1462-平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺的設計—機械部分,平面,二次,包絡,蝸桿,傳動,數(shù)控,轉臺,設計,機械,部分,部份 湘潭大學興湘學院畢業(yè)設計說明書題 目：平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺的設計—機械部分學 院：興湘學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化學 號：2006183933 姓 名：趙郅磊 指導教師：胡自化 (教授) 完成日期：2010 年 6 月 7 日 2湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文（設計）任務書論文（設計）題目： 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺的設計—機械部分 學號： 2006183933 姓名： 趙郅磊 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 胡自化 系主任： 一、主要內(nèi)容及基本要求1. 熟悉和掌握平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的工作原理。 2. 熟悉和理解平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的結構參數(shù)。 3. 利用 UG 建立虛擬樣機與動態(tài)分析。 4. 總結和撰寫畢業(yè)設計說明書一份。 5.翻譯相關外文資料不少于 3000 字。 二、重點研究的問題1. 熟悉平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺相關性能方面的知識。 2. 學習和使用 UG 三維建圖軟件和 AUTO CAD 軟件。 3. 熟悉和理解平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動機構的結構參數(shù)。 3三、進度安排序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間1 查閱資料、調(diào)研 第 1-2 周2 進行總體方案設計 第 3 周3 學習和使用 Auto CAD 軟件 第 4-5 周4 計算結構尺寸和數(shù)據(jù) 第 6-10 周5 使用 Auto CAD 軟件作圖 第 11 周6 撰寫畢業(yè)設計計算說明書 第 12 周7 答辯 第 13 周四、應收集的資料及主要參考文獻［1］濮良貴，紀名剛. 機械設計[M]. 北京:高等教育出版社，2002.［2］胡宗武.非標準機械設備設計手冊[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，2005.［3］方建軍，劉仕良. 機械動態(tài)仿真與工程分析[M]. 北京:化學工業(yè)出版社，2004［4］王建江，胡仁喜. ANSYS 結構與熱力學有限元分析[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，2008.[5] 朱孝錄,齒輪設計手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,2004［6］葉國林.UG NX6 三維造型實例圖解[M].清華大學出版社，2009.[7] 唐增寶,常建娥,機械設計課程設計[M],武漢:華中科技大學出版社,2006[8] 吳宗澤,羅圣國,機械設計課程設計手冊[M],北京:高等教育出版社,2006[9] 程乃士,減速器和變速器設計與選用手冊[M],北京:機械工業(yè)出版社,2006［10］劉一揚，楊現(xiàn)卿,平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[J]. 機械工程師, 2007:No.7,p85-87［11］秦福建,平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器的傳動原理及發(fā)展趨勢[J].甘肅冶金,2004:Vol26,No.3,p41-43.[12] 郭燕利,張仲甫,吳立意,胡建軍,平面二次包絡環(huán)面蝸輪副研究綜述與展望[J],機械,2000:27 卷,p209-p2104湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文（設計）評閱表學號 2006183933 姓名 趙郅磊 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺的設計—機械部分 評價項目 評 價 內(nèi) 容選題1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的；2.難度、份量是否適當；3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。能力1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力；2.是否有綜合運用知識的能力；3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力；4.是否具備一定的外文與計算機應用能力；5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。論文（設計）質量1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范；2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何；3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。綜合評價評閱人： 2010 年 6 月 日5湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文（設計）鑒定意見學號： 2006183933 姓名： 趙郅磊 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 頁 圖 表 張論文（設計）題目： 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺的設計—機械部分 內(nèi)容提要： 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動作為傳動機構之一，已成為許多高速、高效、高精度、高承載能力部件中不可缺少的關鍵部件。國產(chǎn)數(shù)控轉臺在使用中，以充分暴露其剛性不足，在旋轉過程中承載能力差的弱點，這幾乎是的通病，為了市場需要，本設計基于方程的嚙合原理，通過空間微分幾何為工具，運用運動法、相似微分法等方法進行設計。在運用 Auto CAD 作圖，展現(xiàn)數(shù)控轉臺的結構，傳動裝置采用兩級傳動，其一級傳動由一對傳動比為 1：63 的平面二次包絡環(huán)面蝸輪副實現(xiàn)，二級傳動由一對傳動比為 1：2.857 的直齒輪實現(xiàn)，總傳動比為 1：180，這樣的結構尺寸小，承載大，實用性強。6指導教師評語趙郅磊同學在畢業(yè)設計期間，能努力學習，刻苦專研，作風踏實，行動積極，面對難題敢于鉆研。能認真完成畢業(yè)設計任務，論文撰寫基本流暢、工作量較飽滿、論文格式符合規(guī)范，圖標較清楚，鑒于其本科畢業(yè)設計已達到學士學位論文的要求，同意其進行畢業(yè)論文答辯。指導教師： 年 月 日答辯簡要情況及評語答辯小組組長： 年 月 日7答辯委員會意見答辯委員會主任： 年 月 日1目 錄摘要 ...........................................................2第一章 引言 ....................................................31.1 設計的目的、意義及技術要求 .........................................31.2 當二包發(fā)展概況 .....................................................41.3 前平面二包理論與應用研究不足與研究展望 .............................81.4 齒輪減速器的發(fā)展趨勢 ...............................................9第二章 平面二包的傳動原理和總傳動比分析設計 ...................122.1 傳動原理 ..........................................................122.2 主要特點 ..........................................................122.3 傳動方案對比和選取 ................................................142.4 電動機的選擇 ......................................................14第三章 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的設計 .........................183.1 主要參數(shù)的選擇原則 ................................................183.2 幾何尺寸計算 ......................................................20第四章 直齒輪設計計算 .........................................244.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ................................244.2 按齒面接觸強度設計 ................................................244.3 按齒根彎曲強度設計 ................................................264.4 幾何尺寸計算 ......................................................27第五章 軸的設計計算 ...........................................285.1 Ⅰ軸的設計計算 ....................................................285.2 Ⅱ軸的設計計算 ....................................................295.3 Ⅲ軸的設計計算 ....................................................305.4 鍵的設計計算 ......................................................31結論與展望 ....................................................33參考文獻 ......................................................34致謝 ..........................................................35附錄 1 譯文 ....................................................36附錄 2 英文原文 ................................................522平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉臺的設計摘要：為了拓寬數(shù)控機床的適用范圍，實現(xiàn)提高剛性，提高旋轉過程中的承載能力的弱點，本設計針對國內(nèi)的傳動轉臺的弱點，實現(xiàn)了可以承受較低切削扭矩的零件加工具體，通過整體方案和結構設計，傳動裝置采用兩級傳動，其一級傳動由一對傳動比為1：63 的平面二次包絡環(huán)面蝸輪副實現(xiàn)，二級傳動由一對傳動比為1：2.857的直齒輪實現(xiàn)，總傳動比為1：180，這樣的結構尺寸小，承載大，實用性強。關鍵詞：數(shù)控轉臺；平面二次包絡環(huán)面蝸輪副；加工范圍The design of plane double enveloping worm gear on the NC rotary tableAbstract: In order to broaden the scope of CNC machine tools to achieve increased rigidity and improve the carrying capacity of rotating process weaknesses, the design of drive turntable for domestic weakness can be achieved under low cutting torque machining of specific programs through the whole and structural design, gear drive with two levels, its a drive transmission ratio by a pair of one sixty-three plane double enveloping Worm achieved by a pair of secondary transmission ratio of 1:2.857 direct drive Gears, the total transmission ratio is 1:180, the structure of such small size, carrying a large, practical.Keywords: NC rotary table; plane double enveloping worm gear; processing range3第一章 引言1.1 設計的目的、意義及技術要求我湘潭大學機械工程學院近期購買的一臺國產(chǎn) 4 軸 4 聯(lián)動數(shù)控銑床，配置的作為機床第 4 軸的數(shù)控轉臺就是 TK13 系列中的 TK13250 型號。在使用中，以充分暴露其剛性不足，在旋轉過程中承載能力差的弱點，這幾乎是國產(chǎn)數(shù)控轉臺的通病。生產(chǎn)廠家在其說明書已明確規(guī)定，轉臺出于非剎緊狀態(tài)時， “只能承受較低切削扭矩的零件加工”。因此，數(shù)控機床雖有多軸聯(lián)動的功能，卻很難在轉臺參與聯(lián)動的過程中進行實質性的切削加工，極大地限制了數(shù)控機床的使用范圍。上述弊端的存在，主要是因為傳動鏈最后一環(huán)的蝸桿蝸輪機構品質低劣，與國際上高品質的蝸桿蝸輪副相去甚遠，精度、強度、壽命均不在一個檔次。本設計目的為了研制高性能的數(shù)控轉臺，尤其以高扭矩為目標。突破傳統(tǒng)的蝸桿蝸輪傳動模式，以平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動與普通斜齒輪搭配來減速，立志于提供高強度、高精度、高壽命的目的。平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動（簡稱平面二包）是我 1970 年代首創(chuàng)的一種新型機械傳動形式。它是在美國“Cone”蝸桿（俗稱球面蝸桿）和日本東京工業(yè)大學“斜平面蝸輪”的基礎上發(fā)展而來的。該傳動比國際王牌產(chǎn)品美國 ConeDrive 工藝性能更好，蝸桿齒面可以淬火并用砂輪磨削，嚙合質量高。由于該蝸桿副齒面嚙合時呈雙線接觸，接觸點的法向速度大，綜合曲率半徑大，接觸應力小，易形成油膜，具有承載能力大、效率高、使用壽命長等優(yōu)點。經(jīng)美國 ConeDrive 公司測試承載能力為其相應產(chǎn)品的2.2 倍。被譽為“當代最優(yōu)越的蝸桿傳動” 。為了推廣先進蝸桿傳動產(chǎn)品，國家已頒布“平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器國家標準” ，并宣布淘汰落后的阿基米德蝸桿減速器。平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動是具有國內(nèi)外先進制造水平的高新技術產(chǎn)品，由于具有嚙合過程形成動壓油膜的獨特性能使其具有壽命長、效率高、承載能力強等優(yōu)點，特別適合于現(xiàn)代機械重載、高速的需要，深受用戶歡迎。因此，在整個冶金工業(yè)、造船工業(yè)、石油、化工機械、通用機械、輕工機械、兵器工業(yè)、建筑機械等都有很高的聲譽。但由于其成形過程為二次包絡，使其嚙合性能分析困難，加工工藝復雜，成本高，從而阻礙了大面積推廣應用。為了改進這種蝸輪副的設計、制造方法，以便生產(chǎn)出高性能、高精度的平面二次包絡蝸輪副產(chǎn)品，促進其標準化、系列化、大批量數(shù)控化生產(chǎn)，我國學者與工程技術人員近年來對其進行了廣泛的研究。本設計要求設計出實現(xiàn)上述要求的較為合理的方案，并進行相關計算。最后對整個數(shù)控轉臺進行機械結構設計，用 UG 完成每個零件的三維造型和整個系統(tǒng)的總裝圖，并用 AutoCAD 繪制整個試驗機的二維圖。41.2 平面二包發(fā)展概況平面蝸輪傳動產(chǎn)生于 1922 年美國，主要用于精密分度，如天文望遠鏡、齒輪測量儀、圓刻線機等。由于制造工藝簡單，容易獲得高精度，其齒距誤差可達到 0.25″以內(nèi)，只適用于大傳動比的場合。1951 年日本佐藤發(fā)明了斜齒平面蝸輪傳動，由大傳動比擴展到中、小傳動比（1～10） 。1969 年日本石川昌一獲得了平面包絡環(huán)面蝸桿環(huán)面蝸桿傳動的專利，專利介紹的內(nèi)容是指這種蝸桿的標準傳動。其蝸輪可以用展成法加工，生產(chǎn)效率提高了，承載能力、傳動效率也有明顯地增長。我國從 20 世紀 60 年代初開始，由第一機械工業(yè)部機械科學研究院(現(xiàn)鄭州機械研究所 )開展了平面蝸輪的研究工作。1964 年與石景山鋼鐵公司機械廠（即首鋼機械廠）合作研制成中心距為540mm 的平面蝸輪副，用于 30t 轉爐的傾轉機構中;成功制造蝸輪直徑 2160mm 的精密分度蝸輪副，用天文遠鏡上，其一齒運動誤差小于 1″。 1971 年首鋼公司機械廠在制造斜齒平面蝸輪副的基礎上，創(chuàng)造了我國第一套平面包絡環(huán)面蝸桿副，并用于生產(chǎn)。北京市和原冶金工業(yè)部于 1977 年命名這種蝸桿副為“首鋼 (SG)-71 型蝸桿副” 。目前我國已成功研制成中心距 1200mm 和 760mm 的平面包絡環(huán)面蝸桿傳動壓下裝置，而且利用計算機對蝸桿副齒形參數(shù)進行優(yōu)化選擇，用機械 CAD 對蝸桿副、減速機及蝸輪滾刀進行輔助設計，用環(huán)面蝸桿專用機床及獨特的工藝路線，對蝸桿及蝸輪滾刀進行與其成形原理完全一致的加工，不需任何修形。國內(nèi)主要的平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的產(chǎn)品河北吳橋鑫紀源減速機有限公司生產(chǎn)的 PWU 平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速機：圖 1-1 PWU 平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速機PWU 型平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器（GB/T16449—1996）其蝸齒面是以一個平面為母面，通過相對圓周運動，包絡出環(huán)面蝸桿的齒面，再以蝸桿的齒面為母線，通過5相對運動包絡出蝸輪的齒面，稱為平面二次包絡環(huán)面蝸桿副。包括 PWU、PWO、PWS 型三種型式，適用于冶金、礦山、起重、運輸、石油、化工、建筑等行業(yè)機械設備的減速傳動。工作條件：兩軸交角為 90°；蝸桿轉速不超過 1500r/min；工作環(huán)境溫度為0～40℃，當環(huán)境溫度低于 0℃或高于 40℃時，啟動前潤滑油要相應加熱或冷卻；蝸桿軸可正、反向運轉。PWU 系列傳動比標記方法1.型號1) PWU 型—蝸桿在蝸輪之下平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器；2) PWO 型—蝸桿在蝸輪之上平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器；3) PWS 型—蝸桿在蝸輪之側平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器。2.標記圖 1-2 標記方法表 1-1 減速器尺寸a H1 B B1 C C1 D H L L1 L2 L3 L4 d-1 b-1 t1 l1 d2 b2t2 l2 h400 355 900 800 400 355 351250 600 600 450 630 375 110 28 116 165 180 45190 240 55450 400 1000 900 450 400 391400 670 670 500 710 425 125 32 132 165 200 45210 280 60500 450 1120 1000 500 450 421600 750 750 560 800 475 130 32 137 200 220 50231 280 65560 500 1250 1120 560 500 451800 850 850 630 900 530 150 36 158 200 250 56262 330 72630 560 1400 1250 630 560 482000 950 950 710 1000 600 170 40 179 240 280 63292 380 806710 630 1600 1400 710 630 522240 1060 1060 800 1250 670 190 45 200 280 320 70334 380 88a H1 B B1 C C1 D H L L1 L2 L3 L4 d-1 b-1 t1 l1 d2 b2t2 l2 h400 355 900 800 400 355 351250 600 600 450 630 375 110 28 116 165 180 45190 240 55450 400 1000 900 450 400 391400 670 670 500 710 425 125 32 132 165 200 45210 280 60500 450 1120 1000 500 450 421600 750 750 560 800 475 130 32 137 200 220 50231 280 65560 500 1250 1120 560 500 451800 850 850 630 900 530 150 36 158 200 250 56262 330 72630 560 1400 1250 630 560 482000 950 950 710 1000 600 170 40 179 240 280 63292 380 80710 630 1600 1400 710 630 522240 1060 1060 800 1250 670 190 45 200 280 320 70334 380 88圖 1-3 減速器結構PWU 系列選型參數(shù)1.中心距PW 型蝸桿減速器中心距 a 見表 1-2。表 1-2 中心距 a/mm第一系列 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630第二系列 140 180 225 280 355 450 560 710注：優(yōu)先選用第一系列。2.公稱傳動比PW 型蝸桿減速器公稱傳動比 iN 見表 1-3。表 1-3 公稱傳動比 i第一系列 10 12.5 16 20 25 31.5 40 50 63第二系列 14 18 22.4 28 35.5 45 567平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動在我國受到各方面的重視，其研究基本上以三條相對獨立的主線展開。1) 基于方程的嚙合理論研究我國關于平面二包的嚙合理論研究以空間微分幾何為工具，運用運動法、相似微分法等方法對其進行了廣泛研究，主要包括:接觸線與根切分析 ;接觸線與相對速度夾角分析;二次接觸原理的數(shù)學論證;蝸桿齒頂變尖及根切規(guī)律研究 ;變位傳動研究，變位因素包括中心距、傳動比、蝸桿軸向位移、平面傾角變化等;潤滑理論研究;其它相關研究。平面二次包絡環(huán)面蝸桿的初期嚙合理論研究的主要成員有:北京鋼鐵學院沈蘊方領導的蝸桿傳動科研組，南開大學數(shù)學家吳大任教授的齒輪嚙合理論研究組以及重慶大學等。他們的研究為生產(chǎn)實踐以及以后的理論研究奠定了基礎。2) 以平面二包蝸輪副的制造為主要內(nèi)容的生產(chǎn)實踐研究我國學者和工程技術人員對平面二包蝸輪副的制造工藝和制造設備進行了廣泛的理論與實踐研究，積累了豐富的實踐經(jīng)驗。1977 年，首都鋼鐵公司研制了平面二包蝸輪副的專用磨頭。針對大型平面二包蝸桿磨削余量的嚴重不均的問題，第二重型機器廠的李成金(1997)，西南交通大學的周汝忠(1997)相繼進行了研究。對于蝸輪滾刀設計問題，天津機械研究所的張亞雄、齊麟、代學坤(1995) 等進行了研究。四川冶金設計院的杜厚金創(chuàng)造性地提出了單線布齒多頭滾刀的滾刀加工方法，推動了制造工藝的進步。1997 年，秦大同等運用坐標測量的方法提高了蝸桿制造精度，他還針對蝸桿在熱處理過程中的變形提出了偏差誤差補償辦法。1997 年賀惠農(nóng)等運用等效模擬的方法對平面二包的潤滑機理進行了研究，得出了有益的結論。根據(jù)生產(chǎn)實踐人們發(fā)現(xiàn):利用對偶范成法加工出的蝸輪副的性能通過修形可以得到大大改善，許馮平等對此進行了分析。平面二包傳動對于制造與安裝誤差較為敏感，因而在實際中常常出現(xiàn)各種故障，文獻對此進行了較為系統(tǒng)深入的分析。為促進平面二包的進一步推廣，我國在 1996 年6 月 17 日頒發(fā)了“平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動國家標準 ”，(1996 年 12 月 1 日起實施，包括 GBPT16442～6-1996 共 52 項標準)，標志著我國平面二包制造水平將步入成熟期。其它如平面二包的機床設備改裝、工裝設計文獻都有較詳細的介紹。3) 以計算機應用為特點的 CADPCAM 等研究近 30 年來，計算機技術與計算機圖形學技術迅速發(fā)展，廣大平面二包研究者利用計算機的計算能力與圖形功能對平面二包進行了廣泛研究。1992 年李尚信運用日本東京大學 M.Mabi 的齒面接觸分析法對平面二包實際接觸狀況進行了分析。蔣伯英等提出了平面二包蝸桿齒厚的計算方法，用于蝸桿誤差檢測。大慶石油學院魏學海、姚立綱等對蝸桿傳動的強度計算進行了研究，并研制了平面二包的 CADPCAM 系統(tǒng)，包括嚙合特性分析、優(yōu)化和基本參數(shù)計算模塊以及強度設計、加工平面二包的繪圖模塊，可參數(shù)化生成平面二包的各種二維機械零件圖和裝配圖。1992 年上海水工機械廠在 PC 機上8開發(fā)了平面二包 CAD 軟件包，包括畫一次包絡過程母平面上的接觸線及一界曲線模塊、畫蝸桿齒面的非工作區(qū)判別線及根切判別線模塊、蝸桿軸間齒厚計算模塊、計算平面二包綜合曲率模塊、幾何尺寸計算模塊等。為平面二包的設計帶來了方便。湘潭鋼鐵公司機修廠對平面二包傳動參數(shù)的優(yōu)化設計進行了研究，取得了較好的效果。值得重視的是 1998 年武漢汽車工業(yè)大學胡建軍，張仲甫等人對平面二包進行了三維造型的應用研究[31],結果表明，三維造型對于平面二包的嚙合過程分析，齒面接觸分析，參數(shù)優(yōu)化設計等諸多傳統(tǒng)問題都能取得突破性的進展。以上計算機在平面二包研制中的應用對其生產(chǎn)起到了一定的推動作用。1.3 當前平面二包理論與應用研究不足與研究展望由上可以看到，目前平面二次包絡環(huán)面蝸桿副的研究仍然遠遠不能滿足生產(chǎn)的需要。平面二包的設計與生產(chǎn)還停留在憑經(jīng)驗進行的水平，它的加工方法基本上仍舊采用傳統(tǒng)的對偶范成法，CAD 的應用還局限于進行一些簡單的設計計算、作零件圖等。平面二包的強度分析，有限元分析，跑合過程研究等還很不完善。由于缺乏強大的三維建模環(huán)境工具。未能對平面二包的嚙合過程、嚙合特性與表面性能進一步深入分析。目前隨著三維實體造型技術與 CAM 技術的發(fā)展，平面二次包絡的進一步研究至少可以從以下幾個方面進行。1) 基于商品化三維實體造型系統(tǒng)的平面二次包絡環(huán)面蝸輪副三維造型研究?；赨G 或 ProEngineer 的三維實體造型軟件的二次開發(fā)平臺進行平面二包的造型便于充分利用其強大的分析工具，如有限元分析等功能。進而在此基礎上開發(fā)平面二包三維 CADPCAM 系統(tǒng)。2) 在三維模型基礎上進行平面二包嚙合過程分析與仿真，進行接觸面的型面分析3) 蝸桿粗切的余量均化的問題通過建立車床加工方法的數(shù)字模型和蝸桿的三維實體模型可直接生成控制數(shù)控車床的走刀軌跡指令。先進行仿真切削，然后生產(chǎn)加工，因為利用數(shù)控車床可以動態(tài)控制走刀，從而可以加工出最均勻的余量，減少隨后的磨削加工量。4) 修形問題。根據(jù)文獻在生產(chǎn)中，無論是用滾刀還是用飛刀加工蝸輪，不修正刃形或不修正加工參數(shù)獲得的傳動都是不理想的，利用數(shù)字實體模型可以方便地進行各種修形與變位試驗，從而便于尋求修形的最佳方法。5) 跑合規(guī)律研究。跑合過程對于最終蝸輪副的性能有重要影響。因此應重視跑合規(guī)律的研究。利用三維造型技術，可以對各種跑合后的蝸輪副進行實測，建立其數(shù)學實體模型，然后與理論(或最初)的實體模型進行比較即可找出蝸輪副跑合過程中的磨損規(guī)律。6) 平面二包接觸分析與油腔設計。平面二包環(huán)面蝸桿傳動過程中油腔的形狀、位9置、大小變化規(guī)律對嚙合性能有極大地影響。通過蝸輪副的三維實體模型嚙合的動態(tài)仿真，可以十分直觀地從計算機屏幕上觀察油腔形狀及接觸線的變化規(guī)律，從而可以優(yōu)選參數(shù)，得出最合適的油膜。7) 有限元分析。平面二包的強度研究目前是個研究難點。通過建立平面二包蝸輪副的三維實體模型可以生成專業(yè)有限元分析程序的接口數(shù)據(jù)，從而進行有限元的分析。8) 蝸輪數(shù)控加工刀位軌跡生成。由于利用實體造型中的集合運算很容易實現(xiàn)碰撞分析等各種空間幾何分析，因而可以根據(jù)加工模型求解最佳數(shù)控刀位軌跡。9) 平面二包蝸輪副的故障診斷。由于制造安裝誤差與運行過程中的磨損等原因，蝸輪副常常出現(xiàn)各種故障。通過蝸輪副的實體模型可以方便地通過變化安裝參數(shù)、尺寸參數(shù)來觀察嚙合中的現(xiàn)象，從而為判斷、分析運行故障提供依據(jù)。由上分析可知，建立在實體造型技術之上的虛擬技術對研制新型蝸桿傳動、改進現(xiàn)有蝸桿傳動的設計、制造過程均有巨大的意義。1.4 齒輪減速器的發(fā)展趨勢齒輪減速器是一種廣泛應用于國防、宇航、交通、建筑、冶金、建材、礦山等領域的重要裝備，20 世紀 80 年代以來，世界齒輪減速器技術有了很大的發(fā)展，產(chǎn)品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速化、低噪聲和高可靠性，技術發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術、功率分支技術和模塊化設計技術。硬齒面技術硬齒面技術就是采用優(yōu)質合金鋼鍛件，滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪，磨齒精度不低于 ISO1328-1975 的 6 級，綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質齒輪的 3～4 倍，為軟齒面齒輪的 4～5 倍。一個中等規(guī)格的硬齒面減速器的重量僅為中硬齒面減速器的 1/3 左右，且噪聲底、效率高、可靠性高。在高速船用透平齒輪，大型軋機齒輪，輕工、化工、礦山和建材機械用齒輪等應用廣泛。主要特點:傳動的速度和功率范圍很大，傳動效率高，一對齒輪可達 98～99.5%;精度愈高潤滑愈好，效率愈高;對中心距的敏感性小，即互換性好;裝配和維修方便;可以進行變位切削及各種修形、修緣，從而提高傳動質量;易于進行精密加工，可以取得高精度，是各種齒輪中應用最為廣泛的一種齒輪。1) 傳動比。單級:7.1(軟齒面)、6.3(硬齒面);兩級:50(軟齒面)、28(硬齒面);三級:315(軟齒面)、180(硬齒面)。2) 傳動功率。低速重載傳動可達 6000kW 以上，高速傳動可達 40000kW 以上。3) 速度。可達到 200m/s 以上。功率分支技術功率分支技術主要指行星及大功率齒輪箱的功率雙分支及多分支裝置，其核心技10術是均衡，廣泛應用于冶金、礦山、電工、起重、運輸、石化、輕工機械等設備上，特別是在重載連續(xù)傳動領域。在功率分支技術利用上，新一代的星輪減速器是一種全新的內(nèi)嚙合齒輪傳動裝置，實現(xiàn)了減速器內(nèi)部傳動機構的單元化、通用化和標準化，產(chǎn)品的可靠性和承載能力得到了很大提高，可在更大范圍內(nèi)滿足用戶的不同需求。主要特點:1) 傳動效率高。采用嚙合效率高的內(nèi)嚙和齒輪副的力分流結構，通過高載能力滾動星輪連續(xù)純滾動地傳遞轉矩和轉速，因而具有效率高的優(yōu)點，HJ 單機效率可達 95%以上，HN 型效率可達 93%，HH 兩級串聯(lián)效率可達 90%。2) 承載能力高，結構緊湊。由于星輪減速器同時兼?zhèn)洹按笏俦?、大轉矩、小體積”三者合一的優(yōu)點，其單位重量傳遞轉矩高達 76N·m/kg 以上，用于低速重載傳動領域可節(jié)材 30～50%，比其他類型減速器重量平均減輕約 40%。3) 傳動平穩(wěn)，噪聲低。減速器核心單元有多達 14～28 對齒同時嚙合，因此，產(chǎn)品不僅具有耐沖擊的優(yōu)點性能，而且具有工作可靠、傳動平穩(wěn)、噪音低、壽命長、齒輪可長期免維修實用等特點。4) 速比范圍大，傳動比密寬。傳動比范圍寬而密集，一級減速時傳動比為18～80，串聯(lián)擴大級傳動比 75～600，兩級串聯(lián)傳動比為 450～5000，根據(jù)需要可以在 4～25000 之間選用需要的傳動比。5) 核心單元模塊化，維護方便。模塊化設計技術模塊化設計技術已成為齒輪減速器發(fā)展的一個主要方向，它旨在追求高性能的同時，盡可能減少零件及毛坯的品種規(guī)格和數(shù)量，以便于組織生產(chǎn)，形成批量，降低成本，獲得規(guī)模效益。同時，采用基本零件，增加產(chǎn)品的型式和花樣，盡可能多地開發(fā)實用的變型設計或派生系列產(chǎn)品，能由一個通用系列派生多個專用系列，擺脫了傳統(tǒng)的單一有底座實心軸輸出的安裝方式。增添了空心軸輸出的無底座懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速器一體式連接、多方位安裝面等不同型式，擴大了使用范圍。主要特點:模塊化組合齒輪減速機的顯著特點之一，是實施零部件集約化生產(chǎn)與組裝。按照其輸入模塊、輸出模塊和支承模塊三大體系設置的零部件，本著標準化、通用化、專業(yè)化、系列化規(guī)則設計，具有極強的通用性與互換性，這不僅大大減少了木模制作與部件制造程序，而且產(chǎn)品性能穩(wěn)定、合格率高、組裝方便、生產(chǎn)周期短、產(chǎn)品庫存率低、綜合經(jīng)濟效益高。1) 高度模塊化設計:可以方便地配用各種型式的電動機或采用其他動力輸入。同種機型可配用多種功率的電動機。容易實現(xiàn)各機型間組合聯(lián)接。2) 傳動比:劃分細，范圍廣。組合機型可以形成很大的傳動比，即輸出極低的轉速。113) 安裝形式:安裝位置不受限制。4) 強度高、體積小:箱體采用高強度鑄鐵。齒輪及齒輪軸采用氣體滲碳淬火精磨工藝，因而單位體積承載能力高。5) 使用壽命長:在正確選型(包括選用適當?shù)氖褂孟禂?shù))和正常使用維護的條件下，減速機(除易損件外)的主要零部件壽命一般不低于 20000h。易損件包括潤滑油、油封以及軸承。6) 噪聲低:減速機主要零部件都經(jīng)過精密加工，并通過組裝和測試，因而減速機噪聲較低。7) 效率高:單機型效率不低于 95%。8) 可承受較大的徑向載荷。9) 可承受不大于徑向力 15%的軸向載荷。目前，國外著名減速機公司 SEW、FL ENDER、日本住友等紛紛在中國建立了自己的獨資或合資工廠，他們依靠先進的設備、技術、資金和生產(chǎn)規(guī)模等優(yōu)勢同國內(nèi)幾家大的減速器廠展開激烈競爭，國內(nèi)廠家在大功率減速器的競爭上經(jīng)常失利，而通用減速器產(chǎn)品已面臨危機。國內(nèi)減速器行業(yè)已加緊在硬齒面技術、功率分支技術和模塊化設計技術的研究和開發(fā)。12第二章 平面二包的傳動原理和總傳動比分析設計2.1 傳動原理平面二次包絡環(huán)面蝸桿副是以一個平面為母面，通過相對圓周運動，包絡出環(huán)面蝸桿的齒面，再以蝸桿的齒面為母面，通過相對運動包絡出蝸輪的齒面(見圖 2-1)。與以往常用蝸桿的螺旋齒面在原理上雖然相似，但以往的螺旋齒面在原理上是以一直線或平面曲線為母線作螺旋運動而形成，這樣的蝸桿齒面絕大多數(shù)(除漸開線圓柱蝸桿外)難以用砂輪作符合其形成原理的精確磨削，因而影響了蝸桿及蝸輪滾刀的磨削工藝和淬火處理，影響蝸桿齒面硬度和制造精度的提高，以及齒面粗糙度的減小。圖 2-1 傳動原理示意圖2.2 主要特點承載能力大與同規(guī)格的圓柱蝸桿相比，承載能力提高 3～5 倍。平面包絡環(huán)面蝸桿由于其外廓母線決定了能多齒同時進入嚙合(見圖 2-2 a)，這樣增大了接觸面積，減少了齒面壓力，能承受大的沖擊載荷。蝸桿蝸輪的接觸線是在沿齒高方向上，并且齒面的嚙合是在接觸線上，因此具有很小的相對曲率，使接觸應力減少。雙線接觸的特點是在蝸桿和蝸輪嚙合中同時有兩條接觸線進入工作區(qū)域(見圖 2-2 b)。這和增加嚙合齒數(shù)一樣，可提高承載能力。13圖 2-2 蝸桿和蝸輪嚙合示意圖精確地磨削蝸桿齒面———蝸桿的幾何尺寸和表面光潔度是直接由精密磨削完成，實現(xiàn)其高質量的，保證耐磨防止大負荷時油膜破壞。高精度的蝸桿———蝸桿設計上保證有足夠的剛性，以致于它的彎曲和其他因素不能影響上述有利的嚙合特性。高效率1) 大的滑動角。由于接觸線和相對滑移速度方向之間有很大的角度(滑動角)，并且沿滑動的方向相對曲率半徑大，導致齒面間良好的潤滑條件是高效率的主要原因，效率最高可達 95%。2) 小的嚙合摩擦系數(shù)。精密磨削后的蝸桿使其嚙合磨擦系數(shù)降至最低限度。無噪聲和穩(wěn)嚙合為了防止處于嚙合時的蝸桿不產(chǎn)生沖擊和振動，對蝸桿入口和出口進行了倒坡處理。其加工工藝過程與成形原理完全一致，能夠可靠地保證制造精度和嚙合的理論狀態(tài)。傳動比選擇有較大范圍對設計中使環(huán)面蝸桿簡單地增加頭數(shù)，可使其傳動比有較大范圍，因此可在一個單級減速器中有較大的傳動地選擇范圍。高質量的材質及熱處理方法平面包絡環(huán)面蝸桿減速器中的蝸桿是經(jīng)高質量的鉻鉬鋼離子氮化處理，齒面硬度高(HRC>50)，表面粗糙度等級提高(Ra選取 0a2) 選擇材料及加工精度蝸桿：40Cr，調(diào)質硬度 ，齒面淬火硬度 ；240~8HB50~HRC蝸輪：ZCuAl10Fe3；加工精度：7 級，齒面表面粗糙度 。0.aRm??3) 校核承載能力查表，取 68%??蝸桿傳遞的功率為 2113052.93.49568TnPkWki???蝸桿軸的計算功率為 1234.4.792108c kkK??21式中 由表查的。14~K按 ， ， 查表，得 ，故通過。15.pkW?4) 基本參數(shù)的選擇蝸桿頭數(shù) ；蝸輪齒數(shù) ；12z2163zi??蝸桿計算圓直徑 ；按表，1d????0.3~.0.~.8059.4~am?取 。157dm?5) 幾何尺寸計算（按表）蝸輪計算圓直徑： ??21273d????蝸輪端面模數(shù)： 2304.8956tz頂隙： 0..4895.tcmm?齒頂高： 7.0367ah??齒根高： ??614.28fc?蝸桿喉部根圓直徑： ??24.328ffdhm???校驗： 0.8750.8751 .fd??蝸桿齒頂圓直徑： 1367.aa?蝸桿齒頂圓弧半徑： ??1.0.1.r?蝸桿齒根圓弧半徑： 105854.825826ffd????蝸輪齒頂圓直徑： 22309.74aadhm蝸輪齒根圓直徑： ??3.6ff?蝸桿喉部螺旋導程角： 21rctnrcta125id? ????齒距角： 236054z?????主基圓直徑： ????2sin~30sin2~513.508~2.3bd mm?????根據(jù)表，取標準值 bd分度圓齒形角： 21arciri423bd??包圍齒數(shù)： 26310z???22蝸桿包圍半角： ????0.5.40.5714360.5126hz??? ????????蝸桿起始角： 2128sa??????蝸輪齒寬： ，圓整取2.9~.9..~48.3fbdmm250bm?蝸桿齒寬： 12sin30sin56.791h??????蝸桿螺紋兩側肩帶寬度： ，取..4802t?? 2.5??蝸桿最大齒頂圓直徑：蝸桿最大齒根圓直徑：蝸輪齒頂圓弧半徑： 210.5.59.40832.74aefRdm???蝸輪計算圓齒距： 48ttPm??j 按表選取 .3j蝸桿法相弦齒高：蝸輪法相弦齒高：蝸桿法相弦齒厚： 20.45cos0.451.9cos4236.752ntspm??????蝸輪法相弦齒厚： ????2...0.89.01ntj m???2 22110.5180.3.57917.36eaadrb m??? ??????? ?2 211. 659.08eafr??? ????? ?1220.510.51cos..09583.67.3309tnaphddmm???????????????????????2220.45180.51cos..95.31803.670.3tnapjhddm??????????????????????????23母平面傾斜角：式中 Δ 值如下：圓整取 8???????2coscos1arin30cs24158cs24511ari 63oo730dai????????????? ?? ????? ???? ????AA10,4;~36,ii????24第四章 直齒輪設計計算已知輸入功率： 13.924PkW?小齒輪轉速： /minnr齒數(shù)比： 2.857i由電動機驅動，每天工作 8h，15 年（300 天）啟動頻繁，輕度沖擊，轉向變化4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按圖所示的方案，選用直尺圓柱齒輪傳動。2) 選用 7 級精度（GB10095-2001） 。3) 材料選擇。由表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質） ，硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質）硬度為 240HBS，兩者材料硬度差為 40HBS。4) 選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù) ，取 。127z?2.857.139z??27z?4.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值① 試選載荷系數(shù) 。1.3tK?② 計算小齒輪傳遞的轉矩。③ 由表選取齒寬系數(shù) 。d?1d??④ 由表查得材料的彈性影響系數(shù) 。EZ 1289.EZMPa⑤ 由圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限limH?，大齒輪的接觸疲勞強度極限lim160HMPa?? lim250H??⑥ 由式計算應力循環(huán)次數(shù)。⑦ 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù) ；HNK10.9HNK?20.95HN?⑧ 計算接觸疲勞許用應力。??21312.dEt HKTuZ??????????A55 4119.09.03.924.50PTNmNn???AA??9160149830.7hNnjL????923.71.25?25取失效概率為 1%，安全系數(shù) ，由式得1S?2) 計算① 試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值。1td??H?② 計算圓周速度 。v③ 計算齒寬 。b14.95241.952dt m????A④ 計算齒寬與齒高之比 h模數(shù) 1..327ttmz齒高 2.5.5.495thm???4913.b⑤ 計算載荷系數(shù)。根據(jù) ，7 級精度，由圖查得動載系數(shù) ；3.281/vms? vK1.2vK?直齒輪， ；HFK??由表查得使用系數(shù) ；A1.25A?由表用插值法查得 7 級精度、小H?齒輪相對支撐對稱布置時， 。.043H?由 ， 查圖得12bh?.5H? FK?。.39FK?故載荷系數(shù)： 1.251.50432.6AvHK?????⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得⑦ 計算模數(shù)??lim10.96546HNKMPa???2li252.S??2 241331 .25103.8579.2. 41.952dEt HKTuZd m?????????? ??? ??????AA1./3.8/6060tnss?331 .64.99.11ttdm12.8247mz??264.3 按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值① 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE?；大齒輪的彎曲強度極限 ；150FEMPa??2380FEMPa?② 由圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，NK10.86FNK?；2.8NK③ 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式得1.4S?④ 計算載 荷系數(shù)。1.251.3946AvFK??????⑤ 查取齒形系數(shù)。由表查得 ， 。FY?SY12.57F?2.FY?⑥ 查取應力校正系數(shù)由表查得 ， 。S?1.6S?21.64S⑦ 計算大、小齒輪的 并加以比較。??FS??大齒輪的數(shù)值大。2) 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算??132FaSdKTYmz??????????0.865307.1429FNEPaPa???22 85.4MS12.5760.134739SFY????2..8S???4321.946.510.62.397m????27的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的成績）有關，可取由彎曲強度算的模數(shù) 2.2399 并就近圓整為標準值 ，按接觸強度算得的分度圓直2.5m?徑 ，算出小齒輪齒數(shù)149.263d?，取 。2.8570.14z???257z?這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.4 幾何尺寸計算1) 計算分度圓直徑 120.50dzmm???27142.2) 計算中心距3) 計算齒輪寬度 150dbm????取 ， 。250Bm?15219.630d12.96.5a?28第五章 軸的設計計算5.1 Ⅰ軸的設計計算Ⅰ軸上的功率 ；13.92PKw?Ⅰ軸的轉速 ；4/minnrⅠ軸的轉矩 11 3.925050519.7214TNmN??AA初步確定軸的最小直徑按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 40Cr，調(diào)質處理。根據(jù)表，取 ，于是得??T?0A01?輸入軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表，考慮到轉矩變化中等，3caATK?AK故取 ，則：1.7AK?31.7259.43.85ca Nm??按照計算轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/T 4323-2002，選用LT4 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63N?m。半聯(lián)軸器的孔徑 ，半聯(lián)軸20dm?器長度 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 。52Lm? 1L軸承的選擇（要求壽命 5000h）此軸上齒輪分度圓直徑 150dm?軸圓周力 129.712.789tTFN?軸徑向力 tantan00.83.5coscosr N?????軸軸向力 t12.79taF?按國標（GB/T 276-1994）試選深溝球軸承 6005 軸承， ，基本額定靜085C?載荷 。驗算如下：10CN?1) 球相對軸向載荷對應的 e 值與 Y 值。因 ，則 ，aF1X?02) 求當量動載荷 P。 ????1.437.5052.18prafFN??????133min0.9213.874Pdm??293) 驗算 6005 軸承的壽命，根據(jù)式故所選軸承滿足壽命要求。軸上其他部件的尺寸選擇通過畫圖確定。5.2 Ⅱ軸的設計計算Ⅱ軸上的功率 ；23.916PKw?Ⅱ軸的轉速 ；5/minnrⅡ軸的轉矩 22 3.9126050745.38TNmNm??AA初步確定軸的最小直徑按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45，調(diào)質處理。根據(jù)表，取 ，于是得??T?0A012?軸承的選擇（要求壽命 5000h）此軸上蝸桿分度有圓直徑 257dm?軸圓周力 214.380.1697tTFN??軸徑向力 tantan2507.690.4352coscos3r N?????軸軸向力 t2.1t04.618aF??按國標（GB/T 276-1994）試選深溝球軸承 6005 軸承， ，基本額定靜0C載荷 。驗算如下：10CN1) 球相對軸向載荷對應的 e 值與 Y 值。相對軸向載荷為 ，在表中介于 之間，對應的 e03.61820.5aF?0.4~.7值為 ，Y 值為0.24~.7.~2) 用線性插值法求 Y 值。366101001529704952.8hCLhhnP??????????????