【正文】 治學(xué)之外，教授也在生活中給予無(wú)微不至的關(guān)心，教我很多有益的人生道理。 致謝 在順利完成設(shè)計(jì)“基于UG的擺線(xiàn)針輪減速器的設(shè)計(jì)”之際：首先向辛勤指導(dǎo)我的老師羅教授致以衷心的感謝和崇高的敬意，在這大學(xué)四年中，羅教授是我很多重要專(zhuān)業(yè)課的任課教師，也是我本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的指導(dǎo)老師。利用可視化產(chǎn)品設(shè)計(jì)，可以減少對(duì)物理原型的需要 ，直觀地展示裝配體結(jié)構(gòu)和裝配過(guò)程，測(cè)量和分析裝配性能 。其中的難點(diǎn)是擺線(xiàn)輪齒廓的生成，在解決這個(gè)問(wèn)題方面，擺線(xiàn)輪的建模用UG自身的表達(dá)式計(jì)算功能生成擺線(xiàn)輪齒廓。在裝置的布置中，兩片擺線(xiàn)輪成布置，這樣能使軸的受力平衡，減少W機(jī)構(gòu)中軸承的受力，提高該軸承的壽命。（2）在擺線(xiàn)針輪減速器裝置的設(shè)計(jì)中：為使擺線(xiàn)輪的承載能力最大，建立了數(shù)學(xué)模型，并用計(jì)算機(jī)求解，選擇了最優(yōu)的齒頂修形參數(shù)。此外，與漸開(kāi)線(xiàn)少齒差行星傳動(dòng)相比，由于它有近半數(shù)的齒同時(shí)嚙合，因此，它的承載能力更大，使用壽命更長(zhǎng)；同時(shí)，它無(wú)齒頂相碰和齒廓重疊干涉等問(wèn)題，具有更大的適應(yīng)性，越來(lái)越受世界各國(guó)重視。這些圖形嚴(yán)格與零件三維模型相關(guān)，一般不能在二維空間進(jìn)行隨意的結(jié)構(gòu)修改，因?yàn)樾薷乃鼤?huì)破壞零件模型與視圖的對(duì)應(yīng)關(guān)系，在工程圖模塊下，作的主要工作是設(shè)置好投影視圖布局，完成工程圖圖紙所需要的其它信息的繪制、標(biāo)注、說(shuō)明等。一般對(duì)零件較多或裝配要求較嚴(yán)格的裝配體，應(yīng)該裝配好—個(gè)零件就進(jìn)行一次裝配檢查，這樣可以及時(shí)發(fā)現(xiàn)錯(cuò)誤，及時(shí)修正。圖58為擺線(xiàn)針輪減速器及其相關(guān)零件虛擬裝配圖。完成子裝配工作后，進(jìn)行總裝配，依照從內(nèi)到外的順序，先裝配輸入軸，輸出軸，再裝配兩個(gè)擺線(xiàn)輪，再裝配針齒銷(xiāo)和針齒殼，最后裝附件，得到減速器完整的裝配，圖56為內(nèi)部主要零部件的爆炸圖。 圖53 箱體 圖54 針齒殼 輸出軸輸出軸的主要特征都和圓有關(guān)，主要利用圓柱、圓臺(tái)、草繪拉伸，打孔、布爾運(yùn)算等操作將其繪出。其二是，借助UG的規(guī)律曲線(xiàn)命令，在“工具”菜單下“表達(dá)式”命令對(duì)話(huà)框中按UG的語(yǔ)法格式輸入擺線(xiàn)輪曲線(xiàn)的參數(shù)方程，點(diǎn)擊“插入”菜單下的“規(guī)律曲線(xiàn)”命令，x、y、z各方向的規(guī)律由表達(dá)式中的參數(shù)方程控制，生成擺線(xiàn)輪齒廓。擺線(xiàn)輪廓直角坐標(biāo)參數(shù)方程前面已經(jīng)給出，現(xiàn)有兩種方法生成擺線(xiàn)輪齒廓曲線(xiàn)：其一是，根據(jù)擺線(xiàn)輪參數(shù)方程，用C語(yǔ)言編制一個(gè)生成擺線(xiàn)輪齒廓曲線(xiàn)的程序，將其保存為擴(kuò)展名為．txt文件。第五章 基于UG的擺線(xiàn)針輪減速器設(shè)計(jì)5．1建模 擺線(xiàn)輪擺線(xiàn)輪是一個(gè)盤(pán)式結(jié)構(gòu)，其上均勻分布孔的零件，它最大的特征是擺線(xiàn)輪廓；此零件三維建模的難點(diǎn)也在于擺線(xiàn)輪廓的繪制。密封件選擇J型無(wú)骨架油封。若在低溫或高溫環(huán)境以及在啟動(dòng)頻煩的場(chǎng)合，須跟據(jù)情況重新選擇適宜潤(rùn)滑油。 其它零件的設(shè)計(jì)其它零件的設(shè)計(jì)見(jiàn)草圖，在此不作說(shuō)明。故有效應(yīng)力集中系數(shù)為＝＝由文獻(xiàn)［12］附圖32得尺寸系數(shù)= ；由文獻(xiàn)［12］附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)= 。2）截面2左側(cè)抗彎截面系數(shù) ＝42875抗扭截面系數(shù) ＝85750彎矩 ＝917352扭矩 T＝144897截面上的彎曲應(yīng)力 ＝ MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力＝ MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[12]表151，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面 4 處過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中較為嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面3上的應(yīng)力最大。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，并取=，軸的計(jì)算應(yīng)力 Mpa，前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[12]表15－1查得=60MPa，因此〈，故安全。由文獻(xiàn)[12]，表152，取軸端倒角為，各軸肩圓角半徑為.力的計(jì)算由前面知， 作用點(diǎn)到、作用點(diǎn)的距離相等，都為54mm，得，＝8494N，＝8494N。軸承端蓋由減速器結(jié)構(gòu)定，總寬度為57mm。校核該軸承：該軸承符合壽命要求，所以，＝30mm, =25mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)其裝配結(jié)構(gòu)圖如圖42，上選用滾動(dòng)深溝球軸承6408，由文獻(xiàn)[13]表6—1查得，d=40,D=110,B=27,= ，則可知=40，=40mm；=24mm,由減速器的結(jié)構(gòu)知，＝75mm，＝18mm。mm由前面已經(jīng)算出，T＝144897公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩N軸按磨削加工，又附圖的表面質(zhì)量系數(shù)為＝軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式得綜合系數(shù)值為＝＝又由文獻(xiàn)［12］及32得碳鋼的特性系數(shù)＝，＝于是，計(jì)算安全系數(shù)值，則得＝＝＝故可知其安全。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，按文獻(xiàn)［12］表32查取，因，經(jīng)插值后可查得＝，＝；又由[12]附圖31，可得材料敏性系數(shù)為，＝。截面4上應(yīng)力最大，因而該軸只需校核截面4左側(cè)即可。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面 4 和5 處過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中較為嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面5上的應(yīng)力最大。根據(jù)下式及上表中的數(shù)值，并取=，軸的計(jì)算應(yīng)力，前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得=60MPa，因此〈，故安全。求軸上載荷N由前面的軸的結(jié)構(gòu)知， 、受力中心距離為116mm,、受力中心距離為50mm,因＝5600N，故得＝8014N ， ＝2414N 。軸上聯(lián)軸器定位采用平鍵聯(lián)接，由文獻(xiàn)[13]GB/T10951979，選用平鍵＝，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸的配合，選擇配合為H7/k6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位借過(guò)渡配合來(lái)保證，安裝軸承處選軸的尺寸公差為m6。軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)其裝配結(jié)構(gòu)圖如圖41，上選用滾動(dòng)深溝球軸承6214，由文獻(xiàn)[13]表6—1查得，d=70,D=125,B=24,=79，則可知=70，=65；上選用深溝球軸承6215，D=130，B=25， =84，所以，=75，所以，=22，=30，=120，套筒長(zhǎng)93，外圈直徑84。 輸出軸的計(jì)算結(jié)構(gòu)圖如圖41，圖41 輸出軸結(jié)構(gòu)裝配圖設(shè)計(jì)計(jì)算如下：項(xiàng)目代號(hào)單位設(shè)計(jì)計(jì)算、結(jié)果及說(shuō)明轉(zhuǎn)矩TN間隔環(huán)mm＝15柱銷(xiāo)直徑mm＝取＝22 由文獻(xiàn)[1]—7，?。?2。針齒銷(xiāo)抗彎強(qiáng)度MPa選用三支點(diǎn)，材料為軸承鋼時(shí)＝150～200MPa針齒銷(xiāo)轉(zhuǎn)角rad＝＝，材料為軸承鋼時(shí)＝～。轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)外圈相對(duì)轉(zhuǎn)速nr/min＝1582轉(zhuǎn)臂軸承壽命h＝＝10613—壽命指數(shù)，球軸承＝3，滾子軸承＝10/3。轉(zhuǎn)臂軸承徑向負(fù)載N＝＝16988轉(zhuǎn)臂軸承當(dāng)量負(fù)載PN＝＝17837時(shí)，=時(shí)，＝。傳力齒號(hào)mnm=2， n=4參看上一章介紹，由計(jì)算機(jī)求出。齒形修正mm＝， ＝考慮合理修形，建立優(yōu)化模型，由計(jì)算機(jī)求出。針齒銷(xiāo)半徑mm?。?mm針齒套壁厚一般為2～6mm。 輸出機(jī)構(gòu)柱銷(xiāo)強(qiáng)度計(jì)算 輸出機(jī)構(gòu)柱銷(xiāo)的受力情況（），相當(dāng)一懸臂梁，在作用下，柱銷(xiāo)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。650mm時(shí)，可選用帶外座圈的單列向心短圓柱滾子軸承。 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(xiāo)的彎曲應(yīng)力及剛度，改善銷(xiāo)、套之間的潤(rùn)滑，必須采用三支點(diǎn)針齒。因此，要進(jìn)行針齒銷(xiāo)的風(fēng)度計(jì)算，即校核其轉(zhuǎn)角值。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(xiàn)輪嚙合的作用力， －當(dāng)量彈性模量，因擺線(xiàn)輪與針齒為軸承鋼，＝ －擺線(xiàn)輪寬度，＝（～），－當(dāng)量曲率半徑。熱處理硬度常取58～62HRC。設(shè)最大受力為，按上述原則可得由擺線(xiàn)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(xiàn)輪的作用力必須與嚙合的作用力及輸出機(jī)構(gòu)柱銷(xiāo)數(shù)目的作用力平衡。當(dāng)針齒銷(xiāo)為兩支點(diǎn)時(shí)，當(dāng)針齒銷(xiāo)為三支點(diǎn)時(shí)， 輸出機(jī)構(gòu)的柱銷(xiāo)（套）作用于擺線(xiàn)輪上的力若柱銷(xiāo)孔與柱銷(xiāo)套之間沒(méi)有間隙，根據(jù)理論推導(dǎo)，各柱銷(xiāo)對(duì)擺線(xiàn)輪作用力總和為 式中，——輸出機(jī)構(gòu)柱銷(xiāo)數(shù)目（1） 判斷同時(shí)傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷(xiāo)數(shù)目 考慮到分配不均勻，設(shè)每片擺線(xiàn)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為，（T——為擺線(xiàn)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(xiāo)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(xiāo)是否傳遞轉(zhuǎn)矩應(yīng)按下述原則判定：如果，則此處柱銷(xiāo)不可能傳遞轉(zhuǎn)矩；如果，則此處柱銷(xiāo)傳遞轉(zhuǎn)矩。設(shè)擺線(xiàn)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。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。從到的初始側(cè)隙分布曲線(xiàn)如圖3—7所示圖3—7 與的分布曲線(xiàn)（2）判定擺線(xiàn)輪與針輪同時(shí)嚙合齒數(shù)的基本原理 設(shè)傳遞載荷時(shí)，對(duì)擺線(xiàn)輪所加的力矩為，在的作用下由于擺線(xiàn)輪與針齒輪的接觸變形W及針齒銷(xiāo)的彎曲變形f，擺線(xiàn)輪轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角，若擺線(xiàn)輪體、安裝針齒銷(xiāo)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(xiàn)輪各嚙合點(diǎn)公法線(xiàn)方向的總變形W+f或在待嚙合點(diǎn)法線(xiàn)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(xiàn)輪的轉(zhuǎn)角； ——第i個(gè)齒嚙合點(diǎn)公法線(xiàn)或待嚙合點(diǎn)的法線(xiàn)至擺線(xiàn)輪中心的距離