《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 》課件第11章

11.1概述11.2蝸桿傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸計算11.3蝸桿傳動的失效形式、材料和結(jié)構(gòu)11.4蝸桿傳動的受力分析11.5蝸桿傳動的強(qiáng)度計算11.6蝸桿傳動的效率、潤滑和熱平衡計算習(xí)題按蝸桿母體形狀的不同，蝸桿傳動的蝸桿可分為圓柱蝸桿、環(huán)面蝸桿和錐蝸桿，如圖11-1所示。目前最為常用的是圓柱蝸桿傳動。11.1概述圖11-1蝸桿傳動的類型(a)圓柱蝸桿傳動；(b)環(huán)面蝸桿傳動；(c)錐蝸桿傳動根據(jù)蝸桿螺旋面的形狀，圓柱蝸桿又可分為阿基米德蝸桿(ZA蝸桿)和漸開線蝸桿(ZI蝸桿)等。

阿基米德蝸桿(見圖11-2)的切制通常在普通車床上進(jìn)行，切制原理與加工梯形螺紋類似，加工時切削刃平面通過蝸桿軸線。在通過軸線的平面內(nèi)蝸桿的齒形為側(cè)邊呈直線的齒條；而在垂直于蝸桿軸線的截面內(nèi)為阿基米德螺旋線。阿基米德蝸桿容易制造，故應(yīng)用廣泛，其缺點是不易得到高的精度。圖11-2阿基米德蝸桿漸開線蝸桿(見圖11-3)的齒形在垂直于蝸桿軸線的截面內(nèi)為漸開線。加工時刀具切削刃切于基圓，也可用加工圓柱齒輪的專用設(shè)備來切制和磨削。漸開線蝸桿制造精度較高，適用于成批生產(chǎn)以及功率較大的高速傳動；其缺點是要專用設(shè)備加工。圖11-3漸開線蝸桿和螺紋一樣，蝸桿也有左旋和右旋、單線和多線之分，其中右旋蝸桿使用較多。

由于蝸桿的齒數(shù)很少并且蝸桿的輪齒是連續(xù)的，因此蝸桿傳動具有如下優(yōu)點：傳動比i很大(傳遞動力時i＝10～80，分度傳動時i可達(dá)1000)、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動平穩(wěn)和噪聲較小，

當(dāng)蝸桿導(dǎo)程角小于齒面間的當(dāng)量摩擦角時，可以實現(xiàn)自鎖等。蝸桿傳動的主要缺點是傳動效率較低，發(fā)熱量較大(不適于傳遞大功率)，為了減小摩擦、磨損和提高齒面抗膠合能力，蝸輪齒圈常需用價格較貴的青銅制造，成本較高。蝸桿傳動廣泛應(yīng)用于各種機(jī)器和儀表中，傳遞功率可達(dá)200kW，一般在50kW以下。對于一般動力傳動，蝸桿傳動常用的精度等級是7級精度(適用于蝸桿圓周速度v1＜7.5m/s)、8級精度(v1＜3m/s)和9級精度(v1＜1.5m/s)。11.2.1圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)

1．模數(shù)和壓力角

如圖11-4所示，通過蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平面稱為中間平面。由于蝸輪是用與蝸桿形狀相仿的滾刀(為保證輪齒嚙合時的徑向間隙，滾刀的外徑稍大于蝸桿齒頂圓直徑)，按范成原理切制而成的，所以在中間平面內(nèi)蝸輪與蝸桿的嚙合相當(dāng)于漸開線齒輪和齒條的嚙合。蝸桿傳動的設(shè)計計算都以中間平面的參數(shù)和幾何關(guān)系為準(zhǔn)。11.2蝸桿傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸計算圖11-4蝸桿傳動的主要參數(shù)蝸桿傳動的正確嚙合條件是：蝸桿的軸向模數(shù)ma1

和軸向壓力角αa1應(yīng)分別等于蝸輪的端面模數(shù)mt2和端面壓力角αt2，即

ma1＝mt2＝m，αa1＝αt2＝α

模數(shù)m的標(biāo)準(zhǔn)值見表11-1。壓力角α的標(biāo)準(zhǔn)值為20°，ZA蝸桿取軸向壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值，ZI蝸桿取法向壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值。表11-1蝸桿傳動的模數(shù)和中圓直徑注：(1)本表取材于GB10085—1988，本表所得的d1值為國際規(guī)定的優(yōu)先使用值。

(2)表中同一模數(shù)有兩個d1值，較大的d1值對應(yīng)的蝸桿導(dǎo)程角γ＜3°30′，這樣的蝸桿有較好的自鎖性能。蝸桿上齒厚與齒槽寬相等的圓柱稱為蝸桿的分度圓柱(或稱為中圓柱)。蝸桿分度圓(中圓)直徑以d1表示，其值見表11-1。蝸輪分度圓直徑以d2表示。

由圖11-4右下角圖可知，兩軸線交錯角為90°時，蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角γ應(yīng)等于蝸輪分度圓柱上的螺旋角β，且兩者的旋向相同，即γ＝β。

2．蝸桿頭數(shù)z1、蝸輪齒數(shù)z2和傳動比i選擇蝸桿頭數(shù)z1時，主要考慮傳動比、效率及加工等因素。通常蝸桿頭數(shù)z1＝1、2、4。

若要得到大的傳動比且要求自鎖時，可取z1＝1；當(dāng)傳遞功率較大時，為提高傳動效率，可采用多頭蝸桿，通常取z1＝2或4。

蝸輪齒數(shù)z2＝

iz1，推薦值見表11-2。為了避免蝸輪輪齒發(fā)生根切，z2不應(yīng)小于26，但不宜大于80。因為z2過大會使結(jié)構(gòu)尺寸增大，蝸桿長度也隨之增加，致使蝸桿剛度降低而影響嚙合精度。表11-2蝸桿頭數(shù)z1和蝸輪齒數(shù)z2的薦用值對于蝸桿為主動件的蝸桿傳動，其傳動比為(11-1)式中，n1、n2分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)速(r/min)；z1、z2分別為蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)。

3.蝸桿直徑系數(shù)q和導(dǎo)程角γ

加工蝸輪的滾刀，其參數(shù)m、α、z1和分度圓直徑d1必須與相應(yīng)的蝸桿相同，故d1不同的蝸桿，必須采用不同的滾刀。為減少滾刀數(shù)量并便于刀具的標(biāo)準(zhǔn)化，國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了蝸桿分度圓直徑的標(biāo)準(zhǔn)系列(見表11-1)。如圖11-5所示，蝸桿螺旋面和分度圓柱的交線是螺旋線，γ為蝸桿分度圓柱上螺旋線的導(dǎo)程角，px

為軸向齒距，由圖可得(11-2)式中，q＝d1/m稱為蝸桿直徑系數(shù)，表示蝸桿分度圓直徑與模數(shù)的比。當(dāng)一定時，q增大，則d1變大，蝸桿的剛度和強(qiáng)度相應(yīng)提高。圖11-5蝸桿展開又因tanγ＝z1/q，當(dāng)q較小時，γ增大，效率η隨之提高，故在蝸桿軸剛度允許的情況下，應(yīng)盡可能選用較小的q值。q和m的搭配見表11-1。

4．齒面間滑動速度vs

如圖11-6所示，蝸桿傳動即使在節(jié)點C處嚙合，齒廓之間也有較大的相對滑動。設(shè)蝸桿的圓周速度為v1，蝸輪的圓周速度為v2，因v1和v2呈90°角，故而使齒廓之間產(chǎn)生很大的相對滑動，相對滑動速度vs為(11-3)由圖可見，相對滑動速度vs沿蝸桿螺旋線方向。齒廓之間的相對滑動引起磨損和發(fā)熱，導(dǎo)致傳動效率降低。為了改善其工作狀態(tài)，要求有良好的潤滑條件，同時對蝸桿蝸輪材料均提出了減摩性能好的要求，以提高其承載能力。圖11-6蝸桿傳動的滑動速度

5．中心距a

蝸桿節(jié)圓與分度圓重合時稱為標(biāo)準(zhǔn)傳動，其中心距為

a＝0.5(d1＋d2)＝0.5m(q＋z2)

(11-4)11.2.2圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算

設(shè)計蝸桿傳動時，一般是先根據(jù)傳動的功用和傳動比的要求，選擇蝸桿頭數(shù)z1和蝸輪齒數(shù)z2，然后再按強(qiáng)度計算確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1(或q)。上述參數(shù)確定后，即可根據(jù)表11-3計算出蝸桿、蝸輪的幾何尺寸(兩軸交錯角為90°、標(biāo)準(zhǔn)傳動)。表11-3圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算

例11-1

在帶傳動和蝸桿傳動組成的傳動系統(tǒng)中，初步計算后取蝸桿模數(shù)m＝4mm，頭數(shù)z1＝2，分度圓直徑d1＝40mm，蝸輪齒數(shù)z2＝39。試計算蝸桿直徑系數(shù)q、導(dǎo)程角γ及蝸桿傳動中心距a。解

(1)蝸桿直徑系數(shù)為(2)由式(11-2)得導(dǎo)程角為

＝11.3099o(11o18'36")(3)傳動中心距為

a＝0.5m(q＋z2)＝0.5×4×(10＋39)＝98mm

蝸桿傳動接近98mm的標(biāo)準(zhǔn)中心距為100mm，如果是單件生產(chǎn)又允許采用非標(biāo)準(zhǔn)中心距，本例的中心距取a=98mm是可以的。如果需要采用標(biāo)準(zhǔn)中心距，則應(yīng)做如下處理：①將蝸輪齒數(shù)改為z2＝40，中心距為a＝0.5×4×(10＋40)＝100mm。由此引起的傳動比的變化可在傳動系統(tǒng)內(nèi)部作適當(dāng)調(diào)整。②不允許改變傳動比，則只能采用變位傳動了。方法是在切制蝸輪時將滾刀外移2mm，即將滾刀與被切蝸輪的中心距由98mm增加到100mm。

有關(guān)變位蝸桿傳動的計算，參見機(jī)械設(shè)計手冊。11.3.1蝸桿傳動的失效形式和材料

蝸桿傳動的主要失效形式有膠合、點蝕和磨損等。由于蝸桿傳動在齒面間有較大的相對滑動，因摩擦而產(chǎn)生的熱量使?jié)櫥蜏囟壬叨兿?，潤滑條件變壞，從而增大了膠合的可能性。

在閉式傳動中，如果不能及時散熱，往往因膠合而影響蝸桿傳動的承載能力。在開式傳動或潤滑密封不良的閉式傳動中，蝸輪輪齒的磨損就顯得突出。11.3蝸桿傳動的失效形式、材料和結(jié)構(gòu)由于蝸桿傳動的特點，蝸桿蝸輪副的材料組合不僅要求有足夠的強(qiáng)度，更重要的是要有良好的減摩、耐磨性能和抗膠合的能力，因此常采用鋼蝸桿與青銅齒圈的蝸輪配對。

蝸桿一般采用碳素鋼或合金鋼制造，要求齒面光滑并具有較高的硬度。高速重載情況下，蝸桿常用20Cr20CrMnTi

(滲碳淬火到56～62HRC)，或40Cr、42SiMn、45鋼(表面淬火到45～55HRC)等，并應(yīng)磨削。一般情況下，蝸桿可采用40、45等碳素鋼調(diào)質(zhì)處理(硬度為220～250HBS)。在低速或人力傳動中，蝸桿可不經(jīng)熱處理，甚至可采用鑄鐵。在重要的高速蝸桿傳動中，蝸輪常用ZCuSn10P1(鑄造錫磷青銅)制造，它的抗膠合性能、減摩性能都很好，允許滑動速度可達(dá)25m/s，而且便于切削加工，其缺點是價格較貴。在滑動速度小于12m/s的蝸桿傳動中，可采用含錫量低的ZCuSn5Pb5Zn5(鑄造錫鋅鉛青銅)。ZCuAl10Fe3(鑄造鋁鐵青銅)強(qiáng)度較高、鑄造性能好、耐沖擊、價廉，但切削性能差、減摩性和抗膠合性都不如含錫青銅，一般用于速度小于等于6m/s的傳動。在速度較低(如小于2m/s)的傳動中，可用球墨鑄鐵或灰鑄鐵。在一些特殊情況下，蝸輪也可用尼龍或增強(qiáng)尼龍材料制成。11.3.2蝸桿和蝸輪的結(jié)構(gòu)

蝸桿絕大多數(shù)和軸制成一體，稱為蝸桿軸，只有當(dāng)蝸桿螺旋部分的直徑較大時，才考慮做成裝配式的。除螺旋部分的結(jié)構(gòu)尺寸取決于蝸桿的幾何尺寸外，其余的結(jié)構(gòu)尺寸可參考軸的結(jié)構(gòu)尺寸而定。

圖11-7所示為蝸桿的兩種結(jié)構(gòu)：對于圖中上半部的結(jié)構(gòu)，蝸桿可以是任何蝸桿；對于下半部的結(jié)構(gòu)，蝸桿不能車制，只能是漸開線蝸桿或圓盤銑刀蝸桿。圖11-7蝸桿的結(jié)構(gòu)形式小尺寸的蝸輪可制成整體的(見圖11-8(a))。為了節(jié)約貴重的有色金屬，大尺寸的蝸輪通常采用組合式結(jié)構(gòu)(見圖11-8(b)、(c)、(d))。圖11-8蝸輪的結(jié)構(gòu)形式(a)整體式蝸輪；(b)配合式蝸輪；(c)可更換齒圈的蝸輪；(d)澆鑄齒圈的蝸輪采用組合結(jié)構(gòu)時，齒圈用青銅制造，而輪芯多用鋼或鑄鐵制造，齒圈和輪芯一般用過盈配合聯(lián)接，為工作可靠起見，沿接合圓周均布4～8個螺釘。為了便于鉆孔，應(yīng)將螺孔中心線向材料較硬的一側(cè)偏移2～3mm。這種結(jié)構(gòu)用于尺寸不大、工作溫度變化又較小的地方。蝸輪齒圈與輪芯也可用鉸制孔用螺栓來聯(lián)接(見圖11-8(c))，由于裝拆方便，常用于尺寸較大或磨損后需要更換齒圈的場合。對于大批量生產(chǎn)的蝸輪，常在鑄鐵輪芯上澆鑄出青銅齒圈。在進(jìn)行蝸桿傳動強(qiáng)度計算以及軸和軸承的設(shè)計計算時，需要知道傳動中的作用力大小和方向。蝸桿傳動的受力分析與斜齒圓柱齒輪相似。齒面上的法向力Fn可分解為三個相互垂直的分力：圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa，如圖11-9所示。由于蝸桿軸與蝸輪軸交錯成90°角，因此蝸桿圓周力Ft1等于蝸輪軸向力Fa2，蝸桿軸向力Fa1等于蝸輪圓周力Ft2，蝸桿徑向力Fr1等于蝸輪徑向力Fr2。11.4蝸桿傳動的受力分析應(yīng)注意，由于蝸桿傳動的效率較低，因此計算蝸桿、蝸輪的圓周力時應(yīng)分別用轉(zhuǎn)矩T1和T2，即有(11-5)式中，T1、T2分別為作用于蝸桿和蝸輪上的轉(zhuǎn)矩(Nm)，T2＝T1iη，η為蝸桿傳動效率；d1、d2分別為蝸桿和蝸輪的節(jié)圓直徑(mm)。圖11-9蝸桿與蝸輪的作用力徑向力由嚙合點指向各自的軸線。主動件的圓周力方向與其嚙合點的線速度方向相反；從動件的圓周力方向與其嚙合點線速度方向相同。軸向力方向的判定根據(jù)主動件的螺旋線旋向確定采用左手或右手定則(例如圖11-9所示的蝸桿傳動，當(dāng)蝸桿是主動件時，由于其螺旋線是右旋螺旋線，因此應(yīng)用右手判定蝸桿的軸向力方向)，手自然握拳，豎起拇指，當(dāng)彎曲的四指與主動件的轉(zhuǎn)向一致時，則拇指的指向就是主動件所受的軸向力的方向。由于材料方面的原因，蝸桿螺旋部分的強(qiáng)度總是高于蝸輪輪齒的強(qiáng)度，故失效常發(fā)生在蝸輪齒上。因此輪齒強(qiáng)度計算是針對蝸輪進(jìn)行的。

蝸桿傳動的相對滑動速度大，因摩擦引起的發(fā)熱量大、效率低，故主要失效形式為膠合，其次才是點蝕和磨損。

目前對于膠合和磨損，還沒有完善的計算方法，只能參照圓柱齒輪進(jìn)行齒面及齒根強(qiáng)度的計算，而在選擇許用應(yīng)力時，應(yīng)適當(dāng)考慮膠合與磨損失效的影響。11.5蝸桿傳動的強(qiáng)度計算蝸輪齒面的接觸強(qiáng)度計算與斜齒輪相似，以蝸桿蝸輪在節(jié)點處嚙合的相應(yīng)參數(shù)代入赫茲公式，可得青銅或鑄鐵蝸輪輪齒齒面接觸強(qiáng)度的校核公式(11-6)而設(shè)計公式為(11-7)式中，K為載荷系數(shù)，K＝1.1～1.3，載荷平穩(wěn)且滑動速度vs≤3m/s時取小值，否則取大值；［σH］、σH分別為蝸輪材料的許用接觸應(yīng)力和計算接觸應(yīng)力，［σH］值見表11-4和表11-5。

設(shè)計計算時可按m2d1值由表11-1確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1，最后按表11-3計算出蝸桿和蝸輪的主要幾何尺寸及中心距。表11-4錫青銅蝸輪的許用接觸應(yīng)力［σH］MPa表11-5鋁青銅及鑄鐵蝸輪的許用接觸應(yīng)力［σH］MPa由蝸輪輪齒接觸強(qiáng)度和熱平衡計算所限定的承載能力，通常都能滿足彎曲強(qiáng)度的要求，因此只有對于受強(qiáng)烈沖擊、振動的傳動，或蝸輪采用脆性材料時，才需要考慮蝸輪輪齒的彎曲強(qiáng)度。其計算公式可參閱有關(guān)書籍。11.6.1蝸桿傳動的效率

閉式蝸桿傳動工作時，功率的損耗有三部分：輪齒嚙合損耗、軸承摩擦損耗和在浸油潤滑情況下攪動箱體內(nèi)潤滑油的損耗。所以閉式蝸桿傳動的總效率為

η＝η1η2η3

(11-8)11.6蝸桿傳動的效率、潤滑和熱平衡計算式中，η1為考慮輪齒嚙合損耗的效率；η2為考慮軸承摩擦損耗的效率；η3為考慮攪油損耗的效率。通常η2η3不會低于95%，而η1可近似按螺旋副的效率計算。因此當(dāng)蝸桿主動時，可按式(11-9)近似計算蝸桿傳動的總效率(11-9)式中，ρv為當(dāng)量摩擦角，ρv＝tan-1fv，fv為當(dāng)量摩擦系數(shù)。fv和ρv可按表11-6查詢。

由式(11-9)可知，η隨ρv的減小而增大，而ρv與蝸桿蝸輪副的材料、表面質(zhì)量、潤滑油的種類、嚙合角以及齒面相對滑動速度vs有關(guān)，并隨vs的增大而減小。在一定范圍內(nèi)η隨γ增大而增大，故動力傳動常用多頭蝸桿以增大γ。但γ過大時，蝸桿制造困難，效率提高很少，故通常取γ＜30°。估計蝸桿傳動的總效率時，可取下列數(shù)值：

(1)開式傳動：z1＝1、2，η＝0.60～0.70。

(2)閉式傳動：z1＝1，η＝0.70～0.75；z1＝2，η＝0.75～0.82；z1＝4，η＝0.87～0.92。表11-6當(dāng)量摩擦系數(shù)fv和當(dāng)量摩擦角ρv

11.6.2蝸桿傳動的潤滑

由于蝸桿傳動的相對滑動速度vs大，效率低，發(fā)熱量大，為了提高蝸桿傳動的效率，降低齒面工作溫度，避免膠合和減少磨損，對蝸桿傳動進(jìn)行良好的潤滑十分必要；否則會進(jìn)一步導(dǎo)致效率顯著降低，并會帶來劇烈的磨損，甚至產(chǎn)生膠合。蝸桿傳動的潤滑方法和潤滑油黏度可參考表11-7。表11-7蝸桿傳動潤滑油黏度及潤滑方法11.6.3蝸桿傳動的熱平衡計算

由于蝸桿傳動的效率較低，工作時將產(chǎn)生大量的熱。若散熱不良，會引起溫升過高而降低油的黏度，使?jié)櫥涣?，?dǎo)致蝸輪齒面磨損和膠合。所以對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動要進(jìn)行熱平衡計算。

設(shè)蝸桿傳動輸入的功率為P1(kW)，傳動效率為η，則蝸桿傳動因摩擦所消耗的功率為Ps＝1000(1-η)P1，經(jīng)自然冷卻散發(fā)熱量的相當(dāng)功率為Pc＝αsA(t-t0)，熱平衡時Ps＝Pc。在閉式傳動中，熱量通過箱體散逸，要求箱體內(nèi)的油溫t(℃)和周圍空氣溫度t0(℃)之差Δt不超過允許值，即(11-10)式中，αs稱為散熱系數(shù)，通常取αs＝10～17W/(m2℃)；A為散熱面積(內(nèi)表面能被油濺到，外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積)，單位為m2；t0為環(huán)境溫度，通常取t0＝20℃；［Δt］為溫差允許值，一般為60～70℃。

設(shè)計時，普通蝸桿傳動的箱體散熱面積A可按式A≈0.33×1.57×

m2

進(jìn)行估算，其中a為中心距(mm)。若計算的溫差超過允許值，可采取以下措施來改善散熱條件：

(1)增大散熱面積。合理設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)，鑄出或焊接上散熱片(散熱片面積按50%計算)；

(2)提高散熱系數(shù)。例如在蝸桿軸上裝風(fēng)扇進(jìn)行吹風(fēng)(見圖11-10(a))，在箱體油池內(nèi)裝設(shè)蛇形水管，用循環(huán)水冷卻(見圖11-10(b))，用循環(huán)油冷卻(見圖11-10(c))。圖11-10蝸桿傳動的散熱(a)風(fēng)扇冷卻；(b)冷卻水循環(huán)；(c)外冷卻器冷卻

例11-2

已知一傳遞動力的蝸桿傳動，蝸桿為主動件，傳動功率P＝3kW，轉(zhuǎn)速n1＝960r/min，n2＝70r/min，載荷平穩(wěn)。試設(shè)計此蝸桿傳動。

解在載荷平穩(wěn)的情況下，蝸輪輪齒接觸強(qiáng)度和熱平衡計算所限定的承載能力通常都能滿足彎曲強(qiáng)度的要求，因此本題只進(jìn)行接觸強(qiáng)度和熱平衡計算。

(1)蝸輪輪齒齒面接觸強(qiáng)度計算。

①選材并確定許用接觸應(yīng)力。蝸桿擬用45鋼，表面淬火45～50HRC；蝸輪擬用砂型鑄造10-1錫青銅。由表11-4查得［σ］＝200MPa。②選蝸桿頭數(shù)z1，蝸輪齒數(shù)z2。傳動比i＝≈13.71。因傳動比不算大，為提高傳動效率，(參考表11-2)取z1＝2，則z2＝iz1＝13.71×2＝27.42，取z2＝27。③確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2。因z1＝2，故初步選取η＝0.82，則

T2＝9.55×106×＝9.55×106×

＝9.55×106×＝335614Nmm④確定載荷系數(shù)K。因載荷平穩(wěn)，速度較低，取K＝1.1，由式(11-7)得由表11-1，取m＝8mm，d1＝80mm。

⑤計算主要幾何尺寸。

蝸桿中圓直徑為d1＝80mm，蝸輪分度圓直徑為d2＝mz2＝8×27＝216mm，中心距為a＝0.5×(d1＋d2)＝0.5×(80＋216)＝148mm。

(2)熱平衡計算。①滑動速度計算。故②效率計算。查表11-6，ρv≈1.36°，故③熱平衡計算。取αs＝14W/(m2℃)，估算散熱面積故滿足要求。

(3)其他幾何尺寸計算和繪制蝸桿、蝸輪零件工作圖(略)。＝41.74＜[

t]＝60～70℃

11-1在一帶傳動和蝸桿傳動組成的傳動系統(tǒng)中，初步計算后取蝸桿模數(shù)m＝5mm，蝸桿頭數(shù)z1＝2，中圓直徑d1＝50mm，蝸輪齒數(shù)z2＝50。試計算該蝸桿傳動的主