ADAMS進行蝸輪蝸桿模擬仿真

1、1緒論11.1國內外蝸輪蝸桿發(fā)展現狀11.2 ADAMS軟件簡介21.3本文工作31.4本章小結32蝸輪蝸桿傳動設計52.1蝸桿傳動概述52.2普通圓柱蝸桿傳動的主要參數72.3傳動比i、蝸桿頭數z1和蝸輪齒數z282.4蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿直徑系數q82.5蝸桿導程角Y82.6蝸桿傳動的滑動速度92.7注意事項92.8普通圓柱蝸輪蝸桿傳動設計計算102.8.1設計計算102.8.2蝸輪蝸桿傳動尺寸計算142.8.3齒面接觸疲勞驗證152.8.4齒根彎曲疲勞強度驗證162.8.5驗算效率172.8.6精度等級公差與表面粗糙度的確定172.8.7熱平衡計算173用ADAMS進行蝸輪蝸桿模擬仿

2、真183.1 啟動ADAMS183.2設置工作環(huán)境163.3創(chuàng)建蝸輪173.4創(chuàng)建蝸桿183.5創(chuàng)建旋轉副、齒輪副、旋轉驅動193.6進行嚙合點（MARKER_7）的坐標軸旋轉223.7仿真驗證264結果分析31參考文獻29外文資料30中文翻譯36致謝40451緒論1.1 國內外蝸輪蝸桿發(fā)展現狀蝸桿傳動是機器、設備和儀器中最常見的機械傳動方式之一。從蝸桿傳動的出現到現在已經有以犯多年的歷史。隨著生產的不斷發(fā)展,蝸桿傳動也在不斷地取得發(fā)展。漸開螺旋面包絡環(huán)面蝸桿傳動簡稱為竹蝸桿傳動,它是二十世紀七十年代出現的一種新型蝸桿傳動副。蝸桿傳動可分為一次包絡蝸桿傳動和二次包絡蝸桿傳動。在一次包絡蝸桿傳動

3、中,蝸輪是一個普通的漸開線斜齒圓柱齒輪,蝸桿則是由漸開線斜齒圓柱齒輪包絡而成的。在二次包絡蝸桿傳動中,與蝸桿相啥合的蝸輪是以一次包絡生成的蝸桿為產形面而生成的。在眾多的蝸桿傳動中,蝸桿傳動被認為是最具有潛力和希望的一種蝸桿傳動。由于蝸桿傳動能夠得到很大的傳動比，因此其一般應用于減速機的得制造中，國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。國外的減速器，以德國、丹

4、麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。蝸輪蝸桿減速機系按Q/MD1-2000技術質量標準設計制造，產品在符合按國家標準GBl0085-88圓柱蝸輪蝸桿參數基礎之上，吸取國內外最先進科技，獨具新穎一格的“方箱型”外形結構，箱體外形美觀，以優(yōu)質鋁合金壓鑄而成，具有以下優(yōu)勢性能：1、機械結構緊湊、體積外形輕巧、小型高效；2、熱交換性能好，散熱快；3、安裝簡易、靈活輕捷、性能優(yōu)越、易于維護檢修；4、運行平穩(wěn)、噪音

5、小，經久耐用；5、適用性強、安全可靠性大。本產品目前已廣泛應用于各類行業(yè)生產工藝裝備的機械減速裝置，深受用戶的好評，是目前現代工業(yè)裝備實現大扭矩，大速比低噪音、高穩(wěn)定機械減速傳動控制裝置的最佳選擇。蝸輪蝸桿減速機的特點是能耗低、性能優(yōu)越，減速機效率高達96%，振動小、噪音低、帶筋的高鋼性鑄鐵箱體斜齒輪采用鍛鋼材料，表面經過滲碳硬化處理經過精密加工，確保軸平行度和定位精度可以和普通、變頻、制動、伺服等多種電機完美組合.減速機多種的設計方案為客戶的裝提供了很強的可選性。現在人們所用的蝸輪蝸桿減速器中，大多都是直接利用蝸輪蝸桿傳動的優(yōu)點：能得到很大的傳動比、結構緊湊(其在分度機構中的傳動比i可達10

6、00，在動力傳動中i=10-80)。傳動平穩(wěn)、噪聲低；在一定條件下，該機構可以自鎖。而很少有人通過其他方法來驗證其傳動比。在本文中，將介紹怎么在ADAMS中模擬蝸輪蝸桿傳動，做出蝸輪蝸桿角速度的關系曲線，并驗證與傳動比的一致性。1.2 ADAMS軟件簡介ADAMS，即機械系統(tǒng)動力學自動分析(AutomaticDynamicAnalysisofMechanicalSystems)，該軟件是美國MDI公司(MechanicalDynamicsInc.)開發(fā)的虛擬樣機分析軟件。目前，ADAMS已經被全世界各行各業(yè)的數百家主要制造商采用。根據1999年機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析軟件國際市場份額的統(tǒng)計資料，A

7、DAMS軟件銷售總額近八千萬美元、占據了51%的份額，現已經并入美國MSC公司。ADAMS軟件使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數化的機械系統(tǒng)幾何模型，其求解器采用多剛體系統(tǒng)動力學理論中的拉格郎日方程方法，建立系統(tǒng)動力學方程，對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。ADAMS軟件的仿真可用于預測機械系統(tǒng)的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等。ADAMS一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便地對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是虛擬樣機分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構

8、和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行特殊類型虛擬樣機分析的二次開發(fā)工具平臺。ADAMS軟件有兩種操作系統(tǒng)的版本：UNIX版和WindowsNT/2000版。ADAMS軟件由基本模塊、擴展模塊、接口模塊、專業(yè)領域模塊及工具箱5類模塊組成，用戶不僅可以采用通用模塊對一般的機械系統(tǒng)進行仿真，而且可以采用專用模塊針對特定工業(yè)應用領域的問題進行快速有效的建模與仿真分析。Adams是全球運用最為廣泛的機械系統(tǒng)仿真軟件，用戶可以利用Adams在計算機上建立和測試虛擬樣機，實現事實再現仿真，了解復雜機械系統(tǒng)設計的運動性能。Adams廣泛的應用于工程領域、航空航天、汽車工程、工業(yè)機械、工程機械等領域。ADAMS

9、軟件可以幫助改進各種機械系統(tǒng)設計,從簡單的連桿機構到車輛、飛機、衛(wèi)星甚至復雜的人體.例如在航空和國防工業(yè)中,ADAMS能夠防真分析起落架、貨艙門以及載重車輛和武器的動力學問題；在航天工業(yè)中，它能用于太陽能電池板的展開和回收過程的運動、動力分析；在汽車工業(yè)中，能用于卡車、越野汽車以及其他車輛的動力學分析；在生物力學和人機工程學領域，ADAMS能用于人機界面設計、事故重建、車輛乘員保護以及產品的人機工程學設計；在機電產品中，它能用于磁盤和磁帶驅動器的設計、傳真機以及電路斷電器的設計；在健身娛樂產品中，它能用于健身自行車以及其他健身運動器樹：在一般機械中，如電動印刷機、家用電器、電梯等都可應用ADA

10、MS進行設計和分析：在制造業(yè)和機器人的設計、材料加工設備、包裝機械以及食品加工設備的設計也都能夠應用ADAMS；在鐵路系統(tǒng)，ADAMS能夠用于車輪與鐵軌的相互作用分析以及車廂之間鍋臺的動力學問題。1.3 本文工作為了達到要求的運動精度和生產率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應滿足一定的關系，以實現各零部件的協(xié)調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容包括傳動件的設計，執(zhí)行機構的設計及設備零部件等的設計。根據所給定的參數，首先設計一對蝸輪蝸桿，其次在ADAMS中模擬蝸輪蝸桿傳動，由于本文的目的只是與傳動比有關，需要做的只是模擬分析出蝸輪蝸桿的角位置曲線圖，進而根據

11、曲線圖分析出蝸輪蝸桿的傳動比，所以對于所設計的蝸輪蝸桿的傳動比可根據仿真時的難易程度進行適當的調整，力求簡潔明了。做出蝸輪蝸桿角速度的關系曲線，并驗證其與理論傳動比i的一致性。1.4 本章小結要利用一個機構或軟件，只有先對其有一定得了解，之后才能更好的達到設計目的。本章簡單的介紹了蝸輪蝸桿的主要特點、發(fā)展現狀及其研究方向介紹了ADAMS這一機械系統(tǒng)動力學仿真分析軟件的基本特點及其組成模塊（基本模塊、擴展模塊、接口模塊、專業(yè)領域模塊及工具箱），最后說明了本文的行文目的。讓我們對蝸輪蝸桿傳動和AMAMS軟件有一個初步的了解。這樣，就能更好的利用兩者的優(yōu)點。對蝸輪蝸桿的設計以及用ADAMS的對其進行

12、模擬仿真驗證有一定得幫助。2蝸輪蝸桿傳動設計2.1蝸桿傳動概述(1) 蝸桿傳動的特點及應用蝸桿傳動的主要優(yōu)點是能得到很大的傳動比、結構緊湊，其在分度機構中的傳動比i可達1000，在動力傳動中傳動比i=1080。由于蝸桿傳動屬于嚙合傳動，蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒，與蝸輪逐漸進入和退出嚙合，且同時嚙合的齒數對較多，故傳動平穩(wěn)、噪聲低；在一定條件下，該機構可以自鎖。蝸桿傳動的主要缺點是效率低，當蝸桿主動時，效率一般為0.70.8；具有自鎖時，效率僅為0.4左右。由于齒面相對滑移速度大，易磨損和發(fā)熱，不適于傳遞大功率；為減小磨損，蝸輪齒圈常用銅合金制造，故其成本較高；蝸桿傳動對制造安裝誤差比較敏感，對中心

13、距尺寸精度要求較高。綜上所述，蝸桿傳動常用于傳遞功率在50kW以下，滑動速度在15m/s以下的機械設備中。(2) 蝸桿傳動的類型(b)(a)圓柱蝸桿傳動；(b)環(huán)面蝸桿傳動；(c)錐蝸桿傳動圖2-1蝸桿傳動類型圓柱蝸桿由于其制造簡單，因此有著廣泛的應用。環(huán)面蝸桿傳動潤滑狀態(tài)良好，傳動效率高，制造較復雜，主要用于大功率傳動。按普通圓柱蝸桿螺旋面的形狀可分為阿基米德（ZA）蝸桿（普通蝸桿）、漸開線（ZI）蝸桿、法向直齒廓（ZN）蝸桿（延伸漸開線蝸桿）和圓錐包絡（ZK）蝸桿。NNTT圖2-2阿基米德蝸桿阿基米德蝸桿一般是在車床上用成型車刀切制的。車阿基米德蝸桿與車梯形螺紋相似，用梯形車刀在車床上加工

14、。兩刀刃的夾角2a=40°，加工時將車刀的刀刃放于水平位置，并與蝸桿軸線在同一水平面內。這樣加工出來的蝸桿其齒面為阿基米德螺旋面，在軸剖面II內的齒形為直線；在法向剖面NN內的齒形為曲線；在垂直軸線的端面上，其齒形為阿基米德螺線。這種蝸桿加工工藝性好，應用最廣泛，缺點是磨削蝸桿及蝸輪滾刀時有理論誤差，精度不高。圖2-3漸開線蝸桿這種蝸桿的端面齒廓為漸開線，所以它相當于一個少齒數（齒數=蝸桿頭數）、大螺旋角的漸開線圓柱斜齒輪，ZI蝸桿可用兩把直線刀刃的車刀在車床上車削加工。2.2普通圓柱蝸桿傳動的主要參數普通圓柱蝸桿傳動的主要參數有模數m壓力角蝸桿頭數z1蝸輪齒數z2及蝸桿分度圓直徑d

15、1圖2-4圓柱蝸桿傳動的主要參數示意圖2.3傳動比八蝸桿頭數z和蝸輪齒數z12蝸桿傳動比：.nzi=丄nz(21)21式中：n,n為蝸桿蝸輪的轉速；12z,z蝸桿頭數、蝸輪齒數。12需要指出的是，蝸桿傳動的傳動比不等于蝸輪、蝸桿分度圓直徑之比。2.4蝸桿分度圓直徑d和蝸桿直徑系數q蝸桿分度圓直徑d與模數m的比值稱為蝸桿直徑系數，用q表示。(2-2)因d和m均為標準值，故q為導出值，不一定是整數2.5蝸桿導程角Y1zp圖2-5z蝸m導程電tan丫iai11兀ddq11(2-3)式中：p蝸桿的軸向齒距al2.6蝸桿傳動的滑動速度在蝸桿傳動中，蝸桿與蝸輪的嚙合齒面間會產生很大的齒向相對滑動速度vs：

16、scosy60x1000cosy（2-4）式中：v蝸桿分度圓的圓周速度，單位為m/s；1n蝸桿的轉速，單位為r/min12.7蝸輪蝸桿傳動自鎖與嚙合條件蝸桿和蝸輪嚙合時，在中間平面上，蝸桿的軸面模數和壓力角aal與蝸輪的端面模數、壓力角相等，并把中間平面上的模數和壓力角同時規(guī)定為標準值。標準壓力角a=20°（在動力傳動中推薦用a=20°在分度傳動中，推薦用a=15°或a二12°）。由于蝸桿與蝸輪軸線正交，為了輪齒嚙合，蝸桿導程角Y和蝸輪螺旋角B必須相等，旋向相同。綜上所述，蝸桿傳動中，蝸輪蝸桿必須滿足的嚙合條件是：蝸桿的軸面模數m1=蝸輪的端面模數m2=

17、標準模數m蝸桿的軸面壓力角al二蝸輪的端面壓力角a2二標準壓力角a蝸桿導程角Y=蝸輪螺旋角B（旋向相同）蝸桿頭數zl通常為1、2、4、6,zl根據傳動比和蝸桿傳動的效率來確定。當要求自鎖和大傳動比時，zl=1,但傳動效率較低。若傳遞動力，為提高傳動效率，常取zl:l，4，6。蝸輪齒數z2=izl，通常取z2=2880。若z2V27,會使蝸輪發(fā)生根切，不能保證傳動的平穩(wěn)性和提高傳動效率。若z2>80,隨著蝸輪直徑的增大，蝸桿的支承跨距也會增大，其剛度會隨之減小，從而影響蝸桿傳動的嚙合精度。導程角的大小與效率有關。導程角大，效率高，導程角小，效率低，一般認為，YW3°30的蝸桿傳動

18、具有自鎖性。2.8普通圓柱蝸輪蝸桿傳動設計計算已知參數：輸入功率：P=1Okw蝸桿轉速：n1=1460r/min蝸桿頭數：z1=1蝸輪齒數：z2=72使用壽命：12000H2.8.1設計計算（1）選擇材料類型根據GB/T10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿（ZI）（2）選擇材料蝸桿：根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-mRC。kt蝸輪：蝸輪輪緣選用鑄鋁磷青銅”uSn10P12H按齒面接觸疲勞強度確定模數m和蝸桿分度圓直徑di3）/500由z=1，1z=72，得22-5)nzi二_

19、l二丄二/2nz212-6)確定作用在蝸輪上的轉矩T2由表知，z=1,估取效率耳=0.7,則ipri10x07x723.29T二9.55x106匕一=9.55x106xNmm二6x106Nmm(2-7)2n1460i確定載荷系數Km2因工作載荷比較穩(wěn)定2故取載荷分嶽均系數(卓0，由表選取使用系數12(zk丿72x200k=1.15，由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數k=1.05；則AVK二KKK二1.21(2-8)ApV將各參數帶入(6)式(2-9)查表11-2(機械設計)，選取m=8mm,d=80mm1(4)蝸輪蝸桿主要參數的計算d1=10mq76mmz蝸桿分度圓直徑,倔蝸輪分度圓直徑蝸

20、桿分度圓mm小齒輪上的轉矩T-9550P=9550*10/1460n1圖2-6蝸輪蝸桿受力圖2T蝸桿圓周力F與蝸輪軸向力F:F=-F=一1=1635.273Nt1x2t1x2d1蝸桿軸向力F與蝸輪圓周力F:F二F二16352.739Nx1t2x1t2v兀dn,.蝸桿蝸輪徑向力亍松嗣&廠F6.1gm/5957.91N蝸桿螺旋升角：丫二arctan-t=5.71oq蝸輪轉速：n二n=20.272i蝸輪上的轉矩：T=3.926X106N-m2滑動速度：2-10)2.8.2蝸輪蝸桿傳動尺寸計算表1蝸輪蝸桿尺寸計算列表齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂咼齒根咼齒全高符號dadfhahfh蝸桿9660.88

21、9.617.6單位mmmmmmmmmm軸向齒距蝸桿導程角蝸桿導程蝸桿直徑系數蝸桿法向模數符號pxYsqmn蝸桿25.135.7125.13108單位mmdegmm一一蝸桿當量齒數蝸桿法向齒高蝸桿法向齒厚蝸輪蝸桿中心距符號zvhnsna一蝸桿1015.048(52)02328一單位m2d1>KTmm2(zmmb丿mm一廠H/設蝸輪變位系數：x2=02.8.3齒面接觸疲勞驗證載荷系數k=1.21,蝸輪圓周力F=16352.739N,蝸桿分度圓直徑d=80t21mm,蝸輪分度圓直徑d=mz=576mm.22接觸強度計算公式：2-11)(15150、m3q>KT()2Zb2HP15150K

22、T=2<aHddHp21(2-12)查表11-6與11-7知，材料的基本許用接觸應力'=268MP；Ha應力循環(huán)次數N=60jnL=60xlx1460x12000=1.46x107(2-13)2h72壽命系數：2-14)2-15)則Q二K-Q'=434.16mpHHNHa2.8.4齒根彎曲疲勞強度驗證1.53KT=2YY<Q(2-16)fddmFa20f122-17)當量齒數：z=-=一72一=121.40v2COS3YCOS35.71根據，從圖11-9可查得齒形系數：Y螺旋角系數r=1二=1-571=0.9592（2-18）0140140許用彎曲應力='K

23、（2-19）FFFN從表11-8中查的蝸輪的基本許用彎曲應力'=56Mp。FaII壽命系數：K=9.'106=9106=0.83(2-20)fniN'1.46X107='-K=46.48(2-21)FFFN2.8.5驗算效率1000P(1-n)t1+tSK0(2-22)Sf=0.0204,申=1.1687vv耳二(0.95-0.96)四=0.86(2-23)tan(y+甲)v2.86精度等級公差與表面粗糙度的確因為這是一般動力傳動，v=1.22m/sV3m/s，故取8級精度。2v兀dn2.8.7熱平衡計算二60x100Ocosy二和伽/S由于蝸桿傳動齒面間相對滑

24、動速度大，所以發(fā)熱量大，如果不及時散熱，會引起潤滑不良而產生膠合。因此，對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動應進行熱平衡計算,以限制工作溫度不超許用值。設蝸桿傳動在單位時間內損失的功率變成的熱量為Q1，同時間由箱體表面散出的熱量為Q2，則熱平衡條件為Q1=Q2因為Q1=1000P1(1-n)，Q2=SKS(t-t0)所以熱平衡時的油溫t為(224)式中：KS箱體表面散熱系數，KS=1018W/(m2°C)，通風良好時取大值;S散熱面積(m2)，指內壁被油浸濺到且外壁與流通空氣接觸的箱體外表面積。對于箱體上的散熱片，其散熱面積按50%計算；t0環(huán)境溫度，通常取t0=20°C。所需散熱面積

25、：取t0=20C,t=70C,KS=15W/(m2C)，由式(2-24)所需的最小散熱面積。=2m2(2-25)若箱體散熱面積不足此數，則需加散熱片、裝置風扇或采取其他散熱冷卻方式。G1000P(1-n)1000X10X(1-0.85)S=1=一K(t-1)15x(70-20)S03用ADAMS進行蝸輪蝸桿模擬仿真3.1 啟動ADAMS雙擊桌面上ADAMS/View的快捷圖標，打開ADAMS/View。在歡迎對話框中選擇“Createanewmode”在模型名稱(Modelname)欄中輸入：wlwg；在重力名稱(Gravity)欄中選擇“EarthNormal(-GlobalY)"

26、；在單位名稱(Units)欄中選擇“MMKS-mm,kg,N,s,deg"。圖3-1ADAMS啟動界面3.2設置工作環(huán)境在ADAMS/View菜單欄中，選擇設置(Setting)下拉菜單中的工作網格(WorkingGrid)命令。系統(tǒng)彈出設置工作網格對話框,將網格的尺寸(Size)中的X和Y分別設置成所需要的尺寸。用鼠標左鍵點擊選擇(Select)圖標，控制面板出現在工具箱中用鼠標左鍵點擊動態(tài)放大(DynamicZoom)圖標嘎,在模型窗口中，點擊鼠標左鍵來選擇一合適的角度進行建圖。圖3-2工作環(huán)境的設置3.3創(chuàng)建蝸輪在ADAMS/View零件庫中選擇圓柱體(Cylinder)圖標選

27、擇為“NewPart”長度(Length)選擇80mm，半徑(Radius)選擇288mm。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇點(0,-40,0)mm(蝸輪的位置可以在任何地方，對后面的運動仿真沒有影響)，然后選擇點(0,40，0)mm。則一個圓柱體(PART_2)創(chuàng)建出來。圖3-3CylinderPART2CYLND圖3-3創(chuàng)建一個圓柱體在ADAMS/View中位置/方向庫中選擇位置旋轉(Position:Rotate)圖標卜，在角度(Angle)一欄中輸入90,表示將對象旋轉90度在ADAMS/View窗口中用鼠標左鍵選擇圓柱體，將出來一個白色箭頭，移動光標，使白色箭頭的位置

28、和指向如圖3-4所示。然后點擊鼠標左鍵，旋轉后的圓柱體如圖示。圖3-4旋轉后的圓柱體參數選擇為“New3.4創(chuàng)建蝸桿在ADAMS/View零件庫中選擇圓柱體（Cylinder）圖標Part”,長度（Length）選擇600mm，半徑（Radius）選擇40mm（這里蝸桿的長度的選擇沒有嚴格要求，大小合理就可以,半徑的大小應該為蝸輪長度的一半，即50mm）。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇點（-300,-328,0）mm,然后選擇點（300,-328，0）mm。則一個圓柱體（PART_3）創(chuàng)建出來。如圖3-5所示。圖3-5創(chuàng)建的蝸桿綜上可知：蝸輪的分度圓半徑r與蝸桿的分度圓半徑r

29、的比值為:21與tan九1=7.2為一疋值，則蝸輪蝸桿的傳動比i=i40122成反比。3.5創(chuàng)建旋轉副、齒輪副、旋轉驅動選擇ADAMS/View約束庫中的旋轉副（Joint:Revolute）擇2Bod-1Loc和NormalToGrid。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇蝸輪（PART_2）,然后選擇機架（ground），接著選擇蝸輪上的PART_2.cm,如圖6再次選擇ADAMS/View約束庫中的旋轉副（Joint:Revolute）圖標色，參數選擇2Bod-1Loc和PickFeature。在ADAMS/View工作窗口中先用鼠標左鍵選擇蝸桿（PART_3），然后選擇機架

30、（ground），接著選擇蝸桿上的PART_3.cm，就會出現白色的箭頭，移動光標，使箭頭指向X軸的正方向后點擊鼠標左鍵，從而在球體（PART_3）上成功創(chuàng)建旋轉副（JOINT_2）,如圖3-6根據齒輪副的嚙合點（MARKER，和旋轉副必須在一個連桿上，并且嚙合點Z軸的方向與蝸輪蝸桿的傳動方向相同。選擇蝸輪和蝸桿嚙合處的交點該交（0，-288，0）。圖3-7圖3-6旋轉副圖3-7嚙合點，在彈出的對話框中選擇ADAMS/View約束庫中的齒輪副（Gear）圖標的JointName欄中，點擊鼠標右鍵分別選擇JOINT、JOINT_2。在CommonVelocityMarker欄中，點擊鼠標右鍵選擇

31、嚙合點（MARKER_7）然后點擊對話框下面的OK按鈕，蝸輪蝸桿的齒輪副創(chuàng)建出來，圖3-8圖3-8蝸輪副在ADAMS/View驅動庫中選擇旋轉驅動(RotationalJointMotion)按鈕，在Speed一欄中輸入360,360表示旋轉驅動每秒鐘旋轉360度。在ADAMS/View工作窗口中，用鼠標左鍵點擊蝸輪上的旋轉副(JOINT)，一個旋轉驅動創(chuàng)建出來。圖3-9圖3-9旋轉驅動3.6進行嚙合點（MARKER_7）的坐標軸旋轉在ADAMS/View窗口中，在蝸輪蝸桿嚙合處點擊鼠標右鍵，選擇-Maker:MARKER_7Modify,在彈出的對話框中，將Orientation欄中的值0.

32、0,0.0,0.0修改為270,60,180（這里三個方位數字的大小不是唯一的，若取其他的三個不同的方位數字，也可以達到同樣的方位變換）如圖3-10。擊對話框下面的OK鍵進行確定，旋轉后的嚙合點（MARKER_7）從圖中可以看出，嚙合點的Z軸（藍色）Z軸的方向位于v順時針旋轉到v之間的區(qū)域。圖3-1112圖3-10旋轉參數的設置圖3-11嚙合點坐標旋轉后示意圖由嚙合點(MARKER_7)的方位坐標(270,60,180)不難看出，嚙合點(MARKER_7)Z軸的方向和蝸桿軸線所成的角度為60度。蝸桿節(jié)圓螺旋線的升角九1為60度。所以.r288i=i=2=12.512rtan九40tan3021

33、1即蝸輪蝸桿的傳動比為12.5,即蝸輪轉360度，蝸桿要轉約4500度。3.7仿真驗證在ADAMS/View菜單欄中，選擇BuildMeasurefSelectedObjectNew,如圖3-12所示，彈出數據導航器(DatabaseNavigator)對話框，并從中選擇需要測量的對象JOINT。LastRunTime=10000Frame=101|Browsed-mQde1_1Model+g-!：oundPart-(grc+PART_2Part+PART_3Part1JOINT1k.P.evoli.Lt.s|B.evoli.it.eearJ0INT_ZGEM1HUTlLiIT1gravity

34、+Last-P.i.mAjalysis_flagsStGCilJ口INT_1_HEA_1Last-SiillBotatioiisGravityJHeaut:eSiiLLUlat.ii：AnalysisMaterial圖3-12數據導航器在彈出的鉸測量(JointMeasure)對話框中，在Characteristic欄選擇Ax/Ay/AzProjectedRotation；在Component欄選擇Z；From/At欄選擇ground.MARKER_4(也可以選擇PART_2.MARKER_3)。表示測量蝸輪的旋轉角度。IE>0K1EHI_lAKfiHK_3_1AKIEK_4_l_ot&

35、amp;.wlwg.JDINT_1_MEi_1JOINF.roo-Eharaclerislic:4$空皿Fr口已ctedRotatiunZComponentFrom/At:giound.MAFIKEROrientalicri,CharactefisticRepresertcoordinatesinFirstrotationComponentToMarker:MARKERFrcmMaiker:CreateStripChartKApplyCancelOKApplyCancelFRT2.MARKER9百心g!zRojeDton.Angles：MARKER3Measuieb-Jame:両OeateSt

36、ripChartMeasureNairie:ORIEN7MARKER3MARKER4閘EM圖3-13蝸輪角位置測量設置和曲線圖重復步驟7.1、7.2，則JOINT_2角位置即蝸桿角位置測量設置和曲線圖圖3-14蝸桿角位置測量設置和曲線圖仿真模型。點擊仿真按鈕設置仿真終止時間（EndTime）為1,仿真工作步長（StepSize）為0.1,然后點擊開始仿真按鈕"，進行仿真，觀察模型的運動仿真情況，蝸輪和蝸桿的角位置曲線圖，如圖3-15，3-16.圖3-15蝸輪的角位置曲線圖由圖中可以看出，因為仿真終止時間（EndTime）為1，即蝸輪所轉的圈數為1圈，蝸輪所轉的角度為360°

37、（1.0，360）GEARJ：GEAR)!UH_=H_'-J圖3-16蝸桿的角位置曲線圖由圖中可以看出，因為仿真終止時間(EndTime)為1,即蝸輪所轉的圈數為1圈，則蝸桿所轉的角度為-4500°(1.0,-4500)上述仿真結果與步驟3.6.2理論分析結果是一致的。JOMT1.XINTfl圖3-18蝸桿嚙合處受力圖4結果分析由于蝸輪蝸桿的傳動能夠得到很大的傳動比，且結構緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音低，因此其常用在減速器的制造中，一般都只是利用其優(yōu)點而很少對其進行理論驗證，本文利用ADAMS對蝸輪蝸桿進行模擬仿真，來驗證其與理論傳動比的一致性，由圖15與圖16可知，在ADAMS/V

38、iew中做出的仿真分析與理論分析是一致的。說明在ADAMS/View中所建的蝸輪蝸桿模型正確無誤，另一方面也把書本上枯燥的理論知識用形象生動的運動仿真來體現，加深知識的理解。ADAMS作為一款機械系統(tǒng)動力學分析軟件，可以在動、力兩方便分析蝸輪蝸桿的傳動，由于本文只是對蝸輪蝸桿傳動比進行驗證，所以在力學方便沒有表述。參考文獻1 范成建，熊光明，周明飛.MSC.ADAMS應用與提高機械工業(yè)出版社，2006.82 濮良貴，紀名剛.機械設計M.北京：高等教育出版社，1995.3 濮良貴，紀名剛.機械原理M,第七版北京：高等教育出版社,2006.4 孫桓，傅則紹.機械原理M.北京：高等教育出版社，198

39、95 李軍，等.ADAMS實例教程M.北京理工大學出版社，20026 劉春景，胡天翔.基于PR0/E與ADAMS傳動仿真研究.2007.107 何銘新，錢可強.機械制圖M.北京：高等教育出版社.1995.8 王紀安.工程材料與材料成形工藝M.北京：高等教育出版社，2002.9 王煥庭.機械工程材料M.北京：機械工業(yè)出版社，1998.10 曹為慶，徐曾蔭機構設計北京：機械工業(yè)出版社，199811 申永勝機械原理教程北京：清華大學出版社，199912 徐灝主編機械設計手冊（第3卷）機械工業(yè)出版社，199213 李曾剛.ADAMS入門詳解與實例M.國防工業(yè)出版社，2006.14 鄧曉紅.蝸桿傳動的優(yōu)

40、化設計J.淮海工學院學報:自然科學版,200515 劉鴻文.材料力學.高等教育出版社.2004.116 成大先.機械設計圖冊：第1卷.北京：化學工業(yè)出版社.200017 王步瀛.機械零件強度計算的理論和方法.北京：高等教育出版社.198618 吳宗澤.羅勝國.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社.199919 周開勤.機械零件手冊.北京：高等教育出版社.1994.20 詹啟賢.自動機械設計.北京：中國輕工業(yè)出版社.199421 HindhedeI,Uffe.MachineDesignFundamentals:APracticalApproach.NewYork:Wiley,1983.22

41、 RajputRK.ElementsofmechanicalEngineering.KatsonPubl.House,1985.23 OrlovP.FundamentsofMachineDesign.Moscow:MirPub.,1987.24 MechanicalDrive(ReferenceIssue).Machinedesign.52(14),1980外文資料Intheforceanalysisofspurgears,theforcesareassumedtoactinasingleplane.Weshallstudygearsinwhichtheforceshavethreedimen

42、sions.Thereasonforthis,inthecaseofhelicalgears,isthattheteetharenotparalleltotheaxisofrotation.Andinthecaseofbevelgears,therotationalaxesarenotparalleltoeachother.Therearealsootherreasons,asweshalllearn.Helicalgearsareusedtotransmitmotionbetweenparallelshafts.Thehelixangleisthesameoneachgear,butoneg

43、earmusthavearight-handhelixandtheotheraleft-handhelix.Theshapeofthetoothisaninvolutehelicoid.Ifapieceofpapercutintheshapeofaparallelogramiswrappedaroundacylinder,theangularedgeofthepaperbecomesahelix.Ifweunwindthispaper,eachpointontheangularedgegeneratesaninvolutecurve.Thesurfaceobtainedwheneverypoi

44、ntontheedgegeneratesaninvoluteiscalledaninvolutehelicoid.Theinitialcontactofspur-gearteethisalineextendingallthewayacrossthefaceofthetooth.Theinitialcontactofhelicalgearteethisapoint,whichchangesintoalineastheteethcomeintomoreengagement.Inspurgearsthelineofcontactisparalleltotheaxisoftherotation;inh

45、elicalgears,thelineisdiagonalacrossthefaceofthetooth.Itisthisgradualoftheteethandthesmoothtransferofloadfromonetoothtoanother,whichgivehelicalgearstheabilitytotransmitheavyloadsathighspeeds.Helicalgearssubjecttheshaftbearingstobothradialandthrustloads.Whenthethrustloadsbecomehighorareobjectionablefo

46、rotherreasons,itmaybedesirabletousedoublehelicalgears.Adoublehelicalgear(herringbone)isequivalenttotwohelicalgearsofoppositehand,mountedsidebysideonthesameshaft.Theydevelopoppositethrustreactionsandthuscanceloutthethrustload.Whentwoormoresinglehelicalgearsaremountedonthesameshaft,thehandofthegearssh

47、ouldbeselectedsoastoproducetheminimumthrustload.Crossed-helical,orspiral,gearsarethoseinwhichtheshaftcenterlinesareneitherparallelnorintersecting.Theteethofcrossed-helicalfearshavepointcontactwitheachother,whichchangestolinecontactasthegearswearin.Forthisreasontheywillcarryoutverysmallloadsandaremai

48、nlyforinstrumentalapplications,andaredefinitelynotrecommendedforuseinthetransmissionofpower.Thereisondifferencebetweenacrossedhelicalgearandahelicalgearuntiltheyaremountedinmeshwitheachother.Theyaremanufacturedinthesameway.Apairofmeshedcrossedhelicalgearsusuallyhavethesamehand;thatis,aright-handdriv

49、ergoeswitharight-handdriven.Inthedesignofcrossed-helicalgears,theminimumslidingvelocityisobtainedwhenthehelixangleareequal.However,whenthehelixanglearenotequal,thegearwiththelargerhelixangleshouldbeusedasthedriver訐bothgearshavethesamehand.Wormgearsaresimilartocrossedhelicalgears.Thepinionorwormhasas

50、mallnumberofteeth,usuallyonetofour,andsincetheycompletelywraparoundthepitchcylindertheyarecalledthreads.Itsmatinggeariscalledawormgear,whichisnotatruehelicalgear.Awormandwormgearareusedtoprovideahighangular-velocityreductionbetweennonintersectingshaftswhichareusuallyatrightangle.Thewormgearisnotahel

51、icalgearbecauseitsfaceismadeconcavetofitthecurvatureoftheworminordertoprovidelinecontactinsteadofpointcontact.However,adisadvantageofwormgearingisthehighslidingvelocitiesacrosstheteeth,thesameaswithcrossedhelicalgears.Wormgearingareeithersingleordoubleenveloping.Asingle-envelopinggearingisoneinwhich

52、thegearwrapsaroundorpartiallyenclosestheworm.Agearinginwhicheachelementpartiallyenclosestheotheris,ofcourse,adouble-envelopingwormgearing.Theimportantdifferencebetweenthetwoisthatareacontactexistsbetweentheteethofdouble-envelopinggearswhileonlylinecontactbetweenthoseofsingle-envelopinggears.Theworma

53、ndwormgearofasethavethesamehandofhelixasforcrossedhelicalgears,butthehelixanglesareusuallyquitedifferent.Thehelixangleonthewormisgenerallyquitelarge,andthatonthegearverysmall.Becauseofthis,itisusualtospecifytheleadangleontheworm,whichisthecomplementofthewormhelixangle,andthehelixangleonthegear;thetw

54、oanglesareequalfora90-deg.Shaftangle.Whengearsaretobeusedtotransmitmotionbetweenintersectingshaft,someofbevelgearisrequired.Althoughbevelgearareusuallymadeforashaftangleof90deg.Theymaybeproducedforalmostanyshaftangle.Theteethmaybecast,milled,orgenerated.Onlythegeneratedteethmaybeclassedasaccurate.In

55、atypicalbevelgearmounting,oneofthegearisoftenmountedoutboardofthebearing.Thismeansthatshaftdeflectioncanbemorepronouncedandhaveagreatereffectonthecontactofteeth.Anotherdifficulty,whichoccursinpredictingthestressinbevel-gearteeth,isthefacttheteetharetapered.Straightbevelgearsareeasytodesignandsimpletomanufactureandgiveverygoodresultsinserviceiftheyaremountedaccuratelyandpositively.Asinthecaseofsqurgears,however,theybecomenoisyathighervaluesofthepitch-linevelocity.Inthesecasesitisoftengooddesignpracticetogotothespiralbevelgear,whichisthebevelcounterpartofthehelicalgear.Asinthecaseofhelical