擺線針輪行星減速器畢業(yè)設計

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1、 摘 要 摘要：本次設計的是擺線針輪行星減速器，擺線針輪行星傳動具有傳動比范圍大，體積小、重量輕，效率高，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低，工作可靠、壽命長的特點。因此，擺線針輪行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。文中從對齒輪減速器的發(fā)展的歷史研究開始，再對傳動比進行計算，而后分別進行齒數(shù)計算、齒形分析、效率計算、強度驗算、結構設計、繪制減速器裝配圖及零件圖。最后對行星齒輪的結構設計進行了較詳細的闡述。通過對擺線針輪行星減速器的研究，結合目前的發(fā)展情況和所要面臨解決的問題，設計出

2、具有上述一系列優(yōu)點的減速機構。在設計中，擺線針輪行星傳動的薄弱環(huán)節(jié)是轉(zhuǎn)臂軸承，因轉(zhuǎn)臂軸承在受力大，轉(zhuǎn)速也較高的情況下工作（其內(nèi)、外圈的相對轉(zhuǎn)速等于輸入軸與輸出軸二者轉(zhuǎn)速絕對值之和），所以 在新系列中為保證轉(zhuǎn)臂軸承的壽命，往往采用加強型的滾子軸承。 關鍵詞：擺線針輪行星減速器；齒輪；行星齒輪減速器；齒輪嚙合；滾子軸承。 Abstract Abstract:This design is pin-cycloidal gear planetary .Pin-cycloidal gear plane

3、tary gear transmission range is big, small volume, light weight, high efficiency, stable operation,low noise,long life and reliable , Therefore, the planetary gear transmission has been widely used in engineering machinery, mining machinery, metallurgy, machinery, lifting transportation machinery,

4、light industrial machinery, petroleum, chemical machinery, machine tools, robots, automobile, tanks, artillery and aircraft, ships, instrument and meter, etc. Based on the development of gear reducer, "the study of history to start again, then calculated the transmission separately gear tooth profil

5、e analysis and calculation, the calculation efficiency, strength calculation, the structure design, drawing assembly and detail drawings. Finally the structure design of planetary gears are expounded in detail. Through the cycloid planetary reducer, combining the current development situation and to

6、 solve the problem, the design has the advantages of a slowdown. In the design of cycloid planetary gear, the weak link is turning arm bearing, because in turn arm bearing force, high speed and under the condition of inner work (the relative speed equals input shaft and the output shaft rotational s

7、um between absolute). so that a new series in turn for the life, often arm bearing reinforced by the roller bearings. Key words: Pin-cycloidal gear planetary reducer； gear; planetary gear reducer; gears meshing; roller bearings 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文）

8、 目錄 目錄 摘 要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1行星齒輪傳動的發(fā)展概況 1 1.2 行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢 3 1.3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 4 1.4 本設計課題簡介 6 第二章 擺線針輪減速器傳動理論與設計方法 7 2.1 擺線針輪減速器的傳動原理與結構特點 7 2.1.1 擺線針輪行星傳動的傳動原理 7 2.1.2 擺線針輪減速器的結構特點 7 3.1.3 擺線針輪傳動的嚙合原理 8 第三章 針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 15 3.1確定初始嚙合側(cè)隙

9、 15 3.2判定擺線輪與針輪同時嚙合齒數(shù)的基本原理 16 3.3針齒與擺線輪齒嚙合的作用力 16 3.4輸出機構的柱銷（套）作用于擺線輪上的力 17 3.4.1 判斷同時傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷數(shù)目 18 3.4.2輸出機構的柱銷作用于擺線輪上的力 18 3.4.3 轉(zhuǎn)臂軸承的作用力 18 3.5 擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 19 3.5.1齒面接觸強度計算 19 3.5.2 針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 19 3.5.3 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 20 3.5.4 輸出機構柱銷強度計算 20 第四章 擺線針輪減速器的設計計算 22 4.1擺線輪的設計 22 4.1

10、.1確定傳動的結果形式 22 4.1.2確定擺線輪針輪的齒數(shù) 22 4.1.3確定針輪半徑 22 4.1.4確定短幅系數(shù)和偏心距 23 4.2轉(zhuǎn)臂軸承的選擇 23 4.2.1轉(zhuǎn)臂軸承負載計算 23 4.2.3轉(zhuǎn)臂軸承選擇 24 4.2.4轉(zhuǎn)臂軸承壽命計算 24 4.3確定針輪尺寸 24 4.4擺線輪結果尺寸的計算 26 4.5確定輸出機構中柱銷、柱銷套和柱銷空的直徑 27 4.6擺線輪、針齒、柱銷的數(shù)據(jù)表 27 第五章 軸的計算 30 5.1輸出軸的計算 30 5.1.1輸出軸的結構裝配圖 30 5.1.2初步確定軸的最小直徑 30 5.1.3輸出軸的結構設計

11、 30 5.1.4求軸上載荷 31 5.1.5按彎扭合成應力校核 31 5.1.6精確校核軸的疲勞強度 32 5.2輸入軸的計算 33 5.2.1輸入軸結構轉(zhuǎn)配圖 33 5.2.2初步確定軸的最小直徑 34 5.2.3軸的結構設計 34 5.2.4力的計算 35 5.2.5按彎扭合成強度校核 35 5.2.6精確校核軸的疲勞強度 35 第六章 箱體的結構設計 38 6.1箱體的結構設計準則 38 6.1.1機體應具有足夠的剛度 38 6.1.2應考慮便于機體內(nèi)零件的潤滑、密封及散熱 38 6.1.3機體要有良好的工藝性 39 6.2減速器箱體密封 39 6.3

12、試驗要求、觀、包裝、運輸和儲藏的要求 39 第七章 減速器的潤滑 41 7.1潤滑的意義 41 7.2齒輪潤滑劑的選擇 42 參考文獻 44 致 謝 45 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文） 緒論 第一章 緒論 1.1行星齒輪傳動的發(fā)展概況 我國早在南北朝時代（公元429～500年），祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南車，比歐美早了1300多年。 1880年德國第一個行星齒輪傳動裝置的專利出現(xiàn)了。1920年首次成批制造出行星齒輪傳動裝置，并首先用于

13、汽車的差速器。1938年起集中發(fā)展汽車用的行星齒輪傳動裝置。二次世界大戰(zhàn)后機械行業(yè)的蓬勃發(fā)展促進了行星齒輪傳動的發(fā)展。 高速大功率行星齒輪傳動廣泛的實際應用，于1951年首先在德國獲得成功。1958年后，英、意、日、美、蘇、瑞士等國也獲得成功。 低速重載行星減速器已由系列產(chǎn)品發(fā)展到生產(chǎn)特殊用途產(chǎn)品，如法國Citroen生產(chǎn)用于水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量達125t，輸出轉(zhuǎn)矩3900KN.m； 公元1765年歐拉提出用漸開線作為齒輪齒廓曲線以來，定軸輪系的齒輪傳動獲得了最廣泛的應用。但是，隨著生產(chǎn)發(fā)展的需要，早在1879年BOCK就論述了傳動比i=的行星齒輪裝置，繼后Shaw

14、發(fā)表了傳動比i=2的機構，以及TOBPNABHKO用串聯(lián)K-H-V型行星傳動獲得了傳動比i=的傳動機構，當時這些大傳動比的行星機構主要是用以實現(xiàn)某一運動。 19世紀以來，隨著機械工業(yè)的發(fā)展（如汽車、航空工業(yè)等），特別是第二次世界大戰(zhàn)后，高速大功率船艦以及透平發(fā)動機組和透平壓縮機等的發(fā)展，對漸開線齒輪傳動在速度、功率、效率、外廓尺寸和重量等諸方面提出了愈來愈高的要求，這對于一對外嚙合的定軸齒輪傳動來說，由于在承載能力、速比、外廓尺寸和重量等諸方面的限制，是難以滿足生產(chǎn)發(fā)展的需要的，從而提出了采用內(nèi)嚙合的分流傳動結構，由于分流效應和合理地利用了內(nèi)嚙合，以及行星齒輪傳動在運動學上的優(yōu)點，從而使?jié)u開

15、線行星齒輪傳動得到了迅速的發(fā)展。 高速大功率行星齒輪傳動的實際應用，于1951年首先在西德獲得成功，1958年以后，美、英、日、蘇、捷、意、荷、瑞士等國亦獲得成功，并已成批生產(chǎn)使用。其中在國際上享有盛名的有，西德Renk行星齒輪箱、瑞士Maag行星齒輪箱、美國Fritlsch行星齒輪箱、英國COG行星齒輪箱、捷克SKODA行星齒輪箱和日本IMT行星齒輪箱等。 隨著生產(chǎn)的不斷發(fā)展，制造技術的不斷進步，以及行星齒輪傳動在設計上日趨完善，從而使行星齒輪傳動至今已達到了較高的水平。目前漸開線行星齒輪傳動圓周速度達160～200米/秒，傳遞功率達100000馬力，效率達0.98以上，齒輪噪音達85分

16、貝以下，并且外廓尺寸小，重量輕，它比同等工作條件下的定軸齒輪傳動外廓尺寸和重量減小1/2～1/6。表1列出了Delaval公司生產(chǎn)的傳動比i=7.15，N=6000馬力的行星齒輪減速箱與該工作條件下的一般定軸齒輪減速箱的比較情況。行星齒輪傳動與一般齒輪傳動在相同條件下，圓周速度也較小，故傳動載荷比一般齒輪也小些，并且行星齒輪傳動還具有工作可靠，同軸傳動等一系列優(yōu)點。 表1 行星齒輪減速箱和一般定軸齒輪減速箱比較 項 目 行星齒輪減速箱 一般定軸齒輪減速箱 總 重 量 （kg） 3471 6943 高 度 （m） 1.31 1.80 長

17、 度 （m） 1.29 1.42 寬　　　度 (m) 1.35 2.36 體 積 () 2.29 6.09 損 失 功 率 （kw） 0.18 0.41 齒 寬 (m) 81 95 圓 周 速 度 (m/s) 42.7 99.4 目前行星齒輪傳動不僅適用于高速大功率，而且在低速大扭矩設備上也已推廣采用，它幾乎適應于一切功率、速度范圍和一切工作條件，成為世界各國齒輪傳動發(fā)展之重點。漸開線行星齒輪傳動已被廣泛應用于船艦主減速器，汽車、坦克和拖拉機的差速器，活塞式和渦輪螺旋槳式航空發(fā)動機與直升飛機中帶動螺旋槳的行星傳動，

18、以及波音——菲托CH——1T前旋翼驅(qū)動行星齒輪箱和貝爾VH——1D主旋翼驅(qū)動行星齒輪減速器，燃氣輪機、高速汽輪機和透平鼓風機及壓縮機的行星齒輪增速箱和減速箱，以及工程機械等產(chǎn)品上。 我國從1968年起，先后在有關單位試制成功列車電站燃氣輪機（N=3000千瓦），工業(yè)用高速汽輪機（N=500千瓦）和萬立米制氧透平壓縮機（N=6300千瓦）的行星齒輪箱。為了推廣行星傳動，有一機部組成了NGW系列工作組，由西安重機研究所、銀川通用機械廠、荊州減速機廠和各中性機械廠等二十幾個單位于1974年制定了NGW（2K-H）型漸開線行星齒輪減速器的部標準。目前漸開線行星齒輪傳動在國內(nèi)已逐漸受到重視，并推廣其應

19、用。 　 我國是從20世紀60年代起開始研制應用行星齒輪減速器，20世紀70年代制訂了NGW型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（3000kW）/高速汽輪機（500kW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300kW）的行星齒輪箱，低速大轉(zhuǎn)矩的行星減速器也已批量生產(chǎn)，如礦井提升機的XL-30型行星減速器（800kW）。 世界各先進工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。我國與世界先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設備

20、引進，技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得長足的進步。 1.2 行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢 （1）向高速大功率及低速大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。行星齒輪箱傳遞的功率將與日俱增，但是機組功率的繼續(xù)增大，目前受優(yōu)越工藝因素的限制，主要是沒有與齒輪尺寸進一步增大相適應的高精度切齒機，另一方面則是梅雨齒輪直徑大于6米的熱加工鍛造設備。因此需進一步研制大尺寸的高淬硬齒輪切削用的高剛性高精度滾齒和插齒機，以及高精度和超硬切齒刀具和檢驗儀器。在設計方面，則應著重于擦傷強度的研究，制定出齒輪擦傷強度的計算公式，并對齒輪本體和箱體的變形、應力計算進行研究。隨著高速的發(fā)展，目前對行星齒輪傳動的動力學研究還很不夠，特

21、別是與公害有關的振動和噪音的研究。隨著電算技術的發(fā)展，還應用有限元法制定出應用電子計算機進行齒輪設計和加工精度的計算方法，用電算解決參數(shù)選擇最優(yōu)化。此外，還必須對內(nèi)齒圈的固定方法，齒面接觸應力、齒根彎曲應力、齒輪加工工藝、均載機理及其裝置、齒輪潤滑等進行研究，還應大量開展行星齒輪傳動的試驗研究工作，例如：實際負荷運轉(zhuǎn)試驗，齒輪應力狀態(tài)、效率、溫升、振動、噪音、潤滑等各種性能試驗，壽命試驗，破壞試驗等。例如年產(chǎn)300Kt合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產(chǎn)了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為22065kw；大型水泥球磨機所用80/125型行星齒輪箱，輸出

22、轉(zhuǎn)矩高達4150kN.m。在這類產(chǎn)品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料及熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。 （2）向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。多年來一直需要一種傳遞大功率、高效率、變速比的傳動裝置（無級變速），即輸入速度是固定的，輸出速度是可調(diào)的。實現(xiàn)無級變速，對行星齒輪傳動來說，就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都轉(zhuǎn)動并傳遞功率，這只要在原先行星齒輪傳動裝置中對原來固定的基本構件附加一個轉(zhuǎn)動，就能使輸出轉(zhuǎn)速有所增減而成為行星齒輪無級變速器?，F(xiàn)已制成能傳遞2000Psi以上的無級變速齒輪箱。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都轉(zhuǎn)動并傳遞功

23、率，這只要對原行星結構中固定的構件加一個轉(zhuǎn)動（如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就成為無級變速器。 （3）向復合式行星齒輪傳動發(fā)展。近幾年來，國外蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪組合使用，構成復合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適應相交軸和交錯軸間的傳動，可實現(xiàn)大傳動比和大轉(zhuǎn)矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的缺點，以適應市場上多樣化需求。如制堿工業(yè)澄清桶用蝸桿蝸輪——行星齒輪減速器，總傳動比i=0.125r/min,輸出轉(zhuǎn)矩27200N.m。 （4）向少齒差行星齒輪傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳

24、動。主要是它外廓尺寸小、重量輕、傳動比大，一級可達100~115，效率較高，達0.85左右，該機薄弱環(huán)節(jié)主要是轉(zhuǎn)臂軸承于高速重載，嚙合角很大，一齒差時達56左右，故傳動中徑向載荷為不進行變位切削時的2.8倍。因此，這種傳動現(xiàn)階段只適用于中小功率，國內(nèi)應用的少齒差漸開線行星齒輪傳動功率均為超過50千瓦。轉(zhuǎn)臂軸承性能和承載能力有所提高，則傳遞功率增大。西德Fridocon Michel公司生產(chǎn)了齒數(shù)差為2～5的ACBAR漸開線少齒差行星齒輪減速器，并制定了標準系列。而少齒差傳動的效率和強度計算等還有待于進一步研究。 （5）制造技術的發(fā)展方向。采用新型優(yōu)質(zhì)鋼材，經(jīng)熱處理獲得高硬齒面（內(nèi)齒輪離子滲碳

25、，外齒輪滲碳淬火），精密加工以獲得高齒輪精度及低粗糙度（內(nèi)齒輪精插齒達5-6級精度，外齒輪經(jīng)磨齒達5級精度，粗糙度Ra0.2-0.4μm），從而提高承載能力，保證可靠性和使用壽命。 1.3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的顯著特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出軸均設在同一軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質(zhì)量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝

26、置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用。行星齒輪傳動的特點如下： (1)體積小，質(zhì)量小，結構緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪構成共軸線式的傳動以及合理地應用內(nèi)嚙合齒輪副，因此可使其結構非常緊湊。再由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結構上充分利用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質(zhì)量小，結構非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動的1/2～1/5（即

27、在承受相同的載荷條件下）。 (2)傳動效率高 由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97～099。 (3)傳動比較大，可實現(xiàn)運動的合成與分解 只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復雜的運動。

28、 (4)運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強 由于采用了數(shù)個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 總之，行星齒輪傳動具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大及效率高（類型選用得當）等優(yōu)點。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。行星傳動不僅適用于高轉(zhuǎn)速、大功率，而且在低速大轉(zhuǎn)矩的傳動裝置上也已獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉(zhuǎn)速范圍，故目前

29、行星傳動技術已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。 但是行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質(zhì)、結構復雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的研制安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。 尤為重要的是設計人員對于自己設計的某些齒輪減速器進行優(yōu)化。優(yōu)化結果不僅為齒輪傳動提供了一個最優(yōu)的設計方案，而且對其設計參數(shù)的優(yōu)化提供了依據(jù)。 1.4 本設計課題簡介

30、擺線針輪行星傳動和漸開線少齒差行星齒輪傳動，同屬K-H-V行星齒輪傳動，其工作原理和結構基本相同，所不同者，擺線針輪行星傳動的行星傳動的行星齒輪的齒廓曲線不是漸開線，而是采用變幅外擺線的內(nèi)側(cè)等距曲線（其中用短幅外擺線的等距曲線較普遍）；中心輪齒廓與上述曲線共軛是圓。 擺線針輪行星減速器由行星架H、行星輪c、中心輪b和輸出結構W四部分組成。 擺線針輪行星傳動具有傳動比范圍大，體積小、重量輕，效率高，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低，工作可靠、壽命長的特點。由于有上述優(yōu)點，這種減速器在很多情況下已經(jīng)代替兩級、三級普通圓柱齒輪減速器及圓柱蝸桿減速器。在冶金、礦山、石油、化工、船舶、輕工、食品、紡織以及軍工等很

31、多部門得到日益廣泛的應用。但是這種傳動制造精度要求高，需要專門的加工設備。 擺線針輪行星傳動的薄弱環(huán)節(jié)是轉(zhuǎn)臂軸承，因轉(zhuǎn)臂軸承在受力大，轉(zhuǎn)速也較高的情況下工作（其內(nèi)、外圈的相對轉(zhuǎn)速等于輸入軸與輸出軸二者轉(zhuǎn)速絕對值之和），所以在新系列中為保證轉(zhuǎn)臂軸承的壽命，往往采用加強型的滾子軸承。 本次設計的是對一種擺線針輪行星減速器進行分析研究。在此基礎上試以現(xiàn)代反求設計方法為指導進行設計，其傳動功率為P=4KW，速比為11，輸入軸轉(zhuǎn)速：1500r/min。對于擺線針輪行星減速器而言，要求行星減速器滿足三項要求：傳動比大，結構緊湊，適宜短期間斷工作。 在本次設計中要進行齒數(shù)計算、齒形分析、效率計算、

32、強度驗算、結構設計、繪制減速器裝配圖及零件圖。在結構設計時要注意有關裝置的特點，還要注意與多種減速方法進行比較，注意理論分析。 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文） 擺線輪減速器傳動理論與設計方法 第二章 擺線針輪減速器傳動理論與設計方法 2.1 擺線針輪減速器的傳動原理與結構特點 2.1.1 擺線針輪行星傳動的傳動原理 圖所示為擺線針輪行星傳動示意圖。其中為針輪，為擺線行星輪，H為系桿，V為輸出軸。運動由系桿H輸入，通過W機構由V軸輸出。同漸開線一齒差行星傳動一樣，擺線針輪傳動也是一種K－H－V型一齒

33、差行星傳動。兩者的區(qū)別在于：擺線針輪傳動中，行星輪的齒廓曲線不是漸開線，而是變態(tài)擺線，中心內(nèi)齒采用了針齒，以稱針輪，擺線針輪傳動因此而得名。 同漸開線少齒差行星傳動一樣，其傳動比為 . 圖2－1 擺線針輪減速器原理圖 由于＝1，故＝－，“－”表示輸出與輸入轉(zhuǎn)向相反，即利用擺線針輪行星傳動可獲得大傳動比。 2.1.2 擺線針輪減速器的結構特點 它主要由四部分組成： （1） 行星架H，又稱轉(zhuǎn)臂，由輸入軸10和偏心輪9組成，偏心輪在兩個偏心方向互成。 （2） 行星輪C，即擺線輪6，其齒廓通常為短幅外擺線的內(nèi)側(cè)等距曲線.為使輸入軸達到靜平衡和提高承載能

34、力,通采用兩個相同的奇數(shù)齒擺線輪,裝在雙偏心套上,兩位置錯開,擺線輪和偏心套之間裝有滾動軸承,稱為轉(zhuǎn)臂軸承,通常采用無外座圈的滾子軸承,而以擺線輪的內(nèi)表面直接作為滾道。近幾年來,優(yōu)化設計的結構常將偏心套與軸承做成一個整體,稱為整體式雙偏心軸承。 (3) 中心輪b,又稱針輪,由針齒殼3上沿針齒中心圓圓周上均布一組針齒銷5(通常針齒銷上還裝有針套7)組成。 (4)輸出機構W, 與漸開線少齒差行星齒輪傳動一樣,通常采用銷軸式輸出機構。 圖2－2 擺線針輪減速器基本結構圖 1.輸出軸 2.機座 3.針齒殼 4.針齒套 5.針齒銷 6.擺線輪 7

35、.銷軸套 8.銷軸 9.偏心輪 10.主動軸 圖2－2為擺線針輪傳動的典型結構 3.1.3 擺線針輪傳動的嚙合原理 為了準確描述擺線形成及其分類,我們引進圓的內(nèi)域和圓的外域這一概念。所謂圓的內(nèi)域是指圓弧線包容的內(nèi)部范圍,而圓的外域是包容區(qū)域以外的范圍。 按照上述對內(nèi)域外域的劃分,則外擺線的定義如下: 外擺線:滾圓在基圓外域與基圓相切并沿基圓作純滾動,滾圓上定點的軌跡是外擺線。 外切外擺線:滾圓在基圓外域與基圓外切形成的外擺線(此時基圓也在滾圓的外域)。 內(nèi)切外擺線:滾圓在基圓外域與基圓內(nèi)切形成的外擺線(此時基圓在滾圓的內(nèi)域)。 短幅外擺線:外切外擺線形成過程中,滾圓

36、內(nèi)域上與滾圓相對固定的某點的軌跡;或內(nèi)切外擺線形成過程中,滾圓外域上與滾圓相對固定的某點的軌跡。 長幅外擺線:與短幅外擺線相反,對外切外擺線而言相對固定的某點在滾圓的外域;對內(nèi)切外擺線而言相對固定的某點在滾圓的內(nèi)域。 短幅外擺線與長幅外擺線通稱為變幅外擺線。變幅外擺線變幅的程度用變幅系數(shù)來描述,分別稱之為短幅系數(shù)或長幅系數(shù)。 外切外擺線的變幅系數(shù)定義為擺桿長度與滾圓半徑的比值。所謂擺桿長度是指滾圓內(nèi)域或滾圓外域上某相對固定的定點至滾圓圓心的距離。 （2.1——1） 式中　——變幅系數(shù)。

37、a———外切外擺線擺桿長度 ———外切外擺線滾圓半徑 對于內(nèi)切外擺線而言,變幅系數(shù)則相反,它表示為滾圓半徑與擺桿長度的比值。 （2.1——2） 式中　K1———變幅系數(shù) r2′———內(nèi)切外擺線滾圓半徑 A———內(nèi)切外擺線擺桿長度 根據(jù)變幅系數(shù)K1值的不同范圍,將外擺線劃分為3類: 短幅外擺線01。 變幅外切外擺線與變幅內(nèi)切外擺線在一定的條件下完全等同。這個等同的條件是,內(nèi)切外擺線滾圓與基圓的中心距等于外切外擺線的擺桿長度a,相應地

38、外切外擺線滾圓與基圓的中心距等于內(nèi)切外擺線的擺桿長度A。根據(jù)這一等同條件,就可以由外切外擺線的有關參數(shù)推算出等同的內(nèi)切外擺線的對應參數(shù)。它們的參數(shù)關系參看圖3－3。令短幅外切外擺線基圓半徑代號為r1,滾圓半徑為r2,短幅系數(shù)為K1,則外切外擺線的擺桿長度和中心距可分別表示如下(長幅外擺線的表示形式完全相同): 根據(jù)式(1),擺桿長度a=K1r2; 根據(jù)等同條件,中心距A=r1+r2。 按等同條件,上述A又是內(nèi)切外擺線的擺桿長度,故推算出內(nèi)外擺線的滾圓半徑為r2′=k1A;內(nèi)切外擺線的基圓半徑為 兩種外擺線的參數(shù)換算關系歸納如表2－1 表2－1

39、 參 數(shù) 名 稱 主 要 參 數(shù) 代 號 變幅外切外擺線 變幅內(nèi)切外擺線 基圓半徑 滾圓半徑 滾圓與基圓中心距 A a 擺桿長度 a A 根據(jù)上述結果,很容易推導出等同的兩種外擺線基圓半徑的相互關系為 （2.1——3） 短幅外擺線以基圓圓心為原點,以兩種外擺線的中心距和短幅系數(shù)為已知參數(shù),以滾圓轉(zhuǎn)角為變量的參數(shù)方程建立如下： 在以后的敘述中將滾圓轉(zhuǎn)角律記為,并稱之為相位角。 （1）直角坐標參數(shù)方程 根據(jù)圖1,擺線上任意點的坐標為 圖2－3 短幅外擺線原理圖 根據(jù)

40、純滾動原理可知，故，又，于是有， ， 將與γ的結果代入上述方程, （2.1——4） （2.1——5） 式(3.1——4)與式(3.1——5)是變幅外擺線通用直角坐標參數(shù)方程。 若令上兩式中的K1=1,即可得標準外擺線的參數(shù)方程。對于外切外擺線,式中的A=r1+r2,a=r2。 對于內(nèi)切外擺線,式中的A=r2′,A=r2′-r1′。 　為了與直角坐標表示的曲線相一致,將Y軸規(guī)定為極軸,將極角沿順時針方向的角度規(guī)定為正方向,方程表述如下(參看圖3—3)： （2.1——6） （

41、2.1——7） 同理,K1=1時,變幅外擺線通用極坐標參數(shù)方程變?yōu)闃藴释鈹[線極坐標方程,參數(shù)a和A的變換同上。 當動圓繞基圓順時針方向作純滾動時，每滾過動圓的周長2時，動圓上的一點B在基圓上就形成一整條外擺線。動圓的周長比基圓的周長長p=2-＝，當圓上的B點在動圓滾過周長再次與圓接觸時，應是在圓上的另一點，而＝，這也就是擺線輪基圓上的一個基節(jié)p，即 （2.1——8） 由此可得擺線輪的齒數(shù)為 （2.1——9） 針輪齒數(shù)為 （2.1——10） 擺

42、線輪的齒廓曲線與齒廓方程 由上一節(jié)分析，選擇擺線輪的幾何中心作為原點，通過原點并與擺線輪齒槽對稱軸重合的軸線作為軸，見圖3-4，針齒中心圓半徑為，針齒套外圓半徑為 。 圖2-4 擺線輪參數(shù)方程圖 則擺線輪的直角坐標參數(shù)方程式如下： （2.1——11） 實際齒廓方程 （2.1——12） ——針齒中心圓半徑 ——針齒套外圓半徑 ——轉(zhuǎn)臂相對某一中心矢徑的轉(zhuǎn)角，即嚙合相位角（） ——針齒數(shù)目 3.1.5 擺線輪齒廓曲率半徑 變幅外擺線曲率半徑參數(shù)方程的一般表達式為

43、 （2.1——13） 式中　———變幅外擺線的曲率半徑 ———x對的一階導數(shù),  ———y對的一階導數(shù),  　　　———x對的二階導數(shù), 　 ———y對的二階導數(shù), 將式(2.1——4)和式(2.1——5)中x和y分別對取一階和二階 導數(shù)后代入的表達式得 （2.1——14） 以K1=1代入式2.1——14),得標準外擺線的曲率半徑為=-[4Aa/(A+a)]sin(/2) 式中　 A=r1+r2或A=r2′ a=r2或a=r2′-r1′ 由本式可知,標準

44、外擺線≤0,曲線永遠呈外凸形狀,故它不適于作傳動曲線。以K1>1代入式2.1——14)進行運算表明,<0,故長幅外擺線也永遠呈外凸形狀,故它也不適合于用作傳動曲線。以K1<1代入式2.1——14)進行運算表明,曲率半徑呈現(xiàn)出由正值經(jīng)過拐點到負值的多樣性變化。 擺線輪實際齒廓曲線的曲率半徑為 ＝+ （2.1——15） 對于外凸的理論齒廓（<0），當>時，理論齒廓在該處的等距曲線就不能實現(xiàn)，這種情況稱為擺線齒廓的“頂切”，嚴重的頂切會破壞連續(xù)平穩(wěn)的嚙合，顯然是不允許的。當＝時，＝0，即擺線輪在該處出現(xiàn)尖角，也應防止，若為正值，不論取多大的值，都不會發(fā)生類似現(xiàn)象。 擺線輪是否發(fā)生頂切，

45、不僅取決于理論外凸齒廓的最小曲率半徑，而且與針齒齒形半徑（帶針齒套的為套的半徑）有關。擺線輪齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角的條件可表示為 （2.1——16） 擺線針輪傳動的受力分析 擺線輪在工作過程中主要受三種力：針輪與擺線輪嚙合時的作用力;輸出機構柱銷對擺線輪的作用力，轉(zhuǎn)臂軸承對擺線輪作用力。 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文） 針齒與擺線輪嚙合時的作用力 第三章 針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 3.1確定初始嚙合側(cè)隙 標準的擺線輪以及只經(jīng)過轉(zhuǎn)角修形的擺線輪與

46、標準針輪嚙合，在理論上都可達到同時嚙合的齒數(shù)約為針輪齒數(shù)的一半，但擺線輪齒形只要經(jīng)過等距，移距或等距加移距修形，如果不考慮零件變形補償作用，則多齒同時嚙合的條件便不存在，而變?yōu)楫斈骋粋€擺線輪齒和針輪齒接觸時，其余的擺線輪齒與針輪齒之間都 圖2—5 修形引起的初始嚙合側(cè)隙 圖2—6 輪齒嚙合力 存在大小不等的初始側(cè)隙，見圖2—5。對第i對輪齒嚙合點法線方向的初始側(cè)隙可按下式表計算： （2.2—1） 式中，為第i個針齒相對轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)角，為短幅系數(shù)。 令，由上式解得，即 這個解是使初始側(cè)隙為零的角度，空載時，只有在處的一對嚙合。從到的初始側(cè)隙分布曲

47、線如圖2—7所示 圖2—7 與的分布曲線 3.2判定擺線輪與針輪同時嚙合齒數(shù)的基本原理 設傳遞載荷時，對擺線輪所加的力矩為，在的作用下由于擺線輪與針齒輪的接觸變形W及針齒銷的彎曲變形f，擺線輪轉(zhuǎn)過一個角，若擺線輪體、安裝針齒銷的針齒殼和轉(zhuǎn)臂的變形影響較小，可以忽略不計，則在擺線輪各嚙合點公法線方向的總變形W+f或在待嚙合點法線方向的位移為 （i=1，2，……） 式中 ——加載后，由于傳力零件變形所引起的擺線輪的轉(zhuǎn)角； ——第i個齒嚙合點公法線或待嚙合點的法線至擺線輪中心的距離 ——擺線輪節(jié)圓半徑 ——第i個齒嚙合點的公法線或待嚙

48、合點的法線與轉(zhuǎn)臂之間的夾角。 3.3針齒與擺線輪齒嚙合的作用力 假設第i對輪齒嚙合的作用力正比于該嚙合點處擺線輪齒實際彈性變形。由于這一假設科學考慮了初始側(cè)隙及受力零件彈性變形的影響，已被實踐證明有足夠的準確性。 按此假設，在同時嚙合傳力的個齒中的第對齒受力可表示為 式中——在 處亦即在或接近于的針齒處最先受力，顯然在同時受力的諸齒中， 這對齒受力最大，故以表示該對齒的受力。 設擺線輪上的轉(zhuǎn)矩為由i＝m至i=n的個齒傳遞，由力矩平衡條件可得 得最大所受力（N）為 ＝ T——輸出軸上作用的轉(zhuǎn)矩; ——

49、一片擺線輪上作用的轉(zhuǎn)矩，由于制造誤差和結構原因，建議取＝0.55T；——受力最大的一對嚙合齒在最大力的作用下接觸點方向的總接觸變形， ——針齒銷在最大力作用下，在力作用點處的彎曲變形。 當針齒銷為兩支點時， 當針齒銷為三支點時， 3.4輸出機構的柱銷（套）作用于擺線輪上的力 若柱銷孔與柱銷套之間沒有間隙，根據(jù)理論推導，各柱銷對擺線輪作用力總和為 式中，——輸出機構柱銷數(shù)目 3.4.1 判斷同時傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷數(shù)目 考慮到分配不均勻，設每片擺線輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為，（T——為擺線輪上輸出轉(zhuǎn)矩）傳遞轉(zhuǎn)矩時，＝處力臂最大，必先接觸，受力最大，彈性變形也最大，設處

50、于某任意位置的柱銷受力后彈性變形為，則因變形與力臂成正比，可得下述關系： ， 又因 故 柱銷是否傳遞轉(zhuǎn)矩應按下述原則判定： 如果，則此處柱銷不可能傳遞轉(zhuǎn)矩； 如果，則此處柱銷傳遞轉(zhuǎn)矩。 3.4.2輸出機構的柱銷作用于擺線輪上的力 由于柱銷要參與傳力，必須先消除初始間隙；因此柱銷與柱銷孔之間的作用力大小應與成正比。 設最大受力為，按上述原則可得 由擺線輪力矩平衡條件，整理得 3.4.3 轉(zhuǎn)臂軸承的作用力

51、 轉(zhuǎn)臂軸承對擺線輪的作用力必須與嚙合的作用力及輸出機構柱銷數(shù)目的作用力平衡。將各嚙合的作用力沿作用線移到節(jié)點P，則可得 方向的分力總和為 Y方向的分力總和為 ＝ 3.5 擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 為了提高承載能力，并使結構緊湊，擺線輪常用軸承鋼GCr15、GCr15siMn,針齒銷、針齒套、柱銷、柱銷套采用GCr15。熱處理硬度常取58～62HRC。 3.5.1齒面接觸強度計算 為防止點蝕和減少產(chǎn)生膠合的可能性，應進行擺線輪齒與針齒間的接觸強度計算。 根據(jù)赫茲公式，齒面接觸強度按下式計算 式中 －針齒與擺線輪嚙合的作用力，

52、－當量彈性模量，因擺線輪與針齒為軸承鋼， ＝2.06105MPa －擺線輪寬度， ＝（0.1～0.15）， －當量曲率半徑。 3.5.2 針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 針齒銷承受擺線輪齒的壓力后，產(chǎn)生彎曲變形，彎曲變形過大，易引起針齒銷與針齒套接觸不好，轉(zhuǎn)動不靈活，易引起針齒銷與針齒套接觸面發(fā)生膠合，并導致擺線輪與針齒膠合。因此，要進行針齒銷的風度計算，即校核其轉(zhuǎn)角值。另外，還必須滿足強度的要求。 針齒中心圓直徑<390mm時，通常采用二支點的針齒；時，為提高針齒銷的彎曲應力及剛度，改善銷、套之間的潤滑，采用兩支點針齒。 二支點針齒計算簡圖，假定在針齒銷跨距的一半受均

53、布載荷，則針齒銷的彎曲強應力（Mpa）和轉(zhuǎn)角（rad）為 三支點的針齒計算，針齒銷的彎曲應力和支點處的轉(zhuǎn)角為 式中 ——針齒上作用之最大壓力，按式計算（N）； L——針齒銷的跨度（mm）,通常二支點L=3.5.若實際結構已定，應按實際之L值代入； ——針齒銷的直徑 ——針齒銷許用彎曲應力，針齒銷材料為GCr15時，＝150～200MPa ——許用轉(zhuǎn)角，＝（0.001～0.003） 3.5.3 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 因為擺線輪作用于轉(zhuǎn)臂軸承的較大，轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)外座圈相對轉(zhuǎn)速要高于入軸轉(zhuǎn)速，所以它是擺線針輪傳動的薄弱環(huán)節(jié)。>650mm時，可選用帶外座圈的單列向心短

54、圓柱滾子軸承。軸承外徑=（0.4～0.5），軸承寬度B應大于擺線輪的寬度。 3.5.4 輸出機構柱銷強度計算 輸出機構柱銷的受力情況（見圖2.7-31），相當一懸臂梁，在作用下，柱銷的彎曲應力為 設計時，上式可化為 式中 ——間隔環(huán)的厚度，針齒為二支點時，，三支點時，若實際結構已定，按實際結構確定。 B——轉(zhuǎn)臂軸承寬度 ——制造和安裝誤差對柱銷載荷影響系數(shù)，一般情況下取＝1.35～1.5 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文）

55、 擺線針輪減速器的設計計算 第四章 擺線針輪減速器的設計計算 本畢業(yè)設計一擺線針輪行星傳動裝置。已知功率為，輸入軸轉(zhuǎn)速，輸出轉(zhuǎn)矩,傳動比，使用年限不少于5年，單班制工作，載荷平穩(wěn)。 4.1擺線輪的設計 更具擺線針輪減速器的具體要求，對擺線輪進行計算。以確定擺線輪的相關具體數(shù)據(jù)。 4.1.1確定傳動的結果形式 跟據(jù)使用條件,確定為針輪固定的臥式減速器,不帶電機。 4.1.2確定擺線輪針輪的齒數(shù) 擺線針輪齒數(shù)的確定，由設計的具體要求可知該擺線針輪減速器的傳動比為，所以根據(jù)擺線針輪減速的的傳動比可知： ＝11 為使擺線輪齒廓

56、和銷軸孔能正好重疊加工,以提高生產(chǎn)率和精度,齒數(shù)盡可能取奇數(shù),即也應盡可能取奇數(shù),在平穩(wěn)載荷下選材料為GCr15,硬度為60HRC以上。 針輪齒數(shù)： =12 選材為GCr15,硬度為60HRC以上。 4.1.3確定針輪半徑 針齒中心圓半徑 取 取 材料為軸承鋼58~62HRC時,=1000~1200Mpa 4.1.4確定短幅系數(shù)和偏心距 偏心距： 由文獻查得A＝6mm， 取偏心距： ＝6mm 初選短幅系數(shù)： ＝0.5 由文獻查得, =0.42~0.55 實際短幅系數(shù)： 4.2轉(zhuǎn)臂軸承的選擇 擺線輪滾動軸承裝在輸入軸上，

57、工作轉(zhuǎn)速較高；承受嚙合作用力和W機構孔銷作用力的合力，工作載荷甚大；尺寸因要求傳動結構緊湊而不能過大（通常不用外圈而直接以擺線輪內(nèi)孔作為外滾道）。因此，擺線輪滾動軸承常因工作惡劣和尺寸受限往往成為傳動裝置中一個薄弱環(huán)節(jié)。 4.2.1轉(zhuǎn)臂軸承負載計算 轉(zhuǎn)臂軸承徑向負載： ＝ ＝16988N 轉(zhuǎn)臂軸承當量負載 ＝1.0516988＝17837N 時，=1.05 時，＝1.1。 4.2.3轉(zhuǎn)臂軸承選擇 選擇圓柱滾子軸承，設計時通常選用圓柱滾子軸承（GB/T283-1994），轉(zhuǎn)臂軸承一般都去掉外圈。 ＝260（0.4～0.5）＝104～130 由文獻查得GB/T283-9

58、4，選N2213軸承， d=65mm,B=31mm,=142kN, D=108.5mm(去掉外圈)。 轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速 ＝1582r/min 4.2.4轉(zhuǎn)臂軸承壽命計算 ＝ ＝10613h —壽命指數(shù)，球軸承＝3，滾子軸承＝10/3。 4.3確定針輪尺寸 （1）初選針徑系數(shù)： ， 由文獻查得： （2）針齒中心圓半徑： 取 取 材料為軸承鋼58~62HRC時,=1000~1200Mpa。 （3）針徑套半徑 ， ?。?2mm （4）驗證齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角： ＝47.32 由文獻[3]表2.7-1及

59、公式2.7-17算得，由計算結果知，擺線齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角。 （5）針齒銷半徑： ?。?mm 針齒套壁厚一般為2～6mm。 （6）實際針徑系數(shù)： 若針徑系數(shù)小于1.3，則考慮抽齒一半。 （7）齒形修正： ＝0.35， ＝0.2 考慮合理修形，建立優(yōu)化模型，由計算機求出。 （8）齒面最大接觸壓力： 其中整個結果由計算機求出。 （9）擺線輪嚙與針齒最大接觸應力： ＝1416.7MPa __m~n齒中的最大值。 （10）針齒銷跨距： 由結構及前面的擺線輪寬度，得L＝70mm采用兩支點型式。 （11）針齒銷抗彎強度： < 選用兩支點，材料為軸承鋼

60、時＝150～200Mpa （12）針齒銷轉(zhuǎn)角： ＝ ＝0.000618< 材料為軸承鋼時＝0.01～0.03rad。 4.4擺線輪結果尺寸的計算 （1）擺線輪齒頂圓直徑： （2）擺線輪齒根圓直徑： （3）擺線輪齒高： （4）擺線輪齒寬： 取 （5）擺線輪內(nèi)孔直徑： 為軸承去掉外圈的直徑。 （6）柱銷孔中心園直徑： 取，選取時考慮了同一機型輸出機構的通用性。 （7）柱銷孔數(shù)目： 由于擺線針輪中心園直徑>100~200,所以由參考資料知柱銷數(shù)目： 所以柱銷孔的數(shù)目為8個。 （8）間隔環(huán)： ＝15mm

61、 4.5確定輸出機構中柱銷、柱銷套和柱銷空的直徑 （1）柱銷直徑： ＝21.8mm ?。?2mm 由文獻[1]表2.7—7，?。?2mm。 （2）柱銷套直徑： ＝32mm 由文獻[1]表2.7—7，知＝32mm （3）柱銷孔直徑： mm 為使柱銷孔與柱銷套之間有適當間隙，值應增加值： ＝0.15；>550mm時，＝0.2～0.3。 4.6擺線輪、針齒、柱銷的數(shù)據(jù)表 設計計算結果如下： 項目 代號 單位 計算、結果及說明 功率 22 跟據(jù)使用條件,確定為針輪固定的臥式減速器,不帶電機 輸入轉(zhuǎn)速 r/min 1450 傳動比

62、 11 擺線輪齒數(shù)的確定 ＝11 針輪齒數(shù) 輸出轉(zhuǎn)矩 T 初選短幅系數(shù) ＝0.5 初選針徑系數(shù) 針齒中心圓半徑 mm 擺線輪齒寬 bc mm 偏心距 a mm 6 實際短幅系數(shù) 針徑套半徑 mm ＝12mm 針齒銷半徑 mm ＝7mm 實際針徑系數(shù) 齒面最大接觸壓力 N 擺線輪嚙與針齒最大接觸應力 MPa ＝1416.7MPa 轉(zhuǎn)臂軸承徑向負載 N 16988 轉(zhuǎn)臂軸承當量負載 P N 17837 轉(zhuǎn)臂

63、軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速 n r/min 1582 轉(zhuǎn)臂軸承壽命 h 10613h 針齒銷跨距 L mm L＝70 針齒銷抗彎強度 MPa < 針齒銷轉(zhuǎn)角 rad ＝0.000618< 擺線輪齒跟圓直徑 mm 224 擺線輪齒頂圓直徑 mm 248 擺線輪齒高 mm 12 銷孔中心圓直徑 mm 166 間隔環(huán) mm 15 柱銷直徑 mm 22 柱銷套直徑 mm 32 擺線輪柱銷孔直徑 mm 44 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文）

64、 軸的計算 第五章 軸的計算 5.1輸出軸的計算 5.1.1輸出軸的結構裝配圖 結構圖如圖5-1， 圖5-1 輸出軸結構裝配圖 5.1.2初步確定軸的最小直徑 由前面的設計可知該擺線針輪減速器的輸出軸轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)速為 ， 選材為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻查得，取A0＝110， mm 輸出軸最小直徑顯然安裝聯(lián)軸器與其配合的部分，為了使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，須選取聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩＝，由文獻查得，＝1.3， ＝ 由文獻[13]表8-7，選HL5彈性柱銷聯(lián)軸

65、器，軸孔徑為d=60,半聯(lián)軸器L＝142mm，?。?12mm。 5.1.3輸出軸的結構設計 其裝配結構圖如圖4-1，上選用滾動深溝球軸承6214，由文獻表查得，d=70,D=125,B=24,則可知=70，=65；上選用深溝球軸承6215，，D=130，B=25，所以，=75，所以，=22，=30，=70，套筒長43，外圈直徑84。軸上聯(lián)軸器定位采用平鍵聯(lián)接，選用平鍵 ＝,鍵槽用鍵槽銑刀加工. 同時為了保證聯(lián)軸器與軸的配合，選擇配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位過渡配合 來保證，安裝軸承處選軸的尺寸公差為m6。由文獻[12]，表15-2，取軸端倒角為，各軸肩圓角半徑為.5 。

66、 5.1.4求軸上載荷 圖5-2輸出軸受力圖 圖5-2 分析力F1、F2、F3的受力大?。? 由前面的軸的結構知， 、 受力中心距離為116mm,、受力中心距離為50mm,因＝5600N，故 得＝8014N ， ＝2414N 。 5.1.5按彎扭合成應力校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面4）的強度。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應力 28.29Mpa， 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15—1查得=60MPa，因此〈，故安全。 5.1.6精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面2、3、5、9只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面2、3、5、9 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4 和5 處過渡配合引起的應力集中較為嚴重；從受載的情況來看，截面4、5上的應力最大。由于5軸徑也較大，故不必做強度校核。截面4上應力最大，，因而該軸只需校核截面4