【针摆行星减速器设计15000字（论文）】

PAGEPAGE4河南机电高等专科学校毕业设计针摆行星减速器设计摘要：在当前工业生产中，针摆行星减速器是一项较为常见的机械传动部件，且具备结构体积较小、重量相对较轻、能源损耗量较少的优势。本次设计分别从齿轮啮合、整体运转、平均负载等角度出发，结合与力学、运动学相关的指标，分析如何提高生产、装配、维护效果，从而形成结构科学、效率出色的针摆行星减速器。本次设计的主要内容为结合针摆行星减速器对具备的传动特性、作业原理，探讨该类减速器的特征，指出该传动途径的原理以及相关设计方法，随后从传动共同点等方面出发，对针摆行星减速器的具体传动需要、传动方法作出设计研究。本次研究具体从下述几点对针摆行星传动作出探讨：先按照常规传动方式对应参数，设计出与针摆行星传动有关的零部组件参数，且结合传动系统整体需要完成受力分析，通过公式运算等方式，完成齿面齿面最大接触压力和柱销对摆线轮的作用力的计算等，随后对其中的各项具体零件作出强度校核，采取数据计算的方式明确结构规范，接着以CAD软件为基础获得零件草图、装配图。关键词：减速器；摆线针轮；结构设计目录TOC\o"1-2"\h\u11752摘要 I3577Abstract II32121目录 127735绪论 3251661.减速器的简介 522071.1工作原理 5197701.2特点 5102911.3功能 6283171.4国内外的发展现状 7246542.solidworks简介 870713.摆线针轮减速器研究过程 10232763.1摆线针轮减速器的传动原理与结构特点 1086983.2摆线针轮传动的受力分析 19296653.3摆线针轮行星减速器主要零件的计算 24100224.摆线针轮减速器的设计计算 284.1摆线轮、针齿、柱销的计算28306814.2输出轴的计算 32219994.3输入轴的计算 374.4摆线轮的solidworks-simulation力学分析42235655.减速器的技术要求 456.零件的三维图486.1箱体486.2针齿壳486.3最终装配图49301447.总结 508476参考文献 52绪论针摆行星传动是典型的K-H-V型传动，同时也是新时代背景下的新兴传动。该类型传动与传统渐开线少齿差之间存在一定差异，主要体现在啮合齿廓不一致。针摆行星传动的齿轮分别为针齿型和摆线型。该类型传动方式最早在上世纪三十年代出现于西方国家，我国在上世纪中叶起逐步引入，并发展为工业领域中的常见减速器。上世纪六十年代轴，我国陆续出台多项与圆柱齿轮型减速设备有关的行业标准和市场规范，不光主机生产单位通过自制配置的方式进行使用，也出现一些专门的减速设备制造企业。我国减速设备产生单位已有近1000家，年产量约为25万台，为我国机械产品更新换代带来推动力。我国早期的减速器一般以前苏联技术为基础，尽管此后逐步发展，但受限于设计能力、工艺条件等，所生产出的减速器质量与世界一流水平存在一定差距。随着改革开放不断推进，我国逐步引入先进技术工具，在设备引进、有序消化、广泛借鉴前沿技术之后，逐渐了解各项高低速齿轮装置研究成果，并更新自身技术能力。同时材料领域发展和热处理工艺质量提升也为齿轮生产加工带来帮助，使得圆柱齿轮全面生产以及市场竞争力提升获得契机，通用圆柱齿轮、高素齿轮对应的生产加工精度均不断提升。减速器在配置硬齿面之后，整体结构体积、质量均显著降低，同时承载水平得到提高、使用寿命有所延长，传动效率也随之提升，不仅有助于降低能源损耗，也可以显著提升主机整体运行效果。现阶段，国内研发设计生产的高品质齿轮速度调整设备功率为4.2万千瓦，齿轮圆周速度每秒超过150米。但大部分减速设备的技术水准仍然不高，市场上的老产品无法被迅速取代，新老产品并行使用的情况较多。通用减速器的发展趋势如下：首先，性能逐步提升。在先进技术工艺支持下，圆柱齿轮采取渗碳淬火、磨齿等操作提高力学性能，使得承载水平提升超过四倍，且具有结构体积较小、整体重量较轻、作业效率较高等特点。第二，积木式设计。在通用减速器设计过程中，其主要参与运用优先数，各项尺寸规则相对整齐，市场设备的零组件通用性较强，系列产品可扩展性出色，能够满足批量化生产需要，并有助于减少成本支出。第三，形式多元化。随着技术进步和设计理念更新，减速器种类也逐渐增多，不再仅限于常规的底座安装模式，也增多包括空心轴式、浮动支承式、一体化结构等多种类型，因此减速器的运用覆盖面也随之扩大。促使减速器水平提高的主要因素有：①整体理论体系逐步完善，各项参数计算更为规范，相应的模拟实验结果能够满足实践需要，相应的设计方法也得到优化。②材料技术得到显著进步，高品质合金钢锻件被大量运用在减速器中，且热处理效果也得到提升。③结构设计更合理。④加工精度提高到ISO5-6级。⑤轴承质量和寿命提高。⑥润滑油质量提高。目前各项减速器在实际使用过程中均存有材料浪费较多、能源节约效果不佳等特点，且该情况在传动比数值较大的减速器中更加明显。减速设备在工业生产中运用较多，这就需要社会各界重点关注该部件设计制造，分别从结构体积减少、效率提升、承载水平提高、成本降低、节约能源等方面加强创新，以更好优化资源配置，节省相关人力物力。这也表明，在新经济形势下，新型减速设备在全球市场中具有较大发展空间，尤其是国内经济建设中不少产业需要运用到大规模减速器，若混凝土制备、矿石运输等，这也意味着高品质减速器在我国市场中的需求量较大，通过设计和制备的方式获得大型高品质减速器，能够充分展现出经济层面、社会层面效益。1.减速器的简介1.1工作原理通过整体设计，可在输入轴中安装错位角度为180度的双偏心套，该物件配置2个转臂形式的滚珠轴承，从而构建出H机构形式的滚道，且针齿轮和摆线轮能够相互啮合，并以此为基础打造出齿差为1齿，且具有内啮合特征的减速结构，通常在实际生产和使用过程中，为降低摩擦，在速比相对较低的减速设备中，可在针齿上布置专用的针齿套。在通电运行之后，摆线轮运动不仅具备公转特征，也具备自转特征，此时输入轴处于正转周状态，则偏心套也可以随之转动1周，相应的摆线轮能够从反向位置转过1个齿，因此能够实现减速，随后以W输出机构为动力单位，使得摆线轮能够在较低速度下完成自转，并经过销轴，对外形成低速输出。1.2特点1.体积小、重量轻减速器运用行星传动结构，同时配置W输出机构，这不仅可以使得整体结构更为紧凑，也能够以此为基础缩小设备体积，且自身重量也随之下降。研究发现，与功率一致的定周轮系图比较，摆线针减速设备体积降低50%至65%，自身重量减轻35%至50%。2.传动比范围大。摆线针减速器的单级传动比数值范围为6至119，两级传动比数值范围为121至7569，三级传动比数值可以达到65万多。3.效率高。通过测算发现，摆线针减速器单级效率约为0.925。4.运行稳定、抗噪能力出色摆线针具有齿数非常多的特点，因此机械平衡能力较强，整体运行相对稳定，且抗噪能力较好。5.使用可靠，寿命长在多齿啮合环境下，各齿对应承载的符合明显下降，且滑动摩擦中的一定比例也转变成滚动摩擦，加之生产精度较好，因此整体使用寿命相比传统减速器提升1.5倍左右。1.3功能减速器属于一项需要实现动力传达的专用设备，可以将电机对外输出的较高转速采取齿轮传动等途径，使得回转数下降至实际所需的回转数，从而完成生产加工需要。谐波齿轮减速设备具体是指在新行星齿轮传动技术支持下所形成的减速器，一般可以分为三个部分，即波发生设备、柔轮、刚轮（见图1）。图1谐波减速器从整体角度而言，谐波传动具备精度较高、传动比较大、结构体积较小等特点，但在传动阶段，会出现2次椭圆变形现象，容易造成材料由于出现疲劳而损坏，且功率节约较难。在实际运用过程中还存在回程误差数值较大、无自锁能力的特点。上世纪中叶起，谐波减速器获得快速推广，随后空间技术、弹性变形理论等在全球范围内获得普及，这使得谐波减速器能够更好的创新发展条件。美国学者CWaltMUSSEＲ经过长期研究，提出谐波减速的概念，随后日本在工业生产中对此加以运用。进入新世纪后，谐波传动大量出现在航天航空、精密仪器制造、雷达生产、医疗设备加工等过程中。上世纪六十年代起，我国加强对谐波领域的研制开发力度，但当前国内以谐波齿轮为主营业务生产制造的单位仍较少。目前日本、美国等国家在此领域处于领先定位，我国主要在北京、苏州等地方生产谐波减速器。1.4国内外的发展现状(1)摆线针轮修形技术差距摆线齿轮具有结构满足现代工业生产需要、齿形复杂度较高，工艺要求多等特点。研究发现，摆线齿轮形状质量、齿廓精度与传动效果存在职级关联。目前发达国家对于摆线针轮传动的研究较为深入，相应修形技术相关文献也积累较多，但一般核心技术并不披露，工艺参数、设计指标等较少公开报道。目前国内学术界、企业研发所对于摆线针轮传动的研究逐步加深，形成的探索方向也较多，但与发达国家仍存在一些差距[5]。(2)摆线针轮传动精度差距目前发达国家在摆线齿轮减速设备生产过程中处于领先定位，不仅具有作业精度高、使用寿命长等优势，且能源损耗量也较少，而过长摆线齿轮减速器普遍回转误差难以符合高精度生产需要，产品精度也难以确保[6]。总体而言，摆线针轮传动设备在发达国家已有半个多世纪的生产实践经验，因此基本有效解决修形技术、轴承寿命等问题，且摆线针轮技术支持的传动设备精度也大幅提升[4]。(3)质量管理体系方面差距日本减速器生产企业质量管理机制完善，在材料采购、设计研发、生产工艺、复装检测等环节均提出质量标准，如生产、装配均寻在室内恒温环境下进行，以提高产品精准度，并引入智能化质量监测手段，以提升零部件检测水平，并以检验证书的途径确保质量管理工作有序推进。我国目前存有质量管理体系不完善、检测覆盖率不高、作业规范性不佳等情况[2]。现阶段世界范围内可以满足规模化、智能化制造减速器的公司较少，且大部分在日本。RV减速器作为摆线针轮的衍生产品越来越受到大众的欢迎，Nabtesco公司生产的RV型减速器在全球市场中占比接近六成，此外Harmonica减速器市场占比为15%左右。随着我国对于智能制造的关注度提升，工业机器人项目研究开发逐渐推进，取得的实践经验也随之增多，同时也形成一些技术力量进步快、生产能力逐渐加强的高品质减速器生产公司。近些年，我国不少企业以及高等院校纷纷投入力量加强摆线针轮减速机技术研发和产品制造，同时也有多个企业参与谐波减速机替代品研发和生产[4]。2.solidworks简介1985年，美国达索集团开始以参数化为基础进行模型构建分析，并形成solidworks，并在十多年的发展之后成为三维建模领域的领军者。PTC软件具体功能较多，如工业设计、机械产品设计、项目装配管理、仿真模拟、智能化产品数据管控等。solidworks能够打造出具备完整性、集成性特征的产品研发环境，其特点以及模块配置如下所述。solidworks属于一项软件包，是整体系统中的基础部分，其功能主要覆盖参数化定义、零部件组装、三维上色、视图对照、造型移动或缩放等。solidworks能够发挥出功能定义特点，其造型可采取在多种设计功能支持下充分实现，如在筋、槽、倒角等概念支持下完成形体构建，因此设计人员能够直观、便捷的完成设计操作。该系统对应的参数比功能往往具有符号式特点，因此与常规系统直接以数值为基础进行形体定位并不相同，这也有助于设计人员可以更好构建形体结构及尺寸，且任意变动其中的一项参数，其特征也会随之修正，因此可以提高修改便捷度，降低操作失误出现。solidworks的造型不仅能够在屏幕上充分显示，也可传递至绘图机或彩印机，同时也采取三维、二维图形的方式与相关软件工具进行对接，从而实现有限元分析，或保障后置处理，这些均需要以标准交换格式为基础完成。用户群体在solidworks的支持下，通过模块布置或C语言编程的途径提升软件功能。solidworks在无其他附加模块的模式下，能够展现出大多数设计能力，同时也支持组装、工程制图等技术运用，但并不支持ANSI、DIN、JIS等。solidworks也可对接绘图仪、打印机等设备，从而完成二维、二维图像对外输出。目前，市场上的solidworks具体功能包括下述内容：①特征驱动（例如：凸台、槽、倒角、腔、壳等）；②参数化，具体包括尺寸设计、图像特征明确、载荷分析、边界条件明确；③对零件特征值进行明确，结合参数指标内容完成设计。④满足大规模、复杂度高等结构设计需要，包括对系列组件进行规则排列，对专项零件作出程序化布置等。⑤贯穿全部应用，以相关性为基础完成优化，即任意一处地方出现变化，均会造成其他地方随之改变，在辅助模块支持下提高功能。solidworks可以支持工程图生产，具体覆盖自动进行尺寸标准、形成参数特征、完成尺寸修饰，并可以自动获得投影面尺寸、辅助面尺寸、截面尺寸，且完成局部视图显示。Pro/DETAIL通过提高扩展的途径获得solidworks功能，进而完成产品构建。3.摆线针轮减速器研究过程3.1摆线针轮减速器的传动原理与结构特点3.1.1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。3.1.2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3.1.3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。（3.1——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。（3.1——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：（3.1——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，（3.1——4）（3.1——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）：（3.1——6）（3.1——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（3.1——8）由此可得摆线轮的齿数为（3.1——9）针轮齿数为（3.1——10）3.1.4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：（3.1——11）实际齿廓方程（3.1——12）在上述公式中，表示啮合相位角，表示针齿数目3.1.5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（3.1——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(3.1——4)、(3.1——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（3.1——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＝+（3.1——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（3.1——16）3.2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。3.2.1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（3.2—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，3.2.2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3.2.3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＝3.3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。3.3.1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。3.3.2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、套之间接触效果下降，整体转动也缺乏灵活性，从而引发针齿销、套出现胶合，对针齿作用造成影响。这就需要对针齿销对应风度作出计算，即掌握转角数值，并完成强度计算。目前，针齿中心圆直径尺寸不足390毫米时，则主要运用二支点针齿，若不小于390毫米，为提升针齿销抗弯曲能力，并满足刚度要求，需选用三支点针齿，确保生产加工进行。对二支点针齿进行弯曲应力、转角计算，假设针齿销对应跨距的50%受到均布载荷。对二支点针齿进行弯曲应力、转角计算，即式中——针齿上作用之最大压力，按式计算（N）；L表示针齿销对应跨度，单位为毫米，一般二支点L长度为3.5倍。如果实际结构已经确定，则可直接选用L值。——针齿销的直径表示针齿销对应的许用弯曲应力，材质为GCr15，则范围为150至200MPa表示许用转角，＝（0.001～0.003）3.3.3转臂轴承选择由于摆线轮对于转臂轴承的作用力相对较大，因此转臂轴承对应的内外座圈的具体转速会超过入轴转速，因此这也是摆线针轮传动的实践运用中的不足环节。超过650毫米，此时选择配置外座圈的轴承，外径尺寸通常是的40%至50%，轴承宽度B需超过摆线轮宽度。3.3.4输出机构柱销强度计算输出机构的对应柱销类似于悬臂梁，在受到之后，其面临的弯曲应力可如下公式计算在实际设计过程中，上述公式可转变为在该公式中，表示间隔环对应厚度尺寸，若选择运用二支点，则，若选择运用二支点，则，若结构已定，则根据实际结构进行确定。B——转臂轴承宽度表示制造环节、安装环节误差对于柱销载荷影响的相关系数，通常数值范围为1.35至1.5。4.摆线针轮减速器的设计计算4.1摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下：项目代号单位计算、结果及说明功率22按照具体运用条件，选择具有针轮固定特征的卧式减速器，无需配置电机输入转速r/min1450传动比11摆线轮齿数的确定数值为11为确保摆线轮齿廓与销轴孔可以进行重叠加工，并保障生产效率以及产品精度，该数值尽量为奇数，材质为GCr15，硬度要求超过60HRC针轮齿数选材为GCr15,硬度为60HRC以上输出转矩T由文献[1]表2.7-8,取=0.92初选短幅系数＝0.5由文献[1]表2.7-2,=0.42~0.55初选针径系数，由文献[1]表2.7-3,针齿中心圆半径mm取数值为130毫米材料选择轴承钢58至62HRC范围，此时取值范围为1000至1200MPa摆线轮齿宽bcmm取偏心距amm由文献[3]表2.7-5查得＝6mm取＝6mm实际短幅系数针径套半径mm，取＝12mm验证齿廓不产生顶切或尖角＝47.32由文献[3]表2.7-1及公式2.7-17算得，不存在顶切现象或尖角现象。针齿销半径mm取＝7mm针齿套壁厚一般为2～6mm。实际针径系数针径系数数值不足1.3，此时可考虑抽齿50%。齿形修正mm数值为0.35，数值为0.2结合合理修形，构建优化模型，通过计算机工具求出结果。齿面最大接触压力N通过公式，结合计算机工具求出结果。传力齿号M，nm数值为2，n数值为4以上章内容为基础，结合计算机工具求出结果。摆线轮啮与针齿最大接触应力MPa，结果为1416.7MPa__m~n齿中的最大值。转臂轴承径向负载N＝＝16988转臂轴承当量负载PN，即1.0516988，结果为17837，结果为1.05，结果为1.1。选择圆柱滚子轴承mm，即260（0.4～0.5），结果为104～130以文献[13]和国标为基础，数值为选N2213轴承，d数值为65,B数值为31,=142,D数值为108.5。转臂轴承内外圈相对转速nr/min＝1582转臂轴承寿命h＝，结果数值为10613表示寿命指数，球轴承数值为3，滚子轴承数值为10/3。针齿销跨距Lmm从结构以及前述摆线轮宽度尺寸，获得针齿销跨距长度为70，选择三支点型式。针齿销抗弯强度MPa<采取三支点型式，数值范围为150至200MPa针齿销转角rad＝数值为0.000618，小于，数值范围为0.01至0.03rad。摆线轮齿跟圆直径mm摆线轮齿顶圆直径mm摆线轮齿高mm销孔中心圆直径mm数值为166，需满足通用性需要。间隔环mm＝15柱销直径mm＝21.8取＝22由文献[1]表2.7—7，取＝22。柱销套直径mm＝32由文献[1]表2.7—7，知＝32摆线轮柱销孔直径mm为确保柱销孔、套之间存在间隙，值需增多值：≤550毫米时，结果为0.15；＞550毫米时，结果范围为0.2至0.3。4.2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、结果及说明转矩TN·mm前面已经算出，T＝1466353输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选择材质为45钢，需经过调质处理操作，从文献[12]表15-3内容获知，A0数值为110，毫米输出轴对应的最小直径尺寸与存在关联，本次结构选择联轴器，其转矩矩＝，由文献[12］表14-1，数值为1.3，＝从文献[13]表8-7内容可以选定HL5联轴器，对应轴孔径尺寸为60毫米，此时数值为112毫米。轴结构设计从图4-1可以了解轴结构，由文献[13]表6—1查得，d数值为70，D数值为125，B数值为24，数值为79，通过计算获得数值为70，数值为65；选择的深沟球轴承型号为6215，d数值为75，D数值为130，B数值为25，数值为84。因此，数值为75，此时数值为22，数值为33，数值为120，套筒长度数值为93，外圈直径尺寸数值为84。由文献[13]GB/T1095-1979，以平键连接的方式完成轴定位，所选平键长度为90毫米，宽度为18毫米，高度为11毫米，以键槽铣刀作出加工，这也可以保障联轴器、轴之间加强配合，由文献[12]，表15-2此时轴端倒角为2×45度，轴肩圆角半径尺寸为1.5。求轴上载荷N从前述内容可以了解到和的受力中心之间的距离尺寸为116毫米，和受力中心之间的距离尺寸为50毫米，由于数值为5600N，因此即数值为8014，数值为2414。按弯扭合成应力校核通过下述公式完成计算，α数值为0.6，对应公式为：=28.29Mpa，已采用轴材料材质为45钢，由文献[12]表15—1查得为60MPa，由于小于，因此满足安全需要。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面键槽、轴肩以及相应的过渡配合造成的应力集中都会导致轴对应的疲劳强度受到影响，截面4与截面5存在过渡配合所造成的应力集中十分严重；就实际情形而言，5轴直径较大，因此截面4所承受的应力最为明显。2）截面4左侧抗弯截面系数计算公式如下，结果数值为421875抗扭截面系数计算公式如下，结果数值为84375弯矩计算公式如下＝560050，结果数值为280000扭矩数值为T＝1466353弯曲应力计算公式如下，结果数值为6.637MPa扭转切应力计算公式如下，结果数值为17.38MPa由文献［12］表15-1，可以了解到数值为640MPa，数值为275MPa，数值为155MPa。可获得应力集中系数、，由于，，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＝1.82＝1.26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轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数值为＝2.8＝1.62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＝20.21=10.62＝9.40S＝0.05故可知其安全。4.3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TN·mm由前面已经算出，T＝144897公称转矩N·mm由文献[12］表14-1，取＝1.3，＝初步确定轴的最小直径mm选择材质为45钢，需经过调质处理操作，由文献［12］表15-3，A0数值为110，毫米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[13]GB/T，选取圆柱滚子轴承N406，d=30mm,D=90mm,B=23mm,=57.2KN。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，＝30mm,=25mm轴的结构设计从图4-1可以了解轴结构，由文献[13]表6—1查得，d数值为40，D数值为110，B数值为27，数值为79，通过计算获得数值为40，数值为40；数值为24。由减速器的结构知，＝75mm，＝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＝70mm，取＝60mm。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为57mm。由文献[13]GB/T1095-1979，以平键连接的方式完成轴定位，所选平键长度为50或45毫米，宽度为10毫米，高度为8毫米，以键槽铣刀作出加工，这也可以保障联轴器、轴之间加强配合，由文献[12]，表15-2，此时轴端倒角为1×45度，轴肩圆角半径尺寸为1。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通过下述公式完成计算，α数值为0.6，对应公式为：21.49Mpa，已采用轴材料材质为45钢，由文献[12]表15－1查得为60MPa，由于小于，因此满足安全需要。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面键槽、轴肩以及相应的过渡配合造成的应力集中都会导致轴对应的疲劳强度受到影响，但截面4与截面5经受扭矩影响。界面2、3应力最大，且仅需校核2截面，且左侧直径更小，因此需对截面2左侧进行校核。2）截面2左侧2）截面4左侧抗弯截面系数计算公式如下，结果数值为42875抗扭截面系数计算公式如下，结果数值为85750弯矩计算公式如下数值为917352扭矩数值为T＝144897弯曲应力计算公式如下，结果数值为11.89MPa扭转切应力计算公式如下，结果数值为1.69MPa由文献[12]表15-1，可以了解到数值为640MPa，数值为275MPa，数值为155MPa。可获得应力集中系数、，按文献[12]表2-2查取，经过插值处理后可获知数值为1.34，数值为1.66；又由文献[12]附图2-1，材料敏性系数，数值为0.85。即，数值为1.2788，数值为1.561由文献［12］附图2-2数值为0.95，由文献［12］附图2-3扭转尺寸系数数值为0.9。根据磨削加工操作，结合附图可知，对应的表面质量系数为0.92轴并未完成表面强化处理，，即＝2.8＝1.62又由文献［12］及2-2得碳钢的特性系数＝0.1，＝0.05对安全系数进行计算，即数值为20.21数值为10.62＝9.40S＝0.05因此满足安全性需要。4.4摆线轮的solidworks-simulation力学分析将摆线轮三维模型导入simulation应力分析模块中，修改摆线轮材料45，对单个针齿销对摆线轮的压力大小为6550N，通过静力学分析可得以下数据：1.划分网格2.添加压力，约束3.分析Mise等效应力最大应力：72Mpa＜80Mpa，80Mpa为调质后45钢的许用应力，符合要求，安全系数为15；5.减速器的技术要求5.1对装配前零件的要求1.通常滚动轴承以汽油方式进行清洗操作，其他零部组件以煤油方式进行清洗操作。全部零件以及箱体中不可存有杂质。箱体内壁、齿轮等未进行处理的表面可分别涂抹2次无法被机油进行侵蚀处理的耐油漆，在箱体外侧表面区域先进行涂底漆操作，随后完成配色油漆涂抹操作。2.在装配之前，零件需满足下述两项要求。①滚动轴承以汽油方式进行清洗操作，其他零部组件以煤油方式进行清洗操作。全部零件以及箱体中不可存有杂质。箱体内壁、齿轮等未进行处理的表面可分别涂抹2次无法被机油进行侵蚀处理的耐油漆，在箱体外侧表面区域先进行涂底漆操作，随后完成配色油漆涂抹操作。②零件配置面在洗净结束之后图上润滑油。

5.2安装和调整的要求

1.滚动轴承的安装

滚动轴承在整体安装过程中需确保轴承能够与轴肩保持紧密贴合，间隙不可超过0.05毫米。

2.轴承轴向