新型內擺線機構的自動搓背機器人結構設計
摘要
擺線針輪行星傳動于1922年由德國學者盧布林卡提出。由于這種傳動具有結構緊湊、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。
本設計針對便于制造、裝配和檢修方面，設計了具有合理結構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臂軸承、各支承軸承的壽命進行計算，從分析結果可以看到，各軸承性能指標均符合要求。
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。用本文的方法設計擺線針輪搓背機，具有設計快捷、方便等特點。研究結果對于提高設計的速度、質量具都有重要意義。
關鍵詞：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
新型內擺線機構的自動搓背機器人結構設計 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本文設計內容 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動，形成擺動的軌跡，從而實現搓背的功能。 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 擺線機構承載能力計算 12
5軸的設計計算 13
5.1輸入軸的設計計算 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 輸出軸的設計計算 18
6 其它傳動零部件設計計算及校核 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 聯軸器的選擇 21
7潤滑及密封 21
7.1潤滑 21
7.2 密封 21
結論 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，但只是標識方式不同而已，其實質是一樣的。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，其獨特的平穩(wěn)結構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、結構緊湊、體積小、運轉平穩(wěn)噪聲低、使用可靠、壽命長、設計合理，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、結構緊湊、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、運轉平穩(wěn)可靠。因傳動過程中為多齒嚙合，所以使之運轉平穩(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運轉的特點。
1.3本文設計內容
本文設計熱處理車間清洗零件運輸設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動，形成擺動的軌跡，從而實現搓背的功能。
第二章 擺線針輪搓背機的傳動原來
本文設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構簡圖。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，當輸入軸H 回轉時，擺線輪a即隨輸入軸H一起繞固定軸線回轉，同時又自身軸線（即自身的偏心軸線o`）轉動。由此可見，擺線輪a在運動是既作公轉又作自傳的行星輪，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，它們之間必須設置一個速比為1的等速比傳動機構（即圖中的擺線機構）來驅動從動軸（輸出軸）傳出運動和動力。當擺線輪a轉動時，藉斷面銷孔推動銷軸而使輸出軸V轉動。且擺線輪a具有兩片，切位差180°，使得擺線機構所受到的徑向、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 結構簡圖
3傳動裝置的總體設計
根據題目所給的已知條件，即清洗裝置所需的扭矩和轉速，確定電機的功率和轉速，以及擺線輪搓背機的傳動比和輸入輸出軸的扭矩、轉速。具體計算如下：
電動機的選擇
3.1電動機的選擇
1． 確定輸出軸的轉速
已知輸出裝置中擺線外殼的直徑為D=200mm，則根據公式：
可得輸出軸的轉速：
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:,則電機的轉速范圍為:
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為的Y系列電動機其滿載轉速為,電機的安裝結構形式以及其中心高,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?。?
2，校核
輸出軸的轉速為：
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計算
1. 各軸的轉速
輸入軸
輸出軸
2. 各軸的輸入功率
輸入軸
輸出軸
3. 各軸的輸入轉矩
輸入軸
輸出軸
4傳動零件的計算
根據前面所得的輸入、輸出關系，可得出擺線針輪搓背機各主要零件的承載受力情況，從而設計計算出各零件的參數。即計算出擺線輪、擺線輪滾動軸承、針齒、針齒套、銷軸、擺線機構的尺寸及針齒和銷軸的數量，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
根據參考文獻【4】可得，因，則采用雙支撐帶針套的結構，根據參考文獻【1】中式（8-44）
確定公式內的各計算數值：
1) 確定針齒銷半徑
根據參考文獻【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）的許用彎曲應力
根據參考文獻【1】中式（8-52）
確定（8-52）中的各計算數值：
1 確定針齒（針齒銷）材料的對稱持久限
已知當缺乏實驗數據時，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：
則取：
2 確定因配合影響針齒銷彎曲疲勞強度的系數
根據參考文獻【1】中表8-4，采取的配合，故得
3 確定安全系數S
安全系數的取值范圍為：
取：
4 確定針齒銷的表面強化系數
根據參考文獻【1】中表8-5，
?。?
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，工作轉速較高；其承受嚙合作用力和擺線機構（輸出機構）孔銷作用力的合力，工作載荷甚大；其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
根據參考文獻【1】中式（8-58）:
確定式中的各計算數值：
1) 確定軸承工作載荷P
已知:
其中動載荷系數和溫度系數由參考文獻【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) 確定軸承轉速n
因針輪固定，則
3) 確定軸承壽命
預定軸承壽命
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
軸承內徑
軸承外徑
軸承寬度
則根據參考文獻【3】中式（13-5）得該軸承的實際壽命為：
已知設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 擺線機構承載能力計算
1. 彎曲強度設計計算
由上可知采用的是銷軸套的結構型式，故根據參考文獻【1】中式（8-56），
確定式中的各計算數值:
1) 確定銷軸（即銷孔）數
根據參考文獻【1】中表8-7查得：
取：
2) 確定銷軸的許用彎曲應力
根據參考文獻【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：
取：
則查參考文獻【1】中表8-8可得：
5軸的設計計算
5.1輸入軸的設計計算
輸入軸的結構裝配圖如圖2-1所示，根據軸上各零件來確定軸的各個參數，并對其進行受力分析，從而進行校核。具體設計計算如下：
圖5-1 輸入軸結構裝配圖
5.1.1軸的材料選擇和最小直徑估計
根據工作條件，選定軸的材料為45號鋼，調質處理。由參考文獻【3】中表15-3，取,則由參考文獻【3】中式（15-2），
可得：
根據軸的裝配結構可得，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，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
根據參考文獻【3】中式（15-5），
確定式中的各計算數值:
1) 確定軸的抗彎截面系數W
根據參考文獻【3】中表15-4，可得，
則：
2) 確定α
因軸轉動中所受扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，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號鋼材料經調質處理后，其許用彎曲應力，因此，故安全。
6. 危險截面校核
根據輸入軸的結構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力集中較為嚴重；從承受載的情況來看，2、3截面上的應力最大。所以只需要校核2截面，又左側顯然比右側直徑小，所以該軸只需校核截面2的左側即可。又截面2所承受的兩個變應力均為不對稱循環(huán)的變應力，所以由參考文獻【3】式（3-35）、（3-17）：
,
確定公式內的各計算數值：
1) 計算截面上的彎曲應力和扭轉切應力
抗彎截面系數：
抗扭截面系數：
則截面上的彎曲應力:
截面上的扭轉切應力:MPa
2) 計算彎曲疲勞極限的綜合影響系數
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力集中系數和，按參考文獻【3】表3-2查取，已知，=1.33，用內插法可查得＝1.9，＝1.6；又由參考文獻【3】附圖3-1，可得材料敏性系數為=0.82，＝0.85。
故有效應力集中系數為
＝1.51
由參考文獻【3】附圖3-2得尺寸系數=0.88 ；由參考文獻【3】附圖3-3得扭轉尺寸系數= 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，查得表面質量系數為＝0.92
軸并不經表面強化處理，則，則綜合系數值為：
＝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，
則?。海?.1，＝0.1
軸的材料為45鋼，調質處理，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值，則得：
=2.37
=5.24
＝2.26S=1.3
故可知其安全。
5.2 輸出軸的設計計算
輸出軸結構裝配圖如圖4-2，根據軸上所安裝的各個零件來確定軸的各參數，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。具體設計計算如下：
6.1輸入軸上的兩軸承壽命計算
1． 左側軸承6406
首先確定軸承的徑向力，即：，又軸承所受軸向力：，則有，所以根據參考文獻【3】式13-8a和表13-5、13-6得，其當量動載荷為：,則根據參考文獻【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，所以根據參考文獻【3】中式（13-8）、表13-5、表13-6，得其當量動載荷為：,則根據參考文獻【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軸器的鍵和安裝雙偏心盤的鍵。
1) 安裝聯軸器的鍵
根據安裝聯軸器處直徑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。標記：鍵12×8×56 GB/T1096-2003。傳遞的轉矩：。
又導向平鍵鏈接的強度條件為：（參考文獻【3】式6-2）
根據參考文獻【3】中表6-2查差得鍵的靜連接時需用應力,
所以輸入軸上安裝聯軸器的鍵強度足夠。
2) 安裝雙偏心盤的鍵
根據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。標記：鍵12×8×56 GB/T1096-2003。傳遞的轉矩：。
又導向平鍵鏈接的強度條件為：（參考文獻【3】式6-2）
根據參考文獻【3】中表6-2查差得鍵的靜連接時需用應力,
所以輸入軸上安裝聯軸器的鍵強度足夠。
2.輸出軸上鍵的選擇
輸出軸上只有安裝聯軸器的鍵。根據安裝聯軸器處直徑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。標記：鍵22×14×110 GB/T1096-2003。傳遞的轉矩：
。
又導向平鍵鏈接的強度條件為：（參考文獻【3】式6-2）
根據參考文獻【3】中表6-2查差得鍵的靜連接時需用應力,
所以輸出軸上安裝聯軸器的鍵強度足夠。
6.3 聯軸器的選擇
由于搓背機載荷平穩(wěn)，無特殊要求，考慮其載荷、裝拆方便、經濟問題，選用彈性套柱銷聯軸器。
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型彈性套柱銷聯軸器，軸孔徑為d=40mm,半聯軸器L＝112mm。
2． 搓背機輸出端
由上已選取，為LT11型彈性套柱銷聯軸器。
7潤滑及密封
7.1潤滑
根據搓背機的結構，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的密封措施。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軸的直徑選用：旋轉軸唇型密封圈。
結論
設計研究完本課題，通過理論學習和設計計算，可得到如下結論：
1． 擺線針輪行星搓背機由于具有單級減速比大、結果緊湊、外形尺寸小、質量輕、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。所以這種結構的搓背機受到世界各國工程技術人員的重視和關注。目前，其廣泛用于機械制造、石油化工、起重運輸、地質鉆探等領域中，甚至已擴展到微機械、機器人傳動裝置、精密機械傳動、航空航天等領域。但它的主要確點在于制造精度要求較高，工藝復雜，加工成本較高。
2． 在擺線針輪搓背機裝置的設計中：擺線輪成布置，這樣能使軸的受力平衡，減少擺線機構中軸承的受力，提高該軸承的壽命。
3． 本設計中是利用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的參數化設計生成；而針齒和擺線機構的受力太過復雜，設計時取其近似值進行零件的校核，但也能保證結果的正確性。
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致謝
首先，我要感謝學校、學院對我四年的培養(yǎng)，讓我學到了許許多多的知識，感謝各位老師在這四年里對我的關懷與照顧，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，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，謹向我的指導老師致以深深的謝意。
在本課題進行期間，本人根據大學4年所學的知識進行課題設計，但因本科所學有限，對本課題設計中一些力是計算不是很精確，希望各位老師諒解。
最后，我還要向所有曾經幫助過我的同學和朋友們致敬。你們的鼓勵和幫助是我永遠前進的動力，真心的謝謝你們。