毕业设计（论文）轧辊堆焊机床设计(床头箱设计)

1、轧辊堆焊机床设计（床头箱设计）摘 要：钢轧辊的堆焊技术已有30多年的历史，它逐步从对裂纹的修和对磨损部分的修复发展到复合轧辊的生产。目前，轧辊堆焊技术已是轧钢厂降低辊耗、提高轧机作业率、增加产品产量、改善产品质量、降低生产成本的一项行之有效的措施。本文着手设计轧辊堆焊机床头箱，也就是他的传动机构，由于轧辊堆焊剂的主轴输出速度较小是，所以要选择大传动比的减速箱，而且要体积较小。故选择双级摆线针轮型星减速器。摆线针轮行星减速器作为重要的机械传动部件具有体积小、重量轻、传动效率高的特点。本设计在全面考虑多齿啮合、运转平稳、轮齿均载等运动学和动力学的要求，实现高承载能力、高传递效率、高可靠性和优良动力

2、学性能等指标，而且要便于制造、装配和检修，设计了该具有合理结构的摆线针轮行星减速器。本文对摆线针轮星型减速器的原理进行了系统的简绍。并且合理的设计计算出二级摆线针轮减速器的各个部件，并对主要部件进行了合理的校核计算。关键词：轧辊堆焊机，床头箱，摆线针轮星型减速器rollweldingmachine tool design(headstockdesign)abstract：steel roll welding technology for more than 30 years of history, it gradually from the crack repair and restorati

3、on of the worn part of the development of the composite roll of the production. at present, roll welding technology is reducing rolling mill roll wear and improve mill operations, increase product yield, improve product quality, reduce production costs of a well-established measures. this welding ma

4、chine rolls begin designing the first case, it is his drive mechanism, the roller shaft output speed surfacing agent less is it to choose a large transmission ratio gear box, but also smaller. so select the two-stage cycloid reducer star. the cycloidgear reducer is one of the most important transmis

5、sion components of the pumping unit by its smaller volume，lighter weight and effective transmission. in order to realize four targets which include high transmission efficiency, high reliability and the excellent dynamics performance and guarantee credible lubricate ability, receive high efficiency

6、of transmission, and make it easy for manufacture, assembly and inspection, we thought over all the requests in the round and design the rational structure cycloidgear reducer.in this paper, cycloid reducer principle star jane shao system. the design and calculate a reasonable second cycloid reducer

7、 various components, and the main components were reasonably checking calculationkeywords：roll welding machine headbox star cycloid reducer 37西安石油大学本科毕业(论文)目 录1 绪论11.1 基本概念11.2 轧辊堆焊机的国内外现状11.3 摆线针轮减速器的发展32 摆线针轮减速器传动理论与设计方法42.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点42.1.1 摆线针轮行星传动的传动原理42.1.2 摆线针轮减速器的结构特点42.1.3 摆线针轮传动的啮合原

8、理52.1.4 摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程92.1.5 摆线轮齿廓曲率半径102.2 摆线针轮传动的受力分析112.2.1 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力112.2.2 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力142.2.3 转臂轴承的作用力152.3 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算162.3.1 齿面接触强度计算162.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算162.3.3 转臂轴承选择172.3.4 输出机构柱销强度计算173 轧辊堆焊机的床头箱（摆线针轮减速器）设计计算193.1 电动机的选择193.2 初选传动比193.3 摆线针轮齿数确定193.4 针轮齿数的确定193.5 传动比的确定

9、193.6 输出转矩t的确定193.7 初选短幅系数203.8 针齿中心圆半径203.8 摆线轮齿宽203.10 偏心距203.11 实际短幅系数213.12 针径套半径213.13 验证齿廓不产生顶切或尖角213.14 针齿、销半径223.15 实际针径系数223.16 齿形修正223.17 齿面最大接触应力223.18 针齿销支点的跨距233.19 选择圆柱滚子轴承233.20 针齿销弯曲应力233.21 针齿销的转角243.22 摆线轮齿根圆直径243.23 销轴中心圆直径243.24 间隔环厚度243.25 柱销直径254 主要轴校核264.1 输出轴的计算264.2 输入轴的计算30

10、4.3 润滑与密封34结论35参考文献36致 谢37资绪论目前，轧辊是轧钢生产中的关键备件。不仅其消耗量大、费用昂贵，而且轧辊材质的好坏往往直接影响轧钢机的作业率、轧制产品的产量和质量、单位轧辊的消耗及轧材的成本。因此，如何提高轧辊的使用寿命，是轧钢生产中提高生产效率，实行增产节约，降低消耗的措施之一。堆焊由原来的简单修复已发展成为新品制造、旧品再制造的重要工艺环节，堆焊产业的规模化发展，也带动了堆焊材料的大量消耗。其中轧辊堆焊机修复废旧轧辊，运用堆焊的方法，不仅使轧辊使用寿命比原来有所提高，而且还实现废辊再生，具有重要的经济意义。轧辊堆焊机的主轴箱，就是一个减速器传

11、动电机的转动。但要求减速器体积小，但传动比要大。所以摆线针轮星型减速器比较符合。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。1.1 基本概念摆线针轮行星传动,简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动一样，同属于k-h-v型行星齿轮传动。摆线针轮传动的主要特征是：行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。摆线针轮减速器,利用摆线针轮行星传动原理制成的一种减速器,它的优点是

12、减速比大、体积小、重量轻、效率高等。1.2 轧辊堆焊机的国内外现状国内：从轧辊堆焊的设备、材料和工艺三个方面看我国轧辊堆焊的现状，我国现有的堆焊设备中改装设备多专用设备少，自动化程度较低，有待进一步提高设备的自动化和智能化水平；堆焊用焊接材料存在系列化程度低、品种少、严重依赖进口等问题，开发具有自主知识产权的焊材是发展方向；堆焊工艺方面，应发展堆焊工艺专家系统，以提高堆焊工艺水平，缩短工艺试验时间。目前，国内堆焊复合材质轧辊研究正在兴起，而且越来越受到重视。但对于服役工况更为苛刻，性能要求更高的冶金轧辊堆焊复合制造，仍然是冶金行业亟待解决的重大攻关难题。随着轧制新技术的应用，对轧辊的各项性能都

13、提出了更高的要求。具有方法简单、综合性能优异、技术优势及经济效益显著等特点的堆焊制造方法越来越受到各轧钢厂的青睐。因此研究开发优质、高效、低耗、灵活、清洁的先进堆焊技术，是我国轧辊堆焊的必然趋势。在国内经历近二十年的轧辊堆焊技术的发展和推广应用，在堆焊材料研制以及工艺优化方面，我国已达到或（在某些产品品种、性能方面）超过国外同行业水平。我国大部分冶金行业虽然有堆焊设备，但基本仅局限在热轧钢的修复。再有一部分则是处在引进消化的工作阶段，而完全采用堆焊方法制造高综合性能的复合轧辊的冶金企业尚未真正出现。与国外相比，我国冶金复合高性能轧辊的研究起步较晚。国产复合高性能轧辊的品种、数量、规格、性能和制

14、造方法与国外先进水平相比，存在相当大的差距。针对国内轧辊生产仍以传统的整体锻造和普通离心铸造方法为主的落后现状，考虑我国国情及冶金行业现状，应大力发展具有高综合性能、高性价比的堆焊复合材质轧辊。目前国内堆焊复合材质轧辊研究正在兴起，而且越来越受到重视。目前，我国拥有300多万台机床， 但现有机床大多数服役年龄较长.大都是多年来生产积累的通用机床，设备陈旧落后.柔性和自动化程度低。要想在短时期内大量地更新现有设备，无论从资金还是国内机床制造厂的生产能力都很难做到。对于机床进行数控化改造投资少，见效快，是机械制造厂挖掘技改的一条成功之路。国外：目前，国外都在大力研究复合铸钢、离心浇铸及堆焊轧辊等工

15、艺，其目的就是想制造一种新型的复合轧辊，使轧辊基体和工作表面分别满足于轧制时的冲击性、耐热疲劳性、抗热烈性及高温耐磨性能的要求。发展至今，堆焊材料的制造业也成为相对独立的规模产业。目前，高强度、高韧性和高耐磨性的冶金轧辊在国外发达国家已开始推广应用。相对于传统的冶金制造方法，其技术进步主要体现在改变轧辊材质和采用新的冶金复合制造技术。改变轧辊材质是提高轧辊性能的首要措施。轧辊材质发展的趋势是广泛使用合金元素，且合金化程度逐步提高。如国外热轧带钢精轧前段由60年代的半钢工作辊发展到70年代的高铬铸铁辊，到了80年代末开始使用高速钢轧辊；冷轧带钢工作辊材质由2%铬钢发展到3%铬钢、5%铬钢，到了9

16、0年代末开始使用半高速钢。高速钢材料用于轧辊制造，使轧辊性能显著提高，轧材质量明显改善。近十多年来，国外采用多种新的冶金轧辊复合制造技术，使轧辊的综合性能明显优于整体锻造和普通离心铸造轧辊。其中堆焊复合技术由于其更低的制造成本、较高的综合性能，始终是发达国家研究的重点。由于堆焊材料和工艺的复杂性，使其在实际应用方面没有其它复合方法的产品应用广泛。但由于其优越的性价比，使堆焊复合技术的研究仍然不断的向前发展。 在美国、日本、德国一直在生产机床和生产线具有领头羊的地位和广阔的国际市场。在美国，机床改造业称为机床再生业。从事再生业的著名公司有：bertsche工程公司、ayton机床公司、devli

17、eg-bullavd（得宝）服务集团、us设备公司等。在日本，机床改造业称为机床改装业。从事改装业的著名公司有：大隈工程集团、岗三机械公司、千代田工机公司、野崎工程公司、滨田工程公司、山本工程公司等。可见对机床的再次利用具有重要的经济意义1.3 摆线针轮减速器的发展 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

18、。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

19、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。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。2 摆线针轮减速器传动理论与

20、设计方法2.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点2.1.1 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。同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为.图21 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。2.1.2 摆线针轮减速器的结构特点 它主要

21、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。（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。(4)输出机构w, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,

22、通常采用销轴式输出机构。图22 摆线针轮减速器基本结构图 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 10.主动轴图22为摆线针轮传动的典型结构2.1.3 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

23、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。 （21）式中变幅系数。a外切外摆线摆杆长度外切外摆线滚圆半径对于内切外

24、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。 （22）式中k1变幅系数r2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k1值的不同范围,将外摆线划分为3类:短幅外摆线0k11。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23。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r1,滚圆半径为r2,短幅系数为k1,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表

25、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=k1r2;根据等同条件,中心距a=r1+r2。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r2=k1a;内切外摆线的基圆半径为 两种外摆线的参数换算关系归纳如表21表21参 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滚圆半径滚圆与基圆中心距aa摆杆长度aa 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 （23）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律记为,并称之为相位

26、角。（1）直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图23 短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有， ， 将与的结果代入上述方程, （24） （25）式(24)与式(25)是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。若令上两式中的k1=1,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=r2。对于内切外摆线,式中的a=r2,a=r2-r1。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23)： （26） （27）同理,k1=1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a和a的变换同上。

27、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长p=2-，当圆上的b点在动圆滚过周长再次与圆接触时，应是在圆上的另一点，而，这也就是摆线轮基圆上的一个基节p，即 （28）由此可得摆线轮的齿数为 （29）针轮齿数为 （210）2.1.4 摆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轴，见图2-4，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为 。图2-4 摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下： （211）实际齿廓方程 （212）针齿中心圆半径 针齿套外圆半

28、径 转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角（） 针齿数目2.1.5 摆线轮齿廓曲率半径 变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 （213）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, y对的二阶导数, 将式(3.14)和式(3.15)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得 （214） 以k1=1代入式(3.114),得标准外摆线的曲率半径为=-4aa/(a+a)sin(/2)式中 a=r1+r2或a=r2a=r2或a=r2-r1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k11代入式(3.114)进行运算表明,0,故长幅外摆

29、线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以k11代入式(3.114)进行运算表明,曲率半径呈现出由正值经过拐点到负值的多样性变化。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为（215）对于外凸的理论齿廓（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，不论取多大的值，都不会发生类似现象。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 （216）2.2 摆线针轮传动的受力分析 摆

30、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。2.2.1 针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25 修形引起的初始啮合侧隙图26 轮齿啮合力存在大小不等的初始侧隙，见图25。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧隙可按下式表计算： （217）

31、式中，为第i个针齿相对转臂的转角，为短幅系数。令，由上式解得，即 这个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在处的一对啮合。从到的初始侧隙分布曲线如图37所示图27 与的分布曲线（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，在的作用下由于摆线轮与针齿轮的接触变形w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，）式中 加载后，由于传力零件变形所引起的摆线轮的转角； 第i个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距

32、离摆线轮节圆半径 第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线与转臂之间的夹角。（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正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形。由于这一假设科学考虑了初始侧隙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，在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为 式中在处亦即在或接近于的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中， 这对齿受力最大，故以表示该对齿的受力。设摆线轮上的转矩为由im至i=n的个齿传递，由力矩平衡条件可得 得最大所受力（n）为 t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0.55t；受力最大

33、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，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，当针齿销为三支点时，2.2.2 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 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为摆线轮上输出转矩）传递转矩时，处力臂最大，必先接触，受力最大，弹性变形也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为，则因变形与力臂成正比，可得下述关系： ，又因 故 柱销是否传递转矩应按下述原则判定：如果，则此处柱销不可能传递转矩

34、；如果，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大小应与成正比。设最大受力为，按上述原则可得由摆线轮力矩平衡条件，整理得2.2.3 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，则可得方向的分力总和为 y方向的分力总和为 转臂轴承对摆线轮的作用力为2.3 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gcr15、gcr15simn,针齿销、针齿套、柱销、套采用gcr15。热处理硬度常取5862h

35、rc。2.3.1 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式中 针齿与摆线轮啮合的作用力， 当量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，2.06105mpa 摆线轮宽度，（0.10.15），当量曲率半径。2.3.2 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，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650mm时，可选用带外座圈的

36、单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径=（0.40.5），轴承宽度b应大于摆线轮的宽度。2.3.4 输出机构柱销强度计算 输出机构柱销的受力情况，相当一悬臂梁，在作用下，柱销的弯曲应力为设计时，上式可化为式中 间隔环的厚度，针齿为二支点时，三支点时，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1.351.53 轧辊堆焊机的床头箱（摆线针轮减速器）设计计算3.1 电动机的选择 初始数据：输出转速 =13r/min; 根据工况条件，初步选定yd系列。根据初始数据=13r/min;选定电机：yd180l电动机; p=3.3kw; n=500r/min. 3

37、.2 初选传动比因为单级摆线针轮减速器 所以不能满足要求，故选择双级摆线针轮减速器。则选择 故选择 3.3 摆线针轮齿数确定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。由于 则可知11 =17；3.4 针轮齿数的确定 由于故， ;选材为gcr15,硬度为60hrc以上3.5 传动比的确定 3.6 输出转矩t的确定根据，则可得：3.7 初选短幅系数由文献现代传动设计手册表2.7-8，取=则初选=0.5，=0.48。由文献现代传动设计手册表2.7-3 =初选针径系数=2.8，=2.5。3.8

38、针齿中心圆半径,取取。，取取。3.8 摆线轮齿宽，可得。故取。，可得。故取。3.10 偏心距由机械设计手册p110表8-329，查得， 故取由机械设计手册p110表8-329，查得， 故取。3.11 实际短幅系数则实际短幅系数：，3.12 针径套半径故取。3.13 验证齿廓不产生顶切或尖角满足。满足。故不产生顶切和尖角。3.14 针齿、销半径由于针齿套壁厚一般为26mm；且针齿套半径分别为故取，3.15 实际针径系数所以最终确定实际针径系数：3.16 齿形修正考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出：， 3.17 齿面最大接触应力查表8-331机械设计手册p715可得，因此所以得3.18 针齿

39、销支点的跨距本减速器选择三支点，所以：故 综上可得，3.19 选择圆柱滚子轴承由机械设计手册p106表9-3-1查得轴肩一选用n307e轴承，轴肩一直径为80mm；轴肩二选用n320e轴承，轴肩一直径为215mm。3.20 针齿销弯曲应力故综上所述，可以得出： ，3.21 针齿销的转角其中：3.22 摆线轮齿根圆直径综上所得：，3.23 销轴中心圆直径综上所得：摆线轮销轴中心圆直径与之相等。3.24 间隔环厚度由于摆线轮为三支点型齿轮，则： 3.25 柱销直径查表得故，可得：4 主要轴校核4.1 输出轴的计算结构图如图4-1，图4-1 输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

40、说明转矩tnmm前面已经算出，t9450000输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取a0100，mm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12表14-1，1.3，由文献13表8-7，选hl5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=112,半联轴器l85mm，取70mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献13表61查得，d=160,d=240,b=38,=175，则可知=160，=65；上选用深沟球轴承6215，d=310，b=51， =275，

41、所以，=200，所以，=70，=50，=40mm=53，。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为25mm。轴上联轴器定位采用平键联接，由文献13gb/t1095-1979，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/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12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.5 。求轴上载荷n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5600n，故得8014n ， 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

42、）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力28.29mpa，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。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

43、4左侧抗弯截面系数 421875抗扭截面系数 84375弯矩 560050280000扭矩 t1466353截面上的弯曲应力 6.637 mpa截面上的扭转切应力17.38mpa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，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，经插值后可查得2.0，1.3；又由12附图3-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.821.26由文献12附图3-2得尺寸系数=0.67 ；由文献12附图3-3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

44、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20.2110.629.40s0.05故可知其安全。4.2 输入轴的计算其结构装配图如图4-2图4-2 输入轴结构装配图项目代号单位计算、结果、说明转矩tnmm由前面已经算出，t617500公称转矩nmm由文献12表14-1，取1.3，初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取a0100，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，由文献13gb/t ，选取圆柱滚子轴承n406e，d=30 mm,d=9

45、0 mm,b=23 mm, =57.2 kn。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，20mm, =25mm轴的结构设计其装配结构图如图4-2，上选用滚动深沟球轴承6206，由文献13表61查得，d=30,d=110,b=16,= 36，则可知=30，=26mm；=14mm,由减速器的结构知，53mm，18mm。轴上第4-5段与联轴器相配合,由文献13表8-7，选hl3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器40mm，取32mm。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，由文献13gb/t1095-1979，分别选用平键和=,键槽用键槽铣刀加工，同时为了

46、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/h6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12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.力的计算由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，得，8494n，8494n。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 21.49 mpa，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。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