毕业设计（论文）-分离式车轮摆线针轮传动装置设计.doc

天津职业技术师范大学tianjin university of technology and education毕 业 设 计专 业： 机械设计制造及其自动化 班级学号： 机自0804 - 20 学生姓名： 指导教师： 二一二年六月天津职业技术师范大学本科生毕业设计分离式车轮摆线针轮传动装置设计urban rail vehicles cycloid gear design专业班级：机自0802学生姓名： 指导教师：学 院：机械工程学院2012 年 6月摘 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，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摆线针轮行星传动装置。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，计算并校核主要件的强度及转臂轴承、各支承轴承的寿命，分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。关键词：摆线传动；摆线轮 abstractthe cycloidgear 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 cycloidgear reducer.in this design，we built the exact force analysis mathematical model of the cycloidgear 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 cycloidgear reducer and calculated the intensity and the life of parts. from analyzed the results, we found the parts are our requests.key words：planetcycloid reducer; cycloid目 录1绪论11.1基本概念11.2摆线针轮传动的发展12摆线针轮传动装置的设计计算52.1计算传动比52.2确定针轮半径52.3确定短幅系数和偏心距52.3.1估算摆线轮内孔直径52.3.2计算转臂轴承上的动载荷62.3.3选择圆柱滚子轴承62.4确定针齿尺寸72.4.1计算针齿套直径72.4.2避免根切与尖角72.4.3计算针齿系数72.4.4确定针齿销直径72.5 验算针齿销的弯曲强度82.6 验算针齿与摆线轮的接触强度82.7摆线轮结构尺寸计算82.7确定柱销、柱销套、柱销孔的直径82.7.1确定柱销直径82.7.2确定直销套直径92.7.3确定柱销孔直径102.7.4验算柱销孔与柱销套的接触强度102.8 轴的设计82.8.1输出轴的设计82.8.2输入轴的设计92.9 箱体的设计82.10 其它零件的设计82.11 润滑与密封8结 论14参考文献15附录1： 封面样例16致 谢17vi1绪论目前，国内外减速器的种类虽然很多，但普通圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重。普通的蜗轮减速器在传递大传动比时，效率较低。现有的机械减速装置。其主要的传力构件为齿轮、蜗轮等，由于这种传力构件在工作过程中，传力的接触部分只是局部的齿廓，而绝大多数处于不传力状态，因此普通减速器的性能已不能满足现代工业的发展，研制新型高性能传动元件是传动机械学领域中的重要课题，而且会带来巨大的经济效益和社会效益。国内外动力齿轮传动正沿着小型化、高速化、标准化、小振动、低噪声的方向发展，行星齿轮传动的发展和少齿差、零齿差内齿轮副的应用，是当代齿轮的一大特征，是齿轮传动小型化的一个典型的标志。根据摆线针轮传动原理，以城市轨道车辆的传动装置为研究对象，设计分离式车轮摆线针轮传动装置，对传动装置的机构及零件进行计算分析和。1.1基本概念 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摆线针轮传动的发展 1926年德国人lbraren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zxf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。 2摆线针轮传动装置的设计计算1. 计算传动比 输出端：机车持续速度 16.6km/h=88r/min输入端：选用电机y-200l-1 n= 1500r/min t=9550000=2987240 nm ()=0.92可得传动比1500/88=17所以 摆线轮齿数za=17 针轮齿数zp=za+1=182. 确定针轮中心圆半径rprp=()=144.02mm 取1453. 确定短幅系数k1、针径系数k2和偏心距a 因zb=1817,故先取k1=0.65 a=k1 rp/zp=0.65145/18=4.83 查表取a=5按表圆整 取a=5mm则k1=a zp/rp=518/145=0.62初选k2=（）=2.54. 摆线针齿宽取5、针齿套半径，取10mm6、验证齿廓不产生顶切或尖角x14533.74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。7、针齿销半径取6mm针齿套壁厚一般为26mm。8、实际针径系数若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。9、齿形修正0.375， 0.225考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。10、齿面最大接触压力其中整个结果由计算机求出。11、传力齿号m nm=2， n=4参看上一章介绍，由计算机求出。12、摆线轮啮与针齿最大接触应力1416.7mpa_mn齿中的最大值。13、转臂轴承径向负载1698814、转臂轴承当量负载p1.051698817837时，=1.05时，1.1。15选择圆柱滚子轴承290（0.40.5）116145由文献13gb/t283，选n212e轴承，d=60,b=22,=89.8n,d=110。16转臂轴承内外圈相对转速n1588 r/min17转臂轴承寿命10613寿命指数，球轴承3，滚子轴承10/3。18、针齿销跨距l结构及前面的摆线轮宽度，得l65采用二支点型式。19针齿销抗弯强度选用二支点，材料为轴承钢时150200mpa20针齿销转角0.000618550mm时，0.20.3。28柱销孔数目按表查取zw=8三轴的设计及受力分析、 图4-2 输入轴结构装配图1转矩t由前面已经算出，t29872402 公称转矩取1.25，3初步确定轴的直径选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取a0110，mm由于轴上开有两个键槽,轴径增大10%-15%且使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献13gb/t283 ，选取圆柱滚子轴承n208e，d=40 mm,d=80 mm,b=18 mm, =51.5 kn。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，40mm4轴的结构设计其装配结构图如图4-2，轴两侧支撑轴承选用圆柱滚子球轴承nu2208e，由文献13表61查得，d=40,d=80,b=23 ,由减速器的结构知，轴上有最右边段与联轴器相配合,由文献13表8-7，选hl3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=40,半联轴器70mm，轴承端盖由减速器结构定。轴上偏心套和联轴器周向定位采用平键联接，由文献13gb/t1095-1979，分别选用平键和=,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套与轴的配合，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。5力的计算 由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，得，8494n，8494n。6 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。7精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面轴两侧与轴承接触截面只受扭矩作用，虽然有键槽，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，所以轴两侧与轴承接触截面均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，轴中间轴承处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，中间截面上的应力最大。所以只需校核中间截面，显然左侧合右侧受力相等，因而该轴只需校核中间任意侧即可。2）轴中间出截面抗弯截面系数 6400抗扭截面系数 12800弯矩 917352扭矩 t2987240截面上的弯曲应力 143.3 mpa截面上的扭转切应力 233.4 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20.2110.629.40s0.05故可知其安全。四、其它轴承选择大轴承：选择nu1048 d=360 d=240 b=56小轴承；选择nu2208e d=80 d=40 b=235. 摆线轮结构尺寸计算1、 齿顶圆直径dca=dz+2a-dz= 170+21.75 -12=161.52、 齿根圆直径dia=dz-2a-dz= 170-21.75 -12=154.53、 齿高h =2a=3.54、 齿侧啮合间隙cn=0.01 = 0.010.13mm5、 摆线轮宽度b=156、 摆线轮内孔直径d1=727、 柱销孔中心圆直径dw=113.25取dw=1108、 柱销孔数目按表查取zw=89、 结构上允许的柱销孔最大直径dwdw=dw-d1-2 =110-72-25.1=27.8dw=dwsin -=110 sin22.55.1=37.0式中柱销孔的最小壁厚=0.03 dz=0.03170=5.1取两个中的较小值，故dw=27.8mm八、确定柱销、柱销套和柱销孔的直径 1、柱销直径 dp计 取=15kn/mm2 所以 dp计 =1.52cm=15.2mm 先取 dp计 =16mm2、柱销套直径 dp计= dp计+ 2 暂取=3mm 所以 dp计= 16+ 23=22mm3、 柱销孔直径dw计= dp计+2a=22+21.75=25.5dw=27.8参考推荐值表最后确定取：dw=25.5mmdp=dw-2a=25.5-21.75=22dp=16十、壳体的设计 壳体采用灰铸铁砂型铸造 参考下表名称符号减速器形式及尺寸关系齿轮减速器圆锥齿轮减速器蜗杆减速器箱座壁厚d一级0.025a+180.025(d1m+d2m)+18或0.01(d1+d2)+18其