新型內(nèi)擺線機構(gòu)的自動搓背機器人結(jié)構(gòu)設(shè)計
摘要
擺線針輪行星傳動于1922年由德國學(xué)者盧布林卡提出。由于這種傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、單級傳動比大、工作平穩(wěn)、噪音甚低、承載能力和效率高等一系列有點。在許多情況下, 它可以代替二級、三級普通齒輪搓背機和蝸輪蝸桿搓背機。
本設(shè)計針對便于制造、裝配和檢修方面，設(shè)計了具有合理結(jié)構(gòu)的擺線針輪行星搓背機。并對其主要件的強度進行了計算并校核及對轉(zhuǎn)臂軸承、各支承軸承的壽命進行計算，從分析結(jié)果可以看到，各軸承性能指標(biāo)均符合要求。
利用solidworks軟件對擺線針輪搓背機主要零件建立幾何三維模型、利用Auto CAD軟件生成擺線針輪搓背機的工程圖。用本文的方法設(shè)計擺線針輪搓背機，具有設(shè)計快捷、方便等特點。研究結(jié)果對于提高設(shè)計的速度、質(zhì)量具都有重要意義。
關(guān)鍵詞：擺線針輪 擺線 針輪 搓背機
Design of put forward by the German scholar Ruble Cycloidal drives
Abstract：Cycloidal drives has been put forward by the German scholar Ruble Linka in 1922. In many cases, it can substitute for secondary and tertiary general gear reducer and worm gear reducer because it has the compact structure, large single-stage transmission ratio, stable working, low noise, and high efficiency and carrying capacity. Thus, it is widely used in machinery manufacturing, petrochemical industry, hoisting and conveying machinery, geological drilling and so on.
In this design, the author designs a cycloid pin gear planetary reducer with reasonable structure to facilitate the manufacturing, assembly and maintenance. And the strength of the main parts have been calculated and checked, and the life of tumbler bearing and back-up bearing also has been calculated. And from the analysis of the result, it is obviously that all the bearing performance indexes meet the requirements.
This design makes use of the Pro/e software to establish a three-dimensional geometric model about the main parts of cycloidal pinwheel reducer, and makes use of the Auto CAD software to assemble of cycloidal pinwheel reducer in virtual and generate the engineering drawings. Cycloidal pinwheel reducer, which is designed by using the method of this paper, has many characteristics, such as design fast and convenient. The results of the study have great significance to improve the speed and quality of design.
Key words:cycloid cam,pin wheel,cycloid
目錄
新型內(nèi)擺線機構(gòu)的自動搓背機器人結(jié)構(gòu)設(shè)計 1
摘要 1
第一章 引言 5
1.1擺線針輪的類別 5
1.2 擺線針輪行星輪的特點 5
1.3本文設(shè)計內(nèi)容 5
1，擺線外殼；2，擺線輪；3，中心軸 6
外殼處于固定狀態(tài)，中心軸帶動擺線輪轉(zhuǎn)動，形成擺動的軌跡，從而實現(xiàn)搓背的功能。 6
第二章 擺線針輪搓背機的傳動原來 6
3傳動裝置的總體設(shè)計 7
3.1電動機的選擇 8
3.2 計算傳動比 8
3.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 9
4傳動零件的計算 9
4.1擺線輪嚙合承載能力計算 10
4.2擺線輪滾動軸承的承載能力計算 11
4.3 擺線機構(gòu)承載能力計算 12
5軸的設(shè)計計算 13
5.1輸入軸的設(shè)計計算 13
5.1.1軸的材料選擇和最小直徑估計 14
5.1.2軸的校核計算 14
5.2 輸出軸的設(shè)計計算 18
6 其它傳動零部件設(shè)計計算及校核 18
6.1輸入軸上的兩軸承壽命計算 18
6.2.鍵的選擇 19
6.3 聯(lián)軸器的選擇 21
7潤滑及密封 21
7.1潤滑 21
7.2 密封 21
結(jié)論 21
參考文獻 22
致謝 23
22
第一章 引言
1.1擺線針輪的類別
因各擺線減速機的型號由廠家自己推出，所以在型號上并不一致，但只是標(biāo)識方式不同而已，其實質(zhì)是一樣的。一般都有以下幾種型號：B系列擺線針輪減速機、X系列擺線針輪減速機、8000系列行星擺線針輪減速機、F8000系列行星擺線針輪減速機、Z系列行星擺線針輪減速機JB/T2982-1994、9000系列行星擺線針輪減速機、臺灣傳仕600系列擺線針輪減速機。
1.2 擺線針輪行星輪的特點
擺線針輪減速機是一種比較新型的傳動機構(gòu)，其獨特的平穩(wěn)結(jié)構(gòu)在許多情況下可替代普通圓柱齒輪減速機及蝸輪蝸桿減速機，因為行星擺線減速機具有高速比和高效率、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)噪聲低、使用可靠、壽命長、設(shè)計合理，維修方便，容易分解安裝等特點。
1、傳動比大。一級減速時傳動比為1/6--1/87；兩級減速時傳動比為1/99--1/7569；三級傳動時傳動比為1/5841--1/658503。另外根據(jù)需要還可以采用多級組合，速比達到指定大。
2、傳動效率高。由于嚙合部位采用了滾動嚙合，一般一級傳動效率為90%--95%。
3、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕。體積和普通圓柱齒輪減速機相比可減小1/2--2/3。
4、故障少、壽命長。主要傳動嚙合件使用軸承鋼磨削制造，因此機械性能與耐磨性能均佳，又因其為滾動摩擦，因而故障少、壽命長。
5、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠。因傳動過程中為多齒嚙合，所以使之運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠，噪聲低。
6、拆裝方便，容易維修。
7、過載能力、強耐沖擊、慣性力矩小，適用于起動頻繁和正反轉(zhuǎn)運轉(zhuǎn)的特點。
1.3本文設(shè)計內(nèi)容
本文設(shè)計熱處理車間清洗零件運輸設(shè)備中的擺線針輪傳動裝置。其傳動方案如圖1-1所示：
1，擺線外殼；2，擺線輪；3，中心軸
外殼處于固定狀態(tài)，中心軸帶動擺線輪轉(zhuǎn)動，形成擺動的軌跡，從而實現(xiàn)搓背的功能。
第二章 擺線針輪搓背機的傳動原來
本文設(shè)計的是孔銷式擺線針輪搓背機，如圖2-1所示，擺線針輪行星傳動的結(jié)構(gòu)簡圖。在圖中a為擺線輪，b為針輪，H為輸入軸，V為輸出軸。擺線輪a固裝在具有偏心距為oo`的輸入軸H上（輸入軸上裝有偏心距為oo`的偏心盤），由圖可見，兩片擺線輪的偏心呈對稱配置，位差為180°。擺線輪a與針輪b嚙合，在針輪b與機架固定的情況下，當(dāng)輸入軸H 回轉(zhuǎn)時，擺線輪a即隨輸入軸H一起繞固定軸線回轉(zhuǎn)，同時又自身軸線（即自身的偏心軸線o`）轉(zhuǎn)動。由此可見，擺線輪a在運動是既作公轉(zhuǎn)又作自傳的行星輪，而針輪b則是中心輪或太陽輪。由于擺線輪a的軸線o`是以偏心局為半徑作圓周運動，為將擺線輪a的運動傳遞給輸出軸V，它們之間必須設(shè)置一個速比為1的等速比傳動機構(gòu)（即圖中的擺線機構(gòu)）來驅(qū)動從動軸（輸出軸）傳出運動和動力。當(dāng)擺線輪a轉(zhuǎn)動時，藉斷面銷孔推動銷軸而使輸出軸V轉(zhuǎn)動。且擺線輪a具有兩片，切位差180°，使得擺線機構(gòu)所受到的徑向、軸向力均不會太大。為減小銷孔與銷軸之間的摩擦損失，銷軸上裝有松套的銷軸銷。同理，為減小嚙合摩擦損失，針齒上也裝有可轉(zhuǎn)動的針齒套。在運動過程中，擺線輪a理論上有一般的輪齒和針輪b處于嚙合狀態(tài)，這對嚙合的承載能力和平穩(wěn)連續(xù)傳動工作極為有利。
圖2-1 結(jié)構(gòu)簡圖
3傳動裝置的總體設(shè)計
根據(jù)題目所給的已知條件，即清洗裝置所需的扭矩和轉(zhuǎn)速，確定電機的功率和轉(zhuǎn)速，以及擺線輪搓背機的傳動比和輸入輸出軸的扭矩、轉(zhuǎn)速。具體計算如下：
電動機的選擇
3.1電動機的選擇
1． 確定輸出軸的轉(zhuǎn)速
已知輸出裝置中擺線外殼的直徑為D=200mm，則根據(jù)公式：
可得輸出軸的轉(zhuǎn)速：
取
2． 確定電機的功率
已知輸出功率為：
通過查參考文獻【2】表1-7確定各級傳動的機械效率：，又查得擺線針輪的傳動效率：。則總傳動效率為：
則電機的輸出功率為：
3． 確定電機的轉(zhuǎn)速
在工程實踐中，擺線針輪的單級傳動比的范為:,則電機的轉(zhuǎn)速范圍為:
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為的Y系列電動機其滿載轉(zhuǎn)速為,電機的安裝結(jié)構(gòu)形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等由表12-5中查得：電動機外伸軸直徑D=20mm，外伸周長度E=26mm。
3.2 計算傳動比
1.傳動比計算
已知最大傳動比為：
則取：
2，校核
輸出軸的轉(zhuǎn)速為：
則電機的實際速度為：
則，可取
3.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
1. 各軸的轉(zhuǎn)速
輸入軸
輸出軸
2. 各軸的輸入功率
輸入軸
輸出軸
3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
輸入軸
輸出軸
4傳動零件的計算
根據(jù)前面所得的輸入、輸出關(guān)系，可得出擺線針輪搓背機各主要零件的承載受力情況，從而設(shè)計計算出各零件的參數(shù)。即計算出擺線輪、擺線輪滾動軸承、針齒、針齒套、銷軸、擺線機構(gòu)的尺寸及針齒和銷軸的數(shù)量，并對針齒的彎曲疲勞強度和銷軸的接觸疲勞強度進行校驗。具體計算如下：
4.1擺線輪嚙合承載能力計算
針齒彎曲疲勞強度校驗計算
根據(jù)參考文獻【4】可得，因，則采用雙支撐帶針套的結(jié)構(gòu)，根據(jù)參考文獻【1】中式（8-44）
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：
1) 確定針齒銷半徑
根據(jù)參考文獻【1】中表8-1，可得：
再參照參考文獻【1】中表8-6，?。?
2) 確定針齒（針齒銷）的許用彎曲應(yīng)力
根據(jù)參考文獻【1】中式（8-52）
確定（8-52）中的各計算數(shù)值：
1 確定針齒（針齒銷）材料的對稱持久限
已知當(dāng)缺乏實驗數(shù)據(jù)時，取 ，其中為材料的強度限。由參考文獻【1】中表8-3得，針齒材料為GCr15號鋼，其芯部強度限取，表面硬度HRC62，磨削。
則為：
則?。?
2 確定因配合影響針齒銷彎曲疲勞強度的系數(shù)
根據(jù)參考文獻【1】中表8-4，采取的配合，故得
3 確定安全系數(shù)S
安全系數(shù)的取值范圍為：
取：
4 確定針齒銷的表面強化系數(shù)
根據(jù)參考文獻【1】中表8-5，
取：
于是可得：
將各值帶入式(8-44),
滿足彎曲疲勞強度要求。
4.2擺線輪滾動軸承的承載能力計算
1.選擇滾動軸承類型
擺線輪滾動軸承裝在輸入軸上，工作轉(zhuǎn)速較高；其承受嚙合作用力和擺線機構(gòu)（輸出機構(gòu)）孔銷作用力的合力，工作載荷甚大；其尺寸因要求傳動結(jié)構(gòu)緊湊而不能過大（通常不用外圈而直接以擺線輪內(nèi)孔作為外滾到）。因此選用不帶外圈的RN型圓柱滾子軸承（GB/T283--2007)。
2. 確定擺線輪滾動軸承的計算額定動載荷
根據(jù)參考文獻【1】中式（8-58）:
確定式中的各計算數(shù)值：
1) 確定軸承工作載荷P
已知:
其中動載荷系數(shù)和溫度系數(shù)由參考文獻【1】中表8-9和表8-10可查的：、；作用于擺線輪滾動軸承的力R按參考文獻【1】中式（8-38）確定：
則
2) 確定軸承轉(zhuǎn)速n
因針輪固定，則
3) 確定軸承壽命
預(yù)定軸承壽命
將各值帶入公式得：
查參考文獻【5】中（GB/T283--2007），選用RN216E型軸承，其特性值為：
額定動載荷
軸承內(nèi)徑
軸承外徑
軸承寬度
則根據(jù)參考文獻【3】中式（13-5）得該軸承的實際壽命為：
已知設(shè)計要求使用折舊期為：10年，其中檢修間隔期為：5年一大修，2.5年一中修，1.25年一小修；所以軸承滿足要求。
4.3 擺線機構(gòu)承載能力計算
1. 彎曲強度設(shè)計計算
由上可知采用的是銷軸套的結(jié)構(gòu)型式，故根據(jù)參考文獻【1】中式（8-56），
確定式中的各計算數(shù)值:
1) 確定銷軸（即銷孔）數(shù)
根據(jù)參考文獻【1】中表8-7查得：
?。?
2) 確定銷軸的許用彎曲應(yīng)力
根據(jù)參考文獻【1】中表8-3可知銷軸材料也用GCr15號鋼，故同針齒彎曲強度計算中取值，即：
將各值帶入式中，于是銷軸直徑為：
?。?
則查參考文獻【1】中表8-8可得：
5軸的設(shè)計計算
5.1輸入軸的設(shè)計計算
輸入軸的結(jié)構(gòu)裝配圖如圖2-1所示，根據(jù)軸上各零件來確定軸的各個參數(shù)，并對其進行受力分析，從而進行校核。具體設(shè)計計算如下：
圖5-1 輸入軸結(jié)構(gòu)裝配圖
5.1.1軸的材料選擇和最小直徑估計
根據(jù)工作條件，選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻【3】中表15-3，取,則由參考文獻【3】中式（15-2），
可得：
根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)可得，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(yīng)，須選取軸承，由文獻參考文獻【2】表6-2（GB/T283--1994） ，選取深溝球軸承6406,d=30mm,D=90mm,B=23mm,。
5.1.2軸的校核計算
1.軸的受力分析
輸入軸的受力如下圖2-3-1
圖5-1-1 輸入軸的受力
2. 計算F1和F2的值
由圖可得：
,
已知,則可算得：
,
3.軸的載荷分布圖:如圖2-3-2
圖5-1-2 輸入軸的載荷分布圖
4.計算軸承受的最大彎矩
5. 按彎扭合成強度校核軸的強度
根據(jù)參考文獻【3】中式（15-5），
確定式中的各計算數(shù)值:
1) 確定軸的抗彎截面系數(shù)W
根據(jù)參考文獻【3】中表15-4，可得，
則：
2) 確定α
因軸轉(zhuǎn)動中所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，所以?。?
將各值代入式中得：
前面已選定軸的材料為45號鋼材料，查參考文獻【3】中表15-1，得45號鋼材料經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后，其許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。
6. 危險截面校核
根據(jù)輸入軸的結(jié)構(gòu)裝配圖和載荷分布圖可得，因4、5截面只受扭矩作用，雖然有鍵槽，但由軸肩的過渡配合而引起的應(yīng)力集中均會削弱軸的疲勞強度，但因軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度條件計算且取值較為寬裕，所以4 、5截面均無需校核。而從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看， 2、3、4 截面處因過渡配合而引起的應(yīng)力集中較為嚴(yán)重；從承受載的情況來看，2、3截面上的應(yīng)力最大。所以只需要校核2截面，又左側(cè)顯然比右側(cè)直徑小，所以該軸只需校核截面2的左側(cè)即可。又截面2所承受的兩個變應(yīng)力均為不對稱循環(huán)的變應(yīng)力，所以由參考文獻【3】式（3-35）、（3-17）：
,
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：
1) 計算截面上的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
則截面上的彎曲應(yīng)力:
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:MPa
2) 計算彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)
由參考文獻【3】式（3-12):
確定式中各值：
截面上由軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和，按參考文獻【3】表3-2查取，已知，=1.33，用內(nèi)插法可查得＝1.9，＝1.6；又由參考文獻【3】附圖3-1，可得材料敏性系數(shù)為=0.82，＝0.85。
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
＝1.51
由參考文獻【3】附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.88 ；由參考文獻【3】附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)= 0.87 。
因加工精度較高，所以軸按磨削加工，由參考文獻【3】附圖3-4，查得表面質(zhì)量系數(shù)為＝0.92
軸并不經(jīng)表面強化處理，則，則綜合系數(shù)值為：
＝2.06
＝1.82
3) 其他各值的查取
由參考文獻【3】得碳鋼的特性系數(shù)，
則取：＝0.1，＝0.1
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【3】表15-1，得：＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。
于是，將各值帶入計算安全系數(shù)值，則得：
=2.37
=5.24
＝2.26S=1.3
故可知其安全。
5.2 輸出軸的設(shè)計計算
輸出軸結(jié)構(gòu)裝配圖如圖4-2，根據(jù)軸上所安裝的各個零件來確定軸的各參數(shù)，并對其進行受力分析，從而進行校核。因搓背機有兩片擺線輪，切位差180°，使得經(jīng)過銷軸傳遞給輸出軸的徑向力不大，因此輸出軸所受的彎矩相對扭矩來說可忽略不計，所以后文中對軸進行校核時并沒考慮彎矩。
6 其它傳動零部件設(shè)計計算及校核
本章節(jié)是對傳遞零件中各軸承的壽命進行計算校核、軸上鏈接件鍵的選擇以及聯(lián)軸器的確定；其中因輸出軸所受的徑向力很小，對軸承壽命影響很小，所以其上軸承的壽命將不進行計算校核。具體設(shè)計計算如下：
6.1輸入軸上的兩軸承壽命計算
1． 左側(cè)軸承6406
首先確定軸承的徑向力，即：，又軸承所受軸向力：，則有，所以根據(jù)參考文獻【3】式13-8a和表13-5、13-6得，其當(dāng)量動載荷為：,則根據(jù)參考文獻【3】中式（13-5）：
則代入值可得軸承6406的壽命為：
已知設(shè)計要求使用折舊期為：10年，其中檢修間隔期為：5年一大修，2.5年一中修，1.25年一小修；所以軸承完全滿足要求。
2． 右側(cè)軸承6408
首先確定軸承的徑向力，即：，又軸承所受軸向力：，則有，所以根據(jù)參考文獻【3】中式（13-8）、表13-5、表13-6，得其當(dāng)量動載荷為：,則根據(jù)參考文獻【3】中式（13-5）：
則代入值可得軸承N406的壽命為：
所以該軸承滿足要求。
6.2.鍵的選擇
1． 輸入軸上鍵的選擇
輸入軸上分別有安裝聯(lián)軸器的鍵和安裝雙偏心盤的鍵。
1) 安裝聯(lián)軸器的鍵
根據(jù)安裝聯(lián)軸器處直徑d=40㎜，通過查參考文獻【2】中表4-1圓頭普通平鍵。選擇的鍵尺寸：b×h×=12×8 （t=5.0，r=0.25）,鍵的工作長度L=56mm, 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。標(biāo)記：鍵12×8×56 GB/T1096-2003。傳遞的轉(zhuǎn)矩：。
又導(dǎo)向平鍵鏈接的強度條件為：（參考文獻【3】式6-2）
根據(jù)參考文獻【3】中表6-2查差得鍵的靜連接時需用應(yīng)力,
所以輸入軸上安裝聯(lián)軸器的鍵強度足夠。
2) 安裝雙偏心盤的鍵
根據(jù)安裝雙偏心盤處直徑d=40㎜，通過查參考文獻【2】中表4-1圓頭普通平鍵。選擇的鍵尺寸：b×h×=12×8 （t=5.0，r=0.25）,鍵的工作長度L=40mm, 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。標(biāo)記：鍵12×8×56 GB/T1096-2003。傳遞的轉(zhuǎn)矩：。
又導(dǎo)向平鍵鏈接的強度條件為：（參考文獻【3】式6-2）
根據(jù)參考文獻【3】中表6-2查差得鍵的靜連接時需用應(yīng)力,
所以輸入軸上安裝聯(lián)軸器的鍵強度足夠。
2.輸出軸上鍵的選擇
輸出軸上只有安裝聯(lián)軸器的鍵。根據(jù)安裝聯(lián)軸器處直徑d=80㎜，通過查參考文獻【2】表4-1圓頭普通平鍵。選擇的鍵尺寸：b×h×=22×14 （t=9.0，r=0.40）,鍵的工作長度L=110mm, 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×14=7mm。標(biāo)記：鍵22×14×110 GB/T1096-2003。傳遞的轉(zhuǎn)矩：
。
又導(dǎo)向平鍵鏈接的強度條件為：（參考文獻【3】式6-2）
根據(jù)參考文獻【3】中表6-2查差得鍵的靜連接時需用應(yīng)力,
所以輸出軸上安裝聯(lián)軸器的鍵強度足夠。
6.3 聯(lián)軸器的選擇
由于搓背機載荷平穩(wěn)，無特殊要求，考慮其載荷、裝拆方便、經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。
1． 搓背機輸入端
由表參考文獻【3】中表14-1，查得＝1.3，則：
＝
由參考文獻【2】中表8-5(GB/T4323--2002)，選LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，軸孔徑為d=40mm,半聯(lián)軸器L＝112mm。
2． 搓背機輸出端
由上已選取，為LT11型彈性套柱銷聯(lián)軸器。
7潤滑及密封
7.1潤滑
根據(jù)搓背機的結(jié)構(gòu)，選擇油潤滑。
7.2 密封
為了防止泄漏，擺線輪搓背機的箱體、針輪殼、左右端蓋各個接合處和外伸軸處必須采取適當(dāng)?shù)拿芊獯胧?。擺線輪搓背機的箱體、針輪殼、左右端蓋各個接合處密封可以通過改善接合處的粗糙度，一般為小于或等于6.3，另外就是連接箱體與箱蓋的螺栓與螺栓之間不宜太大，安裝時必須把螺栓擰緊。外伸軸處的密封根據(jù)軸的直徑選用：旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈。
結(jié)論
設(shè)計研究完本課題，通過理論學(xué)習(xí)和設(shè)計計算，可得到如下結(jié)論：
1． 擺線針輪行星搓背機由于具有單級減速比大、結(jié)果緊湊、外形尺寸小、質(zhì)量輕、工作平穩(wěn)、噪音低、承載能力強和效率高等一系列優(yōu)點，在許多情況下可代替作平二級、三級的普通齒輪搓背機和渦輪搓背機。所以這種結(jié)構(gòu)的搓背機受到世界各國工程技術(shù)人員的重視和關(guān)注。目前，其廣泛用于機械制造、石油化工、起重運輸、地質(zhì)鉆探等領(lǐng)域中，甚至已擴展到微機械、機器人傳動裝置、精密機械傳動、航空航天等領(lǐng)域。但它的主要確點在于制造精度要求較高，工藝復(fù)雜，加工成本較高。
2． 在擺線針輪搓背機裝置的設(shè)計中：擺線輪成布置，這樣能使軸的受力平衡，減少擺線機構(gòu)中軸承的受力，提高該軸承的壽命。
3． 本設(shè)計中是利用solidworks軟件對減速機進行主要零件建模，利用Auto CAD軟件生成擺線針輪搓背機的工程圖。其中的難點有擺線輪齒廓的生成和擺線輪、針輪、擺線機構(gòu)的受力分析。在解決這幾個問題方面，擺線輪的齒廓利用solidworks的參數(shù)化設(shè)計生成；而針齒和擺線機構(gòu)的受力太過復(fù)雜，設(shè)計時取其近似值進行零件的校核，但也能保證結(jié)果的正確性。
參考文獻
【1】沈繼飛·機械設(shè)計課程設(shè)計課題及指南【M】·北京：高等教育出版社，1990.9
【2】吳宗澤、羅圣國·機械設(shè)計課程設(shè)計手冊【M】·北京：高等教育出版社，2006.5
【3】濮良貴、紀(jì)名剛·機械設(shè)計【M】·北京：高等教育出版社，2006
【4】秦大同、謝里陽·現(xiàn)代機械設(shè)計手冊-第3卷【M】·北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2011.1
【5】秦大同、謝里陽·現(xiàn)代機械設(shè)計手冊-軸承【M】·北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2013.3
【6】孫桓、陳坐摸、葛文杰·機械原理【M】·北京：高等教育出版社，2006.5
【7】劉鴻文·材料力學(xué)【M】·北京：高等教育出版社，2010.6
【8】丁一、何玉林·工程圖學(xué)基礎(chǔ)【M】·北京：高等教育出版社，2008.6
【9】王伯平·互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)【M】·北京：機械工業(yè)出版社，2008.12
【10】陳兵奎·擺線針輪行星傳動共軛嚙合理論【J】·中國科學(xué)(E輯:技術(shù)科學(xué))，2008.1.15
【11】周利鋒· 一種新型擺線齒輪搓背機【D】·北京郵電大學(xué)，2012.3.6
【12】何衛(wèi)東· 針擺行星傳動搓背機輸出機構(gòu)計算方法【J】·大連交通大學(xué)學(xué)報，2010.12
【13】張士勇· 擺線針輪行星搓背機輸出機構(gòu)的柱銷受力分析【J】·重慶大學(xué)，2010.7.20
【14】http://www.wqdfcd.com/news/320.html
【15】行星擺線針輪減速機_百度百科
【16】L. P_ust.Weak and strong nonlinearities in magnetic bearings [J]. Mechanism and Machine Theory， 39 (2004) 779–795
致謝
首先，我要感謝學(xué)校、學(xué)院對我四年的培養(yǎng)，讓我學(xué)到了許許多多的知識，感謝各位老師在這四年里對我的關(guān)懷與照顧，在此致以我深深的謝意。
本論文從選題到最后定稿成文，老師一直給予了悉心指導(dǎo)，老師那種孜孜不倦的開拓精神和敬業(yè)精神令我深受啟迪和教益，謹(jǐn)向我的指導(dǎo)老師致以深深的謝意。
在本課題進行期間，本人根據(jù)大學(xué)4年所學(xué)的知識進行課題設(shè)計，但因本科所學(xué)有限，對本課題設(shè)計中一些力是計算不是很精確，希望各位老師諒解。
最后，我還要向所有曾經(jīng)幫助過我的同學(xué)和朋友們致敬。你們的鼓勵和幫助是我永遠前進的動力，真心的謝謝你們。