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外行星摆线马达结构设计,外行,摆线,马达,结构设计
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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10MPa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35Nm，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。外行星摆线马达结构设计说明书4）效率较高，一般效率为0.900.97，最高可达0.975）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BME630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。外行星摆线马达结构设计说明书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：摆线轮齿数1Z传动比Hi滚圆半径gr摆线轮节圆半径1摆线短幅系数K摆线轮齿顶圆直径aR摆线轮齿根圆直径f摆线轮销孔半径wrW机构柱销数目ZW机构柱销中心圆半径R针轮齿数2Z偏心距e基圆半径jr针轮节圆半径2针径系数K针齿中心圆半径ZR针齿套半径r针齿销半径Z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6-2-3所示，a以半径的圆1作固定圆，用半径的圆2作滚动套在固定圆1上，两圆的中心距。当rr12re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2滚圆的圆周上，如所示，由形成的外摆线称为普通外摆线。当该点位于滚圆之外时，如所0P0A01p0D示，由点形成的外摆线称为称为短幅外摆线，比值称为短幅系数，以表示。反0DA1D20ZrROD1K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是以短幅外摆线作为理论齿廓的，而固定针轮2以点A010D作为理论齿形。但是，实际针齿不可能做成点，心须做成半径为的圆柱形。因而，以摆线轮的理论齿廓上zr外行星摆线马达结构设计说明书各点为圆心，以为半长作圆。这些圆的内包络线就是摆线轮的实际齿廓，又称为短幅外摆线的zrA01M等距曲线；而针轮的实际齿廓就是半径为的圆。zr在实际应用时，短幅外摆线还可用外滚法形成。如图6-2-3所示，将半径的滚圆G沿半径的bgrjr基圆J作纯滚动，当滚圆G沿基圆J滚过一周时，滚圆内一点描出的轨迹也是一条短幅外摆线，短幅系0D数是为。用这种外滚法形成的短幅外摆线，当满足以下三个条件时，用外滚法由点描出的轨01gODKr0D迹将与用内滚法由点描出的轨迹相同：A010A01D，21gjZgZrReKr这时，滚圆G与基圆J的半径等于：2111gjrerK2）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zr1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上，P点又12O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、1n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。2n（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6-2-3所示，a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称为摆线轮的节圆周节，以表示，有：A01BtA0121()tBre这时，摆线轮的齿数为：Z112rrZte针轮相应的齿数为：22rrte式中，代入得：21121eZ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：112rZ当针轮的针齿中心圆半径用表示时，摆线轮与针轮的啮合周节为：ZRnt221ZnRretK其中21Z3）摆线齿廓方程如图6-2-5所示，将坐标系固结在摆线轮上，坐标原点与摆线轮中心重合。用表示转臂H相对于摆线轮1的转1Oxy1O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：112HniZ即：2A由图6-2-5知，取为参变量时，针齿中心O点的流动坐标和就是摆线轮理论齿廓的方程，即：0xy外行星摆线马达结构设计说明书0sinicosZxRey由式（6-2-6）和（6-2-2）得21ZrKRe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：1022(sini)cosZxKyRZ这时，摆线轮实际齿廓与针齿套啮合于M点，而M点的流动坐标便是摆线轮实际齿廓的方程，xy和由图6-2-5得：0cosinzxry1211221sicscocoinsKZOEP式中22siin(insi)ZZOErRK212coscoZPrZ21cosZZ4）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按下式计算：032200022()dxydx式中各导数值按式（6-2-12）计算，代入上式，经整理后得：332221101(cos)(ZZRKSRD21S2121()cos()DZ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320zZzSrRrD由数学规定，如图6-2-6所示，当时，表明理论齿廓在该处为外凸曲线，当时，表明理论齿a00廓在该处为内凹曲线。显然，对于外凸的理论齿廓（），当时（图6-2-6），表明00zrb0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”。当时，即实际齿廓0z在该处出现尖角。对于内凹的理论齿廓（），如图6-2-6所示，0c不管取大，实际齿廓都不会发生顶切。zr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，而且与针齿套半径有关。根0minzr据理论推导得，按下式计算：0min0miniZaR式中针齿中心圆半径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min件可表示为：0inmizZraR或表示为inzZ2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外行星摆线马达结构设计说明书强度条件确定。2）传动比和齿数、1Hi1Z2传动比取决于传动装置的减速要求。通常，一级传动比，最高可达115。为保证两个摆178Hi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，传动比必须为奇数（整数）。1Hi这时，摆线轮和针轮的齿数为12HZi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。24Z2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，其方向与摆线轮的转动方向相反，即逆时针方1CT向。这时，只有轴左边的摆线齿与针齿传递载荷。令轴左边的针齿对摆线轮齿廓的作用力用、yy1F表示，这些力约个，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2Fi2/Z的阻力矩相平衡。1CT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，由于针齿的变曲2CT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在作用力u方向的分量为：iFi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)(;sin,;cos22yFrliOlFilRluiiiiiiZiii显然，当受载齿廓在接触点的法线与轴垂直时，达最大值，即。这时，亦达最大值，nyil2maxli即2ri设摆线轮齿廓承受的载荷、与受载接触点沿法线方向的位移分量，成线性关1F2i12i系，有：。将和代入得：)02,(2maxZiFiimax，因而由摆线轮的力矩平衡条件，有：iiirlsnax2ax，得：iiiZiCiZirlOlTFsn,11/12/1法线的垂直距离个受载齿廓在接触点的至第摆线轮中心2sinsin,2sin,.sini2/12/12/122/11/21maxZZZrPZiZiPZiZiCi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，需将参数代换成第个针齿相对于转臂（偏心线）的位置角。由图6-2-9得，1ii有：iiiiiiZiiKtgRrPDMtcos21nsnscs1221在针齿受力的范围内，。当针轮齿数很多时，平均值可按下式计算：0i2ZPZiisn2/1外行星摆线马达结构设计说明书421sin,21cosii2/10122/1ZdKZiiiPZi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为：maxF，其它受载针齿作用于摆线齿廓上的力由式（6-2-24）得：121max4ZRKTrFCiVCVCiiZiiTTTSS5.0,.;cosnn11122/1ax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，可将各啮合作用力沿其作用线移至节点P，并用轴和轴方向的分力和代iFiFxyixFiy替。这时，合力在轴和轴方向的分力和可表示力：ixyixiyF，其中yZCyZCiiiiiyZiiixKRTRKTFF1221max112a4cosncos4in42insi22ZPii41ln21cos)(si2cnoi2012yiiPiiiKZKdZiiiiitgcos21)(sncosn12l12121KKy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。外行星摆线马达结构设计说明书P6-2-102W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仍为逆时针方向。这时，只有轴左边的柱1CT销（套）和销孔传递载荷。令轴左边的柱销对摆线轮销孔的作用力用，表示，这些力约y1Qi2个，都通过柱销和销孔的中心，即平行于偏心线，是构成阻力矩的作用力，并与摆线轮上2/WZ21OC的驱动力矩相平衡。为计算作用为，仍假定摆线轮不动，使输出轴销盘在阻力矩的作用下，由于柱销的接触变形使销iQ1T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方向的分量iQ为：iiWiiiiiWiiRQiORyRRsn,;)(snsn1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，当时，值最大，即。这时，亦达最大值，即。90iiWmaxii设摆线轮销孔承受的作用力，与受载柱销中心沿接触点法线方向后位多分量，1i21成线性关系，有i2，将和代入得：)2,1(maxWiZiQimax，这时作用于摆线轮上的阻力矩应等于各柱销的作用力对摆线轮中心iWiiRsnaxaxiQ的力矩之和，即，2/1max2/1sinWWZiZiiCRQT其中随柱销（套）与摆线轮销孔的啮合位置不同而变化。但当柱销数目很多时，值的2/1sinWZiWZ变化幅度很小，同样按下式计算：，4sin12sin2sin0222/1iWPiWZidZW代入上式，得柱销作用于摆线轮销孔上的最大载荷为：maxQWCZRT1ax4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由式（6-2-31）得：iQ，这时合力按下式计算：iWCiiZRTQsn4sn1maxiWCiiRT11ax4其中WiPiiZdZ0sin2sns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6-2-12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，合力为；柱销对aiFi摆线轮销孔的作用力，合力；转臂轴承对摆线轮内孔的作用力R。摆线轮在、和R的iQiiiQ作用下处于平衡状态，其力的封闭多边形如图6-2-12所示。b这时，由图6-2-12求得转臂轴承对摆线轮内孔的作用力R可表示为：bRFQixRXiyii122cos)()(将式（6-2-29）、（6-2-30）和（6-2-31）代入得：，22112212)4(cos)(yWZRXyZZCKRKT在近似计算中，可取代入上式得：3.1)(221yZ403.1cos.21RXZCKT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：，其中：10.48dHFEB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，有i10.5CVT，其中：121.sinviXTFkgfKRZSB摆线轮的宽度，mmBZR当量弹性模量，设摆线轮和针齿套材料的弹性模量分别为，当二者材料为合金铡时，dE12E和，有：124212.510dEkgfm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d32221()80sinzZdzzzrRSrrDRKZ将以上各值你入赫兹公式，经整理得：232122sin90180()iVHzTSDBRKZ令32122si(n)iHyKZS值随及齿廓接触位位置角不同而变化。当一定时，必有某一位置角，H121、i121KZ、和iK外行星摆线马达结构设计说明书使达最大值，即HymaxHymax32122sin180()ikSDKZZ其中：21coskkS221()()KK这时，摆线齿和针齿间的接触应力达最大值。因而，将代入上式，得摆线针齿啮合的接触强度maxHy条件为：（6-2-38）2maxmax290vHHZTykgfBR在设计计算中，为计算针轮针齿中心圆半径RZ，可将代入式（6-2-38），得BZRmax329.VHZBTyR其中最大接触应力的啮合位置系数，按表6-2-10确定ax摆线轮的齿宽系数，一般取，通常取B0.12B0.15B许用接触应力，按机械传动设计手册中的确定H2kgfm输出轴上的扭矩，VT当输入轴上的功率为、输入轴转速为及传动比时，按下式计算：()HNkW()Hnrp1HiZVT119750VZTn输入轴上的扭矩，HT2kgfm传动效率，可取0.94.6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）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，按式（6-2-27）计算，这maxF时，支承A的反力为2maxLRF针齿销上作用的最大弯矩为12axmaxAM将式（6-2-27）代入，并取，得10.5CvT12max1.vzLKRZ其中0.5.B205L12B摆线轮的宽度，mm间隔环的宽度，为轴承宽度，mmbB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dz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：2maxALRF针齿销上作用的最大弯矩为12axmaxAM将式（6-2-27）代入，并取，得：10.5CVT外行星摆线马达结构设计说明书12max14.VZTLMKR其中：，mm0.5.B，mm2L，mm12()间隔环的宽度，一般取，mmB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：（6-2-43）2max30.1HFzMkgfd因而，针齿销直长为zmax30.1zFd其中许用弯曲应力，按许用弯曲应力表确定2kgfm输出轴上的扭矩，分两种情况按式（6-2-41）或（6-2-42）计算VT3W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。所以，柱销通常按悬臂梁进行弯曲强度计算，maxQ但考虑制造和装配误差的影响，需将柱销上的最大作用力加大20%。这时，柱销在危险剖面上的弯曲应力为：maxax331.2.(1.5)00FppQLBdd将式（6-2-27）代入，并取，得柱销的弯曲强度计算公工为1.CVT（6-2-45）31.2(5)VFFWpTRZd（6-2-46）6(.)VpFBd外行星摆线马达结构设计说明书其中输出轴上的扭矩，按式（6-2-40）计算VTkgfm柱销中心圆半径，按式（6-2-21）计算WR柱销数目，按表6-2-5选择Z许用弯曲应力，按表6-2-9确定F2kgfmB摆线轮的宽度，间隔环的宽度，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：（2-6-47）6103()hCLnP其中轴承寿命，一般要求小时h50hL轴承转速，按摆线轮相对于转臂的转速计算，即，式中为输入轴转速（HVnHn），为输出轴转速（）。rpmVnrpm当量动载荷，按下式计算P，（6-2-48）FfRkgfR名义径向载荷，按式（6-2-35）或（6-2-36）计算动载荷系数，通常取Ff1.24FfC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：（6-2-49）1.850.764dZkgf滚子直径，一般取，并取m0.1zdRldZ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）77=492压力P=2025MPa外行星摆线马达结构设计说明书3扭矩2gpM4整体结构5效率nqpN原BM型kwnMPapsrrrml93.47.06.107.0,4,10min改进后BMP型Nqsrrrl5.8.368.,in创新：kwnPapsrrrml3.9.1.0)7.15(209.0,7.16,17min096431总97.0.432销轴效率左右端效率啮合效率高压齿腔弧长：01367.5.0781.8542.3BlSr液压涨力NpR26对X轴投影：x29)3(cos对Y轴投影：y475010输出扭矩：mNqpMT328.612孔销机构合力：NRTQiy9735628.049针轮摆线啮合力：对X轴投影：rZkFix15.34.615.071对Y轴投影：NKMiyy128.12求各合力对轴承的径向力：对X轴投影合力：FixRx50369外行星摆线马达结构设计说明书对Y轴投影合力：NQiyRFiy8917345061压力总涨力对轴承径向合力：iiixRyx57)()()(222N589172NfCnm298136.0hpLrh1468360548127)0()(613161300天16=4800h年398.48063h扭矩mNqpM2.0172绡轴：ZRTQw40835.2.39max绡轴2227014rS应力：MPa95.083预定主要结构尺寸参数：排量：rmlq10压力：MPa2Pa25max转速：in9rmin10r扭矩：额定max1预定设计主要结构参数AdKBZ3,16,5.0,.17,622计算主要结构参数ArH3,831故mZ42172故外行星摆线马达结构设计说明书mKAZr68.,34.615.0212故1预定设计性能和主要结构参数615.0,8.2,7,695021minaxminKdAZMPapqrrrml2摆线齿轮及针轮结构计算尺寸节圆半径：2.39,.9.78621则则rH针齿分度园半径：mKAZ1.64,05.36.1则摆线齿顶园半径：drR25.1,8.2.2则摆线齿根园半径：A451053则轴摆线齿轮材料20CrMnTi渗碳淬火硬度HRC=5864MPab08as835轴里侧，轴承档，细纹，长度，旋合长度m3527Mm30m25在P17.5MPa时，安全系数，许用应力4nanS7.843排量计算：B15mlEKZrKq8.97523.048.3.7604)16)(80si21214扭矩计算：MPaPa0max和额取啮合付机械效率：，孔绡机构，容积效率96.1329.098.06.v总效率6.332总mNqPM8.4902.61752.8.0max总总额5摆线齿轮轴扭转强度及拉伸强度外行星摆线马达结构设计说明书基本上恒扭矩、因此安全系数，mNnnS345.28,5.2剪切许用应力。这里摆线轴上最危险断面是在轴承MPaS0634,6.05装配处，细纹处因壳体装配体，两者同时承载。取内孔27M714.028,28,Dd944410)7.01(328.)1(3DIP99.0,0.RIWRPnMPaPaMn4.207.123459maxax所选项轴承滚针：因液压力，稳定作用在径向配没断面积强度，应满足拉力强度要求。MPa25max60均布要子形通过其断面积，取，内孔，（见图示）m3523)(21rS所以.06475.1.)0.1.(222S2288hdZ实际面积221036.64725.m液压油引起的拉力，其底面积MPa5max2204156.1.4mrSNSF10380.61材料性能：，油压安全系数，当nS22087543,5.7mNSnMPa时，满足使用要求。NFS1086.392028.2087526径向腰子孔流量计算，即出油断面积当流速，设定马达转速为，但取来计尺寸sm63srrn50minsrrn67.1min大点为好。，smlnqQ167.10SQ2806cSr2,4.9孔径外行星摆线马达结构设计说明书7按厚壁圆筒受内压力计算强度按内压厚壁圆壁弹性失效第四强度理论公式计算步骤如下：先求出许用压力3.1,5.,120KR)(32两端口封闭P已知材料为，CrMnTi0PaS8354nMPaS75.208已知尺寸31,01.,1.22rKmrbaKP5.493.75.83.322现选，满足要
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