擺線針輪行星減速器的設計
擺線針輪行星減速器的設計,擺線,行星減速器,設計
畢業(yè)設計（論文）中期報告
題目:擺線針輪行星減速器的設計
設計（論文）進展狀況
1、擺線針輪減速器的設計計算
本畢業(yè)設計一個擺線針輪行星傳動裝置。已知傳動比i=11，功率為22KW，輸入轉(zhuǎn)速為1450r/min。
1.1擺線輪的設計
根據(jù)擺線針輪減速器的具體要求，對擺線輪進行計算。以確定擺線輪的相關具體數(shù)椐。
1.1.1確定傳動的結構形式
根據(jù)使用條件，確定為針輪固定的臥式減速器。
1.1.2確定擺線輪針輪的齒數(shù)
由設計的具體要求可知該擺線針輪減速器的傳動比為i=11，由此可知：
11
為使擺線輪齒廓和銷軸孔能正好重疊加工，以提高生產(chǎn)率和精度，齒數(shù)盡可能取奇數(shù)，即i也盡可能取奇數(shù)，在平穩(wěn)載荷下選材料為GCr15,硬度為60HRC以上。
針輪齒數(shù)：=+1=12
選材料為GCr15,硬度為60HRC以上
1.1.3確定針輪半徑
針齒中心圓半徑
取
取
材料為軸承鋼58～62HRC時,=1000～1200MPa
1.1.4確定短幅系數(shù)
初選短幅系數(shù)： =0.5
由文獻得=0.420～.55
實際短幅系數(shù)：
1.1.5針徑套半徑
，取＝12mm
1.1.6針齒銷跨距
由結構及前面的擺線輪寬度，得L＝70采用三支點型式
1.1.7針齒銷轉(zhuǎn)角
＝
1.1.8擺線輪齒跟圓直徑
1.1.9擺線輪齒頂圓直徑
1.1.10擺線輪齒高
1.1.11柱銷直徑
?。?2 查文獻，?。?2。
1.1.12擺線輪柱銷孔直徑
為使柱銷孔與柱銷套之間有適當間隙，值應增加值：＝0.15；>550mm時，＝0.2～0.3。
1.2有上述計算畫出零件草圖
1.2.1擺線輪的零件草圖
圖1.2.1擺線輪的零件圖
1.2.2偏心輪的零件草圖
圖1.2.2偏心輪的零件圖
3.存在問題及解決措施
在設計過程中，由于找到的相關資料還不是很全面，導致在設計計算過程中也遇到了一些困難，故在后期的設計過程中還需查閱參考更多的資料。本次設計的難點是計算和各零部件校核。
4.后期工作安排
接下來，我將繼續(xù)學習擺線針輪減速器設計方面的知識，按計劃繼續(xù)完成零部件以及裝配的設計。撰寫論文，完成所需CAD零件圖繼續(xù)完善裝配圖。
本次畢業(yè)設計的主要內(nèi)容與相應的時間安排如下：
第9周 進行輸出軸和輸入軸的計算
第10～11周 繪出主要的零件圖
第12～14周 用AutoCAD完善裝配圖
指導教師簽字：
年 月 日
畢業(yè)設計(論文)開題報告
題目：擺線針輪行星減速器的設計
1. 畢業(yè)設計（論文）綜述（題目背景、研究意義及國內(nèi)外相關研究情況）
1.1題目背景
近幾年，小型及微型機械作為一種節(jié)能、低耗能和技術密集型的高新技術，已成為人們在小型及微型范圍內(nèi)認識和改造普通機械傳動的一種新型工具。而小型的擺線針輪行星傳動減速器的使用空間也拓展到家用和商用的廣闊領域。
減速器是各種機械設備中最常見的部件，是連接動力機和工作機的應用的通用傳動機械。它的作用是將電動機轉(zhuǎn)速減少或者增加到機械設備所需的轉(zhuǎn)速。擺線針輪行星減速器是利用擺線針輪行星傳動原理制成的減速器。行星擺線減速機全部傳動裝置可分為三個部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。目前市場上生產(chǎn)的產(chǎn)品有X系列行星擺線針輪減速器、B系列（化工部標準）行星擺線針輪減速器、行星擺線針輪減速機、BJXJ系列行星擺線針輪減速機等。擺線針輪行星減速器在工業(yè)生產(chǎn)中具有重要的地位，它在礦山、冶金、化工、國防、起重運輸、工程機械、輕工機械，機床、機器人、汽車、飛機等各方面得到廣泛的應用。
1.2研究意義
小型擺線針輪減速器不僅具有結構緊湊、傳動比范圍大、傳動平穩(wěn)、傳遞效率高、承載能力大、工作可靠，而且具有體積小、重量輕、震動噪聲低、使用壽命長、價格低廉以及外表美觀等諸多優(yōu)點。在許多情況下可代替二級、三級的普通齒輪減速器和渦輪減速器，所以使用的越來越普及，為世界各國所重視。
本設計在全面考慮多齒嚙合、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、輪齒均載等運動學和動力學的要求，實現(xiàn)高承載能力、高傳遞效率、高可靠性和優(yōu)良動力學性能等指標，而且要便于制造、裝配和檢修，設計了該具有合理結構的擺線針輪行星減速器。
1.3國內(nèi)外相關研究情況
20世紀20年代德國人發(fā)明了擺線針齒行星齒輪加速器，起初由于擺線齒輪工藝復雜，發(fā)展十分緩慢。隨著生產(chǎn)的需要，漸開線內(nèi)齒輪難以進行齒面硬化的精加工，阻礙了其承載能力和傳動精度的提高，而擺線針輪嚙合的內(nèi)齒輪是由針齒銷，套組裝而成的，比漸開線內(nèi)齒輪加工工藝簡單，使這種傳動有了發(fā)展的機遇，并在中等功率傳動中獲得了可靠的應用。由于擺線針輪行星傳動的主要傳動零件均采用軸承鋼并經(jīng)磨削加工，傳動時又是多齒嚙合，故承載能力高、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、效率高、壽命長，但其加工難度大，精度要求較高，成本較高。
普通齒輪傳動的結構笨重、體積龐大、并且使用壽命短：蝸桿傳動的結構緊
湊、傳動比大、但傳動效率低。隨著科學技術的發(fā)展，擺線齒輪行星傳動以其外
廓尺寸小、傳動比大、承載能力強和傳動效率高等眾多優(yōu)點，取代了一些笨重龐
大的傳動機構。例如，在很多情況下擺線針輪行星減速器已代替了兩級、三級普
通圓柱齒輪減速器及圓柱蝸桿減速器，因此擺線針輪行星傳動受到了國內(nèi)外的廣
泛重視。這種傳動型式，國外是在20世紀30年代出現(xiàn)的，我國約在1964年開始試制這種減速器，目前也有許多工廠進行成批生產(chǎn)，已日益廣泛地應用于礦山、
冶金、化工、紡織、船舶、石油、輕工、食品、印染、起重運輸以及軍工等很多
部門的各種機械設背中。在國防工業(yè)方面，如火炮傳動機構、通訊設備的伺服系
統(tǒng)及各種兵工機械裝置中都獲得了較為廣泛的應用：現(xiàn)代的鐘表、儀表也廣泛采
用擺線齒輪行星傳動。
擺線針輪減速技術至今，雖在品種、規(guī)格等方面做了不少改進，但再沒有作本質(zhì)、原理上的創(chuàng)新。現(xiàn)今擺線針輪減速器，其原理和結構還是1926年德國的原型。
目前，擺線針輪的研究在國內(nèi)外都在積極發(fā)展，日本住友重機械株式會社的“80系列”極大提高了性能，從1990年開始，住友機械株式會社在“80系列”的基礎上推出最新“90樣本”的擺線針輪減速器，它的機型由15種擴大為21種，傳動比由8種擴大為16種。我國對日本提高擺線針輪減速器性能的主要技術措施已進行較深入的分析，而且在趕超世界水平方面也有自己的創(chuàng)新成果，如符合工程實際的對擺線輪與輸出機構受力進行分析及擺線輪齒形的優(yōu)化設計等。
這些年國內(nèi)對擺線針輪行星傳動的研究一直在不斷發(fā)展，也取得了一些成果。主要如下：
(1) 中國農(nóng)業(yè)大學何勝勇對行星擺線針輪減速機虛擬樣機的建造與有限元分析進行了研究；
(2) 哈爾濱工業(yè)大學于影，于波，陳建新對擺線針輪行星減速器進行優(yōu)化設計；
(3) 大連交通大學何衛(wèi)東教授主持承擔的國家自然科學基金資助項目《高承載能力高傳動效率高可靠性新型針擺行星傳動的研究》的科研成果《雙曲柄四環(huán)板針擺行星傳動》于2005年4月通過成果鑒定；
(4) 浙江大學呂方研究開發(fā)一種新型的傳動機械——長幅外擺線針輪行星傳動減速機；
(5) 大連鐵道學院張動生采用國際上通用的非線性有限元分析軟件MSCMARC建立了擺線輪與各受力齒接觸計算模型；首次對針齒與擺線輪齒面接觸狀態(tài)進行靜態(tài)有限元分析，得出了擺線輪與針齒之間的接觸狀態(tài)等。
近年來出現(xiàn)了數(shù)種基于擺線針輪行星傳動的新型傳動型式，使其能夠適應高
精度的運動傳遞與控制，用于機器人關節(jié)驅(qū)動、雷達天線、精密機床等高精度擺線傳動技術的研究及幾種新型精密擺線減速器產(chǎn)品，其中常用的有以下幾種：
(1) TWINSPFN減速器是最近由斯洛伐克的一家公司推出，這種軸承式減速器能同時承受非常大的徑向力和軸向力，使用壽命及傳動效率也有所提高。
(2) RV減速器。RV減速器是日本帝人公司近年來推出的一種擺線傳動，它是由第一級普通漸開線直齒輪(斜齒輪)減速器部分和第二級擺線針輪減速器部分組合而成的兩級行星傳動機構。
(3) 三片擺線輪減速器，它是日本最著名的住友重機械工業(yè)株式會社的產(chǎn)品，
在這種傳動中采用了三片呈120。布置的擺線輪的新結構，增加了一片擺線輪提高了傳動效率。
(4) Dojen減速器，它是由美國Mectrol公司生產(chǎn)，傳動采用機芯式設計，每個針齒采用懸臂方式，并在針齒另一端加工有錐度，與機殼上的錐空相配合，能自動定心，既保證了順利裝配又可消除全部間隙。
2.本課題研究的主要內(nèi)容和擬采用的研究方案、研究方法或措施
2.1本課題研究的主要內(nèi)容
本設計完成擺線針輪行星減速器的工作原理圖的設計，以及工作原理的分析說明。選擇AutoCAD為設計開發(fā)工具，完成擺線針輪減速器功能結構的總體設計和零部件的設計。所設計擺線針輪減速器的傳動比為i=11，功率為22kw，輸入轉(zhuǎn)速為1450r/min。有余力可完成零部件的三維實體建模和運動仿真。
2.2擬采用的研究方案、研究方法或措施
（1）擺線針輪減速器的機械結構設計：收集、查閱典型的減速器機械結構，到工廠進行參觀記錄，根據(jù)已知的設計要求進行類比設計。
（2）擺線針輪減速器系統(tǒng)設計：通過收集資料、查閱熟悉通用減速器的原理及結構，然后根據(jù)設計參數(shù)及技術要求初步擬定設計方案，通過使用相關設計手冊來計算各項參數(shù)，最終完成原理圖。
2.3研究的方法或措施
如下圖所示為擺線針輪行星傳動示意圖。其中為針輪，為擺線行星輪，H為系桿，V為輸出軸。運動由系桿H輸入，通過W機構由V軸輸出。
圖2.1擺線針輪減速器原理圖
3.本課題研究的重點及難點，前期已開展工作
擺線針輪減速器以傳動控制為主，要求傳動比范圍大，壽命長，結構緊湊等。既要滿足系統(tǒng)對結構的要求，要注意提高系統(tǒng)效率，更重要的是系統(tǒng)要安全可靠，防止誤操作、元件意外損壞因素所導致的安全隱患。故本次課題研究的重點在于設計合理機械結構和符合設計要求的減速器，難點在于如何提高減速器工作效率及保證減速器工作的安全可靠。
前期除已查閱各類資料對擺線針輪減速器及其減速器原理有了初步的認知和了解，還加強了對機械制圖和AUTO-CAD的訓練，即便后期制圖的順利進行。
4.完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫）
第1～2周 調(diào)研、收集擺線針輪行星減速器相關資料，熟悉課題內(nèi)容，了 解課題研究的背景和依據(jù)，以及本課題的研究意義和發(fā)展趨勢，完成開題報告。
第3周 了解擺線針輪行星減速器的傳動原理和機構特點
第4周 擺線針輪減速器傳動的受力分析和主要強度件的計算
第5～6周 進行擺線針輪減速器的設計計算。擺線輪、針齒、柱銷的計算以及輸出軸和輸入軸的計算
第7～9周 用AutoCAD繪制擺線輪、輸出軸、針齒殼等主要零部件的二維圖
第10周 中期檢查，填寫中期檢查表
第11～12周 繪制擺線針輪減速器的裝配圖
第13～14周 用AutoCAD畫出完成減速器主體功能結構總裝設計
第15周 提交初稿、修改、定稿及打印、答辯前準備
第16周 畢業(yè)答辯
指導教師意見
指導教師： 年 月 日
所在系審查意見：
系主管領導： 年 月 日
參考文獻
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本科畢業(yè)設計（論文）
題目：擺線針輪行星減速器的設計
擺線針輪行星減速器的設計
摘 要
擺線針輪行星減速器作為重要的機械傳動部件具有體積小、重量輕、傳動效率高的特點。本設計要全面考慮多齒嚙合、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、輪齒均載等要求，同時實現(xiàn)高承載能力、高傳遞效率、高可靠性和優(yōu)良動力性能等多項指標的情況下，還要便于制造、裝配和檢修，因此設計了該具有合理結構的擺線針輪行星減速器。
本次設計是對一種帶機架的臥式擺線針輪減速機進行分析研究。其輸入功率P=22Kw，傳動比11，輸出轉(zhuǎn)速為1450r/min.對于擺線針輪行星減速器而言，要求行星減速器滿足三項要求：傳動比大，結構緊湊，適宜短期間斷工作。
本文主要從以下幾個方面對針輪輸出針擺行星傳動進行了研究:首先參照傳統(tǒng)針擺行星傳動基本參數(shù)設計計算方法對針輪輸出針擺行星傳動主要零部件的基本參數(shù)進行設計計算，并對傳動系統(tǒng)進行受力分析并計算包括轉(zhuǎn)臂軸承和各支撐軸承的載荷大小，完成包括擺線輪、柱銷等主要零件強度校核計算和軸承的壽命計算，然后利用CAD畫出了主要零件圖和最后的裝配圖。
關鍵詞：擺線輪針輪；齒輪；行星齒輪減速器
The Design of Portable Drilling Machine for Railway Rails
Abstract
The cycloid—gear reducer is one of the most important transmission components of the pumping unit by its smaller volume，lighter weight and effective transmission. In order to realize four targets which include high transmission efficiency, high reliability and the excellent dynamics performance and guarantee credible lubricate ability, receive high efficiency of transmission, and make it easy for manufacture, assembly and inspection, we thought over all the requests in the round and design the rational structure cycloid—gear reducer.
The design of the rack of a horizontal cycloid reducer analysis. The input power P = 22Kw, drive more than 11, the output torque of 1450Nm. Cycloid reducer, requiring planetary reducer to meet three requirements:transmission ratio, compact, suitable for short-term intermittent work.
This paper researches the following aspects of the output pin wheel cycloid drive. First, the basic parameters and dimensions of main parts of the output pin wheel cycloid drive are designed referring to design and calculation methods of the traditional cycloid drive, and mechanical analysis of the transmission system and the load condition and life of rotary arm bearings and steady bearings of each shafts are calculated, and at the same time the calculations including the strength of cycloid wheel, pins and other major parts are completes. Then, using CAD to draw sketches of the main components and final assembly drawing.
Keywords:Pin-cycloidal gear planetary reducer;Gear;Pannetary gear reducer
主要符號表
i 傳動比
ZC 擺線輪齒數(shù)
Zp 針輪齒數(shù)
K1 變幅（短幅或長幅）系數(shù)
K2 針徑系數(shù)
P 功率 kw
n 輸入轉(zhuǎn)速 r/min
bc 擺線輪齒寬 mm
a 中心距（偏心距） mm
rp 齒中心圓半徑 mm
rrp 針齒套外圓半徑 mm
rsp 針齒銷半徑 mm
h 擺線輪齒高 mm
dac 擺線輪頂圓直徑 mm
1
目錄
1 緒 論 1
1.1 概述 1
1.2擺線針輪行星減速器研究目的和意義 1
1.3國內(nèi)外相關研究情況 2
1.4本次設計擺線針輪行星傳動應達到的目標 3
1.5本次擺線針輪行星減速器的設計要求 3
2 擺線針輪減速器傳動理論與設計方法 4
2.1擺線針輪減速器的傳動原理與結構特點 4
2.1.1擺線針輪行星傳動的傳動原理 4
2.1.2擺線針輪減速器的結構特點 4
2.1.3擺線針輪行星傳動的特點 4
2.2擺線針輪傳動的嚙合原理 4
2.2.1擺線針輪傳動的齒廓 4
2.2.2擺線輪的齒廓曲線與齒廓方程 7
2.2.3 擺線輪齒廓曲率半徑 8
2.3擺線針輪傳動的受力分析 9
2.3.1針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 10
2.3.2輸出機構的柱銷（套）作用于擺線輪上的力 13
2.3.3轉(zhuǎn)臂軸承的作用力 14
2.4擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 14
2.4.1齒面接觸強度計算 14
2.4.2針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 14
2.4.3轉(zhuǎn)臂軸承選擇 15
2.4.4輸出機構柱銷強度計算 15
3 擺線針輪減速器的設計 17
3.1擺線輪、針齒、柱銷的計算 17
3.2 輸出軸的計算 20
3.3輸入軸的計算 23
4 箱體的結構設計 28
4.1箱體的結構設計準則和要求 28
4.1.1機體應具有足夠的剛度 28
4.1.2應考慮便于機體內(nèi)零件的潤滑、密封及散熱 29
4.1.3機體要有良好的工藝性 29
4.2減速器箱體密封 29
5 三維建模及仿真 31
5.1軟件簡介 31
5.5.1 ProE的發(fā)展 31
5.5.2 ProE的基本特性 31
5.2建模過程 31
5.3仿真結果 32
5.3.1 擺線輪 32
5.2.2 箱體 32
5.2.3 輸出軸 33
5.3虛擬裝配 33
6結論 35
參考文獻 36
致謝 37
1 緒 論
1.1 概述
擺線針輪行星傳動和漸開線少齒差行星齒輪傳動，同屬K-H-V行星齒輪傳動，其工作原理和結構基本相同。目前世界上一些工業(yè)發(fā)達國家都在大批量生產(chǎn)這種減速器，它具有以下優(yōu)點：
(1) 傳動比范圍大：目前我國生產(chǎn)的單級傳動比i=11-87；二級傳動比i=121-5133；三級傳動比可達i=20339。
(2) 體積小、重量輕：由于采用行星傳動結構，所以結構緊湊，與同功率的JZQ減速器相比，體積和重量均可減少1/2-2/3。
(3) 效率高：由于采用了針齒套、柱銷套、滾動軸承等結構，使滑動摩擦損失大為減小，故傳動效率較高，一般單級傳動的效率可達0.9-0.97。
(4) 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低和過載能力較大：由于同時嚙合的齒數(shù)多，在理論上有二分之一的齒同時嚙合傳動，所以具有這幾點優(yōu)越性。
(5) 工作可靠，壽命長：因零件很少過載，磨損又很小，故壽命長。
(6) 結構簡單。
由于有上述優(yōu)點，這種減速器在很多情況下已代替兩級、三級普通齒輪減速器及蝸輪減速器，所以為世界各國所重視。我國從1964年開始試制，目前已有許多工廠進行成批生產(chǎn)。這種減速器已廣泛應用于冶金、礦山、石油、化工、船舶、輕工、食品、紡織、印染、起重運輸以及軍工等很多部門的設備中。
1.2擺線針輪行星減速器研究目的和意義
近幾年，小型及微型機械作為一種節(jié)能、低耗能和技術密集型的高新技術，已成為人們在小型及微型范圍內(nèi)認識和改造普通機械傳動的一種新型工具。而小型的擺線針輪行星傳動減速器的使用空間也拓展到家用和商用的廣闊領域。
減速器是各種機械設備中最常見的部件，是連接動力機和工作機的應用的通用傳動機械。它的作用是將電動機轉(zhuǎn)速減少或者增加到機械設備所需的轉(zhuǎn)速。擺線針輪行星減速器是利用擺線針輪行星傳動原理制成的減速器。行星擺線減速機全部傳動裝置可分為三個部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。目前市場上生產(chǎn)的產(chǎn)品有X系列行星擺線針輪減速器、B系列（化工部標準）行星擺線針輪減速器、行星擺線針輪減速機、BJXJ系列行星擺線針輪減速機等。擺線針輪行
星減速器在工業(yè)生產(chǎn)中具有重要的地位，它在礦山、冶金、化工、國防、起重運
輸、工程機械、輕工機械，機床、機器人、汽車、飛機等各方面得到廣泛的應用。
小型擺線針輪減速器不僅具有結構緊湊、傳動比范圍大、傳動平穩(wěn)、傳遞效率高、承載能力大、工作可靠，而且具有體積小、重量輕、震動噪聲低、使用壽命長、價格低廉以及外表美觀等諸多優(yōu)點。在許多情況下可代替二級、三級的普通齒輪減速器和渦輪減速器，所以使用的越來越普及，為世界各國所重視。
本設計在全面考慮多齒嚙合、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、輪齒均載等運動學和動力學的要求，實現(xiàn)高承載能力、高傳遞效率、高可靠性和優(yōu)良動力學性能等指標，而且要便于制造、裝配和檢修，設計了該具有合理結構的擺線針輪行星減速器。
1.3國內(nèi)外相關研究情況
20世紀20年代德國人發(fā)明了擺線針齒行星齒輪加速器，起初由于擺線齒輪工藝復雜，發(fā)展十分緩慢。隨著生產(chǎn)的需要，漸開線內(nèi)齒輪難以進行齒面硬化的精加工，阻礙了其承載能力和傳動精度的提高，而擺線針輪嚙合的內(nèi)齒輪是由針齒銷，套組裝而成的，比漸開線內(nèi)齒輪加工工藝簡單，使這種傳動有了發(fā)展的機遇，并在中等功率傳動中獲得了可靠的應用。由于擺線針輪行星傳動的主要傳動零件均采用軸承鋼并經(jīng)磨削加工，傳動時又是多齒嚙合，故承載能力高、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、效率高、壽命長，但其加工難度大，精度要求較高，成本較高。
普通齒輪傳動的結構笨重、體積龐大、并且使用壽命短：蝸桿傳動的結構緊湊、傳動比大、但傳動效率低。隨著科學技術的發(fā)展，擺線齒輪行星傳動以其外廓尺寸小、傳動比大、承載能力強和傳動效率高等眾多優(yōu)點，取代了一些笨重龐大的傳動機構。例如，在很多情況下擺線針輪行星減速器已代替了兩級、三級普通圓柱齒輪減速器及圓柱蝸桿減速器，因此擺線針輪行星傳動受到了國內(nèi)外的廣泛重視。這種傳動型式，國外是在20世紀30年代出現(xiàn)的，我國約在1964年開始試制這種減速器，目前也有許多工廠進行成批生產(chǎn)，已日益廣泛地應用于礦山、冶金、化工、紡織、船舶、石油、輕工、食品、印染、起重運輸以及軍工等很多
部門的各種機械設背中。在國防工業(yè)方面，如火炮傳動機構、通訊設備的伺服系
統(tǒng)及各種兵工機械裝置中都獲得了較為廣泛的應用：現(xiàn)代的鐘表、儀表也廣泛采
用擺線齒輪行星傳動。
擺線針輪減速技術至今，雖在品種、規(guī)格等方面做了不少改進，但再沒有作本質(zhì)、原理上的創(chuàng)新?，F(xiàn)今擺線針輪減速器，其原理和結構還是1926年德國的原型。
目前，擺線針輪的研究在國內(nèi)外都在積極發(fā)展，日本住友重機械株式會社的“80系列”極大提高了性能，從1990年開始，住友機械株式會社在“80系列”的基礎上推出最新“90樣本”的擺線針輪減速器，它的機型由15種擴大為21種，傳動比由8種擴大為16種。我國對日本提高擺線針輪減速器性能的主要技術措施已進行較深入的分析，而且在趕超世界水平方面也有自己的創(chuàng)新成果，如符合工程實際的對擺線輪與輸出機構受力進行分析及擺線輪齒形的優(yōu)化設計等。
這些年國內(nèi)對擺線針輪行星傳動的研究一直在不斷發(fā)展，也取得了一些成果。主要如下：
(1) 中國農(nóng)業(yè)大學何勝勇對行星擺線針輪減速機虛擬樣機的建造與有限元分析進行了研究；
(2) 哈爾濱工業(yè)大學于影，于波，陳建新對擺線針輪行星減速器進行優(yōu)化設計；
(3) 大連交通大學何衛(wèi)東教授主持承擔的國家自然科學基金資助項目《高承載能力高傳動效率高可靠性新型針擺行星傳動的研究》的科研成果《雙曲柄四環(huán)板針擺行星傳動》于2005年4月通過成果鑒定；
(4) 浙江大學呂方研究開發(fā)一種新型的傳動機械——長幅外擺線針輪行星傳動減速機；
(5) 大連鐵道學院張動生采用國際上通用的非線性有限元分析軟件MSCMARC建立了擺線輪與各受力齒接觸計算模型；首次對針齒與擺線輪齒面接觸狀態(tài)進行靜態(tài)有限元分析，得出了擺線輪與針齒之間的接觸狀態(tài)等。
1.4本次設計擺線針輪行星傳動應達到的目標
1、具有良好的減速性能
2、具有良好的減速性能的穩(wěn)定性
3、結構緊湊、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。
1.5本次擺線針輪行星減速器的設計要求
擺線針輪減速器以傳動控制為主，要求傳動比范圍大，壽命長，結構緊湊等。既要滿足系統(tǒng)對結構的要求，要注意提高系統(tǒng)效率，更重要的是系統(tǒng)要安全可靠，防止誤操作、元件意外損壞因素所導致的安全隱患。故本次課題研究的重點在于設計合理機械結構和符合設計要求的減速器，難點在于如何提高減速器工作效率及保證減速器工作的安全可靠。
2
2 擺線針輪減速器傳動理論與設計方法
2.1 擺線針輪減速器的傳動原理與結構特點
2.1.1 擺線針輪行星傳動的傳動原理
圖所示為擺線針輪行星傳動示意圖。其中為針輪，為擺線行星輪，H為系桿，V為輸出軸。運動由系桿H輸入，通過W機構由V軸輸出。同漸開線一齒差行星傳動一樣，擺線針輪傳動也是一種K－H－V型一齒差行星傳動。兩者的區(qū)別在于：擺線針輪傳動中，行星輪的齒廓曲線不是漸開線，而是變態(tài)擺線，中心內(nèi)齒采用了針齒，以稱針輪，擺線針輪傳動因此而得名。
同漸開線少齒差行星傳動一樣，其傳動比為
.
圖2.1 擺線針輪減速器原理圖
由于＝1，故＝－，“－”表示輸出與輸入轉(zhuǎn)向相反，即利用擺線針輪行星傳動可獲得大傳動比。
2.1.2 擺線針輪減速器的結構特點
它主要由四部分組成：
（1） 行星架H，又稱轉(zhuǎn)臂，由輸入軸和偏心輪組成，偏心輪在兩個偏心方向互成。
（2） 行星輪C，即擺線輪，其齒廓通常為短幅外擺線的內(nèi)側等距曲線.為使輸入軸達到靜平衡和提高承載能力,通采用兩個相同的奇數(shù)齒擺線輪,裝在雙
35
偏心套上,兩位置錯開,擺線輪和偏心套之間裝有滾動軸承,稱為轉(zhuǎn)臂軸承,通常采用無外座圈的滾子軸承,而以擺線輪的內(nèi)表面直接作為滾道。近幾年來,優(yōu)化設計的結構常將偏心套與軸承做成一個整體,稱為整體式雙偏心軸承。
(3) 中心輪b,又稱針輪,其齒廓是圓柱形，由針齒銷固定在針齒殼上，并在針齒銷上安裝可轉(zhuǎn)動的針齒套，是為了減少針齒銷和擺線輪之間的摩擦和磨損。
(4) 輸出機構W, 與漸開線少齒差行星齒輪傳動一樣,通常采用銷軸式輸出機構。它是由輸出軸上裝的幾根柱銷軸和它在懸臂上套裝的柱銷套一同插入擺線輪的銷孔內(nèi)組成。
2.1.3擺線針輪行星傳動的特點
(1) 傳動比范圍大。
(2) 體積小、重量輕。
(3) 效率高。
(4) 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。
(5) 工作可靠，壽命長。
擺線針輪行星傳動的薄弱環(huán)節(jié)是轉(zhuǎn)臂軸承，因轉(zhuǎn)臂軸承在受力大，轉(zhuǎn)速也較高的工況下工作(其內(nèi)、外圈的相對轉(zhuǎn)速等于輸入軸與輸出軸一者轉(zhuǎn)速絕對值之和)，所以在新系列中為保證轉(zhuǎn)臂軸承的壽命，往往須采用加強型的滾子軸承。
2.2擺線針輪傳動的嚙合原理
2.2.1擺線針輪傳動的齒廓
為了準確描述擺線形成及其分類,我們引進圓的內(nèi)域和圓的外域這一概念。所謂圓的內(nèi)域是指圓弧線包容的內(nèi)部范圍,而圓的外域是包容區(qū)域以外的范圍。
按照上述對內(nèi)域外域的劃分,則外擺線的定義如下:
外擺線:滾圓在基圓外域與基圓相切并沿基圓作純滾動,滾圓上定點的軌跡是外擺線。
外切外擺線:滾圓在基圓外域與基圓外切形成的外擺線(此時基圓也在滾圓的外域)。
內(nèi)切外擺線:滾圓在基圓外域與基圓內(nèi)切形成的外擺線(此時基圓在滾圓的內(nèi)域)。
短幅外擺線:外切外擺線形成過程中,滾圓內(nèi)域上與滾圓相對固定的某點的軌跡;或內(nèi)切外擺線形成過程中,滾圓外域上與滾圓相對固定的某點的軌跡。
長幅外擺線:與短幅外擺線相反,對外切外擺線而言相對固定的某點在滾圓的外域;對內(nèi)切外擺線而言相對固定的某點在滾圓的內(nèi)域。
短幅外擺線與長幅外擺線通稱為變幅外擺線。變幅外擺線變幅的程度用變幅系數(shù)來描述,分別稱之為短幅系數(shù)或長幅系數(shù)。
外切外擺線的變幅系數(shù)定義為擺桿長度與滾圓半徑的比值。所謂擺桿長度是指滾圓內(nèi)域或滾圓外域上某相對固定的定點至滾圓圓心的距離。
（2.1）
式中 ——變幅系數(shù)。
a———外切外擺線擺桿長度
———外切外擺線滾圓半徑
對于內(nèi)切外擺線而言,變幅系數(shù)則相反,它表示為滾圓半徑與擺桿長度的比值。
（2.2）
式中 K1———變幅系數(shù)
r2′———內(nèi)切外擺線滾圓半徑
A———內(nèi)切外擺線擺桿長度
根據(jù)變幅系數(shù)K1值的不同范圍,將外擺線劃分為3類:
短幅外擺線01。
變幅外切外擺線與變幅內(nèi)切外擺線在一定的條件下完全等同。這個等同的條件是,內(nèi)切外擺線滾圓與基圓的中心距等于外切外擺線的擺桿長度a,相應地外切外擺線滾圓與基圓的中心距等于內(nèi)切外擺線的擺桿長度A。根據(jù)這一等同條件,就可以由外切外擺線的有關參數(shù)推算出等同的內(nèi)切外擺線的對應參數(shù)。它們的參數(shù)關系參看圖2.2。令短幅外切外擺線基圓半徑代號為r1,滾圓半徑為r2,短幅系數(shù)為K1,則外切外擺線的擺桿長度和中心距可分別表示如下(長幅外擺線的表示形式完全相同):
根據(jù)式(2.1),擺桿長度a=K1r2;
根據(jù)等同條件,中心距A=r1+r2。
按等同條件,上述A又是內(nèi)切外擺線的擺桿長度,故推算出內(nèi)外擺線的滾圓半徑為r2′=k1A;內(nèi)切外擺線的基圓半徑為
根據(jù)上述結果,很容易推導出等同的兩種外擺線基圓半徑的相互關系為
（2.3）
兩種外擺線的參數(shù)換算關系歸納如表2.1
表2.1 參數(shù)表
參 數(shù) 名 稱
變幅外切外擺線 變幅內(nèi)切外擺線
基圓半徑
滾圓半徑
滾圓與基圓中心距
A
a
擺桿長度
a
A
短幅外擺線以基圓圓心為原點,以兩種外擺線的中心距和短幅系數(shù)為已知參數(shù),以滾圓轉(zhuǎn)角為變量的參數(shù)方程建立如下：
在以后的敘述中將滾圓轉(zhuǎn)角律記為,并稱之為相位角。
（1） 直角坐標參數(shù)方程
根據(jù)圖1,擺線上任意點的坐標為
圖2.2 短幅外擺線原理圖
根據(jù)純滾動原理可知，故，又，于是有， ， 將與γ的結果代入上述方程,
（2.4）
（2.5）
式(2.4)與式(2.5)是變幅外擺線通用直角坐標參數(shù)方程。
若令上兩式中的K1=1,即可得標準外擺線的參數(shù)方程。對于外切外擺線,式中的A=r1+r2,a=r2。
對于內(nèi)切外擺線,式中的A=r2′,A=r2′-r1′。
為了與直角坐標表示的曲線相一致,將Y軸規(guī)定為極軸,將極角沿順時針方向的角度規(guī)定為正方向,方程表述如下(參看圖2.2)：
（2.6）
（2.7）
同理,K1=1時,變幅外擺線通用極坐標參數(shù)方程變?yōu)闃藴释鈹[線極坐標方程,參數(shù)a和A的變換同上。
當動圓繞基圓順時針方向作純滾動時，每滾過動圓的周長2時，動圓上的一點B在基圓上就形成一整條外擺線。動圓的周長比基圓的周長長p=2-＝，當圓上的B點在動圓滾過周長再次與圓接觸時，應是在圓上的另一點，而＝，這也就是擺線輪基圓上的一個基節(jié)p，即
（2.8）
由此可得擺線輪的齒數(shù)為
（2.9）
針輪齒數(shù)為 （2.10）
2.2.2擺線輪的齒廓曲線與齒廓方程
由上一節(jié)分析，選擇擺線輪的幾何中心作為原點，通過原點并與擺線輪齒槽對稱軸重合的軸線作為軸，見圖2.3，針齒中心圓半徑為，針齒套外圓半徑為 。
圖2.3 擺線輪參數(shù)方程圖
則擺線輪的直角坐標參數(shù)方程式如下：
（2.11）
實際齒廓方程
（2.12）
——針齒中心圓半徑 ——針齒套外圓半徑 ——轉(zhuǎn)臂相對某一中心矢徑的轉(zhuǎn)角，即嚙合相位角（） ——針齒數(shù)目
2.2.3 擺線輪齒廓曲率半徑
變幅外擺線曲率半徑參數(shù)方程的一般表達式為
（2.13）
式中———變幅外擺線的曲率半徑
———x對的一階導數(shù),
———y對的一階導數(shù),
———x對的二階導數(shù),
———y對的二階導數(shù),
將式(2.4)和式(2.5)中x和y分別對取一階和二階
導數(shù)后代入的表達式得
（2.14）
以K1=1代入式(2—14),得標準外擺線的曲率半徑為=-[4A·a/(A+a)]sin(/2)
式中 A=r1+r2或A=r2′
a=r2或a=r2′-r1′
由本式可知,標準外擺線≤0,曲線永遠呈外凸形狀,故它不適于作傳動曲線。以K1>1代入式(2.14)進行運算表明,<0,故長幅外擺線也永遠呈外凸形狀,故它也不適合于用作傳動曲線。以K1<1代入式(2.14)進行運算表明,曲率半徑呈現(xiàn)出由正值經(jīng)過拐點到負值的多樣性變化。
擺線輪實際齒廓曲線的曲率半徑為
＝+ （2.15）
對于外凸的理論齒廓（<0），當>時，理論齒廓在該處的等距曲線就不能實現(xiàn)，這種情況稱為擺線齒廓的“頂切”，嚴重的頂切會破壞連續(xù)平穩(wěn)的嚙合，顯然是不允許的。當＝時，＝0，即擺線輪在該處出現(xiàn)尖角，也應防止，若為正值，不論取多大的值，都不會發(fā)生類似現(xiàn)象。
擺線輪是否發(fā)生頂切，不僅取決于理論外凸齒廓的最小曲率半徑，而且與針齒齒形半徑（帶針齒套的為套的半徑）有關。擺線輪齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角的條件可表示為
（2.16）
2.3擺線針輪傳動的受力分析
擺線輪在工作過程中主要受三種力：針輪與擺線輪嚙合時的作用力;輸出機構柱銷對擺線輪的作用力，轉(zhuǎn)臂軸承對擺線輪作用力。
2.3.1針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力
（1） 確定初始嚙合側隙
標準的擺線輪以及只經(jīng)過轉(zhuǎn)角修形的擺線輪與標準針輪嚙合，在理論上都可達到同時嚙合的齒數(shù)約為針輪齒數(shù)的一半，但擺線輪齒形只要經(jīng)過等距，移距或等距加移距修形，如果不考慮零件變形補償作用，則多齒同時嚙合的條件便不存
圖2.4 修形引起的初始嚙合側隙
在，而變?yōu)楫斈骋粋€擺線輪齒和針 輪齒接觸時，其余的擺線輪齒與針輪齒之間都存在大小不等的初始側隙，見圖2.4。對第i對輪齒嚙合點法線方向的初始側隙可按下式表計算：
（2.3—1）
式中，為第i個針齒相對轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)角，為短幅系數(shù)。
圖2.5 輪齒嚙合力
令，由上式解得，即
這個解是使初始側隙為零的角度，空載時，只有在處的一對嚙合。從到的初始側隙分布曲線如圖2.6所示
圖2.6 與的分布曲線
（2） 判定擺線輪與針輪同時嚙合齒數(shù)的基本原理
設傳遞載荷時，對擺線輪所加的力矩為，在的作用下由于擺線輪與針齒輪的接觸變形W及針齒銷的彎曲變形f，擺線輪轉(zhuǎn)過一個角，若擺線輪體、安裝針齒銷的針齒殼和轉(zhuǎn)臂的變形影響較小，可以忽略不計，則在擺線輪各嚙合點公法線方向的總變形W+f或在待嚙合點法線方向的位移為
（i=1，2，……）
式中 ——加載后，由于傳力零件變形所引起的擺線輪的轉(zhuǎn)角； ——第i個齒嚙合點公法線或待嚙合點的法線至擺線輪中心的距離
——擺線輪節(jié)圓半徑 ——第i個齒嚙合點的公法線或待嚙合點的法線與轉(zhuǎn)臂之間的夾角。
（3） 針齒與擺線輪齒嚙合的作用力
假設第i對輪齒嚙合的作用力正比于該嚙合點處擺線輪齒實際彈性變形。由于這一假設科學考慮了初始側隙及受力零件彈性變形的影響，已被實踐證明有足夠的準確性。
按此假設，在同時嚙合傳力的個齒中的第對齒受力可表示為
式中在處亦即在或接近于的針齒處最先受力，顯然在同時受力的諸齒中， 這對齒受力最大，故以表示該對齒的受力。
設擺線輪上的轉(zhuǎn)矩為由i＝m至i=n的個齒傳遞，由力矩平衡條件可得
得最大所受力（N）為
＝
T——輸出軸上作用的轉(zhuǎn)矩; ——一片擺線輪上作用的轉(zhuǎn)矩，由于制造誤差和結構原因，建議?。?.55T；——受力最大的一對嚙合齒在最大力的作用下接觸點方向的總接觸變形，
——針齒銷在最大力作用下，在力作用點處的彎曲變形。
當針齒銷為兩支點時，
當針齒銷為三支點時，
2.3.2輸出機構的柱銷（套）作用于擺線輪上的力
若柱銷孔與柱銷套之間沒有間隙，根據(jù)理論推導，各柱銷對擺線輪作用力總和為
式中，——輸出機構柱銷數(shù)目
（1） 判斷同時傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷數(shù)目
考慮到分配不均勻，設每片擺線輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為，（T——為擺線輪上輸出轉(zhuǎn)矩）傳遞轉(zhuǎn)矩時，＝處力臂最大，必先接觸，受力最大，彈性變形也最大，設處于某任意位置的柱銷受力后彈性變形為，則因變形與力臂成正比，可得下述關系：
，
又因
故
柱銷是否傳遞轉(zhuǎn)矩應按下述原則判定：
如果，則此處柱銷不可能傳遞轉(zhuǎn)矩；
如果，則此處柱銷傳遞轉(zhuǎn)矩。
（2） 輸出機構的柱銷作用于擺線輪上的力
由于柱銷要參與傳力，必須先消除初始間隙；因此柱銷與柱銷孔之間的作用力大小應與成正比。
設最大受力為，按上述原則可得
由擺線輪力矩平衡條件，整理得
2.3.3轉(zhuǎn)臂軸承的作用力
轉(zhuǎn)臂軸承對擺線輪的作用力必須與嚙合的作用力及輸出機構柱銷數(shù)目的作用力平衡。將各嚙合的作用力沿作用線移到節(jié)點P，則可得
方向的分力總和為
Y方向的分力總和為 ＝
2.4擺線針輪行星減速器主要強度件的計算
為了提高承載能力，并使結構緊湊，擺線輪常用軸承鋼GCr15、GCr15siMn,針齒銷、針齒套、柱銷、套采用GCr15。熱處理硬度常取58～62HRC。
2.4.1齒面接觸強度計算
為防止點蝕和減少產(chǎn)生膠合的可能性，應進行擺線輪齒與針齒間的接觸強度計算。
根據(jù)赫茲公式，齒面接觸強度按下式計算
式中 －針齒與擺線輪嚙合的作用力，
－當量彈性模量，因擺線輪與針齒為軸承鋼，＝2.06105MPa
－擺線輪寬度，＝（0.1～0.15），－當量曲率半徑。
2.4.2針齒抗彎曲強度計算及剛度計算
針齒銷承受擺線輪齒的壓力后，產(chǎn)生彎曲變形，彎曲變形過大，易引起針齒銷與針齒套接觸不好，轉(zhuǎn)動不靈活，易引起針齒銷與針齒套接觸面發(fā)生膠合，并導致擺線輪與針齒膠合。因此，要進行針齒銷的風度計算，即校核其轉(zhuǎn)角值。另外，還必須滿足強度的要求。
針齒中心圓直徑<390mm時，通常采用二支點的針齒；時，為提高針齒銷的彎曲應力及剛度，改善銷、套之間的潤滑，必須采用三支點針齒。
二支點針齒計算簡圖，假定在針齒銷跨距的一半受均布載荷，則針齒銷的彎曲強應力（Mpa）和轉(zhuǎn)角（rad）為
三支點的針齒計算，針齒銷的彎曲應力和支點處的轉(zhuǎn)角為
式中
——針齒上作用之最大壓力，按式計算（N）；
L——針齒銷的跨度（mm）,通常二支點L=3.5.若實際結構已定，應按實際之L值代入；
——針齒銷的直徑
——針齒銷許用彎曲應力，針齒銷材料為GCr15時，＝150～200MPa
——許用轉(zhuǎn)角，＝（0.001～0.003）
2.4.3轉(zhuǎn)臂軸承選擇
因為擺線輪作用于轉(zhuǎn)臂軸承的較大，轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)外座圈相對轉(zhuǎn)速要高于入軸轉(zhuǎn)速，所以它是擺線針輪傳動的薄弱環(huán)節(jié)。>650mm時，可選用帶外座圈的單列向心短圓柱滾子軸承。軸承外徑=（0.4～0.5），軸承寬度B應大于擺線輪的寬度。
2.4.4輸出機構柱銷強度計算
輸出機構柱銷的受力情況，相當一懸臂梁，在作用下，柱銷的彎曲應力為
設計時，上式可化為
式中 ——間隔環(huán)的厚度，針齒為二支點時，，三支點時，若實際結構已定，按實際結構確定。
B——轉(zhuǎn)臂軸承寬度
——制造和安裝誤差對柱銷載荷影響系數(shù)，一般情況下取＝1.35～1.5
3 擺線針輪減速器的設計
3.1擺線輪、針齒、柱銷的計算
表3.1 擺線針輪減速器的計算
項目
代號
單位
計算、結果及說明
功率
22
跟據(jù)使用條件,確定為針輪固定的臥式減速器,不帶電機
輸入轉(zhuǎn)速
r/min
1450
傳動比
11
擺線輪齒數(shù)的確定
＝11
為使擺線輪齒廓和銷軸孔能正好重疊加工,以提高生產(chǎn)率和精度,齒數(shù)盡可能取奇數(shù),即也應盡可能取奇數(shù),在平穩(wěn)載荷下選材料為GCr15,硬度為60HRC以上
針輪齒數(shù)
選材為GCr15,硬度為60HRC以上
輸出轉(zhuǎn)矩
T
由文獻[1]表2.7-8,取=0.92
初選短幅系數(shù)
＝0.5
由文獻[1]表2.7-2, =0.42~0.55
初選針徑系數(shù)
，由文獻[1]表2.7-3,
針齒中心圓半徑
mm
取
取
材料為軸承鋼58~62HRC時,=1000~1200MPa
擺線輪齒寬
bc
mm
取
偏心距
a
mm
由文獻[3]表2.7-5查得＝6mm?。?mm
實際短幅系數(shù)
針徑套半徑
mm
，?。?2mm
驗證齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角
＝47.32
由文獻[3]表2.7-1及公式2.7-17算得，由計算結果知，擺線齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角。
針齒銷半徑
mm
?。?mm
針齒套壁厚一般為2～6mm。
實際針徑系數(shù)
若針徑系數(shù)小于1.3，則考慮抽齒一半。
齒形修正
mm
＝0.35， ＝0.2
考慮合理修形，建立優(yōu)化模型，由計算機求出。
齒面最大接觸壓力
N
其中整個結果由計算機求出。
傳力齒號
m
n
m=2， n=4
參看上一章介紹，由計算機求出。
擺線輪嚙與針齒最大接觸應力
MPa
＝1416.7MPa
__m~n齒中的最大值。
轉(zhuǎn)臂軸承徑向負載
N
＝＝16988
轉(zhuǎn)臂軸承當量負載
P
N
＝1.0516988＝17837
時，=1.05
時，＝1.1。
選擇圓柱滾子軸承
mm
＝260（0.4～0.5）＝104～130
由文獻[13］GB/T283-94，選N2213軸承，d=65,B=31,=142,D=108.5。
轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速
n
r/min
＝1582
轉(zhuǎn)臂軸承壽命
h
＝＝10613
—壽命指數(shù)，球軸承＝3，滾子軸承＝10/3。
針齒銷跨距
L
mm
由結構及前面的擺線輪寬度，得L＝70
采用三支點型式。
針齒銷抗彎強度
MPa
<
選用三支點，材料為軸承鋼時＝150～200MPa
針齒銷轉(zhuǎn)角
rad
＝
＝0.000618<，材料為軸承鋼時＝0.01～0.03rad。
擺線輪齒跟圓直徑
mm
擺線輪齒頂圓直徑
mm
擺線輪齒高
mm
銷孔中心圓直徑
mm
取，選取時考慮了同一機型輸出機構的通用性。
間隔環(huán)
mm
＝15
柱銷直徑
mm
＝21.8
?。?2 由文獻[1]表2.7—7，?。?2。
柱銷套直徑
mm
＝32 由文獻[1]表2.7—7，知＝32
擺線輪柱銷孔直徑
mm
為使柱銷孔與柱銷套之間有適當間隙，值應增加值：＝0.15；>550mm時，＝0.2～0.3。
3.2輸出軸的計算
結構圖如圖3.1，
圖3.1 輸出軸結構裝配圖
3.2輸出軸的設計計算
項目
代號
單位
設計計算、結果及說明
轉(zhuǎn)矩
T
N·mm
前面已經(jīng)算出，T＝1466353
輸出轉(zhuǎn)速
r/min
初步確定軸的最小直徑
mm
選材為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15-3，取A0＝110，mm
輸出軸最小直徑顯然安裝聯(lián)軸器與其配合的部分，為了使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，須選取聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩＝，由文獻[12］表14-1，＝1.3，
＝
由文獻[13]表8-7，選HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，軸孔徑為d=60,半聯(lián)軸器L＝142mm，?。?12mm。
軸結構設計
其裝配結構圖如圖4-1，上選用滾動深溝球軸承6214，由文獻[13]表6—1查得，d=70,D=125,B=24,=79，則可知=70，=65；上選用深溝球軸承6215，，D=130，B=25， =84，所以，=75，所以，=22，=30，=120，套筒長93，外圈直徑84。軸承端蓋由減速器結構定，總寬度為33mm。軸上聯(lián)軸器定位采用平鍵聯(lián)接，由文獻[13]GB/T1095-1979，選用平鍵＝，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證聯(lián)軸器與軸的配合，選擇配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位借過渡配合來保證，安裝軸承處選軸的尺寸公差為m6。由文獻[12]，表15-2，取軸端倒角為，各軸肩圓角半徑為.5 。
求軸上載荷
N
由前面的軸的結構知， 、受力中心距離為116mm,、受力中心距離為50mm,因＝5600N，故
得＝8014N ， ＝2414N 。
按彎扭合成應力校核
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面4）的強度。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應力
28.29Mpa，
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15—1查得=60MPa，因此〈，故安全。
精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
截面2、3、5、9只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面2、3、5、9 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4 和5 處過渡配合引起的應力集中較為嚴重；從受載的情況來看，截面4、5上的應力最大。由于5軸徑也較大，故不必做強度校核。截面4上應力最大，，因而該軸只需校核截面4左側即可。
2）截面4左側
抗彎截面系數(shù) ＝421875
抗扭截面系數(shù) ＝84375
彎矩 ＝560050＝280000
扭矩 T＝1466353
截面上的彎曲應力 ＝6.637 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力＝17.38MPa
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻［12］表15-1，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及，按文獻［12］表3-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得
＝2.0，＝1.3；又由[12]附圖3-1，可得材料敏性系數(shù)為，＝0.85。
故有效應力集中系數(shù)為
＝1.82
＝1.26
由文獻［12］附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.67 ；由文獻［12］附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)= 0.82 。
軸按磨削加工，又附圖的表面質(zhì)量系數(shù)為＝0.92
軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式得綜合系數(shù)值為
＝2.8
＝1.62
又由文獻［12］及3-2得碳鋼的特性系數(shù)＝0.1，＝0.05
于是，計算安全系數(shù)值，則得
＝20.21
10.62
＝9.40S＝0.05
故可知其安全。
3.3輸入軸的計算
其結構裝配圖如圖3.2
圖3.2 輸入軸結構裝配圖
表3.3輸入軸的計算
項目
代號
單位
計算、結果、說明
轉(zhuǎn)矩
T
N·mm
由前面已經(jīng)算出，T＝144897
公稱轉(zhuǎn)矩
N·mm
由文獻[12］表14-1，取＝1.3，
＝
初步確定軸的最小直徑
mm
選材為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻［12］表15-3，取A0＝110，mm
輸出軸最小直徑顯然是安裝軸承的部分，為了使所選直徑與軸承孔徑相適應，須選取軸承，由文獻[13]GB/T ，選取圓柱滾子軸承N406，d=30 mm,D=90 mm,B=23 mm, =57.2 KN。
校核該軸承：
該軸承符合壽命要求，所以，＝30mm, =25mm
軸的結構設計
其裝配結構圖如圖4-2，上選用滾動深溝球軸承6408，由文獻[13]表6—1查得，d=40,D=110,B=27,= ，則可知=40，=40mm；=24mm,由減速器的結構知，＝75mm，＝18mm。軸上第4-5段與聯(lián)軸器相配合,由文獻[13]表8-7，選HL3彈性柱銷聯(lián)軸器，軸孔徑為d=35,半聯(lián)軸器＝70mm，取＝60mm。軸承端蓋由減速器結構定，總寬度為57mm。軸上偏心輪和聯(lián)軸器周向定位采用平鍵聯(lián)接，由文獻[13]GB/T1095-1979，分別選用平鍵＝和=,鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證聯(lián)軸器與軸的配合及偏心輪與軸的配合，選擇配合為H7/k6和H7/h6，滾動軸承與軸的周向定位借過渡配合來保證，安裝軸承處選軸的尺寸公差為m6。由文獻[12]，表15-2，取軸端倒角為，各軸肩圓角半徑為.
力的計算
由前面知， 作用點到、作用點的距離相等，都為54mm，
按彎扭合成強度校核
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面2）的強度。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應力
21.49 Mpa，
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15－1查得=60MPa，因此〈，故安全。
精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
截面4、5只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面4 、均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 2、3、4 處過渡配合引起的應力集中較為嚴重；從受載的情況來看，截面2、3上的應力最大。所以只需校核2截面，顯然左側比右側直徑小，因而該軸只需校核截面2左側即可。
2）截面2左側
抗彎截面系數(shù) ＝42875
抗扭截面系數(shù) ＝85750
彎矩 ＝917352
扭矩 T＝144897
截面上的彎曲應力 ＝11.89 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力＝1.69 MPa
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15-1，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及，按文獻[12]表3-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得
＝1.34，＝1.66；又由文獻[12]附圖3-1，可得材料敏性系數(shù)為，＝0.85。
故有效應力集中系數(shù)為
＝1.2788
＝1.561
由文獻［12］附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.95 ；由文獻［12］附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)= 0.9 。
軸按磨削加工，又附圖的表面質(zhì)量系數(shù)為＝0.92
軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式得綜合系數(shù)值為
＝2.8
＝1.62
又由文獻［12］及3-2得碳鋼的特性系數(shù)＝0.1，＝0.05
于是，計算安全系數(shù)值，則得
＝20.21
10.62
＝9.40S＝0.05
故可知其安全。
4 箱體的結構設計
4.1箱體的結構設計準則和要求
箱體設計首先要考慮箱體內(nèi)零件的布置及與箱體外部零件的關系，如車床按兩頂尖要求等高，確定箱體的形狀和尺寸，此外還應考慮以下問題：
1. 滿足強度和剛度要求。對受力很大的箱體零件，滿足強度是一個重要問題；但對于大多數(shù)箱體，評定性能的主要指標是剛度，因為箱體的剛度不僅影響傳動零件的正常工作，而且還影響部件的工作精度。
2. 散熱性能和熱變形問題。箱體內(nèi)零件摩擦發(fā)熱使?jié)櫥驼扯茸兓?，影響其潤滑性能；溫度升高使箱體產(chǎn)生熱變形，尤其是溫度不均勻分布的熱變形和熱應力，對箱體的精度和強度有很大的影響。
3. 結構設計合理。如支點的安排、筋的布置、開孔位置和連接結構的設計等均要有利于提高箱體的強度和剛度。
4. 工藝性好。包括毛坯制造、機械加工及熱處理、裝配調(diào)整、安裝固定、吊裝運輸、維護修理等各方面的工藝性。
5.造型好、質(zhì)量小連接和固定
速器箱體使用以支持和固定軸系零件并保證傳動件的嚙合精度和良好潤滑及軸系可靠密封的重要零件，其重量越占減速器總重的30～50％，因此設計機體結構時必須綜合考慮傳動質(zhì)量、加工工藝及成本等。
減速器箱體常用灰鑄鐵制造。灰鑄鐵具有良好的鑄造性能和減振性能，易獲得美觀外形，適宜于批量生產(chǎn)。對于重載或受沖擊載荷的減速器也可采用鑄鋼箱體。單件生產(chǎn)的減速器可采用鋼板焊接的箱體，其制造工藝簡單、生產(chǎn)周期短、材料省、重量輕、成本低，但對焊接技術要求較高。
減速器機體可以采用剖分式或整體式，剖分式機體結構被廣泛使用，其剖分面多與傳動零件軸線平面重合，一般減速器只有一個剖分面，但有些由兩個剖分面。 臥式減速器箱體常沿軸心線所在平面剖分成箱座和箱蓋兩部分，這樣有利于箱體制造和便于軸系零件的裝拆。
設計機體時應在三個基本視圖上同時進行，并考慮以下價格方面的問題：
4.1.1機體應具有足夠的剛度
箱體剖分面應加工平整，要由足夠的寬度；螺栓間距應不大于100～150mm,以保證箱體的密封性。箱體連接處的剛度主要是結合面的變形和位移，它包括結合面的接觸變形，連接螺釘?shù)淖冃魏瓦B接部位的局部變形。為了保證連接剛
應注意以下幾個方面的問題：
(1)重要結合面表面粗糙度值Ra應不大于3.2um，接觸表面粗糙度值越小，則接觸剛度越好。
(2)合理選擇聯(lián)結螺釘?shù)闹睆胶蛿?shù)量，保證結合面的預緊力。為了保證結合面之間的壓強，又不使螺釘直徑太大，結合面的實際接觸面積在允許范圍內(nèi)盡可能減小。如圖19-9。
(3)合理設計聯(lián)結部位的結構
4.1.2應考慮便于機體內(nèi)零件的潤滑、密封及散熱
一般減速器其傳動件圓周速度v≤12m/s,常采用浸油潤滑，當圓周速度v≥12m/s時應采用噴油潤滑。機體內(nèi)應有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱，同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不應小于30～50mm。由此即可決定機座的高度。一般單級減速器每傳遞1KW功率，約需油量為0.35～0.7L，潤滑油粘度大時，則用量較大，多級減速器則按級數(shù)成比例增加。
4.1.3機體要有良好的工藝性
（1）滿足鑄造工藝的要求；造型力求簡單，壁厚均勻、過渡平緩，設置拔模斜度、活塊等以利于起模。
（2）滿足加工工藝的要求，加工面與非加工面要分開，減少加工面積，為減少箱體上的機加工面積，應使加工面與非加工面分別處于不同表面。箱體上安裝軸承蓋、檢查孔蓋、通氣器、油標尺、放油螺塞以及與地基結合面處應設計凸臺，而螺栓頭和螺母支承面加工時應锪出沉頭座，同一軸線上兩軸承孔的直徑、精度和表面精糙度應盡量一致，以便于一次走刀加工。同一側的各軸承座端面最好位于同一平面內(nèi)，兩側軸承座端面應相對于箱體中心平面對稱，以便于加工和檢驗。凸臺及沉頭座加工方法。
4.2減速器箱體密封
減速器箱體密封包括軸承座端面與軸承端蓋之間的密封和減速器剖分面的密封兩方面：
(1）軸承座端面與軸承端蓋之間的密封，對于凸緣式端蓋采用墊片的形式進行密封，此處的墊片還可以起到調(diào)整軸系軸向位置的作用；對于嵌入式端蓋，多采用O型密封圈進行密封。必要時可在密封表面涂密封膠以增強密封效果。
（2）減速器剖分面的密封處，聯(lián)接凸緣應有足夠的厚度，聯(lián)接表面應精铇，表面粗糙度應不大于6.3，密封要求高的表面要經(jīng)過刮研，為了提高密封性，在機座凸緣上常銑出回油溝，凸緣聯(lián)接螺栓之間的距離不宜太大，不大于100～150mm，并盡量均勻布置，以保證剖分面處的密封性，在剖分面上不可以使用墊片，必要時可在密封表面涂密封膠以增強密封效果。
5 三維建模及仿真
5.1軟件簡介
5.5.1 ProE的發(fā)展
Pro/ENGINEER Wildfire是美國PTC公司推出的一套從設計到加工制造一體化三維設計分析軟件，已經(jīng)在機械、電子、航空、航天、汽車、船舶、軍工、建筑、輕工紡織等領域得到了廣泛應用。由于其強大的功能，Pro/ENGINEE
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