資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 目　　錄 摘要 1 Abstract 2 1 緒論 3 2 原始數(shù)據(jù) 8 3 裝置整體方案設計 9 4 傳動方案設計 10 5 計算部分 11 5.1 傳動比的確定 11 5.1.1計算滾筒轉速 11 5.1.2 輸入軸轉速 11 5.1.3傳動比的計算 11 5.2 選擇結構、齒數(shù)及材料 12 5.2.1結構形式的選擇 12 5.2.2齒數(shù)的確定 13 5.2.3材料的選擇 13 5.3 計算針齒中心圓半徑 14 5.3.1輸出軸轉矩 14 5.3.2初選短幅系數(shù) 14 5.3.3初選針徑系數(shù) 15 5.3.4 嚙合位置系數(shù) 16 5.3.5 齒寬系數(shù) 17 5.3.6 許用接觸應力 17 5.3.7 針齒中心圓半徑 19 5.4 計算擺線輪和針齒輪幾何尺寸 20 5.4.1 計算偏心距 20 I 5.4.2 校正擺線輪的短幅系數(shù) 21 5.4.3 擺線輪節(jié)圓半徑 21 5.4.4 針輪節(jié)圓半徑 22 5.4.5 滾圓基圓半徑 22 5.4.6 嚙合齒距 23 5.4.7 針齒銷和針齒套半徑 23 5.4.8 擺線輪齒頂圓、齒根圓半徑 24 5.4.9 擺線輪寬度 24 5.4.10 擺線輪齒廓頂切驗算 24 5.5 轉臂軸承的選擇計算 27 5.5.1 初估擺線輪內(nèi)孔半徑 27 5.5.2 選擇軸承型號尺寸 27 5.5.3 名義徑向載荷 28 5.5.4 當量動載荷 30 5.5.5 軸承相對轉速 31 5.5.6 軸承壽命計算校核 31 5.6 針齒銷彎曲強度驗算 32 5.6.1 針齒銷結構尺寸計算 32 5.6.2 最大彎矩計算 33 5.6.3 許用彎曲應力 33 5.6.4 校核彎曲應力 34 5.7 W機構銷軸彎曲強度計算 34 5.7.1 銷軸數(shù)目 34 5.7.2 銷軸中心圓半徑 35 5.7.3 柱銷和銷套直徑 35 5.7.4 銷孔直徑 36 5.7.5 銷孔壁厚驗算 37 5.8 其它零件的設計及計算 38 5.8.1 雙偏心套的設計 38 II 5.8.2 針齒殼的設計 40 5.8.3 針齒殼端蓋、滾筒左右端蓋的設計 40 5.8.4 軸承端蓋的設計 42 5.8.5 左右法蘭軸的設計 43 5.8.6 滾筒支座的設計 48 5.9 標準件的選擇 49 5.9.1 電機軸上鍵的選擇校核 49 5.9.2 右法蘭軸端鍵的選擇校核 50 5.9.3 各處連接螺釘?shù)倪x擇校核 50 5.9.4 法蘭軸處軸承、擋圈和油封的選擇 51 設計總結 52 參考文獻 53 附錄（文獻及翻譯） 54 致 謝 63 III 擺線針輪式電動滾筒設計說明書 摘 要 將電機和減速器布置在滾筒內(nèi)部就組成了電動滾筒，用擺線針輪減速機構作為傳動機構的電動滾筒便是擺線針輪式電動滾筒。因其兼具電動滾筒和擺線針輪減速器的優(yōu)點，在某些領域具有很大優(yōu)勢。本次設計完成了擺線針輪電動滾筒的整體方案設計、傳動方案的設計、傳動機構的結構設計、零部件的設計以及標準件的設計。利用CAD、電子圖板等制圖工具繪制出了一個擺線針輪電動滾筒的總裝圖，傳動機構的部件圖和主要的零件圖。 關鍵字：電動滾筒 擺線針輪 CAD Abstract Electrical drum is a kind of drum whose motor and reducer are putted inside, while cycloid electrical drum uses the cycloid reducer as its transmission. As it has the advantages both of electrical drum and cycloid reducer, the cycloid electrical drum would have great advantages in some areas. This paper completes the design of the overall program of the electric cycloid drum, the design of drive way, the design of the structure of transmission. atc; Put out the pictures by CAD and CAXA EB. Key word : electrical drum cycloid reducer CAD 1 緒 論 輸送機輸送能力大，運距長，還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作，所以應用十分廣泛。 滾筒是帶式輸送機的的重要部件，按它的作用不同可分為傳動（驅(qū)動）滾筒和改向滾筒兩種傳動滾筒用來傳遞力，它既可以傳遞牽引力，也可以傳遞制動力：而改向滾筒則不起傳遞力的作用，主要用作改變輸送帶的運行方向，以完成各種功能 傳動滾筒內(nèi)部裝入減速機構和電動機的叫做電動滾筒，電動滾筒可以簡化安裝、減少占地，使整個驅(qū)動裝置重量輕，成本低，有顯著的經(jīng)濟效益。但由于電動機散熱條件差，使其工作時滾筒內(nèi)部發(fā)熱，往往造成密封破壞、潤滑油進入電機而使電機燒壞。 擺線針輪減速機構因其運行平穩(wěn)和它性能好,可靠性高,生產(chǎn)成本低,使用壽命長,結構緊湊,過載能力強,在噬合部位采用了滾動齒接觸使得其阻力接近于0以及其它的一些優(yōu)級點（傳動比高,傳動精度高,傳動比調(diào)節(jié)簡單,比其它任何種類的減速器占用的空間都小）,在近幾十年來一直受到用戶的青睞.在安裝空間受到限制的今天,擺線針輪式減速器將更能發(fā)揮它的優(yōu)勢。 擺線針輪式電動滾筒具有電動滾筒和擺線減速器的優(yōu)點，而且可謂中國特色，世界上除了日本，這種結構型式可謂“中國特色”，除日本外，其它國家很少使用這種傳動結構，用擺線針輪這種傳動結構的電動滾筒可實現(xiàn)很小的線速度和很大功率。在將來一定會有很大的發(fā)展。 擺線針輪式傳動結構是采用K-H-V少齒差行星式傳動原理及擺線針齒嚙合的新穎傳動結構。這種傳動結構的減速器廣泛應用于紡織印染、輕工食品、冶金礦山、石油化工、起重運輸及工程機械等領域中的驅(qū)動和減速裝置。擺線針輪式行星傳動結構減速機全部傳動裝置可分為三部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。輸入部分是輸入軸，減速部分是擺線針輪式的K-H-V行星式傳動機構，輸出部分是有輸出軸、銷軸和擺線輪組成的W機構。減速器廣泛應用于各種速度和扭矩轉換的場合，擺線針輪式減速器是機械中的一種轉速調(diào)節(jié)裝置。在眾多減速器當中,擺線針輪減速器因其運行平穩(wěn)和它性能好,可靠性高,生產(chǎn)成本低,使用壽命長,結構緊湊,過載能力強,在噬合部位采用了滾動齒接觸使得其阻力接近于0以及其它的一些優(yōu)級點（傳動比高,傳動精度高,傳動比調(diào)節(jié)簡單,比其它任何種類的減速器占用的空間都?。?在近幾十年來一直受到用戶的青睞.在安裝空間受到限制的今天,擺線針輪式減速器將更能發(fā)揮它的優(yōu)勢。擺線針輪式電動滾筒是一種將電動機、擺線針輪式行星齒輪傳動減速器置于驅(qū)動滾筒內(nèi)的新型驅(qū)動裝置，它主要用在固定式和移動式帶式輸送機上，代替?zhèn)鹘y(tǒng)的電機、減速機在驅(qū)動滾筒之外的開式驅(qū)動裝置。此外，還廣泛地用在輥送輸送機上作為為主動輥子，用以輸送成件物品。進入80年代以后，電動滾筒的應用場所更在新月異地擴展。?擺線針輪式行星傳動滾筒與傳統(tǒng)的開式驅(qū)動裝置相比，具有結構緊湊，體積小，重量輕、傳動比大、效率高，、耗能少，噪音小、壽命長、運轉平穩(wěn)，過載能力較大，承受沖擊和振動的性能較好，工作可靠、密封性好，占用場地少、安裝和維修方便等優(yōu)點，適合在各種環(huán)境下工作，包括粉塵大、潮濕泥濘的惡劣工作環(huán)境下工作，特殊的隔爆電動滾筒，還可以在易燃易爆的環(huán)境下工作。所以目前國內(nèi)外已將這種傳動方式的電動滾筒廣泛地應用于國民經(jīng)濟的各個領域。因此現(xiàn)在對擺線針輪式傳動方式的電動滾筒的研究，無疑是對現(xiàn)在市場行情的把握，對我國電動滾筒行業(yè)的新技術發(fā)展起促進作用，有利于我國經(jīng)濟的發(fā)展和騰飛。我國于1961年5月研制出第一臺電動滾筒，比我國的帶式輸送機的開發(fā)和研制晚十年，比世界上第一臺電動滾筒的誕生要遲30余年。但是從70年代中期起，特別是進人80、 90年代，通過引進技術的消化、吸收和行業(yè)廠—的獨立研制，我國的電動滾筒，無論在品種規(guī)格，還是在性能指標上，都已趕上或超過世界先進水平。電動滾筒行業(yè)組是“中國重型機械工業(yè)協(xié)會帶式輸送機專業(yè)委員會”的成員，行業(yè)組始建于1978年，現(xiàn)已發(fā)展成具有十一家成員廠，代表我國電滾筒生產(chǎn)水平的行業(yè)組織。該組織每年定期進行活動，內(nèi)容有：技術交流、匯總信息、引進技術、制定標準等。行業(yè)組在電動滾筒生產(chǎn)技術趕超世界先進水平的過程中，發(fā)揮了積極作用，使小組成員廠成為我國電動滾筒生產(chǎn)的骨干。所以擺線針輪式電動滾筒主要是依靠安裝在滾筒內(nèi)的擺線針輪式減速器的傳動，它的工作原理是?： （1）轉臂：轉臂是由輸入軸和雙偏心套組成的。雙偏心套上的兩個偏心互成180度。為減少摩擦損失，在偏心套與擺線輪之間裝有兩個滾柱軸承； （2）擺線輪：擺線輪的齒形為短幅外擺線等距曲線。本來按運動要求僅用一個擺線輪就可以傳送運動，但為了使輸入軸達到靜平衡和提高傳動的承載能力，故采用兩個完全相同的奇數(shù)齒擺線輪，分別裝在偏心套上。兩擺線輪位置相差180度； （3）針輪：針輪是由一個針齒殼和裝在針齒殼等分針齒銷孔的偶數(shù)個針齒銷所組成的。在針銷上可裝針齒套，以減少嚙合摩擦損失； （4）W機構：通常把由輸出軸、銷軸及擺線輪所組成的機構稱為W機構。擺線輪輸出軸之間的連接靠銷軸實現(xiàn)。銷軸的一端固定在輸出軸的法蘭上，另一端插入兩擺線輪的等分銷孔中。為減少摩擦損失，在銷軸的懸臂上裝有銷套。當輸入軸帶著偏心套轉動一周時，由于擺線輪上齒廊曲線的特點以及受針齒輪上針齒銷限制之故，擺線輪的運動成為即有公轉，又有自轉的平面運動。在輸入軸正轉一周時，偏心套也轉動一周，擺線輪于相反方向上轉過一個齒差從而得到減速，再借助W輸出機構，將擺線輪的低速自轉運動通過銷軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉速。目前，關于對擺線針輪式傳動方式的研究，國內(nèi)外都很重視。這個課題有很多的研究方向，比如對擺線針輪式行星傳動機構的優(yōu)化設計、對擺線針輪式行星傳動運動分析、對擺線針輪式行星傳動中最先接觸點分布區(qū)間的判定、對擺線針輪式行星傳動中等效代換齒廓兩齒差擺線齒輪的強度分析、對擺線針輪式行星傳動機構傳動比的分析與計算、對擺線針輪式行星傳動機構所傳遞的力矩與功率之間的關系的研究、對擺線針輪式行星傳動結構動態(tài)受力的分析、對擺線針輪式行星傳動的結構改型的研究、對擺線針輪式行星傳動結構中擺線輪一次成形的研究等。擺線針輪式行星傳動結構雖然具有體積小，傳動比大，承載能力大和傳動效率高等特點，但同時它的設計相比較也很復雜，影響的因素比較多，且這些因素中大部分又存在著一定的聯(lián)系。所以對于優(yōu)化設計工作就相當?shù)牟缓米觯嬖谥芏嗟睦щy，而且現(xiàn)有的對優(yōu)化設計的研究還不是很完善，有一定的不足。比如說有的設計變量選擇的不當，不但少，而且存在相關性。因而使得目標函數(shù)不能完全、準確的反應設計變量，由此得出的計算結果與原來設計的數(shù)值偏差較大。所以對擺線針輪式行星傳動機構的優(yōu)化設計研究工作勢在必行。現(xiàn)在擺線針輪式行星傳動已廣泛應用于機械、冶金、運輸、石化等行業(yè)，但是在傳統(tǒng)的設計中，往往將各種設計變量及參數(shù)看著定值，其設計方案一般偏于保守，且無法定量回答產(chǎn)品在多大程度上是安全的，因此，有必要對該傳動的主要元件進行可靠性分析，只有在計算出這些關鍵零件的可靠度基礎上，才能對整個傳動進行可靠性分析和計算。即首先在設計時主要傳動元件要滿足可靠性要求，在滿足一定的可靠度的條件下，選擇影響該傳動工作性能和尺寸大小的幾何參數(shù)，以提高整體強度，減小體積，并使材料得以充分利用，這就要求在設計中，既要考慮各種設計參數(shù)及變量的隨機性，又要能多參數(shù)設計，使方案最優(yōu)，并且在設計后能預測產(chǎn)品的可靠性，因此這就又涉及到針對該傳動的可靠性優(yōu)化設計問題?！稊[線針輪行星傳動受力新的理論分析方法及應用》（簡稱受力分析）中，對擺線針輪式行星傳動靜平衡狀態(tài)時的受力狀況進行了分析，證明擺線行星輪在任意位置時，當起動電動機后，傳動系統(tǒng)能夠自動地達到初始平衡位置，保持靜平衡狀態(tài)，這是零件設計計算的依據(jù)。但是如何改變靜平衡狀態(tài)，是它連續(xù)穩(wěn)定地運行，就需要對擺線針輪式行星傳動的運動進行分析。根據(jù)國內(nèi)外長期的使用實踐和大量觀測，擺線針輪式行星傳動結構的損壞形式主要是擺線輪齒和針齒發(fā)生齒面疲勞點蝕或者膠合。所以，設計擺線針輪式行星傳動的關鍵在于是否對擺線輪針齒嚙合力進行了精確分析。而受力分析的前提是必須判斷針齒作用于擺線輪齒廓上最先接觸點，只有找出了最先接觸點，才能確定該位置上哪些擺線輪齒和針齒參與傳動。擺線針輪式行星傳動結構中最先接觸點分布區(qū)間的確定因此也是一個急需解決的課題。還有擺線針輪式行星傳動結構中的主要零件擺線輪，由于它本身齒形的特點，在制造過程中需要較多的步驟，需要工人多次的裝卡和加工，從而大大的降低了效率，同時在無形中也增加了成本。所以對擺線輪一次加工成形的研究就顯得相當重要。當然，以上這些問題都是針對于如何做好擺線針輪式行星傳動的基本問題。在當今社會中，也有很多國內(nèi)外的一部分專家著眼于擺線輪的結構改型研究，將擺線針輪式行星傳動機構改為將擺線齒輪式行星傳動機構，或者改為將擺線滾子式行星傳動機構等，以獲得更優(yōu)的傳動效果，更廉價的成本和更少的問題。以上是當今社會國內(nèi)外對擺線針輪式傳動結構研究的基本情況，而且很相當一部分專家學者和技術工程人員已經(jīng)做出了成績，發(fā)表了論文，比如； （1）佛山星光傳動機械有限公司的李欽在《擺線針輪減速機的結構改型》中通過分析目前擺線針輪減速機結構上存在的不合理，與不適合現(xiàn)代生產(chǎn)的缺陷，對現(xiàn)擺線針輪式減速機進行改進，并介紹改型的擺線針輪減速機的結構和特點； （2）南平師范高等?？茖W校電子工程系的錢學毅教授在《擺線針輪行星傳動的優(yōu)化設計》中說到，擺線針輪式行星傳動由于具有很多優(yōu)點而在許多部門得到日益廣泛的應用。目前, 對擺線針輪式行星傳動的計算機輔助優(yōu)化設計都是在基本參數(shù)已經(jīng)確定的條件下進行的, 而對傳動性能和經(jīng)濟成本起著重要作用的基本參數(shù)的確定卻仍沿用傳統(tǒng)的試湊法。他就擺線針輪式行星傳動基本參數(shù)的計算機輔助優(yōu)化設計作了初步探討, 試圖對從事齒輪傳動設計的同仁能有所幫助； （3）大連交通大學機械工程學院的張東升、關天民兩位教授在《擺線針輪傳動動態(tài)受力分析理論》中提到，在擺線針輪式傳動中,傳統(tǒng)受力分析方法基于兩種矛盾的假設,而且只是計算了整個傳動過程中一個特殊位置的受力狀況,與實際工況不符,存在雙重的計算誤差。他們在變形協(xié)調(diào)原理的基礎上,提出了擺線針輪式傳動動態(tài)受力分析理論,突破了傳統(tǒng)方法中的兩種假設的局限,在全域內(nèi)找到了最大接觸力和最大接觸應力； （4）江蘇省徐州市經(jīng)濟研究所的王文藻在其學術論文《擺線針輪行星傳動的運動分析中》分析了擺線針輪行星傳動的特點及其運動規(guī)律，得出該傳動系統(tǒng)正常工作的必要條件是“改變徑向力的方向，對支點! 形成一個能使擺線齒輪向逆時針方向公轉的力矩”； （5）沈陽大學的興穎、于洪區(qū)供暖公司的張英和沈陽市長城重型通用機械廠的李鳳志在其共同完成的文章《傳遞的力矩與功率之間的關系》中對新型擺線滾子式傳動結構的減速器傳動效率的組成進行研究，分析了其傳動的各基本構件所傳遞的力矩和功率之間的關系，最后用數(shù)學表達式描述了這種關系。 總之，擺線針輪式行星傳動方式是當今世界機械領域內(nèi)一個非常受歡迎的新生兒，無論對其的應用方面，還是對其的研究方面，都有著不可估量的前景。所以本次畢業(yè)設計我選擇這個課題，雖然我還沒太多經(jīng)驗，也沒有過專門的研究，但我正好可以就著這次機會了解一下擺線針輪式行星傳動的相關原理結構，以及擺線針輪式傳動結構的設計步驟和應該注意的問題，為以后的工作和研究坐下鋪墊。同時也能拓寬一下我的知識面，為我即將畢業(yè)的大學生活做一個完美的收尾。 由于本人能力有限，處于剛畢業(yè)的階段，沒有什么經(jīng)驗，此次設計研究僅從皮毛入手，設計一套擺線針輪式傳動電動滾筒的基本結構尺寸數(shù)據(jù)和零件結構，希望老師批評指正?，F(xiàn)在就我本次的設計做一個大致的概述： 自從拿到畢業(yè)設計任務書，我用了3個星期的時間上網(wǎng)查閱了大量的關于擺線針輪式減速器的、滾筒設計的相關資料，并從中選擇了一片英文資料予以翻譯；同時在本校圖書館借閱了《機械傳動設計手冊》（煤炭工業(yè)出版社）、《機械設計手冊》（化學工業(yè)出版社）、《擺線針輪式行星傳動》（科學出版社，1976年）等相關文本資料，在老師和同組同學的幫助下，對擺線針輪式傳動的原理有了大致的了解。另外根據(jù)學校和學院的要求，完成了開題報告的編寫任務。之后，我又用了3個星期的時間完成了總體傳動方案的設計、傳動比的計算分配和傳動機構主要結構的設計計算。包括擺線輪的尺寸計算，針齒輪、針齒銷和針齒銷套的尺寸結構計算、W機構的設計即柱銷數(shù)目的選擇，柱銷和柱銷套結構的尺寸計算、針齒殼、針齒殼擋板、針齒殼右端蓋、連接架的設計計算。在繼續(xù)下來的兩個星期內(nèi)，我完成了剩下所有零部件的初步結構設計和標準件選擇的大量工作，包括滾筒的設計、左右法蘭軸的設計、左右支座、左右滾筒端蓋、軸承端蓋的設計以及對螺釘?shù)倪x用、法蘭軸軸承的選用、鍵的選用、擋圈和油封的選用等一系列工作。然后我用了一個星期的時間，在電腦上用CAXA電子圖板軟件畫出了總裝配圖和部件圖，并請老師做了指正。又用了兩個星期的時間在電腦上用CAXA電子圖板軟件完成所有零件圖的繪制和標注工作，并請老師做了指正。然后從中選擇一部分有代表性的零件圖進行手繪，鍛煉了自己的手繪能力。這期間我還選擇了雙偏心套這個零件進行了工藝規(guī)程的設計，并制作了工藝卡。至此，我的所有設計任務已基本完成。在剩下的時間里，我把主要精力放在了對所有圖的完善工作上，包括對結構尺寸、標注、試圖、線條等一切不妥之處的修改，并整理了計算說明書。這就是我整個畢業(yè)設計期間的工作過程，希望老師們給予寶貴意見和建議。 2 原始數(shù)據(jù) 擺線針輪式電動滾筒具有電動滾筒和擺線減速器的優(yōu)點，而且可謂中國特色，世界上除了日本，這種結構型式可謂“中國特色”，除日本外，其它國家很少使用這種傳動結構，用擺線針輪這種傳動結構的電動滾筒可實現(xiàn)很小的線速度和很大功率。在將來一定會有很大的發(fā)展。 下面是這次設計的主要數(shù)據(jù)： 滾筒直徑: D=500mm, 適用膠帶寬度B: =650mm, 膠帶運行速度:V=1.6 m/s, 電機功率 : N=7.5KW 電機轉速 : n=1480r/min 3 裝置整體方案的設計 電動滾筒就是要將電機和減速機構和電機布置在滾筒內(nèi)部以達到簡化安裝，減少占地，減輕裝置重量等目的。所以裝置整體示意圖如下： 這里，電機選用YG系列專用電機，不用設計，而滾筒結構很簡單，所以主要對傳動方案（減速機構部分）進行設計。 4 傳動方案設計 擺線針輪式傳動結構是采用K-H-V少齒差行星式傳動原理及擺線針齒嚙合的新穎傳動結構。這種傳動結構的減速器廣泛應用于紡織印染、輕工食品、冶金礦山、石油化工、起重運輸及工程機械等領域中的驅(qū)動和減速裝置。擺線針輪式行星傳動結構減速機全部傳動裝置可分為三部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。輸入部分是輸入軸，減速部分是擺線針輪式的K-H-V行星式傳動機構，輸出部分是有輸出軸、銷軸和擺線輪組成的W機構。 擺線針輪式減速器就是利用擺線針輪減速原理研制出的機械中的一種轉速調(diào)節(jié)裝置。在眾多減速器當中,擺線針輪減速器因其運行平穩(wěn)和它性能好,可靠性高,生產(chǎn)成本低,使用壽命長,結構緊湊,過載能力強,在噬合部位采用了滾動齒接觸使得其阻力接近于0以及其它的一些優(yōu)級點（傳動比高,傳動精度高,傳動比調(diào)節(jié)簡單,比其它任何種類的減速器占用的空間都小）,在近幾十年來一直受到用戶的青睞.在安裝空間受到限制的今天,擺線針輪式減速器將更能發(fā)揮它的優(yōu)勢。 鑒于擺線針輪式減速機構的諸多優(yōu)點，在這里采用擺線針輪式減速機構作為電動滾筒的傳動裝置。 一般的擺線針輪減速機都是采用固定針輪齒圈型的擺線針輪減速機構的，將擺線輪的轉動通過W機構輸出到低速軸，但是在電動滾筒中，由于減速機構是位于滾筒內(nèi)部的，采用轉動針輪型擺線減速機構，將擺線輪固定，而通過針輪轉動來帶動滾筒轉動有利于W機構的簡化，更符合減速機構在滾筒內(nèi)部布置的要求，所以采用轉動齒圈型擺線針輪減速機構作為本電動滾筒的傳動機構。 5 計算部分 5.1 傳動比的確定 5.1.1 計算滾筒轉速 滾筒轉速的大小是由輸送機的膠帶運行速度和滾筒徑的大小決定的。 （1） 5.1.2 輸入軸轉速n的確定 在擺線針輪減速器中,電機軸直接帶動擺線針輪減速機構,即電機軸就是輸入軸,所以輸入軸轉速為: n = 1480r/min （2） 5.1.3 傳動比 i 的計算 傳動比 i 取決于傳動裝置的減速要求。通常，一級傳動比i=11~87,最高可 達115。 （3） 由擺線針輪傳動原理可知，固定齒圈型擺線針輪減速機構的傳動比等于其 針輪齒數(shù)，為保證兩個擺線輪能180o對稱地裝入針齒圈內(nèi)，并同時與針齒輪對應的針齒想嚙合，擺線輪齒數(shù)必須為奇數(shù)（整數(shù)），固傳動比必須為偶數(shù)，這里取i=24 5.2 選擇結構、齒數(shù)、及材料 5.2.1 結構形式的選擇 擺線針輪式行星傳動具有傳動比大、結構緊湊、體積小、重量輕、效率高、運轉平穩(wěn)，過載能力較大，承受沖擊和振動的性能較好、工作可靠，壽命長等特點。所以在傳動滾筒內(nèi)部裝入擺線針輪式傳動結構的減速器和電動機，構成電動滾筒。在中小功率傳輸機上使用電動滾筒式十分有利的，可以化簡安裝、減少占地、是整個驅(qū)動裝置重量輕、成本低、具有顯著的經(jīng)濟效益。 根據(jù)以上這些特點，結構形式選擇如下圖所示。 圖5-1 擺線針輪行星傳動的機構簡圖 擺線針輪式行星傳動屬于一種K-H-V型行星傳動，如上圖所示。這種傳動一般由減速機構和輸出機構兩部分組成。減速器機構采用的擺線輪C只擺動不轉動，傳動的針齒輪P和轉臂H組成了行星內(nèi)捏和機構，常采用=1。輸出機構采用將針齒殼與滾筒由傳動架固定組成W機構。 通常，擺線針輪減速機構的一級傳動比為11～87，最高可達115 5.2.2 齒數(shù)的確定 傳動比iHC取決于傳動裝置的減速要求，已經(jīng)確定i=24這時，擺線輪和針齒輪的齒數(shù)為： 針輪齒數(shù) 擺線輪齒數(shù) 5.2.3 材料的選擇 擺線針輪式行星傳動的損壞形式主要有以下幾種:（1）擺線輪齒和針齒發(fā)生齒面疲勞點蝕和膠合，特別是功率較大或制造精度較低時，這種形式的損壞往往是最主要的；（2）W機構的柱銷發(fā)生疲勞折斷，或者銷套和銷孔表面發(fā)生疲勞點蝕。由于W機構受柱銷中心圓直徑的限制而不能做的很大，使柱銷（套）數(shù)量少和受載大，極易因彎曲強度不足而折斷，銷套和銷孔表面由于接觸強度不夠也會發(fā)生疲勞點蝕；（3）轉臂軸承元件發(fā)生疲勞損壞。轉臂軸承在高速重載的條件下工作，承受著擺線輪上的全部載荷，極易發(fā)生疲勞損壞。尤其當工作連續(xù)性較大時，整個傳動裝置的承載能力主要受轉臂軸承的限制。 為減小傳動尺寸和提高傳動元件的強度，擺線輪、針齒（套）、和柱銷（套）應采用高強度的材料（如GCr15），并用熱處理方法提高工作表面的強度。偏心套、輸出軸和輸入軸可采用45鋼。其他零件如針齒殼和機座一般采用鑄鐵和鑄鋼。這些主要零件的推薦材料和硬度列于下表。表中同時列出擺線針齒嚙合的需用接觸應力和針齒銷及柱銷的的許用彎曲應力。根據(jù)實際使用的經(jīng)驗，對于硬度HRC58~64的GCr15鋼，這些推薦值是可以用的，當制造精度要求高時，易取較大值。 所以根據(jù)以下表格，初選材料為： 擺線輪：GCr15 HRC60~64 針齒套、針齒銷、柱銷套、柱銷： GCr15 HRC58～62 雙偏心套：45鋼 HB220～250 輸入軸：45鋼 HB220～250 輸出軸：45鋼 HB220～250 機座、針齒殼：HT200. 零件名稱 薦用材料 硬度 許用應力 擺 線 輪 針 齒 套 GCr15 GCr15SiMn GCr15 HRC60～64 HRC58～62 ----------- =850～1200 針 齒 銷 柱 銷 GCr15 GCr15 HRC58～62 HRC58～62 =150～200 銷 套 雙偏心套 輸 入 軸 輸 出 軸 GCr15 45 45 45 HRC56～60 —— HRC22～250 HRC22～250 —— —— —— —— 針 齒 殼 機 座 HT200 HT300 ZG25 ZG25 HT200 ZG25 —— —— —— —— 表5-1 擺線針輪式行星傳動主要零件的推薦材料和許用應力 5.3 計算針齒中心圓半徑 5.3.1 輸出軸轉矩 5.3.2 初選短幅系數(shù) 當擺線輪齒數(shù)和針輪直徑已定時，影響齒廓曲線和承載能力的主要參數(shù)就是短 幅系數(shù)，最理想的短幅系數(shù)值為=0.5~0.75。初步計算時先按表2選取。 因為，由下表可以查出應先取 表5-2 短幅系數(shù)的推薦值 Zc ≤11 13～23 25～59 61～87 K1 0.42～0.55 0.48～0.65 0.55～0.74 0.54～0.67 5.3.3 初選針徑系數(shù) 針輪上相鄰兩針齒之間中心之間的弦長與針齒套直徑的比值成為針經(jīng)系數(shù)，用表示。顯然，針經(jīng)系數(shù)的大小表明針齒在針輪上分布的密集程度，如下圖有 圖5-2 針經(jīng)系數(shù)示意圖 為避免針齒相碰和保證針齒與針殼的強度，可取=1~4，以=1.5~2.0最常用，一般不小于1.25～1.4。當≥44時，若將針輪齒數(shù)抽去一半，可取0.99~1.0。 設計時值可參考下表選擇。 表5-3 針經(jīng)系數(shù)推薦值 Zp ＜12 12～24 24～36 36～60 60～88 K2 3.85～2.85 2.8～2.0 2～1.15 1.5～1.0 1.5～0.99 所以查表，初選=2.0。 5.3.4 嚙合位置系數(shù) 根據(jù)擺線針輪齒面接觸強度的計算公式 式中 Fi———白線輪齒和針齒在任一位置嚙合時的法向作用力。根據(jù)式 Fi= = 式中 S=1+-2） 取=0.55, 有： =（N） ——擺線輪的寬度，=,mm; ——當量彈性模量，設擺線輪和針齒套材料的彈性模量分別為和,當二 者的材料為合金鋼時，=，有： ==2.15×105(MPa) ——擺線輪齒和針齒在嚙合點的當量曲率半徑。 將以上各值代入赫茲公式，經(jīng)整理后得： =282 令 =，值隨、、及齒廓接觸位置角不同而變化。當、和一定時，必須有某一位置角=，使達道最大值，即： = 式中 =1+－2； =()－(1+)。 這時，擺線輪齒和針齒間的接觸應力達最大值。因而，將代入上式，得擺線針齒嚙合的接觸強度條件為： =282（MPa） 所以，的值可由表4查出，且 查表4得，=1.87。 5.3.5 齒寬系數(shù) 擺線輪的齒寬系數(shù)，一般取=0.1~0.2，通常推薦值取=0.15。 5.3.6 許用接觸應力 查表5-1 得，選用材料的許用接觸應力=850MPa 表5-4 最大接觸應力的嚙合位置系數(shù) 5.3.7針齒中心圓半徑 當擺線輪齒和針齒間的接觸應力達最大值時，得擺線針齒的嚙合條件為 (MP) 在設計計算中，為計算針齒輪針齒中心圓半徑，可將代入上式，得： 式中 ——最大接觸應力的嚙合位置系數(shù) ——擺線輪的齒寬系數(shù) ——許用接觸應力，M Pa， ——輸出軸上的轉矩，N·mm 根據(jù)以上計算和查表所取得的數(shù)據(jù)，代入下式 =433 =121.3mm 進而圓整取=125mm。 5.4 計算擺線輪和針齒輪幾何尺寸 5.4.1 計算偏心距 如圖3所示，若將圓2作為定圓，而將1圓作為滾圓，并且令圓1 沿定圓2做純滾動，滾圓1以外一點的軌跡同樣是短幅外擺線。當取半徑為的的圓作為固定針輪的實際齒廓時，擺線輪的實際齒廓就是等幅外擺線的等距曲線，而滾圓1與定圓2的瞬時接觸點P就是擺線輪的瞬時轉動中心。因而，當擺線輪用轉臂H驅(qū)動做行星運動時，擺線輪與固定針齒輪的實際齒廓在嚙合點的公法線，必定通過瞬時轉動中心P,而滾圓1和定圓2就是擺線輪和針齒輪嚙合的節(jié)圓。兩輪節(jié)圓的瞬時接觸點P始終位于擺線輪的偏心線上,P點又稱為嚙合點。這表明，不管擺線輪和固定針齒輪在任何位置嚙合，各對嚙合齒廓在接觸點的公法線……恒通過節(jié)點P，即擺線針輪嚙合滿足齒廓嚙合定律，可實現(xiàn)定傳動比傳動。 根據(jù)擺線針輪式傳動嚙合的連續(xù)傳動條件，即兩輪節(jié)圓上的齒距必須相等。如圖所示，擺線輪的實際齒廓在其節(jié)圓上對應的弧長稱為擺線輪的節(jié)圓齒距，以表示，有：=2π（）=2πa 這時，擺線輪的齒數(shù) 為： === 針齒輪相應的齒數(shù)為： === 由以上兩式得： 中心矩 a== 根據(jù)以上求得數(shù)據(jù)，代入上式得： a= ==3.4 所以取 a=3.5。 圖5-3 擺線針輪式行星齒輪傳動的嚙合特性 5.4.2 校正擺線輪的短幅系數(shù) 因為 所以將a=3.5、=24、=125代入上式，得 == =0.672 5.4.3 擺線輪節(jié)圓半徑 根據(jù)擺線針輪式傳動嚙合的連續(xù)傳動條件，即式子 === 所以， = 代入數(shù)據(jù)：=3.524=80.5 5.4.4 針齒輪節(jié)圓半徑 同上，針齒輪相應的齒數(shù)為： === 所以， 代入數(shù)據(jù)，=5×16=84 5.4.5 滾圓基圓半徑 在實際應用中，短幅外擺線一般是用外滾法形成的。如圖所示。將半徑的滾圓G沿半徑的基圓J做純滾動，當滾圓G沿半徑的基圓J滾過一周時，滾圓內(nèi)一點描出的軌跡也是一條短幅外擺線，短幅系數(shù)。 此時，滾圓G與基圓J的半徑等于： 。 代入數(shù)據(jù)可求得： ==5.21 ==120 5.4.6 嚙合齒距 擺線輪與針齒輪要實現(xiàn)連續(xù)正確的嚙合，針齒輪和擺線輪的齒數(shù)差必須相差1。這時擺線輪和針齒輪連續(xù)傳動的條件可表示為： 當針齒輪的針齒中心圓半徑用表示時，擺線輪與針齒輪的嚙合齒距為 為： 式中，代入數(shù)據(jù)，計算，得： ==32.7 5.4.7 針齒套半徑和針齒銷半徑 當針經(jīng)系數(shù)選定后，針齒套半徑按式計算，即： 代入數(shù)據(jù)，計算，得： =11.78 這時，針齒套直徑需按照下表圓整，而針齒銷直徑可取為 可按下表選用 表5-5 針齒銷和針齒套直徑推薦值 drp 不帶套 14 18 22 27 32 36 drp 8 10 10 12 16 20 24 26 所以，選擇有 =11，=8 5.4.8 擺線輪齒頂圓、齒根圓直徑 擺線輪齒頂圓半徑=125+3.5-7=121.5 擺線輪齒根圓半徑=125-3.5-7=114.5 5.4.9 擺線輪寬度 ，其中=0.1~0.2， 此處取=0.15。 帶入計算，得：=0.15125=19.75 取=19 則==0.187 5.4.10 擺線輪齒廓切頂演算 根據(jù)微分幾何學的曲率公式，擺線輪理論齒廓的曲率半徑按下式計算： = 式中各導數(shù)值按下式計算： = = 將各式代入=，整理后得： == S=1+-； D=。 這時，擺線輪實際齒廓的曲率半徑為： = 由數(shù)學規(guī)定，如下圖a所示，當＜0時，表明理論齒廓在該處為外凸曲線，當 圖5-4 擺線輪的實際齒廓和頂切 ＞0時，表明理論齒廓在該處為內(nèi)凹曲線。顯然對于外凸的理論齒廓（＜0），當＞︱︱時（如圖b），＞0，這表明擺線輪在此處形成交叉齒廓。這種情況稱為擺線輪齒廓的頂切或“失真”。當=︱︱時，=0，即實際齒廓在該處出現(xiàn)尖角。對于內(nèi)凹的的理論齒廓（＞0），如下圖c所示，不管取多大，實際齒廓都不會發(fā)生頂切。 擺線輪齒廓是否發(fā)生頂切，不僅取=決于理論外凸齒廓的最小曲率半徑，而且與針齒套半徑有關，根據(jù)理論推導得， = 式中 ——針齒中心圓半徑； ——擺線輪理論齒廓的最小曲率半徑系數(shù)。 擺線輪齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角的條件為 ： 或表示為 ==0.088<λmin=0.1158 其中稱為擺線輪理論齒廓的最小曲率半徑系數(shù)，查表6確定。 表5-6 擺線輪理論齒廓的最小曲率半徑系數(shù) 查得，=0.1882.，所以滿足此條件。 5.5 轉臂軸承的選擇 5.5.1 初估擺線輪內(nèi)孔半徑 根據(jù)W機構的相關限制，即公式 = 式中 ——擺線輪的齒根圓半徑： ——擺線輪的內(nèi)孔半徑，根據(jù)結構要求確定，初算時可以取 =（0.4～0.5），為針齒輪的針齒中心圓半徑。 所以，據(jù)以上的要求，初估擺線輪內(nèi)孔半徑為 =（0.4～0.5） =（0.4～0.5）×125 =50～62.5 mm 取=55 mm 5.5.2 選擇軸承型號尺寸 根據(jù)擺線針輪式行星傳動的擺線輪不作轉動，只作擺動的特點，參照有關設計的先例，應選取無外圈的圓柱滾子軸承。所以查《機械傳動設計手冊》（煤炭工業(yè)出版社），選取N214E型軸承，參數(shù)如下： 基本尺寸： d=70 mm 基本額定負載： C=89.8 kN =125 mm B=24 mm 極限轉速; 脂潤滑 4500 油潤滑 5600 質(zhì)量： W≈1.11 kg 軸承型號： 502312E 其他尺寸： a=5.5 mm 安裝尺寸： =2.1 mm =72 mm =106.5 mm =2.1 mm 圖5-5 無外圈圓柱滾子軸承尺寸 5.5.3 名義徑向載荷 因為轉臂軸承對擺線輪內(nèi)孔作用有力，如圖6所示。擺線輪受三種力的作用：即針齒對擺線輪齒廓的作用力，合力為；銷軸對擺線輪銷孔的作用力，合力為；轉臂軸承對擺線輪內(nèi)孔的作用力R。擺線輪在、和R的作用下處于平衡狀態(tài)，其力的封閉多邊形如下圖b所示。 圖5-6 轉臂軸承對擺線輪內(nèi)孔的作用力和力多邊形 這時，由上圖求得轉臂軸承對擺線輪內(nèi)孔的作用力R可表示為： R= = 又因為在計算各合力的時候，可以將合力、表示為： ==· = ·= =·=· =·=· 式中 ==； = = ==； ==； =或者按上圖確定。 另外 === 式中 ===. 將以上各式代入第一式里整理，有 R= = 在近似計算中，可取≈1.3，代入上式，有 R= =≈40° 所以計算名義載荷，有 R== = N 5.5.4 當量動載荷 軸承的當量動載荷計算公式為： P= (N) 式中 R——名義徑向載荷， ——動載荷系數(shù)，通常取=1.2～1.4。取=1.3。 則 P=1.3×13444=17477 N 5.5.5 軸承相對轉速 根據(jù)公式 n = 且 = 所以有 n = =1579 5.5.6 軸承壽命計算校合 轉臂軸承通常采用無外圈的窄系列短圓柱滾子軸承（502000型），有時用帶外圈的普通短圓柱滾子軸承（2000型）代替，但使用時須拆去外圈。 轉臂滾子軸承的壽命按下式計算； = 式中 ——軸承壽命，一般要求≥5000h； N——軸承轉速，按擺線輪相對于轉臂的轉速計算，即 n = ，式中為輸入轉速（）， 為輸出轉速（）； P——當量動載荷，N； C——軸承的額定動載荷，標準軸承的C值見滾動軸承尺寸表，N （上面已經(jīng)查出）。 所以，按式計算有 = 因為=11974 h ≥ 5000 h 所以軸承壽命滿足要求。 5.6 針齒銷彎曲強度驗算 5.6.1 針齒銷結構尺寸計算 當針輪針齒的支承寬度較小時（如圖7），針齒銷可視為雙支點簡支梁，承受的集中載荷為擺線輪對銷軸的最大作用力，按下式計算： 圖5-7 針齒銷的結構形式和受力簡圖 這時，支承A的反力為： = 針齒銷上作用的最大彎矩為： =·= 將 =代入，并取=0.55，得： =· 式中 =0.5++； =1.5+++0.5； =+=2++2+； ——擺線輪的寬度，mm； ——間隔環(huán)的寬度，=－，為軸承寬度，mm； ——擺線輪與針齒殼內(nèi)側端面的間隙，mm； ——針齒殼端部壁厚，一般取≥≥。 根據(jù)以上說明，計算有： = 0.5++ =0.5×19＋5＋0.5×17 =23 mm =1.5+++0.5 =1.5×19＋5＋3＋0.5×17 =45mm =+=2++2+ =23＋45 =68 mm 5.6.2 最大彎矩的計算 根據(jù)上面最大彎矩的計算公式： =· =· =1967kg·m 5.6.3 許用彎曲應力 查擺線針輪式行星傳動主要零件的推薦材料和需用應力表(前面已列) =150～200 MPa ， 所以選擇=150 MPa 5.6.4 校核彎曲應力 對于6-1所述的情況，針齒銷的彎曲強度條件可以表示為： =≤ (MPa) 計算得 ===70.14 MPa 即 70.14 MPa ≤=150 MPa ， 符合彎曲強度要求。 5.7 W機構銷軸彎曲強度計算 5.7.1 銷軸數(shù)目 W機構的銷軸用壓配合裝在輸出軸的銷盤上（如下圖所示），承受的集中載荷為擺線輪的銷孔對銷軸的最大作用力，所以銷軸通常按懸臂梁進行進行彎曲強度計算?？紤]到制造和裝配的誤差的影響，須將銷軸承受的最大作用力增大20%。 這時，銷軸在危險剖面上的彎曲應力為： == W機構的柱銷數(shù)目受擺線輪尺寸的限制。當擺線輪尺寸較小時，柱銷數(shù)目過多將削弱擺線輪的幅板強度。設計時，可根據(jù)針齒中心圓直徑按表7選擇。 表5-7 W機構柱銷數(shù)目參考值 （mm） ≤100 ＞100～200 ＞200～300 ＞300～400 ＞400～500 6 8 10 12 ≥12 因為=250 mm 所以選擇 = 10 5.7.2 銷軸中心圓半徑 銷軸中心圓半徑的計算公式為： = 式中 ——擺線輪的齒根圓半徑； ——擺線輪的內(nèi)孔半徑。 所以，入相關數(shù)據(jù)，有： == =83.9 所以取=85mm 5.7.3 柱銷和銷套直徑 將 =0.55代入公式中，得W機構的銷軸彎曲強度計算公式為： =≤ (MPa) ≥3 (mm) 式中 ——輸出軸上轉矩，N·mm； ——銷軸中心圓半徑，mm； ——銷軸數(shù)目； ——需用彎曲應力，MPa； ——擺線輪的寬度，mm； ——間隔環(huán)的寬度，mm。 代入相應數(shù)據(jù)，取=150MPa,有： ≥ =3 =19.3mm W機構的柱銷直徑由柱銷的彎曲強度條件決定，而銷套直徑可按下式計算； =(1.3～1.5) (mm) 既有 =（1.3～1.5) =（1.3～1.8)×19.3 =25.09～32.6 再根據(jù)W機構柱銷和銷套的尺寸參考表選擇有： =20mm =30mm 表5-8 W機構柱銷和柱銷套直徑參考值（mm） 12 14 17 22 26 32 35 45 55 17 20 26 32 38 45 50 60 75 5.7.4 銷孔直徑 當銷套直徑選定后，擺線輪上的銷孔直徑為： =+2a 代入數(shù)據(jù)計算有：=+2a=30+7=37mm 圖5-8 擺線輪銷孔壁厚和 5.7.5 銷孔壁厚驗算 當所有數(shù)據(jù)選定后，需要驗算擺線輪上的銷孔壁厚和（如上圖）， 并保證最小壁厚不小于=0.03。 代入數(shù)據(jù)有： =0.03= 0.03×125=3.75 mm =－－ =86.5－57.5－24 =5 mm =2·sin－ =2×88×sin－48 =6.75mm 因為 =5mm＞=3.75 mm =6.75mm＞=4.02 mm 所以滿足要求。 5.8 其他零件的設計與計算 5.8.1 雙偏心套的設計 已知滾筒和電機的相關尺寸如圖9和圖10； 圖5-9 傳動滾筒的外形尺寸圖 圖5-10 電機相關尺寸圖 根據(jù)電機的相關尺寸圖，可知電機的輸出軸直徑D=28mm， 所以選擇雙偏心套的內(nèi)孔直徑為d=28mm； 又因為雙偏心套是與無外圈的滾動軸承相配合的，所以根據(jù)前面選擇的軸尺寸d=70mm, B=24mm, 選擇雙偏心套的外輪廓尺寸直徑D=70mm ,寬度B=2×24=48 mm； 另外，電機輸出軸與雙偏心套是鍵連接，所以偏心套內(nèi)孔內(nèi)還需加工鍵槽。 結構簡圖如圖11，具體尺寸及標注見零件圖11。 圖5-11 雙偏心套結構簡圖