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】

1、<p>　　江蘇科技大學蘇州理工學院</p><p>　　09 屆畢業(yè)設計（論文）</p><p>　　FA擺線針輪行星傳動裝置的建模及運動仿真</p><p>　　系 部： 機械系 </p><p>　　專業(yè)名稱： 機械設計制造及其自動化 </p><p>

2、;　　班 級： </p><p>　　學 號： </p><p>　　作 者: </p><p>　　指導教師: </p><p>　　2012年05月26日</p><p>　　江蘇科技大學本科

3、畢業(yè)論文</p><p>　　江蘇科技大學蘇州理工學院本科畢業(yè)論文</p><p>　　FA擺線針輪行星傳動裝置的建模及運動仿真</p><p>　　FA Cycloid gear Modeling and Simulation</p><p>　　全套圖紙，加153893706</p><p>　　江蘇科技大學蘇州理

4、工學院</p><p>　　畢業(yè)設計（論文）任務書</p><p>　　系 部： 機械工程學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 </p><p>　　學 號： 0942823136 姓 名： </p><p>　　指導教師： 職 稱： 講師

5、 </p><p>　　2013年3月2 日</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　本文主要研究新型三片擺線針輪傳動的相關問題。主要在傳統(tǒng)的兩片擺線針輪傳動裝置的基礎上，分析出三片擺線輪新型針擺傳動裝置的基本原理，完成新型三片擺線輪針擺減速器機構的反求,建立該裝置的主要參數(shù)及尺寸關系。通過查閱資料以及理論計算，

6、對機構的各個零件的尺寸進行確定以及對部分零件的強度進行校核，從而為三維造型的設計和裝配仿真打下了基礎。在三維軟件里進行三維建模，并對其進行受力分析和運動仿真。</p><p>　　關鍵詞：三片擺線針輪減速器 三維造型 數(shù)學建模 運動仿真 Abstract</p><p>　　This paper studies a new three cycloid drive related i

7、ssues. Mainly in the traditional two cycloid gear, based on the analysis of the three new cycloid needle swing gear basic principle, the completion of a new three cycloid cycloid reducer mechanism of reverse, the establi

8、shment of the means between the main parameters and dimensions. Through access to information as well as theoretical calculations of the agency to determine the dimensions of the various parts as well as the strength of

9、some o</p><p>　　Key words: three pieces of cycloidal pin wheel reducer three-dimensional modeling mathematical modeling motion simulation</p><p><b>　　目 錄</b></p>

10、<p>　　第一章 緒論------------------------------------------------------1</p><p>　　1 選題意義--------------------------------------------------------1第二章 三片擺線輪傳動-----------------------------------------3</p&

11、gt;<p>　　2.1三片擺線針輪的基本結構----------------------------------------3</p><p>　　2.2三 片 擺 線 針 輪 行 星 傳 動 的特點------------------------------------5</p><p>　　2.3 三片擺線針輪新型針擺行星傳動的適用范圍-----------------

12、-------6</p><p>　　2.4 本次研究的主要任務--------------------------------------------7</p><p>　　2.5主要幾何參數(shù)符號----------------------------------------------7</p><p>　　第三章 三片擺線針輪行星傳動裝置的設計--------

13、---------9</p><p>　　3.1.針齒結構--------------------------------------------------------9 </p><p>　　3.2偏心方向參數(shù)的確定---------------------------------------------10 3.3修形方式和修形量參數(shù)的確定----------------------

14、---------------11 3.4優(yōu)化參數(shù)-------------------------------------------------------13 3.5三片擺線針輪傳動裝置主要參數(shù)的設計-----------------------------13 </p><p>　　3.6受力分析---------------------------------------------

15、----------18</p><p>　　3.7柱銷套與擺線輪之間的嚙合作用力---------------------------------22 3.8 轉臂軸承的作用力計算-------------------------------------------27 3.9 驗算針齒及輸出機構強度----------------------------------------32第四章 三片擺線針輪行星傳

16、動裝置的三維建模------------32</p><p>　　結語--------------------------------------------------------------43</p><p>　　致謝-------------------------------------------------------------44 </p><p&g

17、t;　　參考文獻--------------------------------------------------------45</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p><b>　　1選題的意義</b></p><p>　　擺線針輪行星傳在工業(yè)部門當中有著廣泛的應用,在整個行業(yè)當中占有比

18、較大的比重。特別要說的是，自1990年之后，世界的工業(yè)發(fā)展的十分迅速，智能化的機器在新型擺線針輪的傳動裝置中發(fā)揮了重要的作用，而且在實際的生產(chǎn)當中變得越來越合理化和科學化。目前為止，市場上的擺線針輪行星傳動的裝置被某些國外的公司的產(chǎn)品所壟斷，而這些公司在這份面的技術隨著時代的發(fā)展而不斷的提高，隨之生產(chǎn)的產(chǎn)品也成為了較高精度傳動裝置的標準。這類產(chǎn)品的發(fā)展方向是更高密的運動精度,更大的傳遞功率以及更廣泛的傳動范圍。</p>&

19、lt;p>　　新型三片擺線針輪傳動的裝置的設計方向也是世界上目前該領域發(fā)展的風向標，它繼承了原有的優(yōu)點，比如工作的壽命提高了，轉臂軸承的剛度強度提高了，機構體的尺寸變小了，材料使用了更輕的材料，在傳動的過程中傳遞的能量效率提高了，工作的過程更加平穩(wěn)了等。因為這些優(yōu)越之處，該裝置在工業(yè)中的運用更為寬廣。</p><p>　　這次課題的研究主要是在之前專家學者提出的觀點的基礎上改進發(fā)展演化而來的。主要分析新型的

20、三片擺線針輪行星傳動裝置的傳動原理，承受外在載荷的情況，并對自己設計的裝置進行各個參數(shù)的選擇和確定，并結合實際的工作情況在理論上進行驗算和校核。</p><p><b>　　國內(nèi)外現(xiàn)狀</b></p><p>　　在國外，２０世紀２０年代，擺線類行星傳動就已經(jīng)被廣泛應用的精密傳動中。德國人勞倫茲．布朗發(fā)明，德國賽古樂公司制造的擺線針輪行星傳動減速器起始由于擺線輪工藝復

21、雜，其內(nèi)齒輪齒面難以實現(xiàn)硬化后的精加工，阻礙了擺線輪承載能力和傳動精度的提高，而擺線針齒嚙合的內(nèi)齒輪由針銷、針套組裝成之后，擺線針輪行星傳動有了長足的發(fā)展。先后出現(xiàn)各種新型行星傳動機構。擺線針輪行星傳動機構是性能比較突出的固定齒剛性少齒差行星傳動機構。目前國外技術已使得擺線行星傳動過程中同時參加嚙合的齒數(shù)多，重合度大，承載能力強，傳動比大；由于擺線輪齒形與針齒的平均嚙合角小及針齒銷和針齒套的傳動，其傳動效率較高；但齒形加工困難、針齒銷均

22、布要求高及轉臂軸承壽命低。許多研究人員對擺線針輪行星傳動以及其效率損耗進行了理論研究。隨著加工技術的進步，擺線齒形的三大（傳動比大、承載能力大、剛度大）、二高（運動精度高、傳動效率高）、一小（回差?。┮约芭c漸開線小齒差行星傳動相比，無齒頂相碰和齒廓重疊干涉等優(yōu)勢開始顯露出來。</p><p>　　在我國，近年來不少學者在擺線齒輪嚙合傳動和效率損失理論方面作了有益的工作。李力行等推導了綜合考慮移距修形、等距修形及轉

23、角修形的擺線輪齒形通用方程式。李建平歸根據(jù)齒輪嚙合原理運動學法推導了擺線齒輪泵的共軛嚙合方程、多段共軛齒形包絡生成方法等。黃興元等利用普通平面機構的速度瞬心的三心定理，通過針齒上嚙合點的位置和坐標交換得到擺線輪的齒廓曲線方程。陳鐵鳴根據(jù)曲面單參數(shù)的包絡方法建立了擺線針輪傳動的嚙合方程。然而，上述研究局限于建立一齒差擺線針輪傳動的嚙合方程及計算機實現(xiàn)對擺線傳動效率損耗的研究，但未見擺線針輪少齒差行星傳動統(tǒng)一理論及關于嚙合特性功耗損失的深入

24、分析。</p><p><b>　　3.主要研究的內(nèi)容</b></p><p>　　在之前設計的兩片擺線針輪行星傳動的裝置里，其結構是將2個完全相同的擺線針輪通過中心軸連接而成，二者分別通過180度的偏心角布置，傳動裝置中的柱銷承受了比較大的載荷，傳遞能量的轉臂軸承具有比較快的轉速，因此擺線針輪的齒輪與柱銷套就要受到更大的力，相對的也就成為了裝置中最薄弱的環(huán)節(jié)。這次研

25、究的是由三個一樣的擺線針輪以120度的偏心角均勻分布的傳動裝置，這種設計彌補了傳統(tǒng)設計上的轉臂軸承的缺陷。如此做法就可以使得傳動機構的整體尺寸不變，在擺線輪軸的軸向上添加一個擺線針輪的齒輪寬度，將機構中的各個零件進行優(yōu)化，使得擺線輪在傳遞能量的過程中具有更高的提高，于此同時減小了傳動裝置整體尺寸，方便了生產(chǎn)大的空間要求。把以上的理論作為三片擺線輪傳動的基礎，對其進行載荷分布以及效率損耗的分析，在此基礎上提出了新型三片擺線針輪行星傳動裝置

26、的核心理論，便于以后的三維設計和建模。在它基礎上研制成實用樣機,并應用在實驗臺上進行測試,驗證了其主要性能指標是否均達到國外產(chǎn)品水平。通過長期的實驗總結和理論推導，這次的設計總結了以往設計者的優(yōu)點，對不足之處減進行了改正，推導出更加合理的三片擺線針輪的傳動裝置。</p><p>　　第二章 三片擺線針輪傳動</p><p>　　2.1三片擺線針輪的基本結構</p>&l

27、t;p>　　三片擺線輪行星傳動系列裝置的結構示意圖2-1如下,主要有四個部分:</p><p>　　圖2-1三片擺線輪傳動裝置</p><p>　　1法 蘭 盤2針 齒3柱 銷4柱 銷 套5軸 承6偏 心 體</p><p>　　7轉 臂 軸 承 8軸 承9擺 線 輪 1 0柱 銷 固 定 盤1 1針 齒 殼</p><p>　　1 轉

28、臂的結構 包括輸出軸以及三個偏心套,三個偏心導套的偏心位置都是形成120度均勻分布。由于需要保持慣性力的平衡,即使是三個一樣的擺線輪也必須以120度的偏心角均勻的分布在偏心套上面。</p><p>　　2 擺線針輪和轉臂軸承 擺線針輪的齒輪形狀是短 幅 外 擺 線 等 距 的 曲線。傳動裝置中的3個柱銷偏心套和擺線輪齒是通過轉臂軸承連接的，在設計的過程中選用沒有外圈的圓柱滾子軸承是為了較少機體的尺寸，同時

29、把擺線針輪的內(nèi)表面作為軸承的一部分，使其可以在上面滾動工作。</p><p>　　3 針輪的組成 新型擺線針輪是由針齒銷、針齒套、針齒殼所組成的。擺線針齒的表面成圓柱面。</p><p>　　4 輸 出 機 構 銷軸式的輸出機構。</p><p>　　這次設計的新型三片擺線針輪傳動裝置的齒輪的齒廓曲線是短副擺線等距曲線，出來的表面呈圓柱體，是屬于擺線針輪行星

30、傳動的范疇，實際的齒數(shù)以理論值相差一度。該裝置的傳動比:</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　其中 是針輪的論齒數(shù) 是擺線輪的理論齒數(shù)</p><p>　　2.2.三 片 擺 線 針 輪 行 星 傳 動 的特點</p><p>　　FA擺線傳動與傳統(tǒng)擺線針輪傳動裝置比較，傳動

31、特點主要體現(xiàn)在：</p><p><b>　　1.針齒結構</b></p><p>　　FA擺線輪傳動裝置的針齒安裝結構是臥枕式的,也就是整個針齒位于針齒殼上開 口 通 孔 中,它與以前設計的兩個支點以及三個支點結構相比較來說,就能夠減少引起擺線輪齒輪彎曲斷裂以及剛度不足的現(xiàn)象。這種設計的裝置適合用在齒輪間具有比較大的傳動比的機構中，因為該裝置并沒有設計針齒齒輪的導套

32、，使得原有的傳遞效率大大提高了，從原來傳統(tǒng)傳動機構的百分之七十提高到百分之八十。這次設計的擺線輪傳動裝置的傳動比范圍在2 9,5 9,8 9,1 1 9之中。裝置的設計當中沒有擺線針輪齒套，因此可以將集體機構的尺寸減小到更低，杜絕了在工作過程中針輪運動的更快時候齒輪齒廓的干涉現(xiàn)象。</p><p>　　2.齒輪傳遞裝置的機構 </p><p>　　FA傳動裝置是一種差動裝置，針齒殼，偏心

33、體軸以及固定盤著三個零件一方面成為了傳動機構的活動零件，另一方面，也成為了這個機體的機架。所以這次設計的新型擺線輪傳動裝置的傳動比具有更為寬廣的選擇范圍，而以前設計的傳遞裝置只可以達到簡單的增減速的效果。</p><p>　　3.大幅度增加傳動的扭矩 </p><p>　　可以做一比較，同樣是傳動比為59,針齒中心圓直徑是17omm的擺線輪傳動裝置,日本90系列的傳遞功率為3kw,但是新

34、型針擺傳動則為4.6kw,傳遞功率增加了53%。</p><p>　　4.通過對傳統(tǒng)結構尺寸 </p><p>　　對比分析可以看出:對新型三片擺線輪傳動裝置優(yōu)化其各個參數(shù),運用新理論及方法使設計更加均衡化合理化,讓結構變得切實可行。其主要表現(xiàn)在轉臂軸承尺寸的增加,針齒直徑的減小,柱銷尺寸的增加以及偏心距增加等方面。</p><p>　　2.3三片擺線針輪新型

35、針擺行星傳動的適用范圍 </p><p>　　該設計主要使三片擺線輪以120度偏心相距均勻分布,為讓擺線輪的受力更加均衡合理,同時簡化生產(chǎn)制造的工序,其傳動比必須控制在一定的范圍內(nèi),如</p><p>　　(k為自然數(shù))（2-2）</p><p>　　與此同時使在120度的角度里的針齒齒數(shù)為整數(shù)。并且,在通常情況下,傳動比一般取為奇數(shù),所以令k=2·n,

36、即:</p><p>　　=6·n一l(n為自然數(shù))（2-3）</p><p>　　則可以取11,17,23,29,35,41,47,53,59,65,71,77,83,89,95,101,107,113,119?？紤]到針齒的分度和提高效率,因此傳動比為2 9,5 9,8 9, 119。</p><p>　　值得注意的是,傳統(tǒng)設計的兩片擺線輪結構所用到的傳

37、動比系列中的43,87并沒有涉及到這次的設計當中。</p><p>　　因此,對新型擺線輪受力分析的過程當中,每片擺線輪具有相同的相對起始、終止位置,同序號的針齒與起始位置的夾角也相同,簡化了分度的制造工藝。</p><p>　　同樣,制造柱銷的個數(shù)時也必須為3的倍數(shù),即6,9,12這樣可以保證柱銷的受力比較均勻。因為三片擺線輪上的銷孔與柱銷嚙合,同時增加了傳遞扭矩,因此三個擺線輪都選擇1

38、2個柱銷得設計。</p><p>　　2.4本次研究的主要任務</p><p>　　2.4.1三片擺線針輪傳動裝置主要參數(shù)的確定</p><p>　　設計了普通型三片擺線輪減速器的各個基本參數(shù)包括:齒形的各個參數(shù)確定一針 齒 中 心 圓 半 徑 、針 齒 半 徑、偏 心 距a,輸 出 機 構 參 數(shù)一 柱 銷 中 心 圓 半 徑 、柱 銷 套 外 半 徑 、柱 銷

39、半 徑,選 擇轉 臂 軸 承 一型 號、擺 線 輪 內(nèi) 孔 半 徑 R,(也 就 是 無 外 圈 轉 臂 軸 承 所 有 圓 柱 滾 子 外 周 半 徑),確 定 齒 形 修 正 量 △和△, 確 定 擺 線 輪 的 寬 度 b。對 轉 臂 軸 承 進 行 受 力 分 析，強 度 設 計 校 核 以 及 壽 命 的 計 算。</p><p>　　2.4.2各個零件的三維設計及裝配體的裝配</p>&

40、lt;p>　　2.4.3制作樣機及樣機三維仿真</p><p>　　2.4.4進行三片擺線輪行星傳動裝置的整個系列的參數(shù)化設計與繪圖</p><p>　　2.5主要幾何參數(shù)符號</p><p>　　針 輪 理 論 齒 數(shù) :</p><p>　　針 輪 實 際 齒 數(shù) :</p><p>　　輸 出 機

41、 構 柱 銷 孔 數(shù): </p><p>　　擺 線 輪 節(jié) 圓 半 徑 = mm</p><p>　　擺 線 輪 齒 寬: b mm</p><p>　　間 隔 環(huán) 厚 度: § mm</p><p>　　針 齒 中 心 圓 半 徑 : mm</p><p>　　針

42、 齒 半 徑 : mm</p><p>　　擺 線 輪 齒 頂 圓 直 徑 : mm</p><p>　　擺 線 輪 齒 根 圓 直 徑 : mm</p><p>　　擺 線 輪 內(nèi) 孔 半 徑 : Rl mm</p><p>　　短 幅 系 數(shù): kl</p><p>　　針 徑 系

43、數(shù) :</p><p>　　柱 銷 直 徑 :mm</p><p>　　柱 銷 套 直 徑: mm</p><p>　　柱 銷 孔 直 徑: mm</p><p>　　輸 出 機 構 柱 銷 中 心 圓 直 徑 : mm</p><p>　　輸 出 機 構 柱 銷 中 心 圓 半 徑:

44、 mm</p><p>　　移 距 修 形 量: ?</p><p>　　等 距 修 形 量: ?</p><p>　　第三章 三片擺線針輪行星傳動裝置的設計</p><p><b>　　3.1.針齒結構</b></p><p>　　由文獻可知,當時擺線輪齒廓不產(chǎn)生頂切或

45、尖角。</p><p>　　當傳動比增大時,最小曲率半徑系數(shù)emin相應減小，若針齒中心圓半徑保持不變，針齒半徑變小。相比于傳統(tǒng)的兩片擺線輪的設計，如果結構保持兩支點或三支點的針齒,就會使得彎曲強度不足。為解決彎曲強度不足的缺點,臥枕式結構就應運而生,所謂臥枕是結構就是將整個針齒位于在針齒殼上的開口通孔中。該設計的優(yōu)點克歸納為：</p><p>　?。?） 使得三片擺線輪受到的載荷均勻分布

46、,每片擺線輪傳遞的轉矩基本相同,提高擺線輪的壽命，增加擺線輪傳遞的轉矩;</p><p>　　（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 ； </p><p>　?。?）在滿足強度的前提下,減小了針齒半徑。</p><p&

47、gt;　　3.2偏心方向參數(shù)的確定</p><p>　　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。</p><p>　　新型擺線輪傳動裝置的結構形狀無法從樣本中得到確定，因此需要進行一些偏心方向上的分

48、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</p><p>　　圖3-2傳統(tǒng)和新型擺線輪傳動裝置</p><p>　　對

49、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柱銷雖然達到了半數(shù)的嚙合而且嚙合角度為180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

50、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。</p><p>　　3.3修形方式和修形量參數(shù)的確定</p><p>　　標準的擺線輪與針齒通過無間隙嚙

51、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：</p><p>　　（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論的針齒的方

52、向上向擺線輪中心的方向減少了一個修形量值。</p><p>　?。?）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論的增加了一個修形量值少。</p><p>　?。?）轉角修形(修形量為δ):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

53、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,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廓，所以只有在功率大批量小的情況下生產(chǎn)。</p><p>　　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。</p><p>　　相比于傳統(tǒng)的擺

54、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。</p><p>　　“ 正 移 距 十 正 等 距 ” 修 形 方 式 </p><p>　　令行星輪齒根和齒頂之間的徑向間隙為,所以,當時，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。</p><p>　　運用“正 移

55、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。</p><p>　　“負 等 距 + 負 移 距 ”組 合 修 形 所 產(chǎn) 生 的 回 轉 角</p><p>　　此時時,選擇時,通過這種修形方法得到的齒廓會

56、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:</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p><b>　　(3-2)</b></p><p>　　適用“ 負 等 距 + 負 移 距 ”組

57、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。</p><p>　　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。</p><p><b>　　3.4優(yōu)化參數(shù)</b&g

58、t;</p><p>　　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值。</p><p>　　圖3-2柱銷孔與擺線輪的關系</p><p

59、>　　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1800~2000N/mm;相比于之前通常生產(chǎn)中確定的[δH]=1200N/mm的許用接觸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,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

60、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。</p><p>　　3.5三片擺線針輪傳動裝置主要參數(shù)的設計</p><p>　　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。<

61、/p><p>　　3.5.1行星輪的齒形參數(shù)</p><p>　　選用的發(fā)動機參數(shù)如下</p><p>　　額 定 輸 入 功 率p=4.6 kw</p><p>　　輸 入 軸 轉 速n=1 5 00 r/min</p><p>　　傳 動 比 ,=5 9</p><p>　　針 齒 中 心

62、圓 直 徑 = 170 mm, 半徑=85 mm</p><p><b>　　設計過程:</b></p><p><b>　　傳動比 的計算</b></p><p>　　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)，針輪齒數(shù) 。</p><p>　　3.5.1.2偏心距a和短

63、幅系數(shù)k1的計算</p><p>　　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,以實際生產(chǎn)當中的經(jīng)驗認為k1大約取0.65最為合適。故令k1=0.6,便可以求解到偏心距a</p><p><b>　　. (3-3)</b></p><p>　　=6x85/60=0.85</p><p>　　查

64、表得偏心距取0.75mm,反之驗算短幅系數(shù)k1</p><p><b>　　(3-4)</b></p><p>　　=0.75*60/85=0.52941</p><p>　　3.5.1.3針齒的半徑的計算</p><p>　　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。</p&g

65、t;<p>　　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,</p><p>　　1>k1>(一2)/(2一l) (3-5)</p><p><b>　　所以</b></p><p><b>　　=(3-6)</b&g

66、t;</p><p><b>　　=6.038</b></p><p>　　防止齒廓的頂切與尖角的現(xiàn)象，令最小曲率半徑4mm。</p><p>　　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

67、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，但不小于1.25到1.4。當44時,將針齒數(shù)減少一半,使得>0.99~1.0。</p><p><b>　　(3-7)</b></p><p>　　=85*sin(180/60)/4=1.11<1.5</p><p>　　有上述得，每隔一個齒輪抽取一個齒輪，這種情況下，針齒

68、的系數(shù)將減小，。</p><p>　　針 齒 半 徑:=4mm。</p><p>　　擺 線 輪 齒 頂 圓 直 徑 </p><p><b>　　= (3-8)</b></p><p>　　=170+2*0.75-8=163.5</p><p>　　擺 線 輪 齒 根 圓 直 徑</p&

69、gt;<p><b>　　(3-9）</b></p><p>　　=170-2*0.75-8=160.5</p><p>　　3.5.2轉臂軸承的計算</p><p>　　在同等的轉速情況下SFA45一59傳動裝置比傳統(tǒng)的擺線輪傳遞裝置增加了2倍的傳遞功率，增加了轉臂軸承的載荷,這就使得轉臂軸承的強度需要達到更高，這就使得軸承的壽

70、命受到重要的考慮。在這次設計當中，一方面增加了一片擺線輪與軸承，另一方面，需要在傳統(tǒng)的機構中增加轉臂軸承的尺寸。</p><p>　　在這次臥式針齒結構，減小了針齒的尺寸。在高傳動比的時候，偏心距也相應減小，這就使得擺線輪齒根圓的尺寸增加，柱銷孔的尺寸減小。在銷孔壁厚最小的情況下，可以增加轉臂軸承的尺寸。</p><p>　　傳統(tǒng)的擺線針輪傳動裝置的轉臂軸承的個參數(shù)如下：擺線輪的內(nèi)孔直徑D

71、I=682mm,內(nèi)徑d=35mm,寬度B=21mm,額定動載荷C=39000N。二這次設計的結構使用的圓柱滾子軸承的參數(shù)如下：外 徑=86.5mm,內(nèi) 徑d=60mm,寬 度B=18mm,額 定 動 載 荷C=65000N。以上數(shù)據(jù)表明，在一定的情況下，新型擺線輪的轉臂軸承的壽命比傳統(tǒng)的結構增加5倍。</p><p><b>　　擺 線 輪 寬 b</b></p><p&

72、gt;<b>　　B(3-10)</b></p><p>　　=(0.1一0.2)x85=8.5一17mm</p><p><b>　　取b=12mm</b></p><p>　　間 隔 環(huán) 厚 度 δ δ=B一b=18一12=6mm</p><p>　　3.5.3輸出機構參數(shù)的計算<

73、;/p><p>　　首 先 要 確 定 柱 銷 直 徑，柱 銷 套 直 徑 。柱 銷 直 徑 由 柱 銷 的 彎 曲 強 度 條 件 決 定 , 查 相 關 手 冊 , 銷 套 直 徑 , 可 按 下 式 計 算:</p><p>　　=(1.3一1.5)(3-11)</p><p>　　取=20mm =26mm。</p><p>　　

74、柱銷孔實際直徑的尺寸:</p><p>　　dw=+2a+△ (3-12)</p><p>　　式中:△是柱銷和套柱銷孔的間隙 △=0.1一0.15mm。</p><p>　　dw=+2a+△ (3-13)</p><p>　　=26+2x0.75+0.1=27.6mm</p><p>　　輸 出 機 構 柱 銷

75、中 心 圓 直 徑 D,</p><p>　　Dw=(+Dl)/2 (3-14)</p><p>　　=(160.5+86.5)/2=123.5mm</p><p><b>　　取Dw=124mm</b></p><p>　　驗算擺線輪上的銷孔壁厚，是其大于以下值</p><p>　　(△)=

76、O.O4rP。</p><p>　　△1= (3-15)</p><p>　　=62一43.25一27.6/2=4.95>0.05=4.25mm</p><p><b>　　△2=(3-16)</b></p><p>　　=2*62sin(180/12)-27.6=4.48mm>0.05</p>

77、<p>　　△3 (3-17)</p><p>　　=165.5/2一62一27.6/2=4.46mm>0.05</p><p>　　3.5.4 齒形修正量,和的計算</p><p>　　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”

78、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><p><b>　　3.6受力分析</b></p><p>　　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。</p><p>　　因為這次設計的傳動裝置

79、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，故而忽略摩擦的影響。</p><p>　　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

80、這次設計的擺線輪應采用有隙嚙合的標準齒形。</p><p>　　3.6.1擺線輪和針齒間的嚙合力</p><p>　　在傳統(tǒng)的傳動過程中，為了能夠?qū)[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方向上的移距與等距相結合的修

81、形方法。</p><p>　　3.6.1.1初始嚙合間隙的計算</p><p>　　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</p><p><b

82、>　　（3-18）</b></p><p>　　表示第i個 針 齒 相 對 于 轉 臂 的 轉 角 度</p><p>　　若,表示起始嚙合間隙為0的時候的轉角度數(shù),若無載荷的時候，只在的地方產(chǎn)生一對嚙合的齒輪。轉角從0度到180度變化時的初始時刻嚙合分布曲線圖見圖3-3。</p><p>　　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

83、暗示發(fā)送方的</p><p>　　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</p><p>　　3.6.1.2擺線輪與針齒同時嚙合時候的齒數(shù)分析</p><p>　　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,擺線輪的齒輪和針齒發(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

84、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 </p><p><b>　?。?-19）</b></p><p>　　式中:表示受力最大處的最大變形</p><p>　　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 隙的各個

85、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，在這兩個角度之間的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。</p><p>　　3.6.1.3對齒形擺線輪進行修形與針齒嚙合的過程中受力情況&l

86、t;/p><p>　　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，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。</p><p>　　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

87、傳力齒輪中的第i個齒輪的受力如下:</p><p><b>　　*（3-20）</b></p><p>　　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，力矩平衡公式如下：</p><p><b>　?。?-21）</b></p><p>　　考慮到和 綜合公式得</p>

88、<p><b>　　（3-22）</b></p><p>　　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。</p><p>　　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，但是在實際生產(chǎn)中的受力不會均勻，故而每個擺線輪傳遞的扭矩為。</p>

89、<p>　　3.7柱銷套與擺線輪之間的嚙合作用力</p><p>　　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，故而這三個擺線輪的柱銷與齒輪間會出現(xiàn)交叉作用。</p><p>　　3.7.1 柱銷的孔與套間的初始間隙</p><p>　

90、　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。</p><p><b>　?。?-23）</b></p><p>　　其中 分別表示柱銷孔的理論值與實際值。</p><p>　　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

91、區(qū)別，如下圖3-4。</p><p>　　圖3-4柱銷套與柱銷間的間隙實際與理論差別</p><p>　　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，</p&g

92、t;<p>　　最 小 公 共 轉 角 的 大 小 為 （3-24）；而 對 其 他 位 置 的 柱 銷，在 處 的 初 始 間 隙 為 為 （3-25）。</p><p>　　3.7.2同時傳遞扭矩的柱銷數(shù)的確定</p><p>　　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)生接觸，受力也最大，產(chǎn)生最大的彈性變形。在計算中，令任意

93、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：</p><p><b>　?。?-26）</b></p><p>　　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，柱銷在該處一定會傳遞扭矩。</p><p>　　經(jīng)過上述理論的研究可得出結論：求出最大變形量，就可以求解出擺線輪旋轉一周過程中，任意柱銷傳遞轉

94、矩的角度范圍以及這一時刻同時傳遞柱銷的數(shù)量。</p><p>　　3.7.3輸出機構的柱銷套與擺線輪間的作用力 </p><p>　　在傳遞力的過程中柱銷套起到了重要的作用，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，令柱銷套受到的最大力為，有下列關系：</p><p><b>　　（3-27）</b></p>

95、<p><b>　?。?-28）</b></p><p><b>　?。?-29）</b></p><p>　　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 形</p><p><b>　　（3-30）</b></

96、p><p><b>　?。?3-31）</b></p><p>　　其中 表示柱 銷 的 彎 曲 變 形 , 柱 銷 采 用 懸 臂 梁 結 構。</p><p><b>　　（3-32）</b></p><p><b>　?。?-33）</b></p><

97、;p>　　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 </p><p><b>　?。?-34）</b></p><p>　　整理以上公式，同時滿足，就有以下結論</p><p><b>　　（3-35）</b></p><p>　　即這次設計的

98、擺線輪所傳遞的轉矩決定了擺線輪與柱銷的受力。</p><p>　　其中擺線輪中，，的數(shù)值是經(jīng)過受力分析后得出的。</p><p>　　擺線輪的懸臂輸出機構如圖3-5</p><p>　　圖3-5 擺線輪的懸臂輸出機構</p><p>　　3.7.4力 矩 的 計 算 過 程</p><p>　　這次設計的擺線輪傳動裝置

99、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，，以及每片行星輪上的最大變形量均不盡相同。分析上式，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，以上方程的求解過程如下：</p><p>　　令起初的最大的接觸應力/2,帶入公式得到，并求得，帶入公式得到,如此一直迭代，直到，直到滿足條件

100、。</p><p>　　3.8轉 臂 軸 承 的 作 用 力 計 算</p><p>　　在擺線輪轉動的時候，轉臂軸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及柱銷的作用力。</p><p>　　3.8.1針齒的作用力的合力 與的計算 參看圖3-6</p><p&

101、gt;<b>　　圖3-6</b></p><p>　　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，與 X 軸 的 夾 角 為 ，則有</p><p><b>　?。?-36）</b></p><p>　　I 從 m~n, 在 水 平 和 垂 直 方

102、向 上 的 合 力 分 別 為 和，則有</p><p><b>　?。?-37）</b></p><p><b>　　（3-37）</b></p><p>　　3.8.2柱 銷 作 用 力 合 力 的 計 算</p><p>　　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

103、個柱銷受到的接觸力為，有</p><p><b>　?。?-38）</b></p><p>　　3.8.3徑 向 力 P r 的 計 算</p><p><b>　?。?-39）</b></p><p>　　轉 臂 軸 承 的 當 量 動 載 荷 為 其中表示動

104、載 系 數(shù) , 平 穩(wěn) 載 荷 下,</p><p><b>　　當時，，當。</b></p><p>　　3.8.4轉 臂 軸 承 的 壽 命 計 算</p><p>　　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。</p>

105、;<p><b>　　（3-40）</b></p><p>　　其中 表示的是滾 子 滾 動 體</p><p>　　C 表示基 本 額 定 動 載 荷</p><p>　　轉 臂 軸 承 內(nèi) 外 圈 的 相 對 的 轉 速</p><p><b>　?。?-41）</b>&l

106、t;/p><p>　　3.9 驗算針齒及輸出機構強度</p><p>　　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。</p><p>　　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：</p><p>　?。?）在新型擺線輪傳動過程中，

107、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。</p><p>　?。?）在傳動的機構中的擺線輪銷孔與銷軸嚙合傳動過程中，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。</p><p>　?。?/p>

108、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。</p><p>　　（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。</p><p>　　以防上述情況的發(fā)生，需要對零件進行強度校核。</p><p>　　1）齒 面 接 觸 強 度 計 算<

109、/p><p>　　為 防 止 點 蝕 和 減 少 產(chǎn) 生 膠 合 的 可 能 性 , 應 進 行 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 : </p><p><b>　?。?-42）</b></p><p>　　其中:表 示 針 齒 與 擺 線 輪 在 某 一 位 置 嚙

110、合 中 的 作 用 力 , 前 面 己 求 出。</p><p>　　表示當量彈性模量 （3-43），擺線輪和針齒的材料都是，所以有</p><p>　　表示當 量 曲 率 半 徑 mm ,可以按照上述公式計算。</p><p>　　由于三片擺線輪的針齒的嚙合點不相同，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

111、齒輪中的最大值代入下列公式中</p><p><b>　　（3-44）</b></p><p>　　其中表 示 許 用 接 觸 應 力，用 制 造 的 擺 線 輪 和 針 齒 硬 度 為 ，取 。</p><p>　　2）輸 出 機 構 柱 銷 的 強 度 計 算</p><p>　　在三片擺線針輪傳動的過程中，柱銷的

112、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。</p><p>　　3）柱 銷 銷 軸 的 彎 曲 強 度 計 算</p><p>　　這次設

113、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:</p><p><b>　?。?-45）</b></p><p>　　其中 L表示柱 銷 的 最 大 受 力 和 采 用 的 懸 臂 梁 長 度

114、,由 前 面 求 得 , 并 且 要 對 三 片 擺 線 輪 分 別 進 行 強 度 計 算。</p><p>　　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</p><p>　　表示許 用 彎 曲 應 力,材 料 為 ，令</p><p>　　4）柱 銷 套 與 柱 銷 孔 的 接 觸 強 度 計 算&l