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FA摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真【5张图纸】【优秀】

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关键词：: fa 摆线行星传动装置建模运动仿真图纸优秀优良

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FA摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真

53页 13000字数+说明书+任务书+5张CAD图纸

FA摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真论文.doc

三维图

摆线轮.DWG

法兰端盖.DWG

装配图.dwg

输出法兰盘.DWG

针齿壳.DWG

任务书.doc

摘要

本文主要研究新型三片摆线针轮传动的相关问题。主要在传统的两片摆线针轮传动装置的基础上，分析出三片摆线轮新型针摆传动装置的基本原理，完成新型三片摆线轮针摆减速器机构的反求,建立该装置的主要参数及尺寸关系。通过查阅资料以及理论计算，对机构的各个零件的尺寸进行确定以及对部分零件的强度进行校核，从而为三维造型的设计和装配仿真打下了基础。在三维软件里进行三维建模，并对其进行受力分析和运动仿真。

关键词：三片摆线针轮减速器三维造型数学建模运动仿真

第一章绪论------------------------------------------------------1

1 选题意义--------------------------------------------------------1

第二章三片摆线轮传动-----------------------------------------3

2.1三片摆线针轮的基本结构----------------------------------------3

2.2三片摆线针轮行星传动的特点---------------------------5

2.3 三片摆线针轮新型针摆行星传动的适用范围------------------------6

2.4 本次研究的主要任务--------------------------------------------7

2.5主要几何参数符号----------------------------------------------7

第三章三片摆线针轮行星传动装置的设计-----------------9

3.1.针齿结构--------------------------------------------------------9

3.2偏心方向参数的确定---------------------------------------------10

3.3修形方式和修形量参数的确定-------------------------------------11

3.4优化参数-------------------------------------------------------13

3.5三片摆线针轮传动装置主要参数的设计-----------------------------13

3.6受力分析-------------------------------------------------------18

3.7柱销套与摆线轮之间的啮合作用力---------------------------------22

3.8 转臂轴承的作用力计算-------------------------------------------27

3.9 验算针齿及输出机构强度----------------------------------------32

第四章三片摆线针轮行星传动装置的三维建模------------32

结语--------------------------------------------------------------43

致谢-------------------------------------------------------------44

参考文献--------------------------------------------------------45

摆线针轮行星传在工业部门当中有着广泛的应用,在整个行业当中占有比较大的比重。特别要说的是，自1990年之后，世界的工业发展的十分迅速，智能化的机器在新型摆线针轮的传动装置中发挥了重要的作用，而且在实际的生产当中变得越来越合理化和科学化。目前为止，市场上的摆线针轮行星传动的装置被某些国外的公司的产品所垄断，而这些公司在这份面的技术随着时代的发展而不断的提高，随之生产的产品也成为了较高精度传动装置的标准。这类产品的发展方向是更高密的运动精度,更大的传递功率以及更广泛的传动范围。

新型三片摆线针轮传动的装置的设计方向也是世界上目前该领域发展的风向标，它继承了原有的优点，比如工作的寿命提高了，转臂轴承的刚度强度提高了，机构体的尺寸变小了，材料使用了更轻的材料，在传动的过程中传递的能量效率提高了，工作的过程更加平稳了等。因为这些优越之处，该装置在工业中的运用更为宽广。

这次课题的研究主要是在之前专家学者提出的观点的基础上改进发展演化而来的。主要分析新型的三片摆线针轮行星传动装置的传动原理，承受外在载荷的情况，并对自己设计的装置进行各个参数的选择和确定，并结合实际的工作情况在理论上进行验算和校核。

国内外现状

在国外，２０世纪２０年代，摆线类行星传动就已经被广泛应用的精密传动中。德国人劳伦兹．布朗发明，德国赛古乐公司制造的摆线针轮行星传动减速器起始由于摆线轮工艺复杂，其内齿轮齿面难以实现硬化后的精加工，阻碍了摆线轮承载能力和传动精度的提高，而摆线针齿啮合的内齿轮由针销、针套组装成之后，摆线针轮行星传动有了长足的发展。先后出现各种新型行星传动机构。摆线针轮行星传动机构是性能比较突出的固定齿刚性少齿差行星传动机构。目前国外技术已使得摆线行星传动过程中同时参加啮合的齿数多，重合度大，承载能力强，传动比大；由于摆线轮齿形与针齿的平均啮合角小及针齿销和针齿套的传动，其传动效率较高；但齿形加工困难、针齿销均布要求高及转臂轴承寿命低。许多研究人员对摆线针轮行星传动以及其效率损耗进行了理论研究。随着加工技术的进步，摆线齿形的三大（传动比大、承载能力大、刚度大）、二高（运动精度高、传动效率高）、一小（回差小）以及与渐开线小齿差行星传动相比，无齿顶相碰和齿廓重叠干涉等优势开始显露出来。

在我国，近年来不少学者在摆线齿轮啮合传动和效率损失理论方面作了有益的工作。李力行等推导了综合考虑移距修形、等距修形及转角修形的摆线轮齿形通用方程式。李建平归根据齿轮啮合原理运动学法推导了摆线齿轮泵的共轭啮合方程、多段共轭齿形包络生成方法等。黄兴元等利用普通平面机构的速度瞬心的三心定理，通过针齿上啮合点的位置和坐标交换得到摆线轮的齿廓曲线方程。陈铁鸣根据曲面单参数的包络方法建立了摆线针轮传动的啮合方程。然而，上述研究局限于建立一齿差摆线针轮传动的啮合方程及计算机实现对摆线传动效率损耗的研究，但未见摆线针轮少齿差行星传动统一理论及关于啮合特性功耗损失的深入分析。

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内容简介：: 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 09 届毕业设计（论文）FA摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真系部：机械系专业名称：机械设计制造及其自动化班级： 09428231 学号： 0942823136 作者: 朱亮指导教师: 王淑妍 2012年05月26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江苏科技大学苏州理工学院毕业设计（论文）任务书系部：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学号： 0942823136 姓名：朱亮指导教师：王淑妍职称：讲师 2013年3月2 日毕业设计（论文）题目：FA摆线针轮行星传动装置的建模及运动仿真一、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。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、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。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&1FAseries，产品样本R，住友重机械工业会社，1996.4 C. Gorla, P. Davoli, F. Rosa, et al., Theoretical and experimental analysis of a cycloid speed reducer, Journal of Mechanical Design,130 (11) ,2008, 112604,doi:10.1115/1.2978342 (8 pages). 5 Bingkui,C., Shuyan, W., Xujun, J., Manufacturing method for the conic cycloidal gear pair, Chinese Journal of Mechanical engineering, 43(1), 2007, pp.147-1516. 汪万清等.封闭差动轮系三基本构件传动效率计算法的研究.机械,1987,(1).7 关天民，孙英时.超小型摆线针轮行星传动及其受力分析.机械设计与制造.2001(3)。8 关天民，万朝燕.三片摆线轮新型针摆传动理论及其受力分析.大连铁道学院学报.1999(3):48-51。9 张展.实用机械传动设计手册.科学出版社.1994。10 李力行.论摆线针轮行星传动新产品开发.大连铁道学院学报.1992(l):16 系(教研室)主任：（签章）年月日学院主管领导：（签章）年月日摘要本文主要研究新型三片摆线针轮传动的相关问题。主要在传统的两片摆线针轮传动装置的基础上，分析出三片摆线轮新型针摆传动装置的基本原理，完成新型三片摆线轮针摆减速器机构的反求,建立该装置的主要参数及尺寸关系。通过查阅资料以及理论计算，对机构的各个零件的尺寸进行确定以及对部分零件的强度进行校核，从而为三维造型的设计和装配仿真打下了基础。在三维软件里进行三维建模，并对其进行受力分析和运动仿真。关键词：三片摆线针轮减速器三维造型数学建模运动仿真 Abstract This paper studies a new three cycloid drive related issues. Mainly in the traditional two cycloid gear, based on the analysis of the three new cycloid needle swing gear basic principle, the completion of a new three cycloid cycloid reducer mechanism of reverse, the establishment of the means between the main parameters and dimensions. Through access to information as well as theoretical calculations of the agency to determine the dimensions of the various parts as well as the strength of some of the parts to be checked, so as three-dimensional shape of the design and assembly simulation foundation. In the three-dimensional three-dimensional modeling software in, and its stress analysis and motion simulation.Key words: three pieces of cycloidal pin wheel reducer three-dimensional modeling mathematical modeling motion simulation目录第一章绪论11 选题意义1第二章三片摆线轮传动32.1三片摆线针轮的基本结构32.2三片摆线针轮行星传动的特点52.3 三片摆线针轮新型针摆行星传动的适用范围62.4 本次研究的主要任务72.5主要几何参数符号7第三章三片摆线针轮行星传动装置的设计93.1.针齿结构9 3.2偏心方向参数的确定10 3.3修形方式和修形量参数的确定11 3.4优化参数13 3.5三片摆线针轮传动装置主要参数的设计13 3.6受力分析183.7柱销套与摆线轮之间的啮合作用力22 3.8 转臂轴承的作用力计算27 3.9 验算针齿及输出机构强度32第四章三片摆线针轮行星传动装置的三维建模32结语43致谢44 参考文献45第一章绪论 1选题的意义摆线针轮行星传在工业部门当中有着广泛的应用,在整个行业当中占有比较大的比重。特别要说的是，自1990年之后，世界的工业发展的十分迅速，智能化的机器在新型摆线针轮的传动装置中发挥了重要的作用，而且在实际的生产当中变得越来越合理化和科学化。目前为止，市场上的摆线针轮行星传动的装置被某些国外的公司的产品所垄断，而这些公司在这份面的技术随着时代的发展而不断的提高，随之生产的产品也成为了较高精度传动装置的标准。这类产品的发展方向是更高密的运动精度,更大的传递功率以及更广泛的传动范围。新型三片摆线针轮传动的装置的设计方向也是世界上目前该领域发展的风向标，它继承了原有的优点，比如工作的寿命提高了，转臂轴承的刚度强度提高了，机构体的尺寸变小了，材料使用了更轻的材料，在传动的过程中传递的能量效率提高了，工作的过程更加平稳了等。因为这些优越之处，该装置在工业中的运用更为宽广。这次课题的研究主要是在之前专家学者提出的观点的基础上改进发展演化而来的。主要分析新型的三片摆线针轮行星传动装置的传动原理，承受外在载荷的情况，并对自己设计的装置进行各个参数的选择和确定，并结合实际的工作情况在理论上进行验算和校核。2. 国内外现状在国外，世纪年代，摆线类行星传动就已经被广泛应用的精密传动中。德国人劳伦兹布朗发明，德国赛古乐公司制造的摆线针轮行星传动减速器起始由于摆线轮工艺复杂，其内齿轮齿面难以实现硬化后的精加工，阻碍了摆线轮承载能力和传动精度的提高，而摆线针齿啮合的内齿轮由针销、针套组装成之后，摆线针轮行星传动有了长足的发展。先后出现各种新型行星传动机构。摆线针轮行星传动机构是性能比较突出的固定齿刚性少齿差行星传动机构。目前国外技术已使得摆线行星传动过程中同时参加啮合的齿数多，重合度大，承载能力强，传动比大；由于摆线轮齿形与针齿的平均啮合角小及针齿销和针齿套的传动，其传动效率较高；但齿形加工困难、针齿销均布要求高及转臂轴承寿命低。许多研究人员对摆线针轮行星传动以及其效率损耗进行了理论研究。随着加工技术的进步，摆线齿形的三大（传动比大、承载能力大、刚度大）、二高（运动精度高、传动效率高）、一小（回差小）以及与渐开线小齿差行星传动相比，无齿顶相碰和齿廓重叠干涉等优势开始显露出来。在我国，近年来不少学者在摆线齿轮啮合传动和效率损失理论方面作了有益的工作。李力行等推导了综合考虑移距修形、等距修形及转角修形的摆线轮齿形通用方程式。李建平归根据齿轮啮合原理运动学法推导了摆线齿轮泵的共轭啮合方程、多段共轭齿形包络生成方法等。黄兴元等利用普通平面机构的速度瞬心的三心定理，通过针齿上啮合点的位置和坐标交换得到摆线轮的齿廓曲线方程。陈铁鸣根据曲面单参数的包络方法建立了摆线针轮传动的啮合方程。然而，上述研究局限于建立一齿差摆线针轮传动的啮合方程及计算机实现对摆线传动效率损耗的研究，但未见摆线针轮少齿差行星传动统一理论及关于啮合特性功耗损失的深入分析。 3.主要研究的内容在之前设计的两片摆线针轮行星传动的装置里，其结构是将2个完全相同的摆线针轮通过中心轴连接而成，二者分别通过180度的偏心角布置，传动装置中的柱销承受了比较大的载荷，传递能量的转臂轴承具有比较快的转速，因此摆线针轮的齿轮与柱销套就要受到更大的力，相对的也就成为了装置中最薄弱的环节。这次研究的是由三个一样的摆线针轮以120度的偏心角均匀分布的传动装置，这种设计弥补了传统设计上的转臂轴承的缺陷。如此做法就可以使得传动机构的整体尺寸不变，在摆线轮轴的轴向上添加一个摆线针轮的齿轮宽度，将机构中的各个零件进行优化，使得摆线轮在传递能量的过程中具有更高的提高，于此同时减小了传动装置整体尺寸，方便了生产大的空间要求。把以上的理论作为三片摆线轮传动的基础，对其进行载荷分布以及效率损耗的分析，在此基础上提出了新型三片摆线针轮行星传动装置的核心理论，便于以后的三维设计和建模。在它基础上研制成实用样机,并应用在实验台上进行测试,验证了其主要性能指标是否均达到国外产品水平。通过长期的实验总结和理论推导，这次的设计总结了以往设计者的优点，对不足之处减进行了改正，推导出更加合理的三片摆线针轮的传动装置。第二章三片摆线针轮传动2.1三片摆线针轮的基本结构三片摆线轮行星传动系列装置的结构示意图2-1如下,主要有四个部分:图2-1三片摆线轮传动装置1法兰盘2针齿3柱销4柱销套5轴承6偏心体7转臂轴承 8轴承9摆线轮 1 0柱销固定盘1 1针齿壳1 转臂的结构包括输出轴以及三个偏心套,三个偏心导套的偏心位置都是形成120度均匀分布。由于需要保持惯性力的平衡,即使是三个一样的摆线轮也必须以120度的偏心角均匀的分布在偏心套上面。2 摆线针轮和转臂轴承摆线针轮的齿轮形状是短幅外摆线等距的曲线。传动装置中的3个柱销偏心套和摆线轮齿是通过转臂轴承连接的，在设计的过程中选用没有外圈的圆柱滚子轴承是为了较少机体的尺寸，同时把摆线针轮的内表面作为轴承的一部分，使其可以在上面滚动工作。3 针轮的组成新型摆线针轮是由针齿销、针齿套、针齿壳所组成的。摆线针齿的表面成圆柱面。4 输出机构销轴式的输出机构。这次设计的新型三片摆线针轮传动装置的齿轮的齿廓曲线是短副摆线等距曲线，出来的表面呈圆柱体，是属于摆线针轮行星传动的范畴，实际的齿数以理论值相差一度。该装置的传动比:（2-1）其中是针轮的论齿数是摆线轮的理论齿数2.2.三片摆线针轮行星传动的特点FA摆线传动与传统摆线针轮传动装置比较，传动特点主要体现在：1.针齿结构 FA摆线轮传动装置的针齿安装结构是卧枕式的,也就是整个针齿位于针齿壳上开口通孔中,它与以前设计的两个支点以及三个支点结构相比较来说,就能够减少引起摆线轮齿轮弯曲断裂以及刚度不足的现象。这种设计的装置适合用在齿轮间具有比较大的传动比的机构中，因为该装置并没有设计针齿齿轮的导套，使得原有的传递效率大大提高了，从原来传统传动机构的百分之七十提高到百分之八十。这次设计的摆线轮传动装置的传动比范围在2 9,5 9,8 9,1 1 9之中。装置的设计当中没有摆线针轮齿套，因此可以将集体机构的尺寸减小到更低，杜绝了在工作过程中针轮运动的更快时候齿轮齿廓的干涉现象。 2.齿轮传递装置的机构 FA传动装置是一种差动装置，针齿壳，偏心体轴以及固定盘着三个零件一方面成为了传动机构的活动零件，另一方面，也成为了这个机体的机架。所以这次设计的新型摆线轮传动装置的传动比具有更为宽广的选择范围，而以前设计的传递装置只可以达到简单的增减速的效果。3.大幅度增加传动的扭矩可以做一比较，同样是传动比为59,针齿中心圆直径是17omm的摆线轮传动装置,日本90系列的传递功率为3kw,但是新型针摆传动则为4.6kw,传递功率增加了53%。4.通过对传统结构尺寸对比分析可以看出:对新型三片摆线轮传动装置优化其各个参数,运用新理论及方法使设计更加均衡化合理化,让结构变得切实可行。其主要表现在转臂轴承尺寸的增加,针齿直径的减小,柱销尺寸的增加以及偏心距增加等方面。2.3三片摆线针轮新型针摆行星传动的适用范围该设计主要使三片摆线轮以120度偏心相距均匀分布,为让摆线轮的受力更加均衡合理,同时简化生产制造的工序,其传动比必须控制在一定的范围内,如 (k为自然数)（2-2）与此同时使在120度的角度里的针齿齿数为整数。并且,在通常情况下,传动比一般取为奇数,所以令k=2n,即:=6n一l(n为自然数)（2-3）则可以取11,17,23,29,35,41,47,53,59,65,71,77,83,89,95,101,107,113,119。考虑到针齿的分度和提高效率,因此传动比为2 9,5 9,8 9, 119。值得注意的是,传统设计的两片摆线轮结构所用到的传动比系列中的43,87并没有涉及到这次的设计当中。因此,对新型摆线轮受力分析的过程当中,每片摆线轮具有相同的相对起始、终止位置,同序号的针齿与起始位置的夹角也相同,简化了分度的制造工艺。同样,制造柱销的个数时也必须为3的倍数,即6,9,12这样可以保证柱销的受力比较均匀。因为三片摆线轮上的销孔与柱销啮合,同时增加了传递扭矩,因此三个摆线轮都选择12个柱销得设计。2.4本次研究的主要任务2.4.1三片摆线针轮传动装置主要参数的确定设计了普通型三片摆线轮减速器的各个基本参数包括:齿形的各个参数确定一针齿中心圆半径、针齿半径、偏心距a,输出机构参数一柱销中心圆半径、柱销套外半径、柱销半径,选择转臂轴承一型号、摆线轮内孔半径 R,(也就是无外圈转臂轴承所有圆柱滚子外周半径),确定齿形修正量和, 确定摆线轮的宽度 b。对转臂轴承进行受力分析，强度设计校核以及寿命的计算。2.4.2各个零件的三维设计及装配体的装配2.4.3制作样机及样机三维仿真2.4.4进行三片摆线轮行星传动装置的整个系列的参数化设计与绘图2.5主要几何参数符号针轮理论齿数 : 针轮实际齿数 : 输出机构柱销孔数: 摆线轮节圆半径 = mm摆线轮齿宽: b mm间隔环厚度: mm针齿中心圆半径 : mm针齿半径 : mm摆线轮齿顶圆直径 : mm摆线轮齿根圆直径 : mm摆线轮内孔半径 : Rl mm短幅系数: kl针径系数 :柱销直径 :mm柱销套直径: mm柱销孔直径: mm输出机构柱销中心圆直径 : mm输出机构柱销中心圆半径: mm移距修形量: 等距修形量: 第三章三片摆线针轮行星传动装置的设计3.1.针齿结构由文献可知,当时摆线轮齿廓不产生顶切或尖角。当传动比增大时,最小曲率半径系数emin相应减小，若针齿中心圆半径保持不变，针齿半径变小。相比于传统的两片摆线轮的设计，如果结构保持两支点或三支点的针齿,就会使得弯曲强度不足。为解决弯曲强度不足的缺点,卧枕式结构就应运而生,所谓卧枕是结构就是将整个针齿位于在针齿壳上的开口通孔中。该设计的优点克归纳为：（1）使得三片摆线轮受到的载荷均匀分布,每片摆线轮传递的转矩基本相同,提高摆线轮的寿命，增加摆线轮传递的转矩;（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,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，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: (3-1) (3-2) 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值。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18002000N/mm;相比于之前通常生产中确定的H=1200N/mm的许用接触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。3.5.1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针齿中心圆直径 = 170 mm, 半径=85 mm设计过程:传动比的计算这次设计的传动机构为齿差传动。传动比为=59,摆线轮齿数，针轮齿数。3.5.1.2偏心距a和短幅系数k1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) =6x85/60=0.85查表得偏心距取0.75mm,反之验算短幅系数k1 (3-4) =0.75*60/85=0.529413.5.1.3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, 1k1(一2)/(2一l) (3-5)所以=(3-6) =6.038防止齿廓的顶切与尖角的现象，令最小曲率半径4mm。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，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。 (3-7) =85*sin(180/60)/4=1.110.05=4.25mm2=(3-16) =2*62sin(180/12)-27.6=4.48mm0.053 (3-17) =165.5/2一62一27.6/2=4.46mm0.053.5.4 齿形修正量,和的计算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。3.6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。3.6.1摆线轮和针齿间的啮合力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。3.6.1.1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）表示第i个针齿相对于转臂的转角度若,表示起始啮合间隙为0的时候的转角度数,若无载荷的时候，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3.6.1.2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（3-19）式中:表示受力最大处的最大变形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。3.6.1.3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，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的第i个齿轮的受力如下: *（3-20）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，力矩平衡公式如下：（3-21）考虑到和综合公式得（3-22）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。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，但是在实际生产中的受力不会均匀，故而每个摆线轮传递的扭矩为。3.7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。3.7.1 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）其中分别表示柱销孔的理论值与实际值。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，在处的初始间隙为为（3-25）。3.7.2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：（3-26）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。3.7.3输出机构的柱销套与摆线轮间的作用力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，令柱销套受到的最大力为，有下列关系：（3-27）（3-28）（3-29）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形（3-30）（ 3-31）其中表示柱销的弯曲变形 , 柱销采用悬臂梁结构。（3-32）（3-33）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）整理以上公式，同时满足，就有以下结论（3-35）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。其中摆线轮中，的数值是经过受力分析后得出的。摆线轮的悬臂输出机构如图3-5图3-5 摆线轮的悬臂输出机构3.7.4力矩的计算过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，以及每片行星轮上的最大变形量均不尽相同。分析上式，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，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，带入公式得到,如此一直迭代，直到，直到满足条件。3.8转臂轴承的作用力计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及柱销的作用力。3.8.1针齿的作用力的合力与的计算参看图3-6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，与 X 轴的夹角为，则有（3-36）I 从 mn, 在水平和垂直方向上的合力分别为和，则有（3-37）（3-37）3.8.2柱销作用力合力的计算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（3-38）3.8.3径向力 P r 的计算（3-39）转臂轴承的当量动载荷为其中表示动载系数 , 平稳载荷下,当时，当。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）其中表示的是滚子滚动体 C 表示基本额定动载荷转臂轴承内外圈的相对的转速（3-41）3.9 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。（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）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。表示当量弹性模量（3-43），摆线轮和针齿的材料都是，所以有表示当量曲率半径 mm ,可以按照上述公式计算。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值代入下列公式中（3-44）其中表示许用接触应力，用制造的摆线轮和针齿硬度为，取。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）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 表示许用弯曲应力,材料为，令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）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模量（3-47），因摆线轮与柱销套为轴承钢，所以有，其中（3-47）。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

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