谐波齿轮减速器的设计与建模.doc

1、 e第 1 页 共 52 页谐波齿轮减速器的设计与建模作者:e（e）指导老师：ee摘要：谐波齿轮传动是 50 年代中期，随着空间技术的发展，在薄壳弹性变形的理论基础上发展起来的一种新型的传动技术。我国从 1961 年开始谐波齿轮传动方面的研制工作，并且在研究、试制和使用方面取得了较大的成绩。但是在民用产品应用中，谐波减速器存在着传动“ 爬行”和“ 丢步的现象严重影响其谐波齿轮类产品的设计制造，也制约着其产品的不断推广，是该产品亟待解决的技术难题。本文主要介绍了谐波齿轮传动的原理，发展历史，应用领域，发展趋势及其优缺点。前半部分介绍了谐波齿轮减速器的设计计算，为了更好地分析谐波齿轮传动，后半部分

2、用 PRO/E 建立了三维模型。写出了主要零件的绘制过程，并展示了各个零部件，最后给出了装配图。关键词谐波齿轮，传动设计，三维模型，装配e第 2 页 共 52 页The design and modeling of harmonic gear reducerAuthor:e(e)Tutor:eAbstractHarmonic gear transmission is developed with the of space science and thchnology in mid 50s,on the basis of elastic thin shell theory developed a

3、 new type of drive technology.So far ,we have already had dozen of units engaged in the research ofthis aspect in our country ,and developed into a variety of types of harmonic gear transimission deviced.In this field it had research at different level on all issues, but many problems still has not

4、yet been determined,and some regularity has not revealed .such as civilian products,There is “crawling”and”lost step”phenomenon in the harmonic gear reducer transmission .So it is impact on the design of harmonic gear product manufacturing,also restrict the further promotion of its products.and solo

5、ve the problem that exist in the transmission ,it isan urgent need of a job in the current this kind of products.This artical main introducted the theory harmonic gear reducer ,and the development history of harmonic gear drive application filed,development trend,advantagesand disadvantages.The form

6、er introduce the design and calculate of harmonic gear reducer.In order to analyze the harmonic gear drive ，The later part with PRO/E to establish the three-dimensional model.Write the drawing process of the main parts .and showing all the parts .Finally ,given the assembly diagram. Key words:Harmon

7、ic gear ,Transmission design,Three-disminsional model ,Assemble. e第 1 页 共 52 页目录1.绪论 11.1 选题的目的及研究意义 .11.2 课题相关领域的研究现状和发展趋势 .21.3 主要研究内容、途径及技术路线 .42.谐波齿轮减速器的传动方案的确定 62.1 确定传动方案 .62.2、传动方案的拟定 103.谐波齿轮减速器的结构设计和设计计算 113.1 传动比的计算及柔轮刚轮齿数的确定 .113.2 谐波传动主要零件的材料 .113.2.1 柔轮 .113.2.2 刚轮 .123.2.3 抗弯环 123.3 柔轮

8、、刚轮、波发生器的结构和尺寸计算 .133.3.1 柔轮的结构和尺寸 133.3.2 刚轮的结构和尺寸 .173.3.3 波发生器的几何尺寸计算 183.4 验算与校核 .193.4.1 柔轮的疲劳强度计算 .193.4.2 柔轮的稳定性校核 223.4.3 柔性轴承的寿命计算 233.5 高、低速轴的设计 243.5.1 高速轴 设计 .243.5.2 低速轴的设计。 273.6 各段轴上需要安装键处键的尺寸 .294.谐波齿轮减速器的 PRO/E 三维建模 .304.1 Pro/E 简介 .304.2 谐波齿轮减速器的 Pro/E 建模 32e第 2 页 共 52 页4.2.1 柔轮的建模

9、 .324.2.2 其他零件的 Pro/E 模型 .474.3 谐波齿轮减速器的装配 .48致谢 .53参考文献 .54外文翻译 .56e第 1 页 共 52 页1.绪论1.1 选题的目的及研究意义选题的目的：波传动是 50 年代中期随着空间科学技术的发展，在薄壳弹性变形的理论基础上发展起来的一种新型传动技术。我国从 1961 年开始谐波齿轮传动方面的研制工作，并且在研究、试制和使用方面取得了较大的成绩。到目前为止，我国已有几十家单位从事这方面的研究工作，先后研制成多种类型的谐波齿轮传动装置。这些成果也很快应用于民用领域，为企业创造了很大利润的同时，也暴露出产品的一些问题，如“爬行”、“丢步”

10、现象。严重影响到谐波齿轮类产品的设计制造，也制约着产品的推广。因此，应用科学的方法和手段对谐波齿轮进行深入的分析研究，解决存在的问题，也就更加紧迫，也非常必要，这也是我选题的目的。研究意义：谐波齿轮减速器是一种由固定的内齿刚轮、柔轮、和使柔轮发生径向变形的波发生器组成，具有高精度、高承载力等优点，和普通减速器相比，由于使用的材料要少 50%，其体积及重量至少减少 1/3。有以下优点1.结构简单，体积小，重量轻；2.传动比范围大3.同时啮合的齿数多。4.承载能力大。5.运动精度高。6.运动平稳7.齿侧间隙可以调整。8.传动效率高。9.同轴性好。10.可实现向密闭空间传递运动及动力。1.2 课题相

11、关领域的研究现状和发展趋势谐波传动的国内发展现状与趋势 ：我国从 1961 年开始谐波传动方面的研制工作，并且在研究、试制和使用方面取得了较大的成绩。到目前为止，我国有几十家单位从事这方面的研究工作，并先后研制成了多种类型的谐波齿轮传动装置。如传动误差小于 9“、回差小于 4“的高精度谐波齿轮传动装置，噪声小于 45dB 的高灵敏度小型谐波齿轮传动装置，用于水下极光探测仪的谐波传动装置，以及用于导弹发射架和雷达传动系统中的动力谐波传动装置等，为我国谐波传动的研制和开发工作打下了坚实的基础。e第 2 页 共 52 页北京市是中国重要的谐波传动产品生产基地，拥有以北京中技克美谐波传动有限公司、北京

12、谐波传动技术研究所和北京天阶科技工业公司等为代表的谐波传动产品的主要生产单位。国内谐波传动公司的产品已经长期应用于国防工业和多种民用机械产品领域，部分产品已出口国外，并开发成功固体润滑谐波传动和短杯谐波传动产品。 2006 年，北京工商大学基于椭圆凸轮波发生器，开发成功了具有自主知识产权的谐波齿轮传动双圆弧基本齿廓、谐波齿轮加工刀具以及双圆弧谐波齿轮传动装置。经 FEM 分析显示，双圆弧齿形有效减小了柔轮齿根应力。对比试验则表明，双圆弧谐波齿轮传动的运动精度和传动刚度明显优于渐开线谐波齿轮传动，特别是在低载荷段，传动刚度增加了 40%以上。谐波传动的国外发展现状与趋势 ：日本的谐波传动技术和产

13、业发展较快。1964 年，日本Hasegawa 齿轮公司生产了实用化谐波传动减速器；1970 年，Hasegawa 公司与 USM 公司在日本东京合资创立了谐波传动系统有限公司（Harmonic Drive System Inc.）。根据合作协议，谐波传动系统公司从 Hasegawa 公司获得谐波传动机构商业权益。1976 年 9 月，公司资本金降至 1 亿日元，谐波传动系统公司成为 USM 公司的全资子公司。1977 年，谐波传动系统有限公司开始生产销售驱动器和控制器等工厂自动化设备。1984 年 12 月，为了拓展市场，谐波传动系统有限公司在台湾和韩国设置了销售代理。1987 年，其为拓展

14、美国市场，创建了子公司 HD System 公司，与 Mitsui 90.1HNK。5.02HNK（10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由机械设计第八版式（10-12）得 MPaSHN54069.01lim1 K.2.2li2（11）许用接触应力PaHH5.31213.2.2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径 dt1= = =40321tHEtdKTZ32486.0.634106.79.10738.29.56mm（2）计算圆周速度 v0smnt /78.3165.49106（3）计算齿宽及模数1cos49.5tntdmz= =2mmtnt121cs6.2497.06

15、h=2.25 2.25 2=4.5mmt49.56/4.5=11.01hb（4）计算纵向重合度0.318 1 24 tan =20.73tan318.0zd4（5）计算载荷系数 K。已知使用系数 根据 v= 7.6 m/s,7 级精度，由 机械设计第八版图 10-8,A查得动载系数 ;1.ve第 11 页 共 52 页由机械设计第八版表 10-4 查得 的值与齿轮的相同，故KH ;42.1KH由机械设计第八版图 10-13 查得 35.1f由机械设计第八版表 10-3 查得 .故载荷系数4H1 1.11 1.4 1.42=2.2HVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-1

16、0a）得 31dtt m1.537.56.49.256.493（7）计算模数zmn1cos2.40241cos.3.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-17 ） 321cosFSadn YzTK3.3.1 确定计算参数（1）计算载荷系数。=2.09fVAK35.14.（2）根据纵向重合度 ，从机械设计 第八版图 10-28 查得螺旋90角影响系数 8.0Y（3）计算当量齿数。 37.2691.04214cos33311 zV 5793322v（4）查齿形系数。由表 10-5 查得 18.2;57.1YFaFa（5）查取应力校正系数。e第 12 页 共 52 页由机械设计第八版表 10-5 查得

17、79.1;6.21YSaSa（6）由机械设计第八版图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaFE501MPFE3802（7）由机械设计第八版图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，85.01KFN；8.2KN（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S 1.4,由机械设计第八版式（10-12）得MPaaSFPFEN 86.234.1805752211 （9）计算大、小齿轮的 并加以比较。YSa136.057.3921FYSa=Sa2 42.8.由此可知大齿轮的数值大。3.3.2 设计计算 mmmmn 59.108.4342.01642.65.1*80.

18、6102 323224 97)(cos 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿面齿根弯曲疲n劳强度计算 的法面模数，取 2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强n度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径 100.677mm 来计算应有的齿数。于是由73.6214cos.5cos1dzn取 ，则 取 271 81.0.42z;092ze第 13 页 共 52 页3.4 几何尺寸计算3.4.1 计算中心距a= mmzn 2.14097.3614cos2)07(cos21 将中以距圆整为 141mm.3.4.2 按圆整后的中心距修正螺旋角 06.1497.arcos2.140)97

19、(arcos2)(arcos1zn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。kZH3.4.3 计算大、小齿轮的分度圆直径 mmzdn2497.0184cos5.221 a5.13251e第 14 页 共 52 页3.4.4 计算齿轮宽度 mbd567.1圆整后取 .B1;2低速级取 m=3; ;30z由 8.23412i取4.06.874zmzd2187943a5.7603mbd9013圆整后取 B5,34表 1 高速级齿轮：计 算 公 式名 称代号小齿轮 大齿轮模数 m 2 2压力角 20 20分度圆 d =2 27=54zm1=2 109=218zdm2e第 15 页 共 52 页直径齿

20、顶高 ha 2121mhaa齿根高 f )()(cff齿全高 h a*21齿顶圆直径da *1()aazmhzdaa)2(*2表 2 低速级齿轮：计 算 公 式名 称代号小齿轮 大齿轮模数 m 3 3压力角 20 20分度圆直径d =3 27=54zm1=2 109=218zdm2齿顶高 ha 121aah齿根高 f 2)()(cff齿全高 h ma*21齿顶圆直径da *1()aazhzdaa)(*2e第 16 页 共 52 页4. 轴的设计4.1 低速轴4.1.1 求输出轴上的功率 转速 和转矩p3n3T3若取每级齿轮的传动的效率,则 mNrkWnpTi 842.735906.12590i

21、n/.8.369.7.0133123321024.1.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mmzd4014NNFTtantrt 90814ta3621367.9362costcos8.735243圆周力 ,径向力 及轴向力 的t rFa4.1.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据机械设计第八版表 15-3,取 ,于是得120Amnpd64.70.76.593330min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 .为了使所选的轴直径与联轴d12e第 17 页 共 52 页器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器

22、的计算转矩 , 查表考虑到转矩变化很小,故取 ,则:TKAca3 3.1KAmNmNTAca 6.954735842.13按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T 5014-2003 或手册,ca选用 LX4 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 2500000 .半联轴器的孔径,故取 ,半联轴器长度 L=112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔md51d5021长度 .L844.1.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案图 4-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)根据联轴器 为了满足半联轴器的轴向定位要示求,1-2 轴;84,501212mld段右端需制出一轴肩

23、,故取 2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取d623挡圈直径 D=65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴端挡圈只压在mL841半联轴器上而不压在轴的端面上,故 1-2 段的长度应比 略短一些,现取 .ml8212)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙m623e第 18 页 共 52 页组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313。其尺寸为 d D T=65mm 140mm 36mm，故 ；而 。md65743 ml82,5.465653）取安装齿轮处的轴段 4-5

24、段的直径 ；齿轮的右端与左轴承之间704采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度l854，故取 h=6mm ，则轴环处的直径 。轴环宽度 ，dh07. d8265 hb4.1取 。ml5654）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm，故取 l57.4032低速轴的相关参数：表 4-1功率 p3 kW69.转速 nmin/7125r转矩 T3 N84.31-2 段轴长 l

25、21 84mm1-2 段直径 d21 50mm2-3 段轴长 l32 40.57mm2-3 段直径 32 62mm3-4 段轴长 l43 49.5mm3-4 段直径 d43 65mm4-5 段轴长 l54 85mm4-5 段直径 54 70mm5-6 段轴长 l65 60.5mme第 19 页 共 52 页5-6 段直径 d65 82mm6-7 段轴长 l76 54.5mm6-7 段直径 76 65mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面d54b*h=20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L=63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的

26、对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，67nH选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向k定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。4.2 中间轴4.2.1 求输出轴上的功率 转速 和转矩p2n2T2mNrr kWnpTi 6.23.10950i/.mi/3.41610.97.0512223204.2.2 求作用在齿轮上的力（1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为： mmzd140353e第 20 页 共 52 页NNFdTtantrt 35214ta214297.063cos0t376cos51.23（2）因已知高速

27、级大齿轮的分度圆直径为： mmzd3912 NNFTtantrt 1234ta954957.06cos0t13cos216.24.2.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据表 15-3,取,于是得：120Amnpd6.3027.12.36013320min 轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径 。d12e第 21 页 共 52 页图 4-24.2.4 初步选择滚动轴承.（1）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级md3521的单列圆锥滚子轴承

28、。其尺寸为 d D*T=35mm 72mm 18.25mm，故， ；6521l8.165（2）取安装低速级小齿轮处的轴段 2-3 段的直径 ；齿md4532l8.291轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端采用l9032轴肩定位，轴肩高度 ，故取 h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度 ，dh07. hb4.1取 。ml1243（3）取安装高速级大齿轮的轴段 4-5 段的直径 齿轮的右端与右端轴;45md承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短

29、于轮毂宽度，故取 。l5144.2.5 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面d54b*h=22mm 14mm。键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。中间轴的参数：表 4-2功率 p2 10.10kw转速 n362.2r/min转矩 T2 263.6 mN1-2 段轴长 l1 29.3mme第 22 页 共 52 页1-2

30、段直径 d21 25mm2-3 段轴长 l32 90mm2-3 段直径 32 45mm3-4 段轴长 l43 12mm3-4 段直径 d43 57mm4-5 段轴长 l54 51mm4-5 段直径 54 45mm4.3 高速轴4.3.1 求输出轴上的功率 转速 和转矩p1n1T1若取每级齿轮的传动的效率,则 mNrkWnpTmd 09.6814.950i/146.1114.3.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mzd72431e第 23 页 共 52 页NNFdTtantrt 95.4702.38194tan38.196.cos20tcos38.1970.6821 4.3

31、.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据表 15-3,取,于是得：120A mnpd 54.21.094.12*13.721460.2331min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 .为了使所选的轴直径与联轴d12器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 , 查表 ,考虑到转矩变化很小,故取 ,则:TKAca1 3.1KAmNTAca 85768093.1按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T 5014-2003 或ca手册,选用 LX2 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 560000 .半联轴器

32、的孔径,故取 ,半联轴器长度 L=82mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度md3013021.L824.4 轴的结构设计4.4.1 拟定轴上零件的装配方案图 4-3e第 24 页 共 52 页4.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联 轴器的轴向定位要示求,1-2 轴段右端需制出一轴肩 ,故取 2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈 ,按轴端直径取挡圈直径 D=45mm .半联轴器与md423轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的端L81面上,故 段的长度应比 略短一些,现取 .ml80212)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用

33、,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 d432、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为 d*D*T=45mm*85mm*20.75mm，故；而 ， mm。md457643 ml75.687 75.314l3）取安装齿轮处的轴段 4-5 段,做成齿轮轴；已知齿轮轴轮毂的宽度为 61mm，齿轮轴的直径为 62.29mm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm，故取 。 ml81.45325）轴上零件的周向定位齿轮、

34、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面d54b*h=14mm*9mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 L=45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，67nH选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周k向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。高速轴的参数：表 4-3功率 p1 10.41kw转速 n1460r/min转矩 T1 mN09.681-2 段轴长 l2 80mme第 25 页 共 52 页1-2 段直径 d21 30mm2-3 段轴长 l32 45.81

35、mm2-3 段直径 32 42mm3-4 段轴长 l43 45mm3-4 段直径 d43 31.75mm4-5 段轴长 l54 99.5mm4-5 段直径 5448.86mm5-6 段轴长 l65 61mm5-6 段直径 d65 62.29mm6-7 段轴长 l76 26.75mm6-7 段直径 76 45mme第 26 页 共 52 页5.齿轮的参数化建模5.1 齿轮的建模（1）在上工具箱中单击 按钮，打开“新建”对话框，在“ 类型”列表框中选择“ 零件”选项，在“子类型 ”列表框中选择 “实体”选项，在“名称”文本框中输入“ dachilun_gear”，如图5-1所示。图5-1“新建” 对话框2取消选中“ 使用默认模板 ”复选项。单击“确定”按钮，打开 “新文件选项”对话框，选中其中“mmns_part_solid” 选项，如图5-2所示，最后单击 ”确定“按钮，进入三维实体建模环境。图5-2“新文件选项” 对话框（2）设置齿轮参数1在主菜单中依次选择“ 工具 ” “关系” 选项，系统将自动弹出 “关系”对话框。