基于proe的擺線針輪減速器創(chuàng)新設(shè)計含仿真【三維PROE】【7張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】

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美國國家自然科學基金。先進研究計劃中心。國防部等投資1.4億美元進行小型及微型機電系統(tǒng)（MEMS）技術(shù)研究，美國國家自然科學基金會預言：小型及微型機械將成為新興的大規(guī)模產(chǎn)業(yè)，將能引起一場新的產(chǎn)業(yè)革命。美國的大學、國家實驗室和公司已有大量的MEMS研究小組，并有幾種實用化的MEMS產(chǎn)品進入市場。歐共體為了加強各國之間的組織和合作，成立了多功能小型及微型系統(tǒng)研究合作機構(gòu)（NEXUS）組織。德國制定微機械系統(tǒng)技術(shù)計劃，并發(fā)展了一種用于小型及細微加工的LIGA技術(shù)。 我國擺線針輪減速機研究起步也不晚，已經(jīng)建立了一些較為先進的基礎(chǔ)實驗設(shè)施，并在基礎(chǔ)研究和相關(guān)技術(shù)方面取得了一些有特色的成果，有些已經(jīng)達到國際先進水平。2002年，國家投入數(shù)億元人民幣進行MEMS研究與開發(fā)，逐步建立起我國MEMS研發(fā)體系和產(chǎn)業(yè)化基地，提高我國在MEMS領(lǐng)域的核心競爭力，為推動MEMS的可持續(xù)發(fā)展和產(chǎn)業(yè)化打下良好的基礎(chǔ)，并在某些方面進入國際領(lǐng)先水平，隨著中國經(jīng)濟的高速發(fā)展，在航天小型及微型技術(shù)、生物醫(yī)學工程等領(lǐng)域，比如：微型傳感器、小型及微型執(zhí)行機構(gòu)、超小動力傳遞系統(tǒng)、手術(shù)機器人關(guān)節(jié)驅(qū)動等系統(tǒng)的應用越來越廣泛在家電產(chǎn)品、汽車附件、辦公設(shè)備、住宅設(shè)備、高級玩具等自動化、智能化等方面的要求也日趨提高，功率為幾瓦到幾十瓦的減速器應用場合越來越多。在日本，住友重機株式會社每年生產(chǎn)大量的小型擺線針輪減速器用于如復印機、銀幕卷動機、窗簾自動收放機以及高級電動玩具等小型及微型場合?？梢灶A見，隨著計算機技術(shù)、網(wǎng)絡技術(shù)的進一步發(fā)展，隨著人口老齡化趨勢對自動化、智能化要求的加強，家用的小型及微型減速器的應用也將會大為提高。小型擺線針輪減速器，不僅具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比范圍大、壽命長等擺線傳動的特點，而且具有重量輕、震動噪聲低、價格低廉以及外表美觀等特點，可以把小型擺線針輪減速器的使用空間拓寬到家用和商用的廣闊領(lǐng)域。 目前已獲得日益廣泛使用的行星傳動機構(gòu)是動力傳遞機構(gòu)之一，行星齒輪傳動機構(gòu)使用了多個行星輪來進行功率分流，從而有效地提高了其承載能力，同時還具有良好的同軸性。多年來，人們一直把行星傳動機構(gòu)看作是一種結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小，且能傳遞較大扭矩的傳動機構(gòu)，當然，這是將它與普通的齒輪傳動機構(gòu)相比較而言。近幾年，隨著細微加工技術(shù)的出現(xiàn)和發(fā)展，這方面的研制工作已取得了長足的進步。 1.2課題研究內(nèi)容 本課題以研究擺線針型行星傳動減速器為主要目標，了解國內(nèi)外的行星傳動技術(shù)，以及發(fā)展方向。掌握傳統(tǒng)型針擺傳動的工作原理，根據(jù)當前掌握知識及學習分析并確定0.75KW擺線針輪的整體設(shè)計。 1）分析并確定擺線針輪減速器的總體結(jié)構(gòu)，完成方案設(shè)計和結(jié)構(gòu)分析。 2）通過進行理論分析和設(shè)計計算，合理選擇擺線針輪減速器結(jié)構(gòu)參數(shù)及幾何參數(shù)。 3）進行受力分析及強度校核。 第2章 擺線針輪減速器總體設(shè)計 2.1 擺線針輪減速器的傳動原理與結(jié)構(gòu)特點 2.1.1 擺線針輪的傳動原理 圖所示為擺線針輪示意圖。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(shè)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,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(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)。 圖3－2 擺線針輪減速器基本結(jié)構(gòu)圖 1.輸出軸 2.機座 2.針齒殼 4.針齒套 5.針齒銷 6.擺線輪 7.銷軸套 8.銷軸 9.偏心輪 10.主動軸 圖3－2為擺線針輪傳動的典型結(jié)構(gòu) 2.1.3 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)。 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(guān)系歸納如表3－1 表3－1 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(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 （2.1——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3－3 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, （2.1——4） （2.1——5） 式(2.1——4)與式(2.1——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） （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） 2.1.4 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2-4，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 2.1.5 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 （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=-[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(2.1——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，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） 2.2 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。 2.2.1 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3—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)隙分布曲線如圖3—7所示 圖3—7 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(shè)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(shè)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(shè)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(shè)，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(shè)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， 2.2.2 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(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，＝處力臂最大，必先接觸，受力最大，彈性變形也最大，設(shè)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(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 2.2.3 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 ＝ 2.3 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。 2.3.1 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。 2.3.2 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=2.5.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） 2.3.3 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。 2.3.4 輸出機構(gòu)柱銷強度計算 輸出機構(gòu)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(shè)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)，一般情況下取＝1.35～1.5 第3章 擺線針輪減速器的設(shè)計計算 3.1擺線輪、針齒、柱銷的計算 設(shè)計計算如下： 項目 代號 單位 計算、結(jié)果及說明 功率 0.75 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 1000 傳動比 10 擺線輪齒數(shù)的確定 ＝10 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,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 bc mm 取 偏心距 a mm 由文獻[3]表2.7-5查得?。?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 取＝7mm 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 m n m=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 P N ＝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/T282-94，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 n r/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 L mm 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4-1， 圖3-1 輸出軸結(jié)構(gòu)裝配圖 設(shè)計計算如下： 項目 代號 單位 設(shè)計計算、結(jié)果及說明 轉(zhuǎn)矩 T N·mm 前面已經(jīng)算出 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(shè)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 ＝6.637 MPa 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2-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得 ＝2.0，＝1.3；又由[12]附圖2-1，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2-2得尺寸系數(shù)=0.67 ；由文獻［12］附圖2-3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2-2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 ＝20.21 10.62 ＝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4-2 圖4-2 輸入軸結(jié)構(gòu)裝配圖 項目 代號 單位 計算、結(jié)果、說明 轉(zhuǎn)矩 T N·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，取＝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=30 mm,D=90 mm,B=23 mm, =57.2 KN。 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(shè)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， 得，＝8494N，＝8494N。 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 21.49 Mpa， 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 ＝11.89 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力＝1.69 MPa 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2-2查取，因，，經(jīng)插值后可查得 ＝1.34，＝1.66；又由文獻[12]附圖2-1，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2-2得尺寸系數(shù)=0.95 ；由文獻［12］附圖2-3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2-2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 ＝20.21 10.62 ＝9.40S＝0.05 故可知其安全。 3.4 潤滑與密封 本減速機采用油浴潤滑，潤滑油選擇中極齒輪油。若在低溫或高溫環(huán)境以及在啟動頻煩的場合，須跟據(jù)情況重新選擇適宜潤滑油。對于本減速器，在嚴重惡劣負荷條件中工作時，推薦采用雙曲線齒輪油。 密封件選擇J型無骨架油封。 針齒殼上開有溝槽，油浸深度為20～40mm。 結(jié)論 本課題主要研究擺線針輪減速器的設(shè)計，本人在分析現(xiàn)有機械傳動的基礎(chǔ)上，并在對擺線針輪減速器結(jié)構(gòu)、原理進行學習、理解的基礎(chǔ)上，重新進行超小型擺線針輪減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計，通過幾何參數(shù)設(shè)計和強度校核，達到了本課題的要求。本課題主要研究與設(shè)計工作結(jié)論如下： 針對課題要求，在充分研究現(xiàn)有成熟的擺線針輪的基礎(chǔ)上，對超小型擺線針輪減速器重新進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計和總體方案設(shè)計。針對超小型擺線針輪與通用的擺線針輪不同，通過理論分析，確定了超小型擺線針輪減速器主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)和幾何參數(shù)。對減速器的關(guān)鍵零件，比如：擺線輪、輸出機構(gòu)等進行了受力分析和強度校核。 參考文獻 [1] 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