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bwd 减速器 摆线针轮减速器

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BWD型摆线针轮减速器设计及虚拟装配研究

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河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 1 绪 论 摆线针轮行星传动属于 与渐开线少齿差行星传动的区别，在于啮合齿廓的不同，它是一种以针齿齿轮与摆线齿轮为共轭齿廓的内啮合行星传动。这种传动形式，国外是在 30 年代出现的，我国在 60年代已开始生产这种减速器。 自 20 世纪 60 年代以来，我国先后制订了 柱齿轮减速器等一批通用减速器的标淮，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。目前，全国生产减速器的企业有数百家，年产通用减速器 25 万台左右，对发展我国的机械产品 做 出了贡献。 20 世 纪 60 年代的减速器大多是参照苏联 20 世纪 40代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。 改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低 速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从 8提高到 6 级，高速齿轮的制造精度可稳定在 4。部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力 、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。 我国自行设计制造的高速齿轮减 (增 )速器的功率已达 42000齿轮圆周速度达 150m/s 以上。但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。 通用减速器的发展趋势如下： 高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高 4 倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 2 积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充 和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。 型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。 促使减速器水平提高的主要因素有： 理论知识的日趋完善，更接近实际 (如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等 )。 采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控 制水平提高。 结构设计更合理。 加工精度提高到 。 轴承质量和寿命提高。 润滑油质量提高。 现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源 (包括人力、材料和动力 )的节省。 可以预见，新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的，特别是我国超大型减速器(如水泥生产行业，冶 金，矿山行业都需要超大型减速器 )大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益 。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 3 第一章 减速器的工作原理、特点、功能 作原理 在输入轴上装有一个错位 180的双偏心套，在偏心套上装有两个称为转臂的滚柱轴承，形成 个摆线轮的中心孔即为偏心套上转臂轴承的滚道，并由摆线轮与针齿轮上一组环形排列的针齿相啮合，以组成齿差为一齿的内啮合减速机构，（为了减小摩擦，在速比小的减速机中，针齿上带有针齿套） 。 当输入轴带着偏心套转动一周时，由于摆线轮上齿廓曲线的特点及其受针齿轮上针齿限制之故，摆线轮的运动成为既有公转又有自转的平面运动，在输入轴正转周时，偏心套亦转动一周，摆线轮于相反方向转过一个齿从而得到减速，再借助 摆线轮的低速自转运动通过销轴，传递给输出轴，从而获得较低的输出转速。 点 a) 体积小、重量轻 由于采用了行星传动结构与紧凑的 W 输出机构，使整个摆线针轮减速器装置结构十分紧凑，因此缩小了体积，减轻了重量，与同功率的定轴轮系图同减速器相比，摆线针减速器的体积可减小 1/22/3；重量约减轻 1/31/2. b) 传动比范围大。单级传动为 6119,两级传动比为 1217569；三级传动比可达 658503 c) 效率高。一般单级效率为 d) 运行平稳，噪声低 摆线针齿啮合齿数较多，重迭系数大以及具有机械平衡的原理，使振动和噪声限制在最小程度。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 4 e) 使用可靠，寿命长 由于摆线针轮行星减速器装置是多齿啮合，每个齿的承载相应减小，并且使部分滑动摩擦改善为滚动摩擦，有加上制造精度高，因此使用寿命比一般的减速装置提高 12 倍。 能 减速器是一种动力传达机构， 将电动机输出的较 高转速通过直径、模数不同的齿轮传动 ，将回转数减速到所需要的回转数，并得到较大转矩的机构。减速器用 来降低转速增大扭矩和降低负载 /电机的转动惯量比 。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 5 第二章 e 简介 1985 年， 司成立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研究。1988 年， 生了。经过 10 余年的发展，经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了系列软件包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能， 还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。 提供了目前所能达到的最全面、集成最紧密的产品开发环境。下面就 特点及主要模块进行简单的介绍。 软件包，并非模块，它是该系统的基本部分，其中功能包括参数化功能定义、实体零件及组装造型，三维上色实体或线框造型棚完整工程图产生及不同视图（三维造型还可移动，放大或缩小和旋转）。 一个功能定义系统，即造型是通过各种不同的设计专 用功能来实现，其中包括：筋（ 槽（ 倒角（ 抽空（ ，采用这种手段来建立形体，对于工程师来说是更自然，更直观，无需采用复杂的几何设计方式。这系统的参数比功能是采用符号式的赋予形体尺寸，不象其他系统是直接指定一些固定数值于形体，这样工程师可任意建立形体上的尺寸和功能之间的关系，任何一个参数改变，其也相关的特征也会自动修正。这种功能使得修改更为方便和可令设计优化更趋完美。造型不单可以在屏幕上显示，还可传送到绘图机上或一些支持 式的彩色打印 机。 可输出三维和二维图形给予其他应用软件，诸如有限元分析及后置处理等，这都是通过标准数据交换格式来实现，用户更可配上 件的其它模块或自行利用 C 语言编程，以增强软件的功能。它在单用户环境下 (没有任何附加模块 )具有大部分的设计能力，组装能力 (人工 )和工程制图能力(不包括 准 )，并且支持符合工业标准的绘图河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 6 仪 (黑白及彩色打印机的二维和三维图形输出。 1） 特征驱动（例如：凸台、槽 、倒角、腔、壳等）； 2） 参数化（参数 =尺寸、图样中的特征、载荷、边界条件等）； 3） 通过零件的特征值之间，载荷 /边界条件与特征参数之间（如表面积等）的关系来进行设计。 4） 支持大型、复杂组合件的设计 (规则排列的系列组件，交替排列， 各种能用零件设计的程序化方法等 )。 5） 贯穿所有应用的完全相关性 (任何一个地方的变动都将引起与之有关的每个地方变动 )。其它辅助模块将进一步提高扩展 供了一个很宽的生成工程图的能力，包括 ：自动尺寸标注、参数特征生成，全尺寸修饰，自动生成投影面，辅助面，截面和局部视图， 展了 些基本功能，允许直接从 实体造型产品。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 7 第三章 摆线针轮减速器传动理论与设计方法 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点 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V 为输出轴。运动由系杆 过 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 K H 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。 同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为 2 H Z= = - - . 图 3 1 摆线针轮减速器原理图 由于1，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。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 8 摆线针轮减速器的结构特点 它主要由四部分组成 ： （ 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 180o 。 （ 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 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 180o ,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。 (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 。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 9 图 3 2 摆线针轮减速器基本结构图 图 3 2为摆线 针轮传动的典型结构 摆线针轮传动的啮合原理 为了准确描述摆线形成及其分类 ,我们引进圆的内域和圆的外域这一概念。所谓圆的内域是指圆弧线包容的内部范围 ,而圆的外域是包容区域以外的范围。 按照上述对内域外域的划分 ,则外摆线的定义如下 : 外摆线 :滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯滚动 ,滚圆上定点的轨迹是外摆线。 外切外摆线 :滚圆在基圆外域与基圆外切形成 的外摆线 (此时基圆也在滚圆的外域 )。 内切外摆线 :滚圆在基圆外域与基圆内切形成的外摆线 (此时基圆在滚圆的内域 )。 短幅外摆线 :外切外摆线形成过程中 ,滚圆内域上与滚圆相对固定的某点的轨迹 ;或内切外摆线形成过程中 ,滚圆外域上与滚圆相对固定的某点的轨迹。 长幅外摆线 :与短幅外摆线相反 ,对外切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的外域 ;对内切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的内域。 短幅外摆线与长幅外摆线通称为变幅外摆线。变幅外摆线变幅的程度用变幅系数来描述 ,分别称之为短幅系数或长幅系数。 外切外摆线的变幅系数定义为摆杆长 度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 10 21 （ 1） 式中 1K 变幅系数。 a 外切外摆线摆杆长度 2r 外切外摆线滚圆半径 对于内切外摆线而言 ,变幅系数则相反 ,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。 21 （ 2） 式中 变幅系数 内切外摆线滚圆半径 A 内切外摆线摆杆长度 根据变幅系数 将外摆线划分为 3类 : 短幅外摆线 01。 变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在一定的条件下完全等同。这个等同的条件是 ,内切外摆线滚圆与基圆的中心距等于外切外摆线的摆杆长度a,相应地外切外摆线滚圆与基圆的中心距等于内切外摆线 的摆杆长度 A。根据这一等同条件 ,就可以由外切外摆线的有关参数推算出等同的内切外摆线的对应参数。它们的参数关系参看图 3 3。令短幅外切外摆线基圆半径代号为 圆半径为 幅系数为 外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下 (长幅外摆线的表示形式完全相同 ): 根据式 (1),摆杆长度 a=根据等同条件 ,中心距 A=r1+ 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 11 按等同条件 ,上述 A 又是内切外摆线的摆杆长度 ,故推算出内外摆线的滚圆半径为 =切外摆线的基圆半径为 21 两种外摆线的参数换算关系归纳如表 3 1 表 3 1 参 数 名 称 主 要 参 数 代 号 变幅外切外摆线 变幅内切外摆线 基圆半径 1r12r2A a 摆杆长度 a A 根据上述结果 ,很容易推导出等同的两种 外摆线基圆半径的相互关系为111 （ 3） 短幅外摆线以基圆圆心为原点 ,以两种外摆线的中心距和短幅系数为已知参数 ,以滚圆转角为变量的参数方程建立如下： 在以后的叙述中将滚圆转角 2 律记为 ,并称之为相位角。 （ 1）直角坐标参数方程 根据图 1,摆线上任意点s 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 12 图 3 3 短幅外摆线原理图 根据纯滚动原理可知 221 ，故 121 / ，又 )( 1 ，于是有a 11 ， 1 1 ， 将 1 与的结果代入上述方程 , 1 11 s （ 4） 1 11 c o sc o s （ 5） 式 ( 4)与式 ( 5)是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。 若令上两式中的 ,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线 ,式中的 A=r1+r2,a= 对于内切外摆线 ,式中的 A=,A=。 为了与直角坐标表示的曲线相一致 ,将 Y 轴规定为极轴 ,将极角沿顺时针方向的角度规定为正方向 ,方程表述如下 (参看图 3 3)： c o （ 6） c o ss r ct a n1 aA a （ 7） 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 13 同理 , 时 ,变幅外摆线通用极坐标参数方程变为标准外摆线极坐标方程 ,参数 的变换同上。 当动圆绕基圆顺时针方向作纯滚动时，每滚过动圆的周长 2 2r 时，动圆上的一点 B 在基圆上就形成一整条外摆线。动圆的周长比基圆的周长12r 长 p=2 2r - 12r a2 ，当 2 r 圆上的 12r 再次与 1是在 1r 圆上的另一点 1B ，而 1a2 ，这也就是摆线轮基圆 1r 上的一个基节 p，即 2)(2 12 （ 8） 由此可得摆线轮的齿数为 22 111 （ 9） 针轮齿数为 1222 1222 cp （ 10） 线轮的齿廓曲线与齿廓方程 由上一节分析，选择摆线轮的几何中心作为原点，通过原点并与摆线轮齿槽对称轴重合的 轴线作为图 3齿中心圆半径为齿套外圆半径为 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 14 图 3摆线轮参数方程图 则摆线轮的直角坐标参数方程式如下： 1010 s i n s i n ( ) c o s c o s ( ) r r =- （ 11） 实际齿廓方程 010c o sc o s ( )x y =- （ 12） 针齿中心圆半径 针齿套外圆半径 f 转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角（ o ） 针齿数目 线轮齿廓曲率半径 变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 15 22. 2. . . .()()y x =-（ 13） 式中 变幅外摆线的曲率半径 x 对 的一阶导数 , y 对 的一阶导数 , . x 对 的二阶导数 , 2. 的二阶导数 , 2.式 ( 4)和式 ( 5)中 x 和 取一阶和二阶 导数后代入 的表达式得 2 3 / 21131 1 1( 1 2 c o s )( 1 / ) c o s ( 1 / )A K A a K A =+ - +（ 14） 以 代 入 式 ( 14), 得 标 准 外 摆 线 的 曲 率 半 径 为 =-4A a/(A+a) /2) 式中 A=r1+= a=a= 由本式可知 ,标准外摆线 0,曲线永远呈外凸形状 ,故它不适于作传动曲线。以 代入式 ( 14)进行运算表明 , 时，理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现，这种情况称为摆线齿廓的“顶切”，严重的顶切会破坏连续平稳的啮合，显然是不允许的。当 时， 0，即摆线轮在该处出现尖角，也应防止，若 为正值，不论不会发生类似现象。 摆线轮是否发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径，而且与针齿齿形半径（带针齿套的为套的半径）有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 16） 线针轮传动的受力分析 摆线轮在工作过程中主要受三种力：针轮与摆线轮啮合时的作用力输出机构柱销对摆线轮的作用力 转臂轴承对摆线轮作用 力 齿与摆线轮齿啮合时的作用力 （ 1）确定 初始啮合侧隙 标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合，在理论上都可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半，但摆线轮齿形只要经过河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 17 等距，移距或等距加移距修形，如果不考虑零件变形补偿作用，则多齿同时啮合的条件便不存在，而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时，其余的摆线轮齿与针轮齿之间都 图 3 5 修形引起的初始啮合侧隙 图 3 6 轮齿啮合力 存在大小不等的初始侧隙，见图 3 5。对第 i 对 轮齿啮合点法线方向的初始侧隙i)(可按下式表计算： 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 18 211221 1 1 1( 1 c o s 1 s i n )s i n( ) ( 1 )1 2 c o s 1 2 c o sp i r k - D - -+ - + -（ 1） 式中，i为第 i 个针齿相对转臂 转角， 1K 为短幅系数。 令 0i，由上式解得1i，即 10 i 这 个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在10 i 处的一对啮合。从 00i到 0180i的初始侧隙分布曲线如图 3 7所示 图 3 7 ()（ 2）判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理 设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为及针齿销的弯曲变形 f，摆线轮转过一个 角，若摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小，可以忽略不计，则在摆线轮各啮合点公法线方向的总变形 W+f 或 在待啮合点法线方向的位移为 i=1， 2， 2/ 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 19 式中 b 加载后，由于传力零件变 形所引起的摆线轮的转角； 第 211s i n s i n 1 2 c o c i r r kK fq f= +- 摆线轮节圆半径 i 第 间的夹角。 （ 3） 针齿与摆线轮齿啮合的作用力 假设第 i 对轮齿啮合 的作用力( 。由于这一假设科学考虑了初始侧隙i)(及受力零件弹性变形的影响，已被实践证明有足够的准确性。 按此假设，在同时啮合传力的 齿中的第 i 对齿受力 )(m a xm a x() m a xm a 5 5()()c i T F ll =1a r c c o 处亦即在或接近于m l r=的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中， 这对齿受力最大，故以 设摆线轮上的转矩为i m 至 i=n 的力矩平衡条件可得 i l= 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 20 得最大所受力N）为 m a xm a x()()= m a 5 5() 输出轴上作用的转矩 ; 一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差和结构原因，建议取 受力最大的一对啮合齿在最大力的作用下接触点方向的总接触变形， m a x m a x m a 针齿销在最大力作用下，在力作用点处的弯曲变形。 当针齿销为两支点时， 3m a xm a 6 4J 当针齿销为三支点时， 3m a xm a 1 2 8J 4 Z 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力 若 柱销孔与柱销套之间没有间隙，根据理论推导，各柱销对摆线轮作用力总和为 4 式中， 输出机构柱销数目 （ 1） 判断同时传递转矩的柱销数目 考虑到分配不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为 （ T河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 21 为摆线轮上输出转矩）传递转矩时，i 90o 处力臂大，必先接触，受力最大，弹性变形最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为i，则因变形与力臂得下述关系： ， 又因 故 m ax 柱销是否传递转矩应按下述原则判定： 如果i W ，则此处柱销不可能传递转矩； 如果i W ，则此处柱销传递转矩。 （ 2）输出机构的柱销作用于摆线轮上的力 由于柱销要参与传力，必须先消除初始间隙；因此柱销与柱销孔之间的作用力 成正比。 设最大受力为上述原则可得 m a xm a 由摆线轮力矩平衡条件，整理得 m a xm a 5 5s i n s i i 转臂轴承的作用力 转 臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 22 目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点 P，则可得 x 方向的分力总和为 1in p r Z 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算 为 了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮常用轴承钢 齿销、针齿套、柱销、套采用 处理硬度常取 5862 齿面接触强度计算 为防止点 蚀和减少产生胶合的可能性，应进行摆线轮齿与针齿间的接触强度计算。 根据赫兹公式，齿面接触强度按下式计算 0 . 4 1 8 e 式中 齿与摆线轮啮合的作用力， 量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，105线轮宽度， pr，当量曲率半径。 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 针 齿销承受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引起针齿销与针齿套接触不好，转动不灵活，易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合，并导致摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 23 即校核其转角 值。另外，还必须满足强度的要求。 针齿中心圆直径，可选用带外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径 1D =（ 0.5）承宽度 输出机构柱销强度计算 输出机构柱销的受力情况（见图 相当一 悬臂梁，在销的弯曲应力为 23m a a 设计时，上式可化为 3 m a x 5.1( 式中 c 间隔环的厚度，针齿为二支点时，cc ，三支点时cc b，若实际结构已定，按实际结构确定。 B 转臂轴承宽度 制造和安装误差对柱 销载荷影响系数，一般情况下取南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 25 第四章 摆线针轮减速器的设计计算 线轮、针齿、柱销的计算 设计 计算如下 ： 项目 代号 单位 计算、结果及说明 功率 p 22 跟据使用条件 ,确定为针轮固定的卧式减速器 ,不带电机 输入转速 n r/450 传动比 i 11 摆线轮齿数的确定 11 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 ,齿数即 i 也应尽可能取奇数 ,在平稳载荷下选材料为 度为 60上 针轮齿数 度为 60输出转矩 T 4 6 6 3 5 39 5 5 0 0 0 0 由文献 1表 i =选短幅系数 1K 1K 文献 1表 1K =选针径系数 2K K ，由文献 1表 K 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 26 针齿中心圆半径 取 30材料为轴承钢 5862 H =10001200线轮齿宽 bc mm pc 取 15a 由文献 3表 a 6 a 6际短幅系数 1Kpp 1 26 针径套半径 218 0s ，取 12证齿廓不产生顶切或尖角 (121m 3表 计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。 针齿销半径 7齿套壁厚一般为 2 6 实际针径系数 2K 若针径系数小于 考虑抽齿一半。 齿形修正 mm 南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 27 虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。 齿面最大接触压力 (a xm a x 其中c o 21 整个结果由计算机求出。 传力齿号 m n m=2， n=4 参看上一章介绍，由计算机求出。 摆线轮啮与针齿最大接触应力 H b m a xm a x _mn 齿中的最大值。 转臂轴承径向负载 N 22i n i n i nr i x i i yi m i m i Q F 72153257216459772 16988 转臂轴承当量负载 P N 16988 17837 p 390 时， x =p 390 时， x 选择圆柱滚子轴 承 mm 260（ 104 130 由文献 13 283 承，d=65,B=31, 142 310 ,D= 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 28 转臂轴承内外圈相对转速 n r/114 5014 50 VH 1582 转臂轴承寿命 h 156060 10 6 3/10616988124 00015606010 10613 寿命指数，球轴承 3，滚子轴承 10/3。 针齿销跨距 L 结构及前面的摆线轮宽度，得 L 70 采用三支点型式。 针齿销抗弯强度 3m a 065 550 出轴的计算 结构图如图 4 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 30 图 4出轴结构装配图 设计计算如下： 项目 代号 单位 设计计算、结果及说明 转矩 T N 面已经算出， T 1466353 输出转速 材为#45 钢，调质处理，由文献 12表 15110， 30m i n 出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分21d ，为了使所选直径 21d 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 12表 14 0 6 2 5 81 4 6 6 3 5 由文献 13表 8 性柱销联轴器，轴孔河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 31 径为 d=60,半联轴器 L 142 21L 112 轴结构设计 其装配结构图如图 44d上选用滚动深沟球轴承 6214 ，由文献 13 表 6 1 查得，d=70,D=125,B=24,9则可知34d=7023d=65；45d上选用深沟球轴承 6215， 75d D=130 B=25 4 所以，45d=75 所以，45l=22 23l=30 45l=120套筒长 93外圈直径 84轴承端盖由减速器结构定， 总宽度为 33轴上联轴器定位采用平键联接，由 文献 131095用平键 111890 ，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/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 文献 12，表 15轴端倒角为 ，各轴肩圆角半径为1r 求轴上载1前面的轴的结构知， 1F、 211169881 0 8 1 6 9 8 8 5 4= ?受河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 32 荷 力中心距离为 116F、301F 5600N， 故 23256001 1 6 1 6 6 ( 5 6 0 0 )= ?得2F 8014N ， 3F 2414N 。 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 =的计算应力 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 12表 15 1 查得 1 =60此 1 ，故安全。 精确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 31.0 421875 抗扭截面系数 32.0 84375 弯矩 M 5600 50 280000 扭矩 T 1466353 截面上的弯曲应力 南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 33 校核轴的疲劳强度 截面上的扭转切应力 的材料为 45 钢，调质处理，由 文献 12表 15 B 6401 2751 155 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取，因 0291.07.1经插值后可查得 由 12附图 3得材料敏性系数为 q，q 故有效应力集中系数为 11 11 文献 12附图 3尺寸系数=由 文献 12附图 3扭转尺寸系数= 轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为 未经表面强化处理，即 1q，则按式得综合系数值为 11 1 南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 34 又由 文献 12 13 及 3碳钢的特性系数 是，计算安全系数得 1 1 22 S 可知其安全。 入轴的计算 其结构装配图如图 4 4入轴结构装配图 项目 代号 单位 计算、结果、说明 转矩 T N 前面已经算出， T 144897 公称 N 文献 12表 14 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 35 转矩 1 8 8 3 6 61 4 4 8 9 初步确定轴的最小直径 材为#45 钢，调质处理，由 文献 12 表 15 110，30m i n 出轴最小直径显然是安装轴承的部分 21d ，为了使所选直径 21d 与轴承孔径相适 应，须选取轴承，由 文献 13 ，选取圆柱滚子轴承 d=30 =90 =23 N。 校核该轴承： h 71996494 0)(6010 366 该轴承符合寿命要求，所以， 21d 3021d =25的结构其装配结构图如图 434d 上选用滚动深沟球轴承 6408 ， 由文 献 13表 6 1 查 得，d=40,D=110,B=27,则可知34d=4065d=403l=24减速器的结构知，32l 75,5054 54l 18上 第 4与联轴器相配合 ,由文献 13表8 性柱销联轴器，轴孔径为 d=35,河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 36 设计 半联轴器 l 70 65l 60承端盖由减速器结构定，总宽度为 57轴上 偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由文献131095别选用平键 81050 和 = 81045 ,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/ H7/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 文献 12，表15轴端倒角为 ，各轴肩圆角半径为1r . 力的计算 1 为 54 211169881 0 8 1 6 9 8 8 5 4= ?得，1F 8494N，2F 8494N。 按弯扭进行校核时，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 =的计算应力 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 37 合成强度校核 ( )223= 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献12表 15 1 查得 1 =60此 1 ，故安全。 精确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 31.0 42875 抗扭截面系数 32.0 85750 弯矩 M 917352 扭矩 T 144897 截面上的弯曲应力 面上的扭转切应力 的材料为 45钢，调质处理，由文献 12表 15 B 6401 2751 155 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取，因 029.0南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 38 校核轴的疲劳强度 16.1经插值后可查得 由 文献 12附图 3得材料敏性系数为 q，q 故有效应力集中系数为 11 11 文献 12附图 3尺寸系数=由文献 12附图 3扭转尺寸系数= 轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为 未经表面强化处理，即 1q，则按式得综合系数值为 11 1 由文献 12 13 及 3碳钢的特性系数 是，计算安全系数得 1 南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 39 1 22 S 可知其安全。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 40 第 五 章 关键 零件三维 设计 下面将介绍输出轴、输入轴、箱体的三维设计： 出轴的设计 如图 示。 图 传动轴 一、打开 e，新建零件： （ 1）单击 按钮，打开新建对话框如图 示 。 图 2）选择零件类型及子类型。在名称栏中输入名称。 （ 3）单击确定按钮，进入零件设计工作环境。 二、使用拉伸、旋转工具，建立模型： （ 1）单击 按钮，打开拉伸操控板如图 示 。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 41 图 2）单击放置上拉菜单定义选项，打开草绘对话框。 （ 3）绘制草绘平面如图 示。 图 4）单击 按钮，退出草绘界面。 （ 5）单击 按钮，输入 击 按钮。如图 示。 图 6） 单击 按钮，单击放置上拉菜单定义选项，打开草绘对话框 。 （ 7） 绘制草绘平面如图 示。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 42 图 8）单击 按钮，退出草绘界面。 （ 9）单击 按钮，输入 击 按钮。如图 示。 图 10）单击 按钮，单击放置上拉菜单定义选项，打开草绘对话框 。 （ 11）绘制草绘平面如图 示 。 河南理工大学万方科技学院 本科毕业论文 43 图 12）单击 按钮，退出草绘界面。 （ 13）单击 按钮， 输入 击 按钮。如图 示。 图 14）单击 按钮，单击放置上拉菜 单定义选项，打开草绘对话框。 （ 15） 5 (2011) 485520 . a,n, b a 2052, b 60205 a r t i c l e i n f o 3 2010 9 2010 a b s t r a c t to as a of to a is to a of to of in in a in at so An on is A is of to in be an in at at to in by in a to to 40 of & 2010 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 486 of . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 488 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 489 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 490 $ in in to be n + 61 2 9958 3591; + 61 2 9663 1222. ( J. 0888 - 2010 486 J. 5 (2011) 485520 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 491 3. of . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 493 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 493 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 494 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 495 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 496 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 497 4. of . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 498 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 499 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 501 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 501 K a . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 502 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 503 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 504 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 505 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 506 6. A . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 508 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 509 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .