机械毕业设计（论文）-FA摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真【全套图纸PROE三维】

江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 江江苏苏科技大学科技大学苏苏州理工学州理工学 院院 0909 届毕业设计（论文）届毕业设计（论文） FAFA 摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真 系系 部：部： 机械系机械系 专业名称：专业名称： 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 班班 级：级： 学学 号：号： 作作 者者: : 指导教师指导教师: : 2012 年年 05 月月 26 日日 江苏科技大学本科毕业论文 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业论文 FA 摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿 真 FA Cycloid gear Modeling and Simulation 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 江江 苏苏 科科 技技 大大 学学 苏苏 州州 理理 工工 学学 院院 毕业设计毕业设计（ （论论文）任文）任务书务书 系系 部：部： 机械工程学院 专专 业业： ：机械设计制造及其自动化 学学 号：号： 0942823136 姓姓 名：名： 指指导导教教师师： ： 职职 称：称： 讲师 2013 年年 3 月月 2 日日 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 毕业设计（论文）题目：毕业设计（论文）题目： FA 摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真 一、一、毕业设计（论文）内容及要求（包括原始数据、技术要求、达 到的指标和应做的实验等） (1) 调研收集分析摆线针轮行星传动效率的有关资料，撰写开 题报告； (2) 研究三片摆线轮行星传动装置的传动特点，完成三片摆线 轮针轮行星传动的设计计算； (3) 基于传统的摆线针轮行星传动的结构设计基础上，完成三 片摆线轮行星传动装置的结构设计; (4) 完成三片摆线轮行星传动装置的建模与运动仿真； (5)撰写毕业设计论文。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 二、二、完成后应交的作业（包括各种说明书、图纸等） 1. 毕业设计论文一份（不少于 1.5 万字） ； 2. 外文译文一篇（不少于 5000 英文单词）； 3.三片摆线轮行星传动装置装配图及零件图一套。 三、三、完成日期及进度 毕业设计自 2013 年 3 月 25 日起至 2013 年 6 月 14 日止。 进度安排： 1. 3 月 25 日3 月 27 日：翻译外文文献，并上传系统； 2. 3 月 28 日4 月 15 日：完成毕业设计课题文献检索，并精读相 关文献（至少 10 篇），撰写文献综述，简述国内外现状，撰写开题报 告； 3. 4 月 16 日5 月 10 日：完成三片摆线轮行星传动装置的设计 计算及三片摆线轮行星传动装置的结构设计； 4. 5 月 11 日5 月 19 日：完成三片摆线轮行星传动装置的建模 与运动仿真； 5. 5 月 20 日6 月 8 日：撰写毕业设计论文； 6. 6 月 8 日6 月 9 日：完成答辩 ppt，并准备答辩 6. 6 月 10 日6 月 14 日：答辩并整理材料。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 四、主要参考资料（包括书刊名称、出版年月等）: 1. 关天民，雷蕾.FA新型摆线针轮行星传动装置的反求设计.中 国机械工程.2002(3)。 2. 李力行，关天民，王子孚.大型摆线针轮行星传动的合理结构和 齿形.机械工程学报 ，1988，(3):24.28-32。 3 CYCLOID FA 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 10 （2）在新型传动装置中,针齿仅发生了接触变形,而没有发生弯曲变形,在校 核针齿强度过程中,针齿所允许达到的接触强度比弯曲强度大的多，所以允许的 安全范围更大，这也就使得新型减速器允许的转矩更大 ； （3）在满足强度的前提下,减小了针齿半径。 3.2 偏心方向参数的确定偏心方向参数的确定 传统两片摆线轮传动装置结构两个齿轮偏心方向相差 180 度，传统的啮合 理论表示：偏心相反一方面可以实现静平衡,但是一片摆线轮齿只能与一半数量 的针齿啮合,与此不同的是两片摆线轮可以与全部针齿啮合,所以新型摆线轮传动 装置更加合理化在布置方面。 新型摆线轮传动装置的结构形状无法从样本中得到确定，因此需要进行一 些偏心方向上的分析,得出结论有两种:(1)偏心方向相差 180 度方案(图 3-2 左)。 即摆线轮 1,3 的偏心方向相同,和摆线轮 2 相差 180 度,在保持静平衡的时候,摆线 轮 2 的厚度应该为 1,3 摆线轮厚度之和。这种设计保证了动平衡和静平衡。(2) 偏向方向相差 120 度(图 3-2 右)。三摆线轮的偏心方向在圆周上相邻 120 度,这 种设计保证了静平衡 图 3-2 传统和新型摆线轮传动装置 对以上两种设计方案进行受力分析:设计方案一中的一片摆线轮中的针齿与 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 11 柱销虽然达到了半数的啮合而且啮合角度为 180 度;但是,实际应用时,为了弥补 制造方面的误差，对齿轮进行和的润滑，调整摆线轮齿廓和柱销孔的尺寸，使 其达到合理的修行,调整后减小的柱销孔与柱销达到啮合,这时齿轮的啮合区间大 约为 90 度;调整后增大的柱销孔和柱销啮合,这时齿轮的啮合区间同样大约为 90 度,大约有 2 至 3 个柱销受力的作用。第一种设计方案中,第一个和第三个摆线轮 啮合的针齿与柱销会重复受力,随着扭矩大幅的增大，针齿和柱销受到的重复力 会增加的更多,与此同时这三片摆线轮的转臂轴承又需要达到一定的统一与互换， 从多方面考虑决定放弃第一种设计方案。而方案 2 中外力比较均匀的分布在针 齿和柱销与摆线轮之间,摆线轮的针齿与柱销又达到较高的统一性和互换性,决定 采取低二中设计方案。 3.3 修形方式和修形量参数的确定修形方式和修形量参数的确定 标准的摆线轮与针齿通过无间隙啮合传动,在啮合的同时一半的针齿和摆 线轮通过啮合传递力与能量,然而在实际的生产当中,需要对理论上的摆线轮的尺 寸进行合理的修形，其主要目的是弥补尺寸链的误差，是针齿以摆线轮之间的 间隙合理以方便润滑，简化拆装的过程，从而获得尺寸合理的齿廓，修形后的 摆线轮较计算出来的尺寸稍小，从相关的资料中总结出 3 中较为常用的修形方 法： （1）移距修形(修形量为):保持其它参数一定，实际的中心圆半径从理 p r 论的针齿的方向上向摆线轮中心的方向减少了一个修形量值。 （2）等距修形(修形量为):保持其它参数一定,实际的砂轮半径相对于理 rp r 论的增加了一个修形量值少。 （3）转角修形(修形量为 ):保持其它参数一定,摆线轮相对于理论的针齿啮 合位置绕中心，向两个不同方向各转动一个修形量的角度,从而减小了加工 出来的摆线轮的尺寸,修形后的摆线轮齿廓和针齿齿廓互为一对共轭齿廓。 因为摆线轮的齿根和齿顶间不存在径向间隙,所以这组摆线轮不能单独使用, 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 12 只可以通过移距修形的组合使用。同时,因为调整转角修形量的过程比较复 杂,所以大大增加了磨齿的时间。通过上述修形后的齿轮的传动齿廓和针齿 互为共轭齿廓，所以只有在功率大批量小的情况下生产。 进行适当的修形后的摆线轮上的柱销孔和柱销之间才能达到啮合,其主要方 法是增加柱销孔的半径。 相比于传统的摆线轮传动装置，这次设计的装置增大了其所能传递的功率， 使得回转误差减小，针对于不同的工作环境，对新型摆线轮提出 2 中组合式的 修形方法。 1) “ 正 移 距 十 正 等 距 ” 修 形 方 式 令行星轮齿根和齿顶之间的径向间隙为,所以,当时， prp rr prp rr 就是说只要在齿根和齿顶间保留一定的间隙，就可以有利于润滑。 运用“正 移 距 + 正 等 距 ” 组合修形时,假设的值不变,优化修形量,从而得 到在主要受力区内经修形后的齿形和针齿最接近共扼齿廓,最佳的受力状况,但是,该 修形方法回转角达到最大,所以上述方法只适用于通用传动中,在高回转精度的机 构中并不适用。 2)“负 等 距 + 负 移 距 ”组 合 修 形 所 产 生 的 回 转 角 此时时,选择时,通过这种修形方法得到的齿廓会 prp rr prp rr0 在行星轮的齿顶与齿根部分产生间隙，这样就使得制造过程中的误差得到补偿、 简化了安装和拆卸的过程,在主要传力的区域内提高了回转误差的精度，得到满 足预定回转角时的修形量为: ）（ min (3-1) )1 (1/()(r 22 1min , kZc p (3-2) , rp r p r 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 13 适用“ 负 等 距 + 负 移 距 ”组合修形的方法使得摆线轮的齿根和齿廓间产生 了间隙,使得回转角达到预定值,这种修形方法也有弊端，在初始的接触传动阶段， 间隙分布不均匀，受力不均匀，同时浪费了部分承载力的资源来实现较小的回 转角。在高回转精度的传动装置中可以实现这种修形方法。 针对于这次设计选用第一种修形方法，即正移距与正等距结合的修形方法。 3.4 优化参数优化参数 在优化约束中应用了之前已有的研究成果,柱销孔与摆线轮的关系如图 3- 2，假设齿根和柱销孔之间的最小距离为1、柱销孔和摆线轮内孔之间的最小 距离为2、相邻两柱销孔之间的最小距离为3,一般机械设计的建议为 0.06 减少到 0.04,由相关的资料的到日本某公司 80 系列的某些产品也接近 0.04 p r p r 值。 p r 图 3-2 柱销孔与摆线轮的关系 在选择合理参数的过程中减少这三个参数也是十分重要的,这可以使偏心 距、柱销甚至转臂轴承的型号增加。分析研究得出:摆线轮和针齿的材料为 Gcr15,摆线轮齿面所受的的极限接触应力和轴承钢所受到的应力相同,大约为 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 14 18002000N/mm ;相比于之前通常生产中确定的H=1200N/mm 的许用接触 22 应力则没有试验验证。而将传统的有隙受力分析的方法与最新的受力分析方法 作比较,在一般传动过程当中，一定合理的修形量作为前提，两者的最大接触应 力相差大约为 60%。研究到这里,就可以得出较为合适可靠的许用接触应力为 1600N/mm。 3.5 三片摆线针轮传动装置主要参数的设计三片摆线针轮传动装置主要参数的设计 在这次设计的过程中，一方面要让设计的传动装置满足生产的需要，另一 方面要最大限度的使用国产的设备已零件产品，来减少生产的成本，使其具有 通用性。因此这次设计的机构的连接装置与安装尺寸保持与国外经典产品的尺 寸一致。 .1 行星轮的齿形参数行星轮的齿形参数 选用的发动机参数如下 额 定 输 入 功 率p=4.6 kw 输 入 轴 转 速n=1 5 00 r/min 传 动 比 ,=5 9 12 i 针 齿 中 心 圆 直 径 = 170 mm, 半径 =85 mm p d p r 设计过程: 传动比 的计算12 i 这次设计的传动机构为齿差传动。传动比为=59,摆线轮齿数，12 i 59Z 12 i c 针轮齿数 。601Z c Z p 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 15 偏心距偏心距 a a 和短幅系数和短幅系数 k1k1 的计算的计算 是短幅系数,主要影响到载荷能力和齿廓曲线,大约在 0.45 到 0.85,以实际 1 k 生产当中的经验认为 k1 大约取 0.65 最为合适。故令 k1=0.6,便可以求解到偏心 距 a . (3-3) pp Zrk/*a 1 =6x85/60=0.85 查表得偏心距取 0.75mm,反之验算短幅系数 k1 (3-4) pp rZa/*k1 =0.75*60/85=0.52941 针齿的半径的计算针齿的半径的计算 由于这次设计的摆线轮传动装置的传动比较大，没有针齿套，所以只要计 算针齿的半径。 未来避免针齿的根切现象，查阅机械设计手册来确定最小曲率半径 。因为 k1=0.52941, (一 2)/(2一 l)=0.49, 0min p p Z p Z 1k1(一 2)/(2一 l) (3-5) p Z p Z 所以 =(3-6) 0min p 32 1p ) 1/() 1)(1 (27r pp ZZk =6.038 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 16 防止齿廓的顶切与尖角的现象，令最小曲率半径4mm。 rp r 针径系数 k2 的确定,它是 针 轮 上 相 邻 两 针 齿 中 心 之 间 的 弦 长 与 针 齿 套 直 径 的 比 值 。 它的大小显示了摆线轮上的针齿的分布情况。为了使防止针齿的相 互磕碰，需要使针齿与针齿壳达到一定的强度,值在 1.5 到 2.0 之内最为合适， 2 k 但不小于 1.25 到 1.4。当44 时,将针齿数减少一半,使得0.991.0。 p Z 2 k (3-7) rppp rZr/ )/sin(*k2 =85*sin(180/60)/4=1.110.05=4.25mm p r 2=(3-16) www dZ)/180sin(R2 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 19 =2*62sin(180/12)-27.6=4.48mm0.05 p r 3 (3-17)2/2/d wwfc dR =165.5/2 一 62 一 27.6/2=4.46mm0.05 p r .4 齿形修正量齿形修正量, ,和和的计算的计算 rp r p r 经过以上对新型摆线轮传动装置的各参数计算后,为了提高制造的精度，简 化装拆的过程，需要调整齿根以针齿的间隙尺寸，本设计取=0.1mm。利用 “正等距+正移距”修形方式,通过优化,得到最接近共扼齿廓时,所需的最佳移距 修形量为=0.55mm,等距修形量为=0.65mm。 p r rp r 3.6 受力分析受力分析 摆线轮在传动过程中受到的力由三种力组成，分别是:针齿与摆线轮齿啮合 的力;柱销对摆线轮的作用力;转臂轴承对摆线轮的作用力。 因为这次设计的传动装置的啮合方式是多齿啮合,所以摆线轮当中的各个齿 轮之间，柱销孔与轴套之间的受力分布比较复杂。齿轮啮合受到多方面的影响 如：受力接触变形，制造过程中的啮合误差间隙。为了简化分析的步骤，将这 次设计当做理想状态下的传动，故而忽略摩擦的影响。 考虑到实际的生产工作中，保证摆线轮行星传动满足设计的要求，需要弥 补制造的误差，简化拆装过程，增加传动效率，保持良好的润滑环境，摆线轮 以针齿之间需要保持一定的间隙。所以这次设计的摆线轮应采用有隙啮合的标 准齿形。 .1 摆线轮和针齿间的啮合力摆线轮和针齿间的啮合力 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 20 在传统的传动过程中，为了能够将摆线轮同时啮合的齿数减少到计算啮合 齿数的一半，所以要对摆线轮的齿形进行修形。最常用的摆线轮修形方法有三 种，分别是移距，等距，转角修形法。而在实际的制造当，用的比较多的是等 距修形法和移距修形法。而这次的设计中采用的是正方向上的移距与等距相结 合的修形方法。 初始啮合间隙的计算初始啮合间隙的计算 该摆线轮的齿形设计需要多种修形方式相互配合作用，将等距，移距综合 起来考虑,同时要配合零件弹性变形的补偿方式，考虑多个齿轮相互啮合的情况。 否则实际生产中就会变成一个摆线轮齿与针齿啮合，而其他的齿轮以针齿却产 生不同的啮合间隙。有相关的资料查得初始间隙的计算公式 （3-18） i ii p i i rpi kk k r kk r cos*21 sincos*1 * cos*21 sin 1 1 2 1 1 1 2 1 ）（ 表示第 i 个 针 齿 相 对 于 转 臂 的 转 角 度 i 若,表示起始啮合间隙为 0 的时候的转角度数,若无载荷 10i arccosk 1 的时候，只在的地方产生一对啮合的齿轮。转角从 0 度到 180 度 10 arccosk 1 变化时的初始时刻啮合分布曲线图见图 3-3。 高规格十分撒地方啊飞洒艾丝凡安守范安抚暗示发送方安绍芳暗示发送方的 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 21 图 3-3 转角从 0 度到 180 度变化时的初始时刻啮合分布曲线图 1 摆线轮与针齿同时啮合时候的齿数分析摆线轮与针齿同时啮合时候的齿数分析 当摆线针轮传递力的时候，此时的力矩为 。在力矩的作用过程中,摆线 c T 轮的齿轮和针齿发生接触，产生变形,针轮转过一定的角度，在研究的过程 中忽略摆线轮的整体，针齿壳的尺寸以及弯矩变形的影响，则在 摆 线 轮 各 啮 合 点 公 法 线 方 向 的 总 变 形 或 在 待 啮 合 点 公 法 线 方 向 的 位移 为 1 （ 3-19） 11 2 1 i cos*21 sin kk i 式中:表示受力最大处的最大变形 max 本次研究认为在机构传递扭矩的过程中,当位移大 于 起 始 位 置 啮 合 间 c T 1 隙的各个齿轮间将会发生啮合， 然而小于起始间隙的齿轮则不会发生啮合。位 移的曲线如下图。由图可以看出实线与点化线有两个交点和，在这两个 1 m n 角度之间的齿轮才是真正啮合而且受力的轮齿。经过一些合理的修形，保证啮 合的传递力的角度应大约在 90 度范围里。由此可以看出，在实际的传动过程中， 新型的三片摆线轮的结构没有交叉的力的作用范围，以上数据验证了这一点。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 22 对齿形摆线轮进行修形与针齿啮合的过程中受力情况对齿形摆线轮进行修形与针齿啮合的过程中受力情况 这一部分主要讨论齿轮啮合传动过程中，受力最大的齿轮的受力情况，令 它为。经过上述修形过程后的摆线轮的齿形针轮产生有隙啮合的过程中， max F 具有以下特点：齿轮传动传动过程中，传力的齿数并不是其齿数的一半；这次 设计采用的修形方式使得摆线轮与针齿啮合之间存在起始时的间隙，在修形量 不同的地方，初始间隙的差别较大。 若令 Fi 正比于,按上述公式得出,在传动过程中的相互啮合的传力齿轮中）（ i1 的第 i 个齿轮的受力如下: i F *（3-20） max )( F ii i max F 令任意一片摆线轮上的转矩是，该转矩从第 m 个齿到第 m 个齿轮传递，力 c T 矩平衡公式如下： （3-21） i n mi c i c l r l F* )( *T max max 考虑到和 综合公式得 max *rc*l ii （3-22） i n mi i c i c l r l F max max )( *T 在传统的传达装置中，变形量的最大值是接触变形量与弯曲变形量的综合。 而在这次设计的新型摆线轮是卧枕式的针齿结构，可以将弯曲变形忽略，即得 到。 maxmax 这次设计的摆线轮减速器中的三片摆线轮受到的扭矩相同，但是在实际生 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 23 产中的受力不会均匀，故而每个摆线轮传递的扭矩为。T c 35 . 0 T 3.7 柱销套与摆线轮之间的啮合作用力柱销套与摆线轮之间的啮合作用力 这次设计的摆线轮机构中，摆线轮与针齿在啮合时的作用力的情况相同， 在柱销与柱销孔接触时，一半的柱销在传力，又因为新型摆线轮采用的是 3 个 齿轮以 120 度的偏心角度分布，故而这三个摆线轮的柱销与齿轮间会出现交叉 作用。 .1 柱销的孔与套间的初始间隙柱销的孔与套间的初始间隙 在实际的生产当中，尽可能的会弥补制造误差，创造合理的润滑环境，简 化装配过程，摆线针轮的实际柱销孔要比理论的大，两者之间存在一定的间隙。 （3-23） ww rr , T 其中 分别表示柱销孔的理论值与实际值。 w r , rw 由于柱销套与柱销间的间隙的存在，实际与理论上的柱销套与柱销会存在 以下间隙的区别，如下图 3-4。 图 3-4 柱销套与柱销间的间隙实际与理论差别 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 24 当设计的机构当中没有载荷的时候，在导套和销孔之间存在一定的间隙， 所以两者要在转过一定的角度才会发生接触，这个角度设为，在柱销套对于 回转中心的力臂最大的地方成 90 度，由此可以得出在为 90 度处柱销与柱 1 1 销孔最先接触，而其余的柱销在转过一定的角度后会与柱销产生间隙。如上图 所示， 最 小 公 共 转 角 的 大 小 为 （3-24） ；而 对 其 他 位 置 的 柱 销，在 处 的 w R/T 1 初 始 间 隙 为 为 （3-25） 。 t Q)sin1 (Q it T .2 同时传递扭矩的柱销数的确定同时传递扭矩的柱销数的确定 在该机构传递扭矩的时候，成 90 度的地方，力臂产生最大值，在该处最先产生接 i 触，受力也最大，产生最大的弹性变形。在计算中，令任意一柱销受力后的弹性变形量为 ，经研究发现正比于力臂，得到以下公式： i i i l （3-26） wi i Rl max 由此可以得出判断传递扭矩的原则：若，则柱销在该处不会产生扭矩；反之，柱 i i Q 销在该处一定会传递扭矩。 经过上述理论的研究可得出结论：求出最大变形量，就可以求解出摆 max 线轮旋转一周过程中，任意柱销传递转矩的角度范围以及这一时刻同时传递柱 销的数量。 .3 输出机构的柱销套与摆线轮间的作用力输出机构的柱销套与摆线轮间的作用力 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 25 在传递力的过程中柱销套起到了重要的作用，所以一定要减小起始时的间 隙，故而柱销套和柱销孔之间的作用力正比于，令柱销套受到的最 1 W i Q i 大力为，有下列关系： max W （3-27） max max i i W W Qi （3-28） max W ii i Q （3-29） maxmaxmax f n 其中：表 示 柱 销 套 与 摆 线 轮 上 柱 销 孔 沿 接 触 点 公 法 线 方 向 上 的 接 触 变 wmax 形 （3-30） ) 16 ( 3 2 * )1 (2 2 max 2 wmax c rr In b W E wrw （ 3-31） a rr b W E rww* * )1 ( 10*99 . 4 *2c max 2 3 其中 表示柱 销 的 弯 曲 变 形 , 柱 销 采 用 悬 臂 梁 结 构。 max f （3-32） EJ LwW f 3 * 3 max max cb5 . 0lw1 cb w 5 . 1l 2 cb w 25 . 2l 3 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 26 （3-33） 64 * J 4 sw d 令这次设计的摆线轮的转矩从第 m 个柱销传递到第 n 个柱销，由此根据力矩平 衡可以得到以下公式 （3-34） n mi ii Wl*T 整理以上公式，同时满足，就有以下结论 w i R l max i * （3-35） n mi i i w i w l Q R l W*)(*T max max 即这次设计的摆线轮所传递的转矩决定了摆线轮与柱销的受力。 321 TT wWw TT 其中摆线轮中，的数值是经过受力分析后得出的。 1 Tw 2 Tw 3 Tw 摆线轮的悬臂输出机构如图 3-5 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 27 图 3-5 摆线轮的悬臂输出机构 .4 力力 矩矩 的的 计计 算算 过过 程程 这次设计的摆线轮传动装置中的柱销采用的是悬臂式的，由于不一样的 结构，所以这三片摆线轮中的任意一个柱销孔与柱销套的啮合力， max1 W ，以及每片行星轮上的最大变形量均不尽相同。分 max2 W max3 W max3max2max1 , 析上式，不难发现这样的方程求解有较大的困难。故而在实际的计算当中，应 采用迭代的方法来求解改方程。假定第一个摆线轮所传递的转矩为一定值， 1w T 以上方程的求解过程如下： 令起初的最大的接触应力/2,带入公式得到，并求得)(W maxmaxmax0ba WW 0max ，带入公式得到,如此一直迭代，直到，直到满足 nmI, I 1max W 0max0max1max 001 . 0 WWW 条件。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 28 3.8 转转 臂臂 轴轴 承承 的的 作作 用用 力力 计计 算算 在摆线轮转动的时候，转臂轴承上承受的力由两部分组成：针齿的水平合力与垂直合 力以及柱销上的作用合力。结合上述分析，现在只要计算在实际状况下的针齿作用力以 i F 及柱销的作用力。 i W .1 针齿的作用力的合力针齿的作用力的合力 与与的计算的计算 参看图 3-6 ix F iy F 图 3-6 摆线轮的针齿从第 m 个到第 n 个进行传力，其 中 第 i 个 针 齿 的 受 力 为 ,在 坐 标 轴 当 中， i F 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 29 与 X 轴 的 夹 角 为 ， 则有 i F 1 （3-36） )* 2 sin( )* 2 cos( tg 1 1 i Z ki Z p p I 从 mn, 在 水 平 和 垂 直 方 向 上 的 合 力 分 别 为 和，则有 i F ix F iy F （3-37） 1 cosF n mi iix F （3-37） 1 sinF n mi i iy F .2 柱柱 销销 作作 用用 力力 合合 力力 的的 计计 算算 i W 分析以上的计算结果，传动中受到力作用的柱销从第 m 个到第 n 个，设第 i 个柱销受 到的接触力为，有 i W （3-38） n mi ii WW .3 径径 向向 力力 P P r r 的的 计计 算算 （ 3-39） 22 r )()(P iiyix WFF 转 臂 轴 承 的 当 量 动 载 荷 为 其中表示动 载 系 数 , 平 稳 载 荷 下 , rp Pf *P p f 当时，当。mmdp38005 . 1 p f1 . 1,380 pp fmmd 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 30 3.8.4 转 臂 轴 承 的 寿 命 计 算 查看相关的资料，依据转臂轴承的额定的载荷，在实际生产中的转臂轴承的工作寿命是在 外载荷 P 施加上计算的，可靠度达到 0.9 的时候，转臂轴承能够工作的时间。 （3-40） 60* 10 *)(L 6 9 . 0 nHP C 其中 表示的是滚 子 滚 动 体 3 10 C 表示基 本 额 定 动 载 荷 转 臂 轴 承 内 外 圈 的 相 对 的 转 速 H n （ 3-41）n Zc H *) 1 1 (n 3.9 验算针齿及输出机构强度验算针齿及输出机构强度 对于这次设计的三片摆线轮新型传动装置，需要达到以下几个条件，传动 结构需要紧凑，强度需要达到一定的程度，故而需要校核装置的零件的强度。 查阅机械设计的相关资料，归纳出摆线轮行星传动的几个失效的主要形式： （1）在新型摆线轮传动过程中，齿轮和针齿啮合的时候，在齿面上会出现 点蚀和胶合，这种失效的形式时最为常见的，主要发生在传递功率较大，生产 制造有比较大的误差以及齿轮润滑环境不佳的时候。 （2）在传动的机构中的摆线轮销孔与销轴啮合传动过程中，由于长时间的 接触则会发生例如胶合，疲劳点蚀以及柱销断裂。这种失效形式主要发生在载 荷过重，工作制动经常间断的情形下，在这时的柱销通常最容易断裂。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 31 （3）在传动机构上的载荷较为大或者持续工作较长时间的时候，转臂轴承 也会发生疲劳断裂，由此便会导致传动机构的承载能力减少，轴承寿命也大大 降低。 （4）机构在经常工作以及载荷过重的时候，机构的外壳会在受到外力作用 下产生裂缝。 以防上述情况的发生，需要对零件进行强度校核。 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 与 针 齿 间 的 接 触 强 度 计 算 , 齿 面 接 触 应 力 按 下 式 计 算 : （ 4-42） ei H * * 416 . 0 b FE ic HP 其中:表 示 针 齿 与 摆 线 轮 在 某 一 位 置 啮 合 中 的 作 用 力 , 前 面 己 求 出。 i F 表示当量弹性模量 （3-43） ，摆线轮和针齿的材料都是 c E 21 21* 2 EE EE Ec ，所以有SiMnrC 15GMPaEE c 205000E 21 表示当 量 曲 率 半 径 mm ,可以按照上述公式计算。 ei rpi rpi r r * ei 由于三片摆线轮的针齿的啮合点不相同，所以啮合过程中的作用力与当量 曲率半径也不相同，在强度校核的时候，把在啮合传动中啮合齿轮中的最大 ei i F 值代入下列公式中 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 32 （3-44） HP ei iei F b E maxmaxH )(428. 0 其中表 示 许 用 接 触 应 力，用 制 造 的 摆 线 轮 和 针 齿 硬 度 为 HP SiMnGCr15 ，取 。CHR6359MPa1700 HP 2）输 出 机 构 柱 销 的 强 度 计 算 在三片摆线针轮传动的过程中，柱销的强度时最为重要的也是最容易断裂 的，这次设计的柱销比齿轮的针齿要少，而且生产制造安装的误差影响到了柱 销的回转中心，因此在实际生产中实际尺寸比理论尺寸要大，但是另一方面摆 线轮的壳体尺寸影响了轴销的尺寸，所以需要进行数据计算后扩大住校的尺寸， 这样才能防止失效形式的产生，因此十分有必要对其进行校核强度。 3）柱 销 销 轴 的 弯 曲 强 度 计 算 这次设计的摆线轮传动机构中的柱销起到了输出能量的作用，相当于悬 臂梁的作用，所以需要增加机构中柱销的长度，相比较来说越离摆线轮端部近 的地方越是会产生比较大的弯曲应力，因此校核的工作就十分必要。柱销的弯 曲应力可以通过以下公式计算: （3-45） BP sw w d LW 3 max w 32 K 其中 L 表示柱 销 的 最 大 受 力 和 采 用 的 悬 臂 梁 长 度 ,由 前 面 求 得 , 并 且 max W 要 对 三 片 摆 线 轮 分 别 进 行 强 度 计 算 。 表示制 造 及 安 装 误 差 对 柱 销 载 荷 影 响 系 数，通 常 情 况下 取1.36 w K 表示许 用 弯 曲 应 力 ,材 料 为 ，令 BP SiMnGCr15Mpa200 BP 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 33 4）柱 销 套 与 柱 销 孔 的 接 触 强 度 计 算 用下式计算摆线轮的柱销孔与柱销套的接触压力 （3-46） HP max H 419 . 0 db EW d 其中 表 示 柱 销 套 和 柱 销 孔 间 的 最 大 作 用 力，又 上 述 计 算 得 当 量 弹 性 max W 模 量 （ 3-47） ，因 摆 线 轮 与 柱 销 套 为 轴 承 钢，所 以 有 21 21 2 E EE EE d ，其 中（ 3-47） 。 5 21 10*2.02EEE d a ar rwrw r*)( d 由实际生产中发现，柱 销 套 的 接 触 强 度 比 弯 曲 强 度 高 的 多 ，因此，柱销 的直径主要满足弯曲强度。 第四章第四章 三片摆线针轮行星传动装置的三维建模三片摆线针轮行星传动装置的三维建模 在这次设计的传动装置中,包括以下零件：摆 线 轮、针 齿 壳、法 兰 端 盖、偏 心 套、输 出 法 兰、针 齿、柱 销、柱 销 套、挡 环、间 隔 环、套 环。 建模的过程如下:计算三 片摆线轮的各零件的尺寸，然后使用 pro/e 和 SolidWorks 等软件构造出个零件 的三维造型，将各个零件进行装配，得到设计的机构的三维造型，最后进行运 动仿真。 4.14.1 各个主要零件和装配体的三维造型各个主要零件和装配体的三维造型 1.摆线轮的三维建模 首先进入的是草图绘制，绘制出导向套的二维草图，然后进行拉伸、切除， 生成头部的三维实体模型，需要注意的是要保证尺寸的准确性。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 34 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 35 2.针齿壳的建模 首先应该选择的是草图绘制进行草绘模式，绘制出身体的二维草图， 接着进行拉伸，生成三维实体模型。然后结合设计的尺寸，在圆柱上进 行切除孔的操作。需要注意的是，孔的大小和位置比较重要，关系到装 配。所以在建模的过程中，应该正确的完成。 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 36 3.法兰盘的三维建模 首先进入的是草图绘制，绘制出法兰盘尺寸的二维草图，然后进行拉伸、 切除，根据计算出的孔的位置和销孔的深度，生成外壳的三维实体模型，需要 注意的是要保证尺寸的准确性 4.法兰盘壳的三维建模 首先进入的是草图绘制，根据法兰盘的尺寸，绘制出法兰盘壳体的 江苏科技大学苏州理工学院本科毕业设计（论文） 37 二维草图，然后进行拉伸、切除，生成尾部的三维实体模型，然后再在 内表面画二维草图再进行拉伸，需要注意的是要保证尺寸的准确性。 5.偏心轴的三维建模 首先进入的是草图绘制，根据设计的三片摆线轮的位置与偏心距， 绘