擺線針輪行星減速器畢業(yè)設(shè)計(jì)

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1、 摘 要 摘要：本次設(shè)計(jì)的是擺線針輪行星減速器，擺線針輪行星傳動(dòng)具有傳動(dòng)比范圍大，體積小、重量輕，效率高，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低，工作可靠、壽命長(zhǎng)的特點(diǎn)。因此，擺線針輪行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已廣泛地應(yīng)用于工程機(jī)械、礦山機(jī)械、冶金機(jī)械、起重運(yùn)輸機(jī)械、輕工機(jī)械、石油化工機(jī)械、機(jī)床、機(jī)器人、汽車、坦克、火炮、飛機(jī)、輪船、儀器和儀表等各個(gè)方面。文中從對(duì)齒輪減速器的發(fā)展的歷史研究開始，再對(duì)傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，而后分別進(jìn)行齒數(shù)計(jì)算、齒形分析、效率計(jì)算、強(qiáng)度驗(yàn)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、繪制減速器裝配圖及零件圖。最后對(duì)行星齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)行了較詳細(xì)的闡述。通過對(duì)擺線針輪行星減速器的研究，結(jié)合目前的發(fā)展情況和所要面臨解決的問題，設(shè)計(jì)出

2、具有上述一系列優(yōu)點(diǎn)的減速機(jī)構(gòu)。在設(shè)計(jì)中，擺線針輪行星傳動(dòng)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(duì)轉(zhuǎn)速等于輸入軸與輸出軸二者轉(zhuǎn)速絕對(duì)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(qiáng)型的滾子軸承。 關(guān)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(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(dòng)的發(fā)展概況 1 1.2 行星齒輪傳動(dòng)的發(fā)展趨勢(shì) 3 1.3 行星齒輪傳動(dòng)的優(yōu)缺點(diǎn) 4 1.4 本設(shè)計(jì)課題簡(jiǎn)介 6 第二章 擺線針輪減速器傳動(dòng)理論與設(shè)計(jì)方法 7 2.1 擺線針輪減速器的傳動(dòng)原理與結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 7 2.1.1 擺線針輪行星傳動(dòng)的傳動(dòng)原理 7 2.1.2 擺線針輪減速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 7 3.1.3 擺線針輪傳動(dòng)的嚙合原理 8 第三章 針齒與擺線輪齒嚙合時(shí)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(shí)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(jī)構(gòu)的柱銷（套）作用于擺線輪上的力 17 3.4.1 判斷同時(shí)傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷數(shù)目 18 3.4.2輸出機(jī)構(gòu)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(qiáng)度件的計(jì)算 19 3.5.1齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 19 3.5.2 針齒抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算及剛度計(jì)算 19 3.5.3 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 20 3.5.4 輸出機(jī)構(gòu)柱銷強(qiáng)度計(jì)算 20 第四章 擺線針輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 22 4.1擺線輪的設(shè)計(jì) 22 4.1

10、.1確定傳動(dòng)的結(jié)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(fù)載計(jì)算 23 4.2.3轉(zhuǎn)臂軸承選擇 24 4.2.4轉(zhuǎn)臂軸承壽命計(jì)算 24 4.3確定針輪尺寸 24 4.4擺線輪結(jié)果尺寸的計(jì)算 26 4.5確定輸出機(jī)構(gòu)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(jì)算 30 5.1輸出軸的計(jì)算 30 5.1.1輸出軸的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

11、 30 5.1.4求軸上載荷 31 5.1.5按彎扭合成應(yīng)力校核 31 5.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 32 5.2輸入軸的計(jì)算 33 5.2.1輸入軸結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 34 5.2.4力的計(jì)算 35 5.2.5按彎扭合成強(qiáng)度校核 35 5.2.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 35 第六章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 38 6.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 38 6.1.1機(jī)體應(yīng)具有足夠的剛度 38 6.1.2應(yīng)考慮便于機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑、密封及散熱 38 6.1.3機(jī)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(yàn)要求、觀、包裝、運(yùn)輸和儲(chǔ)藏的要求 39 第七章 減速器的潤(rùn)滑 41 7.1潤(rùn)滑的意義 41 7.2齒輪潤(rùn)滑劑的選擇 42 參考文獻(xiàn) 44 致 謝 45 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 緒論 第一章 緒論 1.1行星齒輪傳動(dòng)的發(fā)展概況 我國(guó)早在南北朝時(shí)代（公元429～500年），祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動(dòng)式指南車，比歐美早了1300多年。 1880年德國(guó)第一個(gè)行星齒輪傳動(dòng)裝置的專利出現(xiàn)了。1920年首次成批制造出行星齒輪傳動(dòng)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(dòng)裝置。二次世界大戰(zhàn)后機(jī)械行業(yè)的蓬勃發(fā)展促進(jìn)了行星齒輪傳動(dòng)的發(fā)展。 高速大功率行星齒輪傳動(dòng)廣泛的實(shí)際應(yīng)用，于1951年首先在德國(guó)獲得成功。1958年后，英、意、日、美、蘇、瑞士等國(guó)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(guó)Citroen生產(chǎn)用于水泥磨、榨糖機(jī)、礦山設(shè)備的行星減速器，重量達(dá)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(dòng)獲得了最廣泛的應(yīng)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(dòng)比i=的行星齒輪裝置，繼后Shaw

14、發(fā)表了傳動(dòng)比i=2的機(jī)構(gòu)，以及TOBPNABHKO用串聯(lián)K-H-V型行星傳動(dòng)獲得了傳動(dòng)比i=的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，當(dāng)時(shí)這些大傳動(dòng)比的行星機(jī)構(gòu)主要是用以實(shí)現(xiàn)某一運(yùn)動(dòng)。 19世紀(jì)以來，隨著機(jī)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(dòng)機(jī)組和透平壓縮機(jī)等的發(fā)展，對(duì)漸開線齒輪傳動(dòng)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(duì)于一對(duì)外嚙合的定軸齒輪傳動(dòng)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(dòng)結(jié)構(gòu)，由于分流效應(yīng)和合理地利用了內(nèi)嚙合，以及行星齒輪傳動(dòng)在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的優(yōu)點(diǎn)，從而使?jié)u開

15、線行星齒輪傳動(dòng)得到了迅速的發(fā)展。 高速大功率行星齒輪傳動(dòng)的實(shí)際應(yīng)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(guó)亦獲得成功，并已成批生產(chǎn)使用。其中在國(guó)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(guó)Fritlsch行星齒輪箱、英國(guó)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(shù)的不斷進(jìn)步，以及行星齒輪傳動(dòng)在設(shè)計(jì)上日趨完善，從而使行星齒輪傳動(dòng)至今已達(dá)到了較高的水平。目前漸開線行星齒輪傳動(dòng)圓周速度達(dá)160～200米/秒，傳遞功率達(dá)100000馬力，效率達(dá)0.98以上，齒輪噪音達(dá)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(dòng)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(dòng)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(dòng)與一般齒輪傳動(dòng)在相同條件下，圓周速度也較小，故傳動(dòng)載荷比一般齒輪也小些，并且行星齒輪傳動(dòng)還具有工作可靠，同軸傳動(dòng)等一系列優(yōu)點(diǎn)。 表1 行星齒輪減速箱和一般定軸齒輪減速箱比較 項(xiàng) 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(zhǎng)

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(dòng)不僅適用于高速大功率，而且在低速大扭矩設(shè)備上也已推廣采用，它幾乎適應(yīng)于一切功率、速度范圍和一切工作條件，成為世界各國(guó)齒輪傳動(dòng)發(fā)展之重點(diǎn)。漸開線行星齒輪傳動(dòng)已被廣泛應(yīng)用于船艦主減速器，汽車、坦克和拖拉機(jī)的差速器，活塞式和渦輪螺旋槳式航空發(fā)動(dòng)機(jī)與直升飛機(jī)中帶動(dòng)螺旋槳的行星傳動(dòng)，

18、以及波音——菲托CH——1T前旋翼驅(qū)動(dòng)行星齒輪箱和貝爾VH——1D主旋翼驅(qū)動(dòng)行星齒輪減速器，燃?xì)廨啓C(jī)、高速汽輪機(jī)和透平鼓風(fēng)機(jī)及壓縮機(jī)的行星齒輪增速箱和減速箱，以及工程機(jī)械等產(chǎn)品上。 我國(guó)從1968年起，先后在有關(guān)單位試制成功列車電站燃?xì)廨啓C(jī)（N=3000千瓦），工業(yè)用高速汽輪機(jī)（N=500千瓦）和萬立米制氧透平壓縮機(jī)（N=6300千瓦）的行星齒輪箱。為了推廣行星傳動(dòng)，有一機(jī)部組成了NGW系列工作組，由西安重機(jī)研究所、銀川通用機(jī)械廠、荊州減速機(jī)廠和各中性機(jī)械廠等二十幾個(gè)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(biāo)準(zhǔn)。目前漸開線行星齒輪傳動(dòng)在國(guó)內(nèi)已逐漸受到重視，并推廣其應(yīng)

19、用。 　 我國(guó)是從20世紀(jì)60年代起開始研制應(yīng)用行星齒輪減速器，20世紀(jì)70年代制訂了NGW型漸開線行星齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)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?xì)廨啓C(jī)（3000kW）/高速汽輪機(jī)（500kW）和萬立方米制氧透平壓縮機(jī)（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(jī)的XL-30型行星減速器（800kW）。 世界各先進(jìn)工業(yè)國(guó)，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時(shí)代，正在進(jìn)入知識(shí)化時(shí)代，行星齒輪傳動(dòng)在設(shè)計(jì)上日趨完善，制造技術(shù)不斷進(jìn)步，使行星齒輪傳動(dòng)已達(dá)到了較高水平。我國(guó)與世界先進(jìn)水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設(shè)備

20、引進(jìn)，技術(shù)引進(jìn)，在消化吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)方面取得長(zhǎng)足的進(jìn)步。 1.2 行星齒輪傳動(dòng)的發(fā)展趨勢(shì) （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(jī)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(jìn)一步增大相適應(yīng)的高精度切齒機(jī)，另一方面則是梅雨齒輪直徑大于6米的熱加工鍛造設(shè)備。因此需進(jìn)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(jī)，以及高精度和超硬切齒刀具和檢驗(yàn)儀器。在設(shè)計(jì)方面，則應(yīng)著重于擦傷強(qiáng)度的研究，制定出齒輪擦傷強(qiáng)度的計(jì)算公式，并對(duì)齒輪本體和箱體的變形、應(yīng)力計(jì)算進(jìn)行研究。隨著高速的發(fā)展，目前對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的動(dòng)力學(xué)研究還很不夠，特

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

22、轉(zhuǎn)矩高達(dá)4150kN.m。在這類產(chǎn)品的設(shè)計(jì)與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤(rùn)滑、零件材料及熱處理及高效率、長(zhǎng)壽命、可靠性等一系列設(shè)計(jì)制造技術(shù)問題。 （2）向無級(jí)變速行星齒輪傳動(dòng)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(dòng)裝置（無級(jí)變速），即輸入速度是固定的，輸出速度是可調(diào)的。實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速，對(duì)行星齒輪傳動(dòng)來說，就是讓行星齒輪傳動(dòng)中三個(gè)基本構(gòu)件都轉(zhuǎn)動(dòng)并傳遞功率，這只要在原先行星齒輪傳動(dòng)裝置中對(duì)原來固定的基本構(gòu)件附加一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)，就能使輸出轉(zhuǎn)速有所增減而成為行星齒輪無級(jí)變速器?，F(xiàn)已制成能傳遞2000Psi以上的無級(jí)變速齒輪箱。實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速就是讓行星齒輪傳動(dòng)中三個(gè)基本構(gòu)件都轉(zhuǎn)動(dòng)并傳遞功

23、率，這只要對(duì)原行星結(jié)構(gòu)中固定的構(gòu)件加一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)（如采用液壓泵及液壓馬達(dá)系統(tǒng)來實(shí)現(xiàn)），就成為無級(jí)變速器。 （3）向復(fù)合式行星齒輪傳動(dòng)發(fā)展。近幾年來，國(guó)外蝸桿傳動(dòng)、螺旋齒輪傳動(dòng)、圓錐齒輪傳動(dòng)與行星齒輪組合使用，構(gòu)成復(fù)合式行星齒輪箱。其高速級(jí)用前述各種定軸類型傳動(dòng)，低速級(jí)用行星齒輪傳動(dòng)，這樣可適應(yīng)相交軸和交錯(cuò)軸間的傳動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)大傳動(dòng)比和大轉(zhuǎn)矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動(dòng)的特點(diǎn)，克服各自的缺點(diǎn)，以適應(yīng)市場(chǎng)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(dòng)比i=0.125r/min,輸出轉(zhuǎn)矩27200N.m。 （4）向少齒差行星齒輪傳動(dòng)方向發(fā)展。這類傳動(dòng)主要用于大傳動(dòng)比、小功率傳

24、動(dòng)。主要是它外廓尺寸小、重量輕、傳動(dòng)比大，一級(jí)可達(dá)100~115，效率較高，達(dá)0.85左右，該機(jī)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(shí)達(dá)56左右，故傳動(dòng)中徑向載荷為不進(jìn)行變位切削時(shí)的2.8倍。因此，這種傳動(dòng)現(xiàn)階段只適用于中小功率，國(guó)內(nèi)應(yīng)用的少齒差漸開線行星齒輪傳動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)系列。而少齒差傳動(dòng)的效率和強(qiáng)度計(jì)算等還有待于進(jìn)一步研究。 （5）制造技術(shù)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(dá)5-6級(jí)精度，外齒輪經(jīng)磨齒達(dá)5級(jí)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(dòng)的優(yōu)缺點(diǎn) 行星齒輪傳動(dòng)與普通齒輪傳動(dòng)相比較，它具有許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。它的顯著特點(diǎn)是：在傳遞動(dòng)力時(shí)它可以進(jìn)行功率分流；同時(shí)，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出軸均設(shè)在同一軸線上。所以，行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動(dòng)，而作為各種機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對(duì)于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動(dòng)效率高的航空發(fā)動(dòng)機(jī)、起重運(yùn)輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動(dòng)裝

26、置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動(dòng)裝置，行星齒輪傳動(dòng)已得到了越來越廣泛的應(yīng)用。行星齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)如下： (1)體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動(dòng)具有功率分流和各中心輪構(gòu)成共軸線式的傳動(dòng)以及合理地應(yīng)用內(nèi)嚙合齒輪副，因此可使其結(jié)構(gòu)非常緊湊。再由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個(gè)行星輪來共同分擔(dān)載荷，從而使得每個(gè)齒輪所承受的負(fù)荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動(dòng)的1/2～1/5（即

27、在承受相同的載荷條件下）。 (2)傳動(dòng)效率高 由于行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，即它具有數(shù)個(gè)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(dá)到提高傳動(dòng)效率的作用。在傳動(dòng)類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率值可達(dá)0.97～099。 (3)傳動(dòng)比較大，可實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解 只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動(dòng)的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個(gè)齒輪而獲得很大的傳動(dòng)比。在僅作為傳遞運(yùn)動(dòng)的行星齒輪傳動(dòng)中，其傳動(dòng)比可達(dá)幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪傳動(dòng)在其傳動(dòng)比很大時(shí)，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點(diǎn)。而且，它還可以實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解以及實(shí)現(xiàn)各種變速的復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)。

28、 (4)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng) 由于采用了數(shù)個(gè)結(jié)構(gòu)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(shí)，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)，工作較可靠。 總之，行星齒輪傳動(dòng)具有質(zhì)量小、體積小、傳動(dòng)比大及效率高（類型選用得當(dāng)）等優(yōu)點(diǎn)。因此，行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已廣泛地應(yīng)用于工程機(jī)械、礦山機(jī)械、冶金機(jī)械、起重運(yùn)輸機(jī)械、輕工機(jī)械、石油化工機(jī)械、機(jī)床、機(jī)器人、汽車、坦克、火炮、飛機(jī)、輪船、儀器和儀表等各個(gè)方面。行星傳動(dòng)不僅適用于高轉(zhuǎn)速、大功率，而且在低速大轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)裝置上也已獲得了應(yīng)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(dòng)技術(shù)已成為世界各國(guó)機(jī)械傳動(dòng)發(fā)展的重點(diǎn)之一。 但是行星齒輪傳動(dòng)的缺點(diǎn)是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對(duì)行星傳動(dòng)技術(shù)進(jìn)一步深入地了解和掌握以及對(duì)國(guó)外行星傳動(dòng)技術(shù)的引進(jìn)和消化吸收，從而使其傳動(dòng)結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時(shí)生產(chǎn)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對(duì)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(shí)踐表明，在具有中等技術(shù)水平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動(dòng)減速器。 尤為重要的是設(shè)計(jì)人員對(duì)于自己設(shè)計(jì)的某些齒輪減速器進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化結(jié)果不僅為齒輪傳動(dòng)提供了一個(gè)最優(yōu)的設(shè)計(jì)方案，而且對(duì)其設(shè)計(jì)參數(shù)的優(yōu)化提供了依據(jù)。 1.4 本設(shè)計(jì)課題簡(jiǎn)介

30、擺線針輪行星傳動(dòng)和漸開線少齒差行星齒輪傳動(dòng)，同屬K-H-V行星齒輪傳動(dòng)，其工作原理和結(jié)構(gòu)基本相同，所不同者，擺線針輪行星傳動(dòng)的行星傳動(dòng)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(jié)構(gòu)W四部分組成。 擺線針輪行星傳動(dòng)具有傳動(dòng)比范圍大，體積小、重量輕，效率高，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低，工作可靠、壽命長(zhǎng)的特點(diǎn)。由于有上述優(yōu)點(diǎn)，這種減速器在很多情況下已經(jīng)代替兩級(jí)、三級(jí)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(yīng)用。但是這種傳動(dòng)制造精度要求高，需要專門的加工設(shè)備。 擺線針輪行星傳動(dòng)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(duì)轉(zhuǎn)速等于輸入軸與輸出軸二者轉(zhuǎn)速絕對(duì)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(qiáng)型的滾子軸承。 本次設(shè)計(jì)的是對(duì)一種擺線針輪行星減速器進(jìn)行分析研究。在此基礎(chǔ)上試以現(xiàn)代反求設(shè)計(jì)方法為指導(dǎo)進(jìn)行設(shè)計(jì)，其傳動(dòng)功率為P=4KW，速比為11，輸入軸轉(zhuǎn)速：1500r/min。對(duì)于擺線針輪行星減速器而言，要求行星減速器滿足三項(xiàng)要求：傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)緊湊，適宜短期間斷工作。 在本次設(shè)計(jì)中要進(jìn)行齒數(shù)計(jì)算、齒形分析、效率計(jì)算、

32、強(qiáng)度驗(yàn)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、繪制減速器裝配圖及零件圖。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)要注意有關(guān)裝置的特點(diǎn)，還要注意與多種減速方法進(jìn)行比較，注意理論分析。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 擺線輪減速器傳動(dòng)理論與設(shè)計(jì)方法 第二章 擺線針輪減速器傳動(dòng)理論與設(shè)計(jì)方法 2.1 擺線針輪減速器的傳動(dòng)原理與結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 2.1.1 擺線針輪行星傳動(dòng)的傳動(dòng)原理 圖所示為擺線針輪行星傳動(dòng)示意圖。其中為針輪，為擺線行星輪，H為系桿，V為輸出軸。運(yùn)動(dòng)由系桿H輸入，通過W機(jī)構(gòu)由V軸輸出。同漸開線一齒差行星傳動(dòng)一樣，擺線針輪傳動(dòng)也是一種K－H－V型一齒

33、差行星傳動(dòng)。兩者的區(qū)別在于：擺線針輪傳動(dòng)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(dòng)因此而得名。 同漸開線少齒差行星傳動(dòng)一樣，其傳動(dòng)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(dòng)可獲得大傳動(dòng)比。 2.1.2 擺線針輪減速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 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(gè)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(dá)到靜平衡和提高承載能

34、力,通采用兩個(gè)相同的奇數(shù)齒擺線輪,裝在雙偏心套上,兩位置錯(cuò)開,擺線輪和偏心套之間裝有滾動(dòng)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(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)常將偏心套與軸承做成一個(gè)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(jī)構(gòu)W, 與漸開線少齒差行星齒輪傳動(dòng)一樣,通常采用銷軸式輸出機(jī)構(gòu)。 圖2－2 擺線針輪減速器基本結(jié)構(gòu)圖 1.輸出軸 2.機(jī)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(dòng)軸 圖2－2為擺線針輪傳動(dòng)的典型結(jié)構(gòu) 3.1.3 擺線針輪傳動(dòng)的嚙合原理 為了準(zhǔn)確描述擺線形成及其分類,我們引進(jìn)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(duì)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(dòng),滾圓上定點(diǎn)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(shí)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(shí)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(duì)固定的某點(diǎn)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(duì)固定的某點(diǎn)的軌跡。 長(zhǎng)幅外擺線:與短幅外擺線相反,對(duì)外切外擺線而言相對(duì)固定的某點(diǎn)在滾圓的外域;對(duì)內(nèi)切外擺線而言相對(duì)固定的某點(diǎn)在滾圓的內(nèi)域。 短幅外擺線與長(zhǎng)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(zhǎng)幅系數(shù)。 外切外擺線的變幅系數(shù)定義為擺桿長(zhǎng)度與滾圓半徑的比值。所謂擺桿長(zhǎng)度是指滾圓內(nèi)域或滾圓外域上某相對(duì)固定的定點(diǎn)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(zhǎng)度 ———外切外擺線滾圓半徑 對(duì)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(zhǎng)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(zhǎng)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(gè)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(zhǎng)度a,相應(yīng)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(zhǎng)度A。根據(jù)這一等同條件,就可以由外切外擺線的有關(guān)參數(shù)推算出等同的內(nèi)切外擺線的對(duì)應(yīng)參數(shù)。它們的參數(shù)關(guān)系參看圖3－3。令短幅外切外擺線基圓半徑代號(hào)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(zhǎng)度和中心距可分別表示如下(長(zhǎng)幅外擺線的表示形式完全相同): 根據(jù)式(1),擺桿長(zhǎng)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(zhǎng)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(guān)系歸納如表2－1 表2－1

39、 參 數(shù) 名 稱 主 要 參 數(shù) 代 號(hào) 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(zhǎng)度 a A 根據(jù)上述結(jié)果,很容易推導(dǎo)出等同的兩種外擺線基圓半徑的相互關(guān)系為 （2.1——3） 短幅外擺線以基圓圓心為原點(diǎn),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(biāo)參數(shù)方程 根據(jù)圖1,擺線上任意點(diǎn)的坐標(biāo)為 圖2－3 短幅外擺線原理圖 根據(jù)

40、純滾動(dòng)原理可知，故，又，于是有， ， 將與γ的結(jié)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(biāo)參數(shù)方程。 若令上兩式中的K1=1,即可得標(biāo)準(zhǔn)外擺線的參數(shù)方程。對(duì)于外切外擺線,式中的A=r1+r2,a=r2。 對(duì)于內(nèi)切外擺線,式中的A=r2′,A=r2′-r1′。 　為了與直角坐標(biāo)表示的曲線相一致,將Y軸規(guī)定為極軸,將極角沿順時(shí)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(shí),變幅外擺線通用極坐標(biāo)參數(shù)方程變?yōu)闃?biāo)準(zhǔn)外擺線極坐標(biāo)方程,參數(shù)a和A的變換同上。 當(dāng)動(dòng)圓繞基圓順時(shí)針方向作純滾動(dòng)時(shí)，每滾過動(dòng)圓的周長(zhǎng)2時(shí)，動(dòng)圓上的一點(diǎn)B在基圓上就形成一整條外擺線。動(dòng)圓的周長(zhǎng)比基圓的周長(zhǎng)長(zhǎng)p=2-＝，當(dāng)圓上的B點(diǎn)在動(dòng)圓滾過周長(zhǎng)再次與圓接觸時(shí)，應(yīng)是在圓上的另一點(diǎn)，而＝，這也就是擺線輪基圓上的一個(gè)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(diǎn)，通過原點(diǎn)并與擺線輪齒槽對(duì)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(biāo)參數(shù)方程式如下： （2.1——11） 實(shí)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(duì)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(dá)式為

43、 （2.1——13） 式中　———變幅外擺線的曲率半徑 ———x對(duì)的一階導(dǎo)數(shù),  ———y對(duì)的一階導(dǎo)數(shù),  　　　———x對(duì)的二階導(dǎo)數(shù), 　 ———y對(duì)的二階導(dǎo)數(shù), 將式(2.1——4)和式(2.1——5)中x和y分別對(duì)取一階和二階 導(dǎo)數(shù)后代入的表達(dá)式得 （2.1——14） 以K1=1代入式2.1——14),得標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)

44、外擺線≤0,曲線永遠(yuǎn)呈外凸形狀,故它不適于作傳動(dòng)曲線。以K1>1代入式2.1——14)進(jìn)行運(yùn)算表明,<0,故長(zhǎng)幅外擺線也永遠(yuǎn)呈外凸形狀,故它也不適合于用作傳動(dòng)曲線。以K1<1代入式2.1——14)進(jìn)行運(yùn)算表明,曲率半徑呈現(xiàn)出由正值經(jīng)過拐點(diǎn)到負(fù)值的多樣性變化。 擺線輪實(shí)際齒廓曲線的曲率半徑為 ＝+ （2.1——15） 對(duì)于外凸的理論齒廓（<0），當(dāng)>時(shí)，理論齒廓在該處的等距曲線就不能實(shí)現(xiàn)，這種情況稱為擺線齒廓的“頂切”，嚴(yán)重的頂切會(huì)破壞連續(xù)平穩(wěn)的嚙合，顯然是不允許的。當(dāng)＝時(shí)，＝0，即擺線輪在該處出現(xiàn)尖角，也應(yīng)防止，若為正值，不論取多大的值，都不會(huì)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(guān)。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(dòng)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(shí)的作用力;輸出機(jī)構(gòu)柱銷對(duì)擺線輪的作用力，轉(zhuǎn)臂軸承對(duì)擺線輪作用力。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 針齒與擺線輪嚙合時(shí)的作用力 第三章 針齒與擺線輪齒嚙合時(shí)的作用力 3.1確定初始嚙合側(cè)隙 標(biāo)準(zhǔn)的擺線輪以及只經(jīng)過轉(zhuǎn)角修形的擺線輪與

46、標(biāo)準(zhǔn)針輪嚙合，在理論上都可達(dá)到同時(shí)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(bǔ)償作用，則多齒同時(shí)嚙合的條件便不存在，而變?yōu)楫?dāng)某一個(gè)擺線輪齒和針輪齒接觸時(shí)，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(duì)第i對(duì)輪齒嚙合點(diǎn)法線方向的初始側(cè)隙可按下式表計(jì)算： （2.2—1） 式中，為第i個(gè)針齒相對(duì)轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)角，為短幅系數(shù)。 令，由上式解得，即 這個(gè)解是使初始側(cè)隙為零的角度，空載時(shí)，只有在處的一對(duì)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(shí)嚙合齒數(shù)的基本原理 設(shè)傳遞載荷時(shí)，對(duì)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(gè)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(jì)，則在擺線輪各嚙合點(diǎn)公法線方向的總變形W+f或在待嚙合點(diǎn)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(gè)齒嚙合點(diǎn)公法線或待嚙合點(diǎn)的法線至擺線輪中心的距離 ——擺線輪節(jié)圓半徑 ——第i個(gè)齒嚙合點(diǎn)的公法線或待嚙

48、合點(diǎn)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(shè)第i對(duì)輪齒嚙合的作用力正比于該嚙合點(diǎn)處擺線輪齒實(shí)際彈性變形。由于這一假設(shè)科學(xué)考慮了初始側(cè)隙及受力零件彈性變形的影響，已被實(shí)踐證明有足夠的準(zhǔn)確性。 按此假設(shè)，在同時(shí)嚙合傳力的個(gè)齒中的第對(duì)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(shí)受力的諸齒中， 這對(duì)齒受力最大，故以表示該對(duì)齒的受力。 設(shè)擺線輪上的轉(zhuǎn)矩為由i＝m至i=n的個(gè)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(jié)構(gòu)原因，建議?。?.55T；——受力最大的一對(duì)嚙合齒在最大力的作用下接觸點(diǎn)方向的總接觸變形， ——針齒銷在最大力作用下，在力作用點(diǎn)處的彎曲變形。 當(dāng)針齒銷為兩支點(diǎn)時(shí)， 當(dāng)針齒銷為三支點(diǎn)時(shí)， 3.4輸出機(jī)構(gòu)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(dǎo)，各柱銷對(duì)擺線輪作用力總和為 式中，——輸出機(jī)構(gòu)柱銷數(shù)目 3.4.1 判斷同時(shí)傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷數(shù)目 考慮到分配不均勻，設(shè)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(shí)，＝處力臂最大，必先接觸，受力最大，彈性變形也最大，設(shè)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(guān)系： ， 又因 故 柱銷是否傳遞轉(zhuǎn)矩應(yīng)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(jī)構(gòu)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(yīng)與成正比。 設(shè)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(duì)擺線輪的作用力必須與嚙合的作用力及輸出機(jī)構(gòu)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(diǎn)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(qiáng)度件的計(jì)算 為了提高承載能力，并使結(jié)構(gòu)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(qiáng)度計(jì)算 為防止點(diǎn)蝕和減少產(chǎn)生膠合的可能性，應(yīng)進(jìn)行擺線輪齒與針齒間的接觸強(qiáng)度計(jì)算。 根據(jù)赫茲公式，齒面接觸強(qiáng)度按下式計(jì)算 式中 －針齒與擺線輪嚙合的作用力，

52、－當(dāng)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(dāng)量曲率半徑。 3.5.2 針齒抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算及剛度計(jì)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(dòng)不靈活，易引起針齒銷與針齒套接觸面發(fā)生膠合，并導(dǎo)致擺線輪與針齒膠合。因此，要進(jìn)行針齒銷的風(fēng)度計(jì)算，即校核其轉(zhuǎn)角值。另外，還必須滿足強(qiáng)度的要求。 針齒中心圓直徑<390mm時(shí)，通常采用二支點(diǎn)的針齒；時(shí)，為提高針齒銷的彎曲應(yīng)力及剛度，改善銷、套之間的潤(rùn)滑，采用兩支點(diǎn)針齒。 二支點(diǎn)針齒計(jì)算簡(jiǎn)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(qiáng)應(yīng)力（Mpa）和轉(zhuǎn)角（rad）為 三支點(diǎn)的針齒計(jì)算，針齒銷的彎曲應(yīng)力和支點(diǎn)處的轉(zhuǎn)角為 式中 ——針齒上作用之最大壓力，按式計(jì)算（N）； L——針齒銷的跨度（mm）,通常二支點(diǎn)L=3.5.若實(shí)際結(jié)構(gòu)已定，應(yīng)按實(shí)際之L值代入； ——針齒銷的直徑 ——針齒銷許用彎曲應(yīng)力，針齒銷材料為GCr15時(shí)，＝150～200MPa ——許用轉(zhuǎn)角，＝（0.001～0.003） 3.5.3 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 因?yàn)閿[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(duì)轉(zhuǎn)速要高于入軸轉(zhuǎn)速，所以它是擺線針輪傳動(dòng)的薄弱環(huán)節(jié)。>650mm時(shí)，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(yīng)大于擺線輪的寬度。 3.5.4 輸出機(jī)構(gòu)柱銷強(qiáng)度計(jì)算 輸出機(jī)構(gòu)柱銷的受力情況（見圖2.7-31），相當(dāng)一懸臂梁，在作用下，柱銷的彎曲應(yīng)力為 設(shè)計(jì)時(shí)，上式可化為 式中 ——間隔環(huán)的厚度，針齒為二支點(diǎn)時(shí)，，三支點(diǎn)時(shí)，若實(shí)際結(jié)構(gòu)已定，按實(shí)際結(jié)構(gòu)確定。 B——轉(zhuǎn)臂軸承寬度 ——制造和安裝誤差對(duì)柱銷載荷影響系數(shù)，一般情況下?。?.35～1.5 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）

55、 擺線針輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 第四章 擺線針輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 本畢業(yè)設(shè)計(jì)一擺線針輪行星傳動(dòng)裝置。已知功率為，輸入軸轉(zhuǎn)速，輸出轉(zhuǎn)矩,傳動(dòng)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(shè)計(jì) 更具擺線針輪減速器的具體要求，對(duì)擺線輪進(jìn)行計(jì)算。以確定擺線輪的相關(guān)具體數(shù)據(jù)。 4.1.1確定傳動(dòng)的結(jié)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(jī)。 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(shè)計(jì)的具體要求可知該擺線針輪減速器的傳動(dòng)比為，所以根據(jù)擺線針輪減速的的傳動(dòng)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(yīng)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(shí),=1000~1200Mpa 4.1.4確定短幅系數(shù)和偏心距 偏心距： 由文獻(xiàn)查得A＝6mm， 取偏心距： ＝6mm 初選短幅系數(shù)： ＝0.5 由文獻(xiàn)查得, =0.42~0.55 實(shí)際短幅系數(shù)： 4.2轉(zhuǎn)臂軸承的選擇 擺線輪滾動(dòng)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(jī)構(gòu)孔銷作用力的合力，工作載荷甚大；尺寸因要求傳動(dòng)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)孔作為外滾道）。因此，擺線輪滾動(dòng)軸承常因工作惡劣和尺寸受限往往成為傳動(dòng)裝置中一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)。 4.2.1轉(zhuǎn)臂軸承負(fù)載計(jì)算 轉(zhuǎn)臂軸承徑向負(fù)載： ＝ ＝16988N 轉(zhuǎn)臂軸承當(dāng)量負(fù)載 ＝1.0516988＝17837N 時(shí)，=1.05 時(shí)，＝1.1。 4.2.3轉(zhuǎn)臂軸承選擇 選擇圓柱滾子軸承，設(shè)計(jì)時(shí)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(xiàn)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(duì)轉(zhuǎn)速 ＝1582r/min 4.2.4轉(zhuǎn)臂軸承壽命計(jì)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(xiàn)查得： （2）針齒中心圓半徑： 取 取 材料為軸承鋼58~62HRC時(shí),=1000~1200Mpa。 （3）針徑套半徑 ， ?。?2mm （4）驗(yàn)證齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角： ＝47.32 由文獻(xiàn)[3]表2.7-1及

59、公式2.7-17算得，由計(jì)算結(jié)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(shí)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(jì)算機(jī)求出。 （8）齒面最大接觸壓力： 其中整個(gè)結(jié)果由計(jì)算機(jī)求出。 （9）擺線輪嚙與針齒最大接觸應(yīng)力： ＝1416.7MPa __m~n齒中的最大值。 （10）針齒銷跨距： 由結(jié)構(gòu)及前面的擺線輪寬度，得L＝70mm采用兩支點(diǎn)型式。 （11）針齒銷抗彎強(qiáng)度： < 選用兩支點(diǎn)，材料為軸承鋼

60、時(shí)＝150～200Mpa （12）針齒銷轉(zhuǎn)角： ＝ ＝0.000618< 材料為軸承鋼時(shí)＝0.01～0.03rad。 4.4擺線輪結(jié)果尺寸的計(jì)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(shí)考慮了同一機(jī)型輸出機(jī)構(gòu)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(gè)。 （8）間隔環(huán)： ＝15mm

61、 4.5確定輸出機(jī)構(gòu)中柱銷、柱銷套和柱銷空的直徑 （1）柱銷直徑： ＝21.8mm ?。?2mm 由文獻(xiàn)[1]表2.7—7，?。?2mm。 （2）柱銷套直徑： ＝32mm 由文獻(xiàn)[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(dāng)間隙，值應(yīng)增加值： ＝0.15；>550mm時(shí)，＝0.2～0.3。 4.6擺線輪、針齒、柱銷的數(shù)據(jù)表 設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果如下： 項(xiàng)目 代號(hào) 單位 計(jì)算、結(jié)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(jī) 輸入轉(zhuǎn)速 r/min 1450 傳動(dòng)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(shí)際短幅系數(shù) 針徑套半徑 mm ＝12mm 針齒銷半徑 mm ＝7mm 實(shí)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(yīng)力 MPa ＝1416.7MPa 轉(zhuǎn)臂軸承徑向負(fù)載 N 16988 轉(zhuǎn)臂軸承當(dāng)量負(fù)載 P N 17837 轉(zhuǎn)臂

63、軸承內(nèi)外圈相對(duì)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(qiáng)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(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）

64、 軸的計(jì)算 第五章 軸的計(jì)算 5.1輸出軸的計(jì)算 5.1.1輸出軸的結(jié)構(gòu)裝配圖 結(jié)構(gòu)圖如圖5-1， 圖5-1 輸出軸結(jié)構(gòu)裝配圖 5.1.2初步確定軸的最小直徑 由前面的設(shè)計(jì)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(xiàn)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(yīng)，須選取聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩＝，由文獻(xiàn)查得，＝1.3， ＝ 由文獻(xiàn)[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，取＝112mm。 5.1.3輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 其裝配結(jié)構(gòu)圖如圖4-1，上選用滾動(dòng)深溝球軸承6214，由文獻(xiàn)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(zhǎng)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(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸的配合，選擇配合為H7/k6，滾動(dòng)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(xiàn)[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(jié)構(gòu)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(yīng)力校核 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面4）的強(qiáng)度。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 28.29Mpa， 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得=60MPa，因此〈，故安全。 5.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)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(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面2、3、5、9 均無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 4 和5 處過渡配合引起的應(yīng)力集中較為嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面4、5上的應(yīng)力最大。由于5軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面4上應(yīng)力最大，，因而該軸只需校核截面4