减速器论文课件

1、宁夏大学机械工程学院2008届毕业设计目 录1.绪论41.1减速器现状41.2课题研究的内容及拟采取的技术、方法42.弹簧52.1弹簧概述52.2簧丝力学计算83.弹簧卷制机93.1减速器的作用93.2减速器的种类93.3蜗轮蜗杆传动103.4主要参数及选择114.蜗轮蜗杆传动194.1蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料194.2蜗杆传动的受力分析204.3蜗杆传动强度计算214.4蜗杆的刚度计算254.5普通圆柱蜗杆传动的精度等级及其选择255.卷制机的附件描述265.1选择电动机265.2离合器的选择265.3芯轴的设计276设计思路287.结论308.参考文献319.谢辞32摘 要概

2、要：本文通过对弹簧卷制机即单级蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案。主要针对实际生产中客户对弹簧的使用要求而做出的弹簧卷制机设计，面向的对象是非标准、小批量、小规模的手工加工。关键词：弹簧；减速器；蜗轮蜗杆 Abstract: In this paper, the author analysis the spring rolling machine, named single-stage worm reducer, including its shape and the structure of the reducer. Then writer get the overall plan.

3、 The plan mainly faced to the customers who request actual spring production; the kind of the spring rolling machine design is the object-oriented, non-standard, low-volume, small-scale manual processing. Keywords: spring; reducer; worm gear1.绪论弹簧广泛应用于机械、仪表、电器、交通运输工具以及日常生活器具等，所以它是一个影响面比较大的基础零件。今年来，国

4、内外在弹簧的研究和生产技术方面都有很大的发展，本文就生产实际中的弹簧卷制过程以及弹簧卷制机的设计计算；弹簧应用广泛、类型繁多，随着科学技术的发展和要求，新的类型不断出现。本文就实际生活多应用较多的圆柱螺旋弹簧及其卷制机的设计做出计算，面向的是小批量，间歇的工作方式，主要针对1-4的簧丝，以满足客户的使用要求为主。1.1减速器现状 1.1.1国内的发展概况 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积

5、小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 1.1.2国外发展概况 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 1.2  课题研究的内容及拟采取的技术、方法 本设计是弹簧卷制机的设计，设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块

6、化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。本设计通过用三维实体造型软件SolidWorks来对弹簧卷制机进行实体造型。更加清晰的向大家展示作者的设计思路及其思考问题的方式方法。2.弹簧弹簧是一种利用弹性来工作的机械零件。一般用弹簧钢制成。用以控制机件的运动、缓和冲击或震动、贮蓄能量、测量力的大小等，广泛用于机器、仪表中。按形状分，主要有螺旋弹簧、涡卷弹簧、板弹簧等。其主要功能有：控制机械的运动，如内燃机中的阀门弹簧、离合器中的控制弹簧等。吸收振动和冲击能量，如汽车、火车车厢下的缓冲弹簧、联轴器中的吸振弹簧等。储存及输出能量作为动力，如钟表弹簧、枪械中的弹簧等。用作测

7、力元件，如测力器、弹簧秤中的弹簧等。弹簧的载荷与变形之比称为弹簧刚度，刚度越大，则弹簧越硬。按受力性质，弹簧可分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧，按形状可分为碟形弹簧、环形弹簧、板弹簧、螺旋弹簧、截锥涡卷弹簧以及扭杆弹簧等。普通圆柱弹簧由于制造简单，且可根据受载情况制成各种型式，结构简单，故应用最广。弹簧的制造材料一般来说应具有高的弹性极限、疲劳极限、冲击韧性及良好的热处理性能等，常用的有碳素弹簧钢、合金弹簧钢、不锈弹簧钢以及铜合金、镍合金和橡胶等。弹簧的制造方法有冷卷法和热卷法。弹簧丝直径小于8毫米的一般用冷卷法，大于8毫米的用热卷法。有些弹簧在制成后还要进行强压或喷丸处理，可提高弹

8、簧的承载能力。2.1弹簧概述 弹簧是机械和电子行业中广泛使用的一种弹性元件，弹簧在受载时能产生较大的弹性变形，把机械功或动能转化为变形能，而卸载后弹簧的变形消失并回复原状，将变形能转化为机械功或动能。1.弹簧的主要功用有： 测力，如弹簧秤和测量计的弹簧等；控制运动，如离合器、制动器和阀门控制弹簧；减振和缓冲，如缓冲器、减振器的弹簧等；储能或输能，如钟表、仪表和自动控制机构上的弹簧等。2弹簧的类型：弹簧的类型很多，常见的有压缩弹簧、拉伸弹簧、扭转弹簧和金属线成型等。（1）压力弹簧 ：压力弹簧的设计数据，除弹簧尺寸外，更需要计算出最大负荷及变位尺寸的负荷；弹簧常数：以k表示，当弹簧被压缩时，每增加

9、1mm距离的负荷(kgf/mm)；弹簧常数公式（单位：kgf/mm）：K=(G×)（××） G=线材的钢性模数：琴钢丝G=8000 ；不锈钢丝G=7300；磷青铜线G=4500 ；黄铜线G=3500d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 Nc=有效圈数=N-2弹簧常数计算范例:线径=2.0mm , 外径=22mm , 总圈数=5.5圈 ,钢丝材质=琴钢丝 K=(G×)（××）（×）（××）（2）拉力弹簧：拉力弹簧的 k值与压力弹簧的计算公式相同。拉力弹簧的初张

10、力：初张力等于适足拉开互相紧贴的弹簧并圈所需的力，初张力在弹簧卷制成形后发生。拉力弹簧在制作时，因钢丝材质、线径、弹簧指数、静电、润滑油脂、热处理、电镀等不同，使得每个拉力弹簧初始拉力产生不平均的现象。所以安装各规格的拉力弹簧时，应预拉至各并圈之间稍为分开一些间距所需的力称为初张力。初张力=P-（k×F1）=最大负荷-（弹簧常数×拉伸长度） （3）扭力弹簧：弹簧常数：以 k 表示,当弹簧被扭转时，每增加1°扭转角的负荷(kgf/mm).弹簧常数公式（单位：kgf/mm）: K=(×)（××××）E=线材之钢性模数：

11、琴钢丝E=21000 ,不锈钢丝E=19400 ,磷青铜线E=11200,黄铜线E=11200 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 R=负荷作用的力臂 p=3.1416 3. 弹簧各部分名称及尺寸关系: （1）谈弹簧丝直径d:制造弹簧的钢丝直径。 （2）弹簧外径D:弹簧的最大外径。 （3）弹簧内径D1：弹簧的最小外径。 （4）弹簧中径D2：弹簧的平均直径。它们的计算公式为：D2（DD1）÷2D1dDd （5）t:除支撑圈外，弹簧相邻两圈对应点在中径上的轴向距离成为节距，用t表示。 （6）有效圈数n:弹簧能保持相同节距的圈数。 （7）支

12、撑圈数n2：为了使弹簧在工作时受力均匀，保证轴线垂直端面、制造时，常将弹簧两端并紧。并紧的圈数仅起支撑作用，称为支撑圈。一般有1.5T、2T、2.5T，常用的是2T。 （8）总圈数n1: 有效圈数与支撑圈的和。即n1=n+n2. （9）自由高H0:弹簧在未受外力作用下的高度。由下式计算：H0=nt+(n2-0.5)d=nt+1.5d (n2=2时) （10）弹簧展开长度L：绕制弹簧时所需钢丝的长度。Ln1 (D2)2+n2 (压簧) L=D2 n+钩部展开长度（拉簧） （11）螺旋方向：有左右旋之分，常用右旋，图纸没注明的一般用右旋。4弹簧的规定画法： （1）在平行螺旋弹簧线的视图上，各圈的轮

13、廓线画成直线。 （2）有效圈数在4圈以上的弹簧，可只画出其两端12圈（不含支撑圈）。中间用通过弹簧钢丝中心的点画线连起来。 （3）在图样上，当弹簧的旋向不作规定时，螺旋弹簧一律画成右旋，左旋弹簧也画成右旋，但要注明“左”字。2.2簧丝力学计算 针对客户需要，我们所选用的是碳素弹簧钢丝（B级GB4357）,抗拉强度sb=1320MPa，根据材料力学弯扭相关知识， tmax=T/Wt,其中tmax为最大切应力，Wt为抗扭截面系数，T为所承受的扭矩，而Wt=pD4/32，代入公式，我们就可以得出T的具体数值，进而为选用电机做出必要的理论准备。3.弹簧卷制机此次设计所涉及到的弹簧加工工艺主要指冷加工卷

14、制过程，即广泛使用的是各种规格的减速器，本章就有关减速器的知识做出介绍。减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。其结构简图如图3.1所示。3.1卷制机结构简图3.1减速器的作用 1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。 2）速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。大家可以看一下一般电机都有一个惯量数值。3.2减速器的种类一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速

15、机等等。常见减速器的种类 1）齿轮减速器是机械传动中最主要的传动之一，具有传动效率高，结构紧凑，工作可靠、使用寿命长，传动比稳定等特点，但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，不宜用于传动距离过大的场合，而且齿轮传动能够实现的传动比往往有限。2）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。3）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。4） 行星减速器其优点是结构比

16、较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。3.3蜗轮蜗杆传动 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。根据车刀安装位置的不同，所加工出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蜗杆(ZA蜗杆)、渐开线蜗杆(ZI蜗杆)、法向直廓蜗杆(ZN蜗杆)和锥面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆)等四种。GB10085-88推荐采用ZI蜗杆和ZK蜗杆两种。现将上述四种普通圆柱蜗杆传动所用的蜗杆及配对的蜗轮齿形分别介绍于后：阿基米德蜗杆(ZA蜗杆)这种蜗杆，在垂直于蜗杆轴线的平面(即端面

17、)上，齿廓为阿基米德螺旋线(图阿基米德蜗杆)，在包含轴线的平面上的齿廓(即轴向齿廓)为直线，其齿形角0=20°。它可在车床上用直线刀刃的单刀(当导程角3°时)或双刀(当>3°时)车削加工。安装刀具时，切削刃的顶面必须通过蜗杆的轴线，如图阿基米德蜗杆所示。这种蜗杆磨削困难，当导程角较大时加工不便。法向直廓蜗杆(ZN蜗杆)这种蜗杆的端面齿廓为延伸渐开线(图<法向直廓蜗杆>)，法面(N-N)齿廓为直线。ZN蜗杆也是用直线刀刃的单刀或双刀在车床上车削加工。刀具的安装形式如图<法向直廓蜗杆>所示。这种蜗杆磨削起来也比较困难。渐开线蜗杆(ZI蜗杆

18、)这种蜗杆的端面齿廓为渐开线(图<渐开线蜗杆>),所以它相当于一个少齿数(齿数等于蜗杆头数)、大螺旋角的渐开线圆柱斜齿轮。ZI蜗杆可用两把直线刀刃的车刀在车床上车削加工。刀刃顶面应与基圆柱相切，其中一把刀具高于蜗杆轴线，另一把刀具则低于蜗杆轴线，如图<渐开线蜗杆>所示。刀具的齿形角应等于蜗杆的基圆柱螺旋角。这种蜗杆可以在专用机床上磨削。锥面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆)这是一种非线性螺旋曲面蜗杆。它不能在车床上加工，只能在铣床上铣制并在磨床上磨削。加工时，除工件作螺旋运动外，刀具同时绕其自身的轴线作回转运动。这时，铣刀(或砂轮)回转曲面的包络面即为蜗杆的螺旋齿面(图<锥

19、面包络圆柱蜗杆>)，在I-I及N-N截面上的齿廓均为曲线(图<锥面包络圆柱蜗杆>)。这种蜗杆便于磨削，蜗杆的精度较高，应用日渐广泛。 至于与上述各类蜗杆配对的蜗轮齿廓，则完全随蜗杆的齿廓而异。蜗轮一般是在滚齿机上用滚刀或飞刀加工的。为了保证蜗杆和蜗轮能正确啮合，切削蜗轮的滚刀齿廓，应与蜗杆的齿廓一致；深切时的中心距，也应与蜗杆传动的中心距相同。图3.2表示的是一般蜗轮蜗杆的传动示意图。3.2蜗轮蜗杆传动示意图3.4主要参数及选择3.4.1主要参数    由于在主平面上蜗杆传动相当于渐开线齿轮与齿条的传动，所以蜗杆传动的计算，以主平面内的参数为准，

20、并直接应用齿轮传动的几何关系进行几何计算。    1.模数和压力角：       在主平面上模数和压力角为标准值。且：                m a1 m t2 m               

21、; a1 t2 2蜗杆头数Z1Z1 14，单头蜗杆传动比i，但效率，蜗杆Z1可根据传动比和效率决定。3蜗轮齿数Z2 Z2 应根据传动i和 Z 1 选取，一般Z2 80，否则会加大蜗杆支承间距，使蜗杆刚度下降。4蜗杆升角 蜗杆旋向常用右旋，蜗杆分度圆柱面上螺旋线的切线与蜗杆端面的夹角称为升角。     5蜗杆直径系数q    在滚齿机上加工齿轮时，是根据 m，选取刀具的。蜗转也是在滚齿轮机上加工的，选取蜗轮滚刀时，不仅考虑m和还应考虑蜗杆的直径以便加工出蜗轮的圆弧齿宽。在中为减少和限制滚刀数目便于刀具的标准化。令：qZ1/tg

22、为一些简单的数，称q为蜗杆直径系，可查表 。    6传动比     在主平面上蜗轮上节圆的圆周速度V2 应等于蜗杆上轮齿的轴向直线速度Va1 。则：    7蜗杆传动的标准中心距具体数值见附表3.1（普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸计算关系式）、表3.2（蜗轮宽度B、顶圆直径de2及蜗杆齿宽b1的计算公式）以及表3.3（普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配）3.4.2蜗杆传动变位的特点    变位前后蜗轮的分度圆始终与节圆重合。因为变位前

23、后垂直于齿廊的基圆切线只有一条，交点p只有一个。蜗杆传动变位的目的是为配凑中心距和改变传动比，而提高蜗杆传动的承载能力及效率是次要的。本文所设计的蜗轮蜗杆减速器没有涉及到变位，故其变位系数为0。3.4.3蜗杆传动的几何计算 几何尺寸计算及标准参数都是在中间平面（主平面）内进行。表3.1 普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸计算关系式名称代号计算关系式说明中心距aa=(d1+d2+2x2m)/2=102按规定选取100蜗杆头数z11按规定选取蜗杆齿数z241按传动比确定齿形角a=20°或n=20°按蜗杆类型确定模数mm=ma=mn/cos=4按规定选取传动比ii=41=n1/n2蜗杆

24、为主动，按规定选取齿数比uu=z2/z1当蜗杆主动时，i=u蜗轮变位系数x20蜗杆直径系数qq=d1/m=10蜗杆轴向齿距papa=m=12.56蜗杆导程pzPz=12.56mm=mz1蜗杆分度圆直径d1d1=mq=40按规定选取蜗杆齿顶圆直径da1da1=d1+2ha1=d1+2 ha*m蜗杆齿根圆直径df1df1=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)顶隙cc=c*m按规定渐开线蜗杆基圆直径db1db1=d1·tan/tanb=mz1/tanb蜗杆齿顶高ha1ha1= ha*·m=0.5(da1-d1)按规定蜗杆齿根高hf1hf1=( ha*+c*)m=0.5(d1-

25、df1)蜗杆齿高h1h1=ha1+hf1=0.5(da1-df1)蜗杆导程角tg=mz1/d1=z1/q5.71渐开线蜗杆基圆导程角bcosb=coscosn蜗杆齿宽b1见下表53.84由设计确定蜗轮分度圆直径d2d2=mz2=2a-d1-2x2m152蜗轮喉圆直径da2da2=d2+2ha2160蜗轮齿根圆直径df2df2=d2-2hf2142蜗轮齿顶高ha2ha2=0.5(da2-d2)=m(ha*+x2)4蜗轮齿根高hf2hf2=0.5(d2-df2)=m(ha*-x2+c*)5蜗轮齿高h2h2=ha2+hf2=0.5(da2-df2)9蜗轮咽喉母圆半径rg2rg2=a-0.5da2蜗轮

26、齿宽b236由设计确定蜗轮齿宽角2arcsin(b2/d1)蜗杆轴向齿厚sasa0.5m6.28蜗杆法向齿厚snsn=sa·cos蜗轮齿厚st按蜗杆节圆处轴向齿槽宽ea'确定蜗杆节圆直径d1'd1'=d1+2x2m=m(q+2x2)40蜗轮节圆直径d2'd2'=d2152表3.2 蜗轮宽度B、顶圆直径de2及蜗杆齿宽b1的计算公式z1Bde2x2b110.75da1da2+2m0-0.5-1.00.51.0(11+0.06z2)m(8+0.06z2)m(10.5+0.06z1)m(11+0.1z2)m(12+0.1z2)m当变位系数x2为中间值

27、时，b1取x2 邻近两公式所求值的较大者。经磨削的蜗杆，按左式所求的长度应再增加下列值：当m<10mm时，增加25mm；当m=1016mm时，增加3540mm；当m>16mm时，增加50mm；2da2+1.5m40.67da1da2+m0-0.5-1.00.51.0(12.5+0.09z2)m(9.5+0.09z2)m(10.5+z1)m(12.5+0.1z2)m(13+0.1z2)m表3.3 普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配中心距a(mm)模数m(mm)分度圆直径d1(mm)()蜗杆头数z1直径系数q分度圆导程角(°)蜗轮齿数z2变位系数x24011818

28、118.003°104762050820401.252031.25116.003°343549-0.5005022.43517.923°113862+0.0406382+0.440501.62051.2112.504°342651-0.50029°0525417°4441632871.68117.503°161461+0.1258082+0.25040(50)(63)222.489.6111.205°060829(39)(51)-0.100(-0.100)(+0.400)210°0729419°

29、3914628°10438035.5142117.753°132862+0.1251008250(63)(80)2.528175111.205°060829(39)(53)-0.100(+0.100)(-0.100)210°0729419°3914628°104310045281.25118.003°104762063(80)(100)3.1535.5352.25111.275°041529(39)(53)-0.1349(+0.2619)(-0.3889)210°0348419°3229628&

30、#176;015012556555.56117.7783°131062-0.206380(100)(125)440640110.005°423831(41)(51)-0.500(-0.500)(+0.750)211°1836421°4805630°5750160711136117.753°132862+0.1251005501250110.005°423831-0.500(125)211°1836(41)(-0.500)(160)421°4805(53)(+0.500)(180)630°5750

31、(61)(+0.500)200902250118.003°10476201256.3632500.47110.005°423831-0.6587(160)211°1836(41)(-0.1032)(180)421°4805(48)(-0.4286)(200)630°5750(53)(+0.2460)2501124445.28117.7783°131061+0.29371608805120110.005°423831-0.500(200)211°1836(41)(-0.500)(225)421°4805(4

32、7)(-0.375)(250)630°5750(52)(+0.250)注：1）本表中导程角小于3°30的圆柱蜗杆均为自锁蜗杆。2）括号中的参数不适用于蜗杆头数z16时。3）本表摘自GB100851988。4.蜗轮蜗杆传动4.1蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料和齿轮传动一样，蜗杆传动的失效形式也有点蚀(齿面接触疲劳破坏)、齿根折断、曲面胶合及过度磨损等。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。由于蜗杆与蜗轮齿面间有较大的相对滑动，从而增加了产生胶合和磨损失效的可能性，尤其在

33、某些条件下(如润滑不良),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。在开式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传动的主要设计准则。在闭式传动中，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，还应作热平衡核算。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磨合和耐磨性能。蜗杆一般是用碳钢或合金钢制成。高速重载蜗杆常用15Cr或20Cr，并经渗碳淬火；也可用40、45号钢或40Cr并

34、经淬火。这样可以提高表面硬度，增加耐磨性。通常要求蜗杆淬火后的硬度为4055HRC，经氮化处理后的硬度为5562HRC。一般不太重要的低速中载的蜗杆，可采用40或45号钢，并经调质处理，其硬度为220300HBS。常用的蜗轮材料为铸造锡青铜(ZCuSnlOPl，ZCuSn5Pb5Zn5)、铸造铝铁青铜（ZCuAl10Fe3)及灰铸铁(HTl5O、HT2OO)等。锡青铜耐磨性最好，但价格较高，用于滑动速度Vs3m/s的重要传动；铝铁青铜的耐磨性较锡青铜差一些，但价格便宜，一般用于滑动速度Vs4m/s的传动；如果滑动速度不高(Vs<2m/s)，对效率要求也不高时，可采用灰铸铁。为了防止变形，

35、常对蜗轮进行时效处理。4.2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。在进行蜗杆传动的受力分析时，通常不考虑摩擦力的影响。图<蜗杆传动的受力分析>所示是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。设Fn为集中作用于节点P处的法向载荷，它作用于法向截面Pabc内(图<蜗杆传动的受力分析>a)。Fn可分解为三个互相垂直的分力，即圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa。显然，在蜗杆与蜗轮间，相互作用着Ft1与Fa2、Fr1与Fr2和Fa1与Ft2 这三对大小相等、方向相反的力(图<蜗杆传动的受力分析>c)。在确定各力的方向时，尤

36、其需注意蜗杆所受轴向力方向的确定。因为轴向力的方向是由螺旋线的旋向和蜗杆的转向来决定的,如图<蜗杆传动的受力分析>a所示，该蜗杆为右旋蜗杆，当其为主动件沿图示方向(由左端视之为逆时针方向)回转时，如图<蜗杆传动的受力分析>b所示，蜗杆齿的右侧为工作面(推动蜗轮沿图c所示方向转动),故蜗杆所受的轴向力Fa1(即蜗轮齿给它的阻力的轴向分力)必然指向左端(见图<蜗杆传动的受力分析>c下部)。如果该蜗杆的转向相反，则蜗杆齿的左侧为工作面(推动蜗轮沿图c所示方向的反向转动),故此时蜗杆所受的轴向力必指向右端。至于蜗杆所受圆周力的方向，总是与它的转向相反的；径向力的方向

37、则总是指向轴心的。关于蜗轮上各力的方向，可由图<蜗杆传动的受力分析>c所示的关系定出。当不计摩擦力的影响时，各力的大小可按下列各式计算：式中：T1、T2分别为蜗杆及蜗轮上的公称转矩；d1、d2分别为蜗杆及蜗轮的分度圆直径。4.3蜗杆传动强度计算l蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算的原始公式仍来源于赫兹公式。接触应力式中: Fn啮合齿面上的法向载荷，N； L0接触线总长，mm； K载荷系数；ZE材料的弹性影响系数，青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取ZE=160 。将以上公式中的法向载荷Fn换算成蜗轮分度圆直径d2与蜗轮转矩T2的关系式，再将d2、L0、等换算成中心距的函数

38、后，即得蜗轮齿面接触疲劳强度的验算公式为式中：Z蜗杆传动的接触线长度和曲率半径对接触强度的影响系数，简称接触系数，可从图<圆柱蜗杆传动的接触系数>中查得。K载荷系数，K=KAKKv，其中KA为使用系数，查下表<使用系数KA>； K为齿向载荷分布系数,当蜗杆传动在平稳载荷下工作时，载荷分布不均现象将由于 工作表面良好的磨合而得到改善，此时可取K=1；当载荷变化较大，或有冲击、振动时，可取K=1.31.6；Kv为动载系数，由于蜗杆传动一般较平稳，动载荷要比齿轮传动的小得多，故Kv值可取定如下:对于精确制造，且蜗轮圆周速度v23m/s时，取Kv=1.01.1； v2>3

39、m/s时，Kv=1.11.2 。H蜗轮齿面的许用接触应力。表4.1 使用系数KA工作类型IIIIII载荷性质均匀，无冲击不均匀，小冲击不均匀，大冲击每小时起动次数<2525-50>50起动载荷小较大大KA11.151.2当蜗轮材料为灰铸铁或高强度青铜（B300MPa）时，蜗杆传动的承载能力主要取决于齿面胶合强度。但因日前尚无完善的胶合强度计算公式，故采用接触强度计算是一种条件性计算，在查取蜗轮齿面的许用接触应力时，要考虑相对滑动速度的大小。由于胶合不属于疲劳失效，H的值与应力循环次数N无关，因而可直接从表<灰铸铁及铸铝铁青铜蜗轮的许用接触应力>中查出许用接触应力H的值。

40、若蜗轮材料为强度极限B<300MPa的锡青铜，因蜗轮主要为接触疲劳失效，故应先从表<铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力>中查出蜗轮的基本许用接触应力H '，再接H =KHN·H ' ，算出许用接触应力的值。上面KHN为接触强度的寿命系数。其中，应力循环次数N=60jn2Lh，此处n2为蜗轮转速r/min；Lh为工作寿命h；j为蜗轮每转一转，每个轮齿啮合的次数。表4.2 灰铸铁及铸铝铁青铜蜗轮的许用接触应力H(MPa)材料滑动速度vs(m/s)蜗杆蜗轮<0.250.250.5123420或20Cr渗碳，淬火，45号钢淬火，齿面硬度大于45HRC灰铸铁

41、HT20020616615012795-灰铸铁HT200250202182154115-铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3-25023021018016045号钢或Q275灰铸铁HT15017213912510679-灰铸铁HT20020816815212896-表4.3 铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力H'(MPa)蜗轮材料铸造方法蜗杆螺旋面的硬度45HRC>45HRC铸锡磷青铜ZCuSn10P1砂模铸造150180金属模铸造220268铸锡锌铅青铜ZCuSn5Pb5Zn5砂模铸造113135金属模铸造128140注: 锡青铜的基本许用接触应力为应力循环次数N=107时之值，当N10

42、7时，需将表中数值乘以寿命系数KHN；当N>25×时，取N=25×；当N<2.6×时，取N=2.6×。从蜗轮齿面接触疲劳强度的验算公式中可得到按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为从上式算出蜗杆传动的中心距a后，可根据预定的传动比i(z2/z1)从表<普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配>中选择一个合适的a值，以及相应的蜗杆、蜗轮的参数。2.蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮轮齿因弯曲强度不足而失效的情况，多发生在蜗轮齿数较多(如z2>90时)或开式传动中。因此，对闭式蜗杆传动通常只作弯曲强度的校核计算，但这种计算是必须

43、进行的。因为校核蜗轮轮齿的弯曲强度决不只是为了判别其弯曲断裂的可能性，对那些承受重载的动力蜗杆副，蜗轮轮齿的弯曲变形量还要直接影响到蜗杆副的运动平稳性精度。由于蜗轮轮齿的齿形比较复杂，要精确计算齿根的弯曲应力是比较困难的，所以常用的齿根弯曲疲劳强度计算方法就带有很大的条件性。通常是把蜗轮近似地当做斜齿圆柱齿轮来考虑，于是得蜗轮齿根的弯曲应力为式中: 蜗轮轮齿弧长，, 其中为蜗轮齿宽角(参看图<普通圆柱蜗杆传动的基本几何尺寸>)，按表<普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸计算关系式>中的公式计算；mn法向模数，mn=mcos，mm；Ysa2齿根应力校正系数，放在F 中考虑；Y弯曲

44、疲劳强度的重合度系数，取Y=0.667 ；Y螺旋角影响系数，Y=1-/120°。将以上参数代入上式得 式中：YFa2蜗轮齿形系数，可由蜗轮的当量齿数及蜗轮的变位系数x2从图<蜗轮齿形系数>中查得。 F蜗轮的许用弯曲应力，MPa。F=F'·KFN，其中F'为计入齿根应力校正系数YSa2 后蜗轮的基本许用应力，由下表中选取；KFN为寿命系数，其中应力循环次数N的计算方法同前。表4.4 蜗轮的基本许用弯曲应力（MPa）蜗轮材料铸造方法单侧工作双侧工作铸锡青铜ZCuSn10P1砂模铸造4029金属模铸造5640铸锡锌铅青铜ZCuSn5Pb5Zn5砂模铸造

45、2622金属模铸造3226铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造8057金属模铸造9064灰铸铁HT150砂模铸造4028HT200砂模铸造4834注: 表中各种青铜的基本许用弯曲应力为应力循环次数N=时之值，当N时，需将表中数值乘以寿命系数KFN；当N>25×时，取N=25×；当N<时，取N=。上式为蜗轮弯曲疲劳强度的校核公式，经整理后可得蜗轮轮齿按弯曲疲劳强度条件设计的公式为计算出后,可从<普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配>表查出相应的参数。4.4蜗杆的刚度计算 蜗杆受力后如产生过大的变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗杆与蜗轮的

46、正确啮合，所以蜗杆还必须进行刚度校核。校核蜗杆的刚度时，通常是把蜗杆螺旋部分看作以蜗杆齿根圆直径为直径的轴段，主要是校核蜗杆的弯曲刚度，其最大挠度y可按下式作近似计算，并得其刚度条件为 式中：Ft1蜗杆所受的圆周力，N； Fr1蜗杆所受的径向力，N； E蜗杆材料的弹性模量，MPa； I蜗杆危险截面的惯性矩，I，其中df1为蜗杆齿根圆直径，mm； L蜗杆两端支承间跨距，mm，视具体结构要求而定,初算时可取L0.9d2，d2为蜗轮分度圆直径； y许用最大挠度，yd1/1000，此处d1为蜗杆分度圆直径，mm。4.5普通圆柱蜗杆传动的精度等级及其选择GB10089-1988对蜗杆、蜗轮和蜗杆传动规定

47、了12个精度等级；1级精度最高，依次降低。与齿轮公差相仿，蜗杆、蜗轮和蜗杆传动的公差也分成三个公差组。普通圆柱蜗杆传动的精度，一般以69级应用得最多。6级精度的传动可用于中等精度机床的分度机构、发动机调节系统的传动以及武器读数装置的精密传动，它允许的蜗轮圆周速度v2>5m/s。7级精度常用于运输和一般工业中的中等速度(v2<7.5m/s)的动力传动。8级精度常用于每昼夜只有短时工作的次要的低速(v23m/s) 传动。5.卷制机的附件描述5.1选择电动机5.1.1选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.5.1.2选择电动机容量 工作机

48、所需功率P =1.5KW，因载荷平稳，电动机额定功率只需略大即可。Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率为1.5KW 。5.1.3确定电动机转速 单级蜗杆传动减速机传动比范围 i=1040,符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min四种。查文献2表19.1，对应于额定功率 为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型，Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。表2-1方案号电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min

49、）满载转速（r/min）1Y132S-81.57507102Y112M-61.510009403Y100L-41.51500142044Y90L-22.230002840通过对四种方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速较高，质量轻，价格低，与传动装置配合结构紧凑，总传动比为58.90，对整个输送机而言不算大。故选方案1较合理。Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为1.5KW，满载转速n=750r/min。5.2离合器的选择离合器在机器运转中可以将传动系统随时分离和结合。对离合器的要求是：结合平稳，迅速而彻底分离，调节和修理方便，外廓尺寸小，质量小，耐磨性好，有足够的散热能力，操作方便省力

50、。离合器能按工作需要随时将主动轴与从动轴接合或分离的机械零件。可用来操纵机器传动系统的起动、停止、变速及换向等。离合器种类繁多，根据工作性质可分为：操纵式离合器。其操纵方法有机械的、电磁的、气动的和液力的等，如嵌入离合器（通过牙、齿或键的嵌合传递扭矩）、摩擦离合器（利用摩擦力传递扭矩）、空气柔性离合器（用压缩空气胎胀缩以操纵摩擦件接合或分离的离合器）、电磁转差离合器（用激磁电流产生磁力来传递扭矩）、磁粉离合器（用激磁线圈使磁粉磁化，形成磁粉链以传递扭矩）。自动式离合器。用简单的机械方法自动完成接合或分开动作，又分为安全离合器（当传递扭矩达到一定值时传动轴能自动分离，从而防止过载 ，避免机器中重

51、要零件损坏）、离心离合器（当主动轴的转速达到一定值时，由于离心力的作用能使传动轴间自行联接或超过某一转速后能自行分离）、定向离合器（又叫超越离合器，利用棘轮-棘爪的啮合或滚柱、楔块的楔紧作用单向传递运动或扭矩，当主动轴反转或转速低于从动轴时，离合器就自动分开）。本次设计所采用的是摩擦片式离合器，片数为1。它由主动部分（由壳体、膜片弹簧、压盘等组成的整体），被动部分（由摩擦片与从动盘组成）和操纵部分组成。摩擦离合器应能满足以下基本要求：(1)保证能传递发动机发出的最大转矩，并且还有一定的传递转矩余力。(2)能作到分离时，彻底分离，接合时柔和，并具有良好的散热能力。(3)从动部分的转动惯量尽量小一

52、些。这样，在分离离合器换档时，与变速器输入轴相连部分的转速就比较容易变化，从而减轻齿轮间冲击。(4)具有缓和转动方向冲击，衰减该方向振动的能力，且噪音小。(5)压盘压力和摩擦片的摩擦系数变化小，工作稳定。(6)操纵省力，维修保养方便。5.3芯轴的设计考虑到弹簧材料具有一定的弹性恢复性能，故所选用的芯轴直径一般都小于弹簧中径，根据手册往往取d0.8D，其中d为芯轴直径，D为弹簧中径。根据设计要求，我们的加工对象为1-4的簧丝，而其导轨进给机构为螺纹副，即丝杠传动，在此，作者就可以选用传动比不同的几组齿轮副作为其传动进给的动力。但是受到时间的限制，作者在此仅仅提出自己的这一思路，它也是完全有可能实

53、现的。6设计思路根据导师及设计任务书的要求，兼顾到客户对生产的需要，一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。作者初步定出的设计方案有以下两种：1.齿轮减速器，采用外形尺寸较小，结构较紧凑的机构。齿轮减速器是机械传动中最主要的传动之一，具有传动效率高，结构紧凑，工作可靠、使用寿命长，传动比稳定等特点，但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，不宜用于传动距离过大的场合，而且齿轮传动能够实现的传动比往往有限。其结构如图6.1所示。图6.1 齿轮减速器结构2.蜗轮蜗杆减速器，

54、蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。其结构如图6.2所示。图6.2 蜗轮蜗杆减速器在经过实际调研和市场考察之后，经过综合考虑，在此学生所选用的是蜗轮蜗杆减速器，毕竟本次设计主要面对的是非标准、小批量、小规模的手工加工，故其输出的转速不能过高，而齿轮减速器的小传动比距离这样的要求还有很大的一段距离。这也是在做此次毕业设计的最终方案。内容如论文所述。7.结论本文通过对弹簧卷制机即单级蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案。按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出单级蜗杆减速器

55、的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，整理得出最后的设计图纸和说明书。主要针对实际生产中客户对弹簧的使用要求而做出的弹簧卷制机设计，面向的对象是非标准、小批量、小规模的手工加工，依照作者本意，如果时间允许的话，完全可以通过齿轮传动来代替手工作业。此次设计通过对单级蜗杆减速器的设计，使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识。熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。这次设计贯穿了所学的专业知识，综合运用了各科专业知识，从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容.我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助. 由于自己所学知识有限，而机械设计又是一门非常深奥的学科，设计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方，希望老师指出，在以后的学习工作中去完善它们。8.参考文献1  濮良贵，纪名刚等著. 机械设计（第七版）.北京：高等教育出版