【摆线针轮减速器研究过程概述5100字】

摆线针轮减速器研究过程概述目录TOC\o"1-3"\h\u25879摆线针轮减速器研究过程概述 1196471.1摆线针轮减速器的传动原理与结构特点 11921.1.1摆线针轮行星传动的传动原理 176821.1.2摆线针轮减速器的结构特点 2276101.1.3摆线针轮传动的啮合原理 3238471.1.4摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程 7219451.1.5摆线轮齿廓曲率半径 8122331.2摆线针轮传动的受力分析 968381.2.1针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 9249031.2.2输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力 12244391.2.3转臂轴承的作用力 14305721.3摆线针轮行星减速器主要零件的计算 1480501.1.1齿面接触强度计算 1485401.1.2针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 1442501.1.3转臂轴承选择 15315171.1.4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该图显示摆线针轮行星传动示意图。是针轮，是环状星轮，H是拉杆，V是输出轴。运动将拉杆输入H，V轴通过W机构输出。与渐开线齿状行星传动一样，环状针轮传动也是一种K-H-V型齿状行星传动。两者的区别在于在摆针轮传动中，行星齿轮的齿轮廓曲线不是渐开线，而是异常。中心内牙采用针齿，被称为针轮，摆线针轮传动就是以此命名。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＝－，“－”表示输出与输入转向器相反，即使用摆线针轮行星传动可以获得较大的传动比。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）行星框架H，也称为旋转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，其在两个偏心方向上为。（2）一种行星轮C，或环状体轮6，其齿的轮廓通常是一个短的环状体的内侧等距曲线。为了实现静力平衡，提高输入轴的轴承能力，在双偏心套筒上安装两个相同的奇齿圆轴轮，两个位置交错，滚动轴承布置在圆轴轮和偏心套筒之间，称为旋转臂轴承。通常使用不带外环的滚子轴承，并将环形轮的内表面直接用作跑道。近年来，优化设计的结构往往使偏心套筒和轴承成为一个整体，称为整体双偏心轴承。（3）中心轮b，也被称为针轮，由沿着针齿中心的圆周长布置在针牙壳3上的一组针销5（通常具有针套7）组成。（4）输出机构的W，如齿差较小的渐开线行星齿轮传动一样，通常采用销轴输出机构。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10.主动轴1.1.3摆线针轮传动的啮合原理为了准确地描述球的形成及其分类，我们介绍了圆的内外域。圆的内域是指弧的包含内范围，而圆的外域则在包含区域之外。根据上述内部域的划分，外摆线的定义如下：外摆线：圆与基圆外侧的基圆相切，沿基圆纯滚动。圆上固定点的轨迹是外摆。由基圆和基圆的外域中的圆的切线形成的外摆（在这一点上，基圆也在圆的外域中）。一种外摆，由基圆和基圆的外区域内的圆的切线（基圆位于圆的内区域）构成。短振幅外圆环：在形成外切外圆环的过程中，某一点相对于圆的轨迹，或在形成内切外圆环的过程中，某一点相对于圆的外域的轨迹。长幅外环体：与短幅外环体相反，外切环体是圆外域的相对固定点，圆内切外环体的相对固定点。短振幅外环体和长振幅外环体通常称为可变振幅外环体。外环体的振幅变化程度用振幅变化系数描述，分别称为短振幅系数或长振幅系数。外切向圆柱体的振幅变化系数被定义为钟摆的长度与圆的半径之比。所谓的钟摆长度是指从圆的内部或外部域中一个相对固定的不动点到圆的中心的距离。（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对于内切外摆线，振幅系数相反，用圆的半径与摆杆长度的比值表示（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根据变幅变化系数K1值的范围不同，可将外摆线分为三类：短幅外摆线0<K1<1;标准外摆线K1=1;长幅外摆线K1>1。在一定条件下，外切外摆线和内切外摆线是相同的。该等价条件是内切圆与基圆的中心距离等于外切圆a的摆杆的长度，外切圆与基圆的中心距离等于A。内切圆的摆杆。根据该等价条件，可以根据外切圆的相关参数计算出同一内外圆的相应参数。它们的参数关系如图3-3所示。使短切外圆的基圆的半径代号为r1，圆的半径为r2，短振幅系数为K1，外切圆的长度和中心距离可表示如下（长幅外摆线具有完全相同的表达式）：根据式(1),摆杆长度a=K1r2;根据等同条件,中心距A=r1+r2。根据相同的条件，上述A是内外摆摆杆的长度，因此计算内外摆圆的半径为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基于上述结果，很容易推断出外摆线基圆的两个相等半径之间的关系为（1.1——3）以基圆中心为原点，两种外摆线的中心距离和短振幅系数为已知参数，以旋转角为变量的参数方程建立如下：滚动角定律被记录为，在后来的叙述中被称为相位角。（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短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有，，将与γ的结果代入上述方程,（1.1——4）（1.1——5）式(1.1——4)与式(1.1——5)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′。为了与矩形坐标的一致性，Y轴定义为极轴，沿顺时针方向的极角的角定义为正方向。公式表达式如下（见图3-3）：（1.1——6）（1.1——7）同样，K1=1，变幅外摆线的一般极坐标参数方程成为标准外摆极坐标方程，参数A和A的变换与上述相同。当移动圆绕基圆顺时针滚动时，每次移动圆的周长为2时，移动圆B上的一个点在基圆上形成整个外环状体。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（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一节中，选择摆线轮的几何中心作为原点，选择与斜槽对称轴重合的轴作为轴。详见“附图”。3-4，针的中心半径为，针套的外半径为。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）——针齿中心圆半径——针齿套外圆半径——转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角（）——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,将式(1.1——4)和式(1.1——5)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得（1.1——14）以K1=1代入式(1.1——14),得标准外摆线的曲率半径为=-[4A·a/(A+a)]sin(/2)式中A=r1+r2或A=r2′a=r2或a=r2′-r1′根据该公式，标准外摆线≤0和曲线总是凸的，不适合传输曲线。K1>1替换公式（1.1——14）的操作表明，长幅外摆线也永远呈外凸形状，不适合作为传输曲线使用。K1<1替代公式（1.1——14）表明，曲率半径从正到负不等。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为＝+（1.1——15）对于外凸理论剖面（<0），当>时，无法实现的是理论轮廓的测量曲线，这会破坏连续和光滑的接触，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。摆线轮是否具有顶部剪切，不仅取决于理论凸齿轮廓的最小曲率半径，还取决于针齿的半径（带套筒的半径）。摆线轮齿廓不产生顶部切割或尖角的条件可以表示为（1.1——16）1.2摆线针轮传动的受力分析在工作过程中摆线轮主要受三种力：摆线轮与针轮啮合时的作用力;摆线轮受到输出机构柱销的作用力，转臂轴承对摆线轮作用力。1.2.1针齿与摆线轮齿啮合时的作用力（1）确定初始啮合侧隙标准摆线轮和摆线齿轮与标准针轮网格理论上可以达到齿网格数量同时大约是针轮齿数量的一半，但摆线轮齿的形状只能通过等距离、移动距离或等距离的移动距离。如果不考虑零件变形补偿，同时不存在多齿啮合的条件，但当环状齿与针轮接触时，其他环状齿与针轮齿之间存在初始间隙，见图3-5。齿齿啮合点正常方向的初始间隙按下表计算：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，即这个解是在最初的侧隙为零的角度，并且空载时，只有在处的一对啮合。从到的初始侧隙分布曲线如图3—7所示图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传输负载时，增加到循环车轮的扭矩为。在的作用下，由于摆线轮和针齿轮W的接触变形以及针齿销的弯曲变形f，针轮通过角度。如果环体轮体、针齿轮壳和旋转臂的变形较小且可以忽略不计，则环体轮W+f啮合点正常方向的总变形或拟合点正常方向的位移为：（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i对齿轮齿啮合的作用力与环形齿轮齿在啮合点的实际弹性变形成正比。由于该假设科学地考虑了初始间隙和应力部件的弹性变形的影响，因此已被证明是足够准确的。在此假设下，同时具有啮合传力的对齿的可表示为：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i＝m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——作用于输出轴上的扭矩；——作用于摆线轮上的扭矩，在制造误差和结构的因素下，建议采用=0.55T，--力最大的啮合齿的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，1.2.2输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力如果销孔和销套之间没有间隙，摆线轮受到各柱销作用力总和为式中，——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布不均匀，让每个回旋轮传递转矩为（T——为输出扭矩）传递扭矩，在＝处力臂是最大的，需要先接触，力最大，弹性变形最大。在任意位置的柱销受力后设弹性变形为，由于力臂与变形成正比，可以得到以下关系：，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；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因为在传力过程中需要柱销的参与，所以必须先消除最初的间隙；因此柱销孔柱销之间的作用力应于大小成正比。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1.2.3转臂轴承的作用力旋转臂轴承在摆线轮上的力必须与啮合力和输出机构销号的力相平衡。如果每个网格的啮合的作用力沿着动作线移动到节点P，就可以得到它方向的分力总和为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使承载能力得到提高，结构紧凑，GCr15、GCr15siMn、销、齿销、销套、柱销、套均采用GCr15。热处理硬度：58~62HRC。1.1.1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，＝（0.1～0.15），－当量曲率半径。1.1.2针齿抗弯曲强度计算及刚度计算摆线轮齿对针齿销承压力后，产生过大的弯曲变形，弯曲变形很容易