【正文】 用點O1和C點的虛位移與B點的虛位移相同,即 （34）將式(34)代入式(33),注意到Rg在O1點的虛位移δSO1上作的功等于零,于是得到 （35）式中 F——嚙合齒輪受到的嚙合力； M——內(nèi)齒環(huán)板上的最大彎矩為，； r——內(nèi)齒輪分度圓的半徑； ——重合度系數(shù)，=。由(35)式解的F=。式(35)是一個極重要的公式,從它可以得出下面兩點結(jié)論1)內(nèi)齒板的慣性力對嚙合力無影響；2)當(dāng)輸入力偶矩M為恒定時,嚙合力F的大小不變。至此,我們更可以想象得到,嚙合力F的作用點沿著內(nèi)齒圈的節(jié)圓迅速地移動著,其角速度等于曲柄O′B的角速度,但不論移動到哪里,F的大小不變。以上所述就是我們作支座動反力分析的基礎(chǔ)性工作。目前，常用的機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析軟件有Admas、RecurDyn、Ansys等，但這些軟件存在CAD建模能力較弱的缺陷，需從其它CAD軟件導(dǎo)入模型，造成分析不便。UG作為大型的工程CAD/CAE/CAM軟件，其運動仿真模塊已集成了Admas和RecurDyn算法，因此運用UG進(jìn)行機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析具有靈活、方便等優(yōu)點。首先，利用UG強大的CAD建模功能，根據(jù)設(shè)計要求與分析簡化原則，建立三環(huán)減速器模型。模型建立的方法有兩種：一種是直接建模的方法，在UG中CAD模塊下，建立模型；另一種是首先建立各個部件的CAD模型，然后裝配成實體模型。本次設(shè)計采用的是首先建立各個部件的CAD模型，然后裝配成實體模型的方案。 內(nèi)齒環(huán)板的有限元結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化根據(jù)本課題的相關(guān)要求，對內(nèi)齒環(huán)板進(jìn)行有限元分析與優(yōu)化。根據(jù)第二章中對輸出軸、輸入軸、內(nèi)齒環(huán)板的強度及剛度的校核，所設(shè)計零件都符合強度要求。對內(nèi)齒環(huán)板進(jìn)行有限元的分析與優(yōu)化來減輕內(nèi)齒環(huán)板的厚度而減小其質(zhì)量，進(jìn)而減少減速器整體的重量。對內(nèi)齒環(huán)板的前處理：對內(nèi)齒環(huán)板進(jìn)行前處理時需對其進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計，通過前幾章的分析可知需校核輸入軸孔和支撐軸孔出的所需應(yīng)力是否滿足要求即可。既而初始設(shè)定輸入軸孔的直徑支撐軸孔的直徑板的厚度B=100mm。在有限元分析的模塊里需將CAD 模型轉(zhuǎn)變?yōu)橛邢拊Ｐ秃头抡婺Ｐ停瑢ζ浣Y(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析。經(jīng)過分析可得出支撐軸孔處定義其約束為銷釘約束，輸入軸孔處內(nèi)齒環(huán)板受的力為軸承力。接下來定義內(nèi)齒環(huán)板的材料屬性為45鋼和物理屬性，查手冊可知其質(zhì)量密度、楊氏模量、泊松比等值。接下來對內(nèi)齒環(huán)板進(jìn)行網(wǎng)格劃分，將其劃分為10個節(jié)點的四面體網(wǎng)格。 網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖(32)所示。如圖32 內(nèi)齒環(huán)板的網(wǎng)格劃分結(jié)果對內(nèi)齒環(huán)板的有限元分析:當(dāng)對內(nèi)齒環(huán)板的前處理完成后，需要對其進(jìn)行求解。由前部分計算可知內(nèi)齒環(huán)板嚙合時齒所受的水平方向的力添加力后可求的在力在的作用下內(nèi)齒環(huán)板所受的最大節(jié)點應(yīng)力為內(nèi)齒環(huán)板所受的最大變形量，其求解結(jié)果如圖(33)、(34)所示。圖33 內(nèi)齒環(huán)板的最大節(jié)點應(yīng)力圖34內(nèi)齒環(huán)板最大變形值對內(nèi)齒環(huán)板的后處理：對內(nèi)齒環(huán)板進(jìn)行優(yōu)化使內(nèi)齒環(huán)板的厚度減小，進(jìn)而減小內(nèi)齒環(huán)板的質(zhì)量而其需用應(yīng)力值又符合要求。后處理完后對其優(yōu)化，對仿真模型進(jìn)行新建新的求解方案，優(yōu)化后所得的最大節(jié)點應(yīng)力優(yōu)化后內(nèi)齒環(huán)板所受的最大最大變形值，求解結(jié)果如圖(35)、(36)所示。圖35優(yōu)化后內(nèi)齒環(huán)板的最大節(jié)點應(yīng)力圖36優(yōu)化后內(nèi)齒環(huán)板最大變形值內(nèi)齒板由厚度100mm變?yōu)?0mm，優(yōu)化后的數(shù)據(jù)表如圖（37）所示。圖37 優(yōu)化后所得的數(shù)據(jù)表當(dāng)三環(huán)減速器各軸之間的中心距確定之后，影響其動力性能的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有偏心距、嚙合角、齒數(shù)差(或傳動比)以及偏心套外圓半徑、內(nèi)齒環(huán)板高速軸孔大小(或行星軸承尺寸)等等。設(shè)計時，不能孤立地考慮這些參數(shù)，它們之間存在相互影響的關(guān)系。偏心距由嚙合角、齒數(shù)差(或傳動比)決定，即: （36）由上式知，當(dāng)齒數(shù)差z2z1越小或傳動比i越大時，偏心距越?。粐Ш辖窃酱髸r，偏心距越大，則選用的行星軸承尺寸越大，齒板高速軸軸承孔徑也就越大。傳動比的變化對三環(huán)減速器的動力性能影響極大，傳動比越大，則偏心距越小。行星軸承載荷必然大。嚙合角的變化，對行星軸承載荷影響小得多。當(dāng)不考慮偏心套外徑(r2=0)時，嚙合力分布為正值；當(dāng)考慮偏心套外徑(r2=)時，嚙合力出現(xiàn)負(fù)值，而且其幅值明顯增大。輸入扭矩也不再是固定值。因此，對三環(huán)減速器進(jìn)行動力計算，必須考慮偏心套外徑r2的影響。此外，內(nèi)外圈接觸承載位置，也影響三環(huán)減速器的動力性能。只考慮行星軸承變形及齒板變形時，影響三環(huán)減速器載荷特性的剛度，主要是行星軸承剛度和內(nèi)齒圈的變形剛度。(1)行星軸承剛度對三環(huán)減速器性能的影響軸承剛度與軸承材料、間隙、油膜等很多因素有關(guān)。輸入軸行星軸承剛度對嚙合力及行星軸承載荷的影響。當(dāng)輸入軸行星軸承剛度小一個數(shù)量級時，負(fù)向嚙合力區(qū)域增大。隨著剛度減小，各相嚙合力越不均衡，輸入軸行星軸承載荷幅值變小，而轉(zhuǎn)移到支承軸上，使其行星軸承載荷幅值增加。支承軸行星軸承剛度的影響比輸入軸行星軸承剛度更大。嚙合力及各行星軸承載荷在軸承剛度較小的情況時，都出現(xiàn)正常載荷的10倍以上的沖擊現(xiàn)象，沖擊產(chǎn)生的位置隨剛度變化不同。(2)內(nèi)齒圈的變形剛度對三環(huán)減速器性能的影響內(nèi)齒圈剛度對載荷的影響與行星軸承剛度對載荷的影響恰好相反。當(dāng)剛度越小時三相齒板的嚙合力越均衡，而且行星軸承載荷幅值基本上不變。由此可推知:減小三環(huán)減速器振動的途徑之一就是提高行星軸承剛度，減小內(nèi)齒圈剛度。通過對行星軸承進(jìn)行預(yù)緊和采用軟齒面或大柔度齒圈的辦法，以提高輸入軸和輸出軸的使用壽命及整機(jī)的使用壽命。結(jié)論三環(huán)減速器以其結(jié)構(gòu)簡單、傳動比大、體積小、承載能力強、傳動效率高等優(yōu)點，近年來得到了迅速的發(fā)展。但該傳動裝置在高速、重載和大傳動比情況下振動和噪聲大、溫升高及軸承早期破壞等問題，大大影響了其推廣進(jìn)程，成為亟待解決的關(guān)鍵技術(shù)難題。為解決這一問題，本文進(jìn)行了如下的研究工作:(1)根據(jù)三環(huán)減速器的文獻(xiàn)和資料，對國內(nèi)三環(huán)減速器研究的技術(shù)現(xiàn)狀進(jìn)行了全面系統(tǒng)的分析和綜述。(2)針對對稱式三環(huán)減速器進(jìn)行了系統(tǒng)研究，建立了三環(huán)減速器的內(nèi)齒環(huán)板、高速軸以及輸出軸的動力分析基本方程，根據(jù)位移協(xié)調(diào)原理推導(dǎo)出動力分析補充方程，從而提出了三環(huán)減速器的動力分析模型，為研究三環(huán)減速器的動態(tài)特性奠定了基礎(chǔ)，為正確設(shè)計三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)提供了理論依據(jù)。(3)本文以工程應(yīng)用為主，對三環(huán)減速器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計，詳細(xì)確定了各種結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸，畫出了各個主要零部件的零件圖和整機(jī)的裝配圖，并對各個零部件和整機(jī)裝配進(jìn)行了三維虛擬造型設(shè)計。(4)對對稱式三環(huán)減速器進(jìn)行了動力學(xué)特性分析，分析了嚙合力、行星軸承載荷、箱體軸承載荷隨工況角的分布情況，研究了影響三環(huán)減速器動力特性的各種因素，為改進(jìn)三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)及優(yōu)化設(shè)計、降低振動指明了方向。通過對三環(huán)減速器重要傳動部件—內(nèi)齒環(huán)板的有限元靜力分析，說明本課題設(shè)計的三環(huán)減速器輪齒的齒根彎曲強度足以滿足工作要求因為時間和篇幅等諸多原因，本文有很多內(nèi)容研究的還不夠深入。今后還可以在以下方面做進(jìn)一步更深層次的研究和探討:建立考慮機(jī)構(gòu)間隙的三環(huán)減速器的動力學(xué)模型，對其進(jìn)行力學(xué)性能研究；在結(jié)構(gòu)設(shè)計時需要考慮均載的問題；對三環(huán)減速器進(jìn)行虛擬設(shè)計和制造并進(jìn)行仿真設(shè)計；利用各種工程軟件對三環(huán)減速器的整機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計；充分考慮加速度對結(jié)構(gòu)的影響。參考文獻(xiàn)[1]（第五版）：（變）速器?電機(jī)與電器 [M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，[2]（第五版）： [M].北京：[3]（第二版）：[M].北京：[4].（第八版）：[M].[5].（第四版）：[M].[6]（第七版）：[M].[7].[D].重慶:重慶大學(xué)，[8] 「D」.江蘇：揚州大學(xué)，[9]陳應(yīng)杰. 三環(huán)減速器動力學(xué)分析 [D].湖南：中南大學(xué)，[10] .「D」.天津大學(xué)，[11] [J].[12] Takeshi Ishida and Teruaki Hidaka. Gears .International Power transmission and Gearing Conferenee，Volumel[J]，ASME,2002. [13] ， and shing gear tooth surface geome and normal deviatl on Meehanism and Maehine theory[J], China:Journal of Harbin Institute of Technology(New Series),2008 [14] LIANG yong sheng，LI Huaming，LI Guixian, Theoretical calculation and experimental study on the load distribution coefficient(LDC) of threering gear reducer[J],China Journal of Harbin Institute of Technology(New Series)，2006[15]張俊. 三環(huán)減速器承載能力研究與新產(chǎn)品系列設(shè)計.[D].天津:[16]范佳. 三環(huán)減速器有限元分析.「D」.河北:致謝在論文完成之際，作者首先要向?qū)熇钊A強老師致以深深的謝意。在畢業(yè)設(shè)計期間，導(dǎo)師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、活躍的學(xué)術(shù)思想、淵博的知識、寬容的長者風(fēng)范使學(xué)生受益匪淺。在撰寫論文的過程中，導(dǎo)師從整個論文的選題到具體工作都付出了大量心血，每遇到困難，導(dǎo)師總是耐心的指導(dǎo)和熱情的鼓勵。同時，我在畢業(yè)設(shè)計的整個階段也得到了導(dǎo)師思想上的教育和生活上的關(guān)心，讓我能端正學(xué)術(shù)研究態(tài)度，集中精力做好研究設(shè)計工作。在此謹(jǐn)向李華強老師表示衷心的感謝和深深的敬意。感謝機(jī)械學(xué)院的領(lǐng)導(dǎo)及老師們的關(guān)心與幫助!感謝我的父母及親人們的鼓勵與支持!謹(jǐn)以此論文感謝所有關(guān)心、愛護(hù)和幫助過我的同學(xué)、朋友和親人!45