【摆线针轮减速器研究过程分析5400字】

摆线针轮减速器研究过程分析目录TOC\o"1-3"\h\u18086摆线针轮减速器研究过程分析 1160021.1摆线针轮减速器的传动原理与结构特点 129171.1.1摆线针轮行星传动的传动原理 1298241.1.2摆线针轮减速器的结构特点 2169831.1.3摆线针轮传动的啮合原理 351361.1.4摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程 7105211.1.5摆线轮齿廓曲率半径 8224151.2摆线针轮传动的受力分析 979161.2.1针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 9159441.2.2输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力 12304171.2.3转臂轴承的作用力 14257431.3摆线针轮行星减速器主要零件的计算 149541.1.1齿面接触强度计算 1486321.1.2针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 14305091.1.3转臂轴承选择 15170691.1.4输出机构柱销强度计算 151.1摆线针轮减速器的传动原理与结构特点1.1.1摆线针轮行星传动的传动原理从图中内容能够展现出摆线针轮行星传动的具体结构流程。表示针轮，表示摆线行星轮，两者之间互相配对，H表示系杆，V表示输出轴。在整体运动过程中，从H进行输入，随后经过W机构之后，从V完成输出，与传统的渐开线齿轮传动模式一致，均为K－H－V型。但两者之间存在一定区别，在实施摆线针轮传动过程中，行星轮对应的齿廓曲线并非为渐开线，而具有摆线特征，且中心内齿属于针齿结构。同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为.图2摆线针轮减速器原理图由于＝1，故＝－，“－”意味着输出和输入之间存在转向相反的特征，这表明在摆线针轮传动过程中能够取得较大的传动比数值。1.1.2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，具体组成包括输入轴10、偏心轮9，且偏心轮对应的偏心方向为180度。②行星轮，在图中为摆线轮6，对应齿廓一般为具有与短幅外摆线相关的等距曲线，能够确保输入轴保持静平衡状态，且承载水平得到提升，一般同时布置2个一致的摆线轮，错开角度为180度。在整体结构设计中，摆线轮、偏心套间布置滚动轴承，一般采用无外座圈结构对应的滚子轴承，且可将摆线轮中的内表面视作结构滚到。近些年，在新产品中往往将偏心套、轴承设置为整体。③中心轮b，从针齿壳3上在中心圆位置均匀分布针齿销5,在一些针齿销上也可以布置专用针套。④输出机构W，该组件为销轴式。图3－2摆线针轮减速器基本结构图1.输出轴2.机座1.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1.1.3摆线针轮传动的啮合原理为表述出摆线的形成机理以及具体分类，可通过圆内外域的概念进行基础介绍。其中圆内域主要是指圆内所包括的范围，圆外域是指内域之外的其他范围。根据此概念定义，外摆线的名词定义为：外摆线：在结构中，滚圆在基圆外域位置与基圆进行相切，且以基圆为基础进行纯滚动，此时滚圆点的对应轨迹。外切外摆线：在结构中，滚圆在基圆外域位置与基圆进行外切。内切外摆线：在结构中，滚圆在基圆外域位置与基圆进行内切。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。外切外摆线对应的变幅系数具体是指摆杆长度尺寸和滚圆半径尺寸之间的比值。其中摆杆长度具体是指滚圆内外域中的一个定点与圆心的间距。（1.1——1）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在内切外摆线中，变幅系数往往相反，即反映滚圆半径尺寸和摆杆长度尺寸之间的比值。（1.1——2）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按照变幅系数K1值的具体大小，可对外摆线作出分类：短幅外摆线0<K1<1;标准外摆线K1=1;长幅外摆线K1>1。在特定环境下，变幅外切外摆线能够与变幅内切外摆线一致，此时内切外摆线滚圆与基圆之间的中心距尺寸大小，与外切外摆线对应的摆杆长度尺寸一致，而外切外摆滚圆与基圆之间的中心距尺寸大小，与内切外摆线对应的摆杆长度尺寸一致，此时能够完成参数关系分析。两者的参数关系见图3-3。在公式中，r1表示短幅外切外摆线对应的基圆半径，r2表示滚圆半径，K1表示短幅系数：根据式(1),摆杆长度a=K1r2;根据等同条件,中心距A=r1+r2。由此可见，A同时也可以表示内切外摆线对应的摆杆长度，因此可以获知内外摆线相应的r2′=k1A;而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滚圆半径滚圆与基圆中心距Aa摆杆长度aA从以上计算可以发现，两种外摆线对应的基圆半径关系可以表示为下述公式：（1.1——3）通过分析发现，短幅外摆线的原点可以反映为基圆的圆形，而此时两种外摆线对应中心距已经获知，且短幅系数也属于一项已知参数，在方程构建过程中，将滚圆转角作为变量，即：后续分析过程中，滚圆转角表示为,命名为相位角。（1）直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图3－3短幅外摆线原理图按照纯滚动原理能够了解到，因此，同时，这表明，，在计算中将所获得的、γ代入方程中，（1.1——4）（1.1——5）上述两个公式为变幅外摆线对应的直角坐标方程。设K1数值为1，此时可以获得标准外摆线对应的参数方程，并以此为基础推断外切外摆线，即A可以通过将r1+r2获得，且a与r2一致。对于内切外摆线,式中的A=r2′,A=r2′-r1′。在实际计算中，为与常规直角坐标对应的曲线内容保持相同，可设Y轴为极轴，同时设顺时针方向为正方向，因此获得方方程如下（见图3-3）：（1.1——6）（1.1——7）设K1数值为1，此时可以获得标准外摆线对应的极坐标方程，并将a、A进行变换。在动圆沿着顺时针进行纯滚动的过程中，达到动圆周长2时，点B则在能够基圆上产生整个外摆线。此时动圆周长数值与基圆周长数值之间的差值为，在圆中的B点再次在动圆上滚动超过周长并和圆接触，则可以在圆上形成，此时的数值为，可用p表示，计算公式如下（1.1——8）由此可得摆线轮的齿数为（1.1——9）针轮齿数为（1.1——10）1.1.4摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程从上节论述中可以了解到，可将摆线轮对应的几何中心设定成原点，将原点所在且能够与摆线轮齿槽对称轴完成有效重合的相关轴线定义为轴，如图3-4所示，表示针齿中心圆半径尺寸数值，表示针齿套外圆半径尺寸数值。图3-4摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下：（1.1——11）实际齿廓方程（1.1——12）在上述公式中，表示啮合相位角，表示针齿数目1.1.5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（1.1——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,———y对的二阶导数,可将公式(1.1——4)、(1.1——5)中对应的x对取一阶，对应的y对取二阶导数后代入的表达式得（1.1——14）设K1数值为1，并代入该公式中，即标准外摆线对应的曲率半径公式如下：=-[4A·a/(A+a)]sin(/2)式中A=r1+r2或A=r2′a=r2或a=r2′-r1′从该公式可以了解到，不超过0，此时曲线保持外凸状，因此并不满足传动曲线需要。设K1数值大于1，则小于0，此时长幅外摆线保持外凸状，因此也并不满足传动曲线需要。设K1数值小于1，则曲率半径从正值至负值之间存在多元变化。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为＝+（1.1——15）在小于0的情况下，存在外凸现象，若大于，则理论齿廓在此处无法存在等距曲线，此时会影响啮合稳定性，因此不满足使用需要；若等于，即为0，此时摆线轮处在尖角位置，也应避免，而大于0，无论数值多少，均不会产生这些情况。摆线轮的具体位置以及是否存在不合理现象，不光与理论外凸齿廓所相关的最小曲率半径存在关联，与针齿齿形半径尺寸也密切相关。即（1.1——16）1.2摆线针轮传动的受力分析摆线轮在实际作业阶段所面临的力可以分为3种：其一，针轮和摆线轮在进行啮合时出现的相关作用力，以表示；其二，输出机构中的柱销结构对于摆线轮形成的作用力，以表示；其三，转臂轴对于摆线轮形成的相关作用力，以表示。1.2.1针齿与摆线轮齿啮合时的作用力（1）确定初始啮合侧隙通过设计研究发现，标准摆线轮和仅通过转角修形的专项摆线轮，能够在结构布置中与标准针轮完成啮合，从理论角度而言，能够满足同时啮合的具体齿数均可通过针轮齿数的50%进行计算，但摆线轮在使用过程中若不考虑由于零件变形而需要的补偿，则无法形成多齿啮合，若某摆线轮齿与其配对的针轮进行接触，而其他轮齿会产生大小不一致的间隙，该间隙可称之为初始侧隙（如图3-5所示）。此时对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧隙可按下式表计算：图3—5修形引起的初始啮合侧隙图3—6轮齿啮合力（1.2—1）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，即该解可以反映出初始侧隙数值为0时的对应角度，在空载状态下，仅时存在一对啮合，在为0至180°范围中对应的初始侧隙数值分布曲线可见图3-7。图3—7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在进行载荷传递的过程中，摆线轮获得的力矩可以用表示，此时摆线轮在和针齿轮进行接触时存在变形W，同时针齿销也存在一定的弯曲变形f，摆线轮在活动中转过角，若变形形成的影响非常小，则一般可忽略不计，即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，……）在上述公式中，表示在完成加载之后，受传力零件对应变形影响而导致的摆线轮出现的转角；表示第i个齿啮合点对应的公法线方向或待啮合点对应的法线方向与此时摆线轮中心的间距。表示摆线轮对应的节圆半径尺寸，表示齿啮合点对应的公法线方向或待啮合点对应的法线方向与此时转臂的夹角。（3）针齿与摆线轮齿啮合的作用力表示第i对轮齿啮合对应的作用力，若正比于啮合点相应的摆线轮齿实际弹性变形。因该假定充分考虑初始侧隙，且并未忽略零件变形影响，因此准确程度非常高。若存在共同承担啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为：处最先受力，因此在获得作用力的各齿中，该齿受力程度最高，即可通过进行表示。表示摆线轮转矩，即得最大所受力（N）为＝T表示输出轴转矩;表示摆线轮转矩，参考生产误差以及结构特点，此处取值为0.55T；表示承受最多受力的啮合齿在最强作用力之下的接触变形。表示针齿销在最强作用力对应产生的弯曲变形。当针齿销为两支点时，当针齿销为三支点时，1.2.2输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力如果柱销孔以及柱销套中并不存在间隙，按照理论推导，可以获知柱销对于摆线轮存在的作用力如下：式中，——输出机构柱销数目（1）判断同时传递转矩的柱销数目从分配不均匀的角度出发，假定摆线轮对应的传递转矩为0.55倍的摆线轮输出转矩时，的数值为90度时的力臂最大，因此会首先被接触，且获得的受力也最多，此时相应的弹性变形最为明显，设在该位置柱销受力对应的弹性变形可以用表示，且由于变形和力臂之间存在正相关关系，因此：，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；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柱销与传力之间存在关联，因此需摆脱初始间隙的影响，而柱销和柱销孔存在的作用力以表示，且与存在正相关关系。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1.2.3转臂轴承的作用力转臂轴承对于摆线轮形成的作用力需保持与啮合、柱销作用力形成平衡，各项啮合有关的作用力可通过作用线全部转移至P，即方向的分力总和为Y方向的分力总和为＝1.3摆线针轮行星减速器主要零件的计算为进一步提升承载效果，且使得结构能够保持高度紧凑，摆线轮以及其他零配组件一般均选择GCr15材质，热处理硬度范围为58至62HRC。1.1.1齿面接触强度计算为规避由于点蚀影响以及降低胶合概率，需对齿面之间的接触强度进行计算。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，＝（0.1～0.15），－当量曲率半径。1.1.2针齿抗弯曲强度计算及刚度计算在加工生产过程中，针齿销会在承受摆线轮齿带来的压力之后形成弯曲变形，若变形量较大，则会导致针齿销、