【JX15-37】IERD80内外齿廓包齿减速器结构设计（CAD+SW+论文）
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JX15-37
【JX15-37】IERD80内外齿廓包齿减速器结构设计CAD+SW+论文
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【JX15-37】IERD80内外齿廓包齿减速器结构设计（CAD+SW+论文）,JX15-37,【JX15-37】IERD80内外齿廓包齿减速器结构设计CAD+SW+论文
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摘 要IERD80内外齿廓包齿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，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，设计了该具有合理结构的内外齿廓包齿减速器。本论文所涉及的科研项目主要通过对IERD80内外齿廓包减速器传动特点和工作原理进行分析，对内外齿廓包齿这种新型传动方式进行分析，以获得其设计理论和方法。主要从针销摆线轮传动的共同点出发，提出内外齿廓包齿传动形式的设计计算方法。本文主要从以下几个方面对针销摆线轮传动传动进行了研究:首先参照传统针摆行星传动基本参数设计计算方法对针轮输出针摆行星传动主要零部件的基本参数进行设计计算，并对传动系统进行受力分析并计算包括转臂轴承和各支撑轴承的载荷大小，完成包括摆线轮、针销等主要零件强度校核计算和轴承的寿命计算，然后利用SolidWorks画出了主要零件的草图和最后的装配图。关键词：IERD80内外齿廓包；针轮；摆线轮；设计验证。18AbstractIERD80 internal and externaltooth profilegearreducerpackageasimportant mechanical transmission partshas the characteristics ofsmall volume,light weight,high transmission efficiency.The design of thecomprehensive consideration ofthe multi tooth meshing,smooth running,toothload sharingkinematic and dynamicrequirements,implementation ofhigh load capacity,high transmissionefficiency,high reliability and excellentdynamicperformance,and make it easy for manufacture,assembly and maintenance,the designof thetooth profilestructurehasinternal and externalpackagetooth reducer.This paperrelates to theresearchproject mainlythrough the bagreducer transmissioncharacteristics and working principle ofthe analysis of the IERD80internal and externaltooth profile,theneedle wheeloutputpin cycloidal gear planetary driveof this new type oftransmissionways are analyzed,in order to obtainthedesign theory and method.The startingpoint of commonmainly from thecycloid drive,proposed a method to calculateoutput pin wheelswingplanetary transmission formdesign.This papermainly from the following several aspects ofpin gear outputpin cycloidal gear planetary driveis studied: firstly,referring to the basicparameters of traditionalcycloid drivebasic parameter designcalculation method ofpin gear outputpin cycloidal gear planetary driveof main partsis designed and calculated,and thetransmissionsystem inthe stress analysisandcalculationincludingthe turning arm bearingandthesupport bearingloads,including the completion ofthe cycloidpinof main parts,such asthe strength calculationand the bearinglife calculation,and then using SolidWorksto draw the mainparts of thesketchand the finalassembly drawing.Keywords: IERD80 internal and externaltooth profilepackage;needle wheel;cycloid gear;design verification.目 录摘 要IAbstractII目 录III1任务说明51.1引言51.2课题研究的背景和依据51.3本课题的研究意义61.3.1 性能参数72 摆线针轮减速器传动理论与设计方法82.1 本次设计的特点82.2 摆线针轮的传动理论与设计方法92.2.1 摆线针轮传动的传动原理102.2.2 摆线针轮的齿廓曲线与齿廓方程142.2.3 IERD80内外齿廓包齿减速器的结构特点163 参数计算193.1 摆线轮、针齿、柱销的计算193.2 输出轴的计算243.3 输入轴的计算283.4 润滑与密封324 偏心轴的仿真分析334.1 偏心轴仿真分析33设计总结35谢辞37参考文献381 任务说明1.1 引言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。减速器是一种通用机械， 在工农业生产中有广泛的应用。随着科技的发展和技术的进步， 特别是工业机器人等自动化产品的发展需求， 减速器开始向小体积、 高承载、 高效率、长寿命方向发展。 1.2课题研究的背景和依据减速器是连接动力机和工作机的应用广泛的通用传动机械，齿轮减速器对传动齿轮的齿廓曲线的基本要求是确保瞬时传动比为常数。目前，满足这一要求，常用于齿轮传动齿廓曲线主要有渐开线和摆线，而用于机器人领域的减速器主要有两大类 ： 谐波减速器和摆线针轮减速器。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于行星轮廓曲线而把圆弧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。该发明专利1938年被日本住友公司买断，当时日本人执行的是“引进消化创新”技术路线，即所谓“买青苗”的国家技术路线。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，一级减速时传动比范围是1187，两级减速时的传动比范围是20128；同轴输出，机构体积小和重量轻；传动平稳和噪音低；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，因此承载能力较大，啮合效率较高。目前，日本 Harmonic Drive 高性能谐波减速器和日本 Nabtesco 帝人精机公司上世纪 80 年代开发的新型减速器 Rotary Vector（简称RV）在机器人领域占着主导地位。前者主要用于中低承载的机器人上，后者主要用于重载机器人上。日本最新的RV减速器产品通过变通轴承外圈使减速器的体积进一步缩小，机器人本体接口也随之变小，代表着机器人用减速器向更小更好方向发展的趋势。然而，在减速器体积不变的情况下，RV 减速器的传动比随着针轮齿数的增大，摆线单个齿及针齿销的尺寸变小，影响了减速器承载能力的进一步提高。此外，RV 减速器的加工精度要求高、成本高，制约了它的推广与应用，特别是要满足两个相差180 度布置的偏心轴加工精度非常难，而它的精度直接影响减速器的传动精度和效率。RV减速器的大速比来自其行星减速传动和摆线针轮减速传动，是复合二级减速，用日本 FA 减速器串联或其它减速装置串联可以实现大的减速比，但是轴向尺寸随着减速器的串联而成倍增加， 不能满足机器人用减速器体积小、高效承载的需要。因此，少齿数、大速比、小体积、高承载、 高效率长寿命的减速器是机器人向小巧高效大承载方向发展的瓶颈，亟待解决。1.3 本课题的研究意义本课题研究与现有技术相比其有益效果是：以往的二级减速器通常都是由简单的两个一级减速器串联而成，虽然能够实现大速比，但轴向尺寸增加一倍，体积和重量也增加了；用周转轮系也可以实现大速比，尽管轴向尺寸比两个串联的二级减速器尺寸减少了，但因其内部损耗较大其传动效率较低；RV 复合二级减速器传动比较大，但传动比受制于针齿销的大小和承载能力，同时为使摆线轮运动过程受力较均衡，需两片相差180度偏心布置的摆线轮和与之对应的偏心轴，偏心轴上两个相差180度布置的偏心轴段的加工精度要求非常高， 如果两个轴段的偏心稍有偏差，会造成两个摆线轮与针齿销的啮合错位，从而直接影响减速器的回差和效率。为了保证偏心轴的加工精度，要用高精度的工装夹具，制造工艺和成本很高。本课题研究的减速器通过少齿差内外啮合曲线轮齿廓与同一固定针齿销相啮合，实现大速比减速运动，由于两级减速共用同一组针齿销，减速器的轴向尺寸比以往的两个一级减速器简单串联的尺寸大大减小，又由于外啮合曲线轮与内啮合曲线轮受力方向一个沿针齿销与曲线啮合处相切的法线方向向外，一个向里，可实现内外啮合曲线轮啮合力部分抵消，提高了减速器的承载能力和传动效率，免去了RV减速器摆线轮必须两片相差180度的偏心布置，由此也免去了偏心轴上两个相差180度布置的偏心轴段要求。本课题研究的减速器每级减速只用一个设于偏心轴上的偏心轮，两级减速只用两个独立的单个偏心轮就可实现减速器受力均衡问题。因此与 RV减速器相比， 结构上减少了一个摆线轮，还减少了一段加工精度要求较高的必须满足偏置180度的偏心轴段，这不仅减少了轴向尺寸，减轻了减速器的重量，而且大大简化了偏心轴的加工工艺和制造成本、易于实现产业化。另外，RV减速器是行星减速传动和少齿差摆线针轮减速复合二级减速，与本课题研究的两个少齿差的二级减速相比，相同减速比，本课题研究的减速器的齿数远远少于RV 减速器。例如，RV40EQ减速器行星减速部分由齿数分别为16和32的齿轮组成， 摆线针齿减速部分由摆线轮齿数39，针齿齿数40构成，总减速比为81；相似传动比80，本实用新型用内啮合曲线轮和外啮合曲线轮的齿数分别为8和10，针齿数9。二级减速总共用曲线轮齿数18个和针齿数9个，而RV二级减速要用的齿数87个，针齿数39个。同样体积的减速器，本课题研究的针齿销和曲线轮可以做得很粗很厚，刚性很强。也就是，相同传动比，本实用新型不仅齿数少、大承载、高效率，而且又大大简化了偏心轴的加工工艺和难度、减低了制造成本，易于实现产业化，特别适合工业机器人用减速器小体积、大承载、高效率长寿命的实用要求。 综上所述，本课题研究的目的是针对上述问题，提供一种少齿数、大速比、小体积、高承载、 高效率长寿命的减速器，在保证少齿数、大速比、效高承载情况下有效减少减速器的体积和重量，并易于产业化和系列化。本课题研究具有较大的很好的使用价值和怜悯更好的经济性。1.3.1 性能参数1、传动比i=802、功率p=30 KW3、输入转速n=1500r/min2 摆线针轮减速器传动理论与设计方法2.1 本次设计的特点本课题研究的减速器通过少齿差内外啮合曲线轮齿廓与同一固定针齿销相啮合，实现大速比减速运动，由于两级减速共用同一组针齿销，减速器的轴向尺寸比以往的两个一级减速器简单串联的尺寸大大减小，又由于外啮合曲线轮与内啮合曲线轮受力方向一个沿针齿销与曲线啮合处相切的法线方向向外，一个向里，可实现内外啮合曲线轮啮合力部分抵消，提高了减速器的承载能力和传动效率，免去了RV减速器摆线轮必须两片相差180度的偏心布置，由此也免去了偏心轴上两个相差180度布置的偏心轴段要求。本课题研究的减速器每级减速只用一个设于偏心轴上的偏心轮，两级减速只用两个独立的单个偏心轮就可实现减速器受力均衡问题。因此与RV减速器相比， 结构上减少了一个摆线轮，还减少了一段加工精度要求较高的必须满足偏置 180 度的偏心轴段，这不仅减少了轴向尺寸，减轻了减速器的重量，而且大大简化了偏心轴的加工工艺和制造成本、易于实现产业化。另外，RV减速器是行星减速传动和少齿差摆线针轮减速复合二级减速，与本课题研究的两个少齿差的二级减速相比，相同减速比，本课题研究的减速器的齿数远远少于RV 减速器。例如，RV40EQ减速器行星减速部分由齿数分别为16和32的齿轮组成， 摆线针齿减速部分由摆线轮齿数39，针齿齿数40构成，总减速比为81；相似传动比80，本实用新型用内啮合曲线轮和外啮合曲线轮的齿数分别为8和10，针齿数9。二级减速总共用曲线轮齿数18个和针齿数9个，而RV二级减速要用的齿数87个，针齿数39个。同样体积的减速器，本课题研究的针齿销和曲线轮可以做得很粗很厚，刚性很强。也就是，相同传动比，本实用新型不仅齿数少、大承载、高效率，而且又大大简化了偏心轴的加工工艺和难度、减低了制造成本，易于实现产业化，特别适合工业机器人用减速器小体积、大承载、高效率长寿命的实用要求。 由于本课题研究的IERD80内外齿廓包齿减速器是基于摆线针轮减速器的原理进行的创新设计，故我们就从研究摆线针轮的传动原理来讲述本减速器的结构设计。2.2 摆线针轮的传动理论与设计方法如下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，H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KHV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，称为针轮，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.图21 摆线针轮减速器原理图 因为1，所以，“”表示输出与输入转向相反，也就是利用摆线针轮行星传动可以获得大的传动比。它主要由四部分组成：（1） 行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。（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22 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2.2.1 摆线针轮传动的传动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。 （21）式中变幅系数。a 外切外摆线摆杆长度外切外摆线滚圆半径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。 （22）式中K1变幅系数r2内切外摆线滚圆半径A内切外摆线摆杆长度根据变幅系数K1值的不同范围,将外摆线划分为3类:短幅外摆线0K11。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23。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r1,滚圆半径为r2,短幅系数为K1,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅外摆线的表示形式完全相同):根据式(1),摆杆长度a=K1r2;根据等同条件,中心距A=r1+r2。按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内切外摆线的滚圆半径为r2=k1A;内切外摆线的基圆半径为 两种外摆线的参数换算关系归纳如表21表21参 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滚圆半径滚圆与基圆中心距Aa摆杆长度aA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 （23）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。（1）直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图23 短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有， ， 将与的结果代入上述方程, （24） （25）式(24)与式(25)是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。若令上两式中的K1=1,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线,式中的A=r1+r2,a=r2对于内切外摆线,式中的A=r2,a=r2-r1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23)： （26） （27）同理,K1=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,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p=2-，当圆上的B点在动圆滚过周长再次与圆接触时，应是在圆上的另一点，而，这也就是摆线轮基圆上的一个基节p，即 （28）由此可得摆线轮的齿数为 （29）针轮齿数为 （210）2.2.2 摆线针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2-4，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为 。 图2-4 摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下： （211）实际齿廓方程 （212）针齿中心圆半径 针齿套外圆半径 转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角（） 针齿数目2.1.5 摆线轮齿廓的曲率半径 变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 （213）式中变幅外摆线的曲率半径x对的一阶导数, y对的一阶导数, x对的二阶导数, y对的二阶导数, 将式(24)和式(25)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得 （214） 以K1=1代入式(214),得标准外摆线的曲率半径为=-4Aa/(A+a)sin(/2)式中 A=r1+r2或A=r2a=r2或a=r2-r1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线。以K11代入式(214)进行运算表明,0,故长幅外摆线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K11代入式(214)进行运算表明,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+ （215）对于外凸的理论齿廓（时，理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现，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。当时，0，即摆线轮在该处出现尖角，也应防止，若为正值，不论取多大的值，都不会发生类似现象。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（带针齿套的为套的半径）有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 （216）2.2.3 IERD80内外齿廓包齿减速器的结构特点本实课题研究的内外齿廓包齿减速器， 图2-5结构示意图包括有第一支架 （9） ； 第二支架（10），其与第一支架（9）形成一容腔；输入轴（1），其通过第一支撑轴承（3）安装于第一支架（9）上 ；输出轴（20），其安装于第二支架 (10) 上 ； 以及安装于容腔内的第一级减速机构和第二级减速机构，其特点是 ：所述第一级减速机构包括有: 偏心轮（101）, 其设于输入轴（1） 上 ； 第一转臂轴承 （5） ， 其套设在偏心轮（101）上 ；外啮合曲线轮（7），其套设于第一转臂轴承（5）上；以及针齿销（8），其固定在第一支架（9）上并与外啮合曲线轮（7）外啮合； 所述第二级减速机构包括有：偏心传动轮（14），通过第二支撑轴承（17）安装于输入轴（1）上；第二转臂轴承（13），其套设在偏心传动轮（14）上 ；内啮合曲线轮（11），套设在第二转臂轴承（13） 上，并与所述的针齿销（8）内啮合配合；以及输出盘（16），其与输出轴（20）联动连接 ；所述针齿销（8）的数量少于内啮合曲线轮（11）的齿数而多于外啮合曲线轮（7）的齿数 ；所述的偏心传动轮（14）通过轴销（6）与外啮合曲线轮（7）传动连接，所述的内啮合曲线轮（11）通过传动销（12）与输出盘（16）传动连接。3 参数计算3.1 摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下：需要完整图纸及论文，请联系QQ545675353，另接定做毕业设计 本科毕业设计（论文）任 务 书题目IERD80内外齿廓包齿减速器结构设计专 业 机械工程与自动化 班 级 11级二班学生姓名 池志路 学 号 11207013230指导教师 孔向东 职 称 教授高级工程师温州大学瓯江学院教务部制摘 要IERD80内外齿廓包齿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，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，设计了该具有合理结构的内外齿廓包齿减速器。本论文所涉及的科研项目主要通过对IERD80内外齿廓包减速器传动特点和工作原理进行分析，对内外齿廓包齿这种新型传动方式进行分析，以获得其设计理论和方法。主要从针销摆线轮传动的共同点出发，提出内外齿廓包齿传动形式的设计计算方法。本文主要从以下几个方面对针销摆线轮传动传动进行了研究:首先参照传统针摆行星传动基本参数设计计算方法对针轮输出针摆行星传动主要零部件的基本参数进行设计计算，并对传动系统进行受力分析并计算包括转臂轴承和各支撑轴承的载荷大小，完成包括摆线轮、针销等主要零件强度校核计算和轴承的寿命计算，然后利用SolidWorks画出了主要零件的草图和最后的装配图。关键词：IERD80内外齿廓包；针轮；摆线轮；设计验证。37AbstractIERD80 internal and externaltooth profilegearreducerpackageasimportant mechanical transmission partshas the characteristics ofsmall volume,light weight,high transmission efficiency.The design of thecomprehensive consideration ofthe multi tooth meshing,smooth running,toothload sharingkinematic and dynamicrequirements,implementation ofhigh load capacity,high transmissionefficiency,high reliability and excellentdynamicperformance,and make it easy for manufacture,assembly and maintenance,the designof thetooth profilestructurehasinternal and externalpackagetooth reducer.This paperrelates to theresearchproject mainlythrough the bagreducer transmissioncharacteristics and working principle ofthe analysis of the IERD80internal and externaltooth profile,theneedle wheeloutputpin cycloidal gear planetary driveof this new type oftransmissionways are analyzed,in order to obtainthedesign theory and method.The startingpoint of commonmainly from thecycloid drive,proposed a method to calculateoutput pin wheelswingplanetary transmission formdesign.This papermainly from the following several aspects ofpin gear outputpin cycloidal gear planetary driveis studied: firstly,referring to the basicparameters of traditionalcycloid drivebasic parameter designcalculation method ofpin gear outputpin cycloidal gear planetary driveof main partsis designed and calculated,and thetransmissionsystem inthe stress analysisandcalculationincludingthe turning arm bearingandthesupport bearingloads,including the completion ofthe cycloidpinof main parts,such asthe strength calculationand the bearinglife calculation,and then using SolidWorksto draw the mainparts of thesketchand the finalassembly drawing.Keywords: IERD80 internal and externaltooth profilepackage;needle wheel;cycloid gear;design verification.目 录摘 要IAbstractII目 录III1任务说明51.1引言51.2课题研究的背景和依据51.3本课题的研究意义61.3.1 性能参数72 摆线针轮减速器传动理论与设计方法82.1 本次设计的特点82.2 摆线针轮的传动理论与设计方法92.2.1 摆线针轮传动的传动原理102.2.2 摆线针轮的齿廓曲线与齿廓方程142.2.3 IERD80内外齿廓包齿减速器的结构特点163 参数计算193.1 摆线轮、针齿、柱销的计算193.2 输出轴的计算243.3 输入轴的计算283.4 润滑与密封324 偏心轴的仿真分析334.1 偏心轴仿真分析33设计总结35谢辞37参考文献381 任务说明1.1 引言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。减速器是一种通用机械， 在工农业生产中有广泛的应用。随着科技的发展和技术的进步， 特别是工业机器人等自动化产品的发展需求， 减速器开始向小体积、 高承载、 高效率、长寿命方向发展。 1.2课题研究的背景和依据减速器是连接动力机和工作机的应用广泛的通用传动机械，齿轮减速器对传动齿轮的齿廓曲线的基本要求是确保瞬时传动比为常数。目前，满足这一要求，常用于齿轮传动齿廓曲线主要有渐开线和摆线，而用于机器人领域的减速器主要有两大类 ： 谐波减速器和摆线针轮减速器。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于行星轮廓曲线而把圆弧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。该发明专利1938年被日本住友公司买断，当时日本人执行的是“引进消化创新”技术路线，即所谓“买青苗”的国家技术路线。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，一级减速时传动比范围是1187，两级减速时的传动比范围是20128；同轴输出，机构体积小和重量轻；传动平稳和噪音低；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，因此承载能力较大，啮合效率较高。目前，日本 Harmonic Drive 高性能谐波减速器和日本 Nabtesco 帝人精机公司上世纪 80 年代开发的新型减速器 Rotary Vector（简称RV）在机器人领域占着主导地位。前者主要用于中低承载的机器人上，后者主要用于重载机器人上。日本最新的RV减速器产品通过变通轴承外圈使减速器的体积进一步缩小，机器人本体接口也随之变小，代表着机器人用减速器向更小更好方向发展的趋势。然而，在减速器体积不变的情况下，RV 减速器的传动比随着针轮齿数的增大，摆线单个齿及针齿销的尺寸变小，影响了减速器承载能力的进一步提高。此外，RV 减速器的加工精度要求高、成本高，制约了它的推广与应用，特别是要满足两个相差180 度布置的偏心轴加工精度非常难，而它的精度直接影响减速器的传动精度和效率。RV减速器的大速比来自其行星减速传动和摆线针轮减速传动，是复合二级减速，用日本 FA 减速器串联或其它减速装置串联可以实现大的减速比，但是轴向尺寸随着减速器的串联而成倍增加， 不能满足机器人用减速器体积小、高效承载的需要。因此，少齿数、大速比、小体积、高承载、 高效率长寿命的减速器是机器人向小巧高效大承载方向发展的瓶颈，亟待解决。1.3 本课题的研究意义本课题研究与现有技术相比其有益效果是：以往的二级减速器通常都是由简单的两个一级减速器串联而成，虽然能够实现大速比，但轴向尺寸增加一倍，体积和重量也增加了；用周转轮系也可以实现大速比，尽管轴向尺寸比两个串联的二级减速器尺寸减少了，但因其内部损耗较大其传动效率较低；RV 复合二级减速器传动比较大，但传动比受制于针齿销的大小和承载能力，同时为使摆线轮运动过程受力较均衡，需两片相差180度偏心布置的摆线轮和与之对应的偏心轴，偏心轴上两个相差180度布置的偏心轴段的加工精度要求非常高， 如果两个轴段的偏心稍有偏差，会造成两个摆线轮与针齿销的啮合错位，从而直接影响减速器的回差和效率。为了保证偏心轴的加工精度，要用高精度的工装夹具，制造工艺和成本很高。本课题研究的减速器通过少齿差内外啮合曲线轮齿廓与同一固定针齿销相啮合，实现大速比减速运动，由于两级减速共用同一组针齿销，减速器的轴向尺寸比以往的两个一级减速器简单串联的尺寸大大减小，又由于外啮合曲线轮与内啮合曲线轮受力方向一个沿针齿销与曲线啮合处相切的法线方向向外，一个向里，可实现内外啮合曲线轮啮合力部分抵消，提高了减速器的承载能力和传动效率，免去了RV减速器摆线轮必须两片相差180度的偏心布置，由此也免去了偏心轴上两个相差180度布置的偏心轴段要求。本课题研究的减速器每级减速只用一个设于偏心轴上的偏心轮，两级减速只用两个独立的单个偏心轮就可实现减速器受力均衡问题。因此与 RV减速器相比， 结构上减少了一个摆线轮，还减少了一段加工精度要求较高的必须满足偏置180度的偏心轴段，这不仅减少了轴向尺寸，减轻了减速器的重量，而且大大简化了偏心轴的加工工艺和制造成本、易于实现产业化。另外，RV减速器是行星减速传动和少齿差摆线针轮减速复合二级减速，与本课题研究的两个少齿差的二级减速相比，相同减速比，本课题研究的减速器的齿数远远少于RV 减速器。例如，RV40EQ减速器行星减速部分由齿数分别为16和32的齿轮组成， 摆线针齿减速部分由摆线轮齿数39，针齿齿数40构成，总减速比为81；相似传动比80，本实用新型用内啮合曲线轮和外啮合曲线轮的齿数分别为8和10，针齿数9。二级减速总共用曲线轮齿数18个和针齿数9个，而RV二级减速要用的齿数87个，针齿数39个。同样体积的减速器，本课题研究的针齿销和曲线轮可以做得很粗很厚，刚性很强。也就是，相同传动比，本实用新型不仅齿数少、大承载、高效率，而且又大大简化了偏心轴的加工工艺和难度、减低了制造成本，易于实现产业化，特别适合工业机器人用减速器小体积、大承载、高效率长寿命的实用要求。 综上所述，本课题研究的目的是针对上述问题，提供一种少齿数、大速比、小体积、高承载、 高效率长寿命的减速器，在保证少齿数、大速比、效高承载情况下有效减少减速器的体积和重量，并易于产业化和系列化。本课题研究具有较大的很好的使用价值和怜悯更好的经济性。1.3.1 性能参数1、传动比i=802、功率p=30 KW3、输入转速n=1500r/min2 摆线针轮减速器传动理论与设计方法2.1 本次设计的特点本课题研究的减速器通过少齿差内外啮合曲线轮齿廓与同一固定针齿销相啮合，实现大速比减速运动，由于两级减速共用同一组针齿销，减速器的轴向尺寸比以往的两个一级减速器简单串联的尺寸大大减小，又由于外啮合曲线轮与内啮合曲线轮受力方向一个沿针齿销与曲线啮合处相切的法线方向向外，一个向里，可实现内外啮合曲线轮啮合力部分抵消，提高了减速器的承载能力和传动效率，免去了RV减速器摆线轮必须两片相差180度的偏心布置，由此也免去了偏心轴上两个相差180度布置的偏心轴段要求。本课题研究的减速器每级减速只用一个设于偏心轴上的偏心轮，两级减速只用两个独立的单个偏心轮就可实现减速器受力均衡问题。因此与RV减速器相比， 结构上减少了一个摆线轮，还减少了一段加工精度要求较高的必须满足偏置 180 度的偏心轴段，这不仅减少了轴向尺寸，减轻了减速器的重量，而且大大简化了偏心轴的加工工艺和制造成本、易于实现产业化。另外，RV减速器是行星减速传动和少齿差摆线针轮减速复合二级减速，与本课题研究的两个少齿差的二级减速相比，相同减速比，本课题研究的减速器的齿数远远少于RV 减速器。例如，RV40EQ减速器行星减速部分由齿数分别为16和32的齿轮组成， 摆线针齿减速部分由摆线轮齿数39，针齿齿数40构成，总减速比为81；相似传动比80，本实用新型用内啮合曲线轮和外啮合曲线轮的齿数分别为8和10，针齿数9。二级减速总共用曲线轮齿数18个和针齿数9个，而RV二级减速要用的齿数87个，针齿数39个。同样体积的减速器，本课题研究的针齿销和曲线轮可以做得很粗很厚，刚性很强。也就是，相同传动比，本实用新型不仅齿数少、大承载、高效率，而且又大大简化了偏心轴的加工工艺和难度、减低了制造成本，易于实现产业化，特别适合工业机器人用减速器小体积、大承载、高效率长寿命的实用要求。 由于本课题研究的IERD80内外齿廓包齿减速器是基于摆线针轮减速器的原理进行的创新设计，故我们就从研究摆线针轮的传动原理来讲述本减速器的结构设计。2.2 摆线针轮的传动理论与设计方法如下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，H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KHV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，称为针轮，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.图21 摆线针轮减速器原理图 因为1，所以，“”表示输出与输入转向相反，也就是利用摆线针轮行星传动可以获得大的传动比。它主要由四部分组成：（1） 行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。（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22 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2.2.1 摆线针轮传动的传动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。 （21）式中变幅系数。a 外切外摆线摆杆长度外切外摆线滚圆半径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。 （22）式中K1变幅系数r2内切外摆线滚圆半径A内切外摆线摆杆长度根据变幅系数K1值的不同范围,将外摆线划分为3类:短幅外摆线0K11。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23。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r1,滚圆半径为r2,短幅系数为K1,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅外摆线的表示形式完全相同):根据式(1),摆杆长度a=K1r2;根据等同条件,中心距A=r1+r2。按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内切外摆线的滚圆半径为r2=k1A;内切外摆线的基圆半径为 两种外摆线的参数换算关系归纳如表21表21参 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滚圆半径滚圆与基圆中心距Aa摆杆长度aA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 （23）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。（1）直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图23 短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有， ， 将与的结果代入上述方程, （24） （25）式(24)与式(25)是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。若令上两式中的K1=1,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线,式中的A=r1+r2,a=r2对于内切外摆线,式中的A=r2,a=r2-r1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23)： （26） （27）同理,K1=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,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p=2-，当圆上的B点在动圆滚过周长再次与圆接触时，应是在圆上的另一点，而，这也就是摆线轮基圆上的一个基节p，即 （28）由此可得摆线轮的齿数为 （29）针轮齿数为 （210）2.2.2 摆线针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2-4，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为 。 图2-4 摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下： （211）实际齿廓方程 （212）针齿中心圆半径 针齿套外圆半径 转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角（） 针齿数目2.1.5 摆线轮齿廓的曲率半径 变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 （213）式中变幅外摆线的曲率半径x对的一阶导数, y对的一阶导数, x对的二阶导数, y对的二阶导数, 将式(24)和式(25)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得 （214） 以K1=1代入式(214),得标准外摆线的曲率半径为=-4Aa/(A+a)sin(/2)式中 A=r1+r2或A=r2a=r2或a=r2-r1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线。以K11代入式(214)进行运算表明,0,故长幅外摆线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K11代入式(214)进行运算表明,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+ （215）对于外凸的理论齿廓（时，理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现，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。当时，0，即摆线轮在该处出现尖角，也应防止，若为正值，不论取多大的值，都不会发生类似现象。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（带针齿套的为套的半径）有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 （216）2.2.3 IERD80内外齿廓包齿减速器的结构特点本实课题研究的内外齿廓包齿减速器， 图2-5结构示意图包括有第一支架 （9） ； 第二支架（10），其与第一支架（9）形成一容腔；输入轴（1），其通过第一支撑轴承（3）安装于第一支架（9）上 ；输出轴（20），其安装于第二支架 (10) 上 ； 以及安装于容腔内的第一级减速机构和第二级减速机构，其特点是 ：所述第一级减速机构包括有: 偏心轮（101）, 其设于输入轴（1） 上 ； 第一转臂轴承 （5） ， 其套设在偏心轮（101）上 ；外啮合曲线轮（7），其套设于第一转臂轴承（5）上；以及针齿销（8），其固定在第一支架（9）上并与外啮合曲线轮（7）外啮合； 所述第二级减速机构包括有：偏心传动轮（14），通过第二支撑轴承（17）安装于输入轴（1）上；第二转臂轴承（13），其套设在偏心传动轮（14）上 ；内啮合曲线轮（11），套设在第二转臂轴承（13） 上，并与所述的针齿销（8）内啮合配合；以及输出盘（16），其与输出轴（20）联动连接 ；所述针齿销（8）的数量少于内啮合曲线轮（11）的齿数而多于外啮合曲线轮（7）的齿数 ；所述的偏心传动轮（14）通过轴销（6）与外啮合曲线轮（7）传动连接，所述的内啮合曲线轮（11）通过传动销（12）与输出盘（16）传动连接。3 参数计算3.1 摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下：项目代号单位计算、结果及说明功率30 跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器,不带电机输入转速r/min1500传动比80摆线轮齿数的确定9为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上针轮齿数选材为GCr15,硬度为60HRC以上输出转矩T由文献1表2.7-8,取=0.92初选短幅系数0.8由文献1表8.1-2, =0.650.9初选针径系数，由文献1表8.1-3,针齿中心圆半径mm取取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200MPa摆线轮齿宽bcmm取偏心距amm 由文献3表2.7-5查得6mm取6mm实际短幅系数针径套半径mm，取13.5mm验证齿廓不产生顶切或尖角30.38由文献3表2.7-1及公式2.7-17算得，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。针齿销半径mm取10m针齿套壁厚一般为26mm。实际针径系数若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。齿形修正mm0.35， 0.2考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。齿面最大接触压力N其中整个结果由计算机求出。传力齿号mnm=2， n=5参看上一章介绍，由计算机求出。摆线轮啮与针齿最大接触应力MPa1136.7MPa_mn齿中的最大值。转臂轴承径向负载N16988转臂轴承当量负载PN1.051698817837时，=1.05时，1.1。选择圆柱滚子轴承mm390（0.40.5）156195由文献13GB/T283-94，选N2213轴承，d=65,B=31,=142,D=108.5。转臂轴承内外圈相对转速nr/min1582转臂轴承寿命h10613寿命指数，球轴承3，滚子轴承10/3。针齿销跨距Lmm由结构及前面的摆线轮宽度，得L73.5采用三支点型式。针齿销抗弯强度MPa选用三支点，材料为轴承钢时150200MPa针齿销转角rad0.00023550mm时，0.20.3。3.2 输出轴的计算设计计算如下：项目代号单位设计计算、结果及说明转矩TNmm前面已经算出，T4393000输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩，由文献12表14-1，1.3，由文献13表11-15，选HL7弹性柱销联轴器，轴孔径为d=55,半联轴器L117mm，取70mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1，上选用滚动深沟球轴承3022，由文献13表61查得，d=65,D=120,B=14,=120，则可知=70，；上选用深沟球轴承3024，d=70 ，D=110，B=14， =130，所以，=120，所以，=144，=24， =54，套筒长93，外圈直径84。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为33mm。轴上联轴器定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，选用平键，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合，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，各轴肩圆角半径为.5 。求轴上载荷N由前面的轴的结构知， 、受力中心距离为50mm,、受力中心距离为116mm,因5600N，166=116 =+故得8014N ， 2414N 。按弯扭合成应力校核进行校核时，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数值，并取=0.6，轴的计算应力28.29Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得=60MPa，因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度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左侧抗弯截面系数 421875抗扭截面系数 843750弯矩 560050280000扭矩 T1466353截面上的弯曲应力 6.637 MPa截面上的扭转切应力17.38MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表3-2查取，因，经插值后可查得2.0，1.3；又由12附图3-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.821.26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，则按式得综合系数值为2.81.62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20.2110.629.40S1.5故可知其安全。3.3 输入轴的计算项目代号单位计算、结果、说明转矩TNmm由前面已经算出，T4393000公称转矩Nmm由文献12表14-1，取1.3，初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然是安装轴承的部分，为了使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献13GB/T ，选取圆柱滚子轴承N406，d=30 mm,D=90 mm,B=23 mm, =57.2 KN。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，30mm, =35mm轴的结构设计其装配结构图如图4-2，上选用滚动深沟球轴承6408，由文献13表61查得，d=40,D=110,B=27,= ，则可知=40， =24mm,由减速器的结构知，75mm，18mm。轴上第4-5段与联轴器相配合,由文献13表8-7，选HL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器70mm，轴承端盖由减速器结构定，总宽度为57mm。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，直接选用平键,键槽用键槽铣刀加工，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15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.力的计算由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，=+=16988N =得，8494N，8494N。按弯扭合成强度校核进行校核时，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。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 21.49 Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得=60MPa，因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度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左侧抗弯截面系数 42875抗扭截面系数 85750弯矩 917352扭矩 T144897截面上的弯曲应力 11.89 MPa截面上的扭转切应力1.69 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表3-2查取，因，经插值后可查得1.34，1.66；又由文献12附图3-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.27881.561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，则按式得综合系数值为2.81.62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20.2110.629.40S1.5故可知其安全。3.4 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2040mm。4 偏心轴的仿真分析4.1 偏心轴仿真分析(1) 在偏心轴的右端添加夹具，将其视为固定点。(2) 在偏心轴的
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