混泥土攪拌機(jī)傳動卸料系統(tǒng)設(shè)計（含CAD圖紙和說明書）,泥土,攪拌機(jī),傳動,卸料,系統(tǒng),設(shè)計,CAD,圖紙,說明書
目 錄
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摘要 1
關(guān)鍵詞 2
1前言 2
1.1研究的目的與意義 2
1.2國內(nèi)為研究現(xiàn)狀 2
2 傳動系統(tǒng)設(shè)計 4
2.1 擬定傳動方案 4
2.2 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu) 6
2.2.1 電動機(jī)容量 6
2.2.2 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 6
2.3傳動裝置的總體 7
2.3.1 確定傳動方案 7
2.3.2 傳動比的計算及鋼輪柔輪的齒數(shù) 9
2.3.3柔輪和剛輪的材料 10
2.3.4波發(fā)生器的形式及幾何參數(shù)，確定原始曲線方程 12
2.3.5 傳動模數(shù)的我初步確定 14
2.4 諧波齒輪減速器的幾何計算 15
2.4.1 選定主要嚙合參數(shù)（，，，） 15
2.4.2 柔輪和剛輪的主要幾何尺寸 17
2.4.3 齒廓嚙合干涉驗算 19
2.4.4 保證傳動正常工作性能的條件 20
2.5 柔輪，剛輪和波發(fā)生器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 20
2.5.1 柔輪和剛輪 20
2.5.2波發(fā)生器 25
2.6柔輪的疲勞強(qiáng)度驗算與穩(wěn)定性校核 28
2.7 柔性軸承的壽命計算 31
2.8 傳動效率估算 31
2.9 低速軸的設(shè)計 33
3 計算轉(zhuǎn)動裝置的運動和動力參數(shù) 34
3.1 各軸轉(zhuǎn)速 34
3.2 各軸輸入功率 35
3.3 帶傳動設(shè)計 35
3.3.1 確定計算功率Pca 35
3.3.2 選擇V帶的帶型 35
3.3.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd0并驗算帶速v 35
3.3.4 確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 36
3.3.5 驗算小帶輪上的包角 36
3.3.6 計算帶的根數(shù)z 36
3.3.7 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 37
4減速器箱體裝配圖及制造設(shè)計 38
4.1 作用 38
4.2 減速器裝配圖的繪制 38
5.箱體制造設(shè)計 39
6.附件設(shè)計 39
6.1潤滑與密封 40
6.1.1 潤滑： 40
6.2.2 軸承的密封 40
7卸料系統(tǒng)的設(shè)計 40
7.1對卸料系統(tǒng)的要求 40
7.2 確定卸料系統(tǒng)的控制方式 40
7.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 41
7.4計算和選擇液壓元件 42
7.4.1計算液壓缸的總機(jī)械載荷F 42
7.5液壓泵的計算 44
7.5.1確定液壓泵的實際工作壓力 44
7.5.2確實液壓泵的流量 44
7.5.3確定液壓泵電機(jī)的功率 44
7.5.4油管及其他輔助裝置的選擇 45
7.5.5 查閱設(shè)計手冊選擇油管公稱通徑、外徑、壁厚參數(shù) 45
7.5.6確定郵箱容量 45
7.5.7液壓缸的設(shè)計計算 45
8總 結(jié) 47
致 謝 50
混凝土攪拌機(jī)傳動及卸料系統(tǒng)設(shè)計
摘要：本為通過研究混凝土攪拌機(jī)的發(fā)展歷史和國內(nèi)外的現(xiàn)狀，比較國內(nèi)和國外混凝土攪拌機(jī)的技術(shù)差別，自主研究和改進(jìn)當(dāng)前的缺陷和不足。本文通過對三一重工和中聯(lián)重科及國內(nèi)外其他公司相關(guān)產(chǎn)品資料研究，借鑒其長處，改善其不足和缺陷。本文中主要對攪拌機(jī)的方案，傳動系統(tǒng)和卸料進(jìn)行規(guī)范的設(shè)計和描述，從而達(dá)到所需要求。
關(guān)鍵詞：減速箱；軸；齒輪；液壓；
The Design of Transmission Systems and Dischare Sytems of Concrete Mixing Plant
(College of Enineering Hunan Agriculturanl University,Changsha 410128, China)
Abstract:The paper is a diquistion of concrete mixing machine fron history and world circs at present time.The comparatitvly of mising machine technology fron inland and abrod,finding the limitation to develop the technology.standying the imformation oi SANY Company to learn strongpoint and improve the short.So in this paper,the main mixer in the programme,off-loudin and transmission system to regulate the design and description.To achieve the necessary requirements.
Key words: Transmission;Axes;Gear;Hydraulic pressure
1 前言
1.1研究的目的與意義
目前我國的混凝土攪拌機(jī)主機(jī)基本上依靠國外進(jìn)口，國內(nèi)技術(shù)水平參差不齊，只有部分產(chǎn)品接近國際先進(jìn)水平，但是自主知識產(chǎn)權(quán)缺乏，基于商品混凝土的大力推廣應(yīng)用，雙臥軸強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)使用與各類混凝土攪拌站或攪拌樓，因為他的攪拌功率大、攪拌容積大、攪拌效率高等特點，現(xiàn)在被廣大的商品混凝土行業(yè)專家所接受，所以開發(fā)本類混凝土攪拌機(jī)是符合市場要求和必須的。主要設(shè)計內(nèi)容：（1）雙臥軸強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計；（2）雙臥軸強(qiáng)制式混凝土卸料系統(tǒng)設(shè)計。
1.2國內(nèi)為研究現(xiàn)狀
在20世紀(jì)初，由蒸汽機(jī)驅(qū)動的鼓筒式混凝土攪拌機(jī)已經(jīng)開始出現(xiàn)使用。50年代后，強(qiáng)制攪拌機(jī)和自落式攪拌機(jī)等相繼出現(xiàn)問世并獲得發(fā)展。前者適合干硬性混凝土，后者適合塑性混凝土。發(fā)展到現(xiàn)在，出現(xiàn)了星式攪拌機(jī)、立式攪拌機(jī)、混凝土攪拌機(jī)、防險攪拌機(jī)、單軸攪拌機(jī)。雙軸攪拌機(jī)、防滑攪拌機(jī)等等。而目前的攪拌站、攪拌樓、攪拌車都是在此基礎(chǔ)上改造和改進(jìn)而來的。
為了確?；炷恋臄嚢栀|(zhì)量，要求混凝土混合料混合攪拌均勻，攪拌時間短，卸料快，殘留少，污染低和耗能少。影響混凝土攪拌機(jī)攪拌質(zhì)量的因素:攪拌機(jī)的加料容量與攪拌筒幾何容積的比率，攪拌機(jī)的結(jié)構(gòu)形式，混合料的加料過程與加料位置，攪拌速度和葉片襯板的磨損狀況，攪拌葉片的質(zhì)量和排列的幾何角度等等。所以這些是目前主要的研究方向。在這里面包括了環(huán)保要求的設(shè)計方向。
下圖為此次研究的仿物圖，此課題研究的是傳動和卸料系統(tǒng)。
圖一 攪拌示意簡圖
Fig1 Agitation station hint diagranm
2 傳動系統(tǒng)設(shè)計
2.1 擬定傳動方案
圖二
Fig.2
圖三
Fig.3
方案一如圖一，方案二如圖二。方案一結(jié)構(gòu)簡單，總傳動比比較大，但沿齒寬載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度；方案二結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，用于大功率、大傳動比變載荷時，故選方案二。
選擇電動機(jī)
2.2 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。
2．2.1 電動機(jī)容量
1）攪拌軸機(jī)工作機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩TW和轉(zhuǎn)速Nw
TW=3000N●m
2) 電動機(jī)輸出功率Pd
Pd==
傳動裝置的總效率η=η1●η23●η32●η4●η5
式中，η1 η2…為從電動機(jī)至攪拌軸之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由教材表2-4查得：V帶傳動η1=0.96；滾動軸承η2=0.99；諧波齒輪傳動η3=0.97；彈性聯(lián)軸器η4=0.99；攪拌軸滾動軸承η5=0.99，則
η=0.96×0.993×0.962×0.99×0.99=0.83
故
Pd= ==11.35KW
C、電動機(jī)額定功率Ped
由課程設(shè)計教材第二十章表20-1選取電動機(jī)額定功率Ped=15KW
2.2.2 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速
為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表課程設(shè)計教材表2-1查V帶傳動常用傳動比i1=2~4，諧波齒輪傳動比i2=50~500，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為
nd=nwi1i2=3000~30000r／min
故選用電動機(jī)的型號為Y160M2-2
2.3傳動裝置的總體
2.3.1 確定傳動方案
諧波齒輪傳動就其本質(zhì)來說, 是屬Z-X-V 型行星齒輪傳動。其工作原理如圖4所示, 它是由三個元件組成的, 即波發(fā)生器、柔輪和剛輪。其中任何一件均可固定不動, 其余兩件作為輸入件和輸出件它可作為減速器使用, 也可作為增速器使用。通常, 剛輪為內(nèi)齒輪, 固定不動; 波發(fā)生器為橢圓凸輪( 或雙滾輪) , 作輸入軸; 柔輪為外齒輪, 作輸出軸; 而且大都采用2波傳動, 即波發(fā)生器轉(zhuǎn)1 轉(zhuǎn), 柔輪變形兩次; 也即剛輪與柔輪的齒數(shù)差為2。若將波發(fā)生器裝在柔輪中, 將使柔輪變?yōu)闄E圓形, 此時, 處于長軸的齒將與剛輪齒接觸嚙合, 而處于短軸的齒則與剛輪齒脫開。當(dāng)波發(fā)生器回轉(zhuǎn)時, 將迫使柔輪齒依次同剛輪齒嚙合, 由于相差2 齒, 故發(fā)生器轉(zhuǎn)1 轉(zhuǎn), 將使柔輪在相反方向轉(zhuǎn)過2 齒, 從而獲得減速運動。
圖4工作原理
Fig4 Working principle
本設(shè)計采用鋼輪固定不動，波發(fā)生器作輸入軸，柔輪作輸出軸。
柔輪的結(jié)構(gòu)型式主要有杯形、環(huán)形和鐘形三種。經(jīng)常采用的是杯形柔輪,本設(shè)計也采用了杯形柔輪，其結(jié)構(gòu)如圖5 所示。
圖5 柔輪結(jié)構(gòu)簡圖
Fig5 Flexible wheel Structure diagram
杯形柔輪雖然工藝性較差，但結(jié)構(gòu)簡單，聯(lián)接方便，剛性好，傳動精度高。
波發(fā)生器的結(jié)構(gòu)型式主要有雙滾輪式、四滾輪式、偏心盤式、柔性軸承凸輪式等。經(jīng)常采用的是柔性軸承凸輪式或雙滾輪式波發(fā)生器。其結(jié)構(gòu)如圖6所示。
圖6 凸輪式和雙滾輪式波發(fā)生器
Fig6 Cam and Double wheel Wave generator
柔性軸承凸輪式波發(fā)生器能全面控制柔輪變形, 承載能力大, 剛度好, 適于標(biāo)準(zhǔn)化批量生產(chǎn)。雙滾輪式波發(fā)生器結(jié)構(gòu)簡單, 制造方便, 但承載能力低, 適于單件生產(chǎn)。本設(shè)計采用凸輪式波發(fā)生器。
本設(shè)計的主要性能指標(biāo)為：傳動比80、輸入轉(zhuǎn)速3000r/min、輸入轉(zhuǎn)矩3000Nm。單級傳動的傳動比為100，能夠滿足傳動比要求，且結(jié)構(gòu)建效率較高，所以本設(shè)計采用單級傳動。
綜上所述，傳動方案采用雙滾輪波發(fā)生器，鋼輪固定，波發(fā)生器輸入，柔輪輸出的單級諧波齒輪傳動。如圖
圖7 結(jié)構(gòu)簡圖
Fig 7 Structure diagram
2.3.2 傳動比的計算及鋼輪柔輪的齒數(shù)
傳動比計算公式：=
傳動比：=-80
鋼輪齒數(shù)：z2=81
柔輪齒數(shù)：z1=80
2.3.3柔輪和剛輪的材料
（1）柔輪材料：在諧波齒輪傳動中，柔輪是在反復(fù)彈性變形的的狀態(tài)下工作的，即要承受狡辯彎曲應(yīng)力，又要承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，工作條件惡劣，因此應(yīng)使用疲勞極限≥350MPa和調(diào)制硬度280~320HBS的合金鋼制造柔輪。另外根據(jù)承受載荷情況的不同，所選的柔輪材料也應(yīng)有區(qū)別。
對于重載荷且傳動比較小的的柔輪，推薦采用對應(yīng)力集中敏感性小的高韌度的結(jié)構(gòu)鋼。例如38CrMoAlA，40CrNiMoA等。中等載荷與輕載荷的柔輪，可以用腳廉價的30CrMnSiA、35CrMnSiA或60Si2、40Cr等。目前我國通用諧波齒輪減速器及前蘇聯(lián)國家標(biāo)準(zhǔn)的通用諧波齒輪減速器，柔輪的材料主要采用30CrMnSiA。
不銹鋼Cr18Ni10T具有很高的塑性，便于控制及旋壓，但卻貴而稀缺。密封諧波傳動的柔輪常采用此種材料。
上述材料的熱處理方法通常采用調(diào)制（280~320HBS）。熱處理之后，不需要進(jìn)行光整工序就可以進(jìn)行直接加工，包括齒形加工。柔輪的齒圈，包括齒槽在內(nèi)，通常要進(jìn)行冷作硬化。冷作硬化可以提高疲勞極限值得10%~15%。同樣，對齒圈進(jìn)行氮化也是有效的方法。氮化不僅能提高疲勞極限值得30%~40%，而且還可以減少齒輪的磨損。柔輪常用金屬材料的熱處理規(guī)范和力學(xué)性能見表2.3.1
表1 金屬柔輪材料及熱處理規(guī)范
Table 1 Metal?material and heat treatment?of?flexible wheel?range
鋼的牌號
熱處理方法
熱處理規(guī)范
力學(xué)性能
硬度
抗拉強(qiáng)度（MPa）
疲勞極限
30CrMnSiA
調(diào)制
1.油中淬火880℃+油中回火540℃
850
380
300~320HBS
2油中淬火890~910℃+油中回火540℃
1100
420
等溫淬火
用個硝酸鉀等溫淬火880~890℃+加熱到370℃空氣冷卻
1090
450
調(diào)制+噴丸冷作硬化
調(diào)制+氮化
調(diào)制+噴丸冷作硬化
1100
480~500
28~32HRC
調(diào)制+氮化
1100
600~650
50~54HRC
芯部280~320HBS
35CrMnSiA
調(diào)制
油中淬火880℃+水或油中回火540℃
880
380
300~280HBS
等溫淬火
用個硝酸鉀等溫淬火880℃+加熱到280~310℃空氣冷卻
1300
450
60Si2
調(diào)制
油中淬火870℃+空氣中回火460℃
1400
500
50CrMn
調(diào)制
油中淬火840℃+空氣中回火490℃
1100
610
240~280HBS
40CrNiMoA
調(diào)制
油中淬火850℃+空氣中回火600℃
950
530
40Cr
調(diào)制
油中淬火850℃+油中回火550℃
900
400
38CrMoAlA
調(diào)制
油中淬火9400℃+油中回火6400℃
1000
400~490
表面65~70HRC
芯部320HBS
調(diào)制+氮化
調(diào)制+氮化
1000
620~630
Cr18Ni10T
安供應(yīng)狀況
600
280
本設(shè)計的傳動比較大，重載荷，38CrMoAlA調(diào)制處理后能夠達(dá)到力學(xué)性能的要求，且價格便宜，所以本設(shè)計選用38CrMoAlA 調(diào)制處理作為柔輪的材料。
（2）剛輪材料：鋼輪的應(yīng)力狀態(tài)大大低于柔輪。因此剛輪可以此用普通結(jié)構(gòu)鋼，例如45、40Cr等。亦可用鑄鐵件與箱體鑄在一起，材料應(yīng)選用搞強(qiáng)度的鑄鐵或球墨鎂鑄鐵等。鑄鐵剛輪與鋼制柔輪形成減摩副，可以減輕表面磨損。本設(shè)計采用45作為剛輪材料，剛輪與箱體采用連接件鏈接。
（3）凸輪輪材料凸輪材料無需要求，常用45鋼，調(diào)制處理。
2.3.4波發(fā)生器的形式及幾何參數(shù)，確定原始曲線方程
波發(fā)生器是迫使柔輪產(chǎn)生預(yù)期變形規(guī)律的元件。安變形波數(shù)分，有單波、雙波和三波發(fā)生器，按柔輪變形特性不同，又可分為自由變形波發(fā)生器和確定變形波發(fā)生器兩類，前者不能完全控制柔輪的變形狀態(tài)，而后者則能在柔輪的各點上控制其變形。
按波發(fā)生器與柔輪相互作用的原理的不同，可分為機(jī)械波發(fā)生器、液壓波發(fā)生器、氣壓波發(fā)生器和電磁波發(fā)生器，其中以機(jī)械波發(fā)生器應(yīng)用最廣。
常用的機(jī)械波發(fā)生器有滾輪式，偏心盤式和凸輪式，其中凸輪式柔輪變形全部控制，承載能力較大，剛度較好，精度也較高。是目前國內(nèi)外最通用的結(jié)構(gòu)。所以本設(shè)計選取凸輪式波發(fā)生器。如下圖：
圖8 凸輪波發(fā)生器
Fig 8Cam-wave generator
凸輪形式主要有標(biāo)準(zhǔn)橢圓凸輪，此種凸輪加工簡單方便，為目前最常用的一種凸輪；以四力作用下圓環(huán)變形曲線為廓線的橢圓凸輪，此種凸輪的加工雖較前者復(fù)雜，但只要改變角，便可獲得所需之各種凸輪性狀，當(dāng)=時，柔輪中峰值力克達(dá)到最??；雙偏心圓弧凸輪，此種凸輪加工方便，嚙合區(qū)較大，但柔輪中的應(yīng)力較大。
本設(shè)計采用標(biāo)準(zhǔn)橢圓凸輪形式。
圖9 凸輪輪廓線
Fig 9 Cam contour
凸輪長半軸：a=0.5（）+ 凸輪短半軸：b=
考慮補(bǔ)償波發(fā)生器徑向尺寸鏈總的間隙量
——柔性軸承內(nèi)徑
凸輪廓線方程：=
輪波發(fā)生器的原始曲線可看作凸輪廓線的外等距曲線。
計算得：（mm）
a=54.4
b=50.56
2.3.5 傳動模數(shù)的我初步確定
由于諧波齒輪傳動兩輪的齒數(shù)均很多，故輪齒嚙合時很接近于面接觸，因此齒面磨損可由工作表面的比壓來控制。于是，齒面比壓p為：
P=
式中： ——用在柔輪上的轉(zhuǎn)矩（N·m）
——柔輪分讀遠(yuǎn)直徑
——齒廓工作段高度，其精確值應(yīng)由集合計算確定，近似取=m，其中 =1.4~1.6，m為模數(shù)
——齒寬系數(shù)，=b/，一般取0.1~0.2，b為齒寬
——當(dāng)量與沿齒廓工作段高度接觸的全齒合工作齒數(shù)，=0.25
——嚙合齒數(shù)站總齒數(shù)的百分?jǐn)?shù)，一般取=0.3~0.5
K——計算載荷系數(shù)，當(dāng)靜載荷時，卻K=0.1，工作中有沖擊和震動時，取K=1.15~1.5
——許用比壓。齒圈材料，且在潤滑條件下工作時，對不同鋼種及熱處理條件，可取=20~40N/，當(dāng)潤滑不良時，值應(yīng)適當(dāng)降低，對塑料齒圈，。
在計算時，，齒面磨損條件往往用來大致確定傳動模數(shù)，由式（2.3-1）得
m
取=80，K=1.5，=40N·m，=0.4，=0.1，，=30N/按公式（2.5-2）求得m1.8，本設(shè)計取模數(shù)為1.9。
2.4 諧波齒輪減速器的幾何計算
2.4.1 選定主要嚙合參數(shù)（，，，）
漸開線諧波齒輪傳動嚙合參數(shù)合理選擇所遵循的基本原則是：在保證傳動不發(fā)生嚙合干涉的情況下，獲得較大的嚙合深度和嚙合區(qū)，切保證有合理的嚙合側(cè)隙。因而在齒形確定之后，影響傳動性能的參數(shù)主要是基準(zhǔn)齒形角，變?yōu)橄禂?shù)、，徑向變形量系數(shù)和齒廓工作段高度。
（1）基準(zhǔn)齒形角我國目前諧波齒輪傳動中柔輪、剛輪所采用的均為漸開線窄槽齒，基準(zhǔn)齒形角分別采用、四種。為防止干涉，均采用短齒。對于=的大壓力角齒形，可不變位或取較小變位。對于=的漸開線齒形，可采用變位的方法來防止嚙合干涉。因為目前各國應(yīng)用最廣泛的是漸開線齒形，所以本設(shè)計取齒形基準(zhǔn)角=的漸開線齒形，同時采用適當(dāng)?shù)淖兾幌禂?shù)來防止干涉。
（2）變位系數(shù)從增大嚙入深度和嚙合區(qū)的觀點出發(fā)，變位系數(shù)應(yīng)選大些，但其極限受齒頂變尖的限制。現(xiàn)設(shè)定柔輪用滾刀加工，剛輪用用插刀加工，則對于采用非標(biāo)準(zhǔn)柔性軸承的凸輪波發(fā)生器，圓盤波發(fā)生器和滾輪波發(fā)生器的諧波齒輪傳動，柔輪和剛輪的變位系數(shù)可大致取：
=（1.35-）/（0.85-0.04）
=+（-1）
對于采用標(biāo)準(zhǔn)柔性軸承的凸輪波發(fā)生器的諧波齒輪傳動，取
=/m
式中：——徑向變形量系數(shù)
——柔性軸承外徑（mm）
——齒頂高系數(shù)
S——柔輪齒圈壁厚（mm）
C——徑向間隙系數(shù)。
（2）徑向變形量系數(shù)：徑向變形量系數(shù)定義為=/m（其中為柔論的最大徑向變量）在其他條件不變時，增加，可使嚙合深度增加大，所需的變位系數(shù)減小；但此時嚙合區(qū)縮小，柔輪中的應(yīng)力增大。一般取=0.9~1.1。在動力傳動中，亦可?。?
=0.89+8+2/m
而/m=Tb/（+4（i-60）
式中：——空載時在嚙合區(qū)應(yīng)保證的間隙（mm）
T——輸出力矩（N·mm）
b——柔輪齒圈寬度（mm）
——柔輪光滑圓柱部分的壁厚（mm）
G——剪切彈性模量（N/）
由于本設(shè)計為非動力傳動，所以直接取=1.0
（3）齒廓工作段高度：通常，齒廓工作段高度隨的增加而增加。一般取=（1.3~1.6）mm，或推薦安下式確定：
=m
本設(shè)計取=1.0，=1.5m=2.85,再由式（7）、(8)、（9）求得：
=0.8
=0.8
應(yīng)該指出，，，和的選擇是相互關(guān)聯(lián)的，因而最合理的值應(yīng)該用優(yōu)化的方法確定。
2.4.2 柔輪和剛輪的主要幾何尺寸
柔輪： 分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
式中：——柔輪齒上漸開線起始圓直徑
由上式求得：=152
=157.05
=150.29
剛輪： 分度圓直徑=
齒頂圓直徑=
齒根圓直徑=2（+）
式中：——剛輪齒上漸開線終止圓直徑
=2
——插削剛輪時的切齒嚙合角
——插削剛輪時的切齒中心距
——剛輪基準(zhǔn)半徑
，——插齒刀的頂元和基圓半徑
由上式得：=153.9
=151.5
=158.5
2.4.3 齒廓嚙合干涉驗算
根據(jù)大量的計算和使用時間證明，齒廓重疊干涉大多都發(fā)生在柔輪齒頂與剛輪齒廓嚙合之處，因而只需驗算柔輪齒頂與剛輪齒廓干涉與否即可。設(shè)柔輪齒頂坐標(biāo)為（，以=為半徑作弧與相鄰剛輪齒廓相交，即得到對應(yīng)點（）當(dāng)嚙合處在第一相線時，嚙合位置不放生干涉的條件為：
-，-0
其中點，的坐標(biāo)為：
=
=
=
式中 ——柔輪和剛輪的分度圓半徑（mm）
——柔輪變形前的中線圓半徑（mm）
——原始曲線的極半徑
進(jìn)行齒廓嚙合干涉驗算時，理論上講，此驗算應(yīng)在全嚙合范圍內(nèi)進(jìn)行。但是根據(jù)大量計算可知，對于1的傳動，只需驗算三個位置即可；而對于1的傳動，則驗算三個位置。若驗算發(fā)現(xiàn)傳動有干涉現(xiàn)象，則需要相應(yīng)的增大或，或減小，重新計算。
經(jīng)驗算，沒有干涉現(xiàn)象，嚙合參數(shù)無需改動。
2.4.4 保證傳動正常工作性能的條件
為保證傳動正常工作性能，除保證無嚙合干涉的條件以外，還要滿足如下條件：
（1） 不產(chǎn)生渡曲線干涉：
（2） 為保證傳動的承載能力，其最大嚙入深度不應(yīng)小于m
0.5（
（3） 保證有一定的頂隙
0.5（
（4） 齒廓工作段高度不應(yīng)超過允許的極限值
m（0.5
（5） 齒頂不變尖
，
式中：，——柔輪和剛輪的齒頂厚。
帶入數(shù)據(jù)驗算，均滿足要求。
2.5 柔輪，剛輪和波發(fā)生器的結(jié)構(gòu)設(shè)計
2.5.1 柔輪和剛輪
諧波齒輪傳動的主要構(gòu)件柔輪、剛輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計正確與否，嚴(yán)重影響到波發(fā)生器的工作性能。如壽命、承載能力、剛度、效率、精度等。因此正確的選擇柔輪、剛輪的結(jié)構(gòu)要素是完成諧波齒輪傳動設(shè)計的重要主城部分。
柔輪
最常見的的柔輪結(jié)構(gòu)形式是杯形柔輪結(jié)構(gòu)，它可以采用圖元或花鍵與輸出軸相連接，或者直接與軸做成整體形式。其次是具有齒嚙輸出形式的環(huán)狀柔輪，以及用于外復(fù)式傳動具有雙排齒圈的環(huán)行柔輪。此外，還有鐘形柔輪以及向密閉空間傳遞運動的密閉式柔輪結(jié)構(gòu)。
杯形柔輪結(jié)構(gòu)簡單，聯(lián)接方便，剛性好，傳動精度高。在相同直徑的柔輪中，比別的結(jié)構(gòu)形式的柔輪承載能力大。是國內(nèi)外應(yīng)用最普遍的結(jié)構(gòu)形式。如下圖：
圖10 柔輪
Fig10 Flexible wheel
幾何尺寸：d=
S=（0.01~0.03）
當(dāng)i150；或者載荷大時，即T/0.3MPa時取大值，反之取小值。推薦最佳壁厚系數(shù)為0.0125，即
S=0.0125
=（0.6~0.9）s
帶輸出軸的整體式柔輪部分尺寸與普通杯形柔輪相同，適用于小直徑的輪。
環(huán)形柔輪結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，軸向尺寸較小，但扭轉(zhuǎn)剛度、傳動精度，承載能力等于杯形柔輪相比，有所降低。嚙合輸出柔輪的承載能力約降低1/3左右。
幾何尺寸：L=2(b+c+f)+a
尺寸c、b同上，尺寸f由結(jié)構(gòu)設(shè)計確定
a
——滾刀外圓半徑
h——柔輪全齒高
密封柔輪，A-A面和底部需進(jìn)行強(qiáng)度校核，多用于密閉諧波齒輪傳動。
幾何尺寸：s
常取s=0.0125
=
d=
本設(shè)計采用杯形柔輪，安幾何計算公式求得起集合尺寸為：
=144
S=0.125=1.8
=（0.6~0.9）s=1.2
剛輪
常用的剛輪結(jié)構(gòu)主要有環(huán)狀和帶凸緣的兩種。環(huán)狀剛輪的結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，制造成本低，故通用性廣；帶凸緣的剛輪可利用凸緣徑向定位，因而安裝定位比環(huán)狀剛輪靈活、方便，但加工略較復(fù)雜。剛輪齒寬一般比柔輪齒寬大2~5mm，剛輪齒圈的厚度應(yīng)保證有一定的徑向剛度。環(huán)狀剛輪和帶凸緣的剛輪結(jié)構(gòu)尺寸的推薦值見下表：(mm)
表2 環(huán)狀剛輪的結(jié)構(gòu)尺寸
Table 1 Circular?drum?structure?size
機(jī)型
A
G
Q
25
9
34
6
3.5
M3
32
10
43
6
3.5
M3
40
11
51
6
4.5
M4
50
12
62
6
4.5
M4
60
14
75
6
5.5
M5
80
18
100
6
6.5
M6
機(jī)型
A
G
Q
100
24
120
6
9
M8
120
28
150
6
11
M10
160
38
195
6
13
M12
200
40
240
6
18
M16
25
55
295
6
21
M18
表3 帶凸緣剛輪的結(jié)構(gòu)尺寸
Table 1 Flanged?drum?structure size
機(jī)型
b
c
A
G
Q
32,40
8
2
12
50
44
38
6
3.5
50
14
3
20
70
60
54
6
3.5
60
16
3
22
85
75
67
6
4.5
80
20
3
26
110
100
90
6
5.5
100
25
4
33
135
120
110
6
6.5
120
30
4
38
170
150
135
6
9
160
40
5
50
215
195
177
6
11
200
50
6
62
265
240
218
6
11
250
60
6
72
330
290
272
6
14
本設(shè)計選擇帶凸緣的剛輪結(jié)構(gòu)，根據(jù)之前計算的剛輪輪齒的幾何尺寸，從表4.1.2中選擇型號160的剛輪。
圖11 剛輪
Fig 11 Rigid wheel
2.5.2波發(fā)生器
（1）柔性軸承的結(jié)構(gòu)：實踐表明，使諧波齒輪減傳動的承載能力、工作性能、及壽命收到限制的又一薄弱環(huán)節(jié)是柔性軸承。諧波齒輪傳動工作時，柔性軸承的外環(huán)不斷反復(fù)變形，因此常出現(xiàn)的破換形式是是外環(huán)的疲勞斷裂。而內(nèi)環(huán)在裝配時只是一次變形，故常出現(xiàn)的破壞形式是點蝕。除此之外，保持器設(shè)計制造不合理也會產(chǎn)生斷裂或運動干涉。
因此，正確的設(shè)計及確定柔性軸承的結(jié)構(gòu)尺寸，嚴(yán)格保證材料的性能質(zhì)量（我國制造柔性軸承的材料選用ZGCr15——軍用甲級鋼。嚴(yán)格按軍用技術(shù)條件檢驗其化學(xué)成分和控制碳化物偏析等級）、合理的制造工藝，是保證柔性軸承壽命及其性能的關(guān)鍵。
柔性軸承外環(huán)與柔輪內(nèi)孔的配合為；柔性軸承的內(nèi)環(huán)的內(nèi)環(huán)與凸輪的配合取。如果柔性軸承裝入柔輪內(nèi)孔過緊，竟會引起遠(yuǎn)見內(nèi)應(yīng)力增加，發(fā)熱，使軸承效率降低，最后導(dǎo)致破壞。
柔性軸承外環(huán)的硬度為55~60HRC,內(nèi)環(huán)的硬度為61~65HRC。
本設(shè)計采用內(nèi)、外環(huán)為等壁厚的柔性軸承，這種柔性軸承的外環(huán)兩端可倒角，以改善柔輪齒圈的應(yīng)力集中。同時在承載時柔輪內(nèi)壁不會因為扭轉(zhuǎn)變形翹曲使軸承劃傷柔輪內(nèi)壁。
其幾何尺寸：
常取
——柔性周琛外徑
——鋼球直徑
——鋼球數(shù)
——滾道深度
——外環(huán)滾道半徑
——內(nèi)環(huán)滾道半徑
B——柔性軸承寬度
——柔性軸承內(nèi)徑
我國生產(chǎn)的諧波齒輪減速器用柔性球軸承規(guī)格以標(biāo)準(zhǔn)化，在齒輪手冊列出供選擇，本設(shè)計根據(jù)柔輪尺寸選擇型號2000921AKT2的柔性求軸承。其外形尺寸（mm）和額定值如下：
外徑D=145
內(nèi)徑d=105
寬度B/C=24
最大徑向變形1.1
輸入轉(zhuǎn)速3000r/min
輸出力矩800N·m
通過給出的數(shù)據(jù)求得其他結(jié)構(gòu)尺寸：
=2.9
=21
0.79
（2）保持器：保持器多采用尼龍整體式保持器，我國在一些大功率動力諧波傳動中，還有用黃銅的分離塊式保持器。
概括說來，在設(shè)計保持器時，應(yīng)注意當(dāng)柔性套在凸輪上變形時后，要求保持器內(nèi)徑不應(yīng)與柔性軸承內(nèi)環(huán)變形后處于長軸處的外表面相碰（或只允許在長軸處兩端表面各一點接觸）。而保持器的外徑不應(yīng)與柔性軸承外環(huán)變形后短軸處的內(nèi)表面相碰（或只允許在短軸處兩端各一點接觸，即四點定位）。此時，保持器的孔徑應(yīng)不干涉柔性軸承球的運動軌跡，且應(yīng)有一定間隙。
常見的保持器結(jié)構(gòu)：
A型保持器，此種保持器結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，裝拆方便，但徑向無法定位，有游動摩擦現(xiàn)象。
B型——柱面定位保持器，此種結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，為國內(nèi)外通用結(jié)構(gòu)之一。
C型——球面定位保持器，此種結(jié)構(gòu)效率高、強(qiáng)度好。但保持器的制造復(fù)雜（模具的設(shè)計制造要求精度高）。目前我國通用諧波齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)系列中柔性軸承的保持器采用了此種。
D型保持器——四點定位保持器，此種結(jié)構(gòu)采用四點（長、短軸各兩點）定位，消除了保持器徑向游動，減小內(nèi)外環(huán)的摩擦，因此提高了和運動精度。
本設(shè)計采用C型——球面定位保持器。
（3）凸輪
圖12 凸輪
Fig12 cam
凸輪的結(jié)構(gòu)形式和集合尺寸已在章節(jié)2.4中說明。
2.6柔輪的疲勞強(qiáng)度驗算與穩(wěn)定性校核
計算柔輪強(qiáng)度時，由于聯(lián)接端的邊界效應(yīng)、參與嚙合的實際齒對數(shù)、齒間的載荷分布規(guī)律、以及輪齒對柔輪體內(nèi)應(yīng)力分布的影響比較復(fù)雜，加之柔輪受載時的畸變影響等，柔輪的應(yīng)力狀態(tài)很難精確估計，為了簡化強(qiáng)度計算，往往把柔輪簡化為一個光滑圓柱殼體進(jìn)行應(yīng)力分析，然后在根據(jù)實驗結(jié)果進(jìn)行適當(dāng)?shù)男拚?。柔輪的?yīng)力分析是以四力作用形式的數(shù)學(xué)模型為出發(fā)點的。
根據(jù)圓柱殼體理論，可求得：
軸向應(yīng)力
(24)
周向應(yīng)力
(25)
切應(yīng)力
(26)
由作用在柔輪上的轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的剪應(yīng)力為：
(27)
式中 ——最大徑向變形量
S——柔輪齒圈處的壁厚
——柔輪中性圓半徑
l——柔輪體的計算長度
E——材料的彈性模量
——泊松比，取=0.3
、——正應(yīng)力和切應(yīng)力系數(shù)，其計算式為：
諧波齒輪觸動工作時，柔輪處在變應(yīng)力狀態(tài)下工作。由分析可知，正應(yīng)力基本上呈對稱變化，而切應(yīng)力呈脈動變化。若以分別正應(yīng)力和切應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，則：
(30)
于是，安全系數(shù)可按下式計算：
(31)
其中：
(32)
(33)
式中：、——正應(yīng)力和切應(yīng)力作用時的安全系數(shù)
、——材料在對稱循環(huán)時的彎曲和剪切疲勞極限（N/）
由材料的特性查表得
——考慮輪齒影響正應(yīng)力有效應(yīng)力的集中系數(shù)，按下式確定
(34)
上式試用于；
——切應(yīng)力的有效應(yīng)力集中系數(shù)，取。
為防止承載過大時柔輪筒體失穩(wěn)，故需對柔輪筒體的穩(wěn)定性機(jī)型校核。表征筒體不失穩(wěn)時扭轉(zhuǎn)力的臨界值為
(35)
柔輪筒體不失穩(wěn)的條件為
(36)
式中
將數(shù)據(jù)帶入式（5.1）~(5.13),求得S=1.72，，均滿足式（5.8）和（5.13）。故柔輪的結(jié)構(gòu)尺寸符合要求。
2.7 柔性軸承的壽命計算
對于凸輪波發(fā)生器用的柔性球軸承，由于其鋼球的直徑與座圈滾道曲率半徑間的集合關(guān)系與一般的滾動軸承相類似，因而柔性軸承的額定動載荷仍可按一般滾動軸承的公式計算。利用一般滾動軸承額定動載荷的計算關(guān)系，將鋼球直徑的值代入，并取鋼球數(shù)為23及（式中取決于零件的幾何關(guān)系，制造精度和材料品質(zhì)的系數(shù)），參照式（63.2.3-2），可得出柔性球軸承的壽命計算式：
當(dāng)時
(37)
當(dāng)時
(38)
——柔輪分度圓直徑
——輸入轉(zhuǎn)矩
代入數(shù)據(jù)，求得6.64h
2.8 傳動效率估算
諧波齒輪傳動的效率，最可靠的確定辦法是實測，由于計算確定的值只可能是近似的。這是因為：減速器的具體情況，其細(xì)微差別很大；計算模型總是加以簡化的；摩擦因數(shù)不易選準(zhǔn)，等等。實際情況比簡化了的計算要復(fù)雜得多，有些影響因素，難于列入計算式。但是，估算還是必要的。
根據(jù)理論分析和實測表明，諧波齒輪傳動的效率與如下眾多的因素有關(guān)，如：
1） 傳動比
2） 輪齒嚙入深度
3） 波數(shù)
4） 鋼、柔輪齒槽寬窄的比列
5） 齒形角（或變位系數(shù)）
6） 滾動和華東摩擦系數(shù)
7） 回差值
8） 柔輪的最大徑向變形量和柔輪的彎曲剛度
9） 轉(zhuǎn)速
10)負(fù)載大小
11)減速器的結(jié)構(gòu)和加工精度
12）潤滑劑的種類、有無攪油損失，等等。
上述諸多因素中，4）、7)、9)、11）、12）在計算式中未加考慮。
為了簡化計算，對于常用的單級和復(fù)式諧波齒輪減速器，不論波發(fā)生器的類
型和具體結(jié)構(gòu)如何，其效率均統(tǒng)一近似的用一套公式計算。
對于杯形柔輪，其變形力（滾輪式）可近似按下式計算：
式中 J。
——齒圈段界面的慣性矩，考慮到輪齒的影響。以齒槽厚度增大6%~8%作為光滑圓環(huán)段來計算，即，而=（1.06~1.08）s；
——簡體光滑部分的界面慣性矩。取光滑簡體長的1/3作為圓環(huán)長來計算，即；
——相當(dāng)于光滑簡體的圓環(huán)長度
剛輪固定的減速傳動
式中： f——滑動摩擦因素，f=0.05~0.1（根據(jù)潤滑劑的種類及齒面加工精度適當(dāng)選擇）；
當(dāng)量滾動摩擦因素，??；
R——剛輪在平均齒高處的圓周半徑（mm）
剛輪齒平均高度處的漸開線壓力角
低速軸上的轉(zhuǎn)矩（N·m）
i——傳動比的絕對值。
帶入數(shù)據(jù)求得傳動效率
2.9 低速軸的設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)工藝性是指軸的結(jié)構(gòu)工藝形式應(yīng)便于加工和裝配軸上的零件，并
且生產(chǎn)率高，成本低。一般地說，軸的結(jié)構(gòu)越簡單，工藝性越好。因此，在滿足使用要求的前提下，軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)盡量簡化。為了便于裝備零件并去掉毛刺，軸端應(yīng)制出45的倒角；需要磨削加工的軸段，應(yīng)留有砂輪越程槽，需切制螺紋的軸段，應(yīng)留有退刀槽。
為了減少裝夾工件的時間，同一軸上不同軸段的鍵槽應(yīng)布置在同一母線上。為了減少刀具種類和提高生產(chǎn)率，軸上直徑相近處的圓角、倒角、鍵槽寬度、砂輪越程槽和退刀槽應(yīng)盡可能采用相同的尺寸。
本設(shè)計的軸只承受扭矩，故最小軸徑的計算按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：
(42)
式中： ——扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（MPa）
T——軸所承受的扭矩（N·mm）
——軸的抗扭界面系數(shù)（
n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min
P——軸傳遞的功率（kW）
d——計算截面處軸的直徑（mm）
——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（MPa）
本設(shè)計軸的材料采用45鋼，調(diào)制處理，其材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為25~45MPa。
由公式（7）求得最小軸徑為60.68mm。
3 計算轉(zhuǎn)動裝置的運動和動力參數(shù)
3．1 各軸轉(zhuǎn)速
電動機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，則各軸轉(zhuǎn)速分別為
==3000r/min =
3.2 各軸輸入功率
按電動機(jī)額定功率Ped計算各軸輸入功率，既
==15KW
= 150.96 r/min=14.4 KW
== 13.4 KW
2.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩
= 42.53 N m
= = = 4265.67 N m
將計算結(jié)果匯總列表備用
表2 各軸參數(shù)
Table 2 Parameters of Axis
軸
轉(zhuǎn)速r/min
輸入功率KW
承受轉(zhuǎn)矩N m
0軸
3000
15
42.53
1軸
30
14.4
4265.67
3.4 帶傳動設(shè)計
3.4.1 確定計算功率Pca
由參考文獻(xiàn)1表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故
18 kw
3.4.2 選擇V帶的帶型
根據(jù)Pca，n0由參考文獻(xiàn)圖8-11選用B型。
3.4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd0并驗算帶速v
1） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1.
由參考文獻(xiàn)表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=200mm.
驗算帶速v。按參考文獻(xiàn)式（8-13）驗算帶的速度
V =
因為5m／s
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