毕业设计论文-摆线针轮行星减速器的设计.doc

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1、毕业设计论文-摆线针轮行星减速器的设计 摘要摆线针轮行星减速器作为重要的机械传动部件具有体积小、重量轻、传动效率高的特点。本设计在全面考虑多齿啮合、运转平稳、轮齿均载等运动学和动力学的要求，实现高承载能力、高传递效率、高可靠性和优良动力学性能等指标，而且要便于制造、装配和检修，设计了该具有合理结构的摆线针轮行星减速器。本设计建立了合理的动力分析数学模型，对摆线针轮传动中的摆线轮、转臂轴承、柱销及轴进行准确的受力分析，并其求解。计算并校核主要件的强度及转臂轴承、各支承轴承的寿命，分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。利用Auto CAD软件对摆线针轮减速器各零件建立几何三维模型、摆线针轮减

2、速器虚拟装配及工程图生成。用本文的方法设计摆线针轮减速器，具有设计快捷、方便等特点。研究结果对提高设计的速度、质量具有重要意义。关键词：摆线传动 摆线轮 UG AbstractThe cycloid?gear reducer is one of the most important transmission components of the pumping unit by its smaller volume，lighter weight and effective transmission. In order to realize four targets which include hi

3、gh transmission efficiency, high reliability and the excellent dynamics performance and guarantee credible lubricate ability, receive high efficiency of transmission, and make it easy for manufacture, assembly and inspection, we thought over all the requests in the round and design the rational stru

4、cture cycloid?gear reducer.In this design，we built the exact force analysis mathematical model of the cycloid?gear reducer, analyzed the forces born by the cycloid-gear, the bearings and the shaft, and produce the Matlab language software analyze of the forces analysis. We analyzed the forces of par

5、ts in the cycloid?gear reducer and calculated the intensity and the life of parts. From analyzed the results, we found the parts are our requests.When we establish the three?dimensional structure of the Planet?cycloid Reducer model with the software UG，Carry on visual design and virtual assemble and

6、 drawing paperThe result of study have the guide meaning to accelerate design speed and quantities of the Planet?cycloid ReducerKeywords：Planet?cycloid Reducer; Cycloid ; UG第一章 绪论在科技飞速开展的今天,产品设计已经进入了一种全新的三维虚拟现实的设计环境中,以往的那种以二维平面设计模式为代表的设计方式已经逐渐退出“历史舞台,取而代之的是各种先进数字化的三维设计技术。它的应用和开展引起全了社会和生产的巨大变革。减速器是各种

7、机械设备中最常见的部件,它的作用是将电动机转速减少或增加到机械设备所需要的转速, 摆线针轮行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻、效率高等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，所以使用越来越普及，为世界各国所重视。摆线针轮行星传动,简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动一样，同属于K-H-V型行星齿轮传动。摆线针轮传动的主要特征是：行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。摆线针轮减速器,利用摆线针轮行星传动原理制成的一种减速器,它的优点是减速比大、体积小、重量轻、效率高等。1.3 摆线针轮减速器的开展1926年德国人LBraren创造了摆线针轮

8、减速器，他是在少齿差行星传动结构上，首先将变幅外摆线的内侧等距曲线用作行星轮齿廓曲线而把圆形作为中心轮齿廓曲线，和渐开线少齿差行星传动模式一样，保存z?X?F类N型行星齿轮传动。摆线针轮传动较之普通渐开线齿轮或蜗轮传动的优点是：高传动比和高效率；同轴输出，结构体积小和重量轻；传动平稳和噪声低。由于摆线针轮传动同时啮合的齿数要比渐开线外齿轮传动同时啮合的齿数多，因而承载能力较大，啮合效率要高；还由于摆线轮和针轮的轮齿均可淬硬、精磨，较渐开线少齿差传动中内齿轮的被加工性能要好，齿面硬度更高，因而使用寿命要长；加上摆线轮的加工技术已经过关，专业加工设备齐全，摆线轮已纳入专业通用件，在国内已做到通用化

9、批量生产，生产本钱下降，因此摆线针轮传动的减速器当前广为应用。摆线针轮减速技术至今，虽在品种、规格等方面做了不少改良，但再没有作本质、原理上的创新。现今摆线针轮减速器，其原理和结构还是1926年德国的原型。目前，摆线针轮的研究在国内外都在积极开展，日本住友重机械株式会社的“80系列极大提高了性能，从1990年开始，住友机械株式会社在“80系列的根底上推出最新“90样本的摆线针轮减速器，它的机型由15种扩大为21种，传动比由8种扩大为16种。我国对日本提高摆线针轮减速器性能的主要技术措施已进行较深入的分析，而且在赶超世界水平方面也有自己的创新成果，如符合工程实际的对摆线轮与输出机构受力进行分析及

10、摆线轮齿形的优化设计等。摆线针轮减速器所传递的最大功率为132KW，输入轴最高转速为1800r/min。美国在研究直升飞机传动装置时所做的摆线针轮传动试验样机，采用四片摆线轮，可以保证输入轴动平衡的新结构，输入转速达2000r/min，传动功率达205KW。第三章 摆线针轮减速器传动理论与设计方法3.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点3.1.1 摆线针轮行星传动的传动原理图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮，为摆线行星轮，H为系杆，V为输出轴。运动由系杆H输入，通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样，摆线针轮传动也是一种KHV型一齿差行星传动。两者的区别在于：摆线针轮传动中

11、，行星轮的齿廓曲线不是渐开线，而是变态摆线，中心内齿采用了针齿，以称针轮，摆线针轮传动因此而得名。同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为.图31 摆线针轮减速器原理图由于1，故，“表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。3.1.2 摆线针轮减速器的结构特点它主要由四局部组成：1 行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。2 行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线.为使输入轴到达静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双偏心套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚

12、子轴承,而以摆线轮的内外表直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。3 中心轮b,又称针轮,由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销5通常针齿销上还装有针套7组成。4输出机构W, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。图32 摆线针轮减速器根本结构图1.输出轴 2.机座 3.针齿壳 4.针齿套 5.针齿销 6.摆线轮 图32为摆线针轮传动的典型结构3.1.3 摆线针轮传动的啮合原理为了准确描述摆线形成及其分类,我们引进圆的内域和圆的外域这一概念。所谓圆的内域是指圆弧线包容的内部范围,而圆的外域是包容区域以外的范围。按照上述对

13、内域外域的划分,那么外摆线的定义如下:外摆线:滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯滚动,滚圆上定点的轨迹是外摆线。外切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆外切形成的外摆线此时基圆也在滚圆的外域。内切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆内切形成的外摆线此时基圆在滚圆的内域。短幅外摆线:外切外摆线形成过程中,滚圆内域上与滚圆相对固定的某点的轨迹;或内切外摆线形成过程中,滚圆外域上与滚圆相对固定的某点的轨迹。长幅外摆线:与短幅外摆线相反,对外切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的外域;对内切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的内域。短幅外摆线与长幅外摆线通称为变幅外摆线。变幅外摆线变幅的程度用变幅系数来描述,分别称之为短幅

14、系数或长幅系数。外切外摆线的变幅系数定义为摆杆长度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。3.1?1式中?变幅系数。a?外切外摆线摆杆长度?外切外摆线滚圆半径对于内切外摆线而言,变幅系数那么相反,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。3.1?2式中K1?变幅系数r2?内切外摆线滚圆半径A?内切外摆线摆杆长度根据变幅系数K1值的不同范围,将外摆线划分为3类:短幅外摆线0K11;标准外摆线K11;长幅外摆线K11。变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在一定的条件下完全等同。这个等同的条件是,内切外摆线滚圆与基圆的中心距等于外切外摆线的摆杆长度a,相应地外切外摆

15、线滚圆与基圆的中心距等于内切外摆线的摆杆长度A。根据这一等同条件,就可以由外切外摆线的有关参数推算出等同的内切外摆线的对应参数。它们的参数关系参看图33。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r1,滚圆半径为r2,短幅系数为K1,那么外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下长幅外摆线的表示形式完全相同:根据式1,摆杆长度aK1r2;根据等同条件,中心距Ar1+r2。按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内外摆线的滚圆半径为r2k1A;内切外摆线的基圆半径为 两种外摆线的参数换算关系归纳如表31表31参 数 名 称主 要 参 数 代 号变幅外切外摆线变幅内切外摆线基圆半径滚圆半径滚圆与基

16、圆中心距Aa摆杆长度aA根据上述结果,很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的相互关系为 3.1?3短幅外摆线以基圆圆心为原点,以两种外摆线的中心距和短幅系数为参数,以滚圆转角为变量的参数方程建立如下：在以后的表达中将滚圆转角律记为,并称之为相位角。1直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图33 短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有， ， 将与的结果代入上述方程,3.1?4 3.1?5式3.1?4与式3.1?5是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。假设令上两式中的K11,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线,式中的Ar1+r2,ar2。对于内切外摆线,式中的Ar2,Ar2

17、-r1。为了与直角坐标表示的曲线相一致,将Y轴规定为极轴,将极角沿顺时针方向的角度规定为正方向,方程表述如下参看图3?3： 3.1?6 3.1?7同理,K11时,变幅外摆线通用极坐标参数方程变为标准外摆线极坐标方程,参数a和A的变换同上。当动圆绕基圆顺时针方向作纯滚动时，每滚过动圆的周长2时，动圆上的一点B在基圆上就形成一整条外摆线。动圆的周长比基圆的周长长p2-，当圆上的B点在动圆滚过周长再次与圆接触时，应是在圆上的另一点，而，这也就是摆线轮基圆上的一个基节p，即 3.1?8由此可得摆线轮的齿数为3.1?9针轮齿数为 3.1?10摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程由上一节分析，选择摆线轮的几何中心作

18、为原点，通过原点并与摆线轮齿槽对称轴重合的轴线作为轴，见图3-4，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为 。图3-4 摆线轮参数方程图那么摆线轮的直角坐标参数方程式如下：3.1?11实际齿廓方程 3.1?12?针齿中心圆半径 ?针齿套外圆半径 ?转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角 ?针齿数目.5 摆线轮齿廓曲率半径变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 3.1?13式中?变幅外摆线的曲率半径?x对的一阶导数, ?y对的一阶导数, ?x对的二阶导数, ?y对的二阶导数, 将式3.1?4和式3.1?5中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得3.1?14 以K11代入式3.1?14,得标准

19、外摆线的曲率半径为-4A?a/A+asin/2式中 Ar1+r2或Ar2ar2或ar2-r1由本式可知,标准外摆线0,曲线永远呈外凸形状,故它不适于作传动曲线。以K11代入式3.1?14进行运算说明,0,故长幅外摆线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K11代入式3.1?14进行运算说明,曲率半径呈现出由正值经过拐点到负值的多样性变化。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为+ 3.1?15对于外凸的理论齿廓0，当时，理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现，这种情况称为摆线齿廓的“顶切，严重的顶切会破坏连续平稳的啮合，显然是不允许的。当时，0，即摆线轮在该处出现尖角，也应防止，假设为正值，不管取

20、多大的值，都不会发生类似现象。摆线轮是否发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径，而且与针齿齿形半径带针齿套的为套的半径有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 3.1?16摆线针轮传动的受力分析摆线轮在工作过程中主要受三种力：针轮与摆线轮啮合时的作用力;输出机构柱销对摆线轮的作用力，转臂轴承对摆线轮作用力。针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 1确定初始啮合侧隙标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合，在理论上都可到达同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半，但摆线轮齿形只要经过等距，移距或等距加移距修形，如果不考虑零件变形补偿作用，那么多齿同时啮合的条件便不存在，而变为当某一个摆线

21、轮齿和针轮齿接触时，其余的摆线轮齿与针轮齿之间都 图3?5 修形引起的初始啮合侧隙图3?6 轮齿啮合力存在大小不等的初始侧隙，见图3?5。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧隙可按下式表计算：3.2?1式中，为第i个针齿相对转臂的转角，为短幅系数。令，由上式解得，即 这个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在处的一对啮合。从到的初始侧隙分布曲线如图3?7所示图3?7 与的分布曲线2判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的根本原理设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为，在的作用下由于摆线轮与针齿轮的接触变形W及针齿销的弯曲变形f，摆线轮转过一个角，假设摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小，可以忽略

22、不计，那么在摆线轮各啮合点公法线方向的总变形W+f或在待啮合点法线方向的位移为 i1，2，式中 ?加载后，由于传力零件变形所引起的摆线轮的转角； ?第i个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距离?摆线轮节圆半径 ?第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线与转臂之间的夹角。3 针齿与摆线轮齿啮合的作用力假设第i对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形。由于这一假设科学考虑了初始侧隙及受力零件弹性变形的影响，已被实践证明有足够的准确性。按此假设，在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为 式中?在处亦即在或接近于的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中， 这对齿受力最大，故以表

23、示该对齿的受力。设摆线轮上的转矩为由im至in的个齿传递，由力矩平衡条件可得 得最大所受力N为T?输出轴上作用的转矩; ?一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差和结构原因，建议取0.55T；?受力最大的一对啮合齿在最大力的作用下接触点方向的总接触变形，?针齿销在最大力作用下，在力作用点处的弯曲变形。当针齿销为两支点时，当针齿销为三支点时，3.2.2 输出机构的柱销套作用于摆线轮上的力假设柱销孔与柱销套之间没有间隙，根据理论推导，各柱销对摆线轮作用力总和为式中，?输出机构柱销数目1 判断同时传递转矩的柱销数目考虑到分配不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为，T?为摆线轮上输出转矩传递转矩时，处力臂最大，

24、必先接触，受力最大，弹性变形也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为，那么因变形与力臂成正比，可得下述关系：，又因 故 柱销是否传递转矩应按下述原那么判定：如果，那么此处柱销不可能传递转矩；如果，那么此处柱销传递转矩。2输出机构的柱销作用于摆线轮上的力由于柱销要参与传力，必须先消除初始间隙；因此柱销与柱销孔之间的作用力大小应与成正比。设最大受力为，按上述原那么可得由摆线轮力矩平衡条件，整理得3.2.3 转臂轴承的作用力转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点P，那么可得方向的分力总和为 Y方向的分力总和为 转臂轴承对摆线轮

25、的作用力为3.3 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算为了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮常用轴承钢GCr15、GCr15siMn,针齿销、针齿套、柱销、套采用GCr15。热处理硬度常取5862HRC。3.3.1 齿面接触强度计算为防止点蚀和减少产生胶合的可能性，应进行摆线轮齿与针齿间的接触强度计算。根据赫兹公式，齿面接触强度按下式计算式中 针齿与摆线轮啮合的作用力，当量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，2.06105MPa 摆线轮宽度，0.10.15，当量曲率半径。3.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算针齿销承受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引起针齿销与针齿套接触不好，转

26、动不灵活，易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合，并导致摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，即校核其转角值。另外，还必须满足强度的要求。针齿中心圆直径390mm时，通常采用二支点的针齿；时，为提高针齿销的弯曲应力及刚度，改善销、套之间的润滑，必须采用三支点针齿。二支点针齿计算简图，假定在针齿销跨距的一半受均布载荷，那么针齿销的弯曲强应力Mpa和转角rad为三支点的针齿计算，针齿销的弯曲应力和支点处的转角为式中?针齿上作用之最大压力，按式计算N；L?针齿销的跨度mm,通常二支点L3.5.假设实际结构已定，应按实际之L值代入；?针齿销的直径?针齿销许用弯曲应力，针齿销材料为GCr15时，1

27、50200MPa?许用转角，0.0010.0033.3.3 转臂轴承选择因为摆线轮作用于转臂轴承的较大，转臂轴承内外座圈相对转速要高于入轴转速，所以它是摆线针轮传动的薄弱环节。650mm时，可选用带外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径0.40.5，轴承宽度B应大于摆线轮的宽度。3.3.4 输出机构柱销强度计算 输出机构柱销的受力情况见图2.7-31，相当一悬臂梁，在作用下，柱销的弯曲应力为设计时，上式可化为式中 ?间隔环的厚度，针齿为二支点时，三支点时，假设实际结构已定，按实际结构确定。 B?转臂轴承宽度第四章 摆线针轮减速器的设计计算4.1摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下：工程代号单

28、位计算、结果及说明功率22 跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器,不带电机输入转速r/min1450传动比11摆线轮齿数确实定11为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上针轮齿数选材为GCr15,硬度为60HRC以上输出转矩T初选针径系数，由文献1表2.7-3,针齿中心圆半径mm取取材料为轴承钢5862HRC时,10001200MPa摆线轮齿宽bcmm取偏心距amm 由文献3表2.7-5查得6mm取6mm实际短幅系数针径套半径mm，取12mm由文献3表2.7-1及公式2.7-17算得

29、，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。针齿销半径mm取7mm针齿套壁厚一般为26mm。实际针径系数假设针径系数小于1.3，那么考虑抽齿一半。考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。齿面最大接触压力N其中整个结果由计算机求出。传力齿号mnm2， n4参看上一章介绍，由计算机求出。_mn齿中的最大值。转臂轴承径向负载N16988转臂轴承担量负载PN1.051698817837时，1.1。选择圆柱滚子轴承mm2600.40.5104130由文献13GB/T283-94，选N2213轴承，d65,B31,142,D108.5。转臂轴承内外圈相对转速nr/min1582转臂轴承寿命h10613?寿

30、命指数，球轴承3，滚子轴承10/3。针齿销跨距Lmm由结构及前面的摆线轮宽度，得L70采用三支点型式。针齿销抗弯强度MPa选用三支点，材料为轴承钢时150200MPa针齿销转角rad0.000618，材料为轴承钢时0.010.03rad。摆线轮齿跟圆直径mm摆线轮齿顶圆直径mm摆线轮齿高mm销孔中心圆直径mm取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。间隔环mm15取22 由文献1表2.7?7，取22。柱销套直径mm32 由文献1表2.7?7，知32摆线轮柱销孔直径mm为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值：0.15；550mm时，0.20.3。4.2 输出轴的计算结构图如图4-1，图4-

31、1 输出轴结构装配图设计计算如下：工程代号单位设计计算、结果及说明转矩TN?mm前面已经算出，T1466353输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的局部，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩，由文献12表14-1，1.3，由文献13表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d60,半联轴器L142mm，取112mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献13表6?1查得，d70,D125,B24,79，那么可知70，65；上选用深沟

32、球轴承6215，D130，B25， 84，所以，75，所以，22，30，120，套筒长93，外圈直径84。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为33mm。轴上联轴器定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，选用平键，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.5 。求轴上载荷N由前面的轴的结构知， 、受力中心距离为116mm,、受力中心距离为50mm,因5600N，故得8014N ， 2414N 。按弯扭合成应力校核进行校核时，通常

33、只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面4的强度。根据下式及上表中的数值，并取0.6，轴的计算应力28.29Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15?1查得60MPa，因此，故平安。精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面截面2、3、5、9只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面2、3、5、9 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和5 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面4、5上的应力最大。由于5轴径也较大，故不必做强度校核。截面4上应力最大，

34、因而该轴只需校核截面4左侧即可。2截面4左侧抗弯截面系数 421875抗扭截面系数 84375弯矩 560050280000扭矩 T1466353截面上的弯曲应力 6.637 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表3-2查取，因，经插值后可查得2.0，1.3；又由12附图3-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为由文献12附图3-2得尺寸系数0.67 ；由文献12附图3-3的扭转尺寸系数 0.82 。轴未经外表强化处理，即，那么按式得综合系数值为于是，计算平安系数

35、值，那么得故可知其平安。其结构装配图如图4-2图4-2 输入轴结构装配图工程代号单位计算、结果、说明转矩TN?mm由前面已经算出，T144897公称转矩N?mm由文献12表14-1，取1.3，初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然是安装轴承的局部，为了使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献13GB/T ，选取圆柱滚子轴承N406，d30 mm,D90 mm,B23 mm, 57.2 KN。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，30mm, 25mm轴的结构设计其装配结构图如图4-2，上选用滚动深沟球轴承6408，由文献13表

36、6?1查得，d40,D110,B27, ，那么可知40，40mm；24mm,由减速器的结构知，75mm，18mm。轴上第4-5段与联轴器相配合,由文献13表8-7，选HL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d35,半联轴器70mm，取60mm。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为57mm。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，分别选用平键和,键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合及偏心轮与轴的配合，选择配合为H7/k6和H7/h6，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.

37、力的计算由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，得，8494N，8494N。按弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面2的强度。根据下式及上表中的数值，并取0.6，轴的计算应力21.49 Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得60MPa，因此，故平安。精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面截面4、5只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面4 、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 2、3、4 处过渡配合引起的应力集

38、中较为严重；从受载的情况来看，截面2、3上的应力最大。所以只需校核2截面，显然左侧比右侧直径小，因而该轴只需校核截面2左侧即可。2截面2左侧抗弯截面系数 42875抗扭截面系数 85750弯矩 917352扭矩 T144897截面上的弯曲应力 11.89 MPa截面上的扭转切应力1.69 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表3-2查取，因，经插值后可查得1.34，1.66；又由文献12附图3-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为由文献12附图3-2得尺寸系数0

39、.95 ；由文献12附图3-3的扭转尺寸系数 0.9 。轴未经外表强化处理，即，那么按式得综合系数值为于是，计算平安系数值，那么得故可知其平安。4.4 其它零件的设计其它零件的设计见草图，在此不作说明。4.5 润滑与密封本减速机采用油浴润滑，润滑油选择中极齿轮油。假设在低温或高温环境以及在启动频烦的场合，须跟据情况重新选择适宜润滑油。对于本减速器，在严重恶劣负荷条件中工作时，推荐采用双曲线齿轮油。密封件选择J型无骨架油封。针齿壳上开有沟槽，油浸深度为2040mm。 图5-1 摆线轮齿廓 图5-2 摆线轮箱体 图5-3 箱体 图5-4 针齿壳5.1.3 输出轴图5-5 输出轴52虚拟装配图5-6

40、 主要件装配爆炸图图5-7 装配图爆炸图 图5-8 摆线轮与输出轴 图5-9装配最终效果图图5-9 摆线轮零件图试样图5-10 装配图试样第六章 结束语研究完本课题，通过理论学习和设计计算，可得到如下结论：1摆线针轮传动同渐开线少齿差行星传动一样，具有减速比大、结构紧凑、体积小、重量轻、效率高等优点，被广泛用于冶金机械、食品工业、军工、矿山等领域。此外，与渐开线少齿差行星传动相比，由于它有近半数的齿同时啮合，因此，它的承载能力更大，使用寿命更长；同时，它无齿顶相碰和齿廓重叠干预等问题，具有更大的适应性，越来越受世界各国重视。它的主要弱点是工艺复杂，加工本钱较高。2在摆线针轮减速器装置的设计中：

41、为使摆线轮的承载能力最大，建立了数学模型，并用计算机求解，选择了最优的齿顶修形参数;在针齿壳的设计中，采用了三支点式的齿销，控制了针齿的弯曲变形;在装置的布置中，两片摆线轮成布置，这样能使轴的受力平衡，减少W机构中轴承的受力，提高该轴承的寿命。3本设计中一个亮点是利用三维 UG软件对减速机进行设计，包括建模，虚拟装配和生成工程图纸。其中的难点是摆线轮齿廓的生成，在解决这个问题方面，摆线轮的建模用UG自身的表达式计算功能生成摆线轮齿廓。采用三维 UG进行可视化产品设计，能在产品设计阶段看到摆线针轮减速器的内部结构和外观实体，可对不合理的结构进行改良 ，检验摆线针轮减速器设计的可装配性和可拆卸性

42、，并进行装配效率分析。利用可视化产品设计，可以减少对物理原型的需要 ，直观地展示装配体结构和装配过程，测量和分析装配性能 。 应用虚拟装配和虚拟制造技术，可以降低了研究和应用的本钱 ，提高装配的质量 ，缩短产品开发的周期产生最大的经济效益。 致谢在顺利完成设计“基于UG的摆线针轮减速器的设计之际：首先向辛勤指导我的老师罗教授致以衷心的感谢和崇高的敬意，在这大学四年中，罗教授是我很多重要专业课的任课教师，也是我本次毕业设计的指导老师。罗教授丰富的专业知识、严谨的治学态度和科学的指导方法使我终身受益，让我学到很多科学的设计研究的方法。治学之外，教授也在生活中给予无微不至的关心，教我很多有益的人生道理。在此表示感谢！另外，要感谢王老师，感谢他在UG软件应用方面提供的一些有用的操作技巧！感谢机械工程系各领导、各老师在这四年中的教导与关心！感谢家长的关心与支持，感谢同学的