塑料料粒高效磨粉机设计

1  绪论

1.1磨粉机现状

在人民的工农业生产中，粉磨过程是生产加工的一道重要工序，它消耗大量能源，任务是提供具有一定粒度、粒度组成和充分解离的原材料，以便于下一步的加工、处理和使用。世界上约12%的电能用于粉碎物料，其中约15%用于破碎，85%以上消耗于磨碎，磨机的效率比较低，因此，提高磨机效率对国民经济发展具有重要意义。

同时，入磨粒度的大小是影响磨机产量的主要因素。若入磨物料粒度较大，磨机第一仓必须加入较多的大球才能击碎物料，这样磨机的第一仓在一定的程度上起着破碎作用。这在粉磨中是极不合理的。入磨粒度越大，磨机产量越低，电能消耗越大，磨机产量与入磨物料粒度的四次方根成反比。给料粒度越小，磨机产量越高，能源消耗下降；反之，产量降低，能耗提高。

1.2塑料的特点

塑料用于各类工业产品包装，农业中地表薄膜，输水管道，家用电器外壳，医疗器械，电线，电缆，通讯，航空等所有的现代人所从事领域，在现代工农业中占有重要地位。

塑料工业属于高分子工业，是石化工业的一环，具有高度关联性，是多层次加工特性之产业。塑料是以石油或天然气为原料，经提炼、裂解成各种石化基本原料（单体）后，再经聚合反应（加成聚合或缩合聚合）而得的高分子树脂。各类塑料经过逐步加工衍生出各种下游制品，包括橡胶、涂料、接着剂、人造纤维、合成树脂等。

那么什么是塑料？

聚合物（Polymer），又可称为高分子或巨分子（macromolecules），也是一般所俗称的“塑料”（Plastics）或树脂（Resin）；所谓“塑料”，其实它是合成树脂中的一种，形状跟天然树脂中的松树脂相似，但因又经过化学的力量来合成，而被称之为“塑料”。根据美国材料试验协会所下的定义，“塑料”是一种以高分子量有机物质为主要成分的材料，它在加工完成时呈现固态形状，在制造以及加工过程中，可以藉[流动](flow)来造型。它们的大部分具有强度高和重量轻的特性，导电、导热性很差，具有抗化学和大气腐蚀的作用，易于塑造成形。

  塑料被广泛使用的主要原因之一就是因为它有最后的这一特点。用塑料可在短时间制成形状复杂的产品，与金属生产相比，塑料加工更简单、更经济。

  从加热的结果来看，合成树脂可分为两大类。一类是热塑性树脂，如聚乙烯（PE）、聚氯乙烯（PVC）、聚丙烯（PP）、聚对苯二甲酸乙二酯（PET），如果把树脂加热就成为流体；另一类是热固性树脂，如不饱和聚酯、酚醛树脂和环氧树脂，加热后就变硬，不熔化，在液体中也不溶解。

在这两种情况中，我们注意到第一阶段树脂受热软化，因为热促使大分子链内部引起一定的活动性（迁移率）。对热塑性树脂来说，这个阶段的时间较长，直至温度下降，结果是产品具有原来的硬度，经热加工使之成了形。但对热固性树脂来说，鉴于它已超过软化点，加工时间相对短些，温度增加，树脂就永久硬化。由于热效应，树脂的化学结构发生变化，树脂大分子链进行排列组成一个密而硬的网。

 不论加工热固性还是热塑性材料都要有两个基本要素：加热和使用压力。这与加工金属的情况相同，不同之处在于加工塑料所耗的热和压力很低，它们远远达不到加工金属所需的值。

综合起来塑料所具有如下特点：

优点：

密度小，一般塑料的密度在0.9~2.3 g/cm3范围之内，略大于水，有的比水还轻，塑料的密度是钢铁的1/6，铝的1/2。

耐腐蚀性好，一般塑料在酸碱环境下均具有良好的耐蚀性能，聚四氟乙烯甚至在“王水”中煮沸也毫无损伤。

电绝缘性好，几乎所有的塑料都具有优越的电绝缘性和极小的介质损耗。有优良的耐电弧特性，这些性能可以与陶瓷、橡胶媲美。

减摩和耐磨性能好，大部分塑料的摩擦系数都比较低，故很耐磨。用塑料制作的轴承、齿轮、活塞环和密封圈等在腐蚀性介质中或者在少油、无油润滑的条件下，都能很好地运转。

消声吸振性能好，用塑料做的传动摩擦零件，可以减少噪声，降低振动，改善劳动条件。

缺点：

力学性能比较差，特别是刚性差．如一般尼龙塑料的弹性模量仅约为钢铁的1/100。

耐热性能很低，在长时间使用时，耐热温度只能在100℃以下，只有少量塑料可以在超过200℃温度下使用。

在长期负载作用下，即使温度不高。塑料也会慢慢地产生塑性流动。即所谓蠕变，在常温下的蠕变也称为冷流。

塑料在光和热的作用下，性能会变坏、变脆或粘连等，这就是所谓的老化现象。另外，塑料也很容易燃烧。

1.3塑料磨盘磨粉机

磨盘塑料磨粉机具有高产量低粒度的特点，可碾磨高低压聚乙烯PE、软硬聚氯乙烯PVC、聚丙烯PP、无规聚丙烯PPR、尼龙PA、聚碳酸脂PC、聚苯乙烯PS和ABS、SBS、PET等其他物料的粉体加工，磨粉不溶解、不分解、不变色、无粉尘等特点。

2  方案确定

2.1机器设计的要求

机器的种类虽然很多，但设计时的基本要求往往是共同的，根据对现有机器的分析，塑料磨粉机的设计应满足下列三大要求：

A 使用功能要求：

由于塑料具有韧性和塑性，因此，（1）要满足能将塑料磨成一定粒度的小颗粒的要求;（2）满足零部件的强度要求，安全可靠;（3） 机台有自动进、出料系统、自动筛粉系统，自动化程度高，占地面积小;（4） 合理的结构，生产制造简单易行;（5）要适用面广，PVC、PP及改性PP、ABS、PS、PA、PC等不同分子结构的塑料及非塑料（如纸、木屑、皮革等）材料均可磨制。

B 经济性要求

机器的经济性必须体现并贯穿在其设计、制造和使用的全过程中。体现在设计阶段是指应用先进的设计方法，将三钟传动（机械、电子、液压）有机地匹配，各得其所。此外尽量采用标准件、通用件和使用产品系列化而缩短设计周期；体现在制造过程中是指使用无切削加工等各种新的制造工艺技术，提高工效、缩短制造周期等；体现在使用方面是指消耗（水、电、油及辅助材料等）少、管理和维修费用低等。

C 社会性要求

机器应有好的社会效果，表现为；应满足人机工程学的要求，如操作方便、省力、舒适劳动强度低、维修简捷等；应符合安全运行要求，如设置可靠的安全防护装置，设置能排除误操作的连锁装置，采用安全联轴器和离合器，配备各类预警信号装置等；应满足工艺美术要求，如造型精巧、线形流畅、形体简练、色彩明快等；应符合环保要求，如控制噪声、有效地排除废气、废液等，以免造成环境污染。

2.2塑料磨粉机工作原理

塑料磨料机的工作原理如图2.1，电动输出的运动和动力，通过与电机联接在一起的摆线针轮减速器进行一级减速，再通过一对齿轮进行二级减速，将运动和动力传递给回转筒，回转筒带动转磨旋转。物料在动磨和转磨之间被磨碎，

图2.1

2.3塑料磨粉机主要件的设计构思

2.3.1耐磨件材质的确定

   从耐磨材料磨损机理分析，当耐磨件的硬度低于被磨料的硬度时，磨损速度就很快，反之就耐磨得多。如果磨盘的材质韧性不足，则会在磨料的高速冲击下，产生凿削剥落或疲劳剥落，磨损速度也会加快。更重要的是韧性不足，容易断裂。由于硬度愈高，其韧性相对就愈低，所以高硬度的耐磨件很难用于高线速度及冲击力大的磨料机。

  塑料硬度一般比较低，磨料的耐磨件硬度达到HRC40以上即可。采用超慢速剪切细碎原理的细碎机，工作中冲击力小得多，工作摩擦热少得多，可选用较高硬度的耐磨材料。

2.3.2 篦板的确定

设计有篦板的破碎机都有堵料、积料现象，对磨盘磨损影响很大，必须定期清除，增加检修工作量。

圆锥式磨盘磨粉机设计的篦板是由若干块扇形板组合成1个圆锥筛体，大头固定在旋转筒外壁上。物料由进料筒垂直落向回转体，均匀地撒向旋转的锥形罩上，通不过篦缝的大颗粒物料有锥形分级罩均匀地撒入动态的V形圆环破碎腔内剪切细碎，克服了堵料、积料所带来的挤压、摩擦耗功大的弊端。

2.3.3  机架设计

目前国内外磨粉机的机架制造方式有三种：即整体铸造、墙板拼装和焊接墙板机架。

整体铸造机架：其整体性和刚性好，节省切削加工工时，而且产品质量稳定，可以说百年不坏。但是，机架铸造困难，而且铸造技术要求高，成本高，不利于磨粉机的系列化。

墙板拼装式机架：铸件体积小，尺寸小，便于制造，成本低，便于安排其他零部件，便于实现全封闭，而且有利于磨粉机的系列化。但是，机架刚度差，容易变形，切削加工的工作量大。

焊接式机架：其生产周期短， 重量轻，成品率高。但是， 焊接技术要求高， 焊接后产生变形及应力及中，必须进行热处理以消除应力及中。

综合考虑以上各种机架的优缺点，本机采用墙板拼装式机架。

2.3.4 外形

目前，磨粉机的外形有：敞开式，半封闭式，全封闭式三种。本机采用全封闭式外形，所谓全封闭是指整个磨粉机除快辊皮带轮外，均布置在密封罩内，它的优越性在于避免敞开式和半封闭式的缺点，使零、部件得到良好的保护，而且操作安全可靠，机器美观，车间卫生清洁，改善了工人的工作环境。

2.3.5 与机架有关的部分

料筒：本机料筒采用不锈钢铁皮。

罩壳：本机罩壳采用A3钢板冲压、焊接制成。

2.3.6 磨盘及其支承、清理、冷却与调平

转磨：

转磨是实心的，采用冷硬铸铁，采用离心两次浇筑成型。

支承：

传统磨粉机中，磨盘的支承多采用滑动轴承。滑动轴承承受磨辊振动和冲击载荷的能力强，寿命长。但是滑动轴承也有它的不足之处，其摩擦严重，带来的后果是磨粉机的消耗功率大，轴承发热严重，甚至发生烧坏轴承的事故，滑动轴承精度低， 难以保证转磨的稳定性。滚动轴承的回转精度高， 可回转偏心小，同时，滚动轴承供应充足，可节约稀有金属。滚动轴承采用黄油脂润滑， 基本上不存在污染问题。但是滚动轴承也有缺点，其承受磨辊振动和冲击载荷的能力较差，寿命短。滚动轴承的径向尺寸大，在磨粉机上安排较困难，而且对拆装磨辊较为困难。综合考虑上述两种轴承，本机选用一对圆锥滚子轴承和推力球轴承组成的轴承组做主支撑，此轴承组能承受的径向载荷和轴向载荷都较大。

冷却问题：

本机没有设计专门的冷却装置，而是利用空气自行冷却。目前， 国外先进磨粉机都不采用专门的冷却装置，而是靠空冷。

间隙调节问题：

本机采用螺纹调节磨盘之间的间隙，利用一活动手柄，旋转旋在支承架上的支承轴来调节间隙。这样会带来一个问题，就是随着磨盘的长期运转，可能会通过磨擦力带动支承轴旋转，从而使间隙变化。为解决这一问题，支承轴下边再设一内六角止动螺塞，止动螺塞的螺纹旋向与支承轴的螺纹旋向相反，同时，磨盘的转向总是使支承轴有向下旋出趋势的方向。

2.3.7 传动系统

磨盘是通过回转筒带动的，回转筒的转速要求在10～30r/min，原动机选用电机，这是常用的原动机，电机的转矩通过一个摆线针轮行星减速器和一对开式齿轮传动给回转筒，带动磨盘旋转。

2.3.8 磨盘纹路的确定

因为塑料具有一定韧性，通过锥形磨盘的研磨才能将其磨成具有一定粒度的小颗粒，而且磨盘上须具有齿形纹路，定磨与转磨的纹路交叉是最有效果的。因此，将转磨和动磨的各等分为四部分，两种纹路交叉布在磨盘上。

2.3.9 传送装置

传送装置采用垂直螺旋输送机，经过滤网分离出来的粗料，通过垂直螺旋输送机运回进料口，同时，原料也通过此螺旋输送机喂料给进料口。

3 塑料磨粉机的零部件设计计算

3.1原动机的选择

3.1.1 原动机选择的方法

选择电动机时，除了正确的选择功率外，还要根据生产机械的要求及工作环境等，正确的选择电动机的种类、型式、电压和转速。

A 电动机种类的选择：

电动机的种类分为直流和交流电动机两大类。直流电动机又分为他励、并励串励电动机等。交流电动机又分为笼型、绕线转子异步电动机及同步电动机等。电动机种类的选择主要是从生产机械对调性能的要求来考虑，例如，对于调速范围、调速精度、调速平滑性、低速运转状态等性能来考虑。

凡是不需要调速的拖动系统，总是考虑采用交流拖动，特别是采用笼型异步电动机。长期工作、不需要调速、且容量相当大的生产机械，如空气压缩机、球磨机等，往往采用同步电动机拖动，因为它能改善电网的功率因数。

如果拖动系统的调速范围不广，调速级数少，且不需要在低速下长期工作，可以考虑采用交流绕线转子异步电动机或变级调速电动机。因为目前应用的交流调速范围拖动，大部分由于低速运行时能量损耗大，鼓一般均不宜在低速下长期运行。

对于调速范围宽、调速平滑性要求较高的场合，通常采用支流电动机拖动，或者采用近年来发展起来的交流变频调速电动机拖动。

B电动机型式的选择：

各种生产机械的工作环境差异很大，电动机与工作机械也有各种不同的连接方式，所以应当根据具体的生产机械类型、工作环境等特点，来确定电动机的结构型式，如直立式、卧式、开启式、封闭式、防滴式、防暴式等各种型式。

C 电动机容量的选择：

（1）等效电流法

等效电流法的基本的基本思想是用一个不变的电流Icq来等效实际上变化的负载带暖流，要求在同一个周期内，等效电流Icq与实际变化的负载电流所产生的损耗等。假定电动机的铁损耗与绕组电阻不变，损耗只与电流的平

方成正比，由此可得等效电流为

Icq =    I12t1+I22t2+…+In2tn

t1+t2+…+tn

式中，tn为对应负载电流In时的工作时间。求出Icq后，则选用电动机的额定电流In应大雨或等于Icq。采用等效电流法时，必须先求出用电流表示的负载图。

（2）    等效转矩法

如果电动机在运行时，其转矩与电流成正比（如他励直流电动机的励磁保持不变，异步电动机的功率因数和气隙磁通保持不变时），则式（9.3.1）可以改写成等效转矩公式。

  Teq=     T12t1+T22t2+…+Tn2tn

t1+t2+…+tn

此时，选用电动机的额定转矩T应大于或等于T，当然，这时应先求出用转矩表示的负载。

（3）等效功率法

如果电动机运行时，其转速保持不变，则功率与转局成正比，于是由式可得等效功率为

 Peq=     P12t1+P22t2+…+Pn2tn

t1+t2+…+tn

此时，选用电动机的功率P大于或等于P即可。

必须注意的是用等效法选择电动机容量时，要根据最大负载来校验电动机的过载能力是否要求，如果过载能力不能满足，应当按过载能力来选择较大容量的电动机。

3.1.2 电机的选择

按如下初始条件计算：

磨粉机所需工作拉力F＝15KN

转磨工作速度0.6m/s

转磨直径D＝636mm

根据环境条件，采用Y系列三相交流异步电动机，

工作机功率：

其中转磨工作效率 =0.91 。

工作机转速

计算传动装置总效率：

摆线针轮减速器效率  

开式齿轮传动效率       

轴承效率     

由［2］表12-8

所以         

电动机的输出功率：  （见[2]式2-1）

  

取         

课设表19-1选择电动机为Y180L－6型 

额定功率：15（）    额定转速：970  （）  

与电机紧密相连的的摆线减速器传动比为11，下面对摆线减速机设计计算。

3.2 摆线减速器设计和计算

摆线针轮减速器具有传动比大，同轴输出，结构紧凑，传动效率高等特点，因此，本磨料机的一级减速采用摆线针轮行星减速器传动，二级减速用齿轮传动。

3.2.1 摆线减速器相关概念

摆线针轮行星传动,简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动一样，同属于K-H-V型行星齿轮传动。摆线针轮传动的主要特征是：行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。

摆线针轮减速器,利用摆线针轮行星传动原理制成的一种减速器,它的优点是减速比大、体积小、重量轻、效率高等。

3.2.2 摆线针轮减速器的传动原理

图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮，为摆线行星轮，H为系杆，V为输出轴。运动由系杆H输入，通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样，摆线针轮传动也是一种K－H－V型一齿差行星传动。两者的区别在于：摆线针轮传动中，行星轮的齿廓曲线不是渐开线，而是变态摆线，中心内齿采用了针齿，以称针轮，摆线针轮传动因此而得名。

同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为

.

图3.1  摆线针轮减速器原理图

由于＝1，故＝－，“－”表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。

3.2.3 摆线针轮减速器的结构特点

它主要由四部分组成：

（1）行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。

（2）行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线.为使输入轴达到静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双偏心套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚子轴承,而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。

（3）中心轮b,又称针轮,由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销5(通常针齿销上还装有针套7)组成。

（4）输出机构W, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。

3.2.4 摆线针轮传动的受力分析

摆线轮在工作过程中主要受三种力：针轮与摆线轮啮合时的作用力;输出机构柱销对摆线轮的作用力，转臂轴承对摆线轮作用力。

A 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力：

（1）确定初始啮合侧隙

标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合，在理论上都可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半，但摆线轮齿形只要经过等距，移距或等距加移距修形，如果不考虑零件变形补偿作用，则多齿同时啮合的条件便不存在，而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时，其余的摆线轮齿与针轮齿之间都      

图3.2 修形引起的初始啮合侧隙

图3.3 轮齿啮合力

存在大小不等的初始侧隙，见图3.3。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧隙可按下式表计算：

 

（3.2—1）

式中，为第i个针齿相对转臂的转角，为短幅系数。

令，由上式解得，即    

这个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在处的一对啮合。从到的初始侧隙分布曲线如图3.4所示

图3.4 与的分布曲线

（2）判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理

设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为，在的作用下由于摆线轮与针齿轮的接触变形W及针齿销的弯曲变形f，摆线轮转过一个角，若摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小，可以忽略不计，则在摆线轮各啮合点公法线方向的总变形W+f或在待啮合点法线方向的位移为

         （i=1，2，……）

式中    ——加载后，由于传力零件变形所引起的摆线轮的转角； ——第i个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距离

——摆线轮节圆半径   ——第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线与转臂之间的夹角。

（3） 针齿与摆线轮齿啮合的作用力

假设第i对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形。由于这一假设科学考虑了初始侧隙及受力零件弹性变形的影响，已被实践证明有足够的准确性。

按此假设，在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为

   

式中，——在处亦即在或接近于的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中，这对齿受力最大，故以表示该对齿的受力。

设摆线轮上的转矩为由i＝m至i=n的个齿传递，由力矩平衡条件可得                            

得最大所受力（N）为

＝

T——输出轴上作用的转矩; ——一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差和结构原因，建议取＝0.55T；——受力最大的一对啮合齿在最大力的作用下接触点方向的总接触变形，

——针齿销在最大力作用下，在力作用点处的弯曲变形。

当针齿销为两支点时，

当针齿销为三支点时，

B 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力：

若柱销孔与柱销套之间没有间隙，根据理论推导，各柱销对摆线轮作用力总和为

式中，——输出机构柱销数目

（1） 判断同时传递转矩的柱销数目

考虑到分配不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为，（T——为摆线轮上输出转矩）传递转矩时，＝处力臂最大，必先接触，受力最大，弹性变形也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为，则因变形与力臂成正比，可得下述关系：

，

又因                        

故                          

柱销是否传递转矩应按下述原则判定：

如果，则此处柱销不可能传递转矩；

如果，则此处柱销传递转矩。

（2）输出机构的柱销作用于摆线轮上的力

由于柱销要参与传力，必须先消除初始间隙；因此柱销与柱销孔之间的作用力大小应与成正比。

设最大受力为，按上述原则可得

由摆线轮力矩平衡条件，整理得

C 转臂轴承的作用力：

转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点P，则可得

方向的分力总和为      

Y方向的分力总和为      ＝

转臂轴承对摆线轮的作用力为

3.2.5摆线针轮行星减速器主要强度件的计算

为了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮常用轴承钢GCr15、GCr15siMn,针齿销、针齿套、柱销、套采用GCr15。热处理硬度常取58～62HRC。

（1）齿面接触强度计算

为防止点蚀和减少产生胶合的可能性，应进行摆线轮齿与针齿间的接触强度计算。

根据赫兹公式，齿面接触强度按下式计算

式中，——针齿与摆线轮啮合的作用力，

——当量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，＝2.06105MPa

－摆线轮宽度，＝（0.1～0.15），－当量曲率半径。

（2）针齿抗弯曲强度计算及刚度计算

针齿销承受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引起针齿销与针齿套接触不好，转动不灵活，易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合，并导致摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，即校核其转角值。另外，还必须满足强度的要求。

针齿中心圆直径<390mm时，通常采用二支点的针齿；时，为提高针齿销的弯曲应力及刚度，改善销、套之间的润滑，必须采用三支点针齿。

二支点针齿计算简图，假定在针齿销跨距的一半受均布载荷，则针齿销的弯曲强应力（Mpa）和转角（rad）为

三支点的针齿计算，针齿销的弯曲应力和支点处的转角为

式中

——针齿上作用之最大压力，按式计算（N）；

L——针齿销的跨度（mm）,通常二支点L=3.5.若实际结构已定，应按实际之L值代入；

——针齿销的直径

——针齿销许用弯曲应力，针齿销材料为GCr15时，＝150～200MPa

——许用转角，＝（0.001～0.003）

（3）转臂轴承选择

因为摆线轮作用于转臂轴承的较大，转臂轴承内外座圈相对转速要高于入轴转速，所以它是摆线针轮传动的薄弱环节。>650mm时，可选用带外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径=（0.4～0.5），轴承宽度B应大于摆线轮的宽度。

（4）输出机构柱销强度计算 

输出机构柱销的受力情况（见图2.7-31），相当一悬臂梁，在作用下，柱销的弯曲应力为

设计时，上式可化为

式中 ——间隔环的厚度，针齿为二支点时，，三支点时，若实际结构已定，按实际结构确定。

B——转臂轴承宽度

——制造和安装误差对柱销载荷影响系数，一般情况下取＝1.35～1.5

3.2.6 摆线轮、针轮、柱销的计算

设计计算如下：

项目	代号	单位	计算、结果及说明
功率			15	跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器,不带电机
输入转速		r/min	970
传动比			11
摆线轮齿数的确定			＝11 为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上
针轮齿数			选材为GCr15,硬度为60HRC以上
输出转矩	T		由文献[1]表2.7-8,取=0.92
初选短幅系数			＝0.5 由文献[1]表2.7-2, =0.42~0.55
初选针径系数			，由文献[1]表2.7-3,
针齿中心圆半径		mm	取 取 材料为轴承钢58~62HRC时,=1000~1200MPa
摆线轮齿宽	bc	mm	取
偏心距	a	mm	由文献[3]表2.7-5查得＝6mm取＝6mm
实际短幅系数
针径套半径		mm	，取＝12mm
验证齿廓不产生顶切或尖角			＝47.32 由文献[3]表2.7-1及公式2.7-17算得，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。
针齿销半径		mm	取＝7mm 针齿套壁厚一般为2～6mm。
实际针径系数			若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。
齿形修正		mm	＝0.35，    ＝0.2 考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。
齿面最大接触压力		N	其中整个结果由计算机求出。
传力齿号	m n		m=2，     n=4 参看上一章介绍，由计算机求出。
摆线轮啮与针齿最大接触应力		MPa	＝1416.7MPa __m~n齿中的最大值。
转臂轴承径向负载		N	＝＝16988
转臂轴承当量负载	P	N	＝1.0516988＝17837 时，=1.05 时，＝1.1。
选择圆柱滚子轴承		mm	＝260（0.4～0.5）＝104～130 由文献[13］GB/T283-94，选N2213轴承，d=65,B=31,=142,D=108.5。
转臂轴承内外圈相对转速	n	r/min	＝1582
转臂轴承寿命		h	＝＝10613 —寿命指数，球轴承＝3，滚子轴承＝10/3。
针齿销跨距	L	mm	由结构及前面的摆线轮宽度，得L＝70 采用三支点型式。
针齿销抗弯强度		MPa	< 选用三支点，材料为轴承钢时＝150～200MPa
针齿销转角		rad	＝ ＝0.000618<，材料为轴承钢时＝0.01～0.03rad。
摆线轮齿跟圆直径		mm
摆线轮齿顶圆直径		mm
摆线轮齿高		mm
销孔中心圆直径		mm	取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。
间隔环		mm	＝15
柱销直径		mm	＝21.8 取＝22    由文献[1]表2.7—7，取＝22。
柱销套直径		mm	＝32    由文献[1]表2.7—7，知＝32
摆线轮柱销孔直径		mm	为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值：＝0.15；>550mm时，＝0.2～0.3。