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外行星摆线马达结构设计【机械毕业设计word+CAD图纸】【答辩通过】

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丁建阳1007030228 毕业设计开题报告.doc---(点击预览)
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一般摆线数学模型.mht
内摆线与外摆线图.mht
摆线问题研究提纲.mht
摆线齿形误差检测分析.mht
文章詳目資料清單.mht
设计图
07-5-25总图.dwg
ZBMP-2005-01针轮体.dwg
ZBMP-2005-06铝合金外壳.dwg
ZBMP-2005-10六角圆柱螺钉.dwg
ZBMP-2005-17铝合金端盖.dwg
配油外套.dwg
配油轴套.dwg
配油针轮.dwg
06-12-20总图.dwg
Ky曲线图.dwg
ZBMP-2005-03摆线齿轮轴.dwg
ZBMP-2005-04-00矩形花键轴头组件.dwg
ZBMP-2005-04-01矩形花键轴头.dwg
ZBMP-2005-05-01档圈.dwg
ZBMP-2005-05档圈.dwg
ZBMP-2005-10六角圆柱螺钉.dwg
ZBMP-2005-12金属密封环.dwg
ZBMP-2005-13金属密封件.dwg
ZBMP-2005-15-01金属密封套筒.dwg
ZBMP-2005-15金属密封环.dwg
ZBMP-2005-16环向金属密封条.dwg
ZBMP2005-05金属密封环.dwg
单个螺栓联接受力变形图.dwg
圆锥滚子轴承采用方案图.dwg
密封部分图.dwg
摆线数学模型图.dwg
摆线第一、二、三拱图.dwg
摆线轮的实际齿廓和顶切图.dwg
摆线针齿啮合原理图.dwg
摆线齿廓方程图.dwg
柱销对摆线轮销孔的作用力图.dwg
油力转化原理图.dwg
油力转化流程图.dwg
液力转换机构原理图-容腔变化.dwg
液力转换机构原理图.dwg
液力转换机构啮合特性图.dwg
液压马达的特性曲线.dwg
腰子形通孔断面图.dwg
螺栓布置型式图.dwg
转臂孔轴承对摆线轮内孔的作用力.dwg
轴套摆线轮连接图.dwg
配油摆线齿轮.dwg
配油机构原理图.dwg
配油机构部分图.dwg
针径系数图.dwg
针齿对摆线轮齿廓的作用力图.dwg
销轴局部图.dwg
齿廓形成原理图.dwg
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外行 摆线 马达 结构设计 机械 毕业设计 word cad 图纸 答辩 通过
资源描述：

摘 要

 科学技术飞速发展的今天,机器已经很大程度上代替了人力劳动，解放了人的类的体力劳动，为工业的进一步展注入了源源不断的动力，更是为人类的进步做出了不可磨灭的作用。然而，正当机器在人类工业发展中产生了举足轻重的作用的同时，又有一个新的问题摆在我们的面前，源动力怎么办，又如何能更好地利用我们身边的自然资源？横在人类进步这一阶梯面前的又是一联串的新产生的问题——如何来产生源源不断的动力？为了解决一系列所涉及的动力源的问题，马达、电动机、内燃机、泵等一系列的动力机就孕育而生了。液压马达就像是人的心脏一样，为源源不断地输送转换能量和提供能量。为科技工业的发展作出了不可磨灭的功绩。

采用行星针轮摆线啮合付的一齿差原理和结构的液压马达，又称它为外行星传动机构，它的产生对开拓液压技术应用范围将是一次重大的突破。它的技术优势明显，具体可分为：优化的液压机械技术、优化的结构创新设计和具有领先的应用技术和较大的拓展性技术。对此可进行不断的开拓和创新。

可以预见，此结构在不久的将来，应用范围一定会越来越广，对解决中国能源的紧迫感有重大作用。应用此技术对国民经济发展中节能、节省资源和降低制造成本也会产生一定的影响，对扩大液压机械的应用开拓是一项重大的贡献。本课题研究内容和任务，就是以一种新型结构的液压泵和马达液力转换能量方式，取而代之是一种大功率，高效率，小体积，低价格的马达。



关键词：   摆线马达   液力转换机构   配油机构   孔销机构


The Structure Design Of Extrasolar planets cycloid Motor


Abstract

Rapid development of science and technology of today, machines have largely replaced human labor, liberating the people of the class manual for further industrial development into streams of momentum more to the progress of mankind made an indelible role. However, while the machinery in the industrial development of mankind have a pivotal role, we have a new problem in front of us, how do power source, How can we make better use of the natural resources around us? Wang human progress in the face of the ladder is a joint series of emerging issues -- how to generate a constant supply of power? To solve a series involving the source of power, motors, motor, the internal combustion engine, a series of pump power generator on the breed and health. Hydraulic motors is like the heart, a steady supply of energy conversion and energy. For the development of IT industries has made indelible contributions. Using needles round cycloid planetary meshing pay a tooth difference principle and structure of hydraulic motors, also called extrasolar planets drive, Its appearance on the pioneering application of hydraulic technology will be a major breakthrough. Its technical advantages are obvious, concrete can be divided into : optimization of hydraulic machinery technology, the optimum structure with innovative design and the application of leading technology and the development of more technology. This can be carried out continuously and innovation. It can be foreseen that this structure in the near future, the application will become wider. China to solve the energy of urgency a major role. Application of this technology to the development of the national economy energy, save resources and reduce the cost of manufacturing will have a definite impact Hydraulic machinery to expand the application development is a major contribution. The research content and the task is to a new structure of the hydraulic pump motors and hydraulic energy conversion, Instead of a high power, high efficiency, small size, low price of motors.


Key word：   cycloid motor    Hydraulic Converter    Distribution oil sector  Kong marketing agencies


目录

前言5

1．  概 述7

1．1液压马达7

1．3摆线马达的相关问题8

2．   摆线及其相关的问题14

2．1问题的提出14

2．2摆线的定义与研究历史14

2．4摆线的两个重要性质16

2．5摆线的其他有关方面17

3．  摆线轮的结构与工作原理及其分析计算19

3．1概述19

3．2啮合原理20

3．3摆线轮的啮合特性22

3．4摆线针轮作用力的理论分析27

3．5摆线针轮的齿面接触强度的理论分析30

4.  摆线轮机构及其相关部分机构的方案设计及其计算33

4．1参数方案选择设计33

4．2实际参数设计计算37

5． 其它部分设计分析42

5．1参数选择分析与计算42

5．2 柱销与孔的作用力分析44

5．3螺栓分析与计算46

5．4  轴承的设计计算49

5．5壳壁主要部分的设计计算52

5．6封密装置的设计分析53

结束语55

致谢55

参考文献56

附录57



内容简介：
外行星摆线马达结构设计说明书 毕业设计 外行星摆线 液压 马达结构部分设计 丁建阳 前言 20 世纪，由于电力工业的飞发展，工业领域中满目所见、充耳所闻皆是电马达的旋转和轰鸣，因此，人们大大忽视了液压马达的存在。 其实，电马达由于受磁饱和的限制，在每平方厘米上只能产生数十牛顿的电磁力，其数量级仅为 0.1MPa；而液压马达的工作压力通常为 10 MPa 数量级，两者相差几十甚至数百倍。因此，电此，电马达扭矩很小而转速很高，一般都要通过减速机构方能驱动负载。 液压马达，尤其是低速大扭矩马达，均 可直接驱动负载。液压马达力密度大，在同等功率输出情况下，其重量、尺寸仅为直流电马达的 5%20%，相对质量很轻，所以转动惯小，启动、制动、反向运转快速性及低速稳定性好，并可方便地实施无级调速，这些令电马达无法相比的优点，使得近 20 年来液压马达和液压技术在全世界都得以迅速地推广应用和深入普及，人们在实践中也越来越感到液压马达的重要性。 世界上经济技术发达国家，一贯重视液压马达的研究、开发、制造和应用，并不断进步和获得新的成果，而且论著颇丰。相比之下，我国由于技术基础较为薄弱，人们的认识水平也远远不及先进国家， 国人对于液压马达的论述专著极为罕见，对于液压马达实用技术方面专著更可谓“蹋破铁鞋无觅处”。 到目前为止，液压马达的种类已是层出不穷，有高速液压马达，低速液压马达，摆动液压马达，还有如定量液压马达，变量液压马达，单作用液压马达，多作用液压马达等，而摆线马达则是属于低速液压马达中的子种类 多作用液压马达中的一种，而单单摆线液压马达也分为好多种：双定子叠加式盘配流摆线液压马达，集成式摆线液压马达， BMR（ 2）轴配油摆线液压马达， BM 式摆线液压马达，外形星针轮式摆线液压马达。 摆线齿轮马达 BM 是我国机械部重点企业 、江苏省液压气动密封件协会大批量制造的行星转子式摆线齿轮液压马达。它是一种利用行星减速机械原理的内啮合摆线齿轮马达。这种马达自 1955 年发明以来，随即传入我国，以其独特的优点获得迅的发展。这种优点表现为：结构简单、体积小、质量轻、转矩大，单位质量功率远比其他类型的液压马达。另外，这种马达的转速范围宽、使用可靠、低速稳定性好、价格低廉。目前全世界的年产量已超过百万台，被广泛应用于塑料机械、工程机械、农业机械、煤矿机械、起重运输机械、渔业机械及专用机床等设备中。 摆线齿轮马达在大多数资料中被列入低转矩液压马，但 到目前为止，国内外生产的此类产品，其最大排量为 1250mL/r，瞬时最大输出转矩为 35N m，转速为 180r/min 左右。因此，摆线齿轮马达应属于中速中转矩液压马达的范畴。 第一章 外行星摆线 液压 马达的概述 顾名思义，摆线 液压马达是通过 摆线轮 与针轮的精密配合来将高压腔的油输送出去的一种机构，而它也是从摆线传动齿轮的原来 结构上 作一定的改变而产生的 ，如加强容腔与容腔之间的密封性，导通容腔与通油孔之间的通透性等。 摆线针轮行星传动具有如下特点： 1）减速速比大。 如一级传动比达 1187；二级传动经达 1215133；三级传动比可达 30339；三级以上传动的减速速比更大。 2）结构紧凑、体积小、重量轻。如将摆线针轮行星减速器与同功率的两级普通圆柱齿轮减速器相比，体积可减小 1/21/3，重量约减 1/21/3 以上。 3）运转平稳，过载能力较大，承受冲击和振动的性能好。 4）效率较高，一般效率为 0.900.97，最高可达 0.97 nts外行星摆线马达结构设计说明书 5）工作可靠、寿命长。这种减速器的使用寿较普通齿轮减速器可提高 23 倍。 而作为液压马达所拥用的液压元件的特性： （ 1）优点 1） 易于实现无级调速。通过调节流量就可以实现无级调速， 而且调束范围大，最大可达 200： 1，容易获得极低的速度。 2）传递运动平稳。靠液压油的连续流动传递运动，液压油几乎不可压缩，且具有吸振能力，因此执行元件运动平稳。 3）承载能力大。液压传动是将液压能转化为机械能驱动执行元件做功的，因系统很容易获得很大的液压能，因此驱动执行元件做功的机械能也大，即承载能力大。 4）元件使用寿命长。因元件在油中工作，润滑条件充分，可延长其使用寿命。 5）易于实现自动化。系统的压力、流量和流动方向容易实现调节和控制，特别是与电气、电子和气动控制联合起来使用时，能使整个系统实现复杂 的程序动作，也可方便地实现元程控制。 6）易于实现过载保护。液压传动采取了多种过载保护措施，能自动防止过载，避免发生事故。 7）易于实现标准化、系列化和通用化。 8）体积小、质量轻、结构紧凑。 而它的缺点为： 1）传动比不精确。由于运动零部件间会产生一定的泄漏，加上液压油并非绝对不可压缩，从而导致使传动比不如机械传精确。 2）不易实现远距离传递动力。当采用管路传液压油而传递动力时，由于存在较多的能量损失，故不易远距离输送动力。 3）油温变化时，液压油黏度的变化会影响系统的稳定工作。 4）液压油中混入空气，容 易产生振动和噪声。 5）发生故障不易检查与排除。 6）液压元个制造精度要求高；系统维护技术水平要求高。 因为它是由摆线传动齿轮改变而来的液压马达，因此既具有摆线传动齿轮的特性，又具有液压传动的特性，它将能量传、换与力的传递很好的融合了在一起。 但由于这种传动结构复杂，制造较困难，加工和装配精度要求较高，同时需要专门的加工设备，而且摆线轮尚缺乏一套完善的测量方法和测量工具。此外，转臂轴承受力较大，轴承寿命不易保证。这些问题都限制了摆线针轮行星传动的应用范围。 摆线马达因其结构简单、体积小、使用可靠、维护方 便，近年来发展较快，使用较多， 但存在的主要问题是机械效率偏低，配油精度不高和困油现象。为此，本项目采用效率高的 孔销式输出结构，端面配流的三面合一或合二，端面配流孔由多孔变成月牙槽式，采用压力 补偿，以减少泄漏和提高工作压力。除原马达的摆线齿轮和轴承外，全部更新。比 BM E630 的总效率可提高 12。 第二章 外行星摆线马达所选方案的基本原理和 方案 理论 现在在社会中流行的摆线马达为内摆线液压马达，即针轮固定而摆轮行星转动， 1基本原理 摆线针轮液压马达的典型结构和各部名称如图 6-2-1 所示。 两个相同的摆线行星轮 1，经滚子轴承 5 安装在双偏心套 3 上，行星轮采用变态外摆线的等距曲线作齿nts外行星摆线马达结构设计说明书 廓。双偏心套 3 又用联接固定在主动轴 4 上组成转转 H。该双偏心位置相错 180。固定针轮 2 由针齿壳 8、针齿套 9 针齿销 10 所组成，针齿工作部分为圆柱形销套。孔销 W 机构由装在输出轴端部销盘上的柱销 6、销套 7 和行星轮上的销孔所组成。 采用这种 W 机构可将摆线轮的转动等角速地传给输出轴 V。 由于液压马达的内部的针轮与摆线轮的啮合原理与针轮摆线轮传动机构原理相同，故此处以针轮摆线轮传动机构的原理进行说明。 为便于翻阅此说明书，此处对 各代表字符进行了示例： 1Z 摆线轮齿数 1Hi 传动比 gr 滚圆半径 1r 摆线轮节圆半径 1K 摆线短幅系数 aR 摆线轮齿顶圆直径 fR 摆线轮齿根圆直径 wr 摆线轮销孔半径 WZ W 机构柱销数目 WR W 机构柱销中心圆半径 2Z 针轮齿数 e 偏心距 jr 基圆半径 2r 针轮节圆半径 2K 针径系数 ZR 针齿中心圆半径 Zr 针齿套半径 Zr 针齿销半径 Pr 销套半径 Pr 柱销半径 1）摆线齿廓啮合的齿廓形成原理 如图 6-2-3a 所示， 以半径 1r 的圆 1 作固定圆，用半径 2r 的圆 2 作滚动套在固定 圆 1 上，两圆的中心距 12 rre 。当滚动圆 2 绕固定圆 1 作纯滚动时，固结在滚动圆上的任一点描出的轨迹都称为外摆线。显然，当滚圆 2 绕定圆1 滚过全周长 22r 时，该点便形成一条完整的外摆线。这种形成外摆线的方法称为内滚法。如果该点位于滚圆的圆周上，如0P所示，由0P形成的外摆线 01ppp称为普通外摆线。当该点位于滚圆 之外时，如0D所示，由0D点形成的外摆线称为 01DDD称为短幅外摆线，比值2220 ZrrROD称为短幅系数，以1K表示。 反之，当该点位于滚圆以内时，其轨迹称为长幅外摆线。 在摆线针轮行星传动中，摆线轮 1 是以短幅外摆线 01DDD作为理论齿廓的 ，而固定针轮 2 以0D点作为理论齿形。但是，实际针齿不可能做成点，心须做成半径为zr的圆柱形。因而，以摆线轮的理论齿廓上nts外行星摆线马达结构设计说明书 各点为圆心，以zr为半长作圆。这些圆的内包络线 01M MM就是摆线轮的实际齿廓，又称为短幅外摆线的等距曲线；而针轮的实际齿廓就是半径为zr的圆。 在实际 应用时，短幅外摆线还可用外滚法形成。如图 6-2-3b 所示，将半径gr的滚圆 G 沿半径jr的基圆 J 作纯滚动，当滚圆 G 沿基圆 J 滚过一周时，滚圆内一点0D描出的轨迹也是一条短幅外摆线，短幅系数 是为01gODKr。用这种外滚法形成的短幅外摆线，当满足以下三个条件时，用外滚法由0D点描出的轨迹 01DD将与用内滚法由0D点描出的轨迹 01DDD相同： 2121g j ZgZr r Rr r ereKrR ， 这时，滚圆 G 与基圆 J 的半径等于： 2111211 1 1gjrrerKKrrerK K K 2）摆线轮的啮合原理 （ 1）摆线针轮啮合满足定传动比条件 如图 6-2-4 所示， 将定圆 2 套在滚圆 1 上并令滚圆 1 沿定圆 2 作纯滚动（内滚法），滚圆以外一点的轨迹同样是短幅外摆线，当取半径为zr的圆作为固定针轮的实际齿廓时，摆线轮的实际齿廓就是短幅外摆线的等距曲线，而滚圆 1 与定圆 2 的瞬时接触点 P 就是摆线轮的瞬时转动中心。因而，当摆线轮用转臂 H 驱动作行星运动时，摆线轮与固定针轮的实际齿廓在啮合点的公法线，即摆线轮实际齿廓的法线心通过瞬时转动中心 P，而滚圆 1 和定圆 2就是摆线轮与针轮啮合的节圆。两轮节圆的瞬时接触点 P 始终位于摆线轮的偏心线12OO上， P 点又称为啮合节点。所以，不管摆线行星轮与固定针轮在任何位置啮合，各对啮合齿廓在啮合点的公法线11nn、22nn恒通过节点 P，即摆线针轮啮合满足齿廓啮合定律，能实现定比传动。 （ 2）摆线针轮啮合的连续传动条件 摆线轮和针轮要实现连续正确的啮合，两轮节圆上的周节心须相等。如图 6-2-3a 所示， nts外行星摆线马达结构设计说明书 摆线轮的实际齿廓在其节圆上对 应的弧长 01BB称为摆线轮的节圆周节，以 t 表示，有： 0 1 2 12 ( ) 2t B B r r e 这时，摆线轮的齿数1Z为： 1 1 11 222r r rZ t e e 针轮相应的齿数2Z为： 2 2 22 222r r rZ t e e 式中21r r e，代入得： 1211reZZe 所以，摆线轮与针轮要实现连续正确地啮合，针轮与摆线轮的齿数差必须等于 1。这时，摆线轮与针轮的连续传动条件可表示为： 1 1 12 2 1 1r Z Zr Z Z 当针轮的针齿中心圆半径用ZR表示时，摆线轮与针轮的啮合周节nt为： 22 2 1 122 2ZnRr et Z Z K K 其中2211Zr eZR KK 3）摆线齿廓方程 如图 6-2-5 所示， 将坐标系1Oxy固结在摆线轮上，坐标原点与摆线轮中心1O重合。用 表示转臂 H 相对于摆线轮 1 的转角，用 表示针轮 2 相对于摆线轮 1 的转角，另用 表示转臂 H 相对于固定针轮 2 的转角，即 。由式（ 6-2-1）得 与 之间的关系为： 1 1 1 2111H Hnn i Z Zn 即： 2Z g由图 6-2-5 知，取 为参变量时，针齿中心 O 点的流动坐标0x和0y就是摆线轮理论齿廓的方程，即： nts外行星摆线马达结构设计说明书 00s i n s i nc o s c o sZZx R ey R e 由式（ 6-2-6）和（ 6-2-2）得 2122Zr K Re ZZ将式（ 6-2-10）和（ 6-2-11）代入上式，得摆线轮理论齿廓的方程为： 102212( s i n s i n )( c o s c o s )ZZKx R ZZKy R ZZ这时，摆线轮实际齿廓与针齿套啮合于 M 点，而 M 点的流动坐标 xy和 便是摆线轮实际齿廓的方程，由图 6-2-5 得： 00c o ss i nzzx x ry y r 1221 1 11221 1 1s i nc o s1 2 c o sc o s c o ss i n1 2 c o sKZOEOP K K ZKZEPOP K K Z 式中2 1 2s i n s i n ( s i n s i n )ZZO E r R R K Z 2 1 2c o s c o s ( c o s c o s )ZZE P R r R K Z 2 2 22 2 1 1 12 c o s 1 2 c o sZ Z ZO P R r R r R K K Z 4）摆线齿廓的曲率半径 根据微分几何学的曲率公式，摆线轮理论齿廓的曲率半径0按下式计算： 3222000 220 0 0 0 ( ) ( ) d x d yddd x d y d y d xd d d d 式中各导数值按式（ 6-2-12）计算，代入上式，经整理后得： 3 32 221 1 10 21 2 1 2 1( 1 2 c o s )( 1 ) c o s ( 1 )Z ZR K K Z SRK Z Z Z K D 21 1 11 2 c o sS K K Z 21 2 1 2 1( 1 ) c o s (1 )D K Z Z Z K nts外行星摆线马达结构设计说明书 这时，摆线轮实际齿廓的曲率半径 为 320 z Z zSr R rD 由数学规定，如图 6-2-6a 所示，当0 0 时，表明理论齿廓在该处为外 凸曲线，当0 0 时，表明理论齿廓在该处为内凹曲线。显然，对于外凸的理论齿廓（0 0 ），当0zr 时（图 6-2-6b ） ，0 0 ，表明摆线轮在该处形成交叉齿廓。这种情况称为摆线齿廓的顶切或“失真”。当0zr 时， 0 ，即实际齿廓在该处出现尖角。对于内凹的理论齿廓（0 0 ），如图 6-2-6c 所示， 不管zr取大，实际齿廓都不会发生顶切。 摆线轮齿廓是否发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径0min，而且与针齿套半径zr有关。根 据理论推导得，0min按下式计算： 0 m in m in ZaR 式中ZR 针齿中心圆半径 mina 摆线轮理论齿廓的最小曲率半径系数，按表 6-2-1 确定。这时，摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为： 0 m i n m i nzZr a R或表示为minzZr aR 2方案理论 1传动方案（ 6 对 7 与 8 对 9 中选 6 对 7） 2 第三章 外行星摆线马达的 参数计算 方法 分析 1 传动参数计算 1）针齿中心圆半径ZR针轮的针齿中心圆半径ZR决定着整个传动机构的结构尺寸和承载能力，其值由摆线齿和针齿间的接触强nts外行星摆线马达结构设计说明书 度条件确定。 2）传动比1Hi和齿数1Z、2Z传动比1Hi取决于传动装置的减速要求。通常，一级传动比1 7 78Hi ，最高可达 115。为保证两个摆线轮能错开 180对称地装入针齿圈内，并同时与针轮对应的针齿相啮合，传动比1Hi必须为奇数（整数）。这时，摆线轮和针轮的齿数为 11211HZiZZ 当传动比较大时，针轮齿数相应增多，会使针齿壳和针齿销的强度受到严重削弱。 这时，为提高针轮强度可将针轮齿数间隔地抽去一半或三分之一。试验指出，针轮经适当地抽齿不会影响传动的连续性和承载能力。通常，当2 44Z 时，针轮可均匀抽齿一半。当针轮强度足以保证时，也可不抽齿。 2 传动的几何原理计算 3 结构尺寸计算 第四 章 外行星摆线马达的主要 部件的作用力分析 原理 分析 当不计 摩擦力影响时，摆线针轮传动中的作用力主要有三部分：针齿与摆线齿间的啮合力； W 机构的柱销（套）与摆线轮销孔间的作用力；转臂轴承与摆线轮内孔间的作用力。这三部分 力都是由输入轴上的驱动力矩和输出轴上的阻力矩引起的。为便于分析和计算，今作如分离性的分析与计算 1针齿作用于摆线轮齿廓上的力的分析计算 当转臂 H 在驱动力矩作用下作逆时针转动时，摆线轮因受固定针轮针齿的反作用通过 W 机构带动输出轴作顺时针转动。如图 （ 6-2-9） ： （ P779） 设输出轴经 W 机构作用于一个摆线轮上的阻力矩为1CT，其方向与摆线轮的转动方向相反，即逆时针方向。这时，只有 y 轴左边的摆线齿与针齿传递载荷。令 y 轴左边的针齿对摆线轮齿廓的作用力用 1F 、 2F iF表示，这些力约 2/2Z 个，都沿着各对啮合齿廓在接触点的法线方向，并指向节点 P 与摆线轮上的阻力矩1CT相平衡。 实际上，摆线齿与针齿间的载荷分布是相当复杂的，除接触变形的影响外，还受到制造误差、啮合间隙和轮体变形的影响 。为便于计算，通常假定摆线轮不动，另对针轮施加一顺 时针扭矩2CT，由于针齿的变曲和接触变形使轮顺时针转过一个微小角度 。这时，各针齿中心相应产生的微小周向位移 u 在作用力iF方向的分量i为： nts外行星摆线马达结构设计说明书 之间的夹角轴与偏心线作用力法线的垂直距离个受载齿廓在接触点的至第针轮子中心之间的夹角圆的切线方向与力个针齿中心沿针齿中心第)(;s i n,;c o s22yFrliOlFilRlRuiiiiiiiiZiZii显然，当受载齿廓在接触点的法线 nn 与 y 轴垂直时，il达最大值，即2max rl 。这时，i亦达最大值，即2ri 设摆线轮齿廓承受的载荷 1F 、 2F iF与受载接触点沿法线方向的位移分量 1 ， 2 i成线性关系，有： )02,1( 2m a x ZiFFiii 。将i和max代入得： iii FrlFF s inm a x2m a x ，因而由摆线轮的力矩平衡条件，有： iiiZiCiiZiiirliOlTrFlFs i n,s i n112/1112/122 法线的垂直距离个受载齿廓在接触点的至第摆线轮中心，得： 2s i ns i n,2s i n,.s i ns i n22/122/1222/1222/1212/121m a x22222ZZZTrFPZiiZiiPZiiZiiCZii即的乘积代替与可近似用平均值值的变化幅度很小很多时但当针轮齿数合位置不同而变化随针齿与摆线齿廓的啮其中为计算这个平均值，需将参数 1 代换成第 i 个针齿相对于转臂（偏心线）的位置角i。由图 6-2-9 得，有：iiiiiiiiZiZiiKKtgtgKRrRPDDMtgc o s21s in1s inc o ss inc o ss in121222212在针齿受力的范围内， 0i。当针轮齿数 2Z 很多时，平均值PZi isin 2/122 可按下式计算： nts外行星摆线马达结构设计说明书 4221s i n,2121c o s21s i n1s i n222/12012122/1222ZZdKKZiiiiiPZii因而可得将值代入式（ 6-2-25），得针齿齿作用于摆线轮齿廓上的最大载荷maxF为： 111211m a x 44 ZRK TZr TFZCC ，其它受载针齿作用于摆线齿廓上的力iF由式（ 6-2-24）得： VCVCiiZCiiTTTTKKSSZRKTFF55.0,.;c o s21s i n4s i n111212/1111m a x可取当传动制造精度较高时设输出扭矩为阻力矩作用于一个摆线轮上的为计算合力 iF，可将各啮合作用力iF沿其作用线移至节点 P，并用 x 轴和 y 轴方向的分力ixF和iyF代替。这时，合力 iF在 x 轴和 y 轴方向的分力 ixF和 iyF可表示力： yZCyZCiiiiiyZCZCiiixKZRKZTKZZRKTFFFZRKZTZZRKTFFF11212111m a x1121211112m a x44c o ss i nc o s44s i ns i n，其中 42s ins in 2222 ZZPii 411ln2112c o s21)c o s(s in122c o ss inc o ss in2112121120121122yiiiiPiiiiKZKKKKKZdKKKZZiiiiiii KK Ktgtg co s21 )co s(s i n1co ss i n12112 11ln2 1121121211 KKKKKK y 以上属理论分析，实际上还要考虑到制造和装配误差等因素的影响，各针齿对摆线轮齿廓的作用力比理论值大或小。 nts外行星摆线马达结构设计说明书 P6-2-10 2 W 机构的柱销（套）作用于摆线轮销孔上的力的分析计算 如图 6-2-11 所示，设输出轴作用于一个摆线轮上的阻力矩1CT仍为逆时针方向。这时，只有轴左边的柱销（套）和销孔传递载荷。令 y 轴左边的柱销对摆线轮销孔的作用力用 1Q ，iQQ 2表示，这些力约 2/WZ个，都通过柱销和销孔的中心，即平行于偏心线 21OO ，是构成阻力矩1CT的作用力，并与摆线轮上的驱动力矩相平衡。 为计算作用为iQ，仍假定摆线轮不动，使输出轴销盘在阻力矩1CT的作用下，由于柱销的接触变形使销盘逆时针方向转过一个微小角度 。这时，各柱销中心产生的微小周向位移 在作用力iQ方向的分量i为：iWiiiiiiWiiRRQiORyiRRs i n,;)(s i ns i n1 的垂直距离个柱销的作用力至第摆线轮中心之间的夹角轴偏心线个柱销中心的半径线与第 显然，当 90i时，iR值最大，即WRR max。这时，i亦达最大值，即 Wi R。 设摆线轮销孔承受的作用力 1Q ，iQQ 2与受载柱销中心沿接触点法线方向后位多分量 1 ，i 2成线性关系，有 )2,2,1(m a xm a x Wii ZiQQ ，将i和max代入得： iWii QRRQQ s inm a xm a x ，这时作用于摆线轮上的阻力矩应等于各柱销的作用力iQ对摆线轮中心的力矩之和，即 2/1 2m a x2/11 s inWW Z i iWZ i iiC RQRQT ， 其中 2/12sinWZi i 随柱销（套）与摆线轮销孔的啮合位置不同而变化。但当柱销数目 WZ 很多时， 值的变化幅度很小，同样 按下式计算： 4s i n12s i n2s i n 0 222/12 WiiWPiWZi iZdZZW ， 代入上式，得柱销作用于摆线轮销孔上的最大载荷maxQ为： WWCZR TQ 1max 4nts外行星摆线马达结构设计说明书 其它柱销作用于摆线轮销孔上的力iQ由式（ 6-2-31）得： iWW Cii ZRTQQ s in4s in 1m a x ，这时合力 iQ按下式计算： WCWWWCii RTZZR TQQ 11m a x 44s i n 其中 WiiWWPiiZdZZ 0 s i n122s i ns i n 以上也属于理论分析，实际上考虑制造和安装误差，在强度计算时，通常将柱销的人用力增大 20%。 3转臂轴承作用于摆线轮内孔上的力的分析计算 如图 6-2-12a 所示，摆线轮受三种力的作用：即针齿对摆线轮齿廓的作用力iF，合力为 iF；柱销对摆线轮销孔的作用力iQ，合力 iQ；转臂轴承对摆线 轮内孔的作用力 R。摆线轮在 iF、 iQ和 R 的作用下处于平衡状态，其力的封闭多边形如图 6-2-12b 所示。 这时，由图 6-2-12b 求得转臂轴承对摆线轮内孔的作用力 R 可表示为： RFFQFRixRXiyiix122co s)()(将式（ 6-2-29）、（ 6-2-30）和（ 6-2-31）代入得： 2211122111121)4(11c o s)4(1yWZRXyWZZCKZRZRKKZRZRKZRKZTR， 在近似计算中，可取 3.1)4(1 2211 yWZ KZR ZRK 代入上式得： 403.11c o s3.111121RXZCZRKZTRnts外行星摆线马达结构设计说明书 第五章 外行星摆线马达的主要部件的强度校核 原理 分析 方法 1 根据以往国内外长期的实用和观察，摆线针轮主要有以下几种损坏形式： 1）摆线齿和针齿发生齿面疲劳点蚀或胶合，特别是功率较大或制造精度较低时，这种损坏形式往往是主要的。 2） W 机构的术销发生疲劳折断，或者销套和销孔表面发生疲劳点蚀。由于 W 机构受柱销中心圆直径的限制而不可能做得很大，使柱销（套）数量少和受载大 。这时，柱销极易因弯曲强度不足而折断，销套和销孔表面由于接触强度不够也会发生疲劳点蚀。 3）转臂轴承元件发生疲劳损坏。转臂轴承在高速重载的条件下工作。承受着摆线轮上的全部载荷，极易发生疲劳损坏，尤其当工作连续性较大时，整个传动装置的承载能力主要受转臂轴承的限制。 2 摆线针轮齿面接触强度计算 摆线针齿啮合的接触应力同样按赫兹公式计算，即： 10 . 4 1 8 dHdFEB ，其中： iF 摆线齿和针齿在任一位置啮合时的法向作用力。根据 式（ 6-2-28），取1 0.55CVTT，有 12112 . 2 s i nvii XTF k g fK R Z S ，其中： B 摆线轮的宽度，BZBRmm dE 当量弹性模量，设摆线轮和针齿套材料的弹性模量分别为12EE和，当二者材料为合金铡时，12EE，有：4212122 2 . 1 5 1 0dEEE k g f m mEE d 摆线齿和针齿在啮合点的当量曲率半径。根据式（ 6-2-16）和（ 6-2-20），有 3232221 1 1()180s i nzZd z z z z zzzr R Sr r r R S r DRrKZ 将以上各值你入赫兹公式，经整理得： 2 3 2112 2 2 2s i n9001 8 0 1 8 0( s i n ) s i nViHzTSKZ DB R SK K Z Z令32112 2 2 2s i n1 8 0 1 8 0( s i n ) s i niHSyKZ DSK K Z ZHy值随1 2 1K K Z、 、及齿廓接触位位置角i不同而变化。当1 2 1K K Z、 和一定时，必有某一位置角iK，nts外行星摆线马达结构设计说明书 使Hy达最大值maxHy，即 m a x32112 2 2 2s i n1 8 0 1 8 0( s i n ) s i nkkHkkSyDKZ SK K Z Z其中： 2111 2 c o skkS K K 21 2 2 1( 1 ) c o s (1 )KkD K Z Z K 这时，摆线 齿和针齿间的接触应力达最大值。因而，将maxHy代入上式，得摆线针齿啮合的接触强度条件为： 2m a xm a x29 0 0 vHHHZTy k g f m mBR（ 6-2-38） 在设计计算中，为计算针轮针齿中心圆半径 RZ，可将BZBR代入式（ 6-2-38），得 m a x3 29 . 3 VHZBHTyR m m其中maxHy 最大接触应力的啮合位置系数 ，按表 6-2-10 确定 B 摆线轮的齿宽系数，一般取 0 .1 0 .2B ，通常取 0.15B H许用接触应力， 2kg f mm ，按机械传动设计手册中的确定 VT输出轴上的扭矩， 2kg f mm 当输入 轴上的功率为 ()HN kW、输入轴转速为 ()Hn rpm及传动比11HiZ时，VT按下式计算： 1197500 HVHHNT Z T Zn HT 输入轴上的扭矩， 2kg f mm 传动效率，可取 0 .9 4 0 .9 6 表：最大接触应力的啮合位置系数 2 针齿销弯曲强度验算 当针轮针齿的支承宽度较小时，如图（ 6-2-13a） nts外行星摆线马达结构设计说明书 针齿销可视为双支点简支梁，承受的集中载荷为摆线轮对销轴的最大作用力maxF，按式（ 6-2-27）计算，这时，支承 A 的反力为 2 maxA LRFL 针齿销上作用的最大弯矩为 12m a x 1 m a xA LLM R L FL 将式（ 6-2-27）代入，并取1 0.55CvTT，得 12m a x112 . 2 vzT LLM K R Z L 其中 1 0 . 5 0 . 5LB 2 1 . 5 0 . 5LB 12 22L L L B B 摆线轮的宽度， mm 间隔环的宽度， bB ， b 为轴承宽度， mm 摆线轮与针齿壳内侧端面间的间隙， mm 针齿壳端部避厚，般取 B d z 对于大功率摆线针轮行星减速器，为提高针齿销的弯曲强度，可采用三支点结构，如图 6-2-13b 所示： 这种三支点式针齿销的弯曲强度，理论上应按三支点静不定梁计算。但考虑中间支 点的制造和安装误差会引起超高或沉落，使计算可靠性降低，通常把三支点式针齿销视为中间支承被割开的静定梁，如 AB 或 BC 段所示。 这时，支承 A 的反力为： 2 m ax2A LRFL 针齿销上作用的最大弯矩为 12m a x 1 m a x2A LLM R L FL 将式（ 6-2-27）代入，并取1 0.55CVTT，得： nts外行星摆线马达结构设计说明书 12m a x114 . 4 VZT LLM K R Z L 其中：1 0 . 5 0 . 5LB ， mm 2 0 .5 0 .5LB ， mm 122 ( ) 2 2L L L B ， mm 间隔环的宽度，一般取 B ， mm 其他结构尺寸与双支点式结构相同。 对于以上两种情况，针齿销的弯曲强度条件可表示为： 2m a x 3 0 . 1HFzM k g f m md （ 6-2-43） 因而，针齿销直长zd为 m a x3 0 .1 zFMd m m 其中 F 许用弯曲应力， 2kg f mm ，按许用弯曲应力表确定 VT 输出轴上的扭矩， kgf mm ，分两种情况按式（ 6-2-41）或（ 6-2-42）计算 3 W 机构柱销弯曲强度计算 W 机构的柱销用压配合 装在输出轴的销盘上（图 6-2-14） 承受的集中载荷为摆线轮的销孔对柱销的最大作用力maxQ。所以，柱销通常按悬臂梁进行弯曲强度计算，但考虑制造和装配误差的影响，需将柱销上的最大作用力maxQ加大 20%。 这时，柱销在危险剖面上的弯曲应力为： m a x m a x331 . 2 1 . 2 (1 . 5 )0 . 1 0 . 1FppQ L Q Bdd 将式（ 6-2-27）代入，并取1 0.55CVTT，得柱销的弯曲强度计算公工为 31 . 2 (1 . 5 ) VFFW W pTBR Z d （ 6-2-45） 2 6 (1 . 5 )Vp W W FTBdRZ （ 6-2-46） nts外行星摆线马达结构设计说明书 其中 VT 输出轴上的扭矩， kgf mm ，按式（ 6-2-40）计算 WR 柱销中心圆半径， mm ，按式（ 6-2-21）计算 WZ 柱销数目，按表 6-2-5 选择 F 许用弯曲应力， 2kg f mm ，按表 6-2-9 确定 B 摆线轮的宽度， mm 间隔环的宽度， mm ，按针齿销的结构形式确定 4转臂滚子轴承的寿命计算 转臂轴承通常采用无外圈的窄系列短圆柱滚子轴承（ 502000 型），有时用带外圈的普通短圆柱滚子轴承（ 2000型）代替，但使用时需拆去外圈。 转臂滚子轴承的寿命按下式计算： 6 1 0 310 ()60h CL nP（ 2-6-47） 其中 hL 轴承寿命，一般要求 5000hL 小时 n 轴承转速，按摆线轮相对于转臂的转速计算，即HVn n n，式中Hn为输入轴转速（ rpm ），V n为输出轴转速（ rpm ）。 P 当量动载荷，按下式计算 FP f R， kgf （ 6-2-48） R 名义径向载荷，按式（ 6-2-35）或（ 6-2-36）计算 Ff 动载荷系数，通常取 1 .2 1 .4Ff C 轴承的额定动载荷，标准轴承的 C 值见第四篇第二章滚动轴承尺寸表，非标准轴承的 C 值按下式计算： 1 . 8 5 0 . 7 56 . 4C d Z k g f （ 6-2-49） d 滚子直径， mm ，一般取 0.1 zdR ，并取 ld Z 滚子数目 第六章 外行星摆线马达的实际参数设计计算 外行星摆线马达 设计目标 1排量 ml/r（ m） 7 7=49 2压力 P=2025 MPa nts外行星摆线马达结构设计说明书 3扭矩 2 gpM4整体结构 5效率 nqpN 原 BM 型kwnqpNnMPapq srrrml93.474.06 6 7.61 0 01074.0,6 6 7.64 0 0,10,1 0 0 m i n 改进后 BMP 型kwN nM P apq srrrml5.1187.033.810016 87.0,33.8500,16,100 m i n 创新：kwNnMPapq srrrml3.359.3191.0)67.1615(1 1 7209.0,7.16151 0 0 09 0 0,20,1 1 7 m i n 91.097.099.099.099.096.04321 总 97.099.099.096.04321销轴效率左右端效率啮合效率高压齿腔弧长：0 0 1 3 6 7 6.00175.00 7 8 1 5.00 7 8 1 5.0180 140032.014.3180BlSrl 液压涨力 NSpR 2 7 3 5 30 0 1 3 6 7 6.01020 6 对 X 轴投影： NRx 2 6 9 3 6)2 7 3 5 3(10c o s 对 Y 轴投影： NRy 4 7 5 0)2 7 3 5 3(10co s 输出扭矩： mNqpMT 39328.6 91.0117202 孔销机构合力： NR TQ i y 9973157628.0 15720502.014.3 39344 针轮摆线啮合力： 对 X 轴投影： NrZkZMF i x r 2 1 8 3 51 2 5 9 9.02 7 5 10 3 4 3 4.066 1 1 5.073 9 311 对 Y 轴投影： NKrZkZMF iyy 6 1 1 428.02 1 8 3 511 2 求各合力对轴承的径向力： 对 X 轴投影合力： NF ixRx 51012 1 8 3 52 6 9 3 6 nts外行星摆线马达结构设计说明书 对 Y 轴投影合力： NQ iyRF iyy 891997347506114 压 力 总 涨 力 对 轴 承 径 向 合 力 ：NQ i yRF i yF i xRR yx 5178891)5101()()( 2222 NR 2 5 8 925 1 7 82 Nf ffCnmn 2 9 8 8 12 5 8 936.0 5.177.2 hpCnL rh 146 8 8163 1 1600 0 0540 0 0881 2 730 03)2589198 0 0()1000900(60 10)(60 10 31063106 300 天 16=4800h 年398.334800 14688163114800 hL 扭矩 mNqpM 39328.6 9.0137202 绡轴： NZR TQ ww 4 0 8 33 8 5.01 5 7 270 5 5.0 3 9 344m a x 绡轴 222 0 0 0 4 4 5.070 0 4 5.014.3 mZrSw 应力： M P aSQ 9000445.0 4083 预定主要结构尺寸参数： 排量： rmlq 100 压力： MPaP 20 MPaP 25max 转速： min900 rn m inm ax 1000 rn 扭矩： 额定MmaxM1预定设计主要结构参数 mmAmmdKBZZ 3,16,6 1 1 5.0,5.17,7,6 121 2计算主要结构参数 mmAZr H 36,183611 故 mmAZr H 42,213722 故 nts外行星摆线马达结构设计说明书 mmK AZr 68.68,34.346 1 1 5.0 2112 故1预定设计性能和主要结构参数 6115.0,16,8.2,7,61000,900,2520,100121m i nm a xm i nKmmdmmAZZ nnM P apq rrrml 2摆线齿轮及针轮结构计算尺寸 节圆半径：2.39,6.198.276.33,8.168.262211 则则mmAZr mmmmAZrHH 针齿分度园半径： mmmmKAZr 1.64,05.386 1 1 5.08.2712 则摆线齿顶园半径： mmmmdArR 25.21,85.2688.205.322 则摆线齿根园半径： mmmmdArR 5.42,25.2188.205.322 则轴摆线齿轮 材 料 20CrMnTi 渗碳淬火 硬度 HRC=5864 MPab 1080 MPas 835轴里侧 mm35 ，轴承档 mm30 ，细纹 227M ，长度 mm30 ，旋合长度 mm25 在 P 17.5MPa 时，安全系数 4n ， 许用应力 M P an SS 75.2084835 3排量计算： mmB 15 mlEEKKKZBrZKq8.987523.04338.0434.35.176115.04)163.0)(11(180s i n4221122214扭矩计算： M P aPM P aP 2520m a x 和额取啮合付机械效率： 96.01 ，孔绡机构 32 99.0 ，容积效率 98.096.0v总效率 9.096.099.096.0 3321 总mNqPMmNqPM8.49028.69.01372527.39228.69.0137202m a x 总总额 5摆线齿轮轴扭转
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