机械设计说明书-摆线针轮行星减速器的设计

本科毕业设计（论文）题目：摆线针轮行星减速器的设计摆线针轮行星减速器的设计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。本设计要全面考虑多齿啮合、运转平稳、轮齿均载等要求，同时实现高承载能力、高传递效率、高可靠性和优良动力性能等多项指标的情况下，还要便于制造、装配和检修，因此设计了该具有合理结构的摆线针轮行星减速器。本次设计是对一种带机架的卧式摆线针轮减速机进行分析研究。其输入功率P=22Kw，传动比11，输出转速为1450r/min.对于摆线针轮行星减速器而言，要求行星减速器满足三项要求：传动比大，结构紧凑，适宜短期间断工作。本文主要从以下几个方面对针轮输出针摆行星传动进行了研究:首先参照传统针摆行星传动基本参数设计计算方法对针轮输出针摆行星传动主要零部件的基本参数进行设计计算，并对传动系统进行受力分析并计算包括转臂轴承和各支撑轴承的载荷大小，完成包括摆线轮、柱销等主要零件强度校核计算和轴承的寿命计算，然后利用CAD画出了主要零件图和最后的装配图。关键词：摆线轮针轮；齿轮；行星齿轮减速器摆线针轮减速器传动理论与设计方法2.1摆线针轮减速器的传动原理与结构特点2.1.1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K－H－V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2.1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。2.1.2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，由输入轴和偏心轮组成，偏心轮在两个偏心方向互成。（2）行星轮C，即摆线轮，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,其齿廓是圆柱形，由针齿销固定在针齿壳上，并在针齿销上安装可转动的针齿套，是为了减少针齿销和摆线轮之间的摩擦和磨损。(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。它是由输出轴上装的几根柱销轴和它在悬臂上套装的柱销套一同插入摆线轮的销孔内组成。2.1.3摆线针轮行星传动的特点(1)传动比范围大。(2)体积小、重量轻。(3)效率高。(4)运转平稳，噪声低。(5)工作可靠，寿命长。摆线针轮行星传动的薄弱环节是转臂轴承，因转臂轴承在受力大，转速也较高的工况下工作(其内、外圈的相对转速等于输入轴与输出轴一者转速绝对值之和)，所以在新系列中为保证转臂轴承的寿命，往往须采用加强型的滚子轴承。2.2摆线针轮传动的啮合原理2.2.1摆线针轮传动的齿廓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。（2.1）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。（2.2）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2.2。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(2.1),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（2.3）两种外摆线的参数换算关系归纳如表2.1表2.1参数表参数名称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2.2短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有，，将与γ的结果代入上述方程,（2.4）（2.5）式(2.4)与式(2.5)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=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2.2)：（2.6）（2.7）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（2.8）由此可得摆线轮的齿数为（2.9）针轮齿数为（2.10）2.2.2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2.3，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为。图2.3摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下：（2.11）实际齿廓方程（2.12）——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2.2.3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（2.13）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,将式(2.4)和式(2.5)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得（2.14）以K1=1代入式(2—14),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=r2′a=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(2.14)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(2.14)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＝+（2.15）对于外凸的理论齿廓（<0），当>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（2.16）2.3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。2.3.1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图2.4修形引起的初始啮合侧隙在，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存在大小不等的初始侧隙，见图2.4。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：（2.3—1）式中，为第i个针齿相对转臂的转角，为短幅系数。图2.5轮齿啮合力令，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2.6所示图2.6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i＝m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，2.3.2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，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矩平衡条件，整理得2.3.3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＝2.4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58～62HRC。2.4.1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，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。2.4.2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）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，＝150～200MPa——许用转角，＝（0.001～0.003）2.4.3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=（0.4～0.5），轴承宽度B应大于摆线轮的宽度。2.4.4输出机构柱销强度计算输出机构柱销的受力情况，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＝1.35～1.54箱体的结构设计3摆线针轮减速器的设计3.1摆线轮、针齿、柱销的计算表3.1摆线针轮减速器的计算项目代号单位计算、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取取材料为轴承钢58~62HRC时,=1000~1200MPa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，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2～6mm。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mm＝0.35，＝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MPa＝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＝1.0516988＝17837时，=1.05时，＝1.1。选择圆柱滚子轴承mm＝260（0.4～0.5）＝104～130由文献[13］GB/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/min＝1582转臂轴承寿命h＝＝10613—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MPa<选用三支点，材料为轴承钢时＝150～200MPa针齿销转角rad＝＝0.000618<，材料为轴承钢时＝0.01～0.03rad。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取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。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，＝0.2～0.3。3.2输出轴的计算结构图如图3.1，图3.1输出轴结构装配图3.2输出轴的设计计算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选材为钢，调质处理，由文献[12]表15-3，取A0＝110，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L＝142mm，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6—1查得，d=70,D=125,B=24,=79，则可知=70，=65；上选用深沟球轴承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[13]GB/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15—1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＝560050＝280000扭矩T＝1466353截面上的弯曲应力＝6.637MPa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＝1.82＝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＝20.2110.62＝9.40S＝0.05故可知其安全。3.3输入轴的计算其结构装配图如图3.2图3.2输入轴结构装配图表3.3输入轴的计算项目代号单位计算、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选材为钢，调质处理，由文献［12］表15-3，取A0＝110，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轴的结构设计其装配结构图如图4-2，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,=，则可知=40，=40mm；=24mm,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。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由文献[13]GB/T1095-1979，分别选用平键＝和=,键槽用键槽铣刀加工，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。由文献[12]，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.力的计算由前面知，作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，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=0.6，轴的计算应力21.49Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12]表15－1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＝42875抗扭截面系数＝85750弯矩＝917352扭矩T＝144897截面上的弯曲应力＝11.89MPa截面上的扭转切应力＝1.69MPa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＝1.34，＝1.66；又由文献[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＝1.2788＝1.561由文献［12］附图3-2得尺寸系数=0.95；由文献［12］附图3-3的扭转尺寸系数=0.9。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＝20.2110.62＝9.40S＝0.05故可知其安全。4箱体的结构设计4.1箱体的结构设计准则和要求箱体设计首先要考虑箱体内零件的布置及与箱体外部零件的关系，如车床按两顶尖要求等高，确定箱体的形状和尺寸，此外还应考虑以下问题：满足强度和刚度要求。对受力很大的箱体零件，满足强度是一个重要问题；但对于大多数箱体，评定性能的主要指标是刚度，因为箱体的刚度不仅影响传动零件的正常工作，而且还影响部件的工作精度。散热性能和热变形问题。箱体内零件摩擦发热使润滑油粘度变化，影响其润滑性能；温度升高使箱体产生热变形，尤其是温度不均匀分布的热变形和热应力，对箱体的精度和强度有很大的影响。结构设计合理。如支点的安排、筋的布置、开孔位置和连接结构的设计等均要有利于提高箱体的强度和刚度。工艺性好。包括毛坯制造、机械加工及热处理、装配调整、安装固定、吊装运输、维护修理等各方面的工艺性。5.造型好、质量小连接和固定速器箱体使用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量越占减速器总重的30～50％，因此设计机体结构时必须综合考虑传动质量、加工工艺及成本等。减速器箱体常用灰铸铁制造。灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能，易获得美观外形，适宜于批量生产。对于重载或受冲击载荷的减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器可采用钢板焊接的箱体，其制造工艺简单、生产周期短、材料省、重量轻、成本低，但对焊接技术要求较高。减速器机体可以采用剖分式或整体式，剖分式机体结构被广泛使用，其剖分面多与传动零件轴线平面重合，一般减速器只有一个剖分面，但有些由两个剖分面。卧式减速器箱体常沿轴心线所在平面剖分成箱座和箱盖两部分，这样有利于箱体制造和便于轴系零件的装拆。设计机体时应在三个基本视图上同时进行，并考虑以下价格方面的问题：4.1.1机体应具有足够的刚度箱体剖分面应加工平整，要由足够的宽度；螺栓间距应不大于100～150mm,以保证箱体的密封性。箱体连接处的刚度主要是结合面的变形和位移，它包括结合面的接触变形，连接螺钉的变形和连接部位的局部变形。为了保证连接刚应注意以下几个方面的问题：

(1)重要结合面表面粗糙度值Ra应不大于3.2um，接触表面粗糙度值越小，则接触刚度越好。

(2)合理选择联结螺钉的直径和数量，保证结合面的预紧力。为了保证结合面之间的压强，又不使螺钉直径太大，结合面的实际接触面积在允许范围内尽可能减小。如图19-9。

(3)合理设计联结部位的结构4.1.2应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热一般减速器其传动件圆周速度v≤12m/s,常采用浸油润滑，当圆周速度v≥12m/s时应采用喷油润滑。机体内应有足够的润滑油，用以润滑和散热，同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不应小于30～50mm。由此即可决定机座的高度。一般单级减速器每传递1KW功率，约需油量为0.35～0.7L，润滑油粘度大时，则用量较大，多级减速器则按级数成比例增加。4.1.3机体要有良好的工艺性（1）满足铸造工艺的要求；造型力求简单，壁厚均匀、过渡平缓，设置拔模斜度、活块等以利于起模。（2）满足加工工艺的要求，加工面与非加工面要分开，减少加工面积，为减少箱体上的机加工面积，应使加工面与非加工面分别处于不同表面。箱体上安装轴承盖、检查孔盖、通气器、油标尺、放油螺塞以及与地基结合面处应设计凸台，而螺栓头和螺母支承面加工时应锪出沉头座，同一轴线上两轴承孔的直径、精度和表面精糙度应尽量一致，以便于一次走刀加工。同一侧的各轴承座端面最好位于同一平面内，两侧轴承座端面应相对于箱体中心平面对称，以便于加工和检验。凸台及沉头座加工方法。4.2减速器箱体密封 减速器箱体密封包括轴承座端面与轴承端盖之间的密封和减速器剖分面的密封两方面：(1）轴承座端面与轴承端盖之间的密封，对于凸缘式端盖采用垫片的形式进行密封，此处的垫片还可以起到调整轴系轴向位置的作用；对于嵌入式端盖，多采用O型密封圈进行密封。必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。（2）减速器剖分面的密封处，联接凸缘应有足够的厚度，联接表面应精铇，表面粗糙度应不大于6.3，密封要求高的表面要经过刮研，为了提高密封性，在机座凸缘上常铣出回油沟，凸缘联接螺栓之间的距离不宜太大，不大于100～150mm，并尽量均匀布置，以保证剖分面处的密封性，在剖分面上不可以使用垫片，必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。5三维建模及仿真5.1软件简介5.5.1ProE的发展Pro/ENGINEERWildfire是美国PTC公司推出的一套从设计到加工制造一体化三维设计分析软件，已经在机械、电子、航空、航天、汽车、船舶、军工、建筑、轻工纺织等领域得到了广泛应用。由于其强大的功能，Pro/ENGINEERWildfire已经成为结构设计师和制造工程师进行产品设计与制造的得力助手。Pro/ENGINEER自1988年问世以来，二十几年间已经成为全世界及中国地区最普及的三维CAD系统。ProE在今日俨然成为三维CAD系统的标准软件，广泛应用于汽车电子、通信、机械、模具等各行业。ProE可谓是全方位的三维产品开发软件，整合了零件设计、零件装配、产品设计、塑料磨具设计、工程图制作、造型设计、动画制作等功能于一体，其模块众多、且学习殊为不易。5.5.2ProE的基本特性ProE的基本特性包括：（1）以特征作为设计单位（2）三维实体模型（3）参数式设计（4）工程数据同步化。5.2建模过程三维造型的步骤（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。（3）零件的相关性设计ProE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。5.3仿真结果5.3.1摆线轮摆线轮是一个盘式结构，其上均匀分布孔的零件，它最大的特征是摆线轮廓；此零件三维建模的难点也在于摆线轮廓的绘制。图5.1摆线轮5.2.2箱体由于箱体的形状很复杂，所以分割体很多，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5.2箱体图5.3针齿壳5.2.3输出轴输出轴的主要特征都和圆有关，主要利用圆柱、圆台、草绘拉伸，打孔、布尔运算等操作将其绘出。图5.4输出轴5.3虚拟装配应用前述建立的摆线针轮减速器三维零件进行虚拟装配，首先进行子装配，如轴承，柱销与柱销套，针齿与针齿套，输入轴与偏心轮，输出轴和住销及轴承与轴等。完成子装配工作后，进行总装配，依照从内到外的顺序，先装配输入轴，输出轴，再装配两个摆线轮，再装配针齿销和针齿壳，最后装附件，得到减速器完整的装配，图5-6为内部主要零部件的爆炸图。装配过程中的装配顺序是非常重要的，装配顺序是否合理，直接影响到装配的质量好坏。图5-8为摆线针轮减速器及其相关零件虚拟装配图。零件装配好了以后，进行装配体的干涉检查，以便确定装配体中各零件之间是否存在实体边界冲突(即干涉)、冲突发生在何处、进而为消除冲突做好准备。一般对零件较多或装配要求较严格的装配体，应该装配好—个零件就进行一次装配检查，这样可以及时发现错误，及时修正。图5.5主要件装配爆炸图图5.6摆线轮与输出轴6结论研究完本课题，通过理论学习和设计计算，可得到如下结论：（1）虽然大学四年学习了很多的专业课程，但是要系统的运用去完成一次设计还是有困难的。于此同时我发现自己对知识掌握的不牢固和欠缺给设计带来很大的困难，而且要完成毕业设计需要许多广泛而系统的知识。在此次设计中除了要熟悉、巩固以往学过的基础知识外，还要自己去学习、掌握新的知识，虚心向他人请教，毕业设计确实是一节生动深刻的大课。（2）摆线针轮传动同渐开线少齿差行星传动一样，具有减速比大、结构紧凑、体积小、重量轻、效率高等优点，被广泛用于冶金机械、食品工业、军工、矿山等领域。此外，与渐开线少齿差行星传动相比，由于它有近半数的齿同时啮合，因此，它的承载能力更大，使用寿命更长；同时，它无齿顶相碰和齿廓重叠干涉等问题，具有更大的适应性，越来越受世界各国重视。它的主要弱点是工艺复杂，加工成本较高。（3）在摆线针轮减速器装置的设计中：为使摆线轮的承载能力最大，建立了数学模型，并用计算机求解，选择了最优的齿顶修形参数;在针齿壳的设计中，采用了三支点式的齿销，控制了针齿的弯曲变形;在装置的布置中，两片摆线轮成布置，这样能使轴的受力平衡，减少W机构中轴承的受力，提高该轴承的寿命。（4）本设计中一个亮点是利用三维proE软件对减速机进行设计，包括建模，虚拟装配和生成工程图纸。其中的难点是摆线轮齿廓的生成，在解决这个问题方面，摆线轮的建模用proE自身的表达式计算功能生成摆线轮齿廓。采用三维proE进行可视化产品设计，能在产品设计阶段看到摆线针轮减速器的内部结构和外观实体，可对不合理的结构进行改进，检验摆线针轮减速器设计的可装配性和可拆卸性，并进行装配效率分析。利用可视化产品设计，可以减少对物理原型的需要，直观地展示装配体结构和装配过程，测量和分析装配性能。应用虚拟装配和虚拟制造技术，可以降低了研究和应用的成本，提高装配的质量，缩短产品开发的周期产生最大的经济效益。参考文献[1]孙恒.机械原理[M].高等教育出版社,2009卷（期）：41-80[2]机械设计手册编辑委员会.机械设计手册（3）（新版）[M].北京：机械工业出版社，2005卷（期）：35-87[3]机械设计手册编辑委员会.