機械畢業(yè)設計（論文）-FA擺線針輪行星傳動裝置的建模及運動仿真【全套圖紙PROE三維】

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1、江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 江江蘇蘇科技大學科技大學蘇蘇州理工學州理工學 院院 0909 屆畢業(yè)設計（論文）屆畢業(yè)設計（論文） FAFA 擺線針輪行星傳動裝置的建模及運動仿真擺線針輪行星傳動裝置的建模及運動仿真 系系 部：部： 機械系機械系 專業(yè)名稱：專業(yè)名稱： 機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化 班班 級：級： 學學 號：號： 作作 者者: : 指導教師指導教師: : 2012 年年 05 月月 26 日日 江蘇科技大學本科畢業(yè)論文 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)論文 FA 擺線針輪行星傳動裝置的建模及運動仿 真 F

2、A Cycloid gear Modeling and Simulation 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 江江 蘇蘇 科科 技技 大大 學學 蘇蘇 州州 理理 工工 學學 院院 畢業(yè)設計畢業(yè)設計（ （論論文）任文）任務書務書 系系 部：部： 機械工程學院 專專 業(yè)業(yè)： ：機械設計制造及其自動化 學學 號：號： 0942823136 姓姓 名：名： 指指導導教教師師： ： 職職 稱：稱： 講師 2013 年年 3 月月 2 日日 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 畢業(yè)設計（論文）題目：畢業(yè)設計（論文）題目： FA 擺線針

3、輪行星傳動裝置的建模及運動仿真 一、一、畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容及要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、達 到的指標和應做的實驗等） (1) 調(diào)研收集分析擺線針輪行星傳動效率的有關資料，撰寫開 題報告； (2) 研究三片擺線輪行星傳動裝置的傳動特點，完成三片擺線 輪針輪行星傳動的設計計算； (3) 基于傳統(tǒng)的擺線針輪行星傳動的結構設計基礎上，完成三 片擺線輪行星傳動裝置的結構設計; (4) 完成三片擺線輪行星傳動裝置的建模與運動仿真； (5)撰寫畢業(yè)設計論文。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 二、二、完成后應交的作業(yè)（包括各種說明書、圖紙等） 1. 畢業(yè)設計論文一份（不少于 1.5 萬字）

4、； 2. 外文譯文一篇（不少于 5000 英文單詞）； 3.三片擺線輪行星傳動裝置裝配圖及零件圖一套。 三、三、完成日期及進度 畢業(yè)設計自 2013 年 3 月 25 日起至 2013 年 6 月 14 日止。 進度安排： 1. 3 月 25 日3 月 27 日：翻譯外文文獻，并上傳系統(tǒng)； 2. 3 月 28 日4 月 15 日：完成畢業(yè)設計課題文獻檢索，并精讀相 關文獻（至少 10 篇），撰寫文獻綜述，簡述國內(nèi)外現(xiàn)狀，撰寫開題報 告； 3. 4 月 16 日5 月 10 日：完成三片擺線輪行星傳動裝置的設計 計算及三片擺線輪行星傳動裝置的結構設計； 4. 5 月 11 日5 月 19 日：完

5、成三片擺線輪行星傳動裝置的建模 與運動仿真； 5. 5 月 20 日6 月 8 日：撰寫畢業(yè)設計論文； 6. 6 月 8 日6 月 9 日：完成答辯 ppt，并準備答辯 6. 6 月 10 日6 月 14 日：答辯并整理材料。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 四、主要參考資料（包括書刊名稱、出版年月等）: 1. 關天民，雷蕾.FA新型擺線針輪行星傳動裝置的反求設計.中 國機械工程.2002(3)。 2. 李力行，關天民，王子孚.大型擺線針輪行星傳動的合理結構和 齒形.機械工程學報 ，1988，(3):24.28-32。 3 CYCLOID FA 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設

6、計（論文） 10 （2）在新型傳動裝置中,針齒僅發(fā)生了接觸變形,而沒有發(fā)生彎曲變形,在校 核針齒強度過程中,針齒所允許達到的接觸強度比彎曲強度大的多，所以允許的 安全范圍更大，這也就使得新型減速器允許的轉矩更大 ； （3）在滿足強度的前提下,減小了針齒半徑。 3.2 偏心方向參數(shù)的確定偏心方向參數(shù)的確定 傳統(tǒng)兩片擺線輪傳動裝置結構兩個齒輪偏心方向相差 180 度，傳統(tǒng)的嚙合 理論表示：偏心相反一方面可以實現(xiàn)靜平衡,但是一片擺線輪齒只能與一半數(shù)量 的針齒嚙合,與此不同的是兩片擺線輪可以與全部針齒嚙合,所以新型擺線輪傳動 裝置更加合理化在布置方面。 新型擺線輪傳動裝置的結構形狀無法從樣本中得到確定

7、，因此需要進行一 些偏心方向上的分析,得出結論有兩種:(1)偏心方向相差 180 度方案(圖 3-2 左)。 即擺線輪 1,3 的偏心方向相同,和擺線輪 2 相差 180 度,在保持靜平衡的時候,擺線 輪 2 的厚度應該為 1,3 擺線輪厚度之和。這種設計保證了動平衡和靜平衡。(2) 偏向方向相差 120 度(圖 3-2 右)。三擺線輪的偏心方向在圓周上相鄰 120 度,這 種設計保證了靜平衡 圖 3-2 傳統(tǒng)和新型擺線輪傳動裝置 對以上兩種設計方案進行受力分析:設計方案一中的一片擺線輪中的針齒與 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 11 柱銷雖然達到了半數(shù)的嚙合而且嚙合角度為 18

8、0 度;但是,實際應用時,為了彌補 制造方面的誤差，對齒輪進行和的潤滑，調(diào)整擺線輪齒廓和柱銷孔的尺寸，使 其達到合理的修行,調(diào)整后減小的柱銷孔與柱銷達到嚙合,這時齒輪的嚙合區(qū)間大 約為 90 度;調(diào)整后增大的柱銷孔和柱銷嚙合,這時齒輪的嚙合區(qū)間同樣大約為 90 度,大約有 2 至 3 個柱銷受力的作用。第一種設計方案中,第一個和第三個擺線輪 嚙合的針齒與柱銷會重復受力,隨著扭矩大幅的增大，針齒和柱銷受到的重復力 會增加的更多,與此同時這三片擺線輪的轉臂軸承又需要達到一定的統(tǒng)一與互換， 從多方面考慮決定放棄第一種設計方案。而方案 2 中外力比較均勻的分布在針 齒和柱銷與擺線輪之間,擺線輪的針齒與

9、柱銷又達到較高的統(tǒng)一性和互換性,決定 采取低二中設計方案。 3.3 修形方式和修形量參數(shù)的確定修形方式和修形量參數(shù)的確定 標準的擺線輪與針齒通過無間隙嚙合傳動,在嚙合的同時一半的針齒和擺 線輪通過嚙合傳遞力與能量,然而在實際的生產(chǎn)當中,需要對理論上的擺線輪的尺 寸進行合理的修形，其主要目的是彌補尺寸鏈的誤差，是針齒以擺線輪之間的 間隙合理以方便潤滑，簡化拆裝的過程，從而獲得尺寸合理的齒廓，修形后的 擺線輪較計算出來的尺寸稍小，從相關的資料中總結出 3 中較為常用的修形方 法： （1）移距修形(修形量為):保持其它參數(shù)一定，實際的中心圓半徑從理 p r 論的針齒的方向上向擺線輪中心的方向減少了一

10、個修形量值。 （2）等距修形(修形量為):保持其它參數(shù)一定,實際的砂輪半徑相對于理 rp r 論的增加了一個修形量值少。 （3）轉角修形(修形量為 ):保持其它參數(shù)一定,擺線輪相對于理論的針齒嚙 合位置繞中心，向兩個不同方向各轉動一個修形量的角度,從而減小了加工 出來的擺線輪的尺寸,修形后的擺線輪齒廓和針齒齒廓互為一對共軛齒廓。 因為擺線輪的齒根和齒頂間不存在徑向間隙,所以這組擺線輪不能單獨使用, 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 12 只可以通過移距修形的組合使用。同時,因為調(diào)整轉角修形量的過程比較復 雜,所以大大增加了磨齒的時間。通過上述修形后的齒輪的傳動齒廓和針齒 互為共軛齒

11、廓，所以只有在功率大批量小的情況下生產(chǎn)。 進行適當?shù)男扌魏蟮臄[線輪上的柱銷孔和柱銷之間才能達到嚙合,其主要方 法是增加柱銷孔的半徑。 相比于傳統(tǒng)的擺線輪傳動裝置，這次設計的裝置增大了其所能傳遞的功率， 使得回轉誤差減小，針對于不同的工作環(huán)境，對新型擺線輪提出 2 中組合式的 修形方法。 1) “ 正 移 距 十 正 等 距 ” 修 形 方 式 令行星輪齒根和齒頂之間的徑向間隙為,所以,當時， prp rr prp rr 就是說只要在齒根和齒頂間保留一定的間隙，就可以有利于潤滑。 運用“正 移 距 + 正 等 距 ” 組合修形時,假設的值不變,優(yōu)化修形量,從而得 到在主要受力區(qū)內(nèi)經(jīng)修形后的齒形和

12、針齒最接近共扼齒廓,最佳的受力狀況,但是,該 修形方法回轉角達到最大,所以上述方法只適用于通用傳動中,在高回轉精度的機 構中并不適用。 2)“負 等 距 + 負 移 距 ”組 合 修 形 所 產(chǎn) 生 的 回 轉 角 此時時,選擇時,通過這種修形方法得到的齒廓會 prp rr prp rr0 在行星輪的齒頂與齒根部分產(chǎn)生間隙，這樣就使得制造過程中的誤差得到補償、 簡化了安裝和拆卸的過程,在主要傳力的區(qū)域內(nèi)提高了回轉誤差的精度，得到滿 足預定回轉角時的修形量為: ）（ min (3-1) )1 (1/()(r 22 1min , kZc p (3-2) , rp r p r 江蘇科技大學蘇州理工學

13、院本科畢業(yè)設計（論文） 13 適用“ 負 等 距 + 負 移 距 ”組合修形的方法使得擺線輪的齒根和齒廓間產(chǎn)生 了間隙,使得回轉角達到預定值,這種修形方法也有弊端，在初始的接觸傳動階段， 間隙分布不均勻，受力不均勻，同時浪費了部分承載力的資源來實現(xiàn)較小的回 轉角。在高回轉精度的傳動裝置中可以實現(xiàn)這種修形方法。 針對于這次設計選用第一種修形方法，即正移距與正等距結合的修形方法。 3.4 優(yōu)化參數(shù)優(yōu)化參數(shù) 在優(yōu)化約束中應用了之前已有的研究成果,柱銷孔與擺線輪的關系如圖 3- 2，假設齒根和柱銷孔之間的最小距離為1、柱銷孔和擺線輪內(nèi)孔之間的最小 距離為2、相鄰兩柱銷孔之間的最小距離為3,一般機械設計

14、的建議為 0.06 減少到 0.04,由相關的資料的到日本某公司 80 系列的某些產(chǎn)品也接近 0.04 p r p r 值。 p r 圖 3-2 柱銷孔與擺線輪的關系 在選擇合理參數(shù)的過程中減少這三個參數(shù)也是十分重要的,這可以使偏心 距、柱銷甚至轉臂軸承的型號增加。分析研究得出:擺線輪和針齒的材料為 Gcr15,擺線輪齒面所受的的極限接觸應力和軸承鋼所受到的應力相同,大約為 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 14 18002000N/mm ;相比于之前通常生產(chǎn)中確定的H=1200N/mm 的許用接觸 22 應力則沒有試驗驗證。而將傳統(tǒng)的有隙受力分析的方法與最新的受力分析方法 作比較

15、,在一般傳動過程當中，一定合理的修形量作為前提，兩者的最大接觸應 力相差大約為 60%。研究到這里,就可以得出較為合適可靠的許用接觸應力為 1600N/mm。 3.5 三片擺線針輪傳動裝置主要參數(shù)的設計三片擺線針輪傳動裝置主要參數(shù)的設計 在這次設計的過程中，一方面要讓設計的傳動裝置滿足生產(chǎn)的需要，另一 方面要最大限度的使用國產(chǎn)的設備已零件產(chǎn)品，來減少生產(chǎn)的成本，使其具有 通用性。因此這次設計的機構的連接裝置與安裝尺寸保持與國外經(jīng)典產(chǎn)品的尺 寸一致。 3.5.13.5.1 行星輪的齒形參數(shù)行星輪的齒形參數(shù) 選用的發(fā)動機參數(shù)如下 額 定 輸 入 功 率p=4.6 kw 輸 入 軸 轉 速n=1 5

16、 00 r/min 傳 動 比 ,=5 9 12 i 針 齒 中 心 圓 直 徑 = 170 mm, 半徑 =85 mm p d p r 設計過程: 傳動比 的計算12 i 這次設計的傳動機構為齒差傳動。傳動比為=59,擺線輪齒數(shù)，12 i 59Z 12 i c 針輪齒數(shù) 。601Z c Z p 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 15 3.5.1.23.5.1.2 偏心距偏心距 a a 和短幅系數(shù)和短幅系數(shù) k1k1 的計算的計算 是短幅系數(shù),主要影響到載荷能力和齒廓曲線,大約在 0.45 到 0.85,以實際 1 k 生產(chǎn)當中的經(jīng)驗認為 k1 大約取 0.65 最為合適。故令 k

17、1=0.6,便可以求解到偏心 距 a . (3-3) pp Zrk/*a 1 =6x85/60=0.85 查表得偏心距取 0.75mm,反之驗算短幅系數(shù) k1 (3-4) pp rZa/*k1 =0.75*60/85=0.52941 3.5.1.33.5.1.3 針齒的半徑的計算針齒的半徑的計算 由于這次設計的擺線輪傳動裝置的傳動比較大，沒有針齒套，所以只要計 算針齒的半徑。 未來避免針齒的根切現(xiàn)象，查閱機械設計手冊來確定最小曲率半徑 。因為 k1=0.52941, (一 2)/(2一 l)=0.49, 0min p p Z p Z 1k1(一 2)/(2一 l) (3-5) p Z p Z

18、所以 =(3-6) 0min p 32 1p ) 1/() 1)(1 (27r pp ZZk =6.038 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 16 防止齒廓的頂切與尖角的現(xiàn)象，令最小曲率半徑4mm。 rp r 針徑系數(shù) k2 的確定,它是 針 輪 上 相 鄰 兩 針 齒 中 心 之 間 的 弦 長 與 針 齒 套 直 徑 的 比 值 。 它的大小顯示了擺線輪上的針齒的分布情況。為了使防止針齒的相 互磕碰，需要使針齒與針齒殼達到一定的強度,值在 1.5 到 2.0 之內(nèi)最為合適， 2 k 但不小于 1.25 到 1.4。當44 時,將針齒數(shù)減少一半,使得0.991.0。 p Z 2

19、k (3-7) rppp rZr/ )/sin(*k2 =85*sin(180/60)/4=1.110.05=4.25mm p r 2=(3-16) www dZ)/180sin(R2 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 19 =2*62sin(180/12)-27.6=4.48mm0.05 p r 3 (3-17)2/2/d wwfc dR =165.5/2 一 62 一 27.6/2=4.46mm0.05 p r 3.5.43.5.4 齒形修正量齒形修正量, ,和和的計算的計算 rp r p r 經(jīng)過以上對新型擺線輪傳動裝置的各參數(shù)計算后,為了提高制造的精度，簡 化裝拆的過程，需

20、要調(diào)整齒根以針齒的間隙尺寸，本設計取=0.1mm。利用 “正等距+正移距”修形方式,通過優(yōu)化,得到最接近共扼齒廓時,所需的最佳移距 修形量為=0.55mm,等距修形量為=0.65mm。 p r rp r 3.6 受力分析受力分析 擺線輪在傳動過程中受到的力由三種力組成，分別是:針齒與擺線輪齒嚙合 的力;柱銷對擺線輪的作用力;轉臂軸承對擺線輪的作用力。 因為這次設計的傳動裝置的嚙合方式是多齒嚙合,所以擺線輪當中的各個齒 輪之間，柱銷孔與軸套之間的受力分布比較復雜。齒輪嚙合受到多方面的影響 如：受力接觸變形，制造過程中的嚙合誤差間隙。為了簡化分析的步驟，將這 次設計當做理想狀態(tài)下的傳動，故而忽略摩

21、擦的影響。 考慮到實際的生產(chǎn)工作中，保證擺線輪行星傳動滿足設計的要求，需要彌 補制造的誤差，簡化拆裝過程，增加傳動效率，保持良好的潤滑環(huán)境，擺線輪 以針齒之間需要保持一定的間隙。所以這次設計的擺線輪應采用有隙嚙合的標 準齒形。 3.6.13.6.1 擺線輪和針齒間的嚙合力擺線輪和針齒間的嚙合力 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 20 在傳統(tǒng)的傳動過程中，為了能夠將擺線輪同時嚙合的齒數(shù)減少到計算嚙合 齒數(shù)的一半，所以要對擺線輪的齒形進行修形。最常用的擺線輪修形方法有三 種，分別是移距，等距，轉角修形法。而在實際的制造當，用的比較多的是等 距修形法和移距修形法。而這次的設計中采用的是正

22、方向上的移距與等距相結 合的修形方法。 3.6.1.13.6.1.1 初始嚙合間隙的計算初始嚙合間隙的計算 該擺線輪的齒形設計需要多種修形方式相互配合作用，將等距，移距綜合 起來考慮,同時要配合零件彈性變形的補償方式，考慮多個齒輪相互嚙合的情況。 否則實際生產(chǎn)中就會變成一個擺線輪齒與針齒嚙合，而其他的齒輪以針齒卻產(chǎn) 生不同的嚙合間隙。有相關的資料查得初始間隙的計算公式 （3-18） i ii p i i rpi kk k r kk r cos*21 sincos*1 * cos*21 sin 1 1 2 1 1 1 2 1 ）（ 表示第 i 個 針 齒 相 對 于 轉 臂 的 轉 角 度 i

23、若,表示起始嚙合間隙為 0 的時候的轉角度數(shù),若無載荷 10i arccosk 1 的時候，只在的地方產(chǎn)生一對嚙合的齒輪。轉角從 0 度到 180 度 10 arccosk 1 變化時的初始時刻嚙合分布曲線圖見圖 3-3。 高規(guī)格十分撒地方啊飛灑艾絲凡安守范安撫暗示發(fā)送方安紹芳暗示發(fā)送方的 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 21 圖 3-3 轉角從 0 度到 180 度變化時的初始時刻嚙合分布曲線圖 1 3.6.1.23.6.1.2 擺線輪與針齒同時嚙合時候的齒數(shù)分析擺線輪與針齒同時嚙合時候的齒數(shù)分析 當擺線針輪傳遞力的時候，此時的力矩為 。在力矩的作用過程中,擺線 c T 輪的齒

24、輪和針齒發(fā)生接觸，產(chǎn)生變形,針輪轉過一定的角度，在研究的過程 中忽略擺線輪的整體，針齒殼的尺寸以及彎矩變形的影響，則在 擺 線 輪 各 嚙 合 點 公 法 線 方 向 的 總 變 形 或 在 待 嚙 合 點 公 法 線 方 向 的 位移 為 1 （ 3-19） 11 2 1 i cos*21 sin kk i 式中:表示受力最大處的最大變形 max 本次研究認為在機構傳遞扭矩的過程中,當位移大 于 起 始 位 置 嚙 合 間 c T 1 隙的各個齒輪間將會發(fā)生嚙合， 然而小于起始間隙的齒輪則不會發(fā)生嚙合。位 移的曲線如下圖。由圖可以看出實線與點化線有兩個交點和，在這兩個 1 m n 角度之間的

25、齒輪才是真正嚙合而且受力的輪齒。經(jīng)過一些合理的修形，保證嚙 合的傳遞力的角度應大約在 90 度范圍里。由此可以看出，在實際的傳動過程中， 新型的三片擺線輪的結構沒有交叉的力的作用范圍，以上數(shù)據(jù)驗證了這一點。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 22 3.6.1.33.6.1.3 對齒形擺線輪進行修形與針齒嚙合的過程中受力情況對齒形擺線輪進行修形與針齒嚙合的過程中受力情況 這一部分主要討論齒輪嚙合傳動過程中，受力最大的齒輪的受力情況，令 它為。經(jīng)過上述修形過程后的擺線輪的齒形針輪產(chǎn)生有隙嚙合的過程中， max F 具有以下特點：齒輪傳動傳動過程中，傳力的齒數(shù)并不是其齒數(shù)的一半；這次 設

26、計采用的修形方式使得擺線輪與針齒嚙合之間存在起始時的間隙，在修形量 不同的地方，初始間隙的差別較大。 若令 Fi 正比于,按上述公式得出,在傳動過程中的相互嚙合的傳力齒輪中）（ i1 的第 i 個齒輪的受力如下: i F *（3-20） max )( F ii i max F 令任意一片擺線輪上的轉矩是，該轉矩從第 m 個齒到第 m 個齒輪傳遞，力 c T 矩平衡公式如下： （3-21） i n mi c i c l r l F* )( *T max max 考慮到和 綜合公式得 max *rc*l ii （3-22） i n mi i c i c l r l F max max )( *T

27、在傳統(tǒng)的傳達裝置中，變形量的最大值是接觸變形量與彎曲變形量的綜合。 而在這次設計的新型擺線輪是臥枕式的針齒結構，可以將彎曲變形忽略，即得 到。 maxmax 這次設計的擺線輪減速器中的三片擺線輪受到的扭矩相同，但是在實際生 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 23 產(chǎn)中的受力不會均勻，故而每個擺線輪傳遞的扭矩為。T c 35 . 0 T 3.7 柱銷套與擺線輪之間的嚙合作用力柱銷套與擺線輪之間的嚙合作用力 這次設計的擺線輪機構中，擺線輪與針齒在嚙合時的作用力的情況相同， 在柱銷與柱銷孔接觸時，一半的柱銷在傳力，又因為新型擺線輪采用的是 3 個 齒輪以 120 度的偏心角度分布，故而這

28、三個擺線輪的柱銷與齒輪間會出現(xiàn)交叉 作用。 3.7.13.7.1 柱銷的孔與套間的初始間隙柱銷的孔與套間的初始間隙 在實際的生產(chǎn)當中，盡可能的會彌補制造誤差，創(chuàng)造合理的潤滑環(huán)境，簡 化裝配過程，擺線針輪的實際柱銷孔要比理論的大，兩者之間存在一定的間隙。 （3-23） ww rr , T 其中 分別表示柱銷孔的理論值與實際值。 w r , rw 由于柱銷套與柱銷間的間隙的存在，實際與理論上的柱銷套與柱銷會存在 以下間隙的區(qū)別，如下圖 3-4。 圖 3-4 柱銷套與柱銷間的間隙實際與理論差別 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 24 當設計的機構當中沒有載荷的時候，在導套和銷孔之間存在一

29、定的間隙， 所以兩者要在轉過一定的角度才會發(fā)生接觸，這個角度設為，在柱銷套對于 回轉中心的力臂最大的地方成 90 度，由此可以得出在為 90 度處柱銷與柱 1 1 銷孔最先接觸，而其余的柱銷在轉過一定的角度后會與柱銷產(chǎn)生間隙。如上圖 所示， 最 小 公 共 轉 角 的 大 小 為 （3-24） ；而 對 其 他 位 置 的 柱 銷，在 處 的 w R/T 1 初 始 間 隙 為 為 （3-25） 。 t Q)sin1 (Q it T 3.7.23.7.2 同時傳遞扭矩的柱銷數(shù)的確定同時傳遞扭矩的柱銷數(shù)的確定 在該機構傳遞扭矩的時候，成 90 度的地方，力臂產(chǎn)生最大值，在該處最先產(chǎn)生接 i 觸，

30、受力也最大，產(chǎn)生最大的彈性變形。在計算中，令任意一柱銷受力后的彈性變形量為 ，經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)正比于力臂，得到以下公式： i i i l （3-26） wi i Rl max 由此可以得出判斷傳遞扭矩的原則：若，則柱銷在該處不會產(chǎn)生扭矩；反之，柱 i i Q 銷在該處一定會傳遞扭矩。 經(jīng)過上述理論的研究可得出結論：求出最大變形量，就可以求解出擺 max 線輪旋轉一周過程中，任意柱銷傳遞轉矩的角度范圍以及這一時刻同時傳遞柱 銷的數(shù)量。 3.7.33.7.3 輸出機構的柱銷套與擺線輪間的作用力輸出機構的柱銷套與擺線輪間的作用力 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 25 在傳遞力的過程中柱銷套起

31、到了重要的作用，所以一定要減小起始時的間 隙，故而柱銷套和柱銷孔之間的作用力正比于，令柱銷套受到的最 1 W i Q i 大力為，有下列關系： max W （3-27） max max i i W W Qi （3-28） max W ii i Q （3-29） maxmaxmax f n 其中：表 示 柱 銷 套 與 擺 線 輪 上 柱 銷 孔 沿 接 觸 點 公 法 線 方 向 上 的 接 觸 變 wmax 形 （3-30） ) 16 ( 3 2 * )1 (2 2 max 2 wmax c rr In b W E wrw （ 3-31） a rr b W E rww* * )1 ( 10*

32、99 . 4 *2c max 2 3 其中 表示柱 銷 的 彎 曲 變 形 , 柱 銷 采 用 懸 臂 梁 結 構。 max f （3-32） EJ LwW f 3 * 3 max max cb5 . 0lw1 cb w 5 . 1l 2 cb w 25 . 2l 3 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 26 （3-33） 64 * J 4 sw d 令這次設計的擺線輪的轉矩從第 m 個柱銷傳遞到第 n 個柱銷，由此根據(jù)力矩平 衡可以得到以下公式 （3-34） n mi ii Wl*T 整理以上公式，同時滿足，就有以下結論 w i R l max i * （3-35） n mi i

33、i w i w l Q R l W*)(*T max max 即這次設計的擺線輪所傳遞的轉矩決定了擺線輪與柱銷的受力。 321 TT wWw TT 其中擺線輪中，的數(shù)值是經(jīng)過受力分析后得出的。 1 Tw 2 Tw 3 Tw 擺線輪的懸臂輸出機構如圖 3-5 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 27 圖 3-5 擺線輪的懸臂輸出機構 3.7.43.7.4 力力 矩矩 的的 計計 算算 過過 程程 這次設計的擺線輪傳動裝置中的柱銷采用的是懸臂式的，由于不一樣的 結構，所以這三片擺線輪中的任意一個柱銷孔與柱銷套的嚙合力， max1 W ，以及每片行星輪上的最大變形量均不盡相同。分 max2

34、 W max3 W max3max2max1 , 析上式，不難發(fā)現(xiàn)這樣的方程求解有較大的困難。故而在實際的計算當中，應 采用迭代的方法來求解改方程。假定第一個擺線輪所傳遞的轉矩為一定值， 1w T 以上方程的求解過程如下： 令起初的最大的接觸應力/2,帶入公式得到，并求得)(W maxmaxmax0ba WW 0max ，帶入公式得到,如此一直迭代，直到，直到滿足 nmI, I 1max W 0max0max1max 001 . 0 WWW 條件。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 28 3.8 轉轉 臂臂 軸軸 承承 的的 作作 用用 力力 計計 算算 在擺線輪轉動的時候，轉臂軸

35、承上承受的力由兩部分組成：針齒的水平合力與垂直合 力以及柱銷上的作用合力。結合上述分析，現(xiàn)在只要計算在實際狀況下的針齒作用力以 i F 及柱銷的作用力。 i W 3.8.13.8.1 針齒的作用力的合力針齒的作用力的合力 與與的計算的計算 參看圖 3-6 ix F iy F 圖 3-6 擺線輪的針齒從第 m 個到第 n 個進行傳力，其 中 第 i 個 針 齒 的 受 力 為 ,在 坐 標 軸 當 中， i F 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 29 與 X 軸 的 夾 角 為 ， 則有 i F 1 （3-36） )* 2 sin( )* 2 cos( tg 1 1 i Z ki Z

36、 p p I 從 mn, 在 水 平 和 垂 直 方 向 上 的 合 力 分 別 為 和，則有 i F ix F iy F （3-37） 1 cosF n mi iix F （3-37） 1 sinF n mi i iy F 3.8.23.8.2 柱柱 銷銷 作作 用用 力力 合合 力力 的的 計計 算算 i W 分析以上的計算結果，傳動中受到力作用的柱銷從第 m 個到第 n 個，設第 i 個柱銷受 到的接觸力為，有 i W （3-38） n mi ii WW 3.8.33.8.3 徑徑 向向 力力 P P r r 的的 計計 算算 （ 3-39） 22 r )()(P iiyix WFF 轉

37、 臂 軸 承 的 當 量 動 載 荷 為 其中表示動 載 系 數(shù) , 平 穩(wěn) 載 荷 下 , rp Pf *P p f 當時，當。mmdp38005 . 1 p f1 . 1,380 pp fmmd 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 30 3.8.4 轉 臂 軸 承 的 壽 命 計 算 查看相關的資料，依據(jù)轉臂軸承的額定的載荷，在實際生產(chǎn)中的轉臂軸承的工作壽命是在 外載荷 P 施加上計算的，可靠度達到 0.9 的時候，轉臂軸承能夠工作的時間。 （3-40） 60* 10 *)(L 6 9 . 0 nHP C 其中 表示的是滾 子 滾 動 體 3 10 C 表示基 本 額 定 動 載

38、 荷 轉 臂 軸 承 內(nèi) 外 圈 的 相 對 的 轉 速 H n （ 3-41）n Zc H *) 1 1 (n 3.9 驗算針齒及輸出機構強度驗算針齒及輸出機構強度 對于這次設計的三片擺線輪新型傳動裝置，需要達到以下幾個條件，傳動 結構需要緊湊，強度需要達到一定的程度，故而需要校核裝置的零件的強度。 查閱機械設計的相關資料，歸納出擺線輪行星傳動的幾個失效的主要形式： （1）在新型擺線輪傳動過程中，齒輪和針齒嚙合的時候，在齒面上會出現(xiàn) 點蝕和膠合，這種失效的形式時最為常見的，主要發(fā)生在傳遞功率較大，生產(chǎn) 制造有比較大的誤差以及齒輪潤滑環(huán)境不佳的時候。 （2）在傳動的機構中的擺線輪銷孔與銷軸嚙合

39、傳動過程中，由于長時間的 接觸則會發(fā)生例如膠合，疲勞點蝕以及柱銷斷裂。這種失效形式主要發(fā)生在載 荷過重，工作制動經(jīng)常間斷的情形下，在這時的柱銷通常最容易斷裂。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 31 （3）在傳動機構上的載荷較為大或者持續(xù)工作較長時間的時候，轉臂軸承 也會發(fā)生疲勞斷裂，由此便會導致傳動機構的承載能力減少，軸承壽命也大大 降低。 （4）機構在經(jīng)常工作以及載荷過重的時候，機構的外殼會在受到外力作用 下產(chǎn)生裂縫。 以防上述情況的發(fā)生，需要對零件進行強度校核。 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

40、 擺 線 輪 與 針 齒 間 的 接 觸 強 度 計 算 , 齒 面 接 觸 應 力 按 下 式 計 算 : （ 4-42） ei H * * 416 . 0 b FE ic HP 其中:表 示 針 齒 與 擺 線 輪 在 某 一 位 置 嚙 合 中 的 作 用 力 , 前 面 己 求 出。 i F 表示當量彈性模量 （3-43） ，擺線輪和針齒的材料都是 c E 21 21* 2 EE EE Ec ，所以有SiMnrC 15GMPaEE c 205000E 21 表示當 量 曲 率 半 徑 mm ,可以按照上述公式計算。 ei rpi rpi r r * ei 由于三片擺線輪的針齒的嚙合點不

41、相同，所以嚙合過程中的作用力與當量 曲率半徑也不相同，在強度校核的時候，把在嚙合傳動中嚙合齒輪中的最大 ei i F 值代入下列公式中 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 32 （3-44） HP ei iei F b E maxmaxH )(428. 0 其中表 示 許 用 接 觸 應 力，用 制 造 的 擺 線 輪 和 針 齒 硬 度 為 HP SiMnGCr15 ，取 。CHR6359MPa1700 HP 2）輸 出 機 構 柱 銷 的 強 度 計 算 在三片擺線針輪傳動的過程中，柱銷的強度時最為重要的也是最容易斷裂 的，這次設計的柱銷比齒輪的針齒要少，而且生產(chǎn)制造安裝的誤差影

42、響到了柱 銷的回轉中心，因此在實際生產(chǎn)中實際尺寸比理論尺寸要大，但是另一方面擺 線輪的殼體尺寸影響了軸銷的尺寸，所以需要進行數(shù)據(jù)計算后擴大住校的尺寸， 這樣才能防止失效形式的產(chǎn)生，因此十分有必要對其進行校核強度。 3）柱 銷 銷 軸 的 彎 曲 強 度 計 算 這次設計的擺線輪傳動機構中的柱銷起到了輸出能量的作用，相當于懸 臂梁的作用，所以需要增加機構中柱銷的長度，相比較來說越離擺線輪端部近 的地方越是會產(chǎn)生比較大的彎曲應力，因此校核的工作就十分必要。柱銷的彎 曲應力可以通過以下公式計算: （3-45） BP sw w d LW 3 max w 32 K 其中 L 表示柱 銷 的 最 大 受

43、力 和 采 用 的 懸 臂 梁 長 度 ,由 前 面 求 得 , 并 且 max W 要 對 三 片 擺 線 輪 分 別 進 行 強 度 計 算 。 表示制 造 及 安 裝 誤 差 對 柱 銷 載 荷 影 響 系 數(shù)，通 常 情 況下 取1.36 w K 表示許 用 彎 曲 應 力 ,材 料 為 ，令 BP SiMnGCr15Mpa200 BP 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 33 4）柱 銷 套 與 柱 銷 孔 的 接 觸 強 度 計 算 用下式計算擺線輪的柱銷孔與柱銷套的接觸壓力 （3-46） HP max H 419 . 0 db EW d 其中 表 示 柱 銷 套 和 柱

44、 銷 孔 間 的 最 大 作 用 力，又 上 述 計 算 得 當 量 彈 性 max W 模 量 （ 3-47） ，因 擺 線 輪 與 柱 銷 套 為 軸 承 鋼，所 以 有 21 21 2 E EE EE d ，其 中（ 3-47） 。 5 21 10*2.02EEE d a ar rwrw r*)( d 由實際生產(chǎn)中發(fā)現(xiàn)，柱 銷 套 的 接 觸 強 度 比 彎 曲 強 度 高 的 多 ，因此，柱銷 的直徑主要滿足彎曲強度。 第四章第四章 三片擺線針輪行星傳動裝置的三維建模三片擺線針輪行星傳動裝置的三維建模 在這次設計的傳動裝置中,包括以下零件：擺 線 輪、針 齒 殼、法 蘭 端 蓋、偏 心

45、 套、輸 出 法 蘭、針 齒、柱 銷、柱 銷 套、擋 環(huán)、間 隔 環(huán)、套 環(huán)。 建模的過程如下:計算三 片擺線輪的各零件的尺寸，然后使用 pro/e 和 SolidWorks 等軟件構造出個零件 的三維造型，將各個零件進行裝配，得到設計的機構的三維造型，最后進行運 動仿真。 4.14.1 各個主要零件和裝配體的三維造型各個主要零件和裝配體的三維造型 1.擺線輪的三維建模 首先進入的是草圖繪制，繪制出導向套的二維草圖，然后進行拉伸、切除， 生成頭部的三維實體模型，需要注意的是要保證尺寸的準確性。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 34 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 3

46、5 2.針齒殼的建模 首先應該選擇的是草圖繪制進行草繪模式，繪制出身體的二維草圖， 接著進行拉伸，生成三維實體模型。然后結合設計的尺寸，在圓柱上進 行切除孔的操作。需要注意的是，孔的大小和位置比較重要，關系到裝 配。所以在建模的過程中，應該正確的完成。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 36 3.法蘭盤的三維建模 首先進入的是草圖繪制，繪制出法蘭盤尺寸的二維草圖，然后進行拉伸、 切除，根據(jù)計算出的孔的位置和銷孔的深度，生成外殼的三維實體模型，需要 注意的是要保證尺寸的準確性 4.法蘭盤殼的三維建模 首先進入的是草圖繪制，根據(jù)法蘭盤的尺寸，繪制出法蘭盤殼體的 江蘇科技大學蘇州理工學院

47、本科畢業(yè)設計（論文） 37 二維草圖，然后進行拉伸、切除，生成尾部的三維實體模型，然后再在 內(nèi)表面畫二維草圖再進行拉伸，需要注意的是要保證尺寸的準確性。 5.偏心軸的三維建模 首先進入的是草圖繪制，根據(jù)設計的三片擺線輪的位置與偏心距， 繪制出偏心軸的二維草圖，然后進行拉伸、切除，生成偏心軸的三維實 體模型，需要注意的是要保證尺寸的準確性。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 38 6.柱銷、柱銷套、墊圈的三維建模 首先進入的是草圖繪制，根據(jù)設計的三片擺線輪個主要零件的位置， 繪制出各個小零件的二維草圖，然后進行拉伸、切除，生成三片擺線輪 各個零件的三維實體模型，需要注意的是要保證尺寸

48、的準確性。 柱銷 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 39 柱銷套 各個墊圈 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 40 7.裝配體的裝配 針齒和針齒殼的裝配 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 41 偏心軸與各個墊圈與軸承的配合 法蘭盤和柱銷與柱銷套的裝配 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 42 外殼的裝配體 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 43 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 44 結語 本次課題就三片擺線針輪新型針擺傳動系列的傳動過程進行了深入的研究， 參考傳統(tǒng)的擺線輪傳動裝置的設計，結合新型三片擺線輪的結構優(yōu)勢，準確的

49、 對三片擺線針輪結構進行三維造型和仿真運動。通過這次的研究，為研制工業(yè) 智能回轉裝置的高承載力合高回轉精度傳動的機構提供了可靠的理論基礎。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 45 致謝 本論文是在我的導師王淑妍老師的悉心指導下完成的。在半年的學習時間 里,導師認真的治學態(tài)度和豐富的專業(yè)知識令我受益匪淺,并使我學到了許多進 行科學研究的有益方法。治學以外,導師也在生活中給予了我無微不至的關心和 愛護,使我學到了對今后人生有益的道理。對此我表示衷心感謝。 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 46 參 考 文 獻 1. 關天民，雷蕾.FA新型擺線針輪行星傳動裝置的反求設計.中國

50、機械工程 .2002(3)。 2. 李力行，關天民，王子孚.大型擺線針輪行星傳動的合理結構和齒形.機 械工程學報 ，1988，(3):24.28-32。 3 CYCLOID FA&1FAseries，產(chǎn)品樣本R，住友重機械工業(yè)會社，1996. 4 C. Gorla, P. Davoli, F. Rosa, et al., Theoretical and experimental analysis of a cycloid speed reducer, Journal of Mechanical Design,130 (11) ,2008, 112604,doi:10.1115/1.297834

51、2 (8 pages). 5 Bingkui,C., Shuyan, W., Xujun, J., Manufacturing method for the conic cycloidal gear pair, Chinese Journal of Mechanical engineering, 43(1), 2007, pp.147-151 6. 汪萬清等.封閉差動輪系三基本構件傳動效率計算法的研究.機械,1987,(1). 7 關天民，孫英時.超小型擺線針輪行星傳動及其受力分析.機械設計與制 造.2001(3)。 8 關天民，萬朝燕.三片擺線輪新型針擺傳動理論及其受力分析.大連鐵道 學院學報.1999(3):48-51。 9 張展.實用機械傳動設計手冊.科學出版社.1994。 10 李力行.論擺線針輪行星傳動新產(chǎn)品開發(fā).大連鐵道學院學報. 1992(l):16 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 47 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 48 江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)設計（論文） 49