下载文档原格式
本科毕业设计（论文）通过答辩摆动活齿减速机的结构设计目录1绪论 (4)1.1概述 (4)1.2国内外发展现状 (4)1.3 Solid Works介绍 (5)2摆动活齿减速机传动理论与设计方法 (7)2.1 摆动活齿减速机的传动原理与结构特点 (7)2.1.1 摆动活齿减速机传动的传动原理 (7)2.1.2 摆动活齿减速机的结构特点 (8)2.1.3 摆动活齿传动的啮合原理 (9)2.14摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程 (12)2.1.5 摆线轮齿廓曲率半径 (13)2.2摆动活齿传动的受力分析 (14)2.2.1针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 (15)2.2.2 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力 (17)2.2.3 转臂轴承的作用力 (18)2.3摆动活齿减速机主要强度件的计算 (19)2.3.1 齿面接触强度计算 (19)2.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 (19)2.3.4 输出机构柱销强度计算 (20)3摆动活齿减速机的设计计算 (22)3.1摆线轮、针齿、柱销的计算 (22)3.2 输出轴的计算 (26)3.3 其它零件的设计 (30)3.4 润滑与密封 (30)4 零件的三维图 (31)4.1摆线轮 (31)4.2箱体 (31)4.3针齿壳 (32)4.4输出轴与主要部件装配爆炸图 (33)4.5摆线轮与输出轴 (34)4.6装配最终效果图 (34)5结束语 (35)6致谢 (36)7参考文献 (37)I摘要摆动活齿减速机作为重要的机械传动部件具有体积小、重量轻、传动效率高的特点。
本设计在全面考虑多齿啮合、运转平稳、轮齿均载等运动学和动力学的要求，实现高承载能力、高传递效率、高可靠性和优良动力学性能等指标，而且要便于制造、装配和检修，设计了该具有合理结构的摆动活齿减速机。
本设计建立了合理的动力分析，对摆动活齿传动中的摆线轮、转臂轴承、柱销及轴进行准确的受力分析，计算并校核主要件的强度及转臂轴承、各支承轴承的寿命，分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。
影响齿轮热处理变形的几个重要因素影响齿轮热处理变形的几个重要因素■陈正国，郝丰林我公司是一家专业生产汽车齿轮、摩托车齿轮、电动工具齿轮、工程机械齿轮的股份制企业。
齿轮在进行渗碳热处理的过程中，常遇到齿轮渗碳淬火后平面扭曲变形大，造成齿轮报废；渗碳淬火后齿轮的M值变化不稳定；齿轮的齿形齿向变化不稳定，造成装机异响。
以下就是对上面的几种情况分别进行说明。
一个新产品开发，尤其是热处理工艺的设计，一般是按照类似的产品，采用本公司掌握的成熟工艺。
试制时一般是先采用类似的工艺，处理6个工件，对其变形及热处理项目进行检测；合格后再热处理30件，再次对变形及热处理项目进行检测；合格后按照一炉（或者一盘）热处理，检测变形；合格后连续生产几炉（或几盘），热处理合格、变形合格，这样热处理工艺就可固定下来。
但是有时新产品开发半年后，产品才可以进行批量生产，试制时试制的工件不是很多，有时不能反映真正的工件变形趋势；或者材料有变化、锻造工艺变化、正火变化、冷加工工艺的变化，虽然热处理工艺没有变化，但是热处理后的工件端面扭曲，造成产品报废。
图1是开发产品结构示意，图2是试制时的热处理工艺，图3是改进的热处理工艺。
可以看出试制的热处理工艺渗碳温度较高，生产效率高；产品采用平放，热处理后内孔的硬度较高，硬化层也均匀，椭圆度小。
改进后的热处理工艺，产品采用串放，产品的轴向圆跳动较好，渗碳温度降低，渗碳时间增加，减少热处理变形。
这样改进后的热处理工艺生产的产品由原来不合格率15%降为0.1%。
也有时出现产品处理了几年，突然出现批量不合格，改变热处理工艺后产品合格。
事实上最终原因是因不同钢厂的材料、锻造、正火、冷加工工艺流程的变化造成的。
图1图4所示产品，最大外圆156mm，热处理了1万件，有一批产品出现轴向圆跳动超差，不合格品占10%左右，造成部分产品报废。
于是对没有热处理的毛坯的正火硬度进行检查，正火硬度要求160～190HBW，对称检测4点，一共检查了6件，检测结果如表1所示。
第2章弧齿锥齿轮传动系统的耦合振动分析齿轮传动系统包括齿轮副、齿轮轴及轴承，其作为一种弹性的机械系统，在动态激励作用下会产生动态响应，动态激励是系统的输入。
齿轮系统的动态激励有内部激励和外部激励两类，其中与一般机械系统的主要不同之处在于它的内部激励。
由于同时啮合齿对数的变化、轮齿的受载变形、齿轮和轮齿的误差等引起了啮合过程的轮齿动态啮合力，因而即使外部激励为零（或为常值），齿轮系统也会受这种内部的动态激励而产生振动。
在齿轮传动系统中，啮合轮齿间均存在着一定的齿侧间隙，因而在高速且频繁启动的情况下，就会导致轮齿间接触状态发生变化而出现轮齿间接触—分离—再接触这样的重复冲击的现象，使齿轮系统的动力学行为和性态产生质的变化。
齿轮系统间隙非线性动力学的研究已成为当今齿轮动力学研究的一个热点。
齿轮啮合动态激励是齿轮系统产生振动和噪声的基本原因，研究齿轮啮合过程中动态激励的基本原理，确定动态激励的类型和性质，是研究齿轮传动系统振动和噪声的首要问题[1-4]。
在目前有关齿轮传动的非线性动力学研究文献中，多数都集中在直齿圆柱齿轮传动动力学的研究中，锥齿轮传动动力学的研究目前几乎是一个空白。
因此，以锥齿轮传动系统为研究对象，考虑齿侧间隙、时变啮合刚度等非线性因素，建立锥齿轮传动系统非线性动力学模型，深入研究锥齿轮传动系统的非线性动态特性，既具有重要的理论意义，也具有重大的实际应用价值。
这方面的研究将不仅为实现重量轻、高效率的齿轮系统的设计提供有益的理论依据和有效手段。
而且对于进一步探究齿轮系统的动态特性、降低齿轮系统的振动、噪声具有重要的实用指导意义[5-9]。
2.1非线性振动模型与方程建立齿轮系统的理论分析模型是有效地对齿轮系统进行分析和动态设计的基础，目前常用的建模方法主要有传递矩阵法、集中参数法和有限元法等。
对弧齿锥齿轮传动系统的建模，本文是采用集中参数法建立齿轮传动系统（齿轮、轴和轴承）的动力学模型，并将轴的质量向齿轮中心简化，对啮合齿用弹簧和阻尼器进行模拟，得到传动系统的振动常微分方程[10-13]。
第52卷第3期 2017年6月西南交通大学学报JOURNAL OF SOUTHWEST JIAOTONG UNIVERSITYVol. 52 No. 3Jun. 2017文章编号：〇258-2724(2017)03~0607-05 D O I：10. 3969/j. issn. 0258-2724. 2017.03.023摆动活齿传动的热弹耦合变形梁尚明，黎磊(四川大学制造科学与工程学院，四川成都610065)摘要：为了提高摆动活齿的传动性能，根据摆动活齿传动的啮合原理，分析了在摆动活齿传动中，活齿与内齿 轮的接触传热过程;探讨了活齿与内齿轮啮合副产生的摩擦热流的计算方法;利用有限元分析方法建立了内齿 轮的有限元分析模型;提出了摆动活齿传动轮齿本体温度分布、接触弹性变形和热弹耦合变形的分析计算方法.研究结果表明：内齿轮的最高温度出现在工作齿廓曲线的拐点附近，内齿轮的热变形增大了齿厚,对轮齿的弹性 变形有一定的补偿作用，应用本文方法计算得到的内齿轮热弹变形符合实际工况,轮齿最大的热弹耦合变形量 为0. 045 m m.关键词：摆动;活齿传动;摩擦热流;本体温度;接触弹性变形;热弹耦合变形;有限元法中图分类号：T H123文献标志码：ACoupled Thermo-Elastic Deformation ofSwing Movable Teeth TransmissionLIANG Shangming, LI Lei(School of Manufacturing Science and Engineering,Sichuan University, Chengdu 610065 ,China)Abstract：To improve the transmission performance of swing movable teeth transmission, the contact heat transfer process between the movable teeth and internal gear was analyzed and the calculation method of the friction heat flux generated by the meshing pair was proposed according to the meshing principle of swing movable teeth transmission. Then, a finite element analysis model of the internal gear was established, based on which calculation methods of the body temperature field distribution, contact elastic deformation, and coupled thermo-elastic deformation of the internal gear during swing movable teeth transmission were put forward. The results of a case study show that the highest temperature in the internal gear appears near the inflection point of the internal gear profile curve; and the thermal deformation of the internal gear increases its tooth thickness, providing a certain compensation for the elastic deformation of the internal gear. In addition, the coupled thermo-elastic deformation of the internal gear obtained by the proposed method conforms with the actual working condition, and the maximum value is 0. 045 mm.Key words：swing；movable teeth transmission；friction heat flux；body temperature; contact elastic deformation ；coupled thermal-elastic deformation ；finite element method摆动活齿传动经常在高速重载的条件下工作，准曲线，导致活齿传动传动比不正确，使活齿传动其内齿轮轮齿弹性变形使内齿轮齿廓曲线偏离标产生强烈的冲击振动和噪声，为此需要对轮齿进行收稿日期：20154)1-21基金项目：中央高校基本科研业务费重点研究专项资助项目（2010SCU21011)作者简介：梁尚明（1961 —），男，教授，博士，研究方向为机械设计及理论,E-mail:liangsm6123@ 163. com引文格式：梁尚明，黎磊.摆动活齿传动的热弹耦合变形[J].西南交通大学学报,2017,52(3): 607-611.L I A N G Shangming, LI Lei. Coupled thermo-elastic deformation of swing movable teeth transmission[J]. Journal of Southwest J iao-tong University, 2017, 52(3) ： 607-611.608西南 交通大学学报第52卷修形[12].由于在高速重载条件下，活齿与内齿轮啮 合副产生大量的摩擦热，使轮齿温度升高，引起热 变形，轮齿还可能因高温而胶合失效[3].因此，准 确计算轮齿的温度场分布以及热弹耦合变形大小 显得尤为重要.文献[4]中利用布洛克定理对摆动活齿传动 的齿面闪温进行了分析计算，但没有对轮齿的本体 温度场进行研究;文献[5]中研究了摆动活齿传动 机构的参数化设计问题;文献[6 ]中研究了摆动活 齿传动在弹流润滑下的摩擦功耗;文献[7 ]中推导 了二齿差摆动活齿传动的齿廓方程并分析了其几 何性质.上述文献均未对摆动活齿传动的啮合副各 部分的本体温度和热变形进行分析计算.本文从传热学的基本原理出发，探讨活齿与内 齿轮啮合面的摩擦热流变化，利用A llsys软件研究 摆动活齿传动轮齿的本体温度分布情况、接触弹性 变形和热弹耦合变形，为内齿轮齿廓修形，动力分 析和改善摆动活齿传动性能提供理论依据[811].1摆动活齿传动轮齿本体温度场有 限元分析Z 为内齿轮齿宽.通过变分原理可推得单元热平衡方程为K t t = Q ,(4)式中:弋为温度刚度矩阵；2为热载荷向量；^为节点温度向量.图1内齿轮本体温度有限元模型 Fig. 1Finite element model of body temperature of internal gear1.2摩擦热流输入计算活齿传动在工作过程中，其活齿与内齿圈之间 是通过滑滚接触而啮合，由于滑动产生了摩擦热， 导致内齿圈齿面的温度上升，该瞬时摩擦热可按 式(5)[14]计算.1.1内齿轮导热微分方程及有限元解法根据活齿传动的激波器转速较高、活齿与内齿 轮轮齿的啮合周期短等特点[12]，由布洛克理论[13] 可知，活齿传动处于热平衡状态时，可将齿轮上各 点的温度设为常数，而且内齿轮参与啮合的轮齿成 对称分布，因此，可以取内齿轮单个轮齿作为计算 模型，如图1所示.对应的边界条件为第3类边界条件，轮齿本体 温度7X ：r = ；r u w ))的方程为3T,\d2Td2Td 2T 'pc- A—7 ^7^可dtL dxd ydz-(i )式中:p 为微元体密度；c 为微元体比热；A 为内齿轮导热系数.假定沿内齿轮齿宽温度成抛物线分布，利用] 维温度场的半解分析法可以得到T (x ,y ,z ) =Ta +t (x ,y ) (1 -4h r .~4A l +h f ，式中：八为环境温度；K *，y )为平面温度分布函数；\为端面换热系数；9 =〇■,'/，(5)式中:各符号的意义及计算方法参见文献[12].由于摆动活齿传动达到热平衡状态后，内齿轮 的温度不会变化，故内齿轮在啮合循环中，啮合面 上任意一点的平均摩擦热流密度值的计算式为chqswcz G2m(6)式中为活齿架转动速度；4为单排活齿数；为内齿轮的齿面接触宽度； ^为热分配系数，ck(7)),(2)2(3)2.+ /ih其中为活齿架上内齿轮啮合点的速度；^为活齿啮合点的速度.摆动活齿传动轮齿热弹頼合有限 元分析摆动活齿传动的接触变形根据变分原理，对于由两个相互接触的物体所组成的系统（活齿与内齿轮所组成的啮合副）如第3期梁尚明，等:摆动活齿传动的热弹耦合变形609图2所示，其接触变形有限元基本方程[15]为 K l u l = P l+ , |K2u2= P2+ ^2 ； 1式中:^(Z= 1，2)为单元刚度矩阵；M,:为节点位移向量；6为节点载荷向量；/?,:为单元接触力向量.图2活齿与内齿轮接触模型Fig. 2 Model of internal gear in contactwith movable teeth由于均未知，式（8)中未知数个数多于方程个数，必须补充对应点的接触连续条件.为此使用迭代法，先假定对应点的接触状态，代人式（8)中，求出对应的节点位移的为u；=P；K；-\/ = 1,2, (9)式中:4为修改后的载荷向量，包括接触力；为修改后的刚度矩阵.将由式(9)求出的节点位移向量代人式（8)求 出接触力向量，再按接触判定条件，判定对应接触点的接触状态是否与假定相符，如不相符，则再次 修改接触状态进行迭代，经过反复迭代计算直到与 假定接触状态相符为止.这样可用编程的方法计算 摆动活齿传动啮合副各点所对应的位移M,:.2.2摆动活齿传动的热弹耦合变形在摆动活齿传动中活齿与内齿轮组成啮合副，内齿轮和活齿的温度场受摩擦热影响，摩擦热的产 生取决于活齿与内齿轮的接触力和摩擦力的大小，内齿轮的弹性变形及热变形也要影响啮合副表面的接触力和摩擦力，摆动活齿传动啮合副中，应力 场、温度场和位移场相互耦合.因此，在计算摆动活 齿传动的啮合刚度变化规律时，应在综合考虑活齿 与内齿轮啮合处的热弹性接触状况及其耦合效应的基础上，研究摆动活齿传动内齿轮轮齿的热弹变 形和啮合刚度.由上述分析可知，采用热弹耦合接触有限元法 计算摆动活齿传动轮齿综合变形的计算模型应考虑温度场和应力场的综合影响.本文仍采用如图2 所示的计算模型，内齿轮固定，摆动活齿绕销轴的几何中心作旋转运动，并推动活齿架绕内齿轮的中 心作旋转运动.如前所述，两个物体所组成的接触系统，其总 的弹性接触平衡方程为K u=P+R,(10)式中:夂为接触系统的整体刚度矩阵；P为整体载荷向量；及为整体接触力向量；M为整体节点位移向量.求解内齿轮轮齿变形时，先假设一个接触状态，按照前面的方法，计算内齿轮的温度场后，按照 弹性接触的方法求解节点位移，所求结果融人了热 变形、机械变形的影响.再根据求解结果判定热弹耦合是否收敛，若结果和假设状态相同，则求解结 束，如果不一致，则按弹性接触重新计算摩擦热流密度，重新计算本体温度场，再次重复进行两种接触计算，直至收敛才结束求解.3摆动活齿传动的轮齿温度场和热弹耦合变形实例3.1摆动活齿传动实例某摆动活齿传动减速器主要尺寸：激波器偏心距为3 m m;激波器几何中心到活齿几何中心的距离为95 m m;活齿偏心距为5 m m;活齿架柱销中心到活齿架回转中心的距离为94 m m;活齿半径为12 m m;内齿轮齿宽为10 m m;单排活齿数为11.该减速器的输人功率为5 k W，；输人转速为1 500 r/m i n;内齿圈和摆动活齿的材料均为2013,减速器主要尺寸的意义和材料2(M3的性 质见文献[4].根据文献[4]的参数可得内齿轮工作齿面的摩擦热流密度分布，如图3所示.3.2有限元模型的建立由于内齿轮齿廓是非线性不规则结构，故应用 自由网格划分方法进行网格划分，到得图4所示的 内齿轮单个轮齿的有限元模型.3.3摆动活齿传动轮齿温度场分布通过Fixed Support约束内齿轮壳体外表面，并 施加前面所求得的摩擦热流密度，利用Ansys Workbench计算摆动活齿减速器内齿轮轮齿的温610西南交通大学学报第52卷度场，结果如图5、6所示.图4内齿轮轮齿有限元儀型Fig. 4 Finite element model of a toothof internal gear由图5可见，内齿轮的最高温度出现在轮齿齿 廓曲线的拐点附近，轮齿的最高温度达103. 90丈.由图6可见，内齿轮工作表面的温度近似呈抛 物线分布，这是因为摆动活齿传动在0：作过程中，_眞猜啬和内齿轮哦合时，.啮合处存在:相对滑动，苘 且相对滑动的速度和法向载荷是随着啮合位置的不同而不断变化，故内齿轮工作表面输入的乎均热 流量也随着激波器转角而变化.3.4摆动活齿传动轮齿热弹耦合变形将前面所求得的温度场作为摆动活齿传动轮齿的热弹耦合变形分析边界条件，利用A m y s Workbench对轮齿接触弹性变形和热弹耦合变形进行分析计算，得到相应的变形云图分别如图.7、8所示.由图7、8可知，摆动活齿传动轮齿受热发生了 热膨胀变形，增大了貴學5该变形对轮i f的弹性变 形有一定的补偿作用,在一定程度上减小了啮合冲 击.所以，通过热弹耦合分析法计箕的热弹性变形更符合实际情况，最大变形量发生在工作齿面齿廓 曲线的拐点附近，这是由于在拐点附近轮齿受到的 接触力最大，产生的摩擦热也最大，轮if最大的热 弹耦合变形置为0.045 m m.弹性变形量/m_ 6.332 7x105.629 1x104.925 4x104.221 8x103.5182X 102.8145x102.1109x101.407 3x107.036 3x10—*0.0000B5内齿轮本体温度场分有云图Fig. 5 Body temperature distribution of internal gearwork tooth surface of internal gear along withthe surge wheels rotation angle菌7内齿轮接触-性变形分布云嵐Fig. 7 Distribution of contact elasticdeformation of internal gear耦合变形量/mr4.552 8 x10s4.046 9 x l O-53.541 O x10'5H 3.035 2 x10s—12.529 3 x l O-52.032 5 x10s—j 1.5176x10 sH1.0117X10-55.058 6x1060.0000厲8内齿轮热弹耦合变形分布云图：Fig. 8 Distribution of coupled thermal-elasticdeformation ofinternal gear第3期梁尚明，等:摆动活齿传动的热弹耦合变形6114结论本文利用有限元方法，分析了摆动活齿传动中活齿与内齿轮啮合副的接触传热情况，并计算了内齿轮的本体温度场、接触弹性变形和热弹耦合变形，根据计算结果得到了以下结论：(1)内齿轮轮齿工作齿廓曲线拐点附近的温度最高，非工作齿面齿体的温度最低；(2)啮合副产生的摩擦热使内齿轮本体温度升高，轮齿产生热变形，增大了齿厚，该变形对内齿轮的弹性变形有一定的补偿作用，摆动活齿传动轮齿的热弹耦合变形分布及最大变形量发生在工作齿面齿廓曲线拐点附近.参考文献：[1]曲继方.活齿传动理论[M].北京:机械工业出版社，1993: 75-85,200.[2]曲继方.活齿传动齿廓修形原理及方法研究[J].机械工程学报,1991,27(2) : 85-91.Q U Jifang. Research on the principle and methods ofthe tooth profile modification of the oscillating toothdrive[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering,1991, 27(2) ： 85-91.[3]樊庆文，王小龙,李廷玉，等.摆动活齿传动中影响胶合磨损的主要因素[J].四川大学学报:工程科学版，2003,35(5) : 24-26.F A N Qingwen, W A NG Xiaolong, LI Tingyu, et a l.Study on main causes of affecting the gluey wear ofswing movable teeth drive [J ].Journal of SichuanUniversity ：Engineering Science Edition，2003,35(5) ： 24-26.[4]梁尚明，张杰,贺飞飞.摆动活齿传动齿面闪温研究[J].四川大学学报：工程科学版,2013,45 (3):176-181.L I A N G Shangming, Z H A N G Jie, H E Feifei. Study onflash temperature of swing movable teethtransmission [J ].Journal of Sichuan University ：Engineering Science Edition, 2013, 45(3) ：176-181.[5]陈清江.摆动活齿传动机构参数化设计[D].秦皇岛:燕山大学,2011.[6]梁尚明，张杰，姚进.摆动活齿传动弹流润滑下的摩擦功耗研究[J].西南交通大学学报,2013,48(6):1105-1109.L I A N G Shangming, Z H A N G Jie, Y A O Jin. Frictionpower loss of swing movable teeth transmission under theelastohydrodynamic lubrication [J ].Journal ofSouthwest Jiaotong University, 2013, 48 (6)：11051109.[7]乔慧,李剑锋，陈兴，等.二齿差摆动活齿传动齿廓方程及几何性质分析[J].机械设计与制造，2012(11) ： 4042.QIAO Hui，LI Jianfeng, C H E N Xing, et a l.Theequations of tooth profile and geometry analysis of two-tooth difference swing movable tooth transmission[ J].Machinery Design & Manufacture, 2012(11) ： 40^12. [8]宜亚丽，安子军.摆动活齿传动齿廓曲线特性分析与研究[J].机械设计,2008,25(8): 57-59.YI Yali, A N Zijun. Analysis and study oncharacteristics of tooth profile curve in swinging movableteethed transmission[J].Journal of Machine Design,2008, 25(8) ： 57-59.[9]王淑营，徐礼钜,梁尚明.摆动活齿传动的动力学模型[J].西南交通大学学报,2004,39(4) : 472475.W A N G Shuying,X U Liju, L I A N G Shangming.Dynamic analysis of swing movable teeth drive [J ].Journal of Southwest Jiaotong University, 2004, 39(4)：472475.[i〇]李绍彬.高速重载齿轮传动热弹变形及非线性耦合 动力学研究[D].重庆:重庆大学,2004.[11]费业泰.机械热变形理论及应用[M].北京：国防工业出版社,2009: 5-100.[12]梁尚明.摆动活齿传动的研究[D].成都：四川大学,2000.[13] B L O K H. The flash temperature concept[J].Wear,1963, 6(6) ： 483494.[14]桂长林，李震.齿轮的胶合计算和实验研究[J].机械工程学报，1995,31(5): 1-8.GUI Changlin, LI Zhen. Gear agglutination calculationand experimental study [J ].Chinese Journal ofMechanical Engineering, 1995，31(5) : 1-8.[15]曾强，李鹏,陈兵奎.空间凸轮活齿传动的接触有限元分析[J].机械,2004，31(增刊 1): 12-14.Z E N G Qiang, LI Peng, C H E N Binkui. The contact f i n i t eelement analysis of a new spa t i a l cam slidingtransmission[J].Machinery, 2004 , 31(Sup. 1)： 12-14.(中文编辑:秦瑜英文编辑：兰俊思）。
