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附錄1 譯文 二次包絡環(huán)面蝸桿齒輪傳動的幾何方面 摘要：二次包絡環(huán)面蝸桿傳動將有多個齒面同時接觸和相對于單次包絡環(huán)面蝸桿傳動更高的承載能力。本文，在此使用平面交叉口橫向剖面與不同的滾刀齒軸蝸輪部分的輪廓分析了新一代的幾何仿真齒蝸輪蝸桿齒輪傳動裝置。分析結(jié)果顯示，在從事區(qū)域直線聯(lián)系始終存在于平面，間歇性接觸中幾個蝸輪存在于頂端。這導致的幾何概念是使用兩刀具定位在相同位置的盡頭，以蝸輪引起全面蝸輪齒從而消除了需要復雜的滾刀。對于一個給定的蝸輪，是一個加工蝸輪滾齒機在使用錐工具時的兩個接觸和性質(zhì)設置，是一個藍色的測試檢查。 關鍵詞：二次蝸桿、連接方式、高速切削 1. 介紹 蝸輪驅(qū)動器是用來傳送功率和轉(zhuǎn)矩，在這個單一的步驟大量減少相互垂直的非相交軸。與相應的單包絡圓柱蝸桿齒輪蝸輪使用相同,由于其在生產(chǎn)和組裝簡單常見。在重型應用，二次包絡環(huán)（德）蝸輪驅(qū)動器是由于其巨大的承載能力則比單包絡蝸輪驅(qū)動器好[1]。二次包絡環(huán)面蝸桿傳動，比在任何單包絡圓柱蝸桿傳動接觸有更大的齒數(shù)。此驅(qū)動器也叫辛德雷小時后，其玻璃蝸桿傳動的發(fā)明者。它們用于糖廠和煤礦由于高抗齒破損和更好的潤滑條件。但是，它們對在生產(chǎn)和裝配需要精確的問題。 圓柱蝸桿軸向有部分（稱為雜，類型）直片面剖面是由梯形的工具，它被設置在一個平面和軸平行于軸的移動，如一個線程追逐行動削減車床。交配加工蝸輪是由一個擁有適當削減元素對圓柱蝸桿表面躺在滾刀。當一個滾刀制造沒有理由認為它的成本，一飛工具可用于圓柱蝸桿齒輪切割使用。然而，一個切向飼料滾齒機必須出示準確蝸輪。此外，它是一個非常緩慢的過程，可用于加工蝸輪使用，數(shù)量很少。如果沒有一個切向進給，只是表現(xiàn)形式飛刀切割。切一二次包絡蝸輪，一軸平面梯形工具集是用于其優(yōu)勢始終基圓相切時，在圓齒輪軸同心路徑移動。交配二次包絡蝸輪滾刀需要一個類似與切割元素對蝸桿的二次包絡環(huán)面蝸桿說謊。這種復雜的幾何滾刀很難制造。 據(jù)推測，由于包絡蝸桿的性質(zhì)，在這個杠桿比率超過更大面積和更大的接觸齒數(shù)比單包絡蝸輪設置接觸。早期工作顯示，在參與區(qū)，接觸被確定為在蝸輪中間不論平面直線的旋轉(zhuǎn)角度和橫向上出現(xiàn)間歇性接觸結(jié)束平面和蝸桿中心平面。進一步研究表明，在此凸輪傳動裝置如與滑動更多的行動是嚙合的行動[2]。文獻表明審查，微分幾何方法被廣泛用來分析這個杠桿[3-9]。但是，另據(jù)報道，一削弱，主要是由極端邊緣的滾刀進行[10]。由于微分幾何方法不完全解決問題時干擾或削弱的現(xiàn)象，出口加工，相交剖面法所申報的白金漢選擇[2]。的接觸性質(zhì)和削弱的二次包絡蝸輪代現(xiàn)象分析的齒輪齒廓的幾何仿真一代使用不同的代表滾刀切削刃幾何蝸桿軸節(jié)的介紹。一個跟蹤一個橫向平面的蝸桿病毒在其生成齒輪與齒輪獲得固定參考坐標系的一個蝸桿軸向截面相交點。此跟蹤稱為一個正在考慮由白金漢和尼曼報告了它們在橫向平面的書籍特別軸向截面相交剖面[2,11]。在不同的蝸桿軸相交部分型材等型材信封內(nèi)獲得了一個特定的蝸桿在橫向平面齒輪構(gòu)成了相應的橫向平面蝸輪齒形。作者：代齒廓蝸桿齒輪不同橫向平面的分析表明，極端最終確定蝸輪蝸桿傳動部分的表面。這導致了這一觀點，即代表結(jié)束飛行滾刀刀齒機足以充分蝸輪齒。在目前的工作，一個飛刀是用來在兩個機器都設置了蝸輪齒左，右兩側(cè)。在接觸模式還檢查了一家在嚙合交配蝸桿藍色的考驗。 命名 一半的切削刀具圓線蟲在球場的寬度 中心距 節(jié)軸數(shù) 模數(shù) 轉(zhuǎn)速比 基圓半徑 蝸輪齒輪喉部節(jié)圓半徑在 Sg(Xg, Yg, Zg) 參考坐標框架齒輪蝸桿 Sw(Xw, Yw, Zw) 參考坐標蝸桿框架 St(Xt, Yt, Zt) 工具坐標系 S1(X1, Y1, Z1) 固定的協(xié)調(diào)框架齒輪蝸桿 S2(X2, Y2, Z2) 固定協(xié)調(diào)蝸桿框架 t 從平均距離 Zw 渦輪開始齒數(shù) Zg 蝸輪齒數(shù)對 u 刀刃參數(shù) 尖端/壓力角 工具旋轉(zhuǎn)參數(shù) 蝸桿旋轉(zhuǎn)參數(shù) 蝸輪旋轉(zhuǎn)參數(shù) 軸面角處置 2. 表面幾何 2.1 蝸桿表面 圖.1顯示了二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的細節(jié)。圖.2顯示坐標的二次包絡環(huán)面蝸桿傳動分析中使用的框架。圖.3顯示的坐標獲取蝸桿表面使用的系統(tǒng)。St(Xt, Yt, Zt)和Sw(Xw, Yw, Zw) 的參考幀相應的工具和蝸桿分別。坐標系S1(X1, Y1, Z1))和S2(X2,Y2, Z2)是硬性連接工具和蝸桿分別。一個基本的梯形機架配置工具，對齒輪軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的一個空白運動學與蝸桿有關其自身軸線旋轉(zhuǎn)的螺旋面。一個右手單啟動蝸桿被認為是這項研究。公式 1給出了和與參數(shù)右側(cè)工具簡介。該參考（間距）在喉嚨的齒輪半徑由下式給出，半寬度的參考工具，給出了圓。 圖. 1 二次包絡環(huán)面蝸桿傳動。 圖. 2 坐標系為二次包絡環(huán)面蝸桿傳動。 對于左側(cè)工具概況，a和b的值是作為負面的。齒數(shù)比n被定義為對牙齒數(shù)目的比例，蝸輪蝸桿開始對數(shù)。這使，其中和工具和蝸桿分別旋轉(zhuǎn)參數(shù)。該蝸桿的表面，得到利用坐標變換矩陣公式 所給出。 這里 公式 2為代表的蝸桿明確曲面 代入和 圖。 3。坐標系統(tǒng)，以達到蝸桿表面。 2.2. 輪齒面 蝸輪齒面被認為是作為面蝸桿系列就其議案蝸輪運動學放在信封產(chǎn)生了共軛曲面。從微分幾何的原則，在任何時刻都信封和產(chǎn)生表面接觸就行，并要求對方特征曲線或接觸線[3]。接觸線系列在不同情況下產(chǎn)生的蝸輪表面。如果一個家庭產(chǎn)生表面的代表是為F(x, y, z, h)同為運動參數(shù)，然后接觸線可以通過求解式?jīng)Q定。公式 4如下 圖. 4顯示的坐標為蝸輪齒面生成系統(tǒng)。凈產(chǎn)值參考幀Sg(Xg, Yg, Zg)和Sw(Xw, Yw, Zw)對應于蝸輪，蝸桿分別。坐標系S1(X1, Y1, Z1)和S2(X2, Y2, Z2)是硬性連接到蝸桿蝸輪和分別。公式 5為表面的病毒家族的坐標轉(zhuǎn)化為蝸輪配合運動學參數(shù)和框架表面。由于齒輪比為n，為代表的角度來看，在的 圖. 4 坐標系統(tǒng)，以達成蝸桿齒面 上述方程給出明確的形式 為了獲得表面坐標蝸輪，公式 7-10必須為Z1和的旋轉(zhuǎn)參數(shù)不同的值解決。 接觸面在中位數(shù)的本質(zhì)是獲得代入式z1 = 0公式7-10。代替z1 = 0 公式8和10，。 在上述代式的公式7和11獲得。這代表了一個對應的直線方程和工具的優(yōu)勢是的獨立旋轉(zhuǎn)參數(shù)。 這表明，退出一個總是在中間平面直線聯(lián)系不論齒輪旋轉(zhuǎn)位置。雖然它是可以解決的中位數(shù)平面與Z1 = 0，這些方程不能在一個簡單的方法解決了其他平面。因此，要了解在不同的橫機的齒輪齒廓，齒廓的齒輪幾何仿真一代進行，采用不同的角位置的不同部分蝸桿軸向槽交叉的概況。簡要地解釋該過程在下一節(jié)。 3. 幾何模擬齒代 不同的蝸桿代表滾刀軸向齒形槽節(jié)概況和方位地由角瓦特以統(tǒng)一的方式處理被認為是模擬。一個軸向截面過境時在其運動學議案橫向平面齒輪蝸輪與參考坐標系固定裝置獲得交點。繪制這些點給出了特定的蝸桿槽軸向截面相交剖面。同樣的蝸桿軸向槽不同路段的路口和剖面，得到所有這些路口型材信封內(nèi)使生成的齒輪齒廓。 軸向截面輪廓坐標的蝸桿病毒表面是采用旋轉(zhuǎn)式參數(shù)得到不同的值公式3代替的值。價值的關系得到.如果 K表軸節(jié)被認為是，那么的值將整數(shù)360 / k次的倍數(shù)。這些路段的路口軸向剖面的使用同質(zhì)坐標變換矩陣。在瓦特的角度考慮從平面中位數(shù)齒輪蝸桿軸向節(jié)，軸向節(jié)所帶來的蝸桿旋轉(zhuǎn)平面中位數(shù)通過在反時鐘方向角明智瓦特。圖. 5顯示，1點為p2(x2, y2, z2)在本節(jié)軸向移動到P(x, y, z)關于通過本節(jié)旋轉(zhuǎn)軸平面中位數(shù)。點P的坐標上右槽側(cè)面的蝸桿是 這點在移動時從蝸桿旋轉(zhuǎn)中位數(shù)由平面距離P0(x0,y0,z0)在一個平面上的一點，通過求解的角度，旋轉(zhuǎn)的蝸輪還通過一個角度的H2 / ?逆時針方向為右手蝸桿。在蝸桿的坐標參考框架，給出Sw由旋轉(zhuǎn)的點 求解點可以被轉(zhuǎn)移到蝸桿齒輪坐標通過坐標轉(zhuǎn)換矩陣式所給定的系統(tǒng) 公式14 的值 以類似的方式，轉(zhuǎn)化為特定的所有部分，齒輪軸點坐標系，繪制轉(zhuǎn)化點，在部分路口的特殊軸向剖面得到。蝸桿軸的其他部分也得到交叉口型材按照上述程序。所有這些信封內(nèi)交叉配置文件在那架平面代表了齒輪齒廓。計算機代碼是針對齒輪齒廓的生成和相交剖面圖是由模擬使用MATLAB軟件在C語言。 3.1 模擬案例研究 阿蝸輪齒代案例研究90蝸桿軸向使用4節(jié)外，被認為是這項研究。蝸桿與蝸輪的設計細節(jié)載于表1。兩個線程變成蝸桿是第一個九軸親鏗乴總認為上課，如圖 6 。蝸桿軸的凹槽部分的初始位置與同樣對中心平面兩側(cè)的流離失所是A0和順時針方向的其他牙齒有壓痕編號為A1，A2的秩序，A3和A4正面標有。反時針方向的牙齒也同樣給予負標為A 1，A2，A3和A4。交叉口這九個不同地點上課軸節(jié)，得到了平面，在中位數(shù)如圖 7 交叉口親鏗乴平面離上課形式由10mm架平面的中位數(shù)雙方毫米的距離如圖 8 。 表1 雙包絡蝸輪蝸桿和設計細節(jié) 設計參數(shù) 數(shù)值 模數(shù) 蝸桿開始 蝸輪齒數(shù) 壓力角 齒高 蝸桿喉部直徑 蝸桿喉部參考直徑 蝸桿喉部齒根直徑 偏移 齒根高 中心距 蝸桿長度 2.5mm 1 40 20度 1.9635mm 47.5mm 42.5mm 36.5mm 1 1.2 71.25mm 39.9mm 圖 6 蝸桿軸向部分。 它被看作從圖。第7軸的蝸桿病毒不同路段的中位數(shù)在齒輪平面交叉路口配置文件合并成一個配置文件。這給人的推論，在平面中位數(shù)存在直線聯(lián)系，不論該蝸桿的旋轉(zhuǎn)位置。在非中位數(shù)的平面，從圖 8 相交剖面性質(zhì)和由此產(chǎn)生的齒輪齒廓，顯示的是沒有共軛行動。這也是看到圖 8 ，該合成齒輪齒形只有結(jié)束的第一個十字路口軸向剖面生成的A-4和A4。這表明，切割到各代表年底軸向A節(jié)A-4和A4牙齒的地方。相反中位數(shù)為從平面距離相等流離失所平面，齒輪齒發(fā)現(xiàn)是一面鏡子，其他的形象。由于這些部門代表零軸向前角的滾刀齒形幾何，它會導致一個推論，一個最終的滾刀齒足以和齒雙方可以在兩個設置獲得 圖 7 在平面中位數(shù)（交叉口型材二次包絡蝸輪）(m = 2.5 mm, Zg = 40, Zw =1, C = 71.25 mm) 4. 蝸桿和齒輪之間的接觸 為了研究不同旋轉(zhuǎn)位置的蝸桿，被認為是年底產(chǎn)生的軸向截面的蝸桿（A4）的一蝸輪接觸。表面坐標式的代入的取得的蝸輪公式 6和15 為表面的右的蝸輪齒面的坐標 如果蝸桿旋轉(zhuǎn)到某個角度，則是通過蝸輪的關系給予的旋轉(zhuǎn)角度。在的表面坐標為與的齒輪軸參考坐標系第A4 SG的位置由公式給出右槽側(cè)面的蝸桿公式 16 圖 8 在非中位數(shù)平面（交叉口型材二次包絡蝸輪）(m = 2.5 mm, Zg = 40, Zw =1, C = 71.25 mm,) 圖。 9。二次包絡之間的接觸和蝸輪蝸桿。 表面坐標中的齒輪蝸輪參考坐標系的旋轉(zhuǎn)的SG的位置由公式給公式 16 這是很容易發(fā)現(xiàn)如果和，公式 16和 17 是相同的。的價值假設內(nèi)齒輪面的寬度值。這意味著，任何價值范圍內(nèi)的，這種聯(lián)系是掃對蝸輪右翼間歇性接觸由最終存在蝸桿軸向第A4。除此之外，在接觸中位數(shù)一直存在，不論平面旋轉(zhuǎn)角度.在，接觸只是在牙齒中位數(shù)在從事。隨著面對60寬角度，任何其他值負30度和30度之間的一個間歇性接觸線開始從齒面寬度的頂部和掃面寬度和消失。由于左翼軸節(jié)與的生成的蝸輪，類似的間歇性接觸左翼A-4存在于側(cè)翼留在這個位置的蝸輪齒。圖 9顯示了聯(lián)系，取得平面的中位數(shù)與端線和蝸桿軸向第A4間歇聯(lián)系和之間。對于任何值比或者的外，對公式 16 和 17 不相符的變量A和B在這些方程不同的價值觀。這表明，沒有任何存在的間歇性接觸或者的之間的盡頭地點的其它地點。因此，對于一個60面寬度角，存在間歇性接觸為60度年底板塊僅剩余300度因此并不存在任何間歇接觸。 5. 加工蝸桿和蝸輪 為了驗證理論鏗乶鐘聲，在二次包絡型蝸桿是在德國進行鈥楽TAEHLY齒輪滾刀冰與梯形成形工具機加工。由于進行了模擬研究，采用了4雙包絡蝸桿，（9個切削刃滾刀）顯示結(jié)束和一個確定蝸輪表面，切割邊緣放置在一個和位置必須出示蝸輪表面。因此，代表結(jié)束的滾刀齒用于蝸輪加工。 圖 10A 條顯示了刀柄與形成包括40度的加工組裝蝸桿工具在滾齒機齒輪。該蝸桿是空白舉行的滾刀主軸和刀柄在主軸展開工作。選擇合適的換檔，以確保運動之間的聯(lián)系和工作滾刀主軸的基礎上，在蝸輪齒數(shù)目。蝸桿病毒正逐步由徑向飼料加工只。圖 10B 條設立表明在滾齒機加工蝸桿的加工 a 裝配工具 b 機設置 圖 10加工二次包絡蝸輪蝸桿集。 交配蝸輪與49度工具加工夾角，它代表蝸桿齒角度。圖11A條顯示刀具工具在刀柄組裝。在這種情況下，在滾刀主軸刀柄設置切圓齒輪軸的距離，以便在平面上的中位數(shù)牙邊代表著一個結(jié)束滾刀齒。一鏗俛的蝸輪加工NK細胞是在這方面與全面深入的徑向進給條件。然后，蝸輪是倒并鎖定在加工工具和加工蝸輪齒的差距在比賽中位數(shù)平面全部深度。該工具是在徑向方向收回回到初始位置，并進行加工，以減少其他鏗俛齒輪齒NK細胞。圖 11B條顯示了交配蝸輪加工的滾齒與鏗倅機床齒輪。這也是證明了二次包絡蝸輪可以用單鏗倅工具加工從而消除了對幾何形狀復雜的齒輪滾刀的需要。 A B 圖 11加工蝸桿雙包絡蝸輪齒輪組 圖 12 連接方式,測驗 6 結(jié)論 齒輪齒一代進行幾何仿真揭示了這個齒輪的接觸，這只是建立在平面中位數(shù)。作者：蝸桿軸向不同路段相交剖面性質(zhì)表明，有沒有把平面共軛行動中位數(shù)。另外，還發(fā)現(xiàn)了仿真研究，從飛行工具可用于生成蝸輪。它也表明了加工的二次包絡蝸輪蝸桿交配，一個單一的飛行工具可用于生成蝸輪從而省去了復雜的滾刀的需要。理論研究結(jié)果表明，間歇性接觸在極端的蝸桿結(jié)束了角旋轉(zhuǎn)等于部分路段存在面對齒輪寬度角。這種間歇性的接觸并沒有出現(xiàn)在對樣品的加工由于在匹配的飛行工具尖端的蝸輪蝸桿滾位置端面困難集會。 參考資料 附錄2 英文原文 36 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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)參數(shù)。 3. 利用UG建立虛擬樣機與動態(tài)分析。 4. 總結(jié)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(zhuǎn)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(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)。 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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-p210 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(zhuǎn)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(jié)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(zhì)量 1.立論是否正確，論述是否充分，結(jié)構(gòu)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?qū)嶋H應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 評閱人： 2010 年6月 日 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(zhuǎn)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 目 錄 摘要 2 第一章 引言 3 1.1 設計的目的、意義及技術要求 3 1.2 當二包發(fā)展概況 4 1.3 前平面二包理論與應用研究不足與研究展望 8 1.4 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 12 2.1 傳動原理 12 2.2 主要特點 12 2.3 傳動方案對比和選取 14 2.4 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 18 3.1 主要參數(shù)的選擇原則 18 3.2 幾何尺寸計算 20 第四章 直齒輪設計計算 24 4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 24 4.2 按齒面接觸強度設計 24 4.3 按齒根彎曲強度設計 26 4.4 幾何尺寸計算 27 第五章 軸的設計計算 28 5.1 Ⅰ軸的設計計算 28 5.2 Ⅱ軸的設計計算 29 5.3 Ⅲ軸的設計計算 30 5.4 鍵的設計計算 31 結(jié)論與展望 33 參考文獻 34 致謝 35 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動數(shù)控轉(zhuǎn)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(zhuǎn)過程中的承載能力的弱點，本設計針對國內(nèi)的傳動轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸小，承載大，實用性強。 關鍵詞：數(shù)控轉(zhuǎn)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 table Abstract: 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 range 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(zhuǎn)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(zhuǎn)過程中承載能力差的弱點，這幾乎是國產(chǎn)數(shù)控轉(zhuǎn)臺的通病。生產(chǎn)廠家在其說明書已明確規(guī)定，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺參與聯(lián)動的過程中進行實質(zhì)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(gòu)品質(zhì)低劣，與國際上高品質(zhì)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(zhuǎn)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(zhì)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(zhuǎn)臺進行機械結(jié)構(gòu)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。 1.2 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(zhuǎn)爐的傾轉(zhuǎn)機構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)。 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(cè)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 b2 t2 l2 h 400 355 900 800 400 355 35 1250 600 600 450 630 375 110 28 116 165 180 45 190 240 55 450 400 1000 900 450 400 39 1400 670 670 500 710 425 125 32 132 165 200 45 210 280 60 500 450 1120 1000 500 450 42 1600 750 750 560 800 475 130 32 137 200 220 50 231 280 65 560 500 1250 1120 560 500 45 1800 850 850 630 900 530 150 36 158 200 250 56 262 330 72 630 560 1400 1250 630 560 48 2000 950 950 710 1000 600 170 40 179 240 280 63 292 380 80 710 630 1600 1400 710 630 52 2240 1060 1060 800 1250 670 190 45 200 280 320 70 334 380 88 a H1 B B1 C C1 D H L L1 L2 L3 L4 d-1 b-1 t1 l1 d2 b2 t2 l2 h 400 355 900 800 400 355 35 1250 600 600 450 630 375 110 28 116 165 180 45 190 240 55 450 400 1000 900 450 400 39 1400 670 670 500 710 425 125 32 132 165 200 45 210 280 60 500 450 1120 1000 500 450 42 1600 750 750 560 800 475 130 32 137 200 220 50 231 280 65 560 500 1250 1120 560 500 45 1800 850 850 630 900 530 150 36 158 200 250 56 262 330 72 630 560 1400 1250 630 560 48 2000 950 950 710 1000 600 170 40 179 240 280 63 292 380 80 710 630 1600 1400 710 630 52 2240 1060 1060 800 1250 670 190 45 200 280 320 70 334 380 88 圖 1-3 減速器結(jié)構(gòu) 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???? 56 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(jié)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(jié)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。基于UG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(zhì)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(zhì)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(zhì)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(gòu)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(jié)構(gòu)，通過高載能力滾動星輪連續(xù)純滾動地傳遞轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)緊湊。由于星輪減速器同時兼?zhèn)洹按笏俦?、大轉(zhuǎn)矩、小體積”三者合一的優(yōu)點，其單位重量傳遞轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速。 3) 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)。 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。 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(zhì)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(zhì)量的材質(zhì)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(zhì)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<0.8)，蝸輪是離心鑄造磷錫青銅，因此可獲得高的可靠性和大的載荷量。 結(jié)構(gòu)緊湊合理 平面包絡環(huán)面蝸桿減速器能傳遞較大的功率，且在此功率值下結(jié)構(gòu)緊湊合理。 節(jié)省能量 平面包絡環(huán)面蝸桿減速器具有效率高、節(jié)能等特點，尤其在長期運轉(zhuǎn)時特別顯著。 由于平面二次包絡環(huán)面蝸桿副具有上述特點，所以它在當今世界上應用最普通的5種蝸桿傳動中，以承載能力大、傳動效率高、使用壽命最長而越來越得到廣大用戶的歡迎。對5種蝸桿傳動在相同條件時的機械功率對比見圖2-3，速度i=40，中心距a=100～500mm，輸入轉(zhuǎn)速n=1500r/min。 圖2-3 5種蝸桿傳動機械功率對比 2.3 傳動方案對比和選取 本設計為了保證傳動效率和傳動比，設計由直齒輪傳動副和平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動副組合而成，這樣的就可以保證其大的傳動比同時也可以保證效率不會過小。其中有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級，前者結(jié)構(gòu)緊湊，而后者傳動效率高。所以本設計選用齒輪傳動在高速級的方案，其傳動簡圖如圖2-4。 圖2-4 傳動原理圖 2.4 電動機的選擇 由上可知減速器的輸入功率：；轉(zhuǎn)速： 由減速器的要求，選用交流伺服電機，所以選用韓國邁克彼恩Mecapion 品牌的交流伺服電機。由圖6-1得型號為 AMP-SB40GDK1G2180 圖2-5 型號選擇圖 轉(zhuǎn)速-扭矩特性： 圖2-6 轉(zhuǎn)速-扭矩特性 外形尺寸： 圖2-6 外形尺寸 特性： 表2-1 特性 伺服電機型號（APM-） SB40G 伺服驅(qū)動器型號（APD-） VS35 法蘭規(guī)格（□） 60 額定功率 [KW] 40 額定扭矩 [N.m] 16.7 [kgf.cm] 170.5 最大扭矩 [N.m] 50.1 [kgf.cm] 511.5 額定轉(zhuǎn)速 [r/min] 1500 最大轉(zhuǎn)速 [r/min] 3,000 慣量 [㎏ · ㎡ ×10-4] 80.35 [gf · cm · s2] 81.99 允許負載慣量 5倍電機慣量 額定功率響應率 [KW/s] 34.75 速度、位置、檢測型號 標準型號（注1） 增量型2500(P/R) 選擇型號 絕對值,曼切斯特通信 規(guī)格與特征 結(jié)構(gòu) 全封閉，無通風IP65（不包括軸部分和連接處） 額定時間 連續(xù) 環(huán)境濕度 工作溫度：0-40℃，存儲溫度：-20-80℃ 環(huán)境濕度 低于90%（無凝露） 空氣 避免陽光直射，避免腐蝕氣體、易燃氣體、油霧或灰塵 高程/振動 振動加速度49m/s2(5G) 重量 [kg] 30.8 Metronix 是韓國第一品牌伺服電機和編碼器，是韓國最大伺服電機制造商，融合了日系與歐系伺服電機的性能特點，被廣泛應用于歐美制造業(yè)，在韓國電機行業(yè)處于領導地位。 Metronix 自主研發(fā)伺服電機、編碼器以及伺服驅(qū)動器核心技術，三者達到高性能匹配。精湛的制造工藝，使電機的性價比達到前所未有的高度。寬泛的功率范圍，從30W到37KW，滿足了各種功率需求。獨特的空心軸設計，滿足了特殊客戶的需求。多種輸出軸端設計（如新穎的D-CUT，L-CUT形軸端），滿足各種裝配環(huán)境。根據(jù)客戶要求，可以在原廠專業(yè)裝配精密減速器，達到小于1弧分的回差精度。如需特殊結(jié)構(gòu)形式的伺服電機，可以在原廠進行定制。專為半導體制造業(yè)8”晶圓與12”晶圓設計的Spinner電機，把伺服特性升至極點。內(nèi)置控制卡型驅(qū)動器，可以完成多種運動控制，無需外加上位機控制器，成為運動控制系統(tǒng)最經(jīng)濟的選擇。此外，Metronix電機還可以與歐美驅(qū)動器兼容，比如以色列的Elmo驅(qū)動器。由于多種人性化的設計，已使Metronix成為伺服家族中的精品。全部現(xiàn)貨！我們將為您提供一流完善的售前與售后服務。 第三章 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的設計 3.1 主要參數(shù)的選擇原則 選擇蝸桿副的主要參數(shù)時，應考慮以下幾個方面： 理想的接觸線分布。 最小的非工作區(qū)。 沒有根切現(xiàn)象。 足夠的齒頂厚度。 最多的包容齒數(shù)。 嘴夠大的潤滑角Ω（接觸線的切線與相對滑動速度之間的夾角）。 最大的綜合曲率半徑。 為滿足上述要求，主要應考慮以下參數(shù)的選擇和相互配合： 傳動比。 蝸桿計算圓直徑。 齒的高度。 主基圓直徑。 蝸輪計算圓壓力角。 工作起始角和包容齒數(shù)。 母平面傾斜角。 在平面二包蝸輪副中，傳動比i對嚙合質(zhì)量的影響大,在多頭蝸桿小傳動的情況下更為突出。但是，傳動比往往是一個機組的固定參數(shù)，一經(jīng)確定，一般不能任意改變或變動范圍范圍有限。所以,以后著重考慮在一定傳動比時，如何選擇其他參數(shù)，以得到最佳的嚙合性能。 1) 蝸桿計算圓直徑 蝸桿計算直徑的大小，首先影響到蝸桿的強度和剛度。用公式確定蝸桿計算圓的直徑。式中稱為蝸桿計算圓直徑系數(shù)。 蝸桿計算圓的大小，確定了蝸桿和蝸輪齒面所處的位置。如果值取小些，齒面就比較靠近蝸桿的回轉(zhuǎn)軸線。同時，在一般情況下也比較靠近一界曲線。反之，就遠離一些。所以，系數(shù)值直接影響齒面上接觸線的分布、非工作區(qū)、根切、齒頂厚、綜合曲率半徑等因素。 從接觸線的分布規(guī)律來看，在其他條件不變的情況下，只要讓齒面盡量避開接觸線國語集中和交叉的區(qū)域，值取大些或小些都可以。 從非工作區(qū)和根切的規(guī)律來看，值取大些比較有利。這樣容易使一界曲線的大部或全部出于蝸桿齒面喉部以下，減少或根本消除蝸桿齒面上的非工作區(qū)和根切區(qū)。 從蝸桿齒頂厚和綜合曲率半徑的角度來看，值取大些也是有利的。 綜合起來，值取大值是有利的。但是還要考慮蝸桿的相對尺寸和攪油損失等因素。從理論分析和實際使用來看，最好按以下所給范圍選擇比較合適。 當時， 當時， 當時， 當時， 在同樣傳動比時，中心距小時可取偏大些，反之，可取偏小些。 如果要求自鎖，可按自鎖條件計算，然后再加以比較確定。 2) 主基圓直徑和壓力角 中心距a對一些嚙合特性具有像素規(guī)律，將主基圓直徑與中心距a聯(lián)系起來，在研究和設計上比較方便。采用公式計算。式中的稱為主基圓直徑系數(shù)。 主基圓的大小直接影響蝸桿齒的壓力角，而對接觸線分布、非工作區(qū)、根切等卻影響很小。一般來說主基圓大一些比較好。但是，主基圓的增大，雖然又增加包容齒數(shù)的有利一面，可是也有增大壓力角的不利一面。如果壓力角過大，會引起齒頂變尖。經(jīng)過綜合考慮，，在一般傳動比時，壓力角取。這是，主基圓直徑系數(shù)。如果傳動比較小（），則壓力角和值可適當取小些。 值選取，然后驗算壓力角。為了便于加工，主基圓的直徑最好的圓整。 3) 工作起始角和包容齒數(shù) 一般蝸桿工作部分的長度L不能超出主基圓直徑，理論上相等是允許的。但是，考慮到加工誤差及裝配誤差等因素，蝸桿螺紋部分的實際長度必須小于主基圓直徑，即。 所以，必須有一個工作起始角，即。從非工作區(qū)、根切和齒頂不變尖來考慮，加大工作起始角是有利的。但是加大工作起始角勢必減小工作半角和包容齒數(shù)，因此不能取得過大，一般取。 4) 母平面傾斜角 在平面包絡蝸桿副中，母平面傾斜角對接觸線分布、非工作區(qū)、根切、齒頂厚等因素的影響較大。同時它比較靈活，有較大選擇范圍。因此，總能夠選擇一個比較合適的值，得以達到較好的嚙合性能。和其他蝸輪副比較，這正是平面二包蝸桿副的一個優(yōu)越條件。 值對各因素的影響是不一致的。有些甚至是相互矛盾的。但是，在動力傳動中，還是取“大”值較好。用公式確定的值就屬于“大”值。 3.2 幾何尺寸計算 任務說明書要求： 蝸輪軸輸出轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速， 傳動比 每天工作8h，15年（300天） 啟動頻繁，輕度沖擊 1) 確定中心距a 由式計算實際轉(zhuǎn)矩 使用系數(shù) 啟動頻率系數(shù) 由式驗算熱功率 冷卻方式系數(shù) 小時載荷率系數(shù) 環(huán)境溫度系數(shù) 由表<平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動功率>選取 2) 選擇材料及加工精度 蝸桿：40Cr，調(diào)質(zhì)硬度，齒面淬火硬度； 蝸輪：ZCuAl10Fe3； 加工精度：7級，齒面表面粗糙度。 3) 校核承載能力 查表<平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動的嚙合效率參考表>，取 蝸桿傳遞的功率為 蝸桿軸的計算功率為 式中由表查的。 按，，查表<平面二次包絡蝸桿傳動許用功率參考表>，得，故通過。 4) 基本參數(shù)的選擇 蝸桿頭數(shù)；蝸輪齒數(shù)； 蝸桿計算圓直徑；按表<平面包絡環(huán)面蝸桿傳動尺寸計算>， 取。 5) 幾何尺寸計算（按表<平面包絡環(huán)面蝸桿傳動尺寸計算>） 蝸輪計算圓直徑： 蝸輪端面模數(shù)： 頂隙： 齒頂高： 齒根高： 蝸桿喉部根圓直徑： 校驗： 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸桿齒頂圓弧半徑： 蝸桿齒根圓弧半徑： 蝸輪齒頂圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸桿喉部螺旋導程角： 齒距角： 主基圓直徑： 根據(jù)表<環(huán)面蝸桿傳動基本參數(shù)及蝸輪輪圈尺寸>，取標準值 分度圓齒形角： 包圍齒數(shù)： 蝸桿包圍半角： 蝸桿起始角： 蝸輪齒寬：，圓整取 蝸桿齒寬： 蝸桿螺紋兩側(cè)肩帶寬度：，取 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： 蝸輪計算圓齒距： j按表<蝸桿副公差及極限偏差>選取 蝸桿法相弦齒高： 蝸輪法相弦齒高： 蝸桿法相弦齒厚： 蝸輪法相弦齒厚： 母平面傾斜角： 式中Δ值如下： 圓整取 第四章 直齒輪設計計算 已知輸入功率： 小齒輪轉(zhuǎn)速： 齒數(shù)比： 由電動機驅(qū)動，每天工作8h，15年（300天） 啟動頻繁，輕度沖擊，轉(zhuǎn)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<常用齒輪材料及力學特性>選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）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。 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)。 ② 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 ③ 由表<圓柱齒輪的齒寬系數(shù)>選取齒寬系數(shù)。 ④ 由表<彈性影響系數(shù)>查得材料的彈性影響系數(shù)。 ⑤ 由圖<調(diào)質(zhì)處理鋼的>按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 ⑥ 由式計算應力循環(huán)次數(shù)。 ⑦ 由圖<接觸疲勞壽命系數(shù)>取接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑧ 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式得 2) 計算 ① 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 ② 計算圓周速度。 ③ 計算齒寬。 ④ 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 ⑤ 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)，7級精度，由圖<動載系數(shù) 值>查得動載系數(shù)； 直齒輪，； 由表<使用系數(shù) >查得使用系數(shù)； 由表<接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)>用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，。 由，查圖<彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)>得。 故載荷系數(shù)： 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) 4.3 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<齒輪的彎曲疲勞強度極限>查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； ② 由圖<彎曲疲勞壽命系數(shù)>取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； ③ 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式得 ④ 計算載荷系數(shù)。 ⑤ 查取齒形系數(shù)。 由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得 ，。 ⑥ 查取應力校正系數(shù) 由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得 ，。 ⑦ 計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 2) 設計計算 對比計算結(jié)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徑，算出小齒輪齒數(shù) ，取。 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(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.4 幾何尺寸計算 1) 計算分度圓直徑 2) 計算中心距 3) 計算齒輪寬度 取，。 第五章 軸的設計計算 5.1 Ⅰ軸的設計計算 Ⅰ軸上的功率 ； Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速 ； Ⅰ軸的轉(zhuǎn)矩 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(zhì)處理。根據(jù)表<軸常用幾種材料的的 及 值>，取，于是得 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(zhuǎn)矩，查表<工作情況系數(shù)>，考慮到轉(zhuǎn)矩變化中等，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩為63N?m。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 軸承的選擇（要求壽命5000h） 此軸上齒輪分度圓直徑 軸圓周力 軸徑向力 軸軸向力 按國標（GB/T 276-1994）試選深溝球軸承6005軸承，，基本額定靜載荷。驗算如下： 1) 球相對軸向載荷對應的e值與Y值。 因，則， 2) 求當量動載荷P。 3) 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 ； Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速 ； Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩 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(zhì)處理。根據(jù)表<軸常用幾種材料的的 及 值>，取，于是得 軸承的選擇（要求壽命5000h） 此軸上蝸桿分度有圓直徑 軸圓周力 軸徑向力 軸軸向力 按國標（GB/T 276-1994）試選深溝球軸承6005軸承，，基本額定靜載荷。驗算如下： 1) 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e 值為，Y值為 2) 用線性插值法求Y值。 3) 求當量動載荷P。 4) 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。 5.3 Ⅲ軸的設計計算 Ⅲ軸上的功率 ； Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 ； Ⅲ軸的轉(zhuǎn)矩 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(zhì)處理。根據(jù)表<軸常用幾種材料的的 及 值>，取，于是得 軸承的選擇（要求壽命5000h） 此軸上蝸輪分度有圓直徑 軸圓周力 軸徑向力 軸軸向力 按國標（GB/T 276-1994）試選圓錐滾子軸承30216，，基本額定靜載荷。驗算如下： 5) 相對軸向載荷對應的X值與Y值。 6) 求當量動載荷P。 7) 驗算30216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。 5.4 鍵的設計計算 1) Ⅰ軸上鍵連接的選擇 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)從國標(GB/T1095-2003，GB/T1096-2003)中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比輪轂寬度小些）。 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表<鍵連接的許用擠壓應力、許用壓力>查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見鍵連接強度合格。 2) Ⅱ軸上鍵連接的選擇 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)從國標(GB/T1095-2003，GB/T1096-2003)中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比輪轂寬度小些）。 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表<鍵連接的許用擠壓應力、許用壓力>查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見鍵連接強度合格。 3) Ⅲ軸上鍵連接的選擇 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)從國標(GB/T1095-2003，GB/T1096-2003)中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表<鍵連接的許用擠壓應力、許用壓力>查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見鍵連接強度合格。 4) 輸出上鍵連接的選擇 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在軸端，故選用單圓頭普通平鍵（B型）。 根據(jù)從國標(GB/T1095-2003，GB/T1096-2003)中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表<鍵連接的許用擠壓應力、許用壓力>查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 可見鍵連接強度合格。 結(jié)論與展望 本設計是使用平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳動設計的轉(zhuǎn)臺，其中減速器高速級是使用直齒輪，其傳動比是1:2.857，低速級是平面二包蝸桿副，其傳動比是1:63，這樣設計的減速器在保證了其傳動效率的同時也保證了結(jié)構(gòu)緊湊的設計方法。而且這樣設計的轉(zhuǎn)臺在分度方面精度比較高。但是由上可以看到，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