新型内摆线机构的自动搓背机器人结构设计【含CAD图纸、三维图、说明书】

新型内摆线机构的自动搓背机器人结构设计摘要 摆线针轮行星传动于1922年由德国学者卢布林卡提出。由于这种传动具有结构紧凑、单级传动比大、工作平稳、噪音甚低、承载能力和效率高等一系列有点。在许多情况下, 它可以代替二级、三级普通齿轮搓背机和蜗轮蜗杆搓背机。本设计针对便于制造、装配和检修方面，设计了具有合理结构的摆线针轮行星搓背机。并对其主要件的强度进行了计算并校核及对转臂轴承、各支承轴承的寿命进行计算，从分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。利用solidworks软件对摆线针轮搓背机主要零件建立几何三维模型、利用Auto CAD软件生成摆线针轮搓背机的工程图。用本文的方法设计摆线针轮搓背机，具有设计快捷、方便等特点。研究结果对于提高设计的速度、质量具都有重要意义。关键词：摆线针轮 摆线 针轮 搓背机Design of put forward by the German scholar Ruble Cycloidal drivesAbstract：Cycloidal drives has been put forward by the German scholar Ruble Linka in 1922. In many cases, it can substitute for secondary and tertiary general gear reducer and worm gear reducer because it has the compact structure, large single-stage transmission ratio, stable working, low noise, and high efficiency and carrying capacity. Thus, it is widely used in machinery manufacturing, petrochemical industry, hoisting and conveying machinery, geological drilling and so on.In this design, the author designs a cycloid pin gear planetary reducer with reasonable structure to facilitate the manufacturing, assembly and maintenance. And the strength of the main parts have been calculated and checked, and the life of tumbler bearing and back-up bearing also has been calculated. And from the analysis of the result, it is obviously that all the bearing performance indexes meet the requirements.This design makes use of the Pro/e software to establish a three-dimensional geometric model about the main parts of cycloidal pinwheel reducer, and makes use of the Auto CAD software to assemble of cycloidal pinwheel reducer in virtual and generate the engineering drawings. Cycloidal pinwheel reducer, which is designed by using the method of this paper, has many characteristics, such as design fast and convenient. The results of the study have great significance to improve the speed and quality of design.Key words:cycloid cam,pin wheel,cycloid目录新型内摆线机构的自动搓背机器人结构设计1摘要1第一章 引言51.1摆线针轮的类别51.2 摆线针轮行星轮的特点51.3本文设计内容51，摆线外壳；2，摆线轮；3，中心轴6外壳处于固定状态，中心轴带动摆线轮转动，形成摆动的轨迹，从而实现搓背的功能。6第二章 摆线针轮搓背机的传动原来63传动装置的总体设计73.1电动机的选择83.2 计算传动比83.3传动装置的运动和动力参数计算94传动零件的计算94.1摆线轮啮合承载能力计算104.2摆线轮滚动轴承的承载能力计算114.3 摆线机构承载能力计算125轴的设计计算135.1输入轴的设计计算135.1.1轴的材料选择和最小直径估计145.1.2轴的校核计算145.2 输出轴的设计计算186 其它传动零部件设计计算及校核186.1输入轴上的两轴承寿命计算186.2.键的选择196.3 联轴器的选择217润滑及密封217.1润滑217.2 密封21结论21参考文献22致谢2322第一章 引言1.1摆线针轮的类别因各摆线减速机的型号由厂家自己推出，所以在型号上并不一致，但只是标识方式不同而已，其实质是一样的。一般都有以下几种型号：B系列摆线针轮减速机、X系列摆线针轮减速机、8000系列行星摆线针轮减速机、F8000系列行星摆线针轮减速机、Z系列行星摆线针轮减速机JB/T2982-1994、9000系列行星摆线针轮减速机、台湾传仕600系列摆线针轮减速机。1.2 摆线针轮行星轮的特点摆线针轮减速机是一种比较新型的传动机构，其独特的平稳结构在许多情况下可替代普通圆柱齿轮减速机及蜗轮蜗杆减速机，因为行星摆线减速机具有高速比和高效率、结构紧凑、体积小、运转平稳噪声低、使用可靠、寿命长、设计合理，维修方便，容易分解安装等特点。1、传动比大。一级减速时传动比为1/6-1/87；两级减速时传动比为1/99-1/7569；三级传动时传动比为1/5841-1/658503。另外根据需要还可以采用多级组合，速比达到指定大。2、传动效率高。由于啮合部位采用了滚动啮合，一般一级传动效率为90%-95%。3、结构紧凑、体积小、重量轻。体积和普通圆柱齿轮减速机相比可减小1/2-2/3。4、故障少、寿命长。主要传动啮合件使用轴承钢磨削制造，因此机械性能与耐磨性能均佳，又因其为滚动摩擦，因而故障少、寿命长。5、运转平稳可靠。因传动过程中为多齿啮合，所以使之运转平稳可靠，噪声低。6、拆装方便，容易维修。7、过载能力、强耐冲击、惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。1.3本文设计内容本文设计热处理车间清洗零件运输设备中的摆线针轮传动装置。其传动方案如图1-1所示：1，摆线外壳；2，摆线轮；3，中心轴外壳处于固定状态，中心轴带动摆线轮转动，形成摆动的轨迹，从而实现搓背的功能。第二章 摆线针轮搓背机的传动原来本文设计的是孔销式摆线针轮搓背机，如图2-1所示，摆线针轮行星传动的结构简图。在图中a为摆线轮，b为针轮，H为输入轴，V为输出轴。摆线轮a固装在具有偏心距为oo的输入轴H上（输入轴上装有偏心距为oo的偏心盘），由图可见，两片摆线轮的偏心呈对称配置，位差为180。摆线轮a与针轮b啮合，在针轮b与机架固定的情况下，当输入轴H 回转时，摆线轮a即随输入轴H一起绕固定轴线回转，同时又自身轴线（即自身的偏心轴线o）转动。由此可见，摆线轮a在运动是既作公转又作自传的行星轮，而针轮b则是中心轮或太阳轮。由于摆线轮a的轴线o是以偏心局为半径作圆周运动，为将摆线轮a的运动传递给输出轴V，它们之间必须设置一个速比为1的等速比传动机构（即图中的摆线机构）来驱动从动轴（输出轴）传出运动和动力。当摆线轮a转动时，藉断面销孔推动销轴而使输出轴V转动。且摆线轮a具有两片，切位差180，使得摆线机构所受到的径向、轴向力均不会太大。为减小销孔与销轴之间的摩擦损失，销轴上装有松套的销轴销。同理，为减小啮合摩擦损失，针齿上也装有可转动的针齿套。在运动过程中，摆线轮a理论上有一般的轮齿和针轮b处于啮合状态，这对啮合的承载能力和平稳连续传动工作极为有利。图2-1 结构简图3传动装置的总体设计根据题目所给的已知条件，即清洗装置所需的扭矩和转速，确定电机的功率和转速，以及摆线轮搓背机的传动比和输入输出轴的扭矩、转速。具体计算如下：电动机的选择3.1电动机的选择1 确定输出轴的转速 已知输出装置中摆线外壳的直径为D=200mm，则根据公式： 可得输出轴的转速：取2 确定电机的功率 已知输出功率为：通过查参考文献【2】表1-7确定各级传动的机械效率：，又查得摆线针轮的传动效率：。则总传动效率为：则电机的输出功率为：3 确定电机的转速 在工程实践中，摆线针轮的单级传动比的范为:,则电机的转速范围为: 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的Y系列电动机其满载转速为,电机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等由表12-5中查得：电动机外伸轴直径D=20mm，外伸周长度E=26mm。3.2 计算传动比1.传动比计算已知最大传动比为：则取：2，校核输出轴的转速为：则电机的实际速度为：则，可取3.3传动装置的运动和动力参数计算1. 各轴的转速 输入轴 输出轴 2. 各轴的输入功率 输入轴 输出轴 3. 各轴的输入转矩 输入轴 输出轴 4传动零件的计算根据前面所得的输入、输出关系，可得出摆线针轮搓背机各主要零件的承载受力情况，从而设计计算出各零件的参数。即计算出摆线轮、摆线轮滚动轴承、针齿、针齿套、销轴、摆线机构的尺寸及针齿和销轴的数量，并对针齿的弯曲疲劳强度和销轴的接触疲劳强度进行校验。具体计算如下：4.1摆线轮啮合承载能力计算针齿弯曲疲劳强度校验计算根据参考文献【4】可得，因，则采用双支撑带针套的结构，根据参考文献【1】中式（8-44）确定公式内的各计算数值：1) 确定针齿销半径 根据参考文献【1】中表8-1，可得：再参照参考文献【1】中表8-6，取：2) 确定针齿（针齿销）的许用弯曲应力 根据参考文献【1】中式（8-52）确定（8-52）中的各计算数值：1 确定针齿（针齿销）材料的对称持久限已知当缺乏实验数据时，取 ，其中为材料的强度限。由参考文献【1】中表8-3得，针齿材料为GCr15号钢，其芯部强度限取，表面硬度HRC62，磨削。则为：则取：2 确定因配合影响针齿销弯曲疲劳强度的系数根据参考文献【1】中表8-4，采取的配合，故得3 确定安全系数S安全系数的取值范围为：取： 4 确定针齿销的表面强化系数根据参考文献【1】中表8-5，取： 于是可得：将各值带入式(8-44),满足弯曲疲劳强度要求。4.2摆线轮滚动轴承的承载能力计算1.选择滚动轴承类型摆线轮滚动轴承装在输入轴上，工作转速较高；其承受啮合作用力和摆线机构（输出机构）孔销作用力的合力，工作载荷甚大；其尺寸因要求传动结构紧凑而不能过大（通常不用外圈而直接以摆线轮内孔作为外滚到）。因此选用不带外圈的RN型圆柱滚子轴承（GB/T283-2007)。2. 确定摆线轮滚动轴承的计算额定动载荷 根据参考文献【1】中式（8-58）:确定式中的各计算数值：1) 确定轴承工作载荷P 已知: 其中动载荷系数和温度系数由参考文献【1】中表8-9和表8-10可查的：、；作用于摆线轮滚动轴承的力R按参考文献【1】中式（8-38）确定：则 2) 确定轴承转速n因针轮固定，则3) 确定轴承寿命预定轴承寿命 将各值带入公式得：查参考文献【5】中（GB/T283-2007），选用RN216E型轴承，其特性值为：额定动载荷 轴承内径 轴承外径 轴承宽度 则根据参考文献【3】中式（13-5）得该轴承的实际寿命为：已知设计要求使用折旧期为：10年，其中检修间隔期为：5年一大修，2.5年一中修，1.25年一小修；所以轴承满足要求。4.3 摆线机构承载能力计算1. 弯曲强度设计计算 由上可知采用的是销轴套的结构型式，故根据参考文献【1】中式（8-56），确定式中的各计算数值:1) 确定销轴（即销孔）数 根据参考文献【1】中表8-7查得：取： 2) 确定销轴的许用弯曲应力 根据参考文献【1】中表8-3可知销轴材料也用GCr15号钢，故同针齿弯曲强度计算中取值，即：将各值带入式中，于是销轴直径为：取：则查参考文献【1】中表8-8可得：5轴的设计计算5.1输入轴的设计计算输入轴的结构装配图如图2-1所示，根据轴上各零件来确定轴的各个参数，并对其进行受力分析，从而进行校核。具体设计计算如下：图5-1 输入轴结构装配图5.1.1轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，选定轴的材料为45号钢，调质处理。由参考文献【3】中表15-3，取,则由参考文献【3】中式（15-2），可得：根据轴的装配结构可得，输出轴最小直径显然是安装轴承的部分，为了使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献参考文献【2】表6-2（GB/T283-1994） ，选取深沟球轴承6406,d=30mm,D=90mm,B=23mm,。5.1.2轴的校核计算1.轴的受力分析输入轴的受力如下图2-3-1图5-1-1 输入轴的受力2. 计算F1和F2的值 由图可得：,已知,则可算得：,3.轴的载荷分布图:如图2-3-2图5-1-2 输入轴的载荷分布图4.计算轴承受的最大弯矩 5. 按弯扭合成强度校核轴的强度 根据参考文献【3】中式（15-5），确定式中的各计算数值:1) 确定轴的抗弯截面系数W 根据参考文献【3】中表15-4，可得， 则：2) 确定 因轴转动中所受扭转切应力为脉动循环变应力，所以取：将各值代入式中得：前面已选定轴的材料为45号钢材料，查参考文献【3】中表15-1，得45号钢材料经调质处理后，其许用弯曲应力，因此，故安全。6. 危险截面校核根据输入轴的结构装配图和载荷分布图可得，因4、5截面只受扭矩作用，虽然有键槽，但由轴肩的过渡配合而引起的应力集中均会削弱轴的疲劳强度，但因轴的最小直径是按扭转强度条件计算且取值较为宽裕，所以4 、5截面均无需校核。而从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 2、3、4 截面处因过渡配合而引起的应力集中较为严重；从承受载的情况来看，2、3截面上的应力最大。所以只需要校核2截面，又左侧显然比右侧直径小，所以该轴只需校核截面2的左侧即可。又截面2所承受的两个变应力均为不对称循环的变应力，所以由参考文献【3】式（3-35）、（3-17）：,确定公式内的各计算数值：1) 计算截面上的弯曲应力和扭转切应力抗弯截面系数：抗扭截面系数：则截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:MPa2) 计算弯曲疲劳极限的综合影响系数由参考文献【3】式（3-12):确定式中各值： 截面上由轴肩形成的理论应力集中系数和，按参考文献【3】表3-2查取，已知，=1.33，用内插法可查得1.9，1.6；又由参考文献【3】附图3-1，可得材料敏性系数为=0.82，0.85。故有效应力集中系数为1.51由参考文献【3】附图3-2得尺寸系数=0.88 ；由参考文献【3】附图3-3得扭转尺寸系数= 0.87 。因加工精度较高，所以轴按磨削加工，由参考文献【3】附图3-4，查得表面质量系数为0.92轴并不经表面强化处理，则，则综合系数值为：2.061.823) 其他各值的查取 由参考文献【3】得碳钢的特性系数，则取：0.1，0.1 轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【3】表15-1，得：640MPa，275MPa，155MPa。于是，将各值带入计算安全系数值，则得：=2.37=5.242.26S=1.3故可知其安全。5.2 输出轴的设计计算 输出轴结构装配图如图4-2，根据轴上所安装的各个零件来确定轴的各参数，并对其进行受力分析，从而进行校核。因搓背机有两片摆线轮，切位差180，使得经过销轴传递给输出轴的径向力不大，因此输出轴所受的弯矩相对扭矩来说可忽略不计，所以后文中对轴进行校核时并没考虑弯矩。6 其它传动零部件设计计算及校核 本章节是对传递零件中各轴承的寿命进行计算校核、轴上链接件键的选择以及联轴器的确定；其中因输出轴所受的径向力很小，对轴承寿命影响很小，所以其上轴承的寿命将不进行计算校核。具体设计计算如下：6.1输入轴上的两轴承寿命计算1 左侧轴承6406 首先确定轴承的径向力，即：，又轴承所受轴向力：，则有，所以根据参考文献【3】式13-8a和表13-5、13-6得，其当量动载荷为：,则根据参考文献【3】中式（13-5）：则代入值可得轴承6406的寿命为：已知设计要求使用折旧期为：10年，其中检修间隔期为：5年一大修，2.5年一中修，1.25年一小修；所以轴承完全满足要求。2 右侧轴承6408 首先确定轴承的径向力，即：，又轴承所受轴向力：，则有，所以根据参考文献【3】中式（13-8）、表13-5、表13-6，得其当量动载荷为：,则根据参考文献【3】中式（13-5）：则代入值可得轴承N406的寿命为：所以该轴承满足要求。6.2.键的选择1 输入轴上键的选择输入轴上分别有安装联轴器的键和安装双偏心盘的键。1) 安装联轴器的键 根据安装联轴器处直径d=40，通过查参考文献【2】中表4-1圆头普通平键。选择的键尺寸：bh=128 （t=5.0，r=0.25）,键的工作长度L=56mm, 键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。标记：键12856 GB/T1096-2003。传递的转矩：。又导向平键链接的强度条件为：（参考文献【3】式6-2）根据参考文献【3】中表6-2查差得键的静连接时需用应力, 所以输入轴上安装联轴器的键强度足够。2) 安装双偏心盘的键 根据安装双偏心盘处直径d=40，通过查参考文献【2】中表4-1圆头普通平键。选择的键尺寸：bh=128 （t=5.0，r=0.25）,键的工作长度L=40mm, 键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。标记：键12856 GB/T1096-2003。传递的转矩：。又导向平键链接的强度条件为：（参考文献【3】式6-2）根据参考文献【3】中表6-2查差得键的静连接时需用应力, 所以输入轴上安装联轴器的键强度足够。2.输出轴上键的选择输出轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=80，通过查参考文献【2】表4-1圆头普通平键。选择的键尺寸：bh=2214 （t=9.0，r=0.40）,键的工作长度L=110mm, 键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm。标记：键2214110 GB/T1096-2003。传递的转矩：。又导向平键链接的强度条件为：（参考文献【3】式6-2）根据参考文献【3】中表6-2查差得键的静连接时需用应力, 所以输出轴上安装联轴器的键强度足够。6.3 联轴器的选择 由于搓背机载荷平稳，无特殊要求，考虑其载荷、装拆方便、经济问题，选用弹性套柱销联轴器。1 搓背机输入端 由表参考文献【3】中表14-1，查得1.3，则：由参考文献【2】中表8-5(GB/T4323-2002)，选LT6型弹性套柱销联轴器，轴孔径为d=40mm,半联轴器L112mm。2 搓背机输出端由上已选取，为LT11型弹性套柱销联轴器。7润滑及密封7.1润滑 根据搓背机的结构，选择油润滑。7.2 密封 为了防止泄漏，摆线轮搓背机的箱体、针轮壳、左右端盖各个接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。摆线轮搓背机的箱体、针轮壳、左右端盖各个接合处密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用：旋转轴唇型密封圈。结论设计研究完本课题，通过理论学习和设计计算，可得到如下结论：1 摆线针轮行星搓背机由于具有单级减速比大、结果紧凑、外形尺寸小、质量轻、工作平稳、噪音低、承载能力强和效率高等一系列优点，在许多情况下可代替作平二级、三级的普通齿轮搓背机和涡轮搓背机。所以这种结构的搓背机受到世界各国工程技术人员的重视和关注。目前，其广泛用于机械制造、石油化工、起重运输、地质钻探等领域中，甚至已扩展到微机械、机器人传动装置、精密机械传动、航空航天等领域。但它的主要确点在于制造精度要求较高，工艺复杂，加工成本较高。2 在摆线针轮搓背机装置的设计中：摆线轮成布置，这样能使轴的受力平衡，减少摆线机构中轴承的受力，提高该轴承的寿命。3 本设计中是利用solidworks软件对减速机进行主要零件建模，利用Auto CAD软件生成摆线针轮搓背机的工程图。其中的难点有摆线轮齿廓的生成和摆线轮、针轮、摆线机构的受力分析。在解决这几个问题方面，摆线轮的齿廓利用solidworks的参数化设计生成；而针齿和摆线机构的受力太过复杂，设计时取其近似值进行零件的校核，但也能保证结果的正确性。参考文献【1】沈继飞机械设计课程设计课题及指南【M】北京：高等教育出版社，1990.9【2】吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册【M】北京：高等教育出版社，2006.5【3】濮良贵、纪名刚机械设计【M】北京：高等教育出版社，2006【4】秦大同、谢里阳现代机械设计手册-第3卷【M】北京：化学工业出版社，2011.1【5】秦大同、谢里阳现代机械设计手册-轴承【M】北京：化学工业出版社，2013.3【6】孙桓、陈坐摸、葛文杰机械原理【M】北京：高等教育出版社，2006.5【7】刘鸿文材料力学【M】北京：高等教育出版社，2010.6【8】丁一、何玉林工程图学基础【M】北京：高等教育出版社，2008.6【9】王伯平互换性与测量技术基础【M】北京：机械工业出版社，2008.12【10】陈兵奎摆线针轮行星传动共轭啮合理论【J】中国科学(E辑:技术科学)，2008.1.15 【11】周利锋 一种新型摆线齿轮搓背机【D】北京邮电大学，2012.3.6 【12】何卫东 针摆行星传动搓背机输出机构计算方法【J】大连交通大学学报，2010.12【13】张士勇 摆线针轮行星搓背机输出机构的柱销受力分析【J】重庆大学，2010.7.20【14】http:/www.wqdfcd.com/news/320.html【15】行星摆线针轮减速机_百度百科【16】L. P_ust.Weak and strong nonlinearities in magnetic bearingsJ. Mechanism and Machine Theory， 39 (2004) 779795致谢首先，我要感谢学校、学院对我四年的培养，让我学到了许许多多的知识，感谢各位老师在这四年里对我的关怀与照顾，在此致以我深深的谢意。 本论文从选题到最后定稿成文，老师一直给予了悉心指导，老师那种孜孜不倦的开拓精神和敬业精神令我深受启迪和教益，谨向我的指导老师致以深深的谢意。 在本课题进行期间，本人根据大学4年所学的知识进行课题设计，但因本科所学有限，对本课题设计中一些力是计算不是很精确，希望各位老师谅解。 最后，我还要向所有曾经帮助过我的同学和朋友们致敬。你们的鼓励和帮助是我永远前进的动力，真心的谢谢你们。