行星齿轮减速机设计说明书

行星齿轮减速机设计说明书 常熟理工学院 摘要 摆线针轮行星减速器作为重要的机械传动部件具有体积小、重量轻、传动效率高的特点。本设计在全面考虑多齿啮合、运转平稳、轮齿均载等运动学和动力学的要求下，要实现高承载能力、高传递效率、高可靠性和优良动力学性能等指标，而且要便于制造、装配和检修，设计了具有该合理结构的摆线针轮行星减速器。 本设计建立了合理的动力分析数学模型，对摆线针轮传动中的摆线轮、转臂轴承、柱销及轴进行准确的受力分析，并用MATLAB语言编制计算机程序对其求解。计算并校核主要件的强度及转臂轴承、各支承轴承的寿命，从分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。 利用Inventor软件对摆线针轮减速器各零件建立几何三维模型、摆线针轮减速器虚拟装配及生成工程图。用本文的 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 设计摆线针轮减速器，具有设计快捷、方便等特点。研究结果对提高设计的速度、质量具有重要意义。 关键词:摆线传动 摆线轮 Inventor 1 常熟理工学院 Abstract The cycloid—gear reducer is one of the most important transmission components of the pumping unit by its smaller volume，lighter weight and effective transmission. In order to realize four targets which include high transmission efficiency, high reliability and the excellent dynamics performance and guarantee credible lubricate ability, receive high efficiency of transmission, and make it easy for manufacture, assembly and inspection, we thought over all the requests in the round and design the rational structure cycloid—gear reducer. In this design，we built the exact force analysis mathematical model of the cycloid—gear reducer, analyzed the forces born by the cycloid-gear, the bearings and the shaft, and produce the Matlab language software analyze of the forces analysis. We analyzed the forces of parts in the cycloid—gear reducer and calculated the intensity and the life of parts. zed the results, we found the parts are our requests. From analy When we establish the three—dimensional structure of the Planet— cycloid Reducer model with the software Inventor，Carry on visual design and virtual assemble and drawing paper(The result of study have the guide meaning to accelerate design speed and quantities of the Planet—cycloid Reducer( Keywords:Planet—cycloid Reducer; Cycloid ; Inventor 2 常熟理工学院 第一章 绪论 在科技飞速发展的今天,产品设计已经进入了一种全新的三维虚拟现实的设计环境中,以往的那种以二维平面设计模式为代表的设计方式已经逐渐退出“历史舞台”,取而代之的是各种先进数字化的三维设计技术。它的应用和发展引起全了社会和生产的巨大变革。 减速器是各种机械设备中最常见的部件,它的作用是将电动机转速减少或增加到机械设备所需要的转速, 摆线针轮行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻、效率高等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，所以使用越来越普及，为世界各国所重视。 本文运用Inventor软件建立摆线针轮减速器结构三维模型 ，研究了摆线针轮减速器可视化设计方法和虚拟装配，研究的结果对提高摆线针轮减速器设计的速度和质量具有指导意义。 1.1基本概念 计算辅助设计(Computer Aided Design,CAD),是指工程技术人员在人和计算机组成的系统中以计算机为工具,辅助人类完成产品的设计,分析,绘图等工作,并达到提高产品设计质量,缩短产品开发周期,降低产品成本的目的。一般认为CAD系统的功能包括:(1)概念设计;(2)结构设计;(3)装配设计;(4)复杂曲面设计;(5)工程图样绘制;(6)工程分析;(7)真实感染及渲染;(8)数据交换接口等。 摆线针轮行星传动,简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动一样，同属于K-H-V型行星齿轮传动。摆线针轮传动的主要特征是:行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。 摆线针轮减速器,利用摆线针轮行星传动原理制成的一种减速器,它的优点是减速比大、体积小、重量轻、效率高等。 1.2 Inventor的发展 Inventor是由AutoDesk公司推出的一款三维可视化实体模拟的实用软件。Autodesk Inventor Professional(AIP)，目前已推出最新版本AIP2012。Autodesk Inventor Professional包括Autodesk Inventor®三维设计 3 常熟理工学院 软件;基于AutoCAD平台开发的二维机械制图和详图软件AutoCAD Mechanical;还加入了用于缆线和束线设计、管道设计及PCB IDF文件输入的专业功能模块，并加入了由业界领先的ANSYS技术支持的FEA功能，可以直接在Autodesk Inventor软件中进行应力分析。在此基础上，集成的数据管理软件Autodesk Vault-用于安全地管理进展中的设计数据。由于Autodesk Inventor Professional集所有这些产品于一体，因此提供了一个无风险的二维到三维转换路径。现在，您能以自己的进度转换到三维，保护现在的二维图形和知识投资，并且清楚地知道自己在使用目前市场上DWG兼容性最强的平台。 Autodesk Inventor软件是一套全面的设计工具，用于创建和验证完整的数字样机;帮助制造商减少物理样机投入，以更快的速度将更多的创新产品推向市场。 Autodesk Inventor 产品系列正在改变传统的 CAD 工作流程 财务工作流程表财务工作流程怎么写财务工作流程图财务工作流程及制度公司财务工作流程 :因为简化了复杂三维模型的创建，工程师即可专注于设计的功能实现。通过快速创建数字样机，并利用数字样机来验证设计的功能，工程师即可在投产前更容易发现设计中的错误。Inventor 能够加速概念设计到产品制造的整个流程，并凭借着这一创新方法，连续 7 年销量居同类产品之首。 1.3 摆线针轮减速器的发展 1926年德国人L(Braren发明了摆线针轮减速器，他是在少齿差行星传动结构上，首先将变幅外摆线的内侧等距曲线用作行星轮齿廓曲线而把圆形作为中心轮齿廓曲线，和渐开线少齿差行星传动模式一样，保留z—X—F类N型行星齿轮传动。摆线针轮传动较之普通渐开线齿轮或蜗轮传动的优点是:高传动比和高效率;同轴输出，结构体积小和重量轻;传动平稳和噪声低。由于摆线针轮传动同时啮合的齿数要比渐开线外齿轮传动同时啮合的齿数多，因而承载能力较大，啮合效率要高;还由于摆线轮和针轮的轮齿均可淬硬、精磨，较渐开线少齿差传动中内齿轮的被加工性能要好，齿面硬度更高，因而使用寿命要长;加上摆线轮的加工技术已经过关，专业加工设备齐全，摆线轮已纳入专业通用件，在国内已做到通用化批量生产，生产成本下降，因此摆线针轮传动的减速器当前广为应用。摆线针轮减速技术至今，虽在品种、规格等方面做了不少改进，但再没有作本质、原理上的创新。现今摆线针轮减速器，其原理和结构还是1926年德国的原型。 目前，摆线针轮的研究在国内外都在积极发展，日本住友重机械株式会社的“80系列”极大提高了性能，从1990年开始，住友机械株式会社在“80系列”的基础上推出最新“90样本”的摆线针轮减速器，它的机型由15种扩大为21种，传动比由8种扩大为16种。我国对日本提高摆线针轮减速器性能的主要技术措施已 4 常熟理工学院 进行较深入的分析，而且在赶超世界水平方面也有自己的创新成果，如符合工程实际的对摆线轮与输出机构受力进行分析及摆线轮齿形的优化设计等。 摆线针轮减速器所传递的最大功率为132KW，输入轴最高转速为1800r/min。美国在研究直升飞机传动装置时所做的摆线针轮传动试验样机，采用四片摆线轮，可以保证输入轴动平衡的新结构，输入转速达2000r/min，传动功率达205KW。 5 常熟理工学院 第二章 Inventor的功能与特点分析 2.1 参数化与模块化设计 2.1.1 参数化设计和变量化设计 早期的CAD系统中其设计结果仅仅实现了用计算机及其外围设备出图,就产品图形而言,不过是几何图素(点,线,圆,弧)的拼接,是产品的可视形状,并不包含产品图开有内在的拓扑关系和尺寸约束.因此,当需要改变图形中哪怕任一微小的部分,都要擦除重画.这不仅使设计者投入相当的精力用于重重劳动,而且,这种重复劳动的结果并不能充分反映设计者对产品的本质构思和意图.一个机械产品,从设计到定型 ,其间经历了反复的修改和优化;定型之后,还要针对用户不同的规格系列的变而自动生成.如何将只有几何图素的“死图”变为含有设计构思,设计信息的产品几何模型,这是研究参数化设计和变量化设计的出发点。 参数化和变量化设计的基础是尺寸驱动几何模型。与传统的设计不同,尺寸驱动的几何模型可以通过改变尺寸达到更改设计的目的。这意味着,设计人员一开始可以设计一个草图,稍后再通过精确的尺寸完成设计的细节。 参数化设计一般指图形的拓扑关系不变,尺寸形状由一组参数进行约束。参数与图形的控制尺寸有显式的对应,不同的参数值驱动产生不同大小的几何图形。可见,参数化设计的规格化,系列化产品设计的一简单,高效,优质的设计方法。 变量化设计是指设计图开有修改自由度不仅是尺寸形状参数,而且包括拜年结构关系,甚至工程计算条件,修改余地大,可变元素多,设计结果受到一组约束方程的控制和驱动.这种方法为设计方法为设计者提供了更加灵活的修改空间。 无论参数化设计还是变量化设计,其本质是相同的,即在约束的基础上驱动产生新的设计结果,所不同的是约束自由度的范围,在参数化设计方法中要严格的逐个连续求解参数;而在变量设计方法中则是方程联立求解。 2.1.2 模块化设计 模块化的概念由来已久，人类的语言无论其表达能力多么丰富,都是由有限的音节构成的;再用有限的字符刻录下来就构成了描述不同对象的文字系统。这里音节和字符就是基本模快，通过基本模型的排列组合就构成了丰富万千的不同系统;26个英文字母可以表达任何意思;10个阿拉伯数字字符可以表达任何数 6 常熟理工学院 字;一组儿童积木可以拼搭不同的玩具造型;相同的建筑材料可以盖成不同式样的楼宇。到20世纪50年代,欧美一些国家正式提 出“模块化设计”概念,把模块化设计提到理论高度来分。目前,模块化设计的思想已涌到许多领域,例如机床,减速器,家电,计算机等等.在每个领域,模块及模块化化设计都其特定的含义。 所谓模块化设计,即在对产品进行功能分析的基础上,划分并设计出一系列相对通用的功能模快,通过模块的选择和组合可以构成不同功能或相同功能不同性能,不同规格的产品,以满足市场的不同需求。 2.2 Inventor的功能与特点 目前,随着信息技术的发展,市场上已出现了许多不同的CAD/CAPP/CAM软件,如CAD、 UG 、PRO/E、 CAXA、Solidworks等等,其中,犹以PRO/E和UG为典型代表。PRO/E是基于参数化设计的典型软件, Inventor是基于模块化设计的典型软件。主要应用于数字化产品设计、数字化仿真和数字化产品制造等3大领域。 (1) 数字化产品设计 数字化产品设计又称全面设计技术。作为通向整个产品工程的一个主要的部分，Inventor产品设计技术涉及了绝大部分设计方法，使概念设计与详细的产品设计无缝组合。装配设计被提升为基于系统的建模，它提高了工程师对整个产品和生产过程进行评估的能力。评估过程中，工程师可以无限制地修改设计尺寸、零件或者整个部件。Inventor附加的开发设计工具还可以提高产品的质量，并且促进产品开发协作。 (2) 数字化仿真 Inventor 软件具有强大的根据产品特性进行虚拟仿真的功能。传统的虚拟仿真往往意味着需要专门训练的工程师和昂贵的物理原型，尽管随着高级仿真工具的出现省掉了一些物理原型，但对产品而言，这些工具往往显得笨拙而不易操作，而且还要求操作人员经过高级的专门培训。而Inventor软件提供了专业的产品仿真应用模块，能够进行产品的运动仿真、结构强度分析和产品模态分析。随着更多现代化的仿真工具的嵌如，Inventor的虚拟仿真更便于非专业的设计师和工程师使用，并且在最大程度上确保了产品的物理特性。 (3) 数字化产品制造 Inventor的数字化制造应用模块为生成、模拟和验证数控加工路径提供了 7 常熟理工学院 一套全面、易用的方法，以应对制造业越来越昂贵的费用开支，它是一个可扩展的解决 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，可以在单机和多CDA或集成环境下有效地实施。在与机床和传感器产品的结合方面，Inventor倡导抓住和再利用加工过程中面向知识驱动的解决方案，以提高精密加工的技术和含量。 Inventor每次升级的最新版本都代表了最先进的制造技术，很多现代设计方法和理论都能较快地在其新版本中找到。例如在并行工程中强调的几何关联设计，参数化设计等都是这些先进方法的体现。 Inventor 的主要特点是:实现了知识驱动型自动化和利用知识库进行建模，同时能自上而下进行设计，以确定子系统和接口，实现完整的系统库建模。知识驱动型自动化就是终端用户能够利用系统向导进行操作，由于有制作向导的工具，因此用户可以添加设计方法。 同时Inventor还能实现在一个系统中进行设计，而在另一个系统中可以对该设计进行分析或加工。用户可以充分利用两套软件的优势来优化产品的研发流程，以获取更高价值。两套系统之间保证双向变更的相关通知及更新，按照不同设计阶段，两套系统将逐步实现对几何参数，模型文件，产品数据的交互操作功能。自动生成二维工程图功能可基于模具中的三维模型自动生成单个或大量专业的二维模具工程图。工程图管理功能为用户查看、删除、打开和重命名自动生成的二维工程图提供了一种便捷的方式。 ?Inventor还具有UG系列软件通用性 ?集成的产品开发环境 ?产品设计相关性 ?产品设计并行协作 ?基于知识的工程管理 ?设计客户化 2.3 Inventor产品设计概述 2.3.1 Inventor的工作流程 Inventor软件在产品的设计制造过程中，体现了并行工程的思想，在产品设计的早期，它的下游应用部门(如工艺部门、加工部门、分析部门等)就已经介入设计阶段，所以设计过程是一个可反馈、修改的过程。Inventor强大的参数化 8 常熟理工学院 功能能够支持模型的实时修改，系统能自动刷新模型，以满足设计要求。由此，这种设计过程不必等产品全部设计完，才进行下游工作，而是在产品初步设计后，进可进行方案评审，并不断修改设计，直到达到设计要求。应用Inventor 软件进行产品设计的工作流程如图2-1所示。 图2-1 Inventor的工作流程 2.3.2 Inventor产品设计的一般过程 (1) 先做准备工作 ?阅读有关设计的初始文档，了解设计目标和设计资源。 ?收集可重复使用的设计数据 ?定义关键参数的结构草图 ?了解产品装配结构的定义 ?编写设计细节说明书 ?建立文件目录 (2) 再应用Inventor进行设计 ?建立主要的产品装配结构 ?在装配设计的顶层定义产品设计的主要控制参数和设计结构描述 ?将这些参数和结构描述数据 ?保存整个产品设计结构 ?对不同了部件和零件进行细节设计 9 常熟理工学院 ?随时进行装配层上的检查 2.3.3 三维造型的步骤 (1)理想模型的设计 这里应该了解主要的设计参数、关键的设计结构和设计约束等设计情况。 (2)主体结构造型 找出模型的关键结构，如主要轮廓和关键定位孔等结构。关键结构的确定会对造型过程起到关键性作用。 对于复杂模型而言，模型的分解是造型的关键。如果一个结构不能直接用三维特征造型来完成，就需要找到该结构的某个二维轮廓特征。然后用拉伸、旋转或扫描的方法，还可以用曲面造型的方法来建立该模型。 Inventor允许用户在一个实体设计上使用多个特征，这样就可以分别建立多个主结构，然后在设计后期将它们用布尔运算连接在一起。对于能够确定的设计模型，应该先造型，而那些不能确定的设计部分应该放在造型后期来完成。 在进行主体结构造型时，要注意设计基准的确定。设计基准常将决定设计的思路，好的基准会帮助简化造型过程，并方便后期的设计工作。 (3)零件的相关性设计 Inventor允许用户在建模完成之后，再建立零件之间的参数关系。但更直接的方法是在造型中就直接引用相关参数。 (4)细节特征设计 细节特征设计一般放在造型的后期阶段，一般不要在早期阶段进行这些细节设计，这样会大大加长设计周期。 2.3.4 Inventor基本操作流程 Inventor的功能操作都是在零部件文件的基础上进行的，Inventor的文件是以“xxxxx.ipt”格式保存的。下面介绍Inventor基本的操作流程。 (1) 启动Inventor。 (2) 如果是新的设计，应该先建立一个新的文件名。如果是修改一个已有的 零件，可以打开已经存在的文件。 (3) 根据设计需要，进入相应的设计功能模块，如建模、制图、装配和结构 分析等模块。 10 常熟理工学院 (4) 进行相关的准备工作:如坐标系、层和参数的预设置，为具体的设计指定相应的参数，它们会影响用户的后续操作。 (5) 开始做具体的设计操作。 (6) 检查零部件模型的正确性，如果有必要，对模型进行相应的修改。 (7) 保存需要保存文件后，退出系统。 11 常熟理工学院 第三章 摆线针轮减速器传动理论与设计方法 3.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点 3.1.1 摆线针轮行星传动的传动原理 图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮，为摆线行星轮，HZZzb 为系杆，V为输出轴。运动由系杆H输入，通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样，摆线针轮传动也是一种K,H,V型一齿差行星传动。两者的区别在于:摆线针轮传动中，行星轮的齿廓曲线不是渐开线，而是变态摆线，中心内齿采用了针齿，以称针轮，摆线针轮传动因此而得名。 同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为 Zb ii==-HVH2ZZ-zb . 图3,1 摆线针轮减速器原理图 由于,1，故,,，“,”表示输出与输入转向相反，即利用摆ZZZ-izbHVb 线针轮行星传动可获得大传动比。 3.1.2 摆线针轮减速器的结构特点 它主要由四部分组成: (1) 行星架H，又称转臂，由输入轴和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向 o180互成。 (2) 行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线.为使输 12 常熟理工学院 入轴达到静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双偏心 o180套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚子轴承,而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。 (3) 中心轮b,又称针轮,由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销5(通常针齿销上还装有针套7)组成。 (4)输出机构W, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。 图3,2 摆线针轮减速器基本结构图 1.输出轴 2.机座 3.针齿壳 4.针齿套 5.针齿销 6.摆线轮 7.销轴套 8.销轴 9.偏心轮 10.主动轴 图3,2为摆线针轮传动的典型结构 3.1.3 摆线针轮传动的啮合原理 为了准确描述摆线形成及其分类,我们引进圆的内域和圆的外域这一概念。所谓圆的内域是指圆弧线包容的内部范围,而圆的外域是包容区域以外的范围。 按照上述对内域外域的划分,则外摆线的定义如下: 外摆线:滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯滚动,滚圆上定点的轨迹 13 常熟理工学院 是外摆线。 外切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆外切形成的外摆线(此时基圆也在滚圆的外域)。 内切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆内切形成的外摆线(此时基圆在滚圆的内域)。 短幅外摆线:外切外摆线形成过程中,滚圆内域上与滚圆相对固定的某点的轨迹;或内切外摆线形成过程中,滚圆外域上与滚圆相对固定的某点的轨迹。 长幅外摆线:与短幅外摆线相反,对外切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的外域;对内切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的内域。 短幅外摆线与长幅外摆线通称为变幅外摆线。变幅外摆线变幅的程度用变幅系数来描述,分别称之为短幅系数或长幅系数。 外切外摆线的变幅系数定义为摆杆长度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。 a K, (3.1——1) 1r2 式中 ——变幅系数。 K1 a———外切外摆线摆杆长度 r———外切外摆线滚圆半径 2 对于内切外摆线而言,变幅系数则相反,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。 r'2K (3.1——2) ,1A 式中 K———变幅系数 1 r′———内切外摆线滚圆半径 2 ———内切外摆线摆杆长度 A 根据变幅系数K值的不同范围,将外摆线划分为3类: 1 短幅外摆线0 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 外摆线=1; K1 长幅外摆线K>1。 1 14 常熟理工学院 变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在一定的条件下完全等同。这个等同的条件是,内切外摆线滚圆与基圆的中心距等于外切外摆线的摆杆长度a,相应地外切外摆线滚圆与基圆的中心距等于内切外摆线的摆杆长度A。根据这一等同条件,就可以由外切外摆线的有关参数推算出等同的内切外摆线的对应参数。它们的参数关系参看图3,3。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r,滚圆半径为r,短幅12系数为K,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅外摆线的表1 示形式完全相同): 根据式(1),摆杆长度a=Kr; 12 根据等同条件,中心距。 A=r+r12 按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内外摆线的滚圆半径为′=;内切外摆线的基圆半径为 rkAr',r',a2112 两种外摆线的参数换算关系归纳如表3,1 表3,1 参 数 名 称 主 要 参 数 代 号 变幅外切外摆线 变幅内切外摆线 '基圆半径 rr11 '滚圆半径 rr22 滚圆与基圆中心距 A a 摆杆长度 a A 根据上述结果,很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的相互关系为 (3.1——3) r',kr111 短幅外摆线以基圆圆心为原点,以两种外摆线的中心距和短幅系数为已知参数,以滚圆转角为变量的参数方程建立如下: ,在以后的叙述中将滚圆转角律记为,并称之为相位角。 ,2 (1)直角坐标参数方程 根据图1,摆线上任意点M的坐标为 i 15 常熟理工学院 ,,x,Asin,asin1 y,Asin,，asin,1 图3,3 短幅外摆线原理图 根据纯滚动原理可知，故，又，于是有r,r,,,r,/r,,,,(,，,)121211,2 KAa,,1， ， 将与γ的结果代入上述方程, ,,,,,,,11KA,aKA,a11 KA,a,1x,A,asinsin (3.1——4) KA,aKA,a11 KA,a,1y,A,acoscos (3.1——5) KA,aKA,a11 式(3.1——4)与式(3.1——5)是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。 若令上两式中的K=1,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线,式中1 。 的A=r+r,a=r122 对于内切外摆线,式中的A=r′,A=r′-r′。 221 为了与直角坐标表示的曲线相一致,将Y轴规定为极轴,将极角沿顺时针方 向的角度规定为正方向,方程表述如下(参看图3—3): 22,,A，q,2Aacos, (3.1——6) ,,aasin,,,arctan (3.1——7) KA,aA,acos,1 同理,K=1时,变幅外摆线通用极坐标参数方程变为标准外摆线极坐标方程,1 16 常熟理工学院 参数a和A的变换同上。 '当动圆绕基圆顺时针方向作纯滚动时，每滚过动圆的周长2时，动圆上,r2 '的一点B在基圆上就形成一整条外摆线。动圆的周长比基圆的周长长2,r1 '''''p=2-,，当圆上的B点在动圆滚过周长再次与圆接触时，应2,arr,r2,r2,r22111 ,''BB是在圆上的另一点，而,，这也就是摆线轮基圆上的一个基节，p2,arrB1111 即 (3.1——8) p,2,(r',r'),2,a21 由此可得摆线轮的齿数为 ,,rrr2'2''111z,,, (3.1——9) cp,aa2 ,,2r'2r'r'r'，a2221z,,,,,z，1针轮齿数为 (3.1——10) pc,p2aaa 3.1.4 摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程 由上一节分析，选择摆线轮的几何中心作为原点，通过原点并与摆线 轮齿槽对称轴重合的轴线作为轴，见图3-4，针齿中心圆半径为，针rypc 齿套外圆半径为r 。 rp 图3-4 摆线轮参数方程图 17 常熟理工学院 则摆线轮的直角坐标参数方程式如下: üKï1ïxrz=-[sinsin()]ff0ppïïzpïï (3.1——11) ýïK1ïyrz=-[coscos()]ffï0ppïzïpïþ实际齿廓方程 üxxr=+cosgï0rpïïï (3.1——12) Ký1ïyyz=-cos()f0pïzïpïþ f——针齿中心圆半径 ——针齿套外圆半径 ——转臂相对某一中心矢rrprp o径的转角，即啮合相位角() ——针齿数目 zp 3.1.5 摆线轮齿廓曲率半径 变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 22..3/2()xy+ (3.1——13) r=...... ()xyxy- 式中 ———变幅外摆线的曲率半径 , ..dx,xx,———x对的一阶导数, d, ..dy,y,———y对的一阶导数, yd, 2....dxx=,x ———x对的二阶导数, 2df 2....dxy=,———y对的二阶导数, y2df ,将式(3.1——4)和式(3.1——5)中x和y分别对取一阶和二阶 导数后代入,的表达式得 23/2AKK(12cos)+-f11 (3.1——14) r=3KKAaKAa(1/)cos(1/)+-+f111 18 常熟理工学院 以K=1代入式(3.1——14),得标准外摆线的曲率半径为1 ,=-[4A?a/(A+a)]sin(/2) , 式中 A=r+r或A=r′ 122 或a=r′-r′ 221a=r 由本式可知,标准外摆线?0,曲线永远呈外凸形状,故它不适于作传动曲, 代入式(3.1——14)进行运算表明,,故长幅外摆线也永远呈外凸线。以K>1<0,1 形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K<1代入式(3.1——14)进行运算表明,1 曲率半径呈现出由正值经过拐点到负值的多样性变化。 摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为 23/2AKK(12cos)+-f11r'r,+ (3.1——15) r=+rrrpp3KKAaKAa(1/)cos(1/)+-+f111 ,对于外凸的理论齿廓(<0)，当>时，理论齿廓在该处的等距曲线就,rrp 不能实现，这种情况称为摆线齿廓的“顶切”，严重的顶切会破坏连续平稳的啮 ,',合，显然是不允许的。当r,时，,0，即摆线轮在该处出现尖角，也应防rp 止，若为正值，不论取多大的值，都不会发生类似现象。 ,rrp 摆线轮是否发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径，而且与针齿齿形半径(带针齿套的外套的半径)有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 r,, (3.1——16) rpmin 3.2 摆线针轮传动的受力分析 F 摆线轮在工作过程中主要受三种力:针轮与摆线轮啮合时的作用力;,i rFQ输出机构柱销对摆线轮的作用力，转臂轴承对摆线轮作用力。 ,i 3.2.1 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 (1)确定初始啮合侧隙 标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合，在理论上都可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半，但摆线轮齿形只要经过等距，移距或 19 常熟理工学院 等距加移距修形，如果不考虑零件变形补偿作用，则多齿同时啮合的条件便不存在，而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时，其余的摆线轮齿与针轮齿之间都 图3—5 修形引起的初始啮合侧隙 图3—6 轮齿啮合力 存在大小不等的初始侧隙，见图3—5。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧隙可按下式表计算: ,(,)i 2D---rKK(1cos1sin)ffsinfpii11i D=D--()(1)frirp2212cos12cos+-+-KKkKffii1111 (3.2—1) _____ 式中，为第i个针齿相对转臂的转角，为短幅系数。 ,Kooi1pc 令，由上式解得，即 ,,,,arccosK ,,,0cos,,Kii1i01 20 常熟理工学院 这个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在处的一对啮,,,,arccosKi01 00合。从到的初始侧隙分布曲线如图3—7所示 ,,0,,180ii 图3—7 与的分布曲线 dD()fii (2)判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理 设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为，在的作用下由于摆线轮与针TTcc ,齿轮的接触变形W及针齿销的弯曲变形f，摆线轮转过一个角，若摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小，可以忽略不计，则在摆线轮各啮合点公法线方向的总变形W+f或在待啮合点法线方向的位移为 z/2 (i=1，2，„„) db=lpii b式中 ——加载后，由于传力零件变形所引起的摆线轮的转角; ——第ili个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距离 oc fsini lrr==q'sin'icic2+-kKf12cos11i——摆线轮节圆半径 ——第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线与r',ci ------ oo转臂之间的夹角。 pc (3) 针齿与摆线轮齿啮合的作用力 假设第i对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形Fi ,,,(,)。由于这一假设科学考虑了初始侧隙,(,)及受力零件弹性变形的影iii 21 常熟理工学院 响，已被实践证明有足够的准确性。 按此假设，在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为 F(N)iziT dj-D()iiFF= imaxdmax in=0.55T式中在==处FZTFljj==arccosKåmaxTciii01in=Dl()jim=ii-()låir'dim=maxc 亦即在或接近于的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中， 这llr=='icmax 对齿受力最大，故以表示该对齿的受力。 Fmax 设摆线轮上的转矩为由i,m至i=n的个齿传递，由力矩平衡条件可ZTcT in= TFl=得 åciiim=得最大所受力(N)为 Fmax T0.55Tc, =Fmax=in=in()DDljl()jiiii()--l()lååii'rdr'd=im=immaxmaxcc T——输出轴上作用的转矩; ——一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差Tc和结构原因，建议取,0.55T;——受力最大的一对啮合齿在最大力的作,Tcmax用下接触点方向的总接触变形， ,,，Wfmaxmaxmax ——针齿销在最大力作用下，在力作用点处的弯曲变形。 fmax 3FL31maxf,当针齿销为两支点时， max4864EJ 3FL7maxf,当针齿销为三支点时， max48128EJ 4TcJ, RZww 22 常熟理工学院 3.2.2 输出机构的柱销(套)作用于摆线轮上的力 若柱销孔与柱销套之间没有间隙，根据理论推导，各柱销对摆线轮作用力总和为 4Tc ,Q,i,Rw 式中，——输出机构柱销数目 Zw (1) 判断同时传递转矩的柱销数目 考虑到分配不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为，(T——为摆线TT,0.55c o90轮上输出转矩)传递转矩时，,处力臂最大，必先接触，受力最,lR,imaxw大，弹性变形也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为，则因,,maxi 变形与力臂成正比，可得下述关系: li ,,imax ,， lRiw 又因 lR,sin,iw 故 ,,,,sinimax 柱销是否传递转矩应按下述原则判定: 如果，则此处柱销不可能传递转矩; ,,,Wi 如果，则此处柱销传递转矩。 ,,,Wi (2)输出机构的柱销作用于摆线轮上的力 由于柱销要参与传力，必须先消除初始间隙;因此柱销与柱销孔之间的作用 力大小应与成正比。 Q,,,Wii 设最大受力为，按上述原则可得 Qmax QQimax ,,,,,Wiimax由摆线轮力矩平衡条件，整理得 23 常熟理工学院 0.55T ,Qmaxin,,,,Wi,,,Rsinsin,,,wii,im,max,, 3.2.3 转臂轴承的作用力 转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点P，则可得 in,TZTcpc方向的分力总和为 ,,xF,ix'rKrZim,1cpc in,in, FFsin,Y方向的分力总和为 , ,,tiiyim,im, 22,,,ininin,,,,转臂轴承对摆线轮的作用力为 FFQF,，,,,,rixiiy,,,,,,,,,,,imimim 3.3 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算 为了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮常用轴承钢GCr15、GCr15siMn,针齿销、针齿套、柱销、套采用GCr15。热处理硬度常取58,62HRC。 3.3.1 齿面接触强度计算 为防止点蚀和减少产生胶合的可能性，应进行摆线轮齿与针齿间的接触强度计算。 根据赫兹公式，齿面接触强度按下式计算 EFci，， ,,,,0.418HH，，b,cei 式中 ,针齿与摆线轮啮合的作用力， Fi 5 ,当量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，,2.0610MPa EE，cc r,摆线轮宽度，,(0.1,0.15)，,当量曲率半径。 bb,pccei 3.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 针齿销承受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引起针齿销与针齿套接触不好，转动不灵活，易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合，并 24 常熟理工学院 导致摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，即校核其转角值。,另外，还必须满足强度的要求。 针齿中心圆直径<390mm时，通常采用二支点的针齿;时，dd,390mmpp为提高针齿销的弯曲应力及刚度，改善销、套之间的润滑，必须采用三支点针齿。 二支点针齿计算简图，假定在针齿销跨距的一半受均布载荷，则针齿销的弯 曲强应力(Mpa)和转角(rad)为 ,,bb FL1.41max ,,,[,]bbbb3dsp ,62FL，4.4410max ,,,,p4dsp 三支点的针齿计算，针齿销的弯曲应力和支点处的转角为 ,,bb FL0.48max ,,,[,]bbbb3dsp ,62FL，0.4710max ,,,,p4dsp 式中 ——针齿上作用之最大压力，按式计算(N); Fmax L——针齿销的跨度(mm),通常二支点L=3.5.若实际结构已定，应按实际之Lbc 值代入; d——针齿销的直径 sp ——针齿销许用弯曲应力，针齿销材料为GCr15时，,150,200MPa ,,,,,,bbbb ——许用转角，,(0.001,0.003) ,,PP 3.3.3 转臂轴承选择 因为摆线轮作用于转臂轴承的较大，转臂轴承内外座圈相对转速要高于Fr d入轴转速，所以它是摆线针轮传动的薄弱环节。>650mm时，可选用带外座圈p d的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径=(0.4,0.5)，轴承宽度B应大于Dp1 25 常熟理工学院 摆线轮的宽度。 bc 3.3.4 输出机构柱销强度计算 -31)，相当一悬臂梁，在作用下，输出机构柱销的受力情况(见图2.7Qmax柱销的弯曲应力为 ,KQLKQb(1.5，)wmaxWmaxcc ,,,,[,]bbbb3,3d0.1SWdSW32 设计时，上式可化为 ,(1.5)KQb，Wccmax3 d,SW0.1[,]bb 式中 ——间隔环的厚度，针齿为二支点时，，三支点时，,,B,b,,b,ccccc若实际结构已定，按实际结构确定。 B——转臂轴承宽度 ——制造和安装误差对柱销载荷影响系数，一般情况取,1.35,1.5 KKww 26 常熟理工学院 第四章 摆线针轮减速器的设计计算 4.1摆线轮、针齿、柱销的计算 设计计算如下: 项目 代号 单位 计算、结果及说明 p KW功率 5.5 跟据使用条件,确定为 n针轮固定的卧式减速器,输入转速 1450 r/min 带电机 i传动比 45 ,11 Zc 为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生 摆线轮齿 Zc产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取Zic数的确定 奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以 上 针轮齿数 Z Z,Z，1 ppc 选材为GCr15,硬度为60HRC以上 N,mm输出转矩 T PT,9550000i,,1499679.3 nH 一般效率取0.9,0.95 初选短幅 K,0.5 K11系数 由参考文献查表8.1-2, =0.42,0.55 K1初选针径 K，由参考文献查表8.1-3, K,2.8K,2.0~2.8222系数 3针齿中心mm r,1.18，T,128.1r pp3，，r,0.85~1.3T取 p 圆半径 r,130mm取 p 材料为轴承钢58~62HRC时,=1000,1200MPa [,]H 27 常熟理工学院 摆线轮齿b mm c取 b,0.12r,15b,(0.1~0.15)rcpcp 宽 偏心距 a mm Kr0.5，130p1 由文献查表8.1-5查得a,,,5.42Z12p 取,6mm a 实际短幅 K K,aZ/r,6，12/130,0.55411pp 系数 o针径套半mm r r180prp，取,12mm rr,sin,12mmrprpKZ2p径 2 (1)313.9，K1,47.22 ,,r,pmin6.648ZK1p验证齿廓 不产生顶r,17,, rpmin切或尖角 按参考文献按式(8.1-17)算得，由计算结果知，摆 线齿廓不产生顶切或尖角。 针齿销半mm r 取r,7mm spsp 径 针齿套壁厚一般为2,6mm。 o实际针径 r180 Kp2K ,sin,2.8042rZrpp系数 若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。则以上各式 应重新计算 齿形修正 mm ,r,r,0.35， ,r,0.2 rprpp ,r考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。 p N 0.55T FmaxF,,6549N maxi,n,l(),ii ()l,,i,r'i,mmaxc齿面最大 ,sinil,r'其中整个结果由计算机求接触压力 ic21，K,2Kcos,11i 出。 28 常熟理工学院 传力齿号 m m=2， n=4 参考资料，由计算机求出。 n 摆线轮啮MPa ,FEHcmax,,0.418,1416.7MPa Hmaxb,与针齿最ei大接触应为m,n齿中的最大值。 ,Hmax 力 22转臂轴承N ,,,ininin F,,,,r FFQF,，,,,,rixiiy,,,,,,,,,,,imimim径向负载 ,,16988 216459772，72153257转臂轴承P N ,1.0516988,17837 P,xF，r 当量负载 d,390mm时，=1.05 xp d,390mm时，,1.1。 xp mm D,(0.4~0.5)d,370(0.4,0.5),148,185 ，p 选择圆柱由参考文献查GB/T283-94，选N2213轴承，滚子轴承 310d=65,B=31,=142,D=108.5。 C，r 转臂轴承n r/min 1450n,n，n,1450，,1482.2 HV45内外圈相 对转速 ,10/366转臂轴承h L1010142000C,,,,h,,11330 L,,,,,h60148260，148217837，P,,,,寿命 —寿命指数，球轴承,3，滚子轴承,10/3。 ,,,针齿销跨L mm 由结构及前面的摆线轮宽度，得L,70 距 采用三支点型式。若结构已定，L按实际尺寸计算 针齿销抗MPa FL0.480.48，6549，70 ,maxbb< ,80.2[,],,,bbbb3314dsp弯强度 选用三支点，材料为轴承钢时,150,200MPa [,]bb 29 常熟理工学院 6262,, ,针齿销转rad FL0.74，10，6549，700.74，10max, ,,4414dsp角 ,0.000618<，材料为轴承钢时,0.01,,,pp 0.03rad。 mm 摆线轮齿,,2,,2(,,,),260,12,34,2，ddadrr dfcprprppfc (0.35,0.2),223.7根圆直径 摆线轮齿mm ,，2,,2(,,,),260，12,34,2，ddadrr dacprprppac (0.35,0.2),247.7顶圆直径 h摆线轮齿mm h,2a,12高 mm Dd，D223.7，108.5WfcD,,,166.1 w32销孔中心 圆直径 取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用D,166w 性。 , 间隔环 mm ,,按结构取 ,15，若结构尺寸已定按实际尺寸计算 柱销直径 mm KQ1.5bd，，，,swwcmax3,30.8 d,sw,,0.1Zw 按参考文献8.1—61计算，按文献表8.1—6选取Qmax Zw 取,32 按式8.1—73计算，取,32。 dddswswsw柱销套直mm d,45 由文献[1]表2.7—7，知,45 ddrwrwrw 径 摆线轮柱mm d,d，2a，,,45，12，0.15,57.15dwwrw 销孔直径 ,为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加dw ,,d,550mm时，d值:,0.15;>550mm时，,0.2,pp 0.3。 30 常熟理工学院 4.2 输出轴的计算 结构图如图4-1， 图4-1 输出轴结构装配图 设计计算如下: 项目 代号 单位 设计计算、结果及说明 转矩 T N?mm 前面已经算出，T,1466353 n1450Hr/min 输出转速 n n,,,131.82VVi11 #mm d45选材为钢，调质处理，由文献[12]表15-3，取A0min P22，0.923dA3,110，mm ,,110,43min0 n131.82V 输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分初步确定 ，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须dd1,21,2轴的最小 选取联轴器，联轴器的计算转矩,，由文献TKTcaA直径 [12,表14-1，,1.3， KA , TKT,1.3，1466353,1906258.9caA 由文献[13]表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径 为d=60,半联轴器L,142mm，取,112mm。 L1,2 其装配结构图如图4-1，d上选用滚动深沟球轴承34, 6214，由文献[13]表6—1查得， 31 常熟理工学院 d=70,D=125,B=24,=79，则可知=70，ddmmmma34, =65;上选用深沟球轴承6215，，d,75ddmm23,45,轴结构设 D=130，B=25， =84，所以，=75，ddmmmmmmmma45,计 所以，=22，=30，=120，套筒lllmmmmmm45,23,45, 长93，外圈直径84。轴承端盖由减速器结构mmmm 定，总宽度为33轴上联轴器定位采用平键联接，mm。 由文献[13]GB/T1095-1979，选用平键,l，b，h ，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴90，18，11 器与轴的配合，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的 周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸 公差为m6。由文献[12]，表15-2，取轴端倒角为 o2，45r,1，各轴肩圆角半径为.5 。 N F1 F2 F3 求轴上载 ìFF+=16988ï21ï荷 由前面的轴的结构知， 、受Fí1ïF? 10816988541ïî 力中心距离为116mm,、受力中心距离为50mm,因FF23 ,5600N，故 F1 ìFF+=5600ï23ï íï116166(5600)? F2ïî 得,8014N ， ,2414N 。 FF23 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的 截面(即危险截面4)的强度。根据下式及上表中的 按弯扭合数值，并取=0.6，轴的计算应力 , 成应力校 32 常熟理工学院 22核 M，T，，,328.29Mpa， ,,,caW 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12]表 15—1查得=60MPa，因此〈，故安全。 ,,,,,,,ca,1,1 1)判断危险截面 截面2、3、5、9只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过 渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但 由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的， 所以截面2、3、5、9 均无需校核。从应力集中对轴 的疲劳强度的影响来看，截面 4 和5 处过渡配合引 起的应力集中较为严重;从受载的情况来看，截面4、 5上的应力最大。由于5轴径也较大，故不必做强度 校核。截面4上应力最大，，因而该轴只需校核截面4 左侧即可。 2)截面4左侧 3W,0.1d抗弯截面系数 ,421875 3抗扭截面系数 ,84375 W,0.2dT M弯矩 ,560050,280000 N,mm， 扭矩 T,1466353 N,mm 精确校核M截面上的弯曲应力 ,6.637 MPa ,,bW轴的疲劳 T3强度 截面上的扭转切应力,17.38MPa ,,TWT 轴的材料为45钢，调质处理，由文献,12,表15-1， 得,640MPa，,275MPa，,155MPa。 ,,,B,1,1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，,,,, rD按文献,12,表3-2查取，因，，,1.07,0.0291dd 经插值后可查得 ,2.0，,1.3;又由[12]附图3-1，可得材料敏性,,,, q系数为，,0.85。 q,0.82,, 故有效应力集中系数为 ，，,1.82 k,1，qa,1,,, 33 常熟理工学院 ,1.26 ，，k,1，qa,1,,, 由文献,12,附图3-2得尺寸系数=0.67 ;由文献,,,12,附图3-3的扭转尺寸系数= 0.82 。 ,,轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为,,,,,, 0.92 轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数,,1q值为 k1,,，,1,2.8 K,,,,, k1,,，,1K,1.62 ,,,,, ,3,1,又由文献,12,及3-2得碳钢的特性系数,,, 0.1，,0.05 ,, 于是，计算安全系数值，则得 Sca ,,1S,,20.21 ,K,，,,,,,m ,,1S,10.62 ,K,，,,,,,m SS,,S,,9.40,S,0.05 ca22S，S,, 故可知其安全。 4.3输入轴的计算 其结构装配图如图4-2 34 常熟理工学院 图4-2 输入轴结构装配图 项目 代号 单位 计算、结果、说明 N?mm 由前面已经算出，T,144897 转矩 T N?mm T由文献[12,表14-1，取,1.3， K公称转矩 caA , TKT,1.3，144897,188366caA # mm d45选材为钢，调质处理，由文献,12,表15-3，min P2233取A,110，dAmm ,,110，,27.230min0 n1450H 输出轴最小直径显然是安装轴承的部分，为了d1,2 使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，d1,2初步确定 轴的最小由文献[13]GB/T ，选取圆柱滚子轴承N406，d=30 直径 ,D=90 mm,B=23 mm, =57.2 KN。 Cmmr 校核该轴承: 663,,10C1057.2，10,,, l,(),,7199hh,,60nP60，15826494,, 该轴承符合寿命要求，所以，,30mm, d1,2 =25mm d1,2 其装配结构图如图4-2，上选用滚动深沟球轴d 34, 承6408，由文献[13]表6—1查得， 35 常熟理工学院 d=40,D=110,B=27,= ，则可知=40，ddmmmm a34, =40mm;=24mm,由减速器的结构知，,dll 5,63,42,3 ，轴上第4-5段与,18mm。d,50mm,l75mm轴的结构4,54,5 联轴器相配合,由文献[13]表8-7，选HL3弹性柱设计 销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器,70mm，取l ,60mm。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为l5,6 57mm。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联 接，由文献[13]GB/T1095-1979，分别选用平键 ,和=,键槽用l，b，h50，10，8l，b，h45，10，8 键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合 及偏心轮与轴的配合，选择配合为H7/k6和H7/h6， 滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安 装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献[12]，表 o1，4515-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为 r,1. F1 力的计算 F2 由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，FFFr12 都为54mm， ìFF+=16988ï21ï íïF? 10816988541ïî 得，,8494N，,8494N。 FF12 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭 矩的截面(即危险截面2)的强度。根据下式及上 按弯扭合表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 , 36 常熟理工学院 22成强度校MT+a()3 21.49 Mpa， s==ca核 W 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12] 表15,1查得=60MPa，因此〈，故,,,,,,,ca,1,1 安全。 1)判断危险截面 截面4、5只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡 配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确 定的，所以截面4 、均无需校核。从应力集中对 轴的疲劳强度的影响来看，截面 2、3、4 处过渡 配合引起的应力集中较为严重;从受载的情况来 看，截面2、3上的应力最大。所以只需校核2截 面，显然左侧比右侧直径小，因而该轴只需校核 截面2左侧即可。 2)截面2左侧 3W,0.1d抗弯截面系数 ,42875 3抗扭截面系数 ,85750 W,0.2dT M弯矩 ,917352 N,mm 扭矩 T,144897 N,mm M截面上的弯曲应力 ,11.89 MPa ,,bW T3截面上的扭转切应力,1.69 MPa ,,TW T 轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12]表15-1， 得,640MPa，,275MPa，,155MPa。 ,,,B,1,1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,, r及，按文献[12]表3-2查取，因，,,0.029,d精确校核D,1.16，经插值后可查得 d轴的疲劳 ,1.34，,1.66;又由文献[12]附图3-1，可,,,, 强度 q得材料敏性系数为，,0.85。 q,0.82,, 故有效应力集中系数为 37 常熟理工学院 ,1.2788 ，，k,1，qa,1,,, ,1.561 ，，k,1，qa,1,,, 由文献,12,附图3-2得尺寸系数=0.95 ;由文,, 献,12,附图3-3的扭转尺寸系数= 0.9 。 ,, 轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为,,,,, ,0.92 轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系,,1q 数值为 k1,,，,1K,2.8 ,,,,, k1,,，,1K,1.62 ,,,,, ,3,1,又由文献,12,及3-2得碳钢的特性系数,, ,0.1，,0.05 ,, 于是，计算安全系数值，则得 Sca ,,1S,,20.21 ,K,，,,,,,m ,,1S,10.62 ,K,，,,,,,m SS,,S,,,9.40S,0.05 ca22S，S,, 故可知其安全。 4.4 其它零件的设计 其它零件的设计见草图，在此不作说明。 4.5 润滑与密封 本减速机采用油浴润滑，润滑油选择中极齿轮油。若在低温或高温环境以及 38 常熟理工学院 在启动频烦的场合，须跟据情况重新选择适宜润滑油。对于本减速器，在严重恶劣负荷条件中工作时，推荐采用双曲线齿轮油。 密封件选择J型无骨架油封。 针齿壳上开有沟槽，油浸深度为20,40mm。 第五章 基于Inventor的摆线针轮减速器设计 5(1建模 5.1.1 摆线轮 摆线轮是一个盘式结构，其上均匀分布孔的零件，它最大的特征是摆线轮廓;此零件三维建模的难点也在于摆线轮廓的绘制。由于UG没有直接用于绘制摆线的命令，要生成符合要求的摆线轮廓，必须借助于相应的程序和方程，生成符合要求的摆线轮齿廓。摆线轮廓直角坐标参数方程前面已经给出，现有两种方法生成摆线轮齿廓曲线: 其一是，根据摆线轮参数方程，用C语言编制一个生成摆线轮齿廓曲线的程 文件。用描点法得到摆线上一系列坐标点，然后序，将其保存为扩展名为(txt 运用样条曲线命令，连接所有坐标点，得到摆线轮齿廓曲线，拉伸，然后打中心 孔，作柱销孔及阵列得到摆线轮。 其二是，借助Inventor的规律曲线命令，在“工具”菜单下“表达式”命令对话框中按Inventor的语法格式输入摆线轮曲线的参数方程，点击“管理”菜单下的“参数”命令，x、y、z各方向的规律由表达式中的参数方程控制，生成摆线轮齿廓。 本文利用的是第二种方法，如图5-1 图5-1 摆线轮齿廓 图5-2 摆线轮 5.1.2 箱体 由于箱体的形状很复杂，所以分割体很多，合理的建模顺序是很重要的;另 39 常熟理工学院 外建模应该以数据作为基础。 图5-3 箱体 图5-4 针齿壳 5.1.3 输出轴 输出轴的主要特征都和圆有关，主要利用圆柱、圆台、草绘拉伸，打孔、布尔运算等操作将其绘出。 图5-5 输出轴 5(2虚拟装配 应用前述建立的摆线针轮减速器三维零件进行虚拟装配，首先进行子装配，如轴承，柱销与柱销套，针齿与针齿套，输入轴与偏心轮，输出轴和住销及轴承与轴等。完成子装配工作后，进行总装配，依照从内到外的顺序，先装配输入轴，输出轴，再装配两个摆线轮，再装配针齿销和针齿壳，最后装附件，得到减速器完整的装配，图5-6为内部主要零部件的爆炸图。装配过程中的装配顺序是非常重要的，装配顺序是否合理，直接影响到装配的质量好坏。图5-8为摆线针轮减速器及其相关零件虚拟装配图。零件装配好了以后，进行装配体的干涉检查，以便确定装配体中各零件之间是否存在实体边界冲突(即干涉)、冲突发生在何处、进而为消除冲突做好准备。一般对零件较多或装配要求较严格的装配体，应该装配好—个零件就进行一次装配检查，这样可以及时发现错误，及时修正。 40 常熟理工学院 图5-6 主要件装配爆炸图 图5-7 装配图爆炸图 图5-8 摆线轮与输出轴 图5-9装配最终效果图 5(3工程图的生成 在Inventor系统中，工程图模块不应理解为传统意义上的二维绘图，实际上它已经不是简单的绘图的概念了，而是从三维空间经过投影变换得到的二维图形。这些图形严格与零件三维模型相关，一般不能在二维空间进行随意的结构修改，因为修改它会破坏零件模型与视图的对应关系，在工程图模块下，作的主要工作是设置好投影视图布局，完成工程图图纸所需要的其它信息的绘制、标注、说明等。 41 常熟理工学院 图5-9 摆线轮零件图试样 图5-10 装配图试样 第六章 结束语 研究完本课题，通过理论学习和设计计算，可得到如下结论: (1)摆线针轮传动同渐开线少齿差行星传动一样，具有减速比大、结构紧凑、体积小、重量轻、效率高等优点，被广泛用于冶金机械、食品工业、军工、矿山等领域。此外，与渐开线少齿差行星传动相比，由于它有近半数的齿同时啮合，因此，它的承载能力更大，使用寿命更长;同时，它无齿顶相碰和齿廓重叠干涉等问题，具有更大的适应性，越来越受世界各国重视。它的主要弱点是工艺复杂，加工成本较高。 (2)在摆线针轮减速器装置的设计中:为使摆线轮的承载能力最大，建立了数学模型，并用计算机求解，选择了最优的齿顶修形参数;在针齿壳的设计中，采用了三支点式的齿销，控制了针齿的弯曲变形;在装置的布置中，两片摆线轮成 o180布置，这样能使轴的受力平衡，减少W机构中轴承的受力，提高该轴承的寿命。 (3)本设计中一个亮点是利用三维Inventor软件对减速机进行设计，包括建模，虚拟装配和生成工程图纸。其中的难点是摆线轮齿廓的生成，在解决这个问题方面，摆线轮的建模用Inventor自身的表达式计算功能生成摆线轮齿廓。采用三维Inventor进行可视化产品设计，能在产品设计阶段看到摆线针轮减速器的内部结构和外观实体，可对不合理的结构进行改进 ，检验摆线针轮减速器设计的可装 42 常熟理工学院 配性和可拆卸性 ，并进行装配效率分析。利用可视化产品设计，可以减少对物理原型的需要 ，直观地展示装配体结构和装配过程，测量和分析装配性能 。 应用虚拟装配和虚拟制造技术，可以降低了研究和应用的成本 ，提高装配的质量 ，缩短产品开发的周期产生最大的经济效益。 致谢 在顺利完成设计“电动葫芦的摆线针轮减速器的设计”之际: 首先向辛勤指导我的老师金权洽教授致以衷心的感谢和崇高的敬意，在这大学四年中，金教授是我很多重要专业课的任课教师，也是我本次毕业设计的指导老师。金教授丰富的专业知识、严谨的治学态度和科学的指导方法使我终身受益，让我学到很多科学的设计研究的方法。治学之外，教授也在生活中给予无微不至的关心，教我很多有益的人生道理。在此表示感谢～ 另外，要感谢章永健老师，感谢他在三维软件应用方面提供的一些有用的操作技巧～ 感谢机械工程系各领导、各老师在这四年中的教导与关怀～ 感谢家长的关怀与支持，感谢同学的支持与帮助～ 43 常熟理工学院 参考文献 [1] 孙恒，陈作模. 机械原理[M]. 北京:高等教育出版社，2005. 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