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外行星摆线马达结构设计（含开题报告）,外行,摆线,马达,结构设计,开题,报告
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外行星摆线马达结构设计摘 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 MotorAbstractRapid 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51 概 述711液压马达713摆线马达的相关问题82 摆线及其相关的问题1421问题的提出1422摆线的定义与研究历史1424摆线的两个重要性质1625摆线的其他有关方面173 摆线轮的结构与工作原理及其分析计算1931概述1932啮合原理2033摆线轮的啮合特性2234摆线针轮作用力的理论分析2735摆线针轮的齿面接触强度的理论分析304. 摆线轮机构及其相关部分机构的方案设计及其计算3341参数方案选择设计3342实际参数设计计算375 其它部分设计分析4251参数选择分析与计算4252 柱销与孔的作用力分析4453螺栓分析与计算4654 轴承的设计计算4955壳壁主要部分的设计计算5256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第 57 页前言浙江是中国海岸线最长、岛屿最多的海洋大省。进入新世纪后，省委、省政府审时度势，在2003年召开的第三次全省海洋经济工作会议上提出了建设海洋经济强省的战略目标，并将其列为“八八战略”的重要内容。2005年全省海洋经济总产出达到3000亿元，占全省GDP的比重上升到8%以上。开发海洋，船舶先行，而船舶行业发展的前提是船舶设计、制造、与维修行业首当其冲。船舶是一个大行业，因为它集中了机械等各行业的技术精华，其中马达就是其中一例。虽然现在马达的种类繁多，但作为具有较大科技前沿性的行星摆线轮液压马达则还在从新兴走向成熟当中。当前，日趋发展壮大的国际船舶制造业正向东亚转移，“长三角”经济迅速崛起，上海国际航运中心逐步形成等。并且作为地处“长三角”南翼，有丰富的深水海岸资源，发展船舶工业有着得天独厚的条件的一个地区，为浙江船舶工业提供了一个大舞台。2002年，上海、宁波、舟山3地港口的货物吞吐量已达4.58亿吨，其中集装箱吞吐量为1049.7万标箱，占全国沿海主要港口的29.2%。预计到2010年，这3个港口的吞吐量将达6.5亿多吨。此外，近几年我省船舶工业发展势头很好，已经具备建造5万吨级船舶、坞修7万吨级和航修30万吨级的能力。这些都为我省加快船舶工业的发展打下了良好基础。根据浙江船舶工业“十一五”规划，我省船舶工业发展的主攻方向是船舶修造，以修起步，基本形成国际化修船体系，具备双高船舶修理或改装能力和海洋工程平台坞修能力，修船坞容量达400万吨，具备30万吨级船舶坞修能力，修船量占国内总量的20以上。但因此这就需要有相当大载重量的船舶，要在更大吃水深度的情况下使船舶快速而平稳地运行，液压设备所具有的优点正符合了这一特点。由于船体在水面中航行时，水所带来的阻力是相当巨大的，尤其是当航行速度越快时，阻力就会越大，理所当然就会需要更多的动力转化成克服阻力做功，所带来的浪费是巨大的。而一般要是增加了动力机的功率，则大多的马达的体积就会增大很多，自然就会增加船的体积，若体积不增加，那么就是减小船的装载容积。而且增加了船体本身的重量。船体的下潜是自然而然的事了。对于低效率的马达，由于效率的低下，则液力转化成动力的效率低下，那么相比之下，它的功率也就不会很高了。要提高功率只能增加更大的马达，则体积与重量也就紧随而上了，自然价格也就会跟着上去了。为了解决这个问题，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。小体积就会使船身在水中的阻力大大减小，而且船心的体积也会减小，就增加了船体的装载容积和吨位，虽然体积小的马达，但是它的通过精心努力的设计功率仍然比普通的马达要大。最关键的是它的效率高，通过计算，它的总效率可以高达90%以上。同等的油液将能转换出更多更有效的动力，无形中减少了船机动力部分的成本，反过来就是增加了它的利润。为更好地解决船舶动力与阻力及航速的问题。摆线马过就是通过将高压油转化转动力矩一种动力机。它可用在大多数的机械交通工具上，而且运转平稳，不会有太大的振动，高效率的转化使资源得以充分利用。用传统机械仍有很多不足：全世界5000吨级以下的各类船舶的航速，一直以改变主机转速满足工况要求，定速比齿轮箱仅仅是起增大扭矩的功能。后虽发明双速比齿轮箱，终因价格昂贵，一般在1000吨级以上船舶应用。不但要储备一定功率，变速时对主机冲击很大，影响其寿命，又多耗约7%油料。全世界有多少大小的船只日以继夜的吞食大量石油，在当今油源日趋短缺形势下，对节能、节省资源和降低制价，应用液压传动具有相当重要的意义。鉴于此,德国、意达利、美国等工业发达国家一直在研究关于小体积，大功率，大转矩，高效率的液压摆线马达。目前有两种类型，一种是内摆线，研究与使用得较为普遍与广泛。另一种就是外摆线型的，目前仍然是一个较为新兴的方向，它的原理与内摆线基本相同,这两种马达都可以有较大的转矩，低转速大功率的。针对这种设计已有不少的商品出现。如：宁波英特姆液压马达有限公司的EPMZ 系列摆线液压马达是一种小体积，经济型的轴配流液压马达。采用整体式转定子副，具有结构紧凑，重型磨技术，确保整体体积小、效率高、功率大、寿命长。输出轴密封圈承压高、可串并联使用。由于现在的机械普及程度又有了较大的推广，就需要有各种不同转矩大小类型的动力机，尤其是一种小体积、高效率、大转矩、大功率的动力机。因此，设计开发生产大转矩、高效率、小体积的摆线马达来更好的节省能源，提高经济效益。第1章 概 述11液压马达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。而且，采用传统机械能量转换方式，不但要储备一定功率，变速时对主机部击很大，影响其寿命，又多耗约7%油料。本课题研究内容和任务，就是以一生中 新型结构的液压泵和马达液力转换有量方式，取而代之。这种新型结构的液压马达，为一齿差“外行星针轮摆线的传动原理机构，能满足船舶大范围性能的工况要求，其特点：可选各主参数值范围大，比功率值大。总效率，体积小，重量轻和价格低。”此摆线马达是一个小体积，大功率的摆线马达液压马达习惯上是指输出旋转运动的,将液压泵提供的液压能转变为机械能的能量转换装置.从能量转换的观点来看，液压泵与液压马达是可逆工作的液压元件，向任何一种液压泵输入工作液体，都可使其变成液压马达工况；反之，当液压马达的主轴由外力矩驱动旋转时，也可变为液压泵工况。因为它们具有同样的基本结构要素-密闭而又可以周期变化的容积和相应的配油机构。但是，由于液压马达和液压泵的工作条件不同，对它们的性能要求也不一样，所以同类型的液压马达和液压泵之间，仍存在许多差别。首先液压马达应能够正、反转，因而要求其内部结构对称；液压马达的转速范围需要足够大，特别对它的最低稳定转速有一定的要求。因此，它通常都采用滚动轴承或静压滑动轴承；其次液压马达由于在输入压力油条件下工作，因而不必具备自吸能力，但需要一定的初始密封性，才能提供必要的起动转矩。由于存在着这些差别，使得液压马达和液压泵在结构上比较相似，但不能可逆工作。 液压马达按其结梅类型来分可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其它型式。按液压马达的额定转速分为高速和低速两大类。额定转速高于500rmin的属于高速液压马达，额定转速低于500rmin的属于低速液压马达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式 和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转速较高、转动惯量小，便于启动和制动，调节(调速及换向)灵敏度高。通常高速液压马达输出转矩不大所以又称为高速小转矩液压马达。低速液压马达的基本型式是径向柱塞式，此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构型式，低速液压马达的主要特点是排量大、体积大转速低(有时可达每分钟几转甚至零点几转)，因此可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大，所以又称为低速大转矩液压马达。13摆线马达的相关问题1液力转换机构或配油机构的机构原理1）行星摆线机构的特征、摆线轮与针轮仅为一齿差、其中某一齿轮固定、另一齿轮绕固定的齿轮公转系杆H的上线线支持摆线轮既作自转又作公转 系杆H的上轴线与摆线轮固定以，其中轮满足，系杆H带着轮公转将轴摆线齿轮固定为太阳轮，与针轮为外行星轮的传动，构成液力转换机构。又通过针轮销孔（Wi个）与左右端盖上销孔，借销轴组件（Ji根）把二者固定成正体，构成动力输出机构。再配置与之适应的端面配油机构，于是与壳体组成总体。其内部各高低压油道设置全方位的径向、轴向和环向密封装置。实现总体结构简单紧凑，提高了比功率值和高的总效率。2）传动比原理如图所示马达的液力转换机构，采用一齿差外行星针轮摆线运动副原理和结构形式，与天津、西工大和清华等大学，1979年版合编“机械原理”教材P106中所述传动比公式 和 结构布局基本符合见图11：图11 液力转换机构传动比原理图即机构的布局原理采用某一轮固定，而另一偏心圆则绕它作纯滚动，则偏心圆上任一点则绕定圆作摆线式的转动。下图所示为K-H-V型行星轮系简图，通常是中心轮b固定，系杆H 为输入，它带动行星轮g沿中心轮b作公转而且对系杆轴产生自转，由输出轴V输出行星轮的转速。根据转化机构法，当b轮固定时这种轮系的传动比：而另一种情况则是，当g轮固定时（对H）： 据此特点，设想配置一套与马达液力转换机构相反传动比的配油机构，同时使配油机构中的针轮与液力转换机构中的针轮和摆线具有同相位的装配关系。其传动比为（见图12）： 图12配油机构原理图注：b轮为配油针轮，主动件g 轮为配油摆线齿轮，被动件，随H偏心臂空套于O1旋转。以此来形成两机构的传动方向相反的传动，以满足结构设计的需要。此处仅对传动比原理进行一下略述，送于摆线方面的数学模型详见第二章。2摆线马达的油液配送流程从喷入高压油后转化成转矩并输出低压油的过程如13图所示：以上是马达的传动原分析，但是马达要通液压油就要有它的通流方式，因为高压油要进入，油压要转化为动力，低压油要排出等过程，如若油液路不畅通，轻则导致转化效率低下，重则导致机构坏死，故要有一个流畅的油液通路。为使油路易懂，特对油液通路作如下说明见图1.3所示：图13油液配送原理图高压油从进油口被喷入，当外套油口与轴套油口相通时，高压油被压入并通过腰形槽后进入液力转换机构的空腔部分，在高压油的压力作用下，使空腔变大，所以使机构朝着空腔扩大的方向旋转，被密封的油液转到与腰形槽口相通时，通过腰形槽被排出去了。当然，当喷入的油液压力、流量越大时，液力转换机构的转矩就会越大，自然功率也就会越大，而当机构的密封性和流通性等越好时，则它的效率也就会越高。并在左右端盖与液力转换机构之间装有密封环，配油外套与配油轴套的柱壁上安装有O形圈，并用螺栓将端盖与转换机构紧固，以保证更好的密封效果。螺栓上装有滚针轴承，使螺栓紧固的同时，减小紧固作用对针轮转动的影响，确保机构顺畅运行，减小或避免不必要的作用力影响。当高压油喷入时，高压油转化成转矩和低压油输出。螺栓将左右端盖与转换机构固连，前部分输出轴通过螺钉与左端盖固连，使高压油直接转化成转矩输出。后部分右端盖与配油外套通过螺钉固连，而配油外套又与配油针轮通过螺钉固连，然后配油摆线轮又与配油轴套通过螺钉固连，因此当转换机构转动时，带动了配油机构也转动，同时喷油与排油也在间歇不断地进行着。如图1.4所示：为液力转换的原理图，其中1、2、3、4代表螺钉。图1.4液力转换机构运动图说明：螺栓或螺钉表示紧固作用，每组都为6颗，其余5颗省略，另外，液力转化为转矩的原理要看转换机构，液力转换机构的工作原理如图15所示：图15液力机构转换工作原理图转子和定子啮合时共形成了7个密封腔，通过配油机构使定、转子中心联线一侧的容腔与进出口相通，另一侧的容腔的回油口相通，当高压油通过配油机构进入1、2、3容腔时，这部分容腔由小逐渐变大并使转子在定子内做顺时针转动，而 4、5、6、7容腔由大变小，这部分容腔内的油液被排出，流回油箱，转子的高低压油的分配和图1相似。因而保证了高低压油配油的连续性，也保证了转子和马达的正常工作。改变进、出油口的位置，即可改变马达的旋转方向。转子在定子中作行星运动，转子公转1转时，7个容腔的容积各变化一次，而有较大的排量，较低的转速和较大的输出扭矩。同理，本设计中以摆线轮的基圆作定圆，摆线针轮的基圆作滚圆，任一点所走过的轨迹形成了摆线轮廓。而摆线液压马达则是通过摆线轮与针轮的精密无缝隙啮合将喷入的高压油输转化成转矩的一种机构，它是从摆线传动齿轮的原来结构改变而来。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。3它的主要性能参数1）压力（或）压力主要有工作压力、额定压力和最高压力工作压力：液压马达实际工作时的压力，是指产际输入到马达入口处的液体的压力值，其大小取决于负载2）排量（或）液压马达每转一转，由密封工作容腔几何尺寸的变化计算而得出的输入的液体体积，仅与几何尺寸的变化量有关，与汇漏量无关。3）流量（或）理论流量 在不考虑泄漏的情况下，马达单位时间内输入的液体体积，其值等于排量与转速的乘积。实际流量 指单位时间输入到马达进口处的液体体积。它等于马达的理论流量加上马达的泄漏量。 额定流量 在额定转速和额定压力下输入到马达中的实际流量4）转速 马达的额定转速、最高转速与泵的概念相同，而最低转速是指在正常工作条件下，能够稳定运转的最小转速。5）功率理论功率 不考虑能量损失时，马达理论上应输出的功率，其值可按下式计算。 （为进出口压差）输入功率 输出功率 为马达输出轴角速度。为马达实际输出转矩6）转矩（）理论转矩 理论转矩是指在没有能量损失的情况下，马达应输出的转矩。 实际输出转矩 指马达输出轴上所输出的转矩，它等于理论转与转矩损失之差 7）效率容积效率 等于理论流量与实际流量的比值 机械效率 等于实输出转矩与理论转矩的比值 总效率 同泵总效率的概念相同，等于输出功率与输入功率的比值 8）液压马达的特性曲线图16液压马达特性曲线图以，为横坐标，为纵坐标，当液压马达在运作时，它的机构效率与总效率随着压力的增大而增大，容积效率随着压力的增大而减小，由于实际因素的影响，实际流量将随着压力的增大稍有所增大。第2章 摆线及其相关的问题所谓摆线，顾名思义，即：一滚圆绕一定圆作纯滚动时，滚圆上任一点所描绘出的轨迹即为摆线。即：一个圆在一条定直线上滚动时，圆周上一个定点的轨迹。又称旋轮线。圆上定点的初始位置为坐标原点，定直线为x轴。当圆滚动j 角以后，圆上定点从 O 点位置到达P点位置。当圆滚动一周，即 j从O变动2时，动圆上定点描画出摆线的第一拱。 再向前滚动一周， 动圆上定点描画出第二拱，继续滚动，可得第三拱，第四拱，所有这些拱的形状都是完全相同的 ，每一拱的拱高为（即圆的直径），拱宽为（即圆的周长）。摆线有一个重要性质，即当一物体仅凭重力从A点滑落到不在它正下方的B点时，若沿着A，B间的摆线，滑落所需时间最短，因此摆线又称最速降曲线。如21图所示：图21摆线模型21问题的提出我们知道沿直线前进的自行车车轮上的点既随着自行车作向前的直线运动，又以车轴为圆心作圆周运动，如果我们仔细观察这个点的运动轨迹，会发现这个点在我们眼前划出了一道道优美的弧线。其实，很早以前人们就对沿直线前进的马车车轮上的点的轨迹产生了浓厚的研究兴趣，有人认为这个轨迹是一段段周而复始的圆弧，也有人认为这个轨迹是一段段的抛物线。你认为呢？22摆线的定义与研究历史摆线（Cycloid）：当一个圆沿一条定直线作无滑动的滚动时，动圆圆周上一个定点的轨迹叫做摆线。定直线称为基线，动圆称为母圆，该定点称为摆点11，如图23所示：摆点母圆基线图23基本的摆线原理图探讨摆线的各种性质是十七世纪数学家们的兴趣集中点之一，历史上较早对这种曲线给出定义的是法国数学家梅森。（Marin Mersenne，1588年1648年），他于1615年把当车轮沿地面作无滑动的滚动时，车轮边缘上一个定点的轨迹定义为旋轮线。1637年，法国数学家笛卡尔出版了几何学一书，把变量和直角坐标系引进数学，创建了解析几何，成为“数学中的转折点”。之后，有许多著名的学者对摆线进行了长期的研究。例如，法国科学家帕斯卡(Blaise Pascal，1623年1662年)于1658年出版了摆线通论，对摆线进行了充分的研究，这给莱布尼茨很大的启发，促使了微积分的建立；还有荷兰数学家惠更斯，瑞士数学家约翰伯努利，意大利科学家伽利略，英国数学家牛顿等许多著名的学者都曾研究过摆线，得到了许多重要的成果。随着科学技术的发展，摆线在生产实践中的应用越来越广泛。23摆线数学模型的创建过程设有一曲线，另有一半径为的圆盘位于此曲线上方且与此曲线相切，起始位置的切点为，点固定在上某处（是圆盘圆心），不妨设。现在主圆盘从左至右沿曲线做无滑动的滚动。则点运动的轨迹就是一般摆线10。如图22所示：图24摆线成型数学模型图设圆盘转动一角度后，圆盘上所在线段移动成为。这时切点变为，P点变为。显然有则可推导出24摆线的两个重要性质在物理学中，摆线有两项很重要的性质，称为最速降线性质与等时性质。1）最速降线问题当高层建筑失火时，最紧迫的也是最首要的问题是把高层居民尽快地救离失火大楼。这时，如果有一条长软带可以让人踩在上面而滑到地面无疑是一个很好的解决办法。但是，这条长软带成什么样的曲线时，才能使人最快的逃离火海？这就是最速降线问题。意大利科学家伽利略在1630年提出这个问题，并将此抽象为一个分析学的基本问题“一个质点在重力作用下，从给定点A到不在它垂直下方的另一点B，如果不计摩擦力，问沿着什么曲线滑下所需时间最短。” 显然，直线不可能是最速降线，伽利略认为这曲线是圆弧，但这也是一个错误的答案。瑞士数学家约翰伯努利在1696年以挑战的口吻向当时全欧洲的数学家再提出这个最速降线的问题，征求解答。次年，有多位数学家得到了正确答案，其中包括牛顿、莱布尼兹、洛必达、约翰伯努利和他的哥哥雅各布伯努利。这个问题的困难之处在于和普通的已知函数求极大值极小值不同，它要求出一个未知函数（曲线）来满足所给条件。这个问题的正确答案是连接两个点上凹的一段摆线。约翰伯努利的学生大数学家欧拉也在1726年开始发表有关的论著，并在1744年最先给了这类问题的普遍解法，从而导致了变分法这一新的数学分支的产生。 2）摆线的等时性质由于普通单摆的周期与振幅的大小有关，过去的重力齿轮式钟往往走时不准。如果在摆的摆动平面内做两个摆线型挡板，在挡板的限制下，单摆的周期就与振幅的大小无关了，这时摆的运动轨迹也是一段摆线。如图24所示：图24普通单摆周期图十七世纪，摆线即以此性质闻名，摆线的名称也就是由此而来的。什么是摆线的等时性质呢？就是在将一个周期的摆线对基线作镜面反射，则此段摆线的最高点A变成最低点，此时若一个质点从此段摆线的任意点出发，在重力作用下沿摆线下滑，则它到达最低点A所需的时间与出发点的位置无关（亦即：从任意两相异点出发，到达A点所需要的时间相同）。或者说：一个质点，如一个光滑的小球，再没有摩擦的情况下，无论把它放在摆线的那一点上，它受重力作用来回振动，那么，它的振动周期与振幅无关。因此利用摆线制作的钟表摆锤作一次完全摆动所用的时间相等，所以摆线又称等时曲线，如图25所示：CAB图25等时摆线图荷兰物理学家、天文学家、数学家惠更斯对摆线做了比较充分的研究，1656年开始，惠更斯首先将摆引入时钟，发明了摆钟，并发表了摆钟（1658年）及摆式时钟或用于时钟上的摆的运动的几何证明（1673年）。在第二本书中，他提出了著名的单摆周期公式，指出单摆的运动不严格等时。而后他从证明摆线的几何性质开始，进而研究摆线在机械上的应用，最终利用摆线理论设计出了包含擒纵器结构的严格等时的摆钟。先做一个小实验，取两枚相同的硬币并排排列（如图2），如果我们让右侧的硬币绕左侧硬币作无滑动的滚动，那么右侧硬币上接触点A的运动轨迹大致是什么形状？当右侧硬币转到左侧时，硬币面上的图案向上还是向下？当右侧硬币转回原地时，硬币自身转动了几圈？哥白尼（Nicoiaus Copernicus,1473年1543年）曾研究过这么一个问题，如果一个圆在直径2倍于它的圆内沿圆周滚动，则小圆周上的每个点的轨迹都是一条直线段。你能证明或否定这一结论吗？25摆线的其他有关方面1）内摆线：当一个圆在与其内切的定圆内作无滑动的滚动时，动圆圆周上一个定点的轨迹叫做内摆线。2）外摆线：当一个圆沿一个与它外切的定圆作无滑动的滚动时，动圆圆周上一个定点的轨迹叫做外摆线。内摆线和外摆线的方程、图象和性质请读者自己研究。有一种称为“繁花规”的玩具它画出的实际上就是内摆线型曲线，正如右图所示，摆线家族的成员全都非常美丽，读者不妨自己尝试作一些看看。一般地，在前进的汽车的车轮上不可能有向后运动的点，因为汽车车轮上的点的运动轨迹只可能是普通摆线或短摆线。但是，飞速前进的火车车轮上是可以找到向后运动的点的，因为火车车轮有着特殊的结构。它由三层圆盘重叠而成，外层的两个圆盘半径大于内层圆盘的半径，当内层圆盘贴着钢轨前进时，外层圆盘上就存在一部分长摆线的摆点。联合收割机前面的拔禾滚轮的运动轨迹就是长摆线，我们可以看到它是打着圈前进的，首先垂直插入麦穗，再向后拨麦杆让割刀切割后，再垂直抽起，这就是拔禾滚轮的工作原理。不少农业机械如水稻插秧机秧爪排轴心的运动轨迹，旋耕机刀片端点的运动轨迹都是摆线型曲线。 十五世纪的意大利艺术家、科学家达芬奇发明了许多机械，也使用了齿轮。但这个时期的齿轮齿与齿之间不能很好地啮合。这样，只能加大齿与齿之间的空隙，而这种过大的间隙必然会产生松驰的现象。后来，为了使齿轮啮合适得更精确，希望通过计算方法得到齿轮的形状。因而，数学家们也参加了齿轮研究工作。1674年，丹麦天文学家雷米尔发表了关于制造齿轮的基准曲线（摆线）的论述。1766年，法国的数学家卡诺又发表了更详细的论述。当前，在机械传动中有很多精密仪器的齿轮采用摆线作为外形线，采用摆线作为外形线的齿轮磨损少，传动平稳，具有省力、耐用和噪音小的特点。例如机械手表中的齿轮就采用摆线齿。此外，目前摆线在工业中广泛应用还有摆线针轮行星减速器、摆线液压马达等。第3章 摆线轮的结构与工作原理及其分析计算摆线马达是一个极其复杂的结构，让读者难以理解。故对马达结构与工作原理作一理论性的分析，而摆线轮部分是摆线马达的重点之所在，为让读者更好地了解摆线马达，特取出摆线轮这一主要部分单独详细地分析。虽然马达是一个不可分割的整个结构，各结构相互作用，并非其它结构不重要或绝对地与摆线结构分割，只是为便于理解，而将其分成两大部分摆线轮部分与其它部分。31概述摆线轮的工作原理不仅适用于液力转换机构，同样也适用于配油机构。液力转换机构似同于配油机构（实为同原理结构，因为在不同部位且起不同作用，因此给以不同的名称），它们各有异同点。相同点：构成运作的原理相同，作用力及几何构造相同。不同点：1液力转换机构中主动件是摆线轮，被动轮是摆线针轮。而配油机构的主动件是摆线针轮，而被动件则是摆线轮。2液力转换机构由高压油来驱动，而配油机构则靠配油针轮固定在配油外套上来驱动。3液力转换机构的的转动比为7：1，而配油机构的转动比为1：7。但实质上是相同的，因为它们的主动件正好相反联系：液力转换机构的摆线针轮通过螺栓与左右端盖紧密固连，而左右端盖又通过螺钉与配油外套相连，配油外套通过螺钉与配油机构的摆线针轮相连，配油机构的摆线轮与配油轴套通过螺钉紧密固连，最后通过配油轴套的腰形槽与液力转换机构进行高低压油转换输送，来驱动摆线轮转动。特点：它们体现了摆线针轮的特性，如：1结构紧凑、体积小、重量轻。2效率高3运转平稳，过载能力较大，承受冲击和振动的性能较好。4工作可靠、寿命长。但缺点是：结构较复杂，制造困难，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，轴承寿命不易保证改进：此马达改进后（BMP型）与先前的马达（BM型）相比，高低油压差转化率更大，转速更大，效率更高，功率更高为现对其原理进行详细说明：为便于理解，行星摆线针轮的主要符号汇集于此：摆线轮齿数 传动比滚圆半径 摆线轮节圆半径摆线短幅系数 摆线轮齿顶圆直径摆线轮齿根圆直径 摆线轮销孔半径W机构柱销数目 W机构柱销中心圆半径针轮齿数 偏心距基圆半径 针轮节圆半径针径系数 针齿中心圆半径针齿套半径 针齿销半径销套半径 柱销半32啮合原理如图图31所示图31摆线轮啮合原理图名词词释：外摆线：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（以P表示）描出的轨迹都称为。内滚法：当滚圆2绕定圆1滚过全周长时，形成一条完整外摆线的方法。普通外摆线：如果该点（P）位于滚圆的圆周上的点，以为例，由滚圆绕定圆作摆动时，定点运动所形成的外摆线。短幅外摆线：当该点（P）位于滚圆圆周之外时，以表示，由滚圆绕定圆作摆动时，定点运动所形成的外摆线称为，比值称为短幅系数，以表示。长幅外摆线：同理，当该点（P）位于滚圆圆周之内时，由滚圆绕定圆作摆动时，定点（P）运动所形成的外摆线（未描出）。短幅外摆线的等距曲线：以摆线轮的理论齿廓上各点为圆心，以为半径长作圆。这些圆滚动所形成的内包络线就是摆线轮的实际齿廓12。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。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，此处就以半径为的圆作为针轮的实际齿廓。在实际应用时，短幅外摆线还可用外滚法形成。如图3-1所示，将半径的滚圆G沿半径的基圆J作纯滚动，当滚圆G沿基圆J滚过一周时，滚圆内一点描出的轨迹也是一条短幅外摆线，短幅系数是为。但是，当想用这种外滚法形成短幅外摆线时，应当满足以下三个条件时，且用外滚法由点描出的轨迹将与用内滚法由点描出的轨迹相同： （31）这时，滚圆G与基圆J的半径等于： （32）图32齿廓形成模拟形成图图32即为根据齿廓形成原理与而模拟生成的曲线图，其中半径为圆为滚圆，半径为为定圆。外部小圆为摆线针轮在摆线轮上运动的轨迹。33摆线轮的啮合特性331摆线针轮啮合满足定传动比条件将定圆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、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。如图33所示：图33齿廓啮合特性图332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。如下图所示，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： （33）这时，摆线轮的齿数为： （34）针轮相应的齿数为： （35）式中，代入得： （37）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： （38）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： （39）其中333摆线齿廓方程如图34所示，图34摆线齿廓方程图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。由式得与之间的关系为： （310）即： 由上图可知，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： （311）从而可得 （312）得摆线轮理论齿廓的方程为： （313）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，由上图可得： （314） （315）式中 334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： （316）经整理后得： （317）这时，摆线轮实际齿廓的曲率半径为 （318）由数学规定，如图35所示，图35摆线曲率半径图当时，表明理论齿廓在该处为外凸曲线，当时，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（），当时（图35），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”。当时，即实际齿廓在该处出现尖角。对于内凹的理论齿廓（），如图35所示，不管取大，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，而且与针齿套半径有关。根据理论推导得，按下式计算：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，按附表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： （319）或表示为 34摆线针轮作用力的理论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两个部分：1针齿与摆线齿间的啮合力；2W机构的柱销（套）与摆线轮销孔间的作用力。而针齿与摆线齿间的啮合力则又是属于液力转换机构与配油机构部分。这两个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。但由于第一部分属于摆线轮与针轮部，因此对第一部分的作用力作理论分析。而一二部分理论分析属于非摆线轮部分，详见第四章第二节部分。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36所示：图36针齿对摆线轮齿廓的作用力原理图设输出轴经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、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与摆线轮上的阻力矩相平衡。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，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在作用力方向的分量为： （320）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，即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，成线性关系，有：。将和代入得 （321）因而由摆线轮的力矩平衡条件，有：，整理得： （322）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36得，有： （323）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： （324）因而可得： （325）经整理得针齿齿作用于摆线轮齿廓上的最大载荷为： （326）其它受载针齿作用于摆线齿廓上的力则为 （327）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替。这时，合力在轴和轴方向的分力和可表示力： （328） （329）其中以上属理论分析，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。按图37确定图37 曲线35摆线针轮的齿面接触强度的理论分析摆线针齿啮合的接触应力同样按赫兹公式计算，即：，其中：摆线齿和针齿在任一位置啮合时的法向作用力。根据式（3123）取，有 （330）其中：B摆线轮的宽度，mm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，有：摆线齿和针齿在啮合点的当量曲率半径。将以上各值你入赫兹公式，经整理得： （331）令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，使达最大值，即 （332）其中： 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条件为： （333）在设计计算中，为计算针轮针齿中心圆半径RZ，可将代入上式，得 （334）其中最大接触应力的啮合位置系数，按附表2确定摆线轮的齿宽系数，一般取，通常取许用接触应力，按机械传动设计手册中的确定输出轴上的扭矩，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： （335）输入轴上的扭矩，传动效率，可取第3章 摆线轮机构及其相关部分机构的方案设计及其计算41参数方案选择设计相对于比较对象来说，总体结构条件比较优，只要相关零件的强度满足，寿命足够长，取最小结构尺寸为主要设计内容。比功率大、效率高、体积小、泵和马达安装适应性就强，又价格上具有优势，在当今市场经济条件下，就会有大的竞争能力。对于此新型结构的液压马达，设计理论方面，还没有一套独立完整的设计资料，因此，只能提出多个设计方案。经计算、分析和探讨，从中明确哪几个最佳的可变化参数影响最大，如摆线轮的齿数、齿宽、偏心距和针齿针直径以及输出机构中的销轴组件、轴承类型，对寿命影响较大。其次是针轮体的材质性能不可忽视。因为针轮体的材质性能决定了机构的精密性、强度和寿命，从而间接地对马达的效率、性能产生决定性的影响。鉴于此，对马达进行一次方案的分析。本次设计采用方案选择：一、Zc10，Zp=11,bc=16,a=2.8, K1=0.612, K2=1.52二、Zc8，Zp=9,bc=16mm,a=2.8mm, K1=0.612, K2=1.52三、Zc=6 Zp=7 bc=16 =2.8 k1=0.612 k2=1.52本三种方案的计算步骤及结果如下：方案一：A、 几何尺寸选择与计算Zc=6 Zp=7 bc=16 =2.8 k1=0.612 k2=1.52摆线齿轮节圆半径：针轮节圆半径：针轮针齿分度圆半径：针齿直径：查机械设计手册3得，根据公式，得取，则，符合不产生顶切条件摆线齿轮齿顶圆半径：摆线齿轮齿根圆半径： A、 各主要零件材质选定轴摆线齿轮：20GrMnTi，渗碳淬火HRC5862，渗层2；针轮体球墨铸铁QT700-2A，调质HB350，然后氮化处理，提高表面硬度HV800900,渗层0.8；针齿GCr15，淬火HRC5862。B、 接触强度验算20GrMnTi，渗碳淬火，保证渗层，查2004.8机械工业出版社出版，机械设计手册3卷P1650，图16.217和表16.246。在K1 、K2和Zc一定时，必然有某一位置角，使啮合位置系数YH达到。式中： 按针齿分度圆半径验算：已知，C、 排量计算按内行星公式：已知0.1619每齿排量，外行星多排量，E、 马达扭矩计算取啮合付机械效率：，孔绡机构，容积效率总效率 同理，算得方案二与三的数据分别为：二：A、几何尺寸选择与计算 摆线齿轮节圆半径：针轮节圆半径： 针轮针齿分度圆半径：针齿直径：轴摆线齿轮齿顶圆半径： 齿根圆半径：显然各尺均已大于一方案中的各尺寸。B、各主要零件材料选定（同方案一） 轴摆线齿轮：20GrMnTi渗碳淬火HRC5862渗层2mm。 针轮体球墨铸铁Qt700-2A调质HB350，然后氮化处理，提高表面硬度HV800900，渗层0.8mm，针齿GCr15，淬火HRC5864。C、接触强度验算基本参数数据方案一，得：按针轮针齿分度圆半径验算得：D、排量计算158.92每齿排量2.21，178.79E、马达扭矩计算同理方案三为： 摆线齿轮节圆半径：针轮节圆半径： 针轮针齿分度圆半径：针齿直径：轴摆线齿轮齿顶圆半径： 轴摆线齿轮齿根圆半径：各主要零件材料选定同前接触强度验算的结果；按针轮针齿分度圆半径验算： 排量计算结果250.87每齿排量2.28275.96马达扭矩计算结果总结各计算参数结果可得：C方案中的各参数值最大，B方案次之，A中最小。虽然A方案为最小，但各总效率的计算结果大小相等，材料性能、强度都符合设计要求，根据设计目标，为了要设计一个高效率、小体积的马达，而方案A相对更符合此设计目标，因此采用方案A的摆线轮。42为调整参数之后的实际计算过程42实际参数设计计算1预定主要性能尺寸参数：排量： 压力： 转速： 扭矩： 1）预定设计主要结构参数 2）计算主要结构参数2预定设计主要结构参数3摆线齿轮及针轮结构计算尺寸 节圆半径：针齿分度园半径：摆线齿顶园半径：摆线齿根园半径：轴摆线齿轮 材料20CrMnTi 渗碳淬火 硬度HRC=58649 轴里侧，轴承档，细纹，长度，旋合长度在P17.5MPa时，安全系数，许用应力24排量计算 5扭矩计算取啮合付机械效率：，孔绡机构，容积效率总效率6摆线齿轮轴扭转强度及拉伸强度基本上恒扭矩、因此安全系数，剪切许用应力。这里摆线轴上最危险断面是在轴承装配处，细纹处因壳体装配体，两者同时承载。取内孔，符合要求。 7径向腰子孔性能参数计算因液压力，稳定作用在径向配油断面积强度，应满足拉力强度要求。60均布要子形通过其断面积，取，内孔，（见图41所示） 图41 径向配油断面积图所以 实际面积液压油引起的拉力，其底面积材料性能：，油压安全系数，当，满足使用要求。 当流速，设定马达转速为，但取来计尺寸大点为好。，8计算每个齿腔的最大容积已知腰子槽尺寸：，即，长每个齿腔容积达到时，其两针齿啮合点N对P连线和P点中心（摆线轮中心）的夹角大小？已知节点P至（针轮中心） 节点P至（摆线轮中心） 针齿分度圆半径求中： ，求得：两啮合接触点对中心角小于摆线齿轮二齿60夹角，即，有些误差，若（即针轮转一转77=49）高压齿腔弧长：9实际力的计算液压涨力对X轴投影：对Y轴投影：输出扭矩：针轮摆线啮合力对X轴投影：对Y轴投影：第5章 其它部分设计分析51参数选择分析与计算1针齿中心圆半径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强度条件确定。但在最初的设计各，由于无实际的确定数据，而只能根据初步设计的马达的尺寸大小，功率大小，输出扭矩等参数及市场上同类其它产品来初步估计。据此，初步选择针齿中心圆半径选择为100120，而最终要通过受力分析与强度计算来确定具体的数值。2传动比和齿数、传动比取决于转动装置的转动性能及动力范围要求。通常，一级传动比，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，传动比必须为奇数（整数）。这时，摆线轮和针轮的齿数为 （51）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转动的连续性、平稳性和承载能力。通常，而此处，是液力机构，是通过齿间的齿腔的与油压差的变化来传动动力的，而且是通过油压差（高压油转化成低压油）催动齿腔变化来传动扭矩的。而且它的设计功率增大到30KW左右。从而将增加齿间的密封性，增加齿间作用力，柱销与孔的作用力及螺钉的预紧力等，而且需要更多的强度，为了保证它的寿命，效能，工作时间，降低失效率，最大程度上的确保机能无误，因此暂确定机构齿数为 （52）3短幅系数和针径系数齿廓形成原理已说明，短幅系数的选项择直径接影响摆线轮的齿廓形状和承载能力。试验证明，当短幅系数时，摆线轮齿廓的承载能力最高、磨损最小，机构的结构强度也较高。当传动比较小时（如），为便于设计W机构，推荐取较小的值。此外，根据系列化的设计要求，通常将的范围扩大到。值的具体选用可参考表41。对于初步设计，当时，取大约为之间。如表51所示：表51 短幅系数荐用值11132325596187042062048065055074054067根据上表所示，由于暂取齿数为57，故初步选取短幅系数这上范围。初步取06上下。另外，针轮上相邻两针齿中心之间的弦长与针齿套直径的比值称为针径系数，用表示。显然，针径系数的大小表明针齿在针轮上的分布密集程度。如图51所示：图51摆线针轮布局图有 （53）为避免针齿相碰和保证针齿与齿壳的强度，可取，以为最佳，一般不小于。设计时值可参考表52所示：表52 针径系数荐用值1002002003003004004006810121252 柱销与孔的作用力分析柱销与孔的作用力即W机构的柱销套作用于针轮销孔上的力的理论分析。这个部分与前面所提到的针齿与摆线齿间的啮合作用力组成摆线轮与针累传动的两大主要作用力部分，因为这两部分决定着摆线轮传动的主要受力性能参数。这两个力是并不是完全独立的，而是相互联系，相互影响的，相辅相成，密不可分。1W机构的柱销套作用于针轮销孔上的力的理论分析如图52所示，图52孔销机构受力分析图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，并与摆线轮上的驱动力矩相平衡。由于摆线轮不动，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为：显然，当时，值最大，即。这时，亦达最大值，即。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，成线性关系，有，将和代入得： （54）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的力矩之和，即 （55）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，值的变化幅度很小，同样按下式计算： （56）代入上式，得柱销作用于摆线轮销孔上的最大载荷为： （57）其它柱销作用于摆线轮销孔上的力为： （58）这时合力按下式计算： （59）其中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%。 2实际作用力参数计算根据以上计算过程式与所得的结果可得出如下结果：孔销机构合力：扭矩销轴：销轴应力：由于本设计中的销轴采用螺栓来固定，因此此处对螺栓进行分析与校核。53螺栓分析与计算1受力原理分析为了能使高压油在液力转换机构中输通时不泄漏，需要一元件来密封，除了用密封件之外，还需要一个力使密封端盖将液力转换机构起到更好的密封性能，这里就用螺栓来补充这个作用。而且，在此处，螺栓还要充当销的作用，以起到横向固定作用。如图54所示：图54 螺栓销图高压油转化为动力，它将产生一个涨力，使螺栓受到预紧力和轴向工作拉力的双重力。因此按照理论解释，这种紧螺栓闻接承受轴向拉伸工作载荷后，由于螺栓和被联接件的弹性变形，螺栓所受的总拉力F有关，还受到螺栓的刚度拉力之和。根据理论分析，螺栓的总拉力除和预紧力、工作拉力有关外，还受到螺栓刚度及被联拉件刚度等因素的影响。因此，应从分析螺栓联接的受力和变形的关系入手，找出螺栓总拉力的大小。如下图45所示：图55表示单个螺栓联接在承受轴向拉伸载荷前后的受力及变形情况。图55是螺母刚好拧到和被联接件相接触，但尚未拧紧。此时，螺栓和被联接件都不受力，因而也不产生变形。图55是螺母已拧紧，但尚未承受工作载荷。此时，螺栓受预紧力的拉伸作用，其伸长量为。相反，联接件则在的压缩作用下，其压缩量为。图55是承受工作载荷时的情况。此时若螺栓和被联接件的材料在弹性变形范围内，则两者的受力与变形的关系符合接（压）虎克定律。当螺栓承受工作载荷后，因所受的拉力由增至而继续伸长，其伸长量增加，总伸长量为。与此同时，原来被压缩的被联接件，因螺栓伸长而被放松，其压缩量也随着减小。根据联接的变形协调条件，被联接件压缩变形的减小量应等于螺栓拉伸变形的增加量。因而，总压缩量为。而被联接件的压缩力由减至。显然，联接受载后，由于预紧力的变化，螺栓的总拉力并不等于预紧力与工作拉力之和，而等于残余预紧力与工作拉力之和。 图55 单个螺栓联接受力变形图2结构设计1）计算预紧力为了能使圆形端盖均匀地紧固并密封液力转换机构，采用六颗普通螺栓预紧连接，图56为螺栓的分布型式图。图56 螺栓的布置形式图则它的受力方向如图所示（或相反）。各力的大小相等，方向皆为通过螺栓的圆心并相切于大圆上各螺栓的受力大小相等且各螺栓的其它系数亦相等。因此各螺栓的预紧力为：其中：接合面的摩擦系数，见表55 第个螺栓的轴线到螺栓组对称中心的距离 螺栓数目 防滑系数，取表55 联接接合面的摩擦系数被联接件接合面的表面状态摩擦系数钢或铸铁零件干燥的加工表面有油的加工表面钢结构件轧制表面，钢丝刷清理浮锈涂富锌漆喷砂处理铸铁对砖料、混凝土或木材干燥表面根据前章的计算所得，压力总涨力产生的轴向推力为因此各螺栓所需要的总拉力为：2）确定直径选择螺栓材料为，性能等级，抗拉强度，屈服强度。机械设计 第七版P84表510查得安全系数，故螺栓材料的许用应力，因此可求得螺栓危险截面的直径为：，选用螺纹公称直径为3）校核螺栓所需的预紧力是否合适要求的预紧力小于上值，故满足要求。54 轴承的设计计算1滚动轴承工作时的原理分析1）轴承的额定负荷基本额定动负荷C轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。所谓轴承的基本本一动载荷，就是使轴承的基本额定寿命恰好为转时，轴承所能承受的载荷值，用字母代表。这个基本额定动载荷，对向心轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定动载荷，常用表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷，并称为轴向基本额定动载荷，常用表示；对角接触球轴承或圆锥滚子轴承，指的是使套圈间产生纯径向位移的载荷的径向分量。不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值，它表征了不同型号轴承的承载特性。在轴承样本中对每个型号的轴承都给出了它的基本额定动载荷值，需要时可从轴承样本中查取。轴承的基本额定动载荷值是在大量的试验研究的基础上，通过理论分析而得出来的。2）轴承（疲劳）寿命轴承寿命可用各种准则描述，如旋转精度、疲劳剥落或塑性变形、功耗、摩擦力矩和磨损、温升、速度、振动噪声等。当然，润滑、密封和使用维护也会影响轴承寿命的。轴承疲劳寿命被定义为发生疲劳失效前，轴承总的运转次数。对单个轴承不可能精确预测。所幸的是，对一批轴承，它们的寿命却遵从韦布统计分布规律的。基本寿命方程为： （510）它是根据负荷和运转次数关系的材料疲劳曲线的如下逼近方程=常数而得到的。其中：在基准条件下，负荷的基准寿命，称为基本寿命，以和额定负荷的基准寿命区别。 轴承当量动负荷（） 轴承额定动负荷（）。对角接触（向心推力）轴承，用径向额定动负荷；对角接触（推力向心）轴承，用轴向额定动负荷 指数。对球轴承；对滚子轴承上公式是用为单位表示寿命。实用上，可更方便地用下述单位表示轴承的寿命：）用小时（）， （511）用公里（）， （512）用摆动周期数， （513） 次其中转数或摆动频率（） 摆动的等效转速 单向摆角（） 车轮直径（）3）滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的基本额定动载荷是在一定的运转条件下确定的，如载荷条件为：向心轴承仅承受纯径向载荷，推力轴承仅承受纯轴向载。实际上，轴承在许多应用场合，常常同时承受径向载荷和轴向载荷。因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷务件相一致的当量动载荷，用字母表示。这个当量动载荷，对于以承受径向载荷为主的轴承，称为径向当量动载荷，常表；对于以承受轴向载荷为主的轴承，称为轴向当量动载荷，常用表示。当量动载荷（或）的般一计算公式为 （514）式中，、分别分为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，其值见附表3对于只能承受纯径向载荷的轴承（如、类轴承） （515）对于只能承受纯轴向载荷的轴承（如5类轴承）按式（13-8）（13-10）求得的当量动载荷仅为一理论值。实际上，在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴挠曲或轴承座变形产生的附加力等等，这些因素很难从理论上精确计算。为了计及这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数，其值参见表附表4。故实际计算时，轴承的当量动载荷应力： （516） （517） （518）2轴承实参计算根据前已计算的数据进行以下计算如图57所示：图57圆锥滚子受力图求各合力对轴承的径向力：对X轴投影合力：对Y轴投影合力：压力总涨力对轴承径向合力： 300天16=4800h计算结果符合设计目标，达到3年以上，符合要求故所用选轴承（）：说明：圆锥滚子轴承承受径向载荷时，要产生派生轴向力，为了保证这类轴承正常工作，通常是成对使用的，如上图所示的正装图。55壳壁主要部分的设计计算由于将摆线轮轴固定在机体上不转动，当液力转化为输出轴的转矩力时，输出轴也将会对摆线轮轴产生一个反向的作用力，但由于摆线轮轴固定在机体上，因此反向作用力转移到了机体上，对摆线轮轴的作用力转化力对机体的反向作用力，。1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 已知材料为， 已知尺寸现选，满足要求。2左端盖承压强度当输入的高压油从高压转化到低压时，将会产生很大的液体涨力，密封不严的机构将产生泄漏，致使转化效率大打折扣，理所当然它的各方面性能将不胜其能。因此，在液力转化机构中设计一套端盖，以起到既能承压液压力，又能防止泄漏，使转化机构能发挥其所能发挥的最大功能。材料QT6003A ， 现选 选项用QT-700-2球墨铸铁：， ，56封密装置的设计分析密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失而设置的。密封分为动密封和静密封两大类。所谓静密封用在被密封零部件间无相对运动，或者有很微小相对运动的场合，如垫片密封、O形圈密封等。动密封用于为限制通过相对运动的零、部件表面间的流体的泄漏。但某些系统密封中往往需要静密封与动密封的相互协作进行。填料密封是一种传统的密封方法。相对于其它密封方法它有价格便宜、取材容易、易于加工的特点。而填料密封中又有一种叫挤压型填料密封（多用O形圈）。它是最常用、最简单、使用数量最大的一种方法。特点是体积小、重量轻、成本低，选用和采购方便。既能用于机构设备的静密封，也能用于往复、旋转运动的动密封。它能在很宽的温度的范围内工作。用于静密封的O形圈，其密封压力可达；用于动密封的O形圈，其密封压力可达，密封面线速度可达。用各种材料制成的O形圈，均能适应各种流体密封的需要。O形圈的规格和尺寸现代机构设备设计手册。在配油轴套与配油外套之间的配合的密封通过密封环或活塞环来防止油液泄漏。其余之处如图所示：14和10、11都是用来密封用的，以防止外套与轴套之间有泄漏，而右端盖12与左端盖7通过六角螺钉与摆线针轮紧密地固连在一起，使端盖随摆线针轮一起转动，从而可以带动外套转动。在两端盖之间又有活塞环与O形圈，作用同样是为了防上泄漏，以尽可能好的保证密封性。其中9为摆线针轮，8为摆线轮，8和9就构成了液力转换机构，而实质上就是摆线轮机构。2为密封盖。密封的目的就是为了防止泄漏，以保证能量转换地更充分，且密封机构在很大程是弥补配合的不足，使间隙最大程度上地减小。并使油液能尽可能地从腰形槽中进出，高低压油之间的转换，油压差与扭矩之间的转化能更好，更好地提高了效率。通过这四个腰形槽与液力转换机构相通，使液体能顺利地进出，推动摆线轮转动。如此设计也可保证运动副的圆柱面上圆柱面的磨痕走与O形圈匹配，亦可增加密封性，降低磨损。因为是低速场合，因此材料使用钼铬铜铸铁或磷铸铁。装入密封装置后，在其它元件的帮助下，将其压缩，从而可改善密封件的工作条件。见图58所示：图58密封机构局部图 2密封盖 3外壳前端 4冲压 5沉头内六角螺钉 6圆锥滚子轴承 7左端盖 8轴摆线齿轮 9针轮 10活塞环 11O形圈 12右端盖13垫套 14活塞环 结束语从上个学期未开始的毕业设计，到第二个学期将尽之时，终于完成了这次设计任务，历时近四个月的设计，使我从中学到了很多以后可能学不到的东西，也体会到了很多以前也无法体会的东西，这是大学以来非常有意义的一次学习，让我体会了一下作为一个设计者的完成自己的成果的一种喜悦，一种曾经从未经历过的自信与兴奋。但在这一过程中，从接到任务书、调研、设计绘图到编写说明书，在每一阶段里， 无不遇到这样或那样的困难，其中的酸甜苦辣，无以言表。但更多的是为今后的工作积累了大量的经验，充实了自己的头脑，坚定了自己的信念。通过本次毕业设计，锻炼了我的动手能力、独立思考能力及分析问题的能力。这些都能为我今后的工作打下了良好的基础。同时在设计过程中我也发现了自己在学习上的不足。比如知识掌握得不够牢固、不够熟练，实践环节不够扎实等。这些都是我今后工作中需要克服的。 致谢这次设计是我在大学期间所学知识的一次全面的、综合的检验。在设计过程中，指导教师章海老师和张态成老师给了我很大的帮助，在他们的认真指导下，我完成了这次以前不曾经历过的设计。通过大量资料及参考书，总结了许多同类产品的优缺点，在设计过程中我还得到了其他老师的热情帮助。对于他们所给予我的支持和帮助的老师及同学表示衷心的感谢。因时间有限，任务艰巨，而且我本人的水平有限，并缺乏工作经验，在设计中难免存在着这样或那样的不足，望得能得到老师的指点。参考文献1 王知行，刘廷荣机械原理北京： 高等教育出版社2004年5月2 刘鸿文材料力学 第四版北京：高等教育出版社 2004年9月3 董林福， 赵艳春液压与气压传动北京：化学工业出版社2006年1月4 濮良贵，纪名刚机械设计第七版北京：高等教育出版社2004年5月5 谭建荣图学基础教程北京：高等教育出版社1999年10月6 徐灏机械设计手册5北京：机械工业出版社1992年1月7 翁史烈现代机械设备设计手册1北京：机械工业出版社1996年7月8 赵应樾液压马达北京：上海交通大学出版社2000年2月9 吕广庶，张远明工程材料及成形技术基础北京：高等教育出版社2001年9月10 电子科技大学应用数学系一般摆线的数学模型382004年5月11 罗强摆线及其相关问题 2006年6月12 江耕华机械传动设计手册下册北京：煤炭工业出版社1983年4月13 龚氵桂 义机械设计课程设计指导书第二版 北京：高等教育出版社2004年4月 14 天津大学机械原理下册 湖南人民教育出版社1981年5月15 Richard A. MagillMotor learning WCB , c199316 Richard A. Schmidt. Motor control and learning ：a behavioral emphasisHuman Kinetics, c1988.附录附表1 摆线轮理论齿廓的最小曲率半径系数短幅系数0.450.500.550.600.650.700.750.800.859111315170.38150.32830.28800.25640.23100.37000.31830.27930.24860.22400.35680.30700.26940.23980.21610.34180.29410.25800.22970.20690.32460.27940.24500.21820.19660.30510.26260.23030.20500.18480.28260.24320.21330.18990.17110.25630.22060.19350.17220.15520.22500.19360.16990.15120.136319212325270.21020.19280.17800.16530.20380.18690.17260.16040.1497019660180301665015460144301882017270159501481013830.1788016400151501407013130168001541014230132201235015570142801318012250114301412012950119601111010370124001137010500.097550.091072931333537014040132101248011830112301354012750120401140010840129701221011530109301037012320116001095010370.098620115801089010290.097520.0926701072010090.095350.090340.085830.097270.091560.086500.081950.0778600854000803900759300719500683639414345470107001022009775009368008994010320.098550
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