【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 的基本公式，計(jì)算出柔輪受四力作用時(shí)各點(diǎn)位移，得到柔輪的變形形狀。最后在三維造型軟件proe中建立諧波齒輪傳動(dòng)裝置的實(shí)體模型，為諧波齒輪傳動(dòng)裝置關(guān)鍵零件的力學(xué)特性有限元分析奠定了基礎(chǔ)。（3）諧波齒輪傳動(dòng)裝置是依靠柔輪齒與剛輪齒之間的嚙合來傳遞運(yùn)動(dòng)和載荷的，柔輪是在波發(fā)生器作用的情況下柔輪齒與剛輪齒才發(fā)生嚙合，柔輪殼體的彈性變形帶動(dòng)著柔輪齒的運(yùn)動(dòng)，再通過柔輪齒與剛輪齒的嚙合來實(shí)現(xiàn)輪齒的共軛運(yùn)動(dòng)及錯(cuò)齒運(yùn)動(dòng)。齒廓嚙合接觸力的分布體現(xiàn)了諧波齒輪傳動(dòng)裝置的嚙合性能。所以通過有限元接觸分析對(duì)齒間的接觸力進(jìn)行分析。（4）柔輪是諧波齒輪傳動(dòng)裝置的主要構(gòu)件，柔輪是一個(gè)薄壁殼體，柔輪殼體在實(shí)際工作環(huán)境中在交變應(yīng)力的作用下，很容易發(fā)生疲勞破壞，整個(gè)諧波齒輪傳動(dòng)裝置的使用壽命取決于柔輪殼體的強(qiáng)度，因此分析柔輪殼體的強(qiáng)度在對(duì)諧波齒輪傳動(dòng)的研究中的具有重要意義。本文分析了柔輪殼體中的應(yīng)力大小和分布規(guī)律。（5）進(jìn)行了有限元?jiǎng)恿W(xué)分析，確定了結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性。對(duì)模型進(jìn)行模態(tài)分析可以確定某個(gè)振型在特定方向上參與振動(dòng)的程度，即可以確定模型的固有頻率、振型。為了避免結(jié)構(gòu)共振或以特定頻率進(jìn)行振動(dòng)，對(duì)模型進(jìn)行模態(tài)分析非常有效，這樣使設(shè)計(jì)人員可以得到模型在不同固有頻率下的不同振型，對(duì)剛輪和柔輪嚙合的模型進(jìn)行模態(tài)分析就可以得到模擬真實(shí)工作的振動(dòng)情況，在此基礎(chǔ)上可以對(duì)其它力學(xué)特性進(jìn)行分析。諧波齒輪傳動(dòng)作為一種新型的傳動(dòng)技術(shù)在最近的幾十年里發(fā)展的速度非常快。諧波齒輪傳動(dòng)主要是依靠柔輪的彈性變形來傳遞運(yùn)動(dòng)和載荷的，所以設(shè)計(jì)諧波齒輪傳動(dòng)的工作量非常大。隨著社會(huì)的進(jìn)步和發(fā)展，在諧波齒輪傳動(dòng)出現(xiàn)后的幾十年里，不僅僅科技強(qiáng)國(guó)在研究這項(xiàng)技術(shù)，世界上各工業(yè)比較發(fā)達(dá)的國(guó)家都有一大批的研究人員致力于這類新型傳動(dòng)技術(shù)的開發(fā)，針對(duì)這種新型傳動(dòng)技術(shù)在實(shí)際應(yīng)用中出現(xiàn)的全部問題，各國(guó)學(xué)者針對(duì)這些問題的出現(xiàn)都做了大量的工作。正是因?yàn)橹C波齒輪傳動(dòng)本身所帶有的復(fù)雜性和廣泛性問題，所以至今還有不少問題沒有完全徹底的解決。所以，研究諧波齒輪傳動(dòng)具有非常重要的意義。諧波齒輪傳動(dòng)是由剛輪、柔輪和波發(fā)生器三個(gè)基本運(yùn)動(dòng)構(gòu)件組成的，柔輪作為傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的中間撓性構(gòu)件是其中最關(guān)鍵的元件。諧波齒輪傳動(dòng)動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的傳遞主要是依靠柔輪的彈性變形帶動(dòng)柔輪和剛輪之間的錯(cuò)齒運(yùn)動(dòng)來實(shí)現(xiàn)的。柔輪的應(yīng)力應(yīng)變情況在載荷的作用下變得非常復(fù)雜。特別是波發(fā)生器的輸入轉(zhuǎn)速一般都比較高，柔輪在波發(fā)生器的作用下發(fā)生連續(xù)性的彈性變形，長(zhǎng)時(shí)間承受著交變應(yīng)力的作用，諧波齒輪傳動(dòng)的使用壽命在相當(dāng)大的程度上取決于柔輪的強(qiáng)度。柔輪輪齒和殼體的疲勞斷裂是諧波齒輪傳動(dòng)最主要的失效形式，因此在提高諧波齒輪使用壽命的研究中柔輪應(yīng)力的分布狀況顯得十分重要。，柔輪就會(huì)發(fā)生很大的變形，這就會(huì)直接影響柔輪和剛輪齒間的嚙合，很容易導(dǎo)致傳動(dòng)的回差，在很多時(shí)候嚴(yán)重影響了傳遞運(yùn)動(dòng)的精度和平穩(wěn)性。所以對(duì)諧波齒輪傳動(dòng)進(jìn)行有限元分析研究時(shí)考慮有載荷的作用勢(shì)在必行，并在此基礎(chǔ)上對(duì)諧波齒輪傳動(dòng)進(jìn)行應(yīng)力分布研究才能對(duì)實(shí)際應(yīng)用有指導(dǎo)作用。本文所研究的主要內(nèi)容，就是利用有限元軟件對(duì)載荷作用下的諧波齒輪傳動(dòng)的輪齒嚙合以及殼體進(jìn)行應(yīng)力分析?；谝陨蟽?nèi)容的敘述，建立柔輪與剛輪嚙合的實(shí)體仿真模型、選用合理的單元類型、用有限元軟件較系統(tǒng)地計(jì)算和分析工作狀態(tài)下的柔輪齒圈和筒體的應(yīng)力大小及分布規(guī)律，對(duì)實(shí)際應(yīng)用情況有著重要的指導(dǎo)意義。有限元法作為一種新型的結(jié)構(gòu)分析方法在近幾年來應(yīng)用非常廣泛。把要分析的連續(xù)體轉(zhuǎn)換成離散結(jié)構(gòu)是有限元法的主要特點(diǎn)。在對(duì)諧波齒輪傳動(dòng)裝置進(jìn)行有限元分析時(shí)，將空間實(shí)體簡(jiǎn)化為一定的模型，根據(jù)實(shí)際工作情況定義邊界條件后再進(jìn)行分析計(jì)算。有限元方法的缺點(diǎn)主要就是邊界條件很不好確定，分析前要對(duì)模型進(jìn)行很多的簡(jiǎn)化。但是利用現(xiàn)有的有限元軟件（如 ANSYS)進(jìn)行計(jì)算分析時(shí)，可以對(duì)建模進(jìn)行簡(jiǎn)化、劃分網(wǎng)格、后處理工作等操作。而且，這種方法還可以根據(jù)不同的分析要求選取不同的網(wǎng)格，不但分析靈活，而且還可以方便的對(duì)整個(gè)柔輪進(jìn)行應(yīng)力、位移的分析。本文主要使用這種方法對(duì)諧波齒輪傳動(dòng)關(guān)鍵零件的力學(xué)特性進(jìn)行有限元分析。本章簡(jiǎn)要介紹諧波齒輪傳動(dòng)在國(guó)內(nèi)和國(guó)外發(fā)展的現(xiàn)狀和發(fā)展動(dòng)向，以及諧波齒輪傳動(dòng)的未來發(fā)展趨勢(shì)和諧波齒輪傳動(dòng)在技術(shù)上的發(fā)展前景；并且概述介紹諧波齒輪傳動(dòng)在各個(gè)領(lǐng)域的應(yīng)用；另外，簡(jiǎn)要說明本課題的研究?jī)?nèi)容和課題研究的意義。通過本章的介紹使讀者對(duì)本文有一個(gè)概括的了解，希望對(duì)本文的深入理解有所幫助。（倒數(shù)第三頁里有東東）電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：；工作機(jī)所需功率為：；傳動(dòng)裝置的總效率為：；傳動(dòng)滾筒 滾動(dòng)軸承效率 閉式齒輪傳動(dòng)效率 聯(lián)軸器效率 代入數(shù)值得：所需電動(dòng)機(jī)功率為：略大于 即可。選用同步轉(zhuǎn)速1460r/min ；4級(jí) ；型號(hào) 取滾筒直徑（1）總傳動(dòng)比(2)分配動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)傳動(dòng)比則低速級(jí)的傳動(dòng)比 電機(jī)端蓋組裝CAD截圖 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1按傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2絞車為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 1009588）。3材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40 HBS。4選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。取5初選螺旋角。初選螺旋角由《機(jī)械設(shè)計(jì)》設(shè)計(jì)計(jì)算公式（1021）進(jìn)行試算，即（1）試選載荷系數(shù)1。（2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖1030選取區(qū)域系數(shù)。（3）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖1026查得，則。（4）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表107 選取齒寬系數(shù)（6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表106查得材料的彈性影響系數(shù)（7）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。（9）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖（1019）取接觸疲勞壽命系數(shù)。 。（10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版式（1012）得（11）許用接觸應(yīng)力（1）試算小齒輪分度圓直徑===（2）計(jì)算圓周速度（3）計(jì)算齒寬及模數(shù) ==2mmh==（4）計(jì)算縱向重合度=（5）計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)根據(jù)v= m/s,7級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖108查得動(dòng)載系數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表104查得的值與齒輪的相同，故由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖 1013查得由《機(jī)械設(shè)計(jì)》=（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式（1010a）得（7）計(jì)算模數(shù) 由式（1017）（1）計(jì)算載荷系數(shù)。 =（2）根據(jù)縱向重合度 ，從《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖1028查得螺旋角影響系數(shù)（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。（4）查齒形系數(shù)。由表105查得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表105查得（6）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖1024c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 ；（7）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版式（1012）得（9）計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較。=由此可知大齒輪的數(shù)值大。對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) 大于由齒面齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 的法面模數(shù)，取2，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度， 來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取 ，則 取 a=將中以距圓整為141mm.因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。、小齒輪的分度圓直徑圓整后取.低速級(jí)取m=3。由 取圓整后取表 1高速級(jí)齒輪：名　　稱代號(hào)計(jì) 算 公 式 　　　小齒輪大齒輪模數(shù)m22壓力角2020分度圓直徑d=227=54=2109=218齒頂高齒根高齒全高h(yuǎn)齒頂圓直徑表 2低速級(jí)齒輪：名　　稱代號(hào)計(jì) 算 公 式 　　　小齒輪大齒輪模數(shù)m33壓力角2020分度圓直徑d=327=54=2109=218齒頂高齒根高齒全高h(yuǎn)齒頂圓直徑4.　軸的設(shè)計(jì) 若取每級(jí)齒輪的傳動(dòng)的效率,則因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為圓周力 ,徑向力 及軸向力 的,《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表153,取 ,于是得,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào).聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩, 查表考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 ,則:按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50142003或手冊(cè),選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000 .半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取 ,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度 L=112mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度.（1）擬定軸上零件的裝配方案