機械設計說明書-擺線針輪行星減速器的設計

本科畢業(yè)設計（論文）題目：擺線針輪行星減速器的設計擺線針輪行星減速器的設計摘要擺線針輪行星減速器作為重要的機械傳動部件具有體積小、重量輕、傳動效率高的特點。本設計要全面考慮多齒嚙合、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、輪齒均載等要求，同時實現(xiàn)高承載能力、高傳遞效率、高可靠性和優(yōu)良動力性能等多項指標的情況下，還要便于制造、裝配和檢修，因此設計了該具有合理結(jié)構(gòu)的擺線針輪行星減速器。本次設計是對一種帶機架的臥式擺線針輪減速機進行分析研究。其輸入功率P=22Kw，傳動比11，輸出轉(zhuǎn)速為1450r/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(jié)構(gòu)緊湊，適宜短期間斷工作。本文主要從以下幾個方面對針輪輸出針擺行星傳動進行了研究:首先參照傳統(tǒng)針擺行星傳動基本參數(shù)設計計算方法對針輪輸出針擺行星傳動主要零部件的基本參數(shù)進行設計計算，并對傳動系統(tǒng)進行受力分析并計算包括轉(zhuǎn)臂軸承和各支撐軸承的載荷大小，完成包括擺線輪、柱銷等主要零件強度校核計算和軸承的壽命計算，然后利用CAD畫出了主要零件圖和最后的裝配圖。關(guān)鍵詞：擺線輪針輪；齒輪；行星齒輪減速器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(jié)構(gòu)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(gòu)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(jié)構(gòu)特點它主要由四部分組成：（1）行星架H，又稱轉(zhuǎn)臂，由輸入軸和偏心輪組成，偏心輪在兩個偏心方向互成。（2）行星輪C，即擺線輪，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(jié)構(gòu)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,其齒廓是圓柱形，由針齒銷固定在針齒殼上，并在針齒銷上安裝可轉(zhuǎn)動的針齒套，是為了減少針齒銷和擺線輪之間的摩擦和磨損。(4)輸出機構(gòu)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(gòu)。它是由輸出軸上裝的幾根柱銷軸和它在懸臂上套裝的柱銷套一同插入擺線輪的銷孔內(nèi)組成。2.1.3擺線針輪行星傳動的特點(1)傳動比范圍大。(2)體積小、重量輕。(3)效率高。(4)運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。(5)工作可靠，壽命長。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)速也較高的工況下工作(其內(nèi)、外圈的相對轉(zhuǎn)速等于輸入軸與輸出軸一者轉(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，往往須采用加強型的滾子軸承。2.2擺線針輪傳動的嚙合原理2.2.1擺線針輪傳動的齒廓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）式中——變幅系數(shù)。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。（2.2）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0<K1<1;標準外擺線K1=1;長幅外擺線K1>1。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(guān)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(guān)系參看圖2.2。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(2.1),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根據(jù)上述結(jié)果,很容易推導出等同的兩種外擺線基圓半徑的相互關(guān)系為（2.3）兩種外擺線的參數(shù)換算關(guān)系歸納如表2.1表2.1參數(shù)表參數(shù)名稱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Aa擺桿長度aA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2.2短幅外擺線原理圖根據(jù)純滾動原理可知，故，又，于是有，，將與γ的結(jié)果代入上述方程,（2.4）（2.5）式(2.4)與式(2.5)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2.2)：（2.6）（2.7）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（2.8）由此可得擺線輪的齒數(shù)為（2.9）針輪齒數(shù)為（2.10）2.2.2擺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2.3，針齒中心圓半徑為，針齒套外圓半徑為。圖2.3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：（2.11）實際齒廓方程（2.12）——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2.2.3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（2.13）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(2.4)和式(2.5)中x和y分別對取一階和二階導數(shù)后代入的表達式得（2.14）以K1=1代入式(2—14),得標準外擺線的曲率半徑為=-[4A·a/(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(2.14)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(2.14)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＝+（2.15）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，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（2.16）2.3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(gòu)柱銷對擺線輪的作用力，轉(zhuǎn)臂軸承對擺線輪作用力。2.3.1針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力（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圖2.4修形引起的初始嚙合側(cè)隙在，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存在大小不等的初始側(cè)隙，見圖2.4。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：（2.3—1）式中，為第i個針齒相對轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)角，為短幅系數(shù)。圖2.5輪齒嚙合力令，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)隙分布曲線如圖2.6所示圖2.6與的分布曲線（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合點的法線與轉(zhuǎn)臂之間的夾角。（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;——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，2.3.2輸出機構(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，各柱銷對擺線輪作用力總和為式中，——輸出機構(gòu)柱銷數(shù)目（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。（2）輸出機構(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2.3.3轉(zhuǎn)臂軸承的作用力轉(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(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P，則可得方向的分力總和為Y方向的分力總和為＝2.4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(jié)構(gòu)緊湊，擺線輪常用軸承鋼GCr15、GCr15siMn,針齒銷、針齒套、柱銷、套采用GCr15。熱處理硬度常取58～62HRC。2.4.1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，－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。2.4.2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，必須采用三支點針齒。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(jié)構(gòu)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）2.4.3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。2.4.4輸出機構(gòu)柱銷強度計算輸出機構(gòu)柱銷的受力情況，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(jié)構(gòu)已定，按實際結(jié)構(gòu)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?。?.35～1.54箱體的結(jié)構(gòu)設計3擺線針輪減速器的設計3.1擺線輪、針齒、柱銷的計算表3.1擺線針輪減速器的計算項目代號單位計算、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,不帶電機輸入轉(zhuǎn)速r/min1450傳動比11擺線輪齒數(shù)的確定＝11為使擺線輪齒廓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)選材為GCr15,硬度為60HRC以上輸出轉(zhuǎn)矩T由文獻[1]表2.7-8,取=0.92初選短幅系數(shù)＝0.5由文獻[1]表2.7-2,=0.42~0.55初選針徑系數(shù)，由文獻[1]表2.7-3,針齒中心圓半徑mm取取材料為軸承鋼58~62HRC時,=1000~1200MPa擺線輪齒寬bcmm取偏心距amm由文獻[3]表2.7-5查得＝6mm?。?mm實際短幅系數(shù)針徑套半徑mm，?。?2mm驗證齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角＝47.32由文獻[3]表2.7-1及公式2.7-17算得，由計算結(jié)果知，擺線齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角。針齒銷半徑mm?。?mm針齒套壁厚一般為2～6mm。實際針徑系數(shù)若針徑系數(shù)小于1.3，則考慮抽齒一半。齒形修正mm＝0.35，＝0.2考慮合理修形，建立優(yōu)化模型，由計算機求出。齒面最大接觸壓力N其中整個結(jié)果由計算機求出。傳力齒號mnm=2，n=4參看上一章介紹，由計算機求出。擺線輪嚙與針齒最大接觸應力MPa＝1416.7MPa__m~n齒中的最大值。轉(zhuǎn)臂軸承徑向負載N＝＝16988轉(zhuǎn)臂軸承當量負載PN＝1.0516988＝17837時，=1.05時，＝1.1。選擇圓柱滾子軸承mm＝260（0.4～0.5）＝104～130由文獻[13］GB/T283-94，選N2213軸承，d=65,B=31,=142,D=108.5。轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速nr/min＝1582轉(zhuǎn)臂軸承壽命h＝＝10613—壽命指數(shù)，球軸承＝3，滾子軸承＝10/3。針齒銷跨距Lmm由結(jié)構(gòu)及前面的擺線輪寬度，得L＝70采用三支點型式。針齒銷抗彎強度MPa<選用三支點，材料為軸承鋼時＝150～200MPa針齒銷轉(zhuǎn)角rad＝＝0.000618<，材料為軸承鋼時＝0.01～0.03rad。擺線輪齒跟圓直徑mm擺線輪齒頂圓直徑mm擺線輪齒高mm銷孔中心圓直徑mm取，選取時考慮了同一機型輸出機構(gòu)的通用性。間隔環(huán)mm＝15柱銷直徑mm＝21.8?。?2由文獻[1]表2.7—7，取＝22。柱銷套直徑mm＝32由文獻[1]表2.7—7，知＝32擺線輪柱銷孔直徑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。3.2輸出軸的計算結(jié)構(gòu)圖如圖3.1，圖3.1輸出軸結(jié)構(gòu)裝配圖3.2輸出軸的設計計算項目代號單位設計計算、結(jié)果及說明轉(zhuǎn)矩TN·mm前面已經(jīng)算出，T＝1466353輸出轉(zhuǎn)速r/min初步確定軸的最小直徑mm選材為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15-3，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[12］表14-1，＝1.3，＝由文獻[13]表8-7，選HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，軸孔徑為d=60,半聯(lián)軸器L＝142mm，?。?12mm。軸結(jié)構(gòu)設計其裝配結(jié)構(gòu)圖如圖4-1，上選用滾動深溝球軸承6214，由文獻[13]表6—1查得，d=70,D=125,B=24,=79，則可知=70，=65；上選用深溝球軸承6215，，D=130，B=25，=84，所以，=75，所以，=22，=30，=120，套筒長93，外圈直徑84。軸承端蓋由減速器結(jié)構(gòu)定，總寬度為33mm。軸上聯(lián)軸器定位采用平鍵聯(lián)接，由文獻[13]GB/T1095-1979，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借過渡配合來保證，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。求軸上載荷N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。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。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左側(cè)即可。2）截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)＝421875抗扭截面系數(shù)＝84375彎矩＝560050＝280000扭矩T＝1466353截面上的彎曲應力＝6.637MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應力＝17.38MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻［12］表15-1，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及，按文獻［12］表3-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得＝2.0，＝1.3；又由[12]附圖3-1，可得材料敏性系數(shù)為，＝0.85。故有效應力集中系數(shù)為＝1.82＝1.26由文獻［12］附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.67；由文獻［12］附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82。軸按磨削加工，又附圖的表面質(zhì)量系數(shù)為＝0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式得綜合系數(shù)值為＝2.8＝1.62又由文獻［12］及3-2得碳鋼的特性系數(shù)＝0.1，＝0.05于是，計算安全系數(shù)值，則得＝20.2110.62＝9.40S＝0.05故可知其安全。3.3輸入軸的計算其結(jié)構(gòu)裝配圖如圖3.2圖3.2輸入軸結(jié)構(gòu)裝配圖表3.3輸入軸的計算項目代號單位計算、結(jié)果、說明轉(zhuǎn)矩TN·mm由前面已經(jīng)算出，T＝144897公稱轉(zhuǎn)矩N·mm由文獻[12］表14-1，?。?.3，＝初步確定軸的最小直徑mm選材為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻［12］表15-3，取A0＝110，mm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[13]GB/T，選取圓柱滾子軸承N406，d=30mm,D=90mm,B=23mm,=57.2KN。校核該軸承：該軸承符合壽命要求，所以，＝30mm,=25mm軸的結(jié)構(gòu)設計其裝配結(jié)構(gòu)圖如圖4-2，上選用滾動深溝球軸承6408，由文獻[13]表6—1查得，d=40,D=110,B=27,=，則可知=40，=40mm；=24mm,由減速器的結(jié)構(gòu)知，＝75mm，＝18mm。軸上第4-5段與聯(lián)軸器相配合,由文獻[13]表8-7，選HL3彈性柱銷聯(lián)軸器，軸孔徑為d=35,半聯(lián)軸器＝70mm，取＝60mm。軸承端蓋由減速器結(jié)構(gòu)定，總寬度為57mm。軸上偏心輪和聯(lián)軸器周向定位采用平鍵聯(lián)接，由文獻[13]GB/T1095-1979，分別選用平鍵＝和=,鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證聯(lián)軸器與軸的配合及偏心輪與軸的配合，選擇配合為H7/k6和H7/h6，滾動軸承與軸的周向定位借過渡配合來保證，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.力的計算由前面知，作用點到、作用點的距離相等，都為54mm，按彎扭合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面2）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21.49Mpa，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。精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面截面4、5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4、均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面2、3、4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2、3上的應力最大。所以只需校核2截面，顯然左側(cè)比右側(cè)直徑小，因而該軸只需校核截面2左側(cè)即可。2）截面2左側(cè)抗彎截面系數(shù)＝42875抗扭截面系數(shù)＝85750彎矩＝917352扭矩T＝144897截面上的彎曲應力＝11.89MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應力＝1.69MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[12]表15-1，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及，按文獻[12]表3-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得＝1.34，＝1.66；又由文獻[12]附圖3-1，可得材料敏性系數(shù)為，＝0.85。故有效應力集中系數(shù)為＝1.2788＝1.561由文獻［12］附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.95；由文獻［12］附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.9。軸按磨削加工，又附圖的表面質(zhì)量系數(shù)為＝0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式得綜合系數(shù)值為＝2.8＝1.62又由文獻［12］及3-2得碳鋼的特性系數(shù)＝0.1，＝0.05于是，計算安全系數(shù)值，則得＝20.2110.62＝9.40S＝0.05故可知其安全。4箱體的結(jié)構(gòu)設計4.1箱體的結(jié)構(gòu)設計準則和要求箱體設計首先要考慮箱體內(nèi)零件的布置及與箱體外部零件的關(guān)系，如車床按兩頂尖要求等高，確定箱體的形狀和尺寸，此外還應考慮以下問題：滿足強度和剛度要求。對受力很大的箱體零件，滿足強度是一個重要問題；但對于大多數(shù)箱體，評定性能的主要指標是剛度，因為箱體的剛度不僅影響傳動零件的正常工作，而且還影響部件的工作精度。散熱性能和熱變形問題。箱體內(nèi)零件摩擦發(fā)熱使?jié)櫥驼扯茸兓绊懫錆櫥阅?；溫度升高使箱體產(chǎn)生熱變形，尤其是溫度不均勻分布的熱變形和熱應力，對箱體的精度和強度有很大的影響。結(jié)構(gòu)設計合理。如支點的安排、筋的布置、開孔位置和連接結(jié)構(gòu)的設計等均要有利于提高箱體的強度和剛度。工藝性好。包括毛坯制造、機械加工及熱處理、裝配調(diào)整、安裝固定、吊裝運輸、維護修理等各方面的工藝性。5.造型好、質(zhì)量小連接和固定速器箱體使用以支持和固定軸系零件并保證傳動件的嚙合精度和良好潤滑及軸系可靠密封的重要零件，其重量越占減速器總重的30～50％，因此設計機體結(jié)構(gòu)時必須綜合考慮傳動質(zhì)量、加工工藝及成本等。減速器箱體常用灰鑄鐵制造?；诣T鐵具有良好的鑄造性能和減振性能，易獲得美觀外形，適宜于批量生產(chǎn)。對于重載或受沖擊載荷的減速器也可采用鑄鋼箱體。單件生產(chǎn)的減速器可采用鋼板焊接的箱體，其制造工藝簡單、生產(chǎn)周期短、材料省、重量輕、成本低，但對焊接技術(shù)要求較高。減速器機體可以采用剖分式或整體式，剖分式機體結(jié)構(gòu)被廣泛使用，其剖分面多與傳動零件軸線平面重合，一般減速器只有一個剖分面，但有些由兩個剖分面。臥式減速器箱體常沿軸心線所在平面剖分成箱座和箱蓋兩部分，這樣有利于箱體制造和便于軸系零件的裝拆。設計機體時應在三個基本視圖上同時進行，并考慮以下價格方面的問題：4.1.1機體應具有足夠的剛度箱體剖分面應加工平整，要由足夠的寬度；螺栓間距應不大于100～150mm,以保證箱體的密封性。箱體連接處的剛度主要是結(jié)合面的變形和位移，它包括結(jié)合面的接觸變形，連接螺釘?shù)淖冃魏瓦B接部位的局部變形。為了保證連接剛應注意以下幾個方面的問題：

(1)重要結(jié)合面表面粗糙度值Ra應不大于3.2um，接觸表面粗糙度值越小，則接觸剛度越好。

(2)合理選擇聯(lián)結(jié)螺釘?shù)闹睆胶蛿?shù)量，保證結(jié)合面的預緊力。為了保證結(jié)合面之間的壓強，又不使螺釘直徑太大，結(jié)合面的實際接觸面積在允許范圍內(nèi)盡可能減小。如圖19-9。

(3)合理設計聯(lián)結(jié)部位的結(jié)構(gòu)4.1.2應考慮便于機體內(nèi)零件的潤滑、密封及散熱一般減速器其傳動件圓周速度v≤12m/s,常采用浸油潤滑，當圓周速度v≥12m/s時應采用噴油潤滑。機體內(nèi)應有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱，同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不應小于30～50mm。由此即可決定機座的高度。一般單級減速器每傳遞1KW功率，約需油量為0.35～0.7L，潤滑油粘度大時，則用量較大，多級減速器則按級數(shù)成比例增加。4.1.3機體要有良好的工藝性（1）滿足鑄造工藝的要求；造型力求簡單，壁厚均勻、過渡平緩，設置拔模斜度、活塊等以利于起模。（2）滿足加工工藝的要求，加工面與非加工面要分開，減少加工面積，為減少箱體上的機加工面積，應使加工面與非加工面分別處于不同表面。箱體上安裝軸承蓋、檢查孔蓋、通氣器、油標尺、放油螺塞以及與地基結(jié)合面處應設計凸臺，而螺栓頭和螺母支承面加工時應锪出沉頭座，同一軸線上兩軸承孔的直徑、精度和表面精糙度應盡量一致，以便于一次走刀加工。同一側(cè)的各軸承座端面最好位于同一平面內(nèi)，兩側(cè)軸承座端面應相對于箱體中心平面對稱，以便于加工和檢驗。凸臺及沉頭座加工方法。4.2減速器箱體密封 減速器箱體密封包括軸承座端面與軸承端蓋之間的密封和減速器剖分面的密封兩方面：(1）軸承座端面與軸承端蓋之間的密封，對于凸緣式端蓋采用墊片的形式進行密封，此處的墊片還可以起到調(diào)整軸系軸向位置的作用；對于嵌入式端蓋，多采用O型密封圈進行密封。必要時可在密封表面涂密封膠以增強密封效果。（2）減速器剖分面的密封處，聯(lián)接凸緣應有足夠的厚度，聯(lián)接表面應精铇，表面粗糙度應不大于6.3，密封要求高的表面要經(jīng)過刮研，為了提高密封性，在機座凸緣上常銑出回油溝，凸緣聯(lián)接螺栓之間的距離不宜太大，不大于100～150mm，并盡量均勻布置，以保證剖分面處的密封性，在剖分面上不可以使用墊片，必要時可在密封表面涂密封膠以增強密封效果。5三維建模及仿真5.1軟件簡介5.5.1ProE的發(fā)展Pro/ENGINEERWildfire是美國PTC公司推出的一套從設計到加工制造一體化三維設計分析軟件，已經(jīng)在機械、電子、航空、航天、汽車、船舶、軍工、建筑、輕工紡織等領(lǐng)域得到了廣泛應用。由于其強大的功能，Pro/ENGINEERWildfire已經(jīng)成為結(jié)構(gòu)設計師和制造工程師進行產(chǎn)品設計與制造的得力助手。Pro/ENGINEER自1988年問世以來，二十幾年間已經(jīng)成為全世界及中國地區(qū)最普及的三維CAD系統(tǒng)。ProE在今日儼然成為三維CAD系統(tǒng)的標準軟件，廣泛應用于汽車電子、通信、機械、模具等各行業(yè)。ProE可謂是全方位的三維產(chǎn)品開發(fā)軟件，整合了零件設計、零件裝配、產(chǎn)品設計、塑料磨具設計、工程圖制作、造型設計、動畫制作等功能于一體，其模塊眾多、且學習殊為不易。5.5.2ProE的基本特性ProE的基本特性包括：（1）以特征作為設計單位（2）三維實體模型（3）參數(shù)式設計（4）工程數(shù)據(jù)同步化。5.2建模過程三維造型的步驟（1）理想模型的設計這里應該了解主要的設計參數(shù)、關(guān)鍵的設計結(jié)構(gòu)和設計約束等設計情況。（2）主體結(jié)構(gòu)造型找出模型的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)，如主要輪廓和關(guān)鍵定位孔等結(jié)構(gòu)。關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的確定會對造型過程起到關(guān)鍵性作用。對于復雜模型而言，模型的分解是造型的關(guān)鍵。如果一個結(jié)構(gòu)不能直接用三維特征造型來完成，就需要找到該結(jié)構(gòu)的某個二維輪廓特征。然后用拉伸、旋轉(zhuǎn)或掃描的方法，還可以用曲面造型的方法來建立該模型。（3）零件的相關(guān)性設計ProE允許用戶在建模完成之后，再建立零件之間的參數(shù)關(guān)系。但更直接的方法是在造型中就直接引用相關(guān)參數(shù)。（4）細節(jié)特征設計細節(jié)特征設計一般放在造型的后期階段，一般不要在早期階段進行這些細節(jié)設計，這樣會大大加長設計周期。5.3仿真結(jié)果5.3.1擺線輪擺線輪是一個盤式結(jié)構(gòu)，其上均勻分布孔的零件，它最大的特征是擺線輪廓；此零件三維建模的難點也在于擺線輪廓的繪制。圖5.1擺線輪5.2.2箱體由于箱體的形狀很復雜，所以分割體很多，合理的建模順序是很重要的；另外建模應該以數(shù)據(jù)作為基礎。圖5.2箱體圖5.3針齒殼5.2.3輸出軸輸出軸的主要特征都和圓有關(guān)，主要利用圓柱、圓臺、草繪拉伸，打孔、布爾運算等操作將其繪出。圖5.4輸出軸5.3虛擬裝配應用前述建立的擺線針輪減速器三維零件進行虛擬裝配，首先進行子裝配，如軸承，柱銷與柱銷套，針齒與針齒套，輸入軸與偏心輪，輸出軸和住銷及軸承與軸等。完成子裝配工作后，進行總裝配，依照從內(nèi)到外的順序，先裝配輸入軸，輸出軸，再裝配兩個擺線輪，再裝配針齒銷和針齒殼，最后裝附件，得到減速器完整的裝配，圖5-6為內(nèi)部主要零部件的爆炸圖。裝配過程中的裝配順序是非常重要的，裝配順序是否合理，直接影響到裝配的質(zhì)量好壞。圖5-8為擺線針輪減速器及其相關(guān)零件虛擬裝配圖。零件裝配好了以后，進行裝配體的干涉檢查，以便確定裝配體中各零件之間是否存在實體邊界沖突(即干涉)、沖突發(fā)生在何處、進而為消除沖突做好準備。一般對零件較多或裝配要求較嚴格的裝配體，應該裝配好—個零件就進行一次裝配檢查，這樣可以及時發(fā)現(xiàn)錯誤，及時修正。圖5.5主要件裝配爆炸圖圖5.6擺線輪與輸出軸6結(jié)論研究完本課題，通過理論學習和設計計算，可得到如下結(jié)論：（1）雖然大學四年學習了很多的專業(yè)課程，但是要系統(tǒng)的運用去完成一次設計還是有困難的。于此同時我發(fā)現(xiàn)自己對知識掌握的不牢固和欠缺給設計帶來很大的困難，而且要完成畢業(yè)設計需要許多廣泛而系統(tǒng)的知識。在此次設計中除了要熟悉、鞏固以往學過的基礎知識外，還要自己去學習、掌握新的知識，虛心向他人請教，畢業(yè)設計確實是一節(jié)生動深刻的大課。（2）擺線針輪傳動同漸開線少齒差行星傳動一樣，具有減速比大、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、效率高等優(yōu)點，被廣泛用于冶金機械、食品工業(yè)、軍工、礦山等領(lǐng)域。此外，與漸開線少齒差行星傳動相比，由于它有近半數(shù)的齒同時嚙合，因此，它的承載能力更大，使用壽命更長；同時，它無齒頂相碰和齒廓重疊干涉等問題，具有更大的適應性，越來越受世界各國重視。它的主要弱點是工藝復雜，加工成本較高。（3）在擺線針輪減速器裝置的設計中：為使擺線輪的承載能力最大，建立了數(shù)學模型，并用計算機求解，選擇了最優(yōu)的齒頂修形參數(shù);在針齒殼的設計中，采用了三支點式的齒銷，控制了針齒的彎曲變形;在裝置的布置中，兩片擺線輪成布置，這樣能使軸的受力平衡，減少W機構(gòu)中軸承的受力，提高該軸承的壽命。（4）本設計中一個亮點是利用三維proE軟件對減速機進行設計，包括建模，虛擬裝配和生成工程圖紙。其中的難點是擺線輪齒廓的生成，在解決這個問題方面，擺線輪的建模用proE自身的表達式計算功能生成擺線輪齒廓。采用三維proE進行可視化產(chǎn)品設計，能在產(chǎn)品設計階段看到擺線針輪減速器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)和外觀實體，可對不合理的結(jié)構(gòu)進行改進，檢驗擺線針輪減速器設計的可裝配性和可拆卸性，并進行裝配效率分析。利用可視化產(chǎn)品設計，可以減少對物理原型的需要，直觀地展示裝配體結(jié)構(gòu)和裝配過程，測量和分析裝配性能。應用虛擬裝配和虛擬制造技術(shù)，可以降低了研究和應用的成本，提高裝配的質(zhì)量，縮短產(chǎn)品開發(fā)的周期產(chǎn)生最大的經(jīng)濟效益。參考文獻[1]孫恒.機械原理[M].高等教育出版社,2009卷（期）：41-80[2]機械設計手冊編輯委員會.機械設計手冊（3）（新版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005卷（期）：35-87[3]機械設計手冊編輯委員會.