基于UG的摆线行星减速器设计说明书

1、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、高靠得住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。本设计成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言编制运算机程序对其求解。计算并校核要紧件的强度及转臂轴承、各支承轴承的寿命，分析结果能够看到，各轴承性能指标均符合要求。利用UGC件对摆线针轮减速器各零件成立几何三维模型、摆线针轮减速器虚拟装配及工程

2、图生成。用本文的方式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UGAbstractThecycloidgearreducerisoneofthemostimportanttransmissioncomponentsofthepumpingunitbyitssmallervolume，lighterweightandeffectivetransmission.Inordertorealizefourtargetswhichincludehightransmissionefficiency,highreliabilityandt

3、heexcellentdynamicsperformanceandguaranteecrediblelubricateability,receivehighefficiencyoftransmission,andmakeiteasyformanufacture,assemblyandinspection,wethoughtoveralltherequestsintheroundanddesigntherationalstructurecycloidgearreducer.Inthisdesign，webuilttheexactforceanalysismathematicalmodelofth

4、ecycloidgearreducer,analyzedtheforcesbornbythecycloid-gear,thebearingsandtheshaft,andproducetheMatlablanguagesoftwareanalyzeoftheforcesanalysis.Weanalyzedtheforcesofpartsinthecycloidgearreducerandcalculatedtheintensityandthelifeofparts.Fromanalyzedtheresults,wefoundthepartsareourrequests.Whenweestab

5、lishthethreedimensionalstructureofthePlanetcycloidReducermodelwiththesoftwareUG，CarryonvisualdesignandvirtualassembleanddrawingpaperTheresultofstudyhavetheguidemeaningtoacceleratedesignspeedandquantitiesofthePlanetcycloidReducerKeywords：PlanetcycloidReducer;Cycloid;UG第一章绪论在科技飞速进展的今天,产品设计已经进入了一种全新的三维

6、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慢慢退出“历史舞台”,取而代之的是各类先进数字化的三维设计技术。它的应用和进展引发全了社会和生产的庞大变革。减速器是各类机械设备中最多见的部件,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、效率高等优势，在许多情形下可代替二级、三级的一般齿轮减速器和涡轮减速器，因此利用愈来愈普及，为世界各国所重视。本文运用UGNX软件成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式和虚拟装配，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。大体概念计

7、算辅助设计(ComputerAidedDesign,CAD),是指工程技术人员在人和运算机组成的系统中以运算机为工具,辅助人类完成产品的设计,分析,画图等工作,并达到提高产品设计质量,缩短产品开发周期,降低产品本钱的目的。一样以为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)数据互换接口等。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。摆线针轮传动的要紧特点是：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

8、摆线针轮行星传动原理制成的一种减速器,它的优势是减速比大、体积小、重量轻、效率高等。UG的进展UG(Unigraphics)软件是EDS公司(UnigraphicsSolutions公司，后成为其中的UGS?门)推出的集CAD/CAE/CAM一体的三维参数化设计软件之一，也是现今世界先进的运算机辅助设计，分析和制造软件中的一员，成了UGS产品家族中应用最为普遍的设计软件。其最新版本的UGNX但继承了原有UG软件的各类壮大功能,而且与该公司的另一拳头产品I-deas软件的功能彼此结合,一起构建了功能加倍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-PLMSolution

9、s由ED法司先前收购的SDR公司与UG郃门归并组成，来自原SDR公司的I_DEASa件和原UG宓司的Unigeaphics软件都有着普遍的用户基础，它们是技术先进，功能全面,且有很强互补产品.作为对广大用户的许诺,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/CA解快方案平台，现有的用户,不论是I-Deas用户仍是Unigeaphics用户,都能够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UGNX&美国上市。从2002年10月开始,EDS公司活着界各地举行专题研讨会，介绍UGNX的开发方针和内容。UG系列软件在进展进程中不断推出新

10、版本,可是设计,画图,加工部份仍是UG软件的核心，大体功能转变不大，仅是用户界面有必然的改变，和功能上有一些扩充,改良和细化。摆线针轮减速器的进展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，第一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NH行星齿轮传动。摆线针轮传动较之一般渐开线齿轮或蜗轮传动的优势是：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，因此承载能力较大，啮合效率要高；还由于摆线轮和针轮的

11、轮齿都可淬硬、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，因此利用寿命要长；加上摆线轮的加工技术已通过关，专业加工设备齐全，摆线轮已纳入专业通用件，在国内已做到通用化批量生产，生产本钱下降，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、规格等方面做了很多改良，但再没有作本质、原理上的创新。现今摆线针轮减速器，其原理和结构仍是1926年德国的原型。目前，摆线针轮的研究在国内外都在踊跃进展，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

12、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要紧技术方法已进行较深切的分析，而且在赶超世界水平方面也有自己的创新功效，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实验样机，采纳四片摆线轮，能够保证输入轴动平稳的新结构，输入转速达2000r/min，传动功率达205KW。第二章UG的功能与特点分析参数化与模块化设计参数化设计和变量化设计初期的CAD系统中其设计结果仅仅实现了用运算机及其外围设备出图，就产品图形而言,只是是

13、几何图素（点,线,圆,弧）的拼接,是产品的可视形状,并非包括产品图开有内在的拓扑关系和尺寸约束.因此,当需要改变图形中哪怕任一微小的部份,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非能充分反映“死图”变成含有设计构思,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起点。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能够通过改变尺寸达到更改设计的目的。这意味着,设计人员一开始能够设计一个草图,稍后再通过精准的尺寸完成设计的细节。参数化设计一样指图形的拓扑关系不变,尺寸形状由一组参数进行约束。参数与图形的操纵尺寸有

14、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,优质的设计方式。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,乃至工程计算条件,修改余地大,可变元。不管参数化设计仍是变量化设计,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,在参数化设计方式中要严格的逐个持续求解参数；而在变量设计方式中那么是方程联立求解。模块化设计模块化的概念由来已久，人类的语言不管其表达能力何等丰硕,都是由有限的音节组成的；再用有限的字符刻录下来就组成了描述不同对象的文字系统。那个地址音节和字符确实是

15、大体模快，通过大体模型的排列组合就组成了丰硕万千的不同系统；26个英文字母能够表达任何意思；10个阿拉伯数字字符能够表达任何数字；一组儿童积木能够拼搭不同的玩具造型；相同的建筑材料能够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,运算机等等.在每一个领域,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能够组成不同功能或相同功能不同性能,不同规格的产品,以知足市场的不同需求。UG

16、的功能与特点目前，随着信息技术的进展,市场上已显现了许多不同的CAD/CAPP/CAM件,如CADUG、PRO/ECAXASolidworks等等，其中，犹以PRO/百口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。UGNXS紧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。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要紧的部份，Unigraphics产品设计技术涉及了绝大部份设计方式，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进程进行评估的能力。评估进程中，

17、工程师能够无穷制地修改设计尺寸、零件或整个部件。UGNX附加的开发设计工具还能够提高产品的质量，而且增进产品开发协作。数字化仿真UGNX软件具有壮大的依照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显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通太高级的专门培训。而UGNX软件提供了专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，UGNX勺虚拟仿真更便于非专业的设计师和工程师利用，而且在最大程度上确保了产品的物理特性。数字化产

18、品制造UGNX勺数字化制造应用模块为生成、模拟和验证数控加工途径提供了一套全面、易用的方式，以应付制造业愈来愈昂贵的费用开支，它是一个可扩展的解决方案，能够在单机和多CDAE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，UGNX提倡抓住和再利用加工进程中面向知识驱动的解决方案，以提高周密加工的技术和含量。UG5次升级的最新版本都代表了最先进的制造技术，很多现代设计方式和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式的表现。UGNX的要紧特点是：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，以确信子系统和接口，实现完

19、整的系统库建模。知识驱动型自动化确实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，因此用户能够添加设计方式。系统库建模利用的是先前版本中被称为“WAV”E的设计技术。同时UGNX5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，而在另一个系统中能够对该设计进行分析或加工。用户能够充分利用两套软件的优势来优化产品的研发流程，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。依照不同设计时期，两套系统将慢慢实现对几何参数，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，能够将I-dea

20、s数据自动读入UGNX,在草图设计中追加约束条件。UGNX5具有UG（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治理设计客户化UGNX产品设计概述UGNX勺工作流程UGNX软件在产品的设计制造进程中，表现了并行工程的思想，在产品设计的初期，它的下游应用部门（如工艺部门、加工部门、分析部门等）就已经介入设计时期，因此设计进程是一个可反馈、修改的进程。UGNX壮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，以知足设计要求。由此，这种设计进程没必要等产品全数设计完，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，并非断修改设计，直到达到设计要求。应

21、用UGNX软件进行产品设计的工作流程如图2-1所示。图2-1UGNX的工作流程UG产品设计的一样进程(1)先做预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。搜集可重复利用的设计数据概念关键参数的结构草图了解产品装配结构的概念编写设计细节说明书,成立文件目录(2)再应用UG4行设计成立要紧的产品装配结构在装配设计的顶层概念产品设计的要紧操纵参数和设计结构描述将这些参数和结构描述数据保留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三维造型的步骤1）理想模型的设计那个地址应该了解要紧的设计参数、关键的设计结构和设计约束等设计情形。2）主体结构造型找出模型的关键结构，

22、如要紧轮廓和关键定位孔等结构。关键结构的确信会对造型进程起到关键性作用。关于复杂模型而言，模型的分解是造型的关键。若是一个结构不能直接用三维特点造型来完成，就需要找到该结构的某个二维轮廓特点。然后用拉伸、旋转或扫描的方式，还能够用曲面造型的方式来成立该模型。UG许诺用户在一个实体设计上利用多个特点，如此就能够够别离成立多个主结构，然后在设计后期将它们用布尔运算连接在一路。关于能够确信的设计模型，应该先造型，而那些不能确信的设计部份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信。设计基准常将决定设计的思路，好的基准会帮忙简化造型进程，并方便后期的设计工作。3）零件的相关性设计

23、UG许诺用户在建模完成以后，再成立零件之间的参数关系。但更直接的方式是在造型中就直接引用相关参数。4）细节特点设计细节特点设计一样放在造型的后期时期，一样不要在初期时期进行这些细节设计，如此会大大加长设计周期。UGNX大体操作流程UGNX的功能操作都是在零部件文件的基础上进行的，UG勺文件是以格式保留的。下面介绍UGNX大体的操作流程。启动UGNX。若是是新的设计，应该先成立一个新的文件名。若是是修改一个已有的零件，能够打开已经存在的文件。依照设计需要，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。进行相关的预备工作：如坐标系、层和参数的预设置，为具体的设计指定相应的参数，它们会

24、阻碍用户的后续操作。开始做具体的设计操作。检查零部件模型的正确性，若是有必要，对模型进行相应的修改。保留需要保留文件后，退出系统。第三章摆线针轮减速器传动理论与设计方式摆线针轮减速器的传动原理与结构特点3.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用意。其中Zz为针轮，Zb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K-H-V型一齿差行星传动。二者的区别在于：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，中心内齿采纳了针齿，以称针轮，摆线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

25、比为i HVi H2ZbZzZb图31摆线针轮减速器原理图由于Zz，Zb=1,故iHv=Zb,“一”表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可取得大传动比。摆线针轮减速器的结构特点它要紧由四部份组成：(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180。(2)行星轮C,即摆线轮6,其齿廓一样为短幅外摆线的内侧等距曲线.为使输入轴达到静平稳和提高承载能力，通采纳两个相同的奇数齿摆线轮，装在双偏心套上，两位置错开180,摆线轮和偏心套之间装有转动轴承，称为转臂轴承，通常采纳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，优化设计的结构常将偏心套与

26、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。输出机构W,与渐开线少齿差行星齿轮传动一样，通常采纳销轴式输出机构。图3-2摆线针轮减速器大体结构图1.输出轴2.机座3.针齿壳4.针齿套5.针齿销6.摆线轮图3-2为摆线针轮传动的典型结构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，咱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之外的范围。依照上述对内域外域的划分，那么外摆线的概念如下：外摆线：滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯转动，滚圆上定

27、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（现在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（现在基圆在滚圆的内域）。短幅外摆线：外切外摆线形成进程中，滚圆内域上与滚圆相对固定的某点的轨迹；或内切外摆线形成进程中，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，别离称之为短幅系数或长幅系数。外切外摆线的变幅系数概念为摆杆长度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆

28、内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。Ki1）2式中K1变幅系数。a外切外摆线摆杆长度2外切外摆线滚圆半径关于内切外摆线而言，变幅系数那么相反，它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。K1旦2）A式中K1变幅系数2内切外摆线滚圆半径A内切外摆线摆杆长度依照变幅系数K1值的不同范围，将外摆线划分为3类：短幅外摆线0vK1v1；标准外摆线K1=1;长幅外摆线K1。那个等同的条变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在必然的条件下完全等同件是，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。依照这一等同条件就能够够由外切外摆线的有关参

29、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3-3。令短幅外切外摆线基圆半径代号为ri,滚圆半径为口短幅系数为Ki,那么外切外摆线的摆杆长度和中心距可别离表示如下（长幅外摆线的表示形式完全相同）：依照式（1）,摆杆长度a=Ki/2；依照等同条件,中心距A=ri+2。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二kiA;内切外摆线的基圆半径为ri厅a两种外摆线的参数换算关系归纳如表3-1表31参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1(1滚圆半径2(2滚圆与基圆中心距Aa摆杆长度aA依照上述结果，很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的彼此关

30、系为rikJi-3）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成立如下：在以后的表达中将滚圆转角2律记为，并称之为相位角。（1）直角坐标参数方程依照图1,摆线上任意点Mi的坐标为xAsin1asinyAsin1asin短幅外摆线原理图图33依照纯转动原理可知02，故12/1,又（1）,于是有K1AK1Aa1与丫的结果代入上述方程，xAsinK1AaasinK1Aa(-4)yAcosK1AaK1AacosK1Aa(5)-4）与式5）是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。假设令上两式中的Ki=1,即可得标准外摆线的参数方程。关于外切外摆线式中的A=

31、1+r2,a=r2。关于内切外摆线，式中的A=2，A=2-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）:A2q22Aacos(6)a,asinarctanK1AaAacos(7)同理，Ki=1时，变幅外摆线通用极坐标参数方程变成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转动时，每滚过动圆的周长2上时，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2r1长p=22-2r；=2a,当口圆上的B点在动圆滚过周长2r；再次与r；圆接触时，应是在圆上的另一点Bi,而BBi=2a,这也确实

32、是摆线轮基圆r；上的一个基节p,即(2 ri)2 a(8)由此可得摆线轮的齿数为针轮齿数为zpp2/2p2 rip2 r22a2 ri (9)r1 aZc 1(10)0图3-4摆线轮参数方程图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先轴，见图3-4,针齿中心圆半径为与，针齿套外圆半径为rrp那么摆线轮的直角坐标参数方程式如下:-二K(11)xorpsin0-sin(ZpO)zpyorpcos0-K-1cos(ZpW)Zp实际齿廓方程x二x0rrpcosIyyo-K1cos(Zp0)Z,zprp针齿中心圆半径rrp

33、针齿套外圆半径.一一转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角()Zp针齿数量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样表达式为(13)式中变幅外摆线的曲率半径x对的一阶导数dxx 一 dyy对的一阶导数，y-一 d2xx 2-dE)2y对的二阶导数dx对的二阶导数将式一一4)和式一5)中x和y别离对取一阶和二阶导数后代入的表达式得(14)A(1K122K1cosfj)3/2K1(1K1A/a)cos0一(1+K13A/a)/2)以K1=1代入式一一14),得标准外摆线的曲率半径为=-4A-a/(A+a)sin(式中A=C+2或A=2a=2或a=2-ri由本式可知，标准外摆线1

34、代入式一一14）进行运算说明,0,故长幅外摆线也永久呈外凸形状故它也不适合于用作传动曲线。以Ki1代入式一一14）进行运算说明，曲率半径呈现出由正值通过拐点到负值的多样性转变。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为(15)A(1K122K1cos。)3/2K(1-RA/a)cos。-(1+K：A/a)关于外凸的理论齿廓（时，理论齿廓在该处的等距曲线就p不能实现，这种情形称为摆线齿廓的“顶切”，严峻的顶切会破坏持续平稳的啮合，显然是不许诺的。当幅=时，=0,即摆线轮在该处显现尖角，也应避免，假设为正值，不论幅取多大的值，都可不能发生类似现象。Ip摆线轮是不是发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径

35、，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rrpmin（16）3.2摆线针轮传动的受力分析摆线轮在工作进程中要紧受三种力：针轮与摆线轮啮合时的作使劲Fi;输出机构柱销对摆线轮的作使劲Qi,转臂轴承对摆线轮作使劲Fro针齿与摆线轮齿啮合时的作使劲（1）确信初始啮合侧隙标准的摆线轮和只通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，但摆线轮齿形只要通过等距，移距或等距加移距修形，若是不考虑零件变形补偿作用，那么多齿同时啮合的条件便不存在，而变成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36轮齿

36、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（）i可按下式表计算:二&（1一行空匕9一rp(1 K1 cos13 - ； 1 一 K12sin R)斤-k12- 2 Kl cosPi(-1)式中，i为第i个针齿相对转臂000c的转角，K1为短幅系数。pc令i0,由上式解得cosiK1,即i0arccosK1那个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在i0arccosK1处的一对啮合。从0到180的初始侧隙散布曲线如图3-7所示初蛤同两6小”的分布曲建S，的分布曲戕BC的散布曲线图37LEDI duI 05-12 0* I, SI- L 50(2)判定摆线轮与针轮

37、同时啮合齿数的大体原理设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为Tc,在Tc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，假设摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形阻碍较小，能够忽略不计，那么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6U(i=1,2,Zp/2)I式中加载后，由于传力零件变形所引发的摆线轮的转角；li第i个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心oc的距离lir JsincsinPi7l-k12_2K1cos口rc摆线轮节圆半径i第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线与转臂poB之间的夹角。pc(3)针齿与摆线轮齿啮合的作使

38、劲假设第i对轮齿啮合的作使劲Fi正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形i()i0由于这一假设科学考虑了初始侧隙()i及受力零件弹性变形的阻碍，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zT个齿中的第i对齿受力Fi(N)可表示为Fmaxk K arccosKi处亦即在或接近于lilmax展的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中，这对齿受力最大,故以Fmax表示该对齿的受力设摆线轮上的转矩为T由i=m至i=n的ZT个齿传递，由力矩平稳条件可cVn得Tc_2Fili得最大所受力Fmax(N)为FmaxT输出轴上作用的转矩；Tc一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差和结构缘故，建议取 工=;

39、max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,maxWmaxfmaxfmax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，fmaxFmaxL33148 EJ 64当针齿销为三支点时，fmax3F maxL 748EJ1284工RwZw输出机构的柱销(套)作用于摆线轮上的力若柱销孔与柱销套之间没有间隙，依照理论推导，各柱销对摆线轮作使劲总和为c4TcQi-Rw式中，Zw输出机构柱销数量(1)判定同时传递转矩的柱销数量考虑到分派不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为Tc0.55T,(T为摆线轮上输出转矩)传递转矩时，i=90处力臂lmaxRw最大，必先接触，受力最

40、大，弹性变形max也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为因变形与力臂li成正比，可得下述关系:imaxRT，又因liRwSin故imaxsin柱销是不是传递转矩应按下述原那么判定：若是iW,那么此处柱销不可能传递转矩；若是iW,那么此处柱销传递转矩。(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，必需先排除初始间隙；因此柱销与柱销孔之间的作使劲Q大小应与iW成正比。设最大受力为Qmax,按上述原那么可得Qimax由摆线轮力矩平稳条件，整理得Qmax0.55Ti nRwsini mwmaxsin转臂轴承的作使劲转臂轴承对摆线轮的作使劲必需与啮合的作使劲及输出机构柱销数量的作使劲

41、平稳。将各啮合的作使劲沿作用线移到节点P,那么可得x方向的分力总和为inFix工工ZimrcKirpZc TOC o 1-5 h z ininY方向的分力总和为Fiy=Ftsiniimim转臂轴承对摆线轮的作使劲为2frnj2Fr也7必士摆线针轮行星减速器要紧强度件的计算为了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮经常使用轴承钢GCr1五、GCU5siMn,针齿销、针齿套、柱销、套采纳GCU5热处置硬度常取5862HRC齿面接触强度计算为避免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。依照赫兹公式，齿面接触强度按下式计算0.418 EcFiHei式中Fi-针齿与摆线轮啮合的作使

42、劲,Ec当量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，Ec=bc摆线轮宽度，bc=()1,ei当量曲率半径。针齿抗弯曲强度计算及刚度计算针齿销经受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引发针齿销与针齿套接触不行，转动不灵活，易引发针齿销与针齿套接触面发生胶合，并致使摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，即校核其转角值。另外，还必需知足强度的要求。针齿中心圆直径dp650mrm寸，可选用带外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径D1=()dp,轴承宽度B应大于摆线轮的宽度bc。输出机构柱销强度计算输出机构柱销的受力情形(见图)，相当一悬臂梁，在Qmax作用下，柱销的弯曲应力为KwQm

43、axLbb3dsw32KwQmax(1.5bc)3 bb0.1d SWdSW 3KwQmax(1.5bcc)0.1 bb设计时，上式可化为式中c距离环的厚度，针齿为二支点时，cBbc,三支点时cbc,假设实际结构已定，按实际结构确信。B转臂轴承宽度Kw制造和安装误差对柱销载荷阻碍系数，一样情形下取Kw=第四章摆线针轮减速器的设计计算摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下:计算、结果及说明项目代号单位功率pKW22跟据使用条件，确定为针轮固定的卧式减速器，/、带电机输入转速nr/min1450传动比i11摆线轮齿数的确定ZcZc=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Z

44、c尽可能取奇数，即i也应尽可能取奇数，在平稳载荷下选材料为GCU5,硬度为60HRCZ上针轮齿数ZpZpZc1选材为GCr15,硬度为60HRCZ上输出转矩TN?mmPT9550000二i1466353小由文献1表，取i=初选短幅系数KiK1=由义献1表，K1=初选针径系数K2K22.8,由义献1表，K22.02.8针齿中心圆半径rpmmrp0.851.3行取rp1.15祈129.9pp取rD130mmp材料为轴承钢5862HRC,H=10001200MPa摆线轮齿宽bcmmbc(0.10.15)rp取bc15偏心距ammK1rp0.5130r.-Phsi土工/曰a5.42由文献3表查行aZp

45、126mm5(a=6mm实际短幅KiK1aZp/rp612/1300.554系数针径套半径rrpmmrp.180仆所仆rrnsin12mm,取rrt)=12mmpK2Zpp验证齿廓小产生顶切或尖角2(1K1)2r2.40251|minZpK1p7.6prrp12IImin由文献3表及公式算得，由计算结果知，摆线齿廓小产生顶切或尖角。针齿销半径rspmm取rsp=7mm针齿套壁厚一般为26mm实际针径系数K2rp1800K2sin2.804rrpZp若针径系数小于，则考虑抽齿一半。齿形修正rrprpmmrrp=,rp=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FmaxN0.55T

46、FmaxTn-l6549N(,imrcmax其中lirc,sini整个结果由计算机求V1K12K1cosi出。传力齿号mnm=Zn=4参看章介绍，由计算机求出。摆线轮啮J止m与计内取大接触应力HMPaHmax0.418、Hmax_mn齿中的最大值。FmaxEc二bei转臂轴承径向负裁FrN2.2.2inininFr.FixQiFiy廿imimim=J21645977272153257=16988转臂轴承PNPxFr=17837dp390mm时，x=dp390mm时，x=。选择圆柱滚子轴承mmD(0.40.5)dp=260()=104130由文献13GB/T283-94,选N2213轴承,d=6

47、5,B=31,Cr=142103,D=。转臂轴承内外圈相对转速nr/minnMhInJ14501450=1582转臂轴承寿命Lhh6_610/3Lh106C=1069=10613601560P60156016988一寿命指数，球轴承=3,滚子轴承=10/3。针齿销跨距Lmm由结构及前面的摆线轮宽度，得L=70采用三支点型式。针齿销抗弯强度bbMPa0.48FmaxL0.48654970bb3,380.2bbdsp14选用二支点，材料为轴承钢时bb=150200MPa针齿销转角rad0.47106FmaxL20.741066549702dsp4144=550mnm,=。ppJ输出轴的计算结构图如

48、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TNmm前面已经算出，T=1466353输出转速nvr/minnH1450nv-131.82i11初步确定轴的最小直径dminmm选材为45#钢，调质处理，由文献12表15-3,取Ap=110dminAC1103131.8243mm输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分d12,为了使所选直径d12与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩Tca=KaT,由文献12表14-1,Ka=,Tca=KAT1.314663531906258.9由义献13表8-7,选HL5弹性柱销联轴器,轴孔径为d=60,半

49、联轴器L=142mm取L12=112mm轴结构设计其装配结构图如图4-1,d34上选用滚动深沟球轴承6214,由文献13表6-1查得，d=70,D=125,B=24,da=79mm,则可知da4=70mm,d23=65;d45上选用深沟球轴承6215,d75mm,D=130mm,B=25mm,da=84mm,所以，d45=75mm,所以，l45=22mm,l23=30mm,l45=120mm,套筒长93mm,外圈直径84mm。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lbh=901811,键槽用键槽铳刀加工，同时为了保证联

50、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m&由义献12,表15-2,取轴端倒角为245,各轴肩圆角半径为r1.5。FiN.*LllF2Zs耳F3f1IU1T-4LJ.L荷|11111111111H1rmII1mm1由前面的轴的结构知，F1、F2一F1二1698811受LF1八108_16988A54力中心距离为116mmF2、F3受力中心距离为50mm因F1=5600N,故FF2-F3二56001啾F2二166年(5600)得F2=8014N,F3=2414N。按穹扭合成应力校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（

51、即危险截面4）的强度。根据卜式及上表中的数值，并取=,轴的计算应力vM2T32caW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1查得1=60MPa,因此ca1,故安全。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，故不必做强度校核。截面4上应力最大，因向该轴只需校核截面4左侧即可。2）截面4左侧抗弯截

52、面系数W0.1d3=421875抗扭截面系数WT0.2d3=84375弯矩M=560050=280000N?mm扭矩T=1466353N?mm精确校核轴的疲劳截面上的弯曲应力bM=MPaW强度T截面上的扭转切应力丁乜=WT轴的材料为45钢，调质处理，由义献12表15-1,得B=640MPa,1=275MPa,1=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，rDteXWK12表3-2，因L0.0291,-1.07,dd经插值后可查得=,=;又由12附图3-1,可得材料敏性系数为q0.82,q=。故后效应力集中系数为k1qa1=k1qa1=由文献12附图3-2得尺、,系数=；由文献12

53、附图3-3的扭转尺寸系数=。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为=轴未经表面强化处理，即q1,则按式得综合系数q值为K无上1=K1=又由文献1231及3-2得碳钢的特性系数=,于是，计算安全系数Sca值，则得S1=KmS1KmSSS一Sca22梅S故可知其安全。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TcaN-mm由文献12表14-1,取Ka=,Tca=KaT1.3144897188366dminmm选材为45#钢，调质处理，由义献12表15-3,一/P122取人=110,dminA03；110

54、3227.23mmVnH1450初步确定轴的最小直径输出轴最小直径显然是安装轴承的部分di2,为了使所选直径di2与轴承孔径相适应，须选取轴承，由义献13GB/T,选取圆柱滚子轴承N406,d=30mqD=90mm,B=23mmCr=KN。校核该轴承：.106/C、10657.2103lh()7199h60nP6015826494该轴承符合寿命要求，所以，d12=30mm,d12=25mm轴的结构设计其装配结构图如图4-2,d34上选用滚动深沟球轴承6408,由文献13表6-1查得，d=40,D=110,B=27,da=mm,贝U可知d34=40mm,d56=40mmI34=24mm由减速器的

55、结构知，3=75mmd4550mm,l45=18mm轴上第4-5段与联轴器相配合，由义献13表8-7,选HL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35，半联轴器l=70mrm取156=60mm轴承端盖由减速器结构定，总宽度为57mm轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由义献13GB/T1095-1979,分别选用平键lbh=50108和lbh=45108,键槽用键槽铳刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合及偏心轮与轴的配合，选择配合为H7/k6和H7/h6,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由义献12,表15-2,取轴端倒角为145,各轴肩圆角半径为r1.ZS.附

56、rrrTTnTTr1力的计算FiF2-口11口由前面知，Fr作用点到Fi、F2作用点的距离相等,都为54mmF2Fi二16988F/108二16988）；54得，F=8494NJ,F2=8494N。按弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面2）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得二60MPa,因此ca，故安全。1）判断危险截面截面4、5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4、均无需校核。从

57、应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面2、3、4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2、3上的应力最大。所以只需校核2截面，显然左侧比右侧直径小，因而该轴只需校核截面2左侧即可。2）截面2左侧抗弯截面系数W0.1d3=42875抗扭截面系数WT0.2d3=85750弯矩M=917352N?mm扭矩T=144897N?mm精确校核轴的疲劳强度截面上的弯曲应力bM=MPaW截面上的扭转切应力tT3L=MPaWt轴的材料为45钢，调质处理，由义献12表15-1,得B=640MPa,i=275MPa,1=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

58、，因-0.029,dD1.16,经插值后可查得d=,=;又由义献12附图3-1,可得材料敏性系数为q0.82,q=。故后效应力集中系数为k1qa1=k1qa1=由文献12附图3-2得尺寸系数=；由文献12附图3-3的扭转尺寸系数=o轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q1,则按式得综合系q数值为K圾,1=K1=又由义献1231及3-2得碳钢的特性系数一，=于是，计算安全系数Sca值，则得S1=KmS1KmSSSSca,7sS故可知其安全。其它零件的设计其它零件的设计见草图，在此不作说明润滑与密封本减速机采纳油浴润滑，润滑油选择中极齿轮油。假设在低温或高温环境和在启动频烦的

59、场合，须跟据情形从头选择适宜润滑油。关于本减速器，在严峻恶劣负荷条件中工作时，推荐采纳双曲线齿轮油。密封件选择J型无骨架油封。针齿壳上开有沟槽，油浸深度为2040mm第五章基于UG的摆线针轮减速器设计5.1建模摆线轮摆线轮是一个盘式结构，其上均匀散布孔的零件，它最大的特点是摆线轮廓；此零件三维建模的难点也在于摆线轮廓的绘制。由于UG5有直接用于绘制摆线的命令，要生成符合要求的摆线轮廓，必需借助于相应的程序和方程，生成符合要求的摆线轮齿廓。摆线轮廓直角坐标参数方程前面已经给出，现有两种方式生成摆线轮齿廓曲线：其一是，依照摆线轮参数方程，用CS言编制一个生成摆线轮齿廓曲线的程序，将其保留为扩展名为

60、.txt文件。用描点法取得摆线上一系列坐标点，然后运用样条曲线命令，连接所有坐标点，取得摆线轮齿廓曲线，拉伸，然后打中心孔，作柱销孔及阵列取得摆线轮。其二是，借助UG勺规律曲线命令，在“工具”菜单下“表达式”命令对话框中按UG勺语法格式输入摆线轮曲线的参数方程，点击“插入”菜单下的“规律曲线”命令，x、y、z各方向的规律由表达式中的参数方程操纵，生成摆线轮齿廓。本文利用的是第二种方式，如图5-1图5-1摆线轮齿廓图5-2摆线轮箱体由于箱体的形状很复杂，因此分割体很多，合理的建模顺序是很重要的；另外建模应该以数据作为基础。图5-3箱体图5-4针齿壳输出轴输出轴的要紧特点都和圆有关，要紧利用圆柱、