卧式摆线针轮减速机的设计

卧式摆线针轮减速机的设计学 生：杨秋石指导老师：杨文敏（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）摘 要：本次设计的是对一种带机架的卧式摆线针轮减速机进行分析研究。其输入功率P=11Kw，传动比17，输出转矩1100Nm.对于摆线针轮行星减速器而言，要求行星减速器满足三项要求：传动比大，结构紧凑，适宜短期间断工作。在本次设计中要进行齿数计算、齿形分析、效率计算、强度验算、结构设计、绘制减速器装配图及零件图。在结构设计时要注意有关装置的特点，还要注意与多种减速方法进行比较，注意理论分析。关键词：摆线轮针轮，齿轮；星星齿轮减速器The Design of Portable Drilling Machine for The Railway RailsAuthor:Yang qiushiTutor:Yang wenmin(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract：The design of the rack of a horizontal cycloid reducer analysis. The input power P = 11Kw, drive more than 17, the output torque of 1100Nm. Cycloid reducer, requiring planetary reducer to meet three requirements:transmission ratio, compact, suitable for short-term intermittent work.To calculate the number of teeth in the design, profile analysis, efficiency calculation and checking the strength, structural design, drawing reducer assembly drawings and part drawings. In the structural design should pay attention to the characteristics of the device, but also pay attention to the variety of deceleration, pay attention to the theoretical analysis.Keywords:Pin-cycloidal gear planetary reducer;Gear;Pannetary gear reducer 1 前言1.1行星齿轮传动的发展概况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, 摆线针轮行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻、效率高等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，所以使用越来越普及，为世界各国所重视。 我国是从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）/高速汽轮机（500kW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kW）的行星齿轮箱，低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL-30型行星减速器（800kW）。 世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进，技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步13。1.2摆线针轮减速机的国内外研究现状 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14。 摆线针轮减速器所传递的最大功率为132KW，输入轴最高转速为1800r/min。美国在研究直升飞机传动装置时所做的摆线针轮传动试验样机，采用四片摆线轮，可以保证输入轴动平衡的新结构，输入转速达2000r/min，传动功率达205KW. 12 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点2.1摆线针轮行星传动的传动原理 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，以称针轮，摆线针轮传动因此而得名。4同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为 （ 1 ） (1) 图 1 摆线针轮减速器原理图Fig. 1 Cycloid reducer schematic 由于，故，“”表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。2.2 摆线针轮减速器的结构特点它主要由四部分组成：行星架H；行星轮C；中心轮b；输出机构W 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。11 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。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 图2 摆线针轮减速器基本结构图Fig. 2 Cycloid reducer chart3 摆线针轮减速器的设计计算 本毕业设计一摆线针轮行星传动装置。已知功率为，输出转矩,传动比，使用年限不少于5年，单班制工作，载荷平稳。3.1摆线轮的设计 更具摆线针轮减速器的具体要求，对摆线轮进行计算。以确定摆线轮的相关具体数据。3.1.1确定传动的结果形式 跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器.3.1.2确定摆线轮针轮的齿数摆线针轮齿数的确定，由设计的具体要求可知该摆线针轮减速器的传动比为，所以根据摆线针轮减速的的传动比可知：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： (2) 选材为GCr15,硬度为60HRC以上。3.1.3确定针轮半径针齿中心圆半径 取取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200Mpa3.1.4确定短幅系数和偏心距偏心距： (3) 由文献查得A3mm，取偏心距： 3mm初选短幅系数：由文献查得, =0.420.55 实际短幅系数：3.2转臂轴承的选择摆线轮滚动轴承装在输入轴上，工作转速较高；承受啮合作用力和W机构孔销作用力的合力，工作载荷甚大；尺寸因要求传动结构紧凑而不能过大（通常不用外圈而直接以摆线轮内孔作为外滚道）。因此，摆线轮滚动轴承常因工作恶劣和尺寸受限往往成为传动装置中一个薄弱环节。133.2.1转臂轴承负载计算转臂轴承径向负载： (4) 14378N转臂轴承当量负载6N3.2.3转臂轴承选择选择圆柱滚子轴承，设计时通常选用圆柱滚子轴承（GB/T283-1994），转臂轴承一般都去掉外圈。（0.40.5）84105由文献查得GB/T283-94，选N2213轴承，d=55mm,B=25mm, *1000kN,D=88mm(去掉外圈)。转臂轴承内外圈相对转速3.3确定针轮尺寸1）初选针径系数：，由文献查得：2）针齿中心圆半径：取取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200Mpa。3）针径套半径， (5)取10mm4）验证齿廓不产生顶切或尖角： (6) 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。5）针齿销半径：取6mm针齿套壁厚一般为26mm。6）实际针径系数：若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。7）齿形修正：0.35， 0.2考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。8）齿面最大接触压力： (7) =5256N其中整个结果由计算机求出。9）摆线轮啮与针齿最大接触应力： (8) =1256.8MPa_mn齿中的最大值。10）针齿销跨距：由结构及前面的摆线轮宽度，得L70mm采用两支点型式。11）针齿销抗弯强度： (9)选用两支点，材料为轴承钢时150200Mpa12）针齿销转角： 0.000311100200,所以由参考资料知柱销数目：所以柱销孔的数目为8个。8）间隔环：12mm3.5确定输出机构中柱销、柱销套和柱销空的直径1）柱销直径： (10) =22mm取22mm由文献1表2.77，取18mm。2）柱销套直径：24mm由文献1表2.77，知32mm3）柱销孔直径：mm 为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值： 0.15；550mm时，0.20.3。3.6摆线轮、针齿、柱销的数据表表1 摆线轮、针齿、柱销的数据表Table 1 Cycloidal gear needle teeth, pin data sheet 项目 代号 单位 计算结果 功率11输入转速r/min1910传动比17摆线轮齿数的确定针轮齿数输出转矩T,初选短幅系数初选针径系数针齿中心圆半径mm摆线轮齿宽bcmm偏心距amm3实际短幅系数0.514针径套半径mm10mm实际针径系数齿面最大接触压力N摆线轮啮与针齿最大接触应力MPa1256.8MPa转臂轴承当量负载PN15097转臂轴承内外圈相对转速nr/min2022转臂轴承寿命h9886h针齿销跨距LmmL40针齿销抗弯强度MPa53针齿销转角rad0.000311摆线轮齿跟圆直径mm184摆线轮齿顶圆直径mm196摆线轮齿高mm6间隔环mm12柱销直径mm18柱销套直径mm24摆线轮柱销孔直径mm34 续表 14 轴的计算4.1输出轴的计算4.1.1输出轴的结构装配图结构图如图3，图3 输出轴结构装配图Fig. 3 Output shaft structure assembly drawings4.1.2初步确定轴的最小直径 由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输出轴转矩为输出转速为，选材为钢，调质处理，由文献查得，取A0110，mm (11)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，由文献查得，1.3，N.mm由文献13表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L142mm，取112mm。4.1.3输出轴的结构设计其装配结构图如图4，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献表查得，d=70,D=125,B=24,则可知=70，=65；上选用深沟球轴承6215，D=130，B=25，所以，=75，所以，=22，=30，=70，套筒长43，外圈直径84。轴上联轴器定位采用平键联接，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，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位过渡配合来保证，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 。4.1.4求轴上载荷 图4 输出轴受力图Fig.4 The output shaft by trying to分析力F1、F2、F3的受力大小：由前面的轴的结构知， 、受力中心距离为116mm, ,受力中心距离为50mm,因4330N，故 得6169N ， 2414N 。4.1.5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 （14） =25.12MPa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。4.1.6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：274000 （15）抗扭截面系数： 54880 （16）弯矩： 433050216500 （17）扭矩： T1100000截面上的弯曲应力： 5.517 MPa截面上的扭转切应力： 15.52MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献表，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，经查值后可查得2.0，1.3；又由附图，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.82 （18）1.26由文献12附图3-2得尺寸系数=0.67 ；由文献附图的扭转尺寸系数= 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 （19） =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） =20.21=10.62 （21）6.40S0.05 由以上的分析故可知其安全。4.2 输入轴的计算4.2.1 输入轴结构转配图其结构装配图如图5图5 输入轴结构装配图Fig. 5 Input shaft structure assembly drawings4.2.2 初步确定轴的最小直径由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输出轴转矩为，其公称转矩为由文献12表14-1，取1.3，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，选取深沟球轴承N406，d=30mm，D=90mm，B=23mm，Cr=57.2校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，20mm, =20mm。4.2.3 轴的结构设计其装配结构图如图5-3，上选用滚动深沟球轴承6408，由文献表查得，d=40mm,D=110mm,B=27mm。则可知=40， =35mm；=24mm,由减速器的结构知，75mm，,25mm。轴上第5-6段与联轴器相配合,由文献表查得，选HL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器70mm，取60mm。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，13由文献查得GB/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。由文献表擦查得，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为r=1.4.2.4力的计算 图6，输入轴受力图图 6输入轴受力图Fig.6 Input shaft by trying to分析里F1、F2：由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，得，7198N，7198N。4.2.5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 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献表查得=60MPa，因此，故安全。4.2.6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： 791780N.mm扭矩：T1122450N.mm截面上的弯曲应力： 18.47 Mpa截面上的扭转切应力：1.55 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献表，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,经查值后可查得;又由文献附图，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.27881.561由文献附图得尺寸系数=0.95 ；由文献附图的扭转尺寸系数= 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又由文献查得及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 20.21 =10.62 5.56S0.05由上分析故可知其安全。5 箱体的结构设计5.1箱体的结构设计准则和要求 箱体设计首先要考虑箱体内零件的布置及与箱体外部零件的关系，如车床按两顶尖要求等高，确定箱体的形状和尺寸，此外还应考虑以下问题： 1.满足强度和刚度要求。对受力很大的箱体零件，满足强度是一个重要问题；但对于大多数箱体，评定性能的主要指标是刚度，因为箱体的刚度不仅影响传动零件的正常工作，而且还影响部件的工作精度。 2.散热性能和热变形问题。箱体内零件摩擦发热使润滑油粘度变化，影响其润滑性能；温度升高使箱体产生热变形，尤其是温度不均匀分布的热变形和热应力，对箱体的精度和强度有很大的影响。 3.结构设计合理。如支点的安排、筋的布置、开孔位置和连接结构的设计等均要有利于提高箱体的强度和刚度。 4.工艺性好。包括毛坯制造、机械加工及热处理、装配调整、安装固定、吊装运输、维护修理等各方面的工艺性。 5.造型好、质量小连接和固定速器箱体使用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量越占减速器总重的3050，因此设计机体结构时必须综合考虑传动质量、加工工艺及成本等。减速器箱体常用灰铸铁制造。灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能，易获得美观外形，适宜于批量生产。对于重载或受冲击载荷的减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器可采用钢板焊接的箱体，其制造工艺简单、生产周期短、材料省、重量轻、成本低，但对焊接技术要求较高。减速器机体可以采用剖分式或整体式，剖分式机体结构被广泛使用，其剖分面多与传动零件轴线平面重合，一般减速器只有一个剖分面，但有些由两个剖分面。 卧式减速器箱体常沿轴心线所在平面剖分成箱座和箱盖两部分，这样有利于箱体制造和便于轴系零件的装拆。设计机体时应在三个基本视图上同时进行，并考虑以下价格方面的问题：5.1.1机体应具有足够的刚度箱体剖分面应加工平整，要由足够的宽度；螺栓间距应不大于100150mm,以保证箱体的密封性。箱体连接处的刚度主要是结合面的变形和位移，它包括结合面的接触变形，连接螺钉的变形和连接部位的局部变形。为了保证连接刚度，应注意以下几个方面的问题： (1)重要结合面表面粗糙度值Ra应不大于3.2um，接触表面粗糙度值越小，则接触刚度越好。 (2)合理选择联结螺钉的直径和数量，保证结合面的预紧力。为了保证结合面之间的压强，又不使螺钉直径太大，结合面的实际接触面积在允许范围内尽可能减小。如图19-9。 (3)合理设计联结部位的结构5.1.2应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热一般减速器其传动件圆周速度v12m/s,常采用浸油润滑，当圆周速度v12m/s时应采用喷油润滑。机体内应有足够的润滑油，用以润滑和散热，同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不应小于3050mm。由此即可决定机座的高度。一般单级减速器每传递1KW功率，约需油量为0.350.7L，润滑油粘度大时，则用量较大，多级减速器则按级数成比例增加。5.1.3机体要有良好的工艺性（1）满足铸造工艺的要求；造型力求简单，壁厚均匀、过渡平缓，设置拔模斜度、活块等以利于起模。（2）满足加工工艺的要求，加工面与非加工面要分开，减少加工面积，为减少箱体上的机加工面积，应使加工面与非加工面分别处于不同表面。箱体上安装轴承盖、检查孔盖、通气器、油标尺、放油螺塞以及与地基结合面处应设计凸台，而螺栓头和螺母支承面加工时应锪出沉头座，同一轴线上两轴承孔的直径、精度和表面精糙度应尽量一致，以便于一次走刀加工。同一侧的各轴承座端面最好位于同一平面内，两侧轴承座端面应相对于箱体中心平面对称，以便于加工和检验。凸台及沉头座加工方法。5.2减速器箱体密封减速器箱体密封包括轴承座端面与轴承端盖之间的密封和减速器剖分面的密封两方面：(1）轴承座端面与轴承端盖之间的密封，对于凸缘式端盖采用垫片的形式进行密封，此处的垫片还可以起到调整轴系轴向位置的作用；对于嵌入式端盖，多采用O型密封圈进行密封。必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。 （2）减速器剖分面的密封处，联接凸缘应有足够的厚度，联接表面应精铇，表面粗糙度应不大于6.3，密封要求高的表面要经过刮研，为了提高密封性，在机座凸缘上常铣出回油沟，凸缘联接螺栓之间的距离不宜太大，不大于100150mm，并尽量均匀布置，以保证剖分面处的密封性，在剖分面上不可以使用垫片，必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。参考文献1 孙恒.机械原理M.高等教育出版社,2009 卷（期）：41-802机械设计手册编辑委员会.机械设计手册（3）（新版）M.北京：机械工业出版社，2005 卷（期）：35-873机械设计手册编辑委员会.机械设计手册（1-2）第三版M.北京：机械工业出版社，2004 卷（期）：1-2004机械设计手册编辑委员会.机械设计实用设计手册M.北京：机械工业出版社，2002 卷（期）：1-3405 刘修骥. 车辆传动系统分析M. 北京：国防工业出版社，1998 卷（期）：45-78 6 裴仁清，机电