【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 動(dòng)圓滾過(guò)周長(zhǎng)再次與圓接觸時(shí)，應(yīng)是在圓上的另一點(diǎn)，而＝，這也就是擺線輪基圓上的一個(gè)基節(jié)p，即 （——8）由此可得擺線輪的齒數(shù)為 （——9）針輪齒數(shù)為 （——10）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(diǎn)，通過(guò)原點(diǎn)并與擺線輪齒槽對(duì)稱軸重合的軸線作為軸，見圖34，針齒中心圓半徑為，針齒套外圓半徑為 。圖24 擺線輪參數(shù)方程圖則擺線輪的直角坐標(biāo)參數(shù)方程式如下： （——11）實(shí)際齒廓方程 （——12）——針齒中心圓半徑 ——針齒套外圓半徑 ——轉(zhuǎn)臂相對(duì)某一中心矢徑的轉(zhuǎn)角，即嚙合相位角（） ——針齒數(shù)目 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(dá)式為 （——13）式中　———變幅外擺線的曲率半徑———x對(duì)的一階導(dǎo)數(shù), ———y對(duì)的一階導(dǎo)數(shù), 　　　———x對(duì)的二階導(dǎo)數(shù), 　 ———y對(duì)的二階導(dǎo)數(shù), 將式(——4)和式(——5)中x和y分別對(duì)取一階和二階導(dǎo)數(shù)后代入的表達(dá)式得 （——14）以K1=——14),得標(biāo)準(zhǔn)外擺線的曲率半徑為=[4Aa/(A+a)]sin(/2)式中　 A=r1+r2或A=r2′a=r2或a=r2′r1′由本式可知,標(biāo)準(zhǔn)外擺線≤0,曲線永遠(yuǎn)呈外凸形狀,故它不適于作傳動(dòng)曲線。以K1——14)進(jìn)行運(yùn)算表明,0,故長(zhǎng)幅外擺線也永遠(yuǎn)呈外凸形狀,故它也不適合于用作傳動(dòng)曲線。以K1——14)進(jìn)行運(yùn)算表明,曲率半徑呈現(xiàn)出由正值經(jīng)過(guò)拐點(diǎn)到負(fù)值的多樣性變化。擺線輪實(shí)際齒廓曲線的曲率半徑為＝+ （——15）對(duì)于外凸的理論齒廓（0），當(dāng)時(shí)，理論齒廓在該處的等距曲線就不能實(shí)現(xiàn)，這種情況稱為擺線齒廓的“頂切”，嚴(yán)重的頂切會(huì)破壞連續(xù)平穩(wěn)的嚙合，顯然是不允許的。當(dāng)＝時(shí)，＝0，即擺線輪在該處出現(xiàn)尖角，也應(yīng)防止，若為正值，不論取多大的值，都不會(huì)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 （——16）擺線針輪傳動(dòng)的受力分析 擺線輪在工作過(guò)程中主要受三種力：針輪與擺線輪嚙合時(shí)的作用力。輸出機(jī)構(gòu)柱銷對(duì)擺線輪的作用力，轉(zhuǎn)臂軸承對(duì)擺線輪作用力。攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 針齒與擺線輪嚙合時(shí)的作用力第三章 針齒與擺線輪齒嚙合時(shí)的作用力 標(biāo)準(zhǔn)的擺線輪以及只經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)角修形的擺線輪與標(biāo)準(zhǔn)針輪嚙合，在理論上都可達(dá)到同時(shí)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(guò)等距，移距或等距加移距修形，如果不考慮零件變形補(bǔ)償作用，則多齒同時(shí)嚙合的條件便不存在，而變?yōu)楫?dāng)某一個(gè)擺線輪齒和針輪齒接觸時(shí)，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2—5。對(duì)第i對(duì)輪齒嚙合點(diǎn)法線方向的初始側(cè)隙可按下式表計(jì)算：（—1）式中，為第i個(gè)針齒相對(duì)轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)角，為短幅系數(shù)。令，由上式解得，即 這個(gè)解是使初始側(cè)隙為零的角度，空載時(shí)，只有在處的一對(duì)嚙合。從到的初始側(cè)隙分布曲線如圖2—7所示圖2—7 與的分布曲線 設(shè)傳遞載荷時(shí)，對(duì)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(guò)一個(gè)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(jì)，則在擺線輪各嚙合點(diǎn)公法線方向的總變形W+f或在待嚙合點(diǎn)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(gè)齒嚙合點(diǎn)公法線或待嚙合點(diǎn)的法線至擺線輪中心的距離——擺線輪節(jié)圓半徑 ——第i個(gè)齒嚙合點(diǎn)的公法線或待嚙合點(diǎn)的法線與轉(zhuǎn)臂之間的夾角。 假設(shè)第i對(duì)輪齒嚙合的作用力正比于該嚙合點(diǎn)處擺線輪齒實(shí)際彈性變形。由于這一假設(shè)科學(xué)考慮了初始側(cè)隙及受力零件彈性變形的影響，已被實(shí)踐證明有足夠的準(zhǔn)確性。按此假設(shè)，在同時(shí)嚙合傳力的個(gè)齒中的第對(duì)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(shí)受力的諸齒中， 這對(duì)齒受力最大，故以表示該對(duì)齒的受力。設(shè)擺線輪上的轉(zhuǎn)矩為由i＝m至i=n的個(gè)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＝；——受力最大的一對(duì)嚙合齒在最大力的作用下接觸點(diǎn)方向的總接觸變形，——針齒銷在最大力作用下，在力作用點(diǎn)處的彎曲變形。當(dāng)針齒銷為兩支點(diǎn)時(shí)，當(dāng)針齒銷為三支點(diǎn)時(shí)，（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(dǎo)，各柱銷對(duì)擺線輪作用力總和為式中，——輸出機(jī)構(gòu)柱銷數(shù)目 判斷同時(shí)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(shí)，＝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(yīng)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。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(yīng)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 轉(zhuǎn)臂軸承的作用力轉(zhuǎn)臂軸承對(duì)擺線輪的作用力必須與嚙合的作用力及輸出機(jī)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(diǎn)P，則可得方向的分力總和為 Y方向的分力總和為 ＝ 擺線針輪行星減速器主要強(qiáng)度件的計(jì)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GCr1GCr15siMn,針齒銷、針齒套、柱銷、柱銷套采用GCr15。熱處理硬度常取58～62HRC。為防止點(diǎn)蝕和減少產(chǎn)生膠合的可能性，應(yīng)進(jìn)行擺線輪齒與針齒間的接觸強(qiáng)度計(jì)算。根據(jù)赫茲公式，齒面接觸強(qiáng)度按下式計(jì)算式中 －針齒與擺線輪嚙合的作用力， －當(dāng)量彈性模量，因擺線輪與針齒為軸承鋼，＝－擺線輪寬度，＝（～），－當(dāng)量曲率半徑。 針齒抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算及剛度計(jì)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(guò)大，易引起針齒銷與針齒套接觸不好，轉(zhuǎn)動(dòng)不靈活，易引起針齒銷與針齒套接觸面發(fā)生膠合，并導(dǎo)致擺線輪與針齒膠合。因此，要進(jìn)行針齒銷的風(fēng)度計(jì)算，即校核其轉(zhuǎn)角值。另外，還必須滿足強(qiáng)度的要求。 針齒中心圓直徑390mm時(shí)，通常采用二支點(diǎn)的針齒；時(shí)，為提高針齒銷的彎曲應(yīng)力及剛度，改善銷、套之間的潤(rùn)滑，采用兩支點(diǎn)針齒。二支點(diǎn)針齒計(jì)算簡(jiǎn)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(qiáng)應(yīng)力（Mpa）和轉(zhuǎn)角（rad）為三支點(diǎn)的針齒計(jì)算，針齒銷的彎曲應(yīng)力和支點(diǎn)處的轉(zhuǎn)角為式中——針齒上作用之最大壓力，按式計(jì)算（N）；L——針齒銷的跨度（mm）,通常二支點(diǎn)L=，應(yīng)按實(shí)際之L值代入；——針齒銷的直徑——針齒銷許用彎曲應(yīng)力，針齒銷材料為GCr15時(shí)，＝150～200MPa——許用轉(zhuǎn)角，＝（～） 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 因?yàn)閿[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(duì)轉(zhuǎn)速要高于入軸轉(zhuǎn)速，所以它是擺線針輪傳動(dòng)的薄弱環(huán)節(jié)。650mm時(shí)，可選用帶外座圈的單列向心短圓柱滾子軸承。軸承外徑=（～），軸承寬度B應(yīng)大于擺線輪的寬度。 輸出機(jī)構(gòu)柱銷強(qiáng)度計(jì)算 輸出機(jī)構(gòu)柱銷的受力情況（），相當(dāng)一懸臂梁，在作用下，柱銷的彎曲應(yīng)力為設(shè)計(jì)時(shí)，上式可化為式中 ——間隔環(huán)的厚度，針齒為二支點(diǎn)時(shí)，三支點(diǎn)時(shí)，若實(shí)際結(jié)構(gòu)已定，按實(shí)際結(jié)構(gòu)確定。 B——轉(zhuǎn)臂軸承寬度——制造和安裝誤差對(duì)柱銷載荷影響系數(shù)，一般情況下取＝～攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 擺線針輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算第四章 擺線針輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算本畢業(yè)設(shè)計(jì)一擺線針輪行星傳動(dòng)裝置。已知功率為，輸入軸轉(zhuǎn)速，輸出轉(zhuǎn)矩,傳動(dòng)比，使用年限不少于5年，單班制工作，載荷平穩(wěn)。 更具擺線針輪減速器的具體要求，對(duì)擺線輪進(jìn)行計(jì)算。以確定擺線輪的相關(guān)具體數(shù)據(jù)。 跟據(jù)使用條件,確定為針輪固定的臥式減速器,不帶電機(jī)。 擺線針輪齒數(shù)的確定，由設(shè)計(jì)的具體要求可知該擺線針輪減速器的傳動(dòng)比為，所以根據(jù)擺線針輪減速的的傳動(dòng)比可知：＝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(yīng)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)：=12選材為GCr15,硬度為60HRC以上。針齒中心圓半徑取取材料為軸承鋼58~62HRC時(shí),=1000~1200Mpa偏心距：由文獻(xiàn)查得A＝6mm，取偏心距： ＝6mm初選短幅系數(shù)：＝由文獻(xiàn)查得, =~ 實(shí)際短幅系數(shù)：擺線輪滾動(dòng)軸承裝在輸入軸上，工作轉(zhuǎn)速較高；承受嚙合作用力和W機(jī)構(gòu)孔銷作用力的合力，工作載荷甚大；尺寸因要求傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊而不能過(guò)大（通常不用外圈而直接以擺線輪內(nèi)孔作為外滾道）。因此，擺線輪滾動(dòng)軸承常因工作惡劣和尺寸受限往往成為傳動(dòng)裝置中一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)。轉(zhuǎn)臂軸承徑向負(fù)載：＝＝16988N轉(zhuǎn)臂軸承當(dāng)量負(fù)載＝＝17837N時(shí)，=時(shí)，＝。選擇圓柱滾子軸承，設(shè)計(jì)時(shí)通常選用圓柱滾子軸承（GB/T2831994），轉(zhuǎn)臂軸承一般都去掉外圈。＝260（～）＝104～130由文獻(xiàn)查得GB/T28394，選N2213軸承