二级摆动活齿减速器虚拟样机设计

1、毕业设计题 目 二级摆动活齿减速器虚拟样机设计 学 院 机械工程学院 专 业 机械工程及自动化 班 级 机自0707 学 生 郑绪广 学 号 指导教师 王艳芳 二一 一 年 五 月 二十九 日目 录摘 要IABSTRACTII1 前言41.1 活齿传动研究概况及发展趋势41.2 本课题研究的意义和预期目标51.2.1 本课题研究意义51.2.2 本课题的研究目标62活齿传动基础知识72.1 摆动活齿传动原理72.2二级摆动活齿传动方式82.3活齿传动的传动比102.3.1相对角速度法确定传动比102.4二级摆动活齿传动的传动比计算113二级摆动活齿减速器设计133.1摆动活齿减速器基本零部件结

2、构134摆动活齿减速器几何尺寸和基本参数设计164.1传动装置运动、动力参数的计算164.2减速器内传动的设计计算174.3轴的设计计算174.3.1中间轴的设计计算174.3.2输入轴的设计计算214.3.3输出轴的设计计算245在Solidworks环境中的实体建模285.1摆动活齿减速器的零件建模285.2摆动活齿减速器的虚拟装配306结 论32参 考 文 献341 前言1.1 活齿传动研究概况及发展趋势活齿传动理论最开始是在上世纪30年代由德国的科技人员首先提出来的，一直到了40年代的时候，德国的科学家们就已经把活齿传动技术成熟的在汽车上的转向机构应用了。70年代初期的时候，美国和苏联

3、都积极的投入到了活齿传动的新型式的开发上，美国推出了“无齿齿轮传动技术”，苏联也通过不断的探索研究推出了“正弦滚珠传动”方式，这些研究对活齿传动的发展都具有非常重要的作用。在今后的时间里，各国对活齿传动的研究迈上了新的台阶，英国、日本、德国、保加利亚等国通过其国内学者的不断攻关及研究，推出了一些有关活齿传动的专利和发明1。以上的种种迹象表明，活齿传动有很大的研究空间和应用潜力，对它的研究和应用，在国外已经成为行星齿轮研究领域中相当活跃的一部分了。从70年代开始，国外活齿传动理论研究发展日趋活跃的动向也引起了我国科技工作者的关注，于是他们便在条件相当的艰苦，即没有参考资料，而且资金相当缺乏的条件

4、下对活齿传动技术研究攻关，在十几年的不断进取之中，他们将以上困难一一解决，并在理论研究和产品研发方面都取得了累累硕果，显示了我国科技工作者不畏艰难，勇于攻关的可贵精神。其中取得的累累硕果有：滚子活齿传动机构，活齿针轮减速器，变速传动轴承，旋转活齿减速器，摆动活齿减速器，套筒活齿少齿差传动装置等。在这些新型减速器中，有的已经面向市场，推出了高性能的产品，具有极大的应用价值。有的还在国内外获得了各种嘉奖；例如：北京航空航天大学的陈世贤教授通过积极探索，成功的推出了推杆活齿针齿减速器，其研究成果在1986年的日内瓦国际发明博览会上获得了金奖，对我国新型减速机的发展具有重要意义，并对其他相关科研工作者

5、给予了极大的鼓舞。在1988年时，曲继方教授提出了一种新颖的传动形式轴向活齿传动，并提出了另一种新型活齿传动装置摆动活齿减速器。另外，由曲继方教授主编的活齿传动理论详细介绍了活齿传动技术，为活齿传动的发展奠定了扎实的基础。摆动活齿传动是活齿少齿差传动形式的新类型。文献2对研究摆动活齿啮合副的具体结构，齿形综合正反解，主要零部件的结构，主要零部件尺寸综合，传动性能和典型结构进行了详细分析。文献3根据活齿传动理论，分析了摆动活齿传动中啮合副各构件的主要特征结构，受力情况和它们之间的相对运动的情况，提出了一种行之有效的摆动活齿减速器的传动效率分析方法。文献4中针对摆动活齿传动系统的扭转振动建立了一个

6、科学的动力学模型，通过对模型的分析，推导了这个扭转系统的一个动力学控制方程，并且灵活运用矩阵迭代摄动的方法，分析了摆动活齿传动系统的非线性特征，并进行求解，作出了特征值谱曲线。文献5对摆动活齿传动机构的传动角进行了详细分析，找出了摆动活齿啮合副“运动倒置的”的原因，并给予解决。在文献6中，对摆动活齿传动系统的弯曲振动、扭转振动及其耦合效应进行了分析，在综合考虑了多种弹性影响的情况下，建立了一个系统动力学的模型，并根据此模型推导出了多自由度时变系数弹性动力学方程，应用矩阵迭代摄动法，对摆动活齿传动系统的固有频率进行了求解和分析。总之，由于国内外学者在活齿传动这一领域付出的巨大努力，如今已经建立起

7、很多重要理论，同时取得了重大实际意义的成果。1.2 本课题研究的意义和预期目标摆动活齿减速器虚拟样机设计这一研究课题是在具体分析了摆动活齿传动理论和国内外研究现状的基础上，利用Solidworks及CAD等软件，通过先进的现代设计思想提出来的。1.2.1 本课题研究意义 此次选题的目的和意义在于现如今摆动活齿减速器还是一种比较新型的减速器，对它的研究的实际意义是显而易见的。摆动活齿减速器是通用机械传动装置的一种，它的主要用途是完成定传动比的动力和运动的传递，。摆动活齿减速器与传统的减速器相比，具有很多无法比拟的优点。其主要性能和特点有：1、可达到更大的减速比。举个例子来说一级摆动活齿减速器的传

8、动比就能够达到60。串联式二级减速器的传动比则为两个一级减速器传动比的乘积，因此，它能达到3600的传动比，这一卓越的性能是一般传统减速器很难做到的。2、抗过载、抗冲击性能强，承载能力高。“刚性浮动”这种较先进的技术成功的运用到了摆动活齿减速器的重要零件中心轮之中。这种技术能够使参加啮合的活齿达到均载，这样，施加在每对啮合副上活齿的载荷就会减小很多。3、几乎没有摩擦损失、传动效率很高。，传动链大大缩短，因为在摆动活齿减速器中已经消除掉了传统减速器中的W机构；摆动活齿减速器更是能够达到94%以上的传动效率，这是因为它采用了均载技术，载荷合理的分布在多个处于啮合状态的活齿上，这样便提高了传动效率3

9、。目前，摆动活齿减速器广泛应用于矿山、冶金、起重运输、石油、造船、化工、工程机械、建筑机械、机床、自动化生产线、轻工机械、自动化生产线、制药、纺织、印刷等工业部门。 总之，摆动活齿减速器具有诸多优点及应用前景，本课题的研究具有一定的实际意义。1.2.2 本课题的研究目标基于活齿传动原理，对摆动活齿传动的传动结构、运动学和传动比进行分析，对摆动活齿减速器几何尺寸和基本参数进行定量设计。在摆动活齿传动理论研究的基础上，利用Solidworks软件，对摆动活齿减速器进行虚拟样机建模，实现虚拟设计、装配的研究。2活齿传动基础知识2.1 摆动活齿传动原理摆动活齿传动已经完全突破了传统减速器的传动结构，它

10、是一种新型的活齿传动形式，这引起了减速器的研究与发展的新的革命。在它的啮合副中用“摆动活齿”代替了“移动活齿”，这样便完全消除了因移动带来的摩擦损失，从最根本的地方解决了移动活齿啮合副的磨损问题。激波器H、活齿轮G和中心轮K三个基本构件摆是动活齿传动中的最基本的零部件，由它们组成了摆动活齿传动的啮合副。摆动活齿啮合副的特点是很明显的，即每两个活齿安装在同一个销轴上，每个销轴安装在两个虚支撑之间，构成简支梁结构，且销轴均布在虚支撑上。同时，活齿分别与激波器以及中心轮啮合。图2.1所示为摆动活齿传动的一个啮合副。摆动活齿传动中共有3个运动副，分别为高副A、B和转动副C。它们是由中心轮K、激波器H和

11、活齿架G组成的。摆动活齿啮合副有四个活动件：中心轮K、激波器H、活齿架G和摆动活齿。在一个啮合副中由于激波器的偏心作用，使得活齿可绕着销轴实现摆动运动特征，且中心轮的特殊曲线形式可满足其与活齿的完美啮合，这是活齿传动的关键。图2.1 摆动活齿啮合副激波器H是由偏心轮、激波轴承及激波环组成的。(如果在设计时,激波器的外径是根据标准轴承的外径设计的，则可省去激波环，这样可以简化结构)。活齿是安装在销轴上的，且两个活齿安装在同一个销轴上。每一个销轴安装在两个虚支撑之间，构成简支梁结构，且为过盈配合。活齿与中心轮和激波器共同组成啮合副。活齿的结构紧凑简单，而中心轮为具有特殊包络曲线的部件。在工作的时候

12、，激波器由于与输入轴固联，故激波器与输入轴一起周期转动，而激波器的偏心作用有使得活齿可以实现摆动运动的要求。而活齿与中心轮啮合时发生的是“错齿运动”，这是因为活齿的数目与中心轮内齿的数目是不同的，且两者的齿距也不相同。以上特点，导致了活齿传动的特殊传动形式。摆动活齿传动的传动原理：当驱动力输入后，由于激波器H与输入轴固联，所以，激波器也是以匀速转动，激波器H与摆动活齿之间组成了高副，这样就使摆动活齿绕着销轴转动，同时摆动活齿与中心轮的内齿廓啮合，而这时，如果活齿架是固定的，由于活齿与中心轮之间是啮合的，中心轮K因此以等角速度顺时针转动；如果中心轮是固定的，则在啮合副工作时，活齿轮G以等角速度逆

13、时针转动的。1-中心轮 2-活齿 3-激波器图2.2 摆动活齿传动原理图2.2二级摆动活齿传动方式二级摆动活齿传动是机械工业迅速发展的产物。现代工业需要具有更大传动比的减速器，所以二级摆动活齿减速器应运而生。二级活齿传动由串联式和封闭式两种类型。（1）串联式二级活齿传动的结构两个基本活齿传动串联在一起就组成了一个串联式二级活齿传动。它的结构特征是：第一级基本活齿传动的从动轴与第二级基本活齿传动的主动轴固联。图2.3所示为串联式二级活齿传动的运动简图。电动机直接驱动输入轴,而激波器H1与输入轴固联。然后第二级基本活齿传动中的主动件激波器与第一级基本活齿传动的从动件活齿轮固联。图2.3 串联式二级

14、活齿传动运动简图（2）封闭式二级活齿传动的结构图2.4所示活齿传动H1G1K1是原始机构，激波器H1是主动件，活齿轮G1是从动件，中心轮K1是另一个重要的基本件。基本活齿传动H2G2K2是封闭机构，中心轮K2是固定的，激波器H2与激波器H1固联，活齿轮G2与中心轮K1固联，于是封闭机构H2G2K2封闭了原始机构H1G1K1的两个基本件主动件激波器H1和另一个基本件中心轮K1。图2.4 封闭式二级活齿传动的运动简图2.3活齿传动的传动比活齿传动的传动比是中心轮K、活齿轮G和激波器H三者之间中任意两者的角速度之比。传动比用字母i表示，两者之间的运动状态由传动比i的上下标来表示。2.3.1相对角速度

15、法确定传动比相对角速度法是一种行之有效的求传动比的方法，它借助了相对运动原理，将啮合副的各部分共同减去一个相同的角速度，简化运动形式，求出传动比。首先，给整个活齿传动加一个与激波器H角速度大小相等、方向相反的角速度（-H）。然后根据相对运动原理我们可以知道，这样并不会引起活齿传动传动比的变化。此时，激波器H可视为是固定不动的。在转化机构中，三个基本件相对激波器H的角速度为HH、KH、GH。表2.1 基本件的角速度构件名称活齿传动中的角速度转化机构中的角速度激波器HHHH=HH=0活齿轮GGGH=GH中心轮KKKH=KH在这个已经减去激波器H角速度的机构中，可用定轴轮系传动比公式计算其中两个零部

16、件的传动比，所以活齿轮G和中心轮K的传动比可表示为iGKH=GHKH=ZKZG由上式得 G=KiGKH+H（1-iGKH） （2.1）式（3.1）称为活齿传动基本构件角速度关系式，它表达了激波器H、活齿轮G、中心轮K三者之间的运动关系。当中心轮K固定（G=0）的时候，激波器H是主动件，活齿轮G是从动件，它们的传动比是iHGKiHGK=ZG(ZG-ZK); iGHK=(ZG-ZK)ZG (2.2)当活齿轮G固定（G=0）的时候，激波器H是主动件，中心轮K是从动件，它们的传动比是iHKG iHKG=ZK(Zk-ZG); iKHG=(ZK-ZG)Zk (2.3)当激波器H固定（H=0）的时候，活齿轮

17、G是主动件，中心轮K是从动件，它们的传动比是iGKH iGKH=ZKZG; iKGH=ZGZK (2.4)2.4二级摆动活齿传动的传动比计算二级摆动活齿传动的传动比是通过“相对角速度法”来计算的。首先，通过“相对角速度法”对两级活齿传动分别列出传动比的方程式，然后，将两式联立求解，这样就可以求出串联二级活齿传动的总传动比。如图2.3所示，在中间的点划线处将串联二级活齿传动分为两个部分：第一级活齿传动中，中心轮K1是固定的，激波器H1是主动件，活齿轮G1是从动件，其传动比为iH1G1k1=ZG1ZG1-ZK1 (2.5)第二级活齿传动中，活齿轮G2是固定的，激波器H2是主动件，中心轮K2是从动件

18、，其传动比为iH2G2k2=ZG2ZG2-ZK2 (2.6)由于活齿轮G1和激波器H2是固联在一起的，所以串联二级活齿传动的总传动比为iH1K2K1G2=iH1G1K1iH2G2K2 (2.7)3二级摆动活齿减速器设计3.1摆动活齿减速器基本零部件结构本文设计的二级摆动活齿减速器中,为了达到平衡工作载荷和惯性力的目的,激波器采用了180 布置的双排结构（即两个偏心套反向安装在同一轴段上）。为简化摆动活齿的结构，同时将两个活齿安装在一个销轴上，并且销轴采用简支梁支撑方式（即每一个销轴安装在两个虚支撑之间，并采用过盈配合）。在摆动活齿传动啮合副中，摆动活齿绕着虚支撑上的均布柱销摆动。摆动活齿上的三

19、个运动副元素分别与中心轮K、偏心轮激波器H和活齿架G组成了两个高副和一个转动副。摆动活齿啮合副一共有四个活动件：带有七个内齿的中心轮、采用双排结构的激波器，活齿架和摆动活齿。摆动活齿啮合副的结构特征决定了摆动活齿的传动性能，因此，为提高摆动活齿的传动性能和效率，必须对其各个啮合副的结构设计进行分析研究。 （1）摆动活齿轮G摆动活齿轮由活齿架和均布在活齿架上的一组摆动活齿组成。摆动活齿采用了整体简单外廓曲线结构，它不仅有结构紧凑的优点，而且具有组装方便、工艺性好等优点；活齿的设计是整个摆动活齿啮合副设计的关键，活齿的直径应根据给定参数，并通过公式推导确定；其宽度应根据激波器中的轴承的宽度确定。设

20、计活齿时，应注意其也应该采用偏心形式，以满足它绕销轴摆动的条件。在设计中，为了达到平衡惯性力和工作载荷的目的，摆动活齿轮采用了双排结构。同时，为了简化摆动活齿轮的结构，两个活齿同时安装在同一个销轴上，销轴的安装采用了简支梁支撑的方式，即采用了摆动活齿的“双排共支撑活齿结构”。图3.1 活齿（2）中心轮K中心轮K和活齿轮G之间需要形成共轭齿轮副，它们的结构综合是紧密联系在一起的。当摆动活齿轮G已经选定为双排结构时，中心轮K的结构与其相对应，也应是双排结构的。为了达到平衡工作载荷和惯性力的目的，活齿轮G选用“双排共支撑结构”之后，与其相对应，中心轮的内齿个数应该是一个奇数。它们的互相位置应该是：一

21、排中心轮的轮齿，对应着另一排中心轮的齿间，也就是说双排中心轮互相之间错开了半个齿距。两排中心轮这种固定的互相位置，靠中心轮与机壳之间的键连接来保证。活齿轮的摆动活齿能转整周的，对应的中心轮齿形是摆线等距线，齿形对称；摆动活齿不能整周转动的，对应的中心轮齿形的复杂曲线，齿形不对称。这时，中心轮的结构设计要注意齿形的方向性。图3.2 中心轮（3）激波器H激波器H由激波环，偏心套和轴组成。偏心套与轴之间采用键连接。而且两个偏心套反向套同一轴段上。正是激波器具有的额偏心作用，才使得活齿能在其连接的销轴上摆动。在活齿传动中，激波器H的结构是与活齿轮G和中心轮K相对应的，也是采用了典型的双排结构。双排激波

22、器之间的轴向距离在设计时应该尽量减小，因为此段距离的大小将直接影响到由工作载荷和惯性力所引起的施加在轴上的弯矩和扭矩。在激波器外轮廓尺寸时，应该注意按轴承的标准尺寸来设计；否则，在轴承外环上还要再加装一个激波环，是结构变得相对复杂。而且，偏心套的外径尺寸也应该参照轴承的内环的尺寸来进行设计，并且满足配合的要求。1-轴承 2-偏心套 3-输入轴图3.3 激波器4摆动活齿减速器几何尺寸和基本参数设计4.1传动装置运动、动力参数的计算已知参数：额定功率P=10kw 输入轴转速n=1440r/min 传动比i=64(1)传动方案的确定根据要求采用摆动活齿传动并采用串联式二级活齿传动的结构。(2)电动机

23、的选择选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机,根据已知参数,输入轴转速为1440r/min,故电动机转速也应为1440r/min,故选用转速为1500r/min的电动机进行试算,其满载转速为1440r/min,其型号为Y160M-4。 （3）传动比的计算及分配分配传动比：由于两级均为活齿传动，且采用串联式二级活齿传动，故采用第一级与第二级相同的传动比，即单级传动比i=8。（4）各轴转速电动机转速n0=1440r/min 输入轴转速n1=n0=1440r/min 中间轴转速n2=180r/min 输出轴转速n3=22.5r/min nw=22.5r/min（5）各轴功率P1=P0联=1

24、00.99kw=9.9（kw） （3.1）P2=P1轴承齿=9.90.990.97=9.51（kw） （3.2）P3= P2轴承齿=9.510.990.97=9.13（kw） （3.3）Pw= P3轴承联=9.130.990.99=8.95（kw） （3.4）（6）各轴转矩T0=9550P0n0=9550=66.32（Nmm） （3.5）T1=9550P1n1=95509.91440=65.66（Nmm） （3.6） T2=9550P2n2=95509.=504.56（Nmm） （3.7）T3=9550P3n3=95509.1322.5=3875.18（Nmm） （3.8）Tw=9550Pwn

25、w=95508.9522.5=3798.78（Nmm） （3.9）4.2减速器内传动的设计计算单级传动比i=8; 活齿数zh=i=8; 中心轮齿数zg=i1=7； 中心轮分度圆直径初步取Dg=160mm；活齿滚柱的直径dg和销轴直径dg：dg=（0.40.6）Dgsin（180Zk）=（0.40.6）160sin（1807）=27.7641.65(mm)，取值30mm；销轴直径dg=（0.40.7）dg=（0.40.7）30=1221（mm），取值14mm；偏心量e=（0.150.24）dg=（0.150.24）30=4.57.2（mm），取值5mm。激波器激波盘外径Dj=2（Dg2dg2e）

26、=2（16023025）=120（mm）；中心轮齿根圆直径Dg=Dg+dg=160+30=190（mm）；中心轮齿顶圆直径Dg=Dg4e=19045=170（mm）；活齿滚轮宽度b=（0.61.2）dg=（0.61.2）30=1836（mm），取值20mm。4.3轴的设计计算4.3.1中间轴的设计计算（1）已知条件：中间轴传递的功率P2=9.51kw； 转速n2=180r/min；（2）选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选择常用的材料45钢，调质处理。（3）处算轴径：因为选用材料为45钢，故C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值C=110

27、，则dmin=c3P2n2=11039.51180=1100.375=41.276（mm） （3.10）（4）中间轴结构设计中间轴结构设计图图4.1 中间轴轴承的选择与轴段1的设计 该段轴上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用圆柱滚子轴承。暂取轴承为N209E,查表得，轴承内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=25mm，定位轴肩直径da=50mm。故取轴段1直径d1=45，轴长L1=B+1=28mm。轴承的选择与轴段2的设计 选用深沟球轴承6213，轴承内径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm。故取轴段2直径d2=da=50mm， 轴段长度L2

28、=2B+2=22314=60mm。轴承的选择与轴段3的设计 选用深沟球轴承6014，轴承内径d=70mm，外径D=110mm，宽度B=20mm。故虚支撑的外径取70mm，暂取内径为54mm。故取轴段3直径d3=54mm，轴段3长度L3=B+3=20+7=27mm。轴承的选择与轴段4的设计 选用深沟球轴承6209，轴承内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=25mm。故取轴段4直径d4=45mm，轴段4长度L4=19mm。（5）键连接 偏心套与轴间采用B型平头普通平键连接，查表得其型号为键181122GB/T1096（6）轴的强度校核计算求轴上的载荷表4.1 中间轴的载荷分布载荷水平面H垂直

29、面V支反力FFNH1=3330N,FNH2=1674NFNV1=1869N,FNV2=-40N弯矩MMH=NmmMV1=NmmMV2=-4120Nmm总弯矩M1=+=NmmM2=+41202=Nmm扭矩TT2=P2n2=9.51180=Nmm按扭转强度条件为轴的扭转强度条件为T=TwTPn0.2d3T （3.11）T=9.2453=27.6845 满足条件。按弯矩合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6ca=M12+（T2）2w=+（0.6）20.1483=36.6(MPa) （3.12）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查资料的-1=60MPa,因此, ca-1,故安全

30、。（7）校核键连接的强度偏心套处键连接的挤压应力为 p=2T21032kld=2504.5610320.5112250=83.40 （3.13）取偏心套、中间轴的材料都为钢，查表得p=125150MPa,pp,强度足够。 图4.2 中间轴的载荷分析图4.3.2输入轴的设计计算（1）已知条件：高速轴传递的功率P1=9.9kw，转速n1=1440r/min。（2）选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选择常用的材料45钢，调质处理。（3）初算最小轴径：C=106135，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=120，则dmin=c3P1n1=11039.91440=

31、22.82(mm) （3.14）轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为d122.82mm+22.85（0.030.05）mm=22.82+（0.68461.1425）mm=23.504623.9625mm，取d1=25mm（4）输入轴的结构设计输入轴结构设计图图4.3 输入轴轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计轴段6的设计 d6dmin，故取轴段6直径d6=25mm，轴段6长度L6=45mm。轴段5的设计 该轴段直径应大于轴承定位轴肩直径，故取轴段5

32、直径d5=28mm，轴段5长度L5=10mm。轴承的选择与轴段4的设计 选取深沟球轴承6007，轴承内径d=35mm，外径D=62mm，宽度B=14mm，故取轴段4直径d4=35mm，轴段4长度L4=B=14mm。轴承的选择与轴段3的设计 选深沟球轴承6011，轴承内径d=55mm，轴承外径D=90mm，宽度B=18mm。故取轴段3直径d3=40mm，轴段3长度L3=B+3=18+7=25mm。轴承的选择与轴段2的设计 取轴段2直径d2=35mm，选用深沟球轴承6213，轴承内径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm。故取轴段2长度L2=2B+2=60mm。轴承的选择与轴段1的设计

33、 取轴段1直径d1=30mm，选取圆柱滚子轴承N206E，轴承内径d=30mm，轴承外径D=62mm，宽度=16mm。故取轴段1长度L1=B+1=16+3=19mm。（5）键连接 偏心套与输入轴轴段1间采用平头普通平键(B型)连接，查表得其型号为键10822 GB/T1096。联轴器与输入轴轴段1间采用单圆头普通平键(C型)连接,查表得其型号为键8770 GB/T1096。（6）轴的强度校核计算求轴上的载荷表4.2 输入轴的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=670N,FNH2=437NFNV1=456N,FNV2=-56N弯矩MMH=45613NmmMV1=17273NmmMV2=

34、-394Nmm总弯矩M1=+=48751NmmM2=+3942=45615Nmm扭矩TT2=P1n1=9.91440=65656Nmm按扭转强度条件为轴的扭转强度条件为T=TwTPn0.2d3T （3.15）T=9.2253=2.0945 满足条件。按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常可校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6ca=M12+（T1）2w=+（0.665656）20.1403=9.79(MPa) （3.16）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查资料的-1=60MPa,因此, ca-1,故安全。（7）校核键连

35、接的强度 偏心套与输入轴轴段2处键连接的挤压应力为 p=2T11032kld=265.6610320.582250=21.32 （3.17）图4.4 输入轴的载荷分析图取偏心套、输入轴的材料都为钢，查表得p=125150MPa,pp,强度足够带轮处键连接的挤压应力为p=2T11032kld=265.661030.5770-425=23.45 （3.18）取带轮、输入轴的材料都为钢，查表得p=125150MPa,pp,强度足够。4.3.3输出轴的设计计算（1）已知条件：输出轴传递的功率P3=9.13kw，转速n3=22.5r/min。（2）选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊

36、要求，故选择常用的材料45钢，调质处理。（3）初算最小轴径：C=106135，考虑轴端只承受转矩，故取中间值C=106，则dmin=c3P3n3=10639.1322.5=78.48（mm） （3.19）轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细出直径d178.48mm+78.48（0.030.05）mm=80.8382.4mm，取d1=84mm（4）输出轴的结构设计输出轴结构设计图图4.5 输出轴轴承部件的结构设计 该减速器输出轴右端与中心轮固联，故只需左端采用单轴承固定方式，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径出开始设计轴段1的设计 暂取轴段1直径d1=84mm，L1=60mm。

37、轴承的选择与轴段2的设计 取轴间高度h=3mm，故d2=90mm。选取深沟球轴承6018，轴承内径d=90mm，外径D=140mm，宽度B=12mm。选择密封圈，密封圈内径d=90mm，密封圈外径D=120mm，宽度b=12mm。故取L2=B+b=36mm。（5）键连接联轴器与轴段1采用单圆头普通平键(C型),其型号为键221490 GB/T1096（6）轴的强度校核计算求轴上的载荷表4.3 输出轴的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=6308N,FNH2=3337NFNV1=2456N,FNV2=-536N弯矩MMH=NmmMV1=97763NmmMV2=-2364Nmm总弯矩M1

38、=+=NmmM2=+23642=Nmm扭矩TT3=P3n3=9.1322.5=Nmm按扭转强度条件为轴的扭转强度条件为T=TwTPn0.2d3T （3.20）T=9.1322.50.2843=3045 满足条件。按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常可校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6ca=M12+（T1）2w=+（0.6）20.1843=39.99MPa） （3.21）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查资料的-1=60MPa,因此, ca-1,故安全。（7）校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 p=2T31

39、032kld=23875.1810320.514(90-11)84=83.42 （3.22）取联轴器、输出轴的材料都为钢，查表得p=125150MPa,pp,强度足够。图4.6 输出轴载荷分析图5在Solidworks环境中的实体建模在solidworks环境中，需要完成的最重要的工作是创建摆动活齿减速器的实体模型 。使用solidworks零件模块，能够十分有效的建立形状不同、结构复杂的实体模型。在solidworks环境中完成设计时，主要用到的特征命令有：扫描、倒角、拉伸、旋转等。5.1摆动活齿减速器的零件建模（1）中心轮的实体建模中心轮是摆动活齿减速器的啮合副中十分重要的零部件。中心轮与机壳固联。它有较复杂的外廓曲线。因此，将中心轮外廓曲线成功生成对中心轮的实体建模十分重要。图5.1 中心轮(2)活齿的实体建模 活齿为活齿传动啮合副的一部分,在此二级摆动活齿减速器中共32个