RV減速器設計

1、1、 初步設計11. 設計任務書12. 原始數(shù)據13. 傳動系統(tǒng)方案的擬定12、 電動機的選擇21. 電動機容量的選擇22. 電動機轉速的選擇23. 電動機型號的選擇23、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)31. 傳動比的分配32. 各軸轉速計算33. 各軸功率計算34. 各軸轉矩計算35. 將上述計算結果匯總于下表，以備查用：44、 傳動系統(tǒng)的總體設計41. 一級直齒輪傳動的設計計算42. 擺線齒輪傳動的設計計算73. 擺線齒輪三維建模85、 軸的設計131. 曲柄軸的設計132. 輸入軸的設計146、 減速箱的潤滑方式、潤滑劑及密封方式的設計151、 齒輪的潤滑方式及潤滑劑的選擇152、 密封

2、方式的選擇167、 其他附件設計168、 運動仿真169、 設計心得20十、附圖及附表2010、 獻28初步設計1,設計任務書有效功率PV4.3kW減速比i=81輸出軸轉速n=5r/min效率.85%(1)功率P:約4.3kW;(2) 減速比i：81;(3) 輸出軸轉速n：5r/min;(4) 正反轉輸出回差：60arcsec;(5) 設計壽命：3000小時；(6) 結構尺寸不超過：4380mmx200mm;(7) 效率：大于85%;2 .原始數(shù)據表i-i原始數(shù)據題號參數(shù),jjRV減速器設計功率P/kW4.3輸出軸轉速n/(r/min)5減速比i813 .傳動系統(tǒng)方案的擬定圖1-1RV傳動簡圖

3、1一漸開線中心輪2一漸開線行星輪3一曲柄軸FWPn”總Pn二4.3kW方=0.97=0.98=0.95:0.8854.859kW=5.5kwnd5r/min405r/min4一擺線輪5針齒6一輸出盤7針齒殼（機架）、電動機的選擇按照設計任務書要求選用Y系列一般用途的三相異步電動機，額定電壓380V1.電動機容量的選擇根據給定條件可知工作計劃所需有效功率：R=4.3kW（2-1）電動機輸出功率公式為：Fn=Pw（2-2）式中的狗為電動機到工作機軸的傳動裝置總功率。2"總=ngnb,根據機械綜合課程設計附表A-5,取各效率分別為：=0.97（8級閉式齒輪傳動）、，=0.98（滾子軸承）、

4、%=0.90.95（擺線齒輪單級傳動）。則傳動裝置的總效率為：22"總="gEEb=0.97M0.98M0.95%0.885（2-3）電動機輸出功率為P.43Fn=，=M4.859kW（2-4）0.885因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率F只需大于Pn即可，查表可選擇電動機的額定功率眩=5.5kw2 .電動機轉速的選擇根據給定條件可知減速器輸出轉速為n=5r/min（2-5）由于給定RV減速器總傳動比為i=81,因此計算得電動機所需轉速應為nd=ixn=5M81=405r/min（2-6）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量及價格因素，為使傳動裝置緊湊，決定采用同步轉速為750r/

5、min的Y系列三向異步電動機Y160M2-8,滿載轉速為720r/min。3 .電動機型號的選擇根據機械設計課程設計電動機類型、容量和轉速，由電機產品型號額定功率/kw滿載轉速/(rmin)同步轉速(r-min)電動機中心高H/mm外伸軸直徑和長度D/mmxE/mmY160M2-85.572075016042X110目錄或有關手冊選定電動機型號為Y160M2-8。其主要性能如表2-1所不。表2-1Y160M2-8型電動機的主要性能三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.傳動比的分配RV減速器的總傳動比為：i=81分配傳動裝置各級傳動比為：i=i1Mi2,為使針齒殼（機架）外形尺寸不至于過大，初選一

6、級行星齒輪傳動比i1=2.5,則擺線齒輪傳動比i2=32.42.各軸轉速計算根據給定條件可知輸出軸轉速：n=5r/min,則：擺線齒輪轉速：n1=n=5r/min；曲柄軸轉速：n2=n1xi2=5x32.4=162r/min；輸入軸轉速：n3=n2i1=1622.5=405r/min；3.各軸功率計算由機械設計課程設計查得滾子軸承傳動效率1=098,8級斜齒輪傳動效率%=0.97,擺線齒輪單級傳動nb=0.95,則總效率："總="g，2"b=0.97M0.982m0.95定0.885;曲柄軸功率：R=Rg=4.8590.97:4.713kW；g擺線齒輪功率：P=P

7、nr2=4.713父0.9夕定4.52KW；輸出軸功率：2=P2b=4.5270.954.3kW04.各軸轉矩計算電機的輸出轉矩:i三81i1=2.5i2=32.4n=5r/minn1=n=5r/minn2=162r/minn3=405r/min”總定0.885P14.713kWP2:4.527kWP3:4.3kWTd=9550曲柄軸轉矩：T1=9550PnXnm=9550=9550XX4.859=114.5N.m；Td=114.5N4054.713162XP1n?=277.8N.m，擺線齒輪轉矩T2=9550輸出軸轉矩：XP2n?=9550X4.5275=8646.5N，m，T1=277.T

8、2=86468N.5NTw=9550XPwn=9550X4.358213N.m；Tw=8213N.mmmm5.將上述計算結果匯總于下表，以備查用表3-1各軸的相關參數(shù)電動機軸曲柄軸擺線齒輪輸出軸轉速n/(rmin,)40516255功率P/kw4.8594.7134.5274.3轉矢1T/(Nm)114.5277.88646.58213傳動比i2.532.41四、傳動系統(tǒng)的總體設計1.一級直齒輪傳動的設計計算(1)選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù)考慮到一級小齒輪與輸入軸為一體結構，則選大、小齒輪材料均用38CrMoAIA,調質后氮化，255321HB68級精度，軟齒面。選小齒輪齒數(shù)Z1

9、=26，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1Mi1=65,實際Z1=26Z2=65'i1=2.5=i1傳動比i'=Z2=2.5=i1。乙(2)按齒面接觸疲勞強度設計閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度設計，校核齒根彎曲疲勞強度。di-32Kly卒41-du(4-1)確定式中各項數(shù)值：因載荷平穩(wěn)，可初選載荷系數(shù)Kt=1.5；已知：6P164.713Ti=9.55101=9.5510ni405(4-2)二111133.7Nmm由機械設計表選取y=0.3；由機械設計表由機械設計圖由式6-14查得鍛鋼彈性系數(shù)Ze,查得Zh=2.51；189.8,MPaTi=111133.

10、7Nmm1-d=0.3Ze=189.8.,MPaZh=2.51計算得-1.88-3.cos(4-3)=1.71由機械設計由式.圖6-13,查得Z拿=0.87；Ni=60njL卜Nii1(4-5)大齒輪工作應力循環(huán)次數(shù)N1=29160000、N2=11664000；由機械設計圖6-15查得ZN1=1.2,Zn2=1.25由機械設計圖6-16d，按小齒輪齒面硬度255321HBS勻彳t288HBs在M儂和ML線中間查得小齒輪接觸疲勞極限Hlim1-750MPa同理,由圖6-16d查得大齒輪接觸疲勞極限0Hlim2=750MPa取失效概率SHlim=1,則二Hlim1ZN1H2SHlimHlim2Z

11、N2SHlim900MPa(4-6)=937.5MPa(4-7)900Mp破計齒輪參數(shù)。將確定厚的各項數(shù)值代入設計公式，求得2KTu±1ZZhZJHJ1-d2M1.5M1113372.5+1'1898M2.51父0.0.32.5900871mm69.1mm修正d1t：-1.71Z；=0.87N1=29160000N2=11664000ZNi=1.2Zn2=1.250Hlim1=750MPa二H"m2=750MPaSHlim1上Hi=900MPaLH2=.937.5MPad1t=49.83mmv=1.47m/sKa=1&=1.1K=1.2K.=1.09K=1.

12、4388，d1=68.15mmm=2mma=91mmd1=52mmd2=130mmb=20.445mmB2=20mmB(=25mm6-1,選取第(4-11)(4-12)(4-13)(4-14)(4-15)2KTYbd1ml"YSaV二一nd1tn_=1.47m/s(4-8)601000由機械設計表6-3查得Ka=1；由機械設計圖6-7查得&=1.1;由機械設計表6-4查得Kq=1.2;由機械設計圖6-10查得Kp=1.09；則K=KaK/K_K：=11.11.21.09=1.4388=68.15mm(4-9)E。1.438869.13K1.5d168.15cm=之2.6mm(

13、4-10)乙26由于需要保證齒輪分布均勻，因此由機械設計表一系列標準模數(shù)m=2mm齒輪主要幾何尺寸：mZZ222665a=12=91mm22則小齒輪分度圓直徑為：d1=mZ1=226=52mm大齒輪分度圓直徑為：d2=mZ2=265=130mm根據計算出來的最小可用直徑來計算齒寬為b="dd1=0.368.15=20.445mm取B2=20mmBi=25mm(3)校核齒根彎曲疲勞強度計算當量齒輪端面重合度n=二1.71由機械設計可知：二t=20由機械設計式6-13,得：0.750.75Y戶=0.25+=0.25+=0.69(4-16)'；：n1.71Zv1-Z1-26Zv2=

14、Z2=65由機械設計圖6-19、圖6-20按Zv查得：YFa1=2.6,Ysa1=1.6；YFa2=2.25,Ysa2=1.72；由機械設計圖6-21查得Yn1=0.95,Yn2=0.85由機械設計圖6-22c，按小齒輪齒面硬度255321HBs勻彳t288HBs二N=1.71:=:20丫；=0.69ZV1=26Zv2=65YFa1=2.6Ysa1=1.6YFa2:2.25YSa2=1.72YN1:=0.95YN2二0.85<T匚.Flim1=615MPaCJp.Fhm2=615MPaSFlim=1.25在MQ線上查得oFlim1=615MPa；同理，由圖6-22c查得tFi=467.4

15、MPa、-Flim1YNi1467.4MPaSFlimrlm2"2=418.2MPaSFlim(4-17)(4-18)tF2=418.2MPagim2=615MPa;取SFlim=1.25；將確定出的各項數(shù)值代入彎曲強度檢核公式，得2.4388-1111337-0.69x2.6x1.635.7522(4-19)441.32MPa-F1_YFa2YSa244122.251.72F2二f1441.32'、YFaYSa12.61.6:410.56MPa：二kF2齒根彎曲疲勞強度足夠。(4-20)cF1:441.32MPacF2:410.56MPa2.擺線齒輪傳動的設計計算(1)選擇

16、齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù)銷、為了提高承載能力，并使結構緊湊，擺線輪、針齒銷、針齒套、柱柱銷套均選用軸承鋼GCr15,熱處理硬度取由于本設計里輸入端為輸入齒輪，輸出端為軸,58-62HRGRV減速器減速比81=5，因此減速器速比值R81,根據公式R=1Z2ZpZ1算出針輪齒數(shù)Zp=32p(4-21)即擺線輪齒齒數(shù)ZpZc=32=31Zczc二31=Zp-1=31。p(2)擺線針輪傳動的基本參數(shù)擺線針輪傳動是以小九、z0作為基本參數(shù)，將其他各參數(shù)盡pcp可能化為r。、6及z0的函數(shù)，在此引用一下兩個參數(shù)：pcp短幅系數(shù)(4-22)K1:azprpK1的取值不同，擺線輪的齒形就不同，會影

17、響傳動的性能指標，所以這是一個很重要的系數(shù)。K1值既不宜取得過大，也不能取得過小。比較合理的Ki值應通過整機優(yōu)化設計來確定，其推薦用值列于表4-1:表4-1短幅系數(shù)K1推薦用值*1<11(1(?JT,翡0,41-0,根據擺線輪齒齒數(shù)Zc=31,初選K1=0.8。K1=0.8針徑系數(shù)txrp.180sK2=sin(4-23)drprrpZpK2=1時，針齒間沒有間隙，為保證針齒與針齒殼的強度，針徑系數(shù)一般不小于1.251.4?？紤]到針齒彎曲強度，K2的最佳范圍為K2=1.52.0,最大不超過4。針徑系數(shù)K2的推薦值列于表4-2:表4-2針徑系數(shù)K2推薦用值孫別7&加“能1.0-1.

18、25LZ51.S-O.S9根據針輪齒數(shù)zp=32,初選K2=1.5p2根據經驗公式rp=(0.581.3)沂(4-24)可計算得rp&161mm則根據公式(4-22)和(4-23),可計算得中心距a=4.025mmrrp=10.547mm取a=4mmrrp=11mm1P1P由齒輪傳動設計手冊表7-53可查得emin=0.09156,由于rrn上=0.065Memin,因此該尺寸合理，不會發(fā)生頂切。rp再根據圓整后的rp=161mm,a=4mmrrp=11mm可計算出Ki=0.795,K2=1.434,均符合要求。由bc=(0.10.2)rp可得擺線齒輪齒寬bc=0.1rp=16.1mm

19、由于需要安裝軸承，因此齒寬需不小于軸承寬度，最終得bc=19mm=zp=32K2=1.5rD=161mmpa=6.5mmrrD=11mm1Pemin=0.09156K1=0.795K2=1.434bc=19mm3.擺線齒輪三維建模本設計里的其中一個難點是用CATIA繪制出RV減速器的擺線齒輪。由于CATIA沒有自帶的齒輪庫和齒輪生成器，因此只能利用零件模塊繪制齒輪，若利用繪制漸開線齒輪的方法來畫擺線齒輪，將會需要幾十個點和樣條線才能畫出比較規(guī)范的輪廓，這樣計算量及操作量很大，修改麻煩，不予以考慮，因此在這里我利用CATIA的宏命令來繪制擺線齒輪。首先確定好擺線齒輪短幅外擺線的參數(shù)方程x0t),

20、y0t),即式(4-25)和式(4-26):,；tKi.iZp,)1X0=rpsin二sin|_lt.zczp(Zc人y0=rpcos-t_KLcosfzpt.zczp(zc人在這里可以知道需要前面計算的rp、Zc、zp>pp由上述計算可知：(4-25)(4-26)K1這幾個參數(shù)rD=161mmzc=31、zD=32、K1=0.795pcp=262sint0.794sin12t313231人t0.79432,7=262|coscost313231ZX0V。在CATIA安裝文件夾B20win_b64codecommand(4-27)(4-28)中找到則代入式（4-25）和式（4-26）可得

21、GSD_PointSplineLoftFromExcel.xsl文件，如圖4-1可以看到有A、B、C三列數(shù)稔，分別為X、Y、Z的坐標。I闌金中mG5D_RaintBplir!eLoftFrciEEiml.北網-MicnomftEvcel文杵開蒯M二面布品公5tIWB串廟上闡事1。-=H匚浮dzuX£乎拿三至一£國3二二卡盧芭單AQ-知0A1、B1中，在D列填充以0為初始值，30為最終值，差值為0.1的等差序列，再將A1、B1中的參數(shù)t替換成D1的數(shù)值，C列數(shù)值全為0,即以0.1的形成較為精形成301個間隔來給擺線齒輪的短幅外擺線取點，再用樣條線連接起來，準的短幅外擺線；最后

22、，利用填充命令，填充X、Y點數(shù)值,點坐標，如圖4-2。圖4-2數(shù)據填充應復制進接下來將填充得到的301個點坐標對GSDPointSplineLoftFromExcel.xsl文件中;打開選擇2010版本)圖4-3數(shù)據復制CATIA軟件，新建一個part,進入零件設計模塊;圖4-4新建零件GSD_PointSplineLoftFromExcel.xsl文件中的視圖選項卡（微軟一點擊“宏”pjrJPr-IfUD.Mri5MLiT5G3L曲！和門口UowfrKuriAMda-*5ltBI=IrrKB11O.(i.kJE篝t157.帆MtS即g：WIF7.MLWIE：LS7«EH3T3J&a

23、mp;LP7aH2TW勺耳壬33J：wmwn.&IhE8JtLf工必!你博丸a,raMfHC157.T|SKIS通柏海陰LET.再鴕*TM：LZI1HITLSI.1.#H®TLLW.Mmi9：L.tnmM!L5B.BMt33t3.W1L+l55,aiBT?«工IB.5TS325Sz.cjs(mL5Q.«anvi*內卜E：L.Xu.1jijTr/二金一一d1=圖4-5宏在彈出的對話框中選擇“Feuil1.Main”內填寫“3”,單擊“確定,即可自動根據成點和樣條曲線。UserInfo圖4-6宏對話框,單擊“執(zhí)行”后在對話框301個坐標點在CATIA中生ini

24、h*kkdlHia|1farpointsZforpoinbiEplms,Mfior,圖4-7選擇對話框圖4-8坐標點及樣條線由于宏命令能生成的坐標點有限，不能完全生成完整的短幅外擺線，只能通過生成一段短幅外擺線，再通過陣列來做出完整的短幅外擺線。將坐標點隱藏，在XY平面上過原點繪制一條與Y軸夾角為10°的線段L1及一條過原點與夾角為360zp°的線段L2,然后進入創(chuàng)成式外形設計，利用“分割”命令切出一個齒的短幅外擺線;圖4-9繪制分割線圖4-10分割短幅外擺線360利用旋轉命令，將切出的一個齒的短幅外擺線繞Z軸旋轉.360°,Zp勾選“確定后重復對象”復選框，確定

25、后在對話框輸入29,勾選“相對”復選框，點擊確定生成各段短幅外擺線，再用接合命令將每一段短幅外擺線接合起來，最終生成擺線齒輪的短幅外擺線。圖4-11旋轉短幅外擺線圖4-12重復命令圖4-13接合短幅外擺線依照上述步驟生成了擺線齒輪的短幅外擺線，但是這不是我們最終需要的曲線，擺線齒輪的齒形輪廓稱為齒廓線，是針齒沿著短幅外擺線移動一周時，針齒最靠近擺線齒輪圓心的那個點所生成的曲線，因此短幅外擺線與齒廓線的各個點的最小距離即為針齒半徑，在CATIA里可以通過短幅外擺線來生成齒廓線。由于CATIA里的創(chuàng)成式外形曲線模塊里的偏移命令只能用于曲面，因此我們先將短幅外擺線拉升一定的長度，形成短幅外擺面，由于

26、前面計算得擺線齒輪齒寬bc=19mm因此直接拉伸19mn可;圖4-14拉伸短幅外擺線然后通過“偏移”命令來生成齒廓面，由上面計算簡化得針齒半徑二11mm因此將短幅外擺線像圓心偏移11mm即可得到齒寬為19mm勺齒廓曲面；圖4-14偏移短幅外擺線生成齒廓曲面后，進入零件設計模塊，利用封閉曲面命令，將偏移出來的齒廓曲面封閉起來，再將多余的點線面隱藏起來，至此擺線齒輪大致外形建模完成。圖4-15封閉曲面圖4-16擺線齒輪模型五、軸的設計1,曲柄軸的設計功率B(KW)轉矩T2(Nm)轉速n2(r/min)壓力角4.713277.848162o20(1)總結以上數(shù)據：表5-1曲柄軸的參數(shù)二b=735MP

27、aos=540MPa二,二355MPa二200MPa一=70MPadmin=30.17mmd1=d5=30mm(2)選擇軸的材料L5=16mm軸的材料選40Cr鋼，調質處理。其機械性能由機械設計表8-1查得：仃b=735MPa,仃s=540MPa,仃=355MPa,=200MPa,】=70MPa,根據表8-3,取A=10798(3)初步確定軸的直徑由公式初少色算軸的最小直徑為:一P；4731dmin=A3-2=98341=30.17mm:n2I162L1=69mm軸的最小直徑就是所安裝軸承的內徑，因此同時選取30206圓錐滾子軸承，其基本尺寸為dXDmB=30mmM62mmM16mm,因止匕最

28、小軸徑為d1=d5=30mm(4)確定軸的各段直徑和長度軸段和軸段為安裝軸承段，直徑應與所選軸承內徑一樣大，則di=d5=30mm由于軸段僅需安裝軸承，因此長度與軸承內圈寬度一樣，為k=B=16mm軸段為正齒輪安裝軸，因此軸段開有花鍵，便于與正齒輪連接，此外還需安裝軸承，在軸承和正齒輪之間還有輸出軸和主軸承，也即安裝軸承外圈的軸體，厚度為2mm軸承預留問隙為20.75mm因此軸段的長度為Li=C+B+6mm+20.75mm=69mm,其中軸段前端6mmt為卡環(huán)位置；軸段和軸段為曲柄所在段，這兩段直徑長度一樣，但是軸線各偏離軸段軸線6.5mm這兩段也需要安裝圓柱滾子軸承，為了方便軸段和軸段上的圓

29、柱滾子軸承內圈的安裝dAd2=d4=45mmL2=L4=19mmd3=45mmL3=2mm3柄軸=125mm拆卸，軸段和軸段的半徑不得大于上萬二a-2mm即不能超過卜二L<30mmz32mm4mm2mm=33mm根據需要選取N209E圓柱滾子軸承，其基本尺寸為dDB=45mm85mm19mm,因此軸段和軸段的軸徑為d2=d4=45mm,長度L2=L4=b=19mm；軸段其實就是兩個曲柄之間的間距，為了不讓兩個擺線齒輪相互摩擦，設置軸段長度為L3=2mmi軸徑為d3=45mm。軸各段直徑和長度至此已初步確定，曲柄軸總長為壓柄軸=125mm圖5-1曲柄軸2.輸入軸的設計(1)總結以上數(shù)據:表

30、5-2輸入軸的參數(shù)功率F2(KW轉矩T2(N，m)轉速n2(r/min)壓力角4.859114.57640520(2)選擇軸的材料二b=735MPaOs=540MPa二1=355MPa=200MPaJ1=70MPadmin=22.4mm軸的材料選40Cr鋼，調質處理。其機械性能由機械設計表8-1查得：。=735MPa,as=540MPa,=355MPa,Tj=200MPa,卜】=70MPq根據表8-3,取A=10798(3)初步確定軸的直徑由公式初步估算軸的最小直徑為：P-4859dmin=A二9.983；:22.4mm:n2,405由于輸入軸的內部還需有安裝電動機的槽，因此還需計算上電動機輸

31、出軸的尺寸d°=38mm因此初選d二70mm；(4)確定軸的直徑和長度d1=56mmd2=70mmL=150mmL齒=50mm輸入軸需要齒輪來將輸入的動力傳遞給正齒輪，由于輸入齒輪的分度圓直徑d1=52mm,齒頂圓直徑d«=56mm,因此將輸入軸直接做成齒輪軸，則輸入軸齒輪部分直徑為d二56mm,連接電機部分直徑d2=70mm；由于輸入軸幾乎貫穿整個RV減速器，因此軸的長度需在曲柄軸的基礎上再加上支撐法蘭的厚度，主軸承為分離型角接觸球軸承，型號為7654B,其基本尺寸為dDB=270mm330mm30mm因此軸長為L=150mm其中齒輪部分長度為L齒=50mm.圖5-2輸入

32、軸六、減速箱的潤滑方式、潤滑劑及密封方式的設1、 齒輪的潤滑方式及潤滑劑的選擇v=1.47m/s根據浸油齒輪的最大圓周速度v=2河1門=1.47<2m/s,則軸承潤滑方式采用脂潤滑。查機械設計課程設計表14-2,選用鈉基潤滑脂ZN-2(GB/T492-1989)。2、 密封方式的選擇機架的密封采用骨架油封密封，其基本尺寸如表6-1;表6-1高速軸骨架油封軸徑dDb134038020七、其他附件設計定位銷：根據機械設計課程設計表12-2,選取圓柱銷GB/T119.110h845八、運動仿真運動仿真是對組裝好的三維模型進行仿真，以便觀察其運動軌跡和運動模式。首先需要知道的是該變速器的固定件，

33、原動件，被動件及自由度。本次仿真將變速器殼體當作固定件，以輸入軸為原動件，從而帶動正齒輪轉動，而正齒輪通過花鍵與凸輪軸連接起來，帶動凸輪軸轉動，由于凸輪軸的兩個偏心輪通過圓柱滾子軸承連接在兩個擺線齒輪上，因此在凸輪軸轉動的時候，兩個擺線齒輪也會跟著凸輪軸進行交錯運動，此時擺線齒輪上的齒和殼體壁相互嚙合，由于殼體為固定件，因此擺線齒輪相對于殼體運動，從而帶動凸輪軸繞擺線齒輪中心轉動，最終帶動通過軸承連接在凸輪軸上的輸出軸轉動。根據上述運動，首先在CATIA裝配圖里將與外殼固定的部件進行剛性接合，如骨架油封，7654B角接觸球軸承的外圈。（接合國勝1例先1.耀麗1）。髭剛性2例殼J,花s劇海接觸球

34、軸承J）剛性與（:夕俄17654端攪觸球軸幣,2）圖8-2外殼與骨架油封、軸承外圈的剛性接合接著就是輸入軸與正齒輪的齒輪接合，由于正齒輪與凸輪軸之間為剛性接合，因此在這里也可以將凸輪軸代替正齒輪來進行齒輪接合。在CATIA里每創(chuàng)建一個齒輪接合都需要兩個旋轉接合，且這兩個旋轉接合必須是在同一個零件上創(chuàng)建旋轉接合，縱觀整個減速器，可知輸入軸與輸出軸之間有相對轉動，凸輪軸也與輸出軸有相對轉動，因此在這里將輸入軸和凸輪軸均與輸出軸進行旋轉接合，得到兩個旋轉接合，再通過齒輪接合將這兩個旋轉接合結合起來，形成一個齒輪接合，另外兩條凸輪軸也需要重復以上步驟與輸入軸建立齒輪接合。圖8-3輸入軸、凸輪軸與輸出軸

35、的相對位置圖8-4齒輪接合設置對話框舉由輪燈缺軸,1電頻1輸出輒1,華$睜,3i訪人拍J輸出物1）人每旋聲上（曲柄柏3輸出曲1）舉34.10:1痂產物1莊播油1輸出軸.1y-0旋停。（帆人柏.1星出抽&國旋停白闌小白.1曲硒1）市舉齒輪t蜿aMI定輛他自希出知.1+曷疣監(jiān)3詼人泡I.翱出功1）&曷疣轉了；£用拍之生出才1）圖8-5齒輪接合與旋轉接合齒輪接合創(chuàng)建完成后，需要將和曲柄軸連接在一起的零件利用剛性接合連接起來，使得在進行運動仿真的時候，齒輪、卡環(huán)和曲柄軸同步運動。E性肌前朋13正由淤斗取性31正由沱£眠眄憾2nil生證由輪J施柄輯即虺21（卡環(huán)A曲柄

36、軸,1）即性"（卡環(huán)之朋柄軸與陽牲上3（俐三營曬軸.白圖8-6正齒輪、卡環(huán)與輸出軸的剛性接合由于輸入軸與輸出軸、支撐法蘭、殼體、角接觸球軸承均有相對旋轉，而在前面已經有創(chuàng)建輸入軸與輸出軸的旋轉接合，因此若要將輸入軸、輸出軸與殼體連接起來，則可以創(chuàng)建輸入軸與殼體的旋轉接合，或者創(chuàng)建輸出軸與殼體的旋轉接合，以實現(xiàn)輸入軸、輸出軸與殼體三者之間的旋轉。圖8-7輸出軸與殼體的旋轉接合接下來則將與凸輪軸過盈接合的圓柱滾子軸承和圓錐滾子軸承進行剛性接合，由于本裝配是將軸承的內外圈、滾子、保持架先進行部分裝配,然后再進行整體裝配，因此導入后系統(tǒng)默認子裝配里的零件均為剛性接合，若要將內外圈分開分別與相

37、鄰過盈部件進行剛性接合，則可在裝配文件名上右鍵，選擇“*對象一一柔性/剛性子裝配”來轉換裝配性質，然后就可以分別將內外圈與其接觸零件進行剛性接合；另外一種方法則可將軸承當作一個整體，與內/外圈接觸零件進行剛性接合，則與外/內接觸零件進行旋轉接合，也可實現(xiàn)軸承裝配運動。本仿真里由于計算機性能有限，為了減少仿真數(shù)據計算，降低電腦負荷，則將軸承隱藏起來，不加入仿真運動里，直接在凸輪軸與兩個擺線齒輪之間創(chuàng)建旋轉接合O圖8-8轉換裝配性質圖8-9凸輪軸與擺線齒輪之間的旋轉接合接下來創(chuàng)建輸入軸與兩個擺線齒輪之間的運動接合，由于擺線齒輪的中心點與輸入軸的軸線有一個固定的偏心距，因此擺線齒輪的運動軌跡則是以偏心距為半徑，繞輸入軸軸線旋轉的一個圓周運動，因此在輸入軸軸線某一平面上作以偏心距為半徑的一個圓，再在擺線齒輪中心點同一平面創(chuàng)建一個點，使得在裝配體中點位于圓周線上；以上步驟完成后就可以創(chuàng)建輸入軸與兩個擺線齒輪之間的運動接合，選擇“點曲線接合”命令