差减速机已广泛的应用于化工、医药、食品、轻工、纺织、冶金、石油等各部门，充分显示出了优越性。但是这种减速机在大功率小速比(i=6-17)范围的使用过程中，常常因为同时接触齿数少、面齿作用力大和齿面相对滑动速度大等原因而导致产生齿面胶合。为了解决齿面胶合问题，国内外先后研制开发了多齿差摆线针齿行星减速机。多齿差摆线针齿行星传动由于避免了早期破坏和齿面胶合，并提高了整机的传动扭矩，得到了较好的应用。但是，由于多齿差摆线针齿轮的形成原理，既多齿差摆线轮的齿廓是由多条不完整的齿廓曲线交叉构成，故齿顶为尖顶。使其齿廓顶部的强度不足为提高传动性能，对尖顶需要进行必要的修正(简称修顶)。同时，因为齿面受力较为复杂，因此要对其齿面受力情况进行力学分析，同时对齿面强度也要进行分析。这里就是对多齿差摆线针轮进行强度分析和初步探讨。
      摆线针齿行星传动一般为一齿差传动(即针齿与摆线轮的齿数差为1)，而实际上，只要在节圆上相差整数周节倍数就可实现多齿差传动。多齿差摆线针齿行星传动的齿形原理图。它实际是由针齿和摆线轮相啮合的一组传动与由针齿和摆线轮相啮合的另一组传动组合而成的。摆线轮是由两组齿廓构成，这两组齿廓彼此干涉，最后留下不干涉部分而构成多齿差(二齿差)摆线轮的齿廓。因此该传动的摆线轮齿数为12齿、针齿齿数为14齿。因此可知，一齿差摆线轮的齿廓为整枝曲线，而多齿差摆线轮的齿廓不是完整的曲线。值得注意的是，将一些差传动改用多齿差传动其速比并不改变。多齿差的传动比i可用下式表示：i=输入轴转速/输出轴转速=Zz/Zz式中：Z-多齿差传动摆线轮实际齿数；多齿差传动针齿实际齿数。
      从摆线针轮行星传动的结构分析得知，该传动可能的破坏形式主要有三种，一是摆线轮和针齿之间的胶合或点蚀破坏，应校核齿面的接触强度。二是出现转臂轴承的寿命不足现象，应校核其额定工作寿命。三是出现温升过高，应进行热平衡校该。而传统结构形式中需要校核的针齿的弯曲强度、针齿的弯曲刚度、柱销的弯曲强度等指标由于结构上的变化也只需要做一般验证。无论做什么方面的验证，摆线轮和针齿之间的接触力，柱销和柱锁孔之间的接触力计算都是必不可少的。理论齿形摆线轮和针齿分析如图所示，设输入扭矩为M，减速比为i，z，传动效率为T，由于取消了针齿套和柱销套增加了磨擦，所以传动效率一般小于80%。设输出扭矩M，则输出扭矩M，(1)设摆线轮的理论齿数为Z，针轮的理论齿数为Z，摆线轮的实际齿数为Z，针轮的实际齿数为Zz。实际的摆线轮和针齿啮合时，由于制造和安装要求不可能满足理论啮合条件，必须对摆线轮进行合理的修形以便于装拆和合理润滑。修形后变小的摆线轮和针齿啮合时，受力区域将会大大减少，精确的受力分析计算可参见文献。受力区域参数可根据有关具体公式来验算摆线轮和针齿齿面的接触强度。
      实践表明，摆线轮和针齿面的失效形式是疲劳点蚀和胶和。齿轮啮合齿面的应力、滑动速度、润滑和零件制造精度，都是影响齿面产生疲劳点蚀和胶和的因素。为了防止产生点蚀和胶和的可能性，应进行摆线轮和针齿间的强度计算。齿面接触应力应按下试计算可以看出：一齿差标准啮合摆线针轮行星传动减速器计算结果与相同参数的二齿差减速器相比较，按理论计算，齿面的最大接触应力，二齿差是一齿差的95.9%，按实际计算，二齿差是一齿差的97%。一齿差标准啮合摆线针轮行星传动减速器计算结果与相同参数的三齿差减速器相比较，按理论计算，齿面最大接触应力，三齿差是一齿差的88.9%，按实际计算，三齿差是一齿差的89.7%。说明多齿差结构可以有效地增加齿面的承载能力，将相对速度大的齿不参加传力，从而也提高了整机的抗胶合能力，提高了强度。

                                                                                  专业从事机械产品设计│有限元分析│强度分析│结构优化│技术服务与解决方案
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