【文章內(nèi)容簡介】 。 d2’=d2=288齒頂高系數(shù)ha* ha*=cosγ1= 取ha*=1頂隙系數(shù)c* c*==蝸桿齒厚sx1/mm sx1=p/2=πm/2= sx1=πm/2–==蝸桿齒頂高ha/mm ha1=ha*m=1*4=4蝸桿齒根高hf/mm hf1=ha*m+c*m=(ha*+c*)m=(1+)*4=蝸桿齒全高h/mm h1=ha1+hf1=4+=齒距p/mm px=πm=*4= pn=pxcosγ1=*=蝸桿齒頂圓直徑da1/mm da1=d1+2ha*m=48蝸桿齒根圓直徑df1/mm df1=d12hf1=402*=蝸桿螺旋參數(shù)p p=mz1/2=d1tanγ1/2=40*蝸桿法向齒厚sn1/mm sn1=sx1cosγ1=*=法向弦齒厚 s’n1/mm s’n1=sn1(1sn12sin2γ1/6d12)=法向弦齒厚測齒高h’n/mm h’n=ha*m+sn12sin2γ1/4d1=蝸桿齒寬b1/mm b1=(+)m=(+*72)*4=b1≈(5~6) πm蝸桿端面齒形角αt(176。) tanαt= tanαn/sinγ1=176。=蝸桿基圓柱上導(dǎo)程角γb1(176。) cosγb1==cosαn cosγ1=cos20176。*= sinγb1 cosαt= cosαn sinγ1=cos20176。*176。= tanγb1=p2/db1π=蝸桿基圓直徑db1/mm db1=d1cosαt=40*=db1sinγb1=z1mncosαn=*2*cos20176。= db1π=pzcotγb1=*= 當αn=20176。，若db1df1 必須減小db1,使db1=df1蝸桿平均直徑 dm/mm dm=(da1+df1)/2=(48+)/2=平均圓柱上導(dǎo)程角γm1(176。) tanγm1=mz1/dm=4*2/=平均圓柱上法向齒形角αnm(176。) cosαnmcosγm1= cosγ1cosαn=176。*cos20176。=蝸桿固定弦齒厚s’n1/mm s’n1= πmcos2αndnmcosγm/2 =*4*cos220176。**176。/2=蝸桿固定弦齒高h’n1/mm h’n1=(h1s’n1tanαnm)/2蝸輪分度圓直徑 d2/mm d2=d’2=mz2=288蝸輪喉圓直徑 da2/mm da2=d2+2ha2=288+2*48=384蝸輪根圓直徑 df2/mm df2=d2=2hf2=2*=蝸輪頂圓直徑 de2/mm de2=da2+(1~2)m=384+4=388 取整數(shù)蝸輪螺旋角 β2(176。) β2=γ1=176。蝸輪齒寬 b2 /mm b2=(~)da1=*48=蝸輪有效齒寬b’2 /mm b’2=2m√q+1= b’2=d1tan(θ/2)=齒寬角θ(176。) θ=(b’2180176。/d1π)或θ=arcsin(b’2/()=176。[1]齒形圓柱蝸桿嚙合特性及改善嚙合條件的幾何參數(shù)選擇原則，現(xiàn)有標準齒廓尚需改進。齒開參數(shù)為：模數(shù)m為標準值，頂隙系數(shù)c*=、齒頂高系數(shù)ha*=~1(大模數(shù)取小值)、齒形角αn=22176。177。176。、齒厚sx1=、齒槽寬ex=、頂圓角半徑rg=。2。普通圓柱蝸桿副的正確嚙合條件mx1=mx2=m=4αn1=αn2(等效αt2=αx1=20176。γ1=γ2(旋向相同)i12=d2/d1tanγ1=36xmin=(ha*+c*)z2sin2αx/2=(1+)*72* 圓柱蝸桿傳動的強度計算效率是表示輸入功率有效利用的程度。亦是輸出生產(chǎn)阻力功與輸入驅(qū)動功之比所得的商。η=P2/P1=1P2*/P1=1Ψ式中 PP1——分別為輸入和輸出功率： P2*——傳動中的損耗系數(shù)，Ψ1； Ψ——耗損系數(shù)，Ψ1； η——傳動效率η1。蝸桿傳動效率包括三部分： η1——軸承損耗效率，η1=1~= η2——攪油損耗效率，η2≈； η3——蝸桿副嚙合效率。蝸桿主動時η3=tanγ1/tan(γ1+ρ’)=176。/tan(176。+4176。00)=176。蝸桿減速器的總效率為η=η1η2η3=(γ1+ρ’)= *=[3]式中 ρ’——蝸桿副的當量摩擦角，ρ’=arctanf’v f’v——當量摩擦因數(shù)。 v(12)=v1/cosγ=πd1n1/(60*1000cosγ)=*40*1500/(60*1000*176。)=≈1查普通圓柱蝸桿副的f’v及ρ’的參數(shù)表得由于選用的是灰鑄鐵，所以v(12)=, f’v=, ρ’=4176。00′共軛齒面接觸點處的法向力Fn和公法線重合，可分解成圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fx。蝸桿為主動件時，F(xiàn)t1產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩T1與ω1轉(zhuǎn)向相反，徑向力Fr1指向軸心，軸向力Fx1的方向可用左右手定則確定。右旋蝸桿用右手定則，反之亦然。掌心面向蝸桿軸、四指指向ω1轉(zhuǎn)向，則拇指指向Fx1方向。因為Σ=90176。,所以有：Fx1=–Ft2 Ft1= –Fx2 Fr1= –Fr2式中 “—”僅表示兩力方向相反。若不考慮摩擦力的作用，并假定集中力Fn作用在P點，則得Ft2= –Fx1=2T2/d2= –Ft1tanγ’1 Fr2= –Fγ1=Fnsinαn≈F12 tanαt Fx2= –Fr1= –2T1/d’1 =Fncosαnsinα’1 法向力Fn=Ft1/cosαncosα’1=Fx1/ cosαncosα’1=2T2/ cosαncosα’1 式中 T2=T1i12η=*106P2/n2=*106P1i12η/n2潤滑條件較差的蝸桿副，在受力分析時要計入摩擦力。摩擦力Ff21的方向與v(12)方向相反，作用在圓柱體的切平面內(nèi)，所以沒有向心分力、僅有圓周和軸向分力。摩擦力的方向可由v(12)在周向和軸向的分速度方向確定，于是： Ft2= –Fx1=2T2/d2=Fn(cosαncosα’1–f’vsinγ’1) Fx2= –Ft1=2T2/d’2=Fn(cosαnsinγ’1+f’vcosγ’1) Fr2= –Fr2=Fnsinαn≈Ft2tanαt1式中 f’v—— 共軛齒面的當量摩擦因數(shù) 圓柱蝸桿傳動承載能力計算當已知電梯所需輸出生產(chǎn)阻力矩時，必須對曳引機進行承載能力校核和設(shè)計計算。：蝸桿副中，蝸輪是弱件，失效破損往往從蝸輪齒面開始。蝸輪齒面破損形式很多，諸如：膠合、疲勞點蝕、剝落、磨粒磨損、碾壓塑性變形、輪齒整體變形等，以膠合、點蝕失效最多。本應(yīng)以膠合強度確定設(shè)計準則為好，但由于膠合機理尚不十分清楚，設(shè)計方法和實際相差較大。考慮到膠合產(chǎn)生主要是由于油溫過高、齒面應(yīng)力過大所致，故以σH≤[σ]H為設(shè)計準則，充分考慮溫升因素，把因素轉(zhuǎn)化成系數(shù)，計算出計算載荷來處理。在此同時，導(dǎo)出了圓柱蝸桿傳動的通用承載能力計算方法。 校核計算式σH=√1。67KT2/Kmd1m2(ZEZZ)≤[σ]H[5]式中 K——計算載荷系數(shù)，普通圓柱蝸桿傳動K=K’1K’2K’3K’4K’5K’6K’7K’8Km——模數(shù)影響系數(shù)，普通圓柱蝸桿傳動Km=1Zz———齒數(shù)系數(shù)由查圖表得 Zz=[σ]H——許用接觸應(yīng)力。校核式可變成如下形式T2=[σ]2Hd1m2Km/≥[T]2[6] 式中 [T]2——設(shè)備所需生產(chǎn)阻力矩。查dq、m、Kmd1m2 、d1m2之關(guān)系（用于普通圓柱蝸輪傳動）表格得：m=4，d1=40，q=10，Km=，d1m2=640，Kmd1m2=由校核計算式可變換成設(shè)計計算式d1m2Km≥[σ]2H[6] ’對于曳引機K’1=’當嚙合精度不低于8級，經(jīng)充分跑合，嚙合部位符合要求時，K’2=’3 、當環(huán)境溫度ta=0~25176。C或低于0176。C時，K’3=1，否則給于修正。對于曳引機，n1=1500r/min時，K’3=’小時負荷率定義為JB=[(每小時實際工作時間/min)/60]/%查圖表得K’4=’沒有風(fēng)扇冷卻時 K’5=1；曳引機K’5=1’6=f. 潤滑方式影響系數(shù)K’K’7=選用潤滑油時，K’7≈~1；?！?=[σ]許用應(yīng)力由下式計算[σ]H=KvKn[σ]Ho式中 Kv——相對速度影響系數(shù)，查取。Kn——壽命系數(shù)，Kn=8√N0/NN0——循環(huán)基數(shù)，N0=107。N——實際工作的循環(huán)次數(shù)，穩(wěn)定載荷時 N=60n2h變載荷時 N=60∑nihi(T2i/T2max)4 [6]ni、hi、T2i——任意變載荷下所對應(yīng)的轉(zhuǎn)速、時間（單位：h）、轉(zhuǎn)矩。曳引機屬于變載荷，沒有規(guī)律且較難確定，轉(zhuǎn)速和時間都是變數(shù)。為了安全可靠，可把T2i=T2max當作穩(wěn)定載荷處理。[σ]H0——材料基礎(chǔ)許用應(yīng)力，查表選用ZcuAl10Fe3,由于v(12)≤5m/s，HRC45,所以選擇