摆线针轮减速器的设计

摘要关键词：摆线传动：摆线轮：受力分析 Thecycloid—gearreducerisoncofthenostimportantLransmissioncomponenLsofthepumpingunitbyitssmalleeffectiveLransmission.InorderLorealizefhightransmissionefficiency,highreliabilityandtheperformanceandguaranteecrediblelubricaleabilefficiencyoftransmission,andmakeiteasyformanufacture,assemblyandinspection,weLhoughtoveralltherequestherationalstructurecycloid—gearreducer.Byanalyzingcharacteristicandtheoutputpinwheelcycloiddrive'thedesigntheoryandmethodofthisnewkindofreduce.ThispapermainlycompleteworksincludeLhalprovidethedesignmelhoprototypedesignanddynamicsanalysisofvirtualprototype.ThispiaperresearchesthefollowingaspectsoftheouLputcycloiddrive.First,thebasicparametersanddimensionsofmainpaoftheouLputpinwheelcycloiddrivearedesignedreferringLodesignandcalculationmethodsofLheLraditionalcycloiddanalysisoftheLransmissionsystemiandLheloadconditionandlifeofroLaryarmbearingsandsteadybandatthesameLimcthecalculwheel,pinsandothermajorpartsarecompletes.Then,usingsketchesofthemaincomponenLsandfinalassemblydrawKeywords:Plancl—cycloidReducer:Cycloid;force 精品摘要 I 3 3 4 4第二章摆线针轮减速器传动理论与设计方法 72.1摆线针轮减速器的传动原理及其结构特点 7 72.1.2摆线针轮减速器的结构特点 7 82.1.4摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程 112.1.5摆线轮齿廓的曲率半径 2.2摆线针轮传动的受力分析 2.2.2输出机构的柱销(套)作用于摆线轮上的力 2.2.3转臂轴承的作用力 172.3摆线针轮行星减速器主要强度件的计算 2.3.1齿面接触强度计算 2.3.2针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 2.3.4输出机构柱销强度计算 第三章摆线针轮减速器的设计计算 203.1摆线轮、针齿、柱销的计算 3.2输出轴的计算 3.3输入轴的计算 3.4润滑与密封 第四章主要零件的机械加工工艺规程 4.1摆线轮的加工工艺路线 4.2针齿壳的加工工艺路线 354.3输出轴加工工艺 4.4偏心套加工工艺 第五章绘出主要零件图及装配图 5.1二维零件图 5.1.1摆线轮 38 385.1.3输出轴 5.1.5装配图 5.2三维零件图 5.2.1三维输出轴 415.2.2三维输入轴 415.2.3三维摆线轮 5.2.4三维装配图 参考文献 4致谢 45第一章绪论1.1课题研究的背景和依据1926年德国人L.Braren发明了摆线针轮减该发明专利1938年被日本住友公司买断，当时日本人执行的是“引进—消化一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，一级减速时传动比范围是11～87,两级减速时的传动比范围是20～128;同1.2摆线针轮行星传动简介20世纪20年代德国人发明了摆线针齿行星齿轮加速器，起初由于摆线齿轮泛重视。这种传动型式，国外是在20世纪30年代出现的，我国约在1964年开高。20世纪90年代以来，舵机和锚机在技术上得到了新的发展，尤其是在小型针轮减速器传动效率较球而副蜗杆传动效率至少高10个百分点，加之尺寸、体可节省20%以上，尺寸也小，重量一般可减轻30%。另外由于锚绞盘、减速器、2)在机器人研制中的应用针轮行星传动中的悬臂式柱销输出机构刚度明显不足，为了提高摆线传动的刚1.2.2结构及特点1.行星架：2.行星轮：3.针轮；4.输出机构。(1)传动比范围大；(2)体积小，重量轻；(3)效率高：(4)工作可靠，寿命长；(5)运转平稳，噪声低。的外侧做内切的纯滚动时，滚圆上的一点B的轨迹BB′B''B₁为圆外与滚圆相固结的一点M的轨迹MM′M''M为短幅外摆线。见图1.1.短幅外摆线外摆线的等距曲线1.4课题国内外研究现状及发展趋势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，采用四片摆线这些年国内对摆线针轮行星传动的研究一直在不断发展，也取得了一些成3).天津工程师范学院戚厚军建立了2K.v型摆线针轮减速器的动力学模板针摆行星传动》于2005年4月通过成果鉴定；5).浙江大学吕方研究开发一种新型的传动机械——长幅外摆线针轮行星7).四川大学张流俊在国内首次应用先进的有限元法取代传统的经验方法8).大连铁道学院关天民，万朝燕对新型针摆传动进行理论及其受力分析；9).大连铁道学院关天民提出了一种较准确的摆线针轮行星传动销孔式输10).鞍山钢铁学院高兴蚊和黄秋波对具有双面支撑输出机构和多齿差齿形20世纪90年代以来，在工业自动化机器人回转装置选择中。摆线传动作为由第一级普通渐开线直齿轮(斜齿轮)减速器部分和第二级摆线针轮减速器部分两且回差榜度高，因此这种FA减速机在工机等)用摆线传动装置，智能住宅用传动装置等机械系统中等到广泛应用.由于2.1.1摆线针轮行星传动的传动原理2.1.2摆线针轮减速器的结构特点(1)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(4)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1.输出轴2.机座3.针齿壳4.针齿套5.针齿销6.摆线轮外域)。a——外切外摆线摆杆长度r₂——外切外摆线滚圆半径短幅外摆线0<K<1;标准外摆线K=1;数关系参看图2—3。令短幅外切外摆线基圆半径代号为n,滚圆半径为rs短幅系数为K,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅两种外摆线的参数换算关系归纳如表2—1表2-1变幅外切外摆线变幅内切外摆线基圆半径I滚圆半径r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(1)直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点M的坐标为X根据纯滚动原理可知rφ=r₂φ,故中=r₂φ1r,又γ=π—(中+中),于是有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2π;长由上一节分析，选择摆线轮的几何中心作为原点，通过轮齿槽对称轴重合的轴线作为y。轴，见图2-4,针齿中心圆半径为r。,针齿套外圆半径为rm。r,——针齿中心圆半径r——针齿套外圆半径φ——转臂相对某一中心矢式中p—变幅外摆线的曲率半径a=r.或a=r,′-r,'止，若p为正值，不论取多大的值，都不会发生类似现象。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2.2摆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F,。(1)确定初始啮合侧隙存在大小不等的初始侧隙，见图2—5。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧 (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T,在T.的作用下由于摆线轮与针转臂00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F正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形按此假设，在同时啮合传力的z,个齿中的第i对齿受力F(N)可表示为式中Fn——在处亦即在得得最大所受力F(N)为结构原因，建议取T=0.55T:m——受力最大的一对啮合齿在最大力的作用二者材料相同均为GCr15E=2.06×10°MPa2.2.2输出机构的柱销(套)作用于摆线轮上的力式中，Z——输出机构柱销数日轮上输出转矩)传递转矩时，α₁=90°处力臂!m=R„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E;,则因又因I,=Rsina故(2)输出机构的柱销作用于摆线轮上的力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2.3.1齿面接触强度计算P₆——当量曲率半径。2.3.2针齿抗弯曲强度计算及刚度计算曲强应力σ(Mpa)和转角θ(rad)为三支点的针齿计算，针齿销的弯曲应力σ和支点处的转角θ为际之L值代入；d——针齿销的直径2.3.3转臂轴承选择因为摆线轮作用于转臂轴承的F,较大，转臂轴承内外座圈相对转速要高于的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径D₁=(0.4～0.5)dp,轴承宽度B应大于摆线轮的宽度b。2.3.4输出机构柱销强度计算输出机构柱销的受力情况(见图2.7-31),相当一悬臂梁，在Q作用下，式中K——制造和安装误差对柱销载荷影响系数，一般情况下取K=第三章摆线针轮减速器的设计计算代号计算、结果及说明功率pI传动比i摆线轮齿数的确定Z为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工，以提高生奇数，在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上T由文献[1]表2.7-8,取η=0.92系数由文献[1]表8.1-2,K₁=0.65～0.9系数K₂=1.7,由文献[1]表8.1-3,K₂=1.25～2.0针齿中心圆半径rn=(0.85~1.3T取r。=1.18׳T=193.26取r,=195mm材料为轴承钢58~62HRC时，[σH]=10摆线轮齿宽a=6mm取a=6mm由文献[3]表2.7-5查得a实际短幅系数K径,验证齿廓不产生顶切或尖角rm=13.5<pl..由文献[3]表2.7-1及公式2.7-17算得，由计算结果径r取r=8.5mm针齿套壁厚一般为2～6mm。实际针径系数若针径系数小于1.3,则考虑抽齿一半。齿形修正考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求齿面最大接触压力N传力齿号Ⅲn摆线轮啮与针齿最大接触应力转臂轴承N转臂轴承当量负载PNd,<390nm时，x=1.05D=(0.4～0.5)d,=390×(0.4~0.5)=15由文献[13]GB/T283-94,选N2213轴承，转臂轴承内外圈相n转臂轴承Lh距L由结构及前面的摆线轮宽度，得L=73.5弯强度可册角θ=0.00023<θ。,材料为轴承钢时θ,=0.001~摆线轮齿ddr=d,-2a-dm-2(△r-△r摆线轮齿顶圆直径摆线轮齿高h销孔中心圆直径取D=272,选取时考虑了同一机型输出机构的通用间隔环δ柱销直径径d=45由文献[1]表2.7—7,知dn=45摆线轮柱销孔直径0.3。3.2输出轴的计算结构图如图3-1,项目代号设计计算、结果及说明转知T前面已经算出，T=4393000初步确定轴的最小直径选材为45"钢，调质处理，由文献[12]表15-3,取A=110,输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分d-2,为了轴器的计算转矩T=KT,由文献[12]表14-1,K、=1.3,由文献[13]表11-15,选IL7弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L=117mm,取L-2=70mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1,d2.3上选用滚动深沟球轴承3022,由文献[13]表6—1查得，d<65,D=120,B=14,d₀=120mm,则可知d2.3=70mm,;d₃.4上选用深沟球轴承3024,d=70mm,D=110mm,B=14mm,da=130mm,所以，d4-5=120mm,所以，l4-5=144mm,2₋3=24mm,134=54mm,套筒长93mm,选用平键1×b×h=55×14×8,键槽用键槽铣刀加工，同时公差为m6。由文献[12],表15-2,取轴端倒角为2×45”,各轴肩圆角半径为r=1.5。求轴上载荷FFy3N受力中心距离为116mm,因F₁=5600N,故得F₂=8014N,F₃=2414N。按弯扭合成应力校核 (即危险截面4)的强度。根据下式及上表中的数α=0.6,轴的计算应力查得[o]=60MPa,因此oσm<[o_精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面情况来看，截面4、5上的应力最大。由于5轴径也较核截面4左侧即可。2)截面4左侧抗弯截面系数W=0.1d³=421875抗扭截面系数W=0.2d³=843750截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12献[12]表3-2查取，因,经插值后αa=2.0,σ,=1.3;又由[12]附图3-1,可得材料敏性系数为q。=0.82,q.=0.85。故有效应力集中系数为由文献[12]附图3-2得尺寸系数6。=0.67:由文献[12]附图3-3的扭转尺寸系数ε.=0.82。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为β。=β=0.92轴未经表面强化处理，即β₄=1,则按式得综合系数值为于是，计算安全系数Sc值，则得故可知其安全。3.3输入轴的计算其结构装配图如图3-255图3-2输入轴结构装配图项目代号计算、结果、说明转矩T由前面己经算出，T=4393000公称转矩由文献[12]表14-1,取KA=1.3,初步确定轴的最小直径选材为45"钢，调质处理，由文献[12]表15-3,取Ao=110,[13]GB/T,选取圆柱滚子轴承N406,d=30mm,D=90该轴承符合寿命要求，所以，d₁-2=30mm,d₂.3=35mm轴的结构设计其装配结构图如图4-2,d₃-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,d₄=mm,75mm,d4-5=50mm,l₄-5=18mm。轴上第4-5段与联轴器相配合，由文献[13]表8-7,选IL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器/=70mm,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1×45”,各轴肩圆角半径为r=1.力的计算d3F2FM得，F₃=8494N,F₂=8494N。按取α=0.6,轴的计算应力弯扭合成强度校核一1查得[o-,]=60MPa,因此σ〈[o-],故安全。精确1)判断危险截面直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面4、均情况来看，截面2、3上的应力最大。所以只需校核2截侧即可。2)截面2左侧抗弯截面系数W=0.1d³=42875抗扭截面系数W₁=0.2d³=85750截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力文献[12]表3-2查取，因,经插值后α。=1.34,σ=1.66:又由文献[12]附图3-1,可得材料校核轴的疲劳强度敏性系数为q。=0.82,q.=0.85。故有效应力集中系数为由文献[12]附图3-2得尺寸系数6。=0.95;由文献[12]附图3-3的扭转尺寸系数ε.=0.9。于是，计算安全系数S值，则得故可知其安全。3.4润滑与密封第四章主要零件的机械加工工艺规程4.1摆线轮的加工工艺路线平面→磨轴承孔→磨销孔→磨摆线齿廓———→倒角。其中标记应成对打在(1)在滚齿机上改装铣削头用立铣刀铣摆线齿廓如下图所示，当滚圆r相对基圆R做纯滚动时，滚圆内点M的轨迹就相对于基圆R做纯滚动时即可得到与r圆相切的短幅外摆线的等距曲线。(2)在插齿机上用半圆头插刀插齿(4)用专用的摆线齿滚刀在普通滚齿机上滚齿(5)在摆线磨床上磨齿4.2针齿壳的加工工艺路线→钻孔及攻螺纹→铣内摆线(或车内孔)→去毛刺。4.3输出轴加工工艺备料→锻造→正火→粗车→调质处理→研磨中心孔→精车→磨削→铣键槽加工余量：BI0、B15机型号的输出轴为0.75～1.5mm;B15以上机型的输经滚压加工后，其表面粗糙度可减小1～2级以上。(2)在Z535立式钻床上加工柱销孔，需在4.4偏心套加工工艺偏心套的材料通常采用优质中碳钢，其中尤以45优质碳素钢最为常用。对下料→粗车→调质→精车内孔→插键槽→精车双偏心外圆→精镗双偏心外偏心套双偏心外圆多采用偏心的中心孔心轴在车床上和外圆磨床上进行加5.1二维零件图凰1.是毛：月3-国命令：图5-1摆线轮5.1.2针齿壳AutoCAD2007[C:\DomenlsndSttnpAdantcntor\系NI针齿究.dzlAtLin”AtLin”NHNH了N了N品品十十002oc&口2oc&口·其其DmA凹D同D十十上上□□□□33