摆线针轮行星减速机的设计综述(共44页)

1、机械专业类论文摘要摆线针轮行星减速器作为重要的机械传动部件具有体积小、重量轻、传动效率高的特点。本设计在全面考虑多齿啮合、运转平稳、轮齿均载等运动学和动力学的要求，实现高承载能力、高传递效率、高可靠性和优良动力学性能等指标，而且要便于制造、装配和检修，设计了该具有合理结构的摆线针轮行星减速器。本设计建立了合理的动力分析数学模型，对摆线针轮传动中的摆线轮、转臂轴承、柱销及轴进行准确的受力分析，并用MATLAB语言编制计算机程序对其求解。计算并校核主要件的强度及转臂轴承、各支承轴承的寿命，分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。利用UG软件对摆线针轮减速器各零件建立几何三维模型、摆线针轮减速器

2、虚拟装配及工程图生成。用本文的方法设计摆线针轮减速器，具有设计快捷、方便等特点。研究结果对提高设计的速度、质量具有重要意义。关键词：摆线传动 摆线轮 UG AbstractThe cycloidgear 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

3、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 structu

4、re cycloidgear reducer.In this design，we built the exact force analysis mathematical model of the cycloidgear reducer, analyzed the forces born by the cycloid-gear, the bearings and the shaft, and produce the Matlab language software analyze of the forces analysis. We analyzed the forces of parts in

5、 the cycloidgear reducer and calculated the intensity and the life of parts. From analyzed the results, we found the parts are our requests. When we establish the threedimensional structure of the Planetcycloid Reducer model with the software UG，Carry on visual design and virtual assemble and drawin

6、g paperThe result of study have the guide meaning to accelerate design speed and quantities of the Planetcycloid ReducerKeywords：Planetcycloid Reducer; Cycloid ; UG 第一章 绪论在科技飞速发展的今天,产品设计已经进入了一种全新的三维虚拟现实的设计环境中,以往的那种以二维平面设计模式为代表的设计方式已经逐渐退出“历史舞台”,取而代之的是各种先进数字化的三维设计技术。它的应用和发展引起全了社会和生产的巨大变革。减速器是各种机械设备中最常

7、见的部件,它的作用是将电动机转速减少或增加到机械设备所需要的转速, 摆线针轮行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻、效率高等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，所以使用越来越普及，为世界各国所重视。本文运用 UG NX软件建立摆线针轮减速器结构三维模型 ，研究了摆线针轮减速器可视化设计方法和虚拟装配，研究的结果对提高摆线针轮减速器设计的速度和质量具有指导意义。1.1基本概念计算辅助设计(Computer Aided Design,CAD),是指工程技术人员在人和计算机组成的系统中以计算机为工具,辅助人类完成产品的设计,分析,绘图等工作,并达到提高产品设计质量,缩

8、短产品开发周期,降低产品成本的目的。一般认为CAD系统的功能包括:(1)概念设计；(2)结构设计；(3)装配设计；(4)复杂曲面设计；(5)工程图样绘制；(6)工程分析；(7)真实感染及渲染；(8)数据交换接口等。摆线针轮行星传动,简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动一样，同属于K-H-V型行星齿轮传动。摆线针轮传动的主要特征是：行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。摆线针轮减速器,利用摆线针轮行星传动原理制成的一种减速器,它的优点是减速比大、体积小、重量轻、效率高等。1.2 UG的发展UG(Unigraphics)软件是EDS公司(Unigraphics Soluti

9、ons公司,后成为其中的UGS部门)推出的集CAD/CAE/CAM为一体的三维参数化设计软件之一,也是当今世界先进的计算机辅助设计,分析和制造软件中的一员,成为了UGS产品家族中应用最为广泛的设计软件。其最新版本的UG NX不但继承了原有UG软件的各种强大功能,而且与该公司的另一拳头产品I-deas软件的功能相互结合,共同构建了功能更加全面的辅助设计应用环境。2001年9月,EDS公司宣布成立其第五业务部-PLM Solutions 由EDS公司先前收购的SDRC公司与UGS部门合并组成,来自原SDRC公司的I_DEAS软件和原UGS公司的Unigeaphics软件都有着广泛的用户基础,它们是

10、技术先进,功能全面,且有很强互补产品.作为对广大用户的承诺,EDS公司宣布将推出结合两产品优势,具有业界领先水平的开放式,基于标准框架的CAD/CAE/CAM解快方案平台,现有的用户,不论是I-Deas用户还是Unigeaphics用户,都可以通过升级转移到新的解快方案平台。2002年9月份,全新版本的UG NX在美国上市。从2002年10月开始,EDS公司在世界各地举办专题研讨会,介绍UG NX 的开发方针和内容。UG系列软件在发展过程中不断推出新版本,但是设计,绘图,加工部分仍是UG软件的核心,基本功能变化不大,仅是用户界面有一定的改变,以及功能上有一些扩充,改进和细化。1.3 摆线针轮减

11、速器的发展 1926年德国人LBraren发明了摆线针轮减速器，他是在少齿差行星传动结构上，首先将变幅外摆线的内侧等距曲线用作行星轮齿廓曲线而把圆形作为中心轮齿廓曲线，和渐开线少齿差行星传动模式一样，保留zXF类N型行星齿轮传动。摆线针轮传动较之普通渐开线齿轮或蜗轮传动的优点是：高传动比和高效率；同轴输出，结构体积小和重量轻；传动平稳和噪声低。由于摆线针轮传动同时啮合的齿数要比渐开线外齿轮传动同时啮合的齿数多，因而承载能力较大，啮合效率要高；还由于摆线轮和针轮的轮齿均可淬硬、精磨，较渐开线少齿差传动中内齿轮的被加工性能要好，齿面硬度更高，因而使用寿命要长；加上摆线轮的加工技术已经过关，专业加工

12、设备齐全，摆线轮已纳入专业通用件，在国内已做到通用化批量生产，生产成本下降，因此摆线针轮传动的减速器当前广为应用。摆线针轮减速技术至今，虽在品种、规格等方面做了不少改进，但再没有作本质、原理上的创新。现今摆线针轮减速器，其原理和结构还是1926年德国的原型。目前，摆线针轮的研究在国内外都在积极发展，日本住友重机械株式会社的“80系列”极大提高了性能，从1990年开始，住友机械株式会社在“80系列”的基础上推出最新“90样本”的摆线针轮减速器，它的机型由15种扩大为21种，传动比由8种扩大为16种。我国对日本提高摆线针轮减速器性能的主要技术措施已进行较深入的分析，而且在赶超世界水平方面也有自己的

13、创新成果，如符合工程实际的对摆线轮与输出机构受力进行分析及摆线轮齿形的优化设计等。摆线针轮减速器所传递的最大功率为132KW，输入轴最高转速为1800r/min。美国在研究直升飞机传动装置时所做的摆线针轮传动试验样机，采用四片摆线轮，可以保证输入轴动平衡的新结构，输入转速达2000r/min，传动功率达205KW。第二章 UG的功能与特点分析2.1 参数化与模块化设计2.1.1 参数化设计和变量化设计 早期的CAD系统中其设计结果仅仅实现了用计算机及其外围设备出图,就产品图形而言,不过是几何图素(点,线,圆,弧)的拼接,是产品的可视形状,并不包含产品图开有内在的拓扑关系和尺寸约束.因此,当需要

14、改变图形中哪怕任一微小的部分,都要擦除重画.这不仅使设计者投入相当的精力用于重重劳动,而且,这种重复劳动的结果并不能充分反映设计者对产品的本质构思和意图.一个机械产品,从设计到定型 ,其间经历了反复的修改和优化;定型之后,还要针对用户不同的规格系列的变而自动生成.如何将只有几何图素的“死图”变为含有设计构思,设计信息的产品几何模型,这是研究参数化设计和变量化设计的出发点。参数化和变量化设计的基础是尺寸驱动几何模型。与传统的设计不同,尺寸驱动的几何模型可以通过改变尺寸达到更改设计的目的。这意味着,设计人员一开始可以设计一个草图,稍后再通过精确的尺寸完成设计的细节。参数化设计一般指图形的拓扑关系不

15、变,尺寸形状由一组参数进行约束。参数与图形的控制尺寸有显式的对应,不同的参数值驱动产生不同大小的几何图形。可见,参数化设计的规格化,系列化产品设计的一简单,高效,优质的设计方法。变量化设计是指设计图开有修改自由度不仅是尺寸形状参数,而且包括拜年结构关系,甚至工程计算条件,修改余地大,可变元素多,设计结果受到一组约束方程的控制和驱动.这种方法为设计方法为设计者提供了更加灵活的修改空间。无论参数化设计还是变量化设计,其本质是相同的,即在约束的基础上驱动产生新的设计结果,所不同的是约束自由度的范围,在参数化设计方法中要严格的逐个连续求解参数；而在变量设计方法中则是方程联立求解。2.1.2 模块化设计

16、模块化的概念由来已久，人类的语言无论其表达能力多么丰富,都是由有限的音节构成的；再用有限的字符刻录下来就构成了描述不同对象的文字系统。这里音节和字符就是基本模快，通过基本模型的排列组合就构成了丰富万千的不同系统；26个英文字母可以表达任何意思；10个阿拉伯数字字符可以表达任何数字；一组儿童积木可以拼搭不同的玩具造型；相同的建筑材料可以盖成不同式样的楼宇。到20世纪50年代,欧美一些国家正式提 出“模块化设计”概念,把模块化设计提到理论高度来分。目前,模块化设计的思想已涌到许多领域,例如机床,减速器,家电,计算机等等.在每个领域,模块及模块化化设计都其特定的含义。所谓模块化设计,即在对产品进行功

17、能分析的基础上,划分并设计出一系列相对通用的功能模快,通过模块的选择和组合可以构成不同功能或相同功能不同性能,不同规格的产品,以满足市场的不同需求。2.2 UG的功能与特点目前,随着信息技术的发展,市场上已出现了许多不同的CAD/CAPP/CAM软件,如CAD、 UG 、PRO/E、 CAXA、Solidworks等等,其中,犹以PRO/E和UG为典型代表。PRO/E是基于参数化设计的典型软件,UG是基于模块化设计的典型软件。UG NX主要应用于数字化产品设计、数字化仿真和数字化产品制造等3大领域。（1） 数字化产品设计数字化产品设计又称全面设计技术。作为通向整个产品工程的一个主要的部分，Un

18、igraphics产品设计技术涉及了绝大部分设计方法，使概念设计与详细的产品设计无缝组合。装配设计被提升为基于系统的建模，它提高了工程师对整个产品和生产过程进行评估的能力。评估过程中，工程师可以无限制地修改设计尺寸、零件或者整个部件。UG NX附加的开发设计工具还可以提高产品的质量，并且促进产品开发协作。（2） 数字化仿真UG NX 软件具有强大的根据产品特性进行虚拟仿真的功能。传统的虚拟仿真往往意味着需要专门训练的工程师和昂贵的物理原型，尽管随着高级仿真工具的出现省掉了一些物理原型，但对产品而言，这些工具往往显得笨拙而不易操作，而且还要求操作人员经过高级的专门培训。而UG NX 软件提供了专

19、业的产品仿真应用模块，能够进行产品的运动仿真、结构强度分析和产品模态分析。随着更多现代化的仿真工具的嵌如，UG NX的虚拟仿真更便于非专业的设计师和工程师使用，并且在最大程度上确保了产品的物理特性。（3） 数字化产品制造UG NX的数字化制造应用模块为生成、模拟和验证数控加工路径提供了一套全面、易用的方法，以应对制造业越来越昂贵的费用开支，它是一个可扩展的解决方案，可以在单机和多CDA或集成环境下有效地实施。在与机床和传感器产品的结合方面，UG NX 倡导抓住和再利用加工过程中面向知识驱动的解决方案，以提高精密加工的技术和含量。UG每次升级的最新版本都代表了最先进的制造技术，很多现代设计方法和

20、理论都能较快地在其新版本中找到。例如在并行工程中强调的几何关联设计，参数化设计等都是这些先进方法的体现。UG NX 的主要特点是：实现了知识驱动型自动化和利用知识库进行建模，同时能自上而下进行设计，以确定子系统和接口，实现完整的系统库建模。知识驱动型自动化就是终端用户能够利用系统向导进行操作，由于有制作向导的工具，因此用户可以添加设计方法。系统库建模使用的是先前版本中被称为“WAVE”的设计技术。同时UG NX还是Unigraqhics与I-deas进行整合的版本，实现了它们之间的互操作性。在一个系统中进行设计，而在另一个系统中可以对该设计进行分析或加工。用户可以充分利用两套软件的优势来优化产

21、品的研发流程，以获取更高价值。两套系统之间保证双向变更的相关通知及更新，实现对历程树等智能跟踪。按照不同设计阶段，两套系统将逐步实现对几何参数，模型文件，产品数据的交互操作功能。比如，在绘制产品的二维图形时，可以将I-deas数据自动读入UG NX中，在草图设计中追加约束条件。·UG NX还具有UG系列软件通用性·集成的产品开发环境·产品设计相关性·产品设计并行协作·基于知识的工程管理·设计客户化2.3 UG NX 产品设计概述2.3.1 UG NX的工作流程UG NX 软件在产品的设计制造过程中，体现了并行工程的思想，在产品设计的早

22、期，它的下游应用部门（如工艺部门、加工部门、分析部门等）就已经介入设计阶段，所以设计过程是一个可反馈、修改的过程。UG NX 强大的参数化功能能够支持模型的实时修改，系统能自动刷新模型，以满足设计要求。由此，这种设计过程不必等产品全部设计完，才进行下游工作，而是在产品初步设计后，进可进行方案评审，并不断修改设计，直到达到设计要求。应用UG NX 软件进行产品设计的工作流程如图2-1所示。图2-1 UG NX 的工作流程2.3.2 UG产品设计的一般过程（1） 先做准备工作 ·阅读有关设计的初始文档，了解设计目标和设计资源。 ·收集可重复使用的设计数据 ·定义关键参

23、数的结构草图·了解产品装配结构的定义·编写设计细节说明书·建立文件目录（2） 再应用UG进行设计 ·建立主要的产品装配结构 ·在装配设计的顶层定义产品设计的主要控制参数和设计结构描述 ·将这些参数和结构描述数据 ·保存整个产品设计结构 ·对不同了部件和零件进行细节设计 ·随时进行装配层上的检查2.3.3 三维造型的步骤（1）理想模型的设计 这里应该了解主要的设计参数、关键的设计结构和设计约束等设计情况。（2）主体结构造型 找出模型的关键结构，如主要轮廓和关键定位孔等结构。关键结构的确定会对造型过程起到关键

24、性作用。对于复杂模型而言，模型的分解是造型的关键。如果一个结构不能直接用三维特征造型来完成，就需要找到该结构的某个二维轮廓特征。然后用拉伸、旋转或扫描的方法，还可以用曲面造型的方法来建立该模型。UG 允许用户在一个实体设计上使用多个特征，这样就可以分别建立多个主结构，然后在设计后期将它们用布尔运算连接在一起。对于能够确定的设计模型，应该先造型，而那些不能确定的设计部分应该放在造型后期来完成。在进行主体结构造型时，要注意设计基准的确定。设计基准常将决定设计的思路，好的基准会帮助简化造型过程，并方便后期的设计工作。（3）零件的相关性设计 UG 允许用户在建模完成之后，再建立零件之间的参数关系。但更

25、直接的方法是在造型中就直接引用相关参数。（4）细节特征设计细节特征设计一般放在造型的后期阶段，一般不要在早期阶段进行这些细节设计，这样会大大加长设计周期。2.3.4 UG NX 基本操作流程UG NX 的功能操作都是在零部件文件的基础上进行的，UG的文件是以“xxxxx.prt”格式保存的。下面介绍UG NX 基本的操作流程。（1） 启动UG NX 。（2） 如果是新的设计，应该先建立一个新的文件名。如果是修改一个已有的零件，可以打开已经存在的文件。（3） 根据设计需要，进入相应的设计功能模块，如建模、制图、装配和结构分析等模块。（4） 进行相关的准备工作：如坐标系、层和参数的预设置，为具体的

26、设计指定相应的参数，它们会影响用户的后续操作。（5） 开始做具体的设计操作。（6） 检查零部件模型的正确性，如果有必要，对模型进行相应的修改。（7） 保存需要保存文件后，退出系统。第三章 摆线针轮减速器传动理论与设计方法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图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮，为摆线行星轮，H为系杆，V为输出轴。运动由系杆H输入，通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样，摆线针轮传动也是一种KHV型一齿差行星传动。两者的区别在于：摆线针轮传动中，行星轮的齿廓曲线不是渐开线，而是变态摆线，中心内齿采用了针齿，以称针轮，摆线

27、针轮传动因此而得名。同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为.图31 摆线针轮减速器原理图 由于1，故，“”表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。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H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。（2） 行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线.为使输入轴达到静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双偏心套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚子轴承,而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构

28、常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。(3) 中心轮b,又称针轮,由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销5(通常针齿销上还装有针套7)组成。(4)输出机构W, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。图32 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 10.主动轴图32为摆线针轮传动的典型结构3.1.3 摆线针轮传动的啮合原理为了准确描述摆线形成及其分类,我们引进圆的内域和圆的外域这一概念。所谓圆的内域是指圆弧线包容的内部范围,而圆的外域是包容区域以外的范围。按照上述对内域

29、外域的划分,则外摆线的定义如下:外摆线:滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯滚动,滚圆上定点的轨迹是外摆线。外切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆外切形成的外摆线(此时基圆也在滚圆的外域)。内切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆内切形成的外摆线(此时基圆在滚圆的内域)。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

30、幅系数或长幅系数。外切外摆线的变幅系数定义为摆杆长度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。 （3.11）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而言,变幅系数则相反,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。 （3.12）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系数K1值的不同范围,将外摆线划分为3类:短幅外摆线0<K1<1;标准外摆线K1=1;长幅外摆线K1>1。变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在一定的条件下完全等同。这个等同的条件是,内切外摆线滚圆与基圆的中心距等于外切外摆线的摆杆

31、长度a,相应地外切外摆线滚圆与基圆的中心距等于内切外摆线的摆杆长度A。根据这一等同条件,就可以由外切外摆线的有关参数推算出等同的内切外摆线的对应参数。它们的参数关系参看图33。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r1,滚圆半径为r2,短幅系数为K1,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅外摆线的表示形式完全相同):根据式(1),摆杆长度a=K1r2;根据等同条件,中心距A=r1+r2。按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内外摆线的滚圆半径为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31表31参 数 名 称主 要 参 数 代 号变幅外切外摆线变幅

32、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 根据上述结果,很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的相互关系为 （3.13）短幅外摆线以基圆圆心为原点,以两种外摆线的中心距和短幅系数为已知参数,以滚圆转角为变量的参数方程建立如下：在以后的叙述中将滚圆转角律记为,并称之为相位角。（1）直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图33 短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有， ， 将与的结果代入上述方程, （3.14） （3.15）式(3.14)与式(3.15)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

33、=r1+r2,a=r2。对于内切外摆线,式中的A=r2,A=r2-r1。为了与直角坐标表示的曲线相一致,将Y轴规定为极轴,将极角沿顺时针方向的角度规定为正方向,方程表述如下(参看图33)： （3.16） （3.17）同理,K1=1时,变幅外摆线通用极坐标参数方程变为标准外摆线极坐标方程,参数a和A的变换同上。当动圆绕基圆顺时针方向作纯滚动时，每滚过动圆的周长2时，动圆上的一点B在基圆上就形成一整条外摆线。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 （3.18）由此可得摆线轮的齿数为 （3.19）针轮齿

34、数为 （3.110）3.1.4 摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程由上一节分析，选择摆线轮的几何中心作为原点，通过原点并与摆线轮齿槽对称轴重合的轴线作为轴，见图3-4，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为 。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： （3.111）实际齿廓方程 （3.112）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 （3.113）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(3.14)和式(3.1

35、5)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得 （3.114） 以K1=1代入式(3.114),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=r2a=r2或a=r2-r1由本式可知,标准外摆线0,曲线永远呈外凸形状,故它不适于作传动曲线。以K1>1代入式(3.114)进行运算表明,<0,故长幅外摆线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K1<1代入式(3.114)进行运算表明,曲率半径呈现出由正值经过拐点到负值的多样性变化。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为+ （3.115）对于外凸的理论齿廓（<0），当&g

36、t;时，理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现，这种情况称为摆线齿廓的“顶切”，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。摆线轮是否发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径，而且与针齿齿形半径（带针齿套的为套的半径）有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 （3.116）3.2 摆线针轮传动的受力分析 摆线轮在工作过程中主要受三种力：针轮与摆线轮啮合时的作用力;输出机构柱销对摆线轮的作用力，转臂轴承对摆线轮作用力。3.2.1 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 （1）确定初始啮合侧隙标准的摆线轮以

37、及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合，在理论上都可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半，但摆线轮齿形只要经过等距，移距或等距加移距修形，如果不考虑零件变形补偿作用，则多齿同时啮合的条件便不存在，而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时，其余的摆线轮齿与针轮齿之间都 图35 修形引起的初始啮合侧隙图36 轮齿啮合力存在大小不等的初始侧隙，见图35。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： （3.21）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 这个解是使初始侧隙为零的角度，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37所示图37 与的分布曲线（2）判定

38、摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理 设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为，在的作用下由于摆线轮与针齿轮的接触变形W及针齿销的弯曲变形f，摆线轮转过一个角，若摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小，可以忽略不计，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，）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 假设第i对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形。由于这一假设科

39、学考虑了初始侧隙及受力零件弹性变形的影响，已被实践证明有足够的准确性。按此假设，在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为 式中在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im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输出轴上作用的转矩; 一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差和结构原因，建议取0.55T；受力最大的一对啮合齿在最大力的作用下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，3.2.2 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力

40、若柱销孔与柱销套之间没有间隙，根据理论推导，各柱销对摆线轮作用力总和为 式中，输出机构柱销数目（1） 判断同时传递转矩的柱销数目 考虑到分配不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为，（T为摆线轮上输出转矩）传递转矩时，处力臂最大，必先接触，受力最大，弹性变形也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为，则因变形与力臂成正比，可得下述关系： ，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由于柱销要参与传力，必须先消除初始间隙；因此柱销与柱销孔之间的作用力大小应与成正比。设最大受力为，按上述原则可得由摆线轮力

41、矩平衡条件，整理得3.2.3 转臂轴承的作用力转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点P，则可得方向的分力总和为 Y方向的分力总和为 转臂轴承对摆线轮的作用力为3.3 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算为了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮常用轴承钢GCr15、GCr15siMn,针齿销、针齿套、柱销、套采用GCr15。热处理硬度常取5862HRC。3.3.1 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

42、，因摆线轮与针齿为轴承钢，2.06105MPa 摆线轮宽度，（0.10.15），当量曲率半径。3.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算针齿销承受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引起针齿销与针齿套接触不好，转动不灵活，易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合，并导致摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，即校核其转角值。另外，还必须满足强度的要求。 针齿中心圆直径<390mm时，通常采用二支点的针齿；时，为提高针齿销的弯曲应力及刚度，改善销、套之间的润滑，必须采用三支点针齿。二支点针齿计算简图，假定在针齿销跨距的一半受均布载荷，则针齿销的弯曲强应力（Mpa）和转角（rad

43、）为三支点的针齿计算，针齿销的弯曲应力和支点处的转角为式中针齿上作用之最大压力，按式计算（N）；L针齿销的跨度（mm）,通常二支点L=3.5.若实际结构已定，应按实际之L值代入；针齿销的直径针齿销许用弯曲应力，针齿销材料为GCr15时，150200MPa许用转角，（0.0010.003）3.3.3 转臂轴承选择 因为摆线轮作用于转臂轴承的较大，转臂轴承内外座圈相对转速要高于入轴转速，所以它是摆线针轮传动的薄弱环节。>650mm时，可选用带外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径=（0.40.5），轴承宽度B应大于摆线轮的宽度。3.3.4 输出机构柱销强度计算 输出机构柱销的受力情况（见图

44、2.7-31），相当一悬臂梁，在作用下，柱销的弯曲应力为设计时，上式可化为式中 间隔环的厚度，针齿为二支点时，三支点时，若实际结构已定，按实际结构确定。 B转臂轴承宽度制造和安装误差对柱销载荷影响系数，一般情况下取1.351.5第四章 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 跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器,不带电机输入转速r/min1450传动比11摆线轮齿数的确定11为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上针轮

45、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, =0.420.55初选针径系数，由文献1表2.7-3,针齿中心圆半径mm取取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200MPa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，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。针齿销半径mm取7mm针齿套壁厚一般为26mm。实际针径系数若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。齿形修正mm0.

46、35， 0.2考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。齿面最大接触压力N其中整个结果由计算机求出。传力齿号mnm=2， n=4参看上一章介绍，由计算机求出。摆线轮啮与针齿最大接触应力MPa1416.7MPa_mn齿中的最大值。转臂轴承径向负载N16988转臂轴承当量负载PN1.051698817837时，=1.05时，1.1。选择圆柱滚子轴承mm260（0.40.5）104130由文献13GB/T283-94，选N2213轴承，d=65,B=31,=142,D=108.5。转臂轴承内外圈相对转速nr/min1582转臂轴承寿命h10613寿命指数，球轴承3，滚子轴承10/3。针齿销跨距Lmm

47、由结构及前面的摆线轮宽度，得L70采用三支点型式。针齿销抗弯强度MPa<选用三支点，材料为轴承钢时150200MPa针齿销转角rad0.000618<，材料为轴承钢时0.010.03rad。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取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。间隔环mm15柱销直径mm21.8取22 由文献1表2.77，取22。柱销套直径mm32 由文献1表2.77，知32摆线轮柱销孔直径mm为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值：0.15；>550mm时，0.20.3。4.2 输出轴的计算结构图如图4-1，图4-1 输出轴结

48、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，T1466353输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩，由文献12表14-1，1.3，由文献13表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L142mm，取112mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献13表61查得，d=70,D=125,B=24,=79，则可知=70，=65；上

49、选用深沟球轴承6215，D=130，B=25， =84，所以，=75，所以，=22，=30，=120，套筒长93，外圈直径84。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为33mm。轴上联轴器定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，选用平键，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.5 。求轴上载荷N由前面的轴的结构知， 、受力中心距离为116mm,、受力中心距离为50mm,因5600N，故得8014N ， 2414N 。按弯扭合成应

50、力校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面4）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力28.29Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得=60MPa，因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面2、3、5、9只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面2、3、5、9 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和5 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面4、5上的应力最大。由于5轴径也较大，故不必

51、做强度校核。截面4上应力最大，因而该轴只需校核截面4左侧即可。2）截面4左侧抗弯截面系数 421875抗扭截面系数 84375弯矩 560050280000扭矩 T1466353截面上的弯曲应力 6.637 MPa截面上的扭转切应力17.38MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表3-2查取，因，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1.821.26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

52、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2.81.62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20.2110.629.40S0.05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，T144897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选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm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