。齿圈与轮芯多用(H7r6、H7/s6)过盈配合，并在接缝处加装46个紧定螺钉，以增强联接的可靠性。螺钉直径取为(1.21.5)m，m为蜗轮的模数。螺钉拧入深度为(0.30.4)B，B为蜗轮宽度。为了便于钻孔，应将螺孔的中心线由配合缝向材料较硬的轮芯部分偏移23 mm。这种结构多用于尺寸不太大或工作温度变化较小的地方，以免热胀冷缩影响配合的质量。,2. 螺栓联接式螺栓联接式结构可

33、用普通螺栓联接，也可用铰制孔螺栓联接。螺栓的尺寸和数目可参考蜗轮的结构尺寸取定，然后作适当的校核。这种结构拆装比较方便，多用于尺寸较大或容易磨损的蜗轮。3. 拼铸式拼铸式结构是在铸铁轮芯上加铸青铜齿圈，然后切齿，适用于中等尺寸、成批制造的蜗轮。例8-1 设计一混料机用的闭式蜗杆传动。已知：蜗杆输入功率P15.5 kW，蜗杆转速n1=1450 r/min，传动比i=20，电机驱动，载荷平稳，连续单向运转，预计使用寿命Lh=12000 h。,解1. 选择蜗杆、蜗轮的材料 由已知条件，蜗杆材料用45钢，轮齿表面淬火，硬度为4555 HRC； 蜗轮材料用ZCuSn10P1，砂模铸造。2. 选择蜗杆头数

34、z1及蜗轮齿数z2根据i=20查表8-2，取蜗杆头数z1=2，则蜗轮齿数为z2=iz1=220=40。,3. 按齿面接触强度设计1) 确定蜗轮传递的扭矩T2根据z1=2，取0.8，则蜗轮传递的扭矩为2) 确定载荷系数K查表8-6，依题意取K=1。,3) 确定许用接触应力 假设齿面滑动速度vs12 m/s，查表8-8得基本许用接触应力0H=200 MPa。应力循环次数 ， 则寿命系数为 故蜗轮齿的许用接触应力为 H=ZN0H=0.813200=162.6 MPa ,4) 确定弹性影响系数ZE 锡青铜蜗轮与刚蜗杆相配，查表8-7得ZE=155 MPa。 5) 确定模数m和蜗杆分度圆直径d1按公式(8-15)可得 查表8-1，并考虑参数匹配，取m