第4章 三環(huán)減速機(jī)的設(shè)計(jì)
4.1引言
三環(huán)減速機(jī)是在少齒差行星傳動(dòng)的基礎(chǔ)上，為了適應(yīng)現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備對(duì)傳動(dòng)裝置的要求而誕生的新型減速機(jī)宣验。三環(huán)減速機(jī)由于其原理的獨(dú)特性嗓钦，因而對(duì)于它的設(shè)計(jì)也提出了新的適應(yīng)性要求绰蚁。本章在前述理論分析的基礎(chǔ)上阐合，對(duì)三環(huán)減速機(jī)的設(shè)計(jì)進(jìn)行了研究谎柄，力求在傳動(dòng)結(jié)構(gòu)和技術(shù)參數(shù)上觉鼻，使三環(huán)減速機(jī)的優(yōu)越性得以充分實(shí)現(xiàn)抗楔。
三環(huán)減速機(jī)的設(shè)計(jì)包括兩個(gè)關(guān)鍵部分一少齒差內(nèi)嚙合部分和均載裝置部分的設(shè)計(jì)棋凳。對(duì)于少齒差內(nèi)嚙合部分，主要是嚙合的內(nèi)连躏、外齒輪變位系數(shù)的確定朵椿，本章推導(dǎo)了用插齒刀加工的少齒差內(nèi)嚙合變位系數(shù)的牛頓迭代公式，較好地解決了這個(gè)問題怠义；對(duì)于均載裝置部分俭宁，主要是均載形式的確定和對(duì)該種形式的研究，第三章提出一種金屬?gòu)椥跃d環(huán)作為三環(huán)減速機(jī)的均載裝置來實(shí)現(xiàn)均載和減振俘噩，并對(duì)均載環(huán)進(jìn)行有限元和動(dòng)力學(xué)分析辱折，驗(yàn)證其具有適宜的剛度、足夠的強(qiáng)度逾辕、能夠滿足位移均載的要求财调；三環(huán)減速機(jī)屬于行星傳動(dòng)裝置，因而它的安裝也要滿足行星傳動(dòng)裝配條件煮沸，本章將對(duì)三環(huán)減速機(jī)的裝配條件進(jìn)行深入的探討兔触。本章還對(duì)三環(huán)減速機(jī)的兩個(gè)關(guān)鍵零件一內(nèi)齒環(huán)板和偏心套進(jìn)行有限元應(yīng)力分析，指導(dǎo)進(jìn)行合理的設(shè)計(jì)腾枣。三環(huán)減速機(jī)的設(shè)計(jì)還包括其它一些部分一箱體部分审炬、輸入輸出軸部分等等，限于篇幅跨跨，這些部分在本章中不加以討論潮峦。
三環(huán)減速機(jī)的兩個(gè)關(guān)鍵零件一內(nèi)齒環(huán)板和偏心套的加工也是不容忽視的問題，由于三片內(nèi)齒環(huán)板必須同時(shí)插齒加工且滿足180°相位差勇婴，因此要求內(nèi)齒環(huán)板工裝要有準(zhǔn)確的定位忱嘹；偏心套是三環(huán)減速機(jī)的薄弱環(huán)節(jié)，它的制造也應(yīng)引起足夠的重視耕渴。限于篇幅拘悦，三環(huán)減速機(jī)的制造在本章中不加以討論。
4.2三環(huán)減速機(jī)的設(shè)計(jì)
4.2.1少齒差內(nèi)嚙合的兩個(gè)主要限制條件
少斷差內(nèi)嚙合傳動(dòng)是指內(nèi)橱脸、外齒輪的齒數(shù)差較少的一種行星傳動(dòng)形式础米，它具有傳動(dòng)比大、體積小添诉、重量輕屁桑、加工方便等優(yōu)點(diǎn)医寿，日益廣泛地應(yīng)用于國(guó)防、礦山掏颊、冶金糟红、化工、紡織锌褒、起重運(yùn)輸匣夭、建筑工程、食品工業(yè)和儀表制造等部門和行業(yè)中勇湃。少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)示意圖如圖4-1所示坝总。
在設(shè)計(jì)內(nèi)嚙合齒輪傳動(dòng)時(shí)應(yīng)注意如下幾點(diǎn)：
1.為了保證漸開線齒廓，內(nèi)齒輪的齒頂圓必須大于基圓迅忙，即
da2≥db2 （4-1）
2.為了避免輪齒的磨損兆距，內(nèi)齒輪的齒頂不得變尖，齒頂厚度必須大于（025～0.4）m姆巨，即：
Sa2＞（0.25～0.4）m (4-2)
3.切制內(nèi)齒輪時(shí)必須避免范成頂切和徑向切入頂切現(xiàn)象
4.必須保證內(nèi)嚙合齒輪副的重合度ε＞1乏尿。即
5.必須保證不產(chǎn)生齒頂干涉和齒廓重迭干涉，應(yīng)使GS＞O嫩碘。即
少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)由于內(nèi)迂擅、外齒輪的齒數(shù)差少，易于產(chǎn)生各種干涉臊啃。在設(shè)計(jì)和實(shí)際使用中只需滿足以下兩個(gè)主要限制條件：
1.按嚙合中心距a′裝配時(shí)症丁，保證齒輪副不產(chǎn)生齒廓重迭干涉；即應(yīng)滿足齒廓不重迭干涉系數(shù)GS＞GS′旋圆。
2.保證獲得足夠的重合度宠默，即應(yīng)使齒輪副的重合度εa＞εa′。
其中εa′灵巧，GS′分別為設(shè)計(jì)要求的少齒差內(nèi)嚙合的重合度和齒廓不重迭干涉系數(shù)搀矫。
4.2.2少齒差內(nèi)嚙合變位系數(shù)的確定
在少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)中，目前使用最廣泛的行星齒輪和中心齒輪的加工方法是范成法刻肄。外齒輪大都采用螺旋形的齒輪滾刀在Y38型或Y312型滾齒機(jī)上切制而成瓤球。內(nèi)齒輪通常是采用插齒刀在Y54型或Y58型插齒機(jī)上插制而成。
變位系數(shù)的確定是少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵肄方。文獻(xiàn)中所述的內(nèi)冰垄、外齒輪都按滾齒加工的計(jì)算公式推導(dǎo)出的變位系數(shù)的迭代公式蹬癌，與內(nèi)齒輪插齒权她、外齒輪滾齒的實(shí)際加工情況不一致，雖然能夠保證給定的重合度和齒廓不重迭干涉系數(shù)的要求逝薪，但是不能保證標(biāo)準(zhǔn)頂隙隅要，而且一般得出的嚙合角也比較大蝴罪。本章推導(dǎo)了少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)實(shí)際加工情況的變位系數(shù)的迭代公式，解決了上述問題讥啤。
少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)的兩個(gè)主要限制條件是否滿足驱糜，取決于齒輪的有關(guān)參數(shù)，這些參數(shù)包括齒數(shù)z0睬仿，z1喧弦，z2、齒形角α竹小、齒頂高系數(shù)ha*吕迁，ha0*、頂隙系數(shù)c*傲钳、變位系數(shù)x0肿圾，x1,x2等。由內(nèi)嚙合齒輪副的無齒側(cè)間隙嚙合方程：
式中 α——齒形角棺昵，一般取α=20°簇戳；
α′——嚙合角；
z1销贝、z2——分別為外樊展、內(nèi)齒輪的齒數(shù)；
x1鸽心、x2——分別為外滚局、內(nèi)齒輪的徑向變位系數(shù)。
可得：在z1顽频、z2和α一定時(shí)藤肢，變位系數(shù)xl和x2的變化直接影響到嚙合角α′的大小，嚙合角是變位系數(shù)的函數(shù)糯景；而選擇變位系數(shù)xl嘁圈、x2的問題，實(shí)質(zhì)上是決定內(nèi)嚙合齒輪副是否能夠消除干涉現(xiàn)象蟀淮。對(duì)于一對(duì)嚙合齒輪最住，可把變位系數(shù)視為自變量，而把其余的參數(shù)作為常量怠惶，即限制條件是變位系數(shù)的函數(shù)涨缚。因此，滿足兩個(gè)主要限制條件的問題便歸結(jié)為求合適的變位系數(shù)的問題策治。
某項(xiàng)限制條件脓魏，可以曲線的形式表示在xl,x2坐標(biāo)系內(nèi)，若把每個(gè)限制條件都以曲線形式繪于x1肄埠，x2坐標(biāo)系內(nèi)妄舅，則它們的交點(diǎn)A便對(duì)應(yīng)著這對(duì)齒輪的變位系數(shù)知狂，如圖4-2所示。
由于限制條件中有許多是超越方程和绳，直接求解變位系數(shù)非常困難或是不能求解啰痒。因此，本文將討論如何用逐步逼近的迭代方法來求得同時(shí)滿足兩個(gè)主要限制條件的變位系數(shù)x1和x2挺教。
少齒差內(nèi)嚙合的重合度計(jì)算公式為：
把變位系數(shù)x1锥拖，x2取作獨(dú)立變量，把嚙合角α′取作中間變量阎肌，用牛頓法求解榨厚。其迭代程序?yàn)椋?/p>
其中εα′，GS′分別為設(shè)計(jì)要求的少齒差內(nèi)嚙合的重合度和齒廓不重迭干涉系數(shù)升慕。
應(yīng)用上述公式迭代時(shí)蒂禽，參考機(jī)械工程手冊(cè)，只要初始值（x1（0）旅急，x2（0））選得接近精確解（x1逢勾，x2），迭代過程就會(huì)收斂藐吮。
外齒輪的齒頂圓半徑：
式中 z0溺拱，x0——插齒刀的齒數(shù)、變位系數(shù)谣辞；
da0——插齒刀z0的齒頂圓直徑迫摔，da0=m（z0+2ha0*+2x0）；
ha0*——插齒刀的齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù)之和泥从；
a02′——插齒刀加工內(nèi)齒輪時(shí)的嚙合角句占。
內(nèi)齒輪與插齒刀的無側(cè)隙嚙合方程為：
借助于Mathenatica軟件，推導(dǎo)出行列式元素為：
按照迭代過程求得的x1躯嫉，x2是否滿足設(shè)計(jì)要求纱烘，尚需檢驗(yàn)變位外齒輪的齒頂厚系數(shù)，驗(yàn)算如下：
式中 Sa1′——設(shè)計(jì)要求的最小的外齒輪的齒頂厚系數(shù)祈餐。
根據(jù)上述公式推導(dǎo)擂啥，編制了迭代計(jì)算程序，程序框圖如圖4-3所示萤翔。
對(duì)于本文的實(shí)驗(yàn)樣機(jī)HITSH145俺乓，內(nèi)嚙合齒輪副的參數(shù)為：z1=42，z2=44讼谅，m=3.5檀丝，ha*=0.8，ha0*=1.1，c*=0.3邓刻，α=20°,z0=22，x0=0.126摹搂，則可應(yīng)用上述迭代公式求得當(dāng)取εα′≈1.05及 GS′≈0.05時(shí)的外锦是、內(nèi)齒輪變位系數(shù)x1和x2。
按照文獻(xiàn)中所述的內(nèi)指佳、外齒輪都按滾齒刀計(jì)算的迭代公式漓琢，最后得到的計(jì)算結(jié)果如下所示：
x1=1.433 x2=1.722
α′=38.192° εα=1.05
GS=0.05 c=1.377mm
a=4.185mm
并且驗(yàn)算外齒輪齒頂厚系數(shù)得：
Sa1*=0.546
給定初值x1=1.0、x2=1.5捏梯，迭代過程及迭代結(jié)果如表4-1所示稿施。
按照本文所述的內(nèi)齒輪為插齒、外齒輪為滾齒的加工方法的迭代公式培他，最后得到計(jì)算結(jié)果如下所示：
x1=1.142 x2=1.407
α′=37.356° εα=1.05
GS=0.05 c=c*m=1.05mm
a′=4.138mm
并且驗(yàn)算外齒輪齒頂厚系數(shù)得：
Sa1*=0.874
給定初值x1=1.0鹃两、x2=2.0，迭代過程及迭代結(jié)果如表4-2所示舀凛，給定限制條件下的變位系數(shù)選擇如圖4-4所示俊扳，交點(diǎn)A便對(duì)應(yīng)著這對(duì)齒輪的變位系數(shù)x1=1.14204，x2=1.40742猛遍。
表4-1 按滾齒刀計(jì)算的迭代過程及迭代結(jié)果
| 迭代次數(shù) |
第一次 |
第二次 |
第三次 |
第四次 |
第五次 |
| 變量 |
x1 |
1.64556 |
1.43467 |
1.43340 |
1.43339 |
1.43339 |
| x2 |
1.89802 |
1.72276 |
1.72248 |
1.72247 |
1.72247 |
| 迭代結(jié)果 |
εa |
0.999404 |
1.037740 |
1.050295 |
1.05 |
1.05 |
| GS |
0.610248 |
-0.050981 |
0.046851 |
0.049992 |
0.05 |
| c |
1.731905mm |
1.320847mm |
1.375545mm |
1.377092mm |
1.377092mm |
| α′ |
43.94741° |
36.89975° |
38.15867° |
38.19207° |
38.19207° |
| Sa1* |
1.218750 |
0.282717 |
0.544335 |
0.545879 |
0.545892 |
表4-2 滾齒刀計(jì)算的迭代過程及迭代結(jié)果
| 迭代次數(shù) |
第一次 |
第二次 |
第三次 |
第四次 |
第五次 |
第六次 |
| 變量 |
x1 |
1.11301 |
1.14312 |
1.14215 |
1.14205 |
1.14204 |
1.14204 |
| x2 |
1.33214 |
1.40130 |
1.40740 |
1.40740 |
1.40742 |
1.40742 |
| 迭代結(jié)果 |
εa |
1.06348 |
1.06606 |
1.05024 |
1.05000 |
1.05000 |
1.05 |
| GS |
1.45340 |
-0.08768 |
-0.03195 |
0.04880 |
0.04993 |
0.05 |
| c |
1.05mm |
1.05mm |
1.05mm |
1.05mm |
1.05m |
1.05mm |
| α′ |
52.2256° |
35.6077° |
37.1097° |
37.3521° |
37.3685° |
37.3562° |
| Sa1* |
0.72848 |
0.878514 |
0.87514 |
0.87430 |
0.87424 |
0.87423 |
4.2.3 內(nèi)齒環(huán)板的應(yīng)力分析
內(nèi)齒環(huán)板是三環(huán)減速機(jī)的關(guān)鍵傳動(dòng)零件馋记，在該傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中實(shí)質(zhì)是一連桿，承受一定的沖擊懊烤；它又是一內(nèi)齒輪梯醒，是一計(jì)算分析比較復(fù)雜的零件。其強(qiáng)度性能直接影響整機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)態(tài)性能腌紧，因此有必要對(duì)內(nèi)齒環(huán)板的應(yīng)力和變形進(jìn)行數(shù)值計(jì)算茸习。對(duì)內(nèi)齒環(huán)板進(jìn)行有限元分析，首先應(yīng)該對(duì)三環(huán)減速機(jī)在傳動(dòng)過程中的受力狀況進(jìn)行分析壁肋，建立曲型工況下的內(nèi)齒環(huán)板的有限元計(jì)算模型逮光；然后利用I-DEAS求出各模型的應(yīng)力、變形分布及變化規(guī)律诬簇，對(duì)內(nèi)齒環(huán)板強(qiáng)度狀況進(jìn)行研究蔬澜。
本文研究的HITSH145型三環(huán)減速機(jī)的內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)和受力情況如圖4-5所示，該減速機(jī)的主要參數(shù)如表4-3所示芜既。Ai孔軸阶糖、Bi孔軸為光孔輸入軸，O孔為內(nèi)齒輪庵锰，O孔軸為輸出軸秃练。每個(gè)內(nèi)齒環(huán)板都受到三個(gè)力作用：Ai孔與配合軸間的作用力FAi、Bi孔與配合軸間的作用力FBi和O孔處的內(nèi)齒輪與輸出軸上的外齒輪之間的嚙合力Fni陪孩。
表4-3 內(nèi)齒環(huán)板主要參數(shù)表
| 輸入轉(zhuǎn)速n2 |
輸出扭矩T |
齒數(shù)Z2 |
內(nèi)齒輪模數(shù)m |
傳動(dòng)比i |
齒形角α |
壓力角α′ |
| 966r/min |
875N·m |
44 |
3.5mm |
21 |
20° |
37.356° |
三環(huán)減速機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力通過兩根相互平行且各帶有三個(gè)偏心套的輸入軸傳遞給三片內(nèi)齒環(huán)板雁痪，三片環(huán)板上的內(nèi)齒輪同時(shí)與輸出軸上的外齒輪相嚙合钳砰，嚙合點(diǎn)間的相位差為180°，把運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞給輸出軸猴襟。為了考慮三環(huán)減速機(jī)的慣性力和慣性力偶矩平衡许话，中間環(huán)板的厚度取為兩側(cè)環(huán)板厚度的兩倍。假定兩側(cè)環(huán)板傳遞總功率的四分之一曼庆，則
根據(jù)第二章的三環(huán)減速機(jī)的受力分析部分和內(nèi)齒環(huán)板的有限元分析要求稍途，可得內(nèi)齒環(huán)板載荷工況如表4-4的上半部所示。在圖4-5中砚婆，φ為Fni力作用點(diǎn)與x軸正向的夾角械拍，φA、φB分別為FAi装盯、FBi與x軸正向的夾角坷虑。表4-4的下半部列出的是φ在12個(gè)典型位置時(shí)的Fni、FAi埂奈、FB猖吴。
根據(jù)內(nèi)齒環(huán)板軸向不能竄動(dòng)及Ai、Bi孔圓周對(duì)稱的特點(diǎn)挥转，將約束處理為：圓周Ai海蔽、Bi的周邊沿軸向（z向）單側(cè)位移為零，同側(cè)周邊上绑谣、下党窜、左、右極限位置處x借宵、y方向位移為零茧淮，內(nèi)齒輪O無約束。
表4-4 內(nèi)齒環(huán)板載荷工況表
| 載荷工況編號(hào) |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
集中
力位
置角
（°） |
內(nèi)齒輪φ |
0 |
30 |
60 |
90 |
120 |
150 |
180 |
210 |
240 |
270 |
300 |
330 |
| 左孔φA |
67.0 |
86.8 |
106.5 |
126.7 |
148.4 |
173.4 |
207.1 |
259.8 |
318.3 |
356.9 |
23.0 |
46.4 |
| 右孔φB |
29.1 |
80.2 |
136.4 |
175.1 |
202.7 |
225.6 |
246.6 |
226.7 |
286.8 |
307.4 |
329.5 |
355.1 |
集
中
力
F
（N） |
內(nèi)齒輪O |
Fmx |
-2403 |
-2998 |
-2790 |
-1834 |
-387 |
1164 |
2403 |
2998 |
2790 |
1834 |
387 |
-1164 |
| Fmv |
-1834 |
-387 |
1164 |
2403 |
2998 |
2790 |
1834 |
387 |
-1164 |
-2403 |
-2998 |
-2790 |
| 左孔Ai |
FAi |
2145 |
2236 |
2190 |
2010 |
1714 |
1335 |
941 |
697 |
832 |
1203 |
1597 |
1925 |
| 右孔Bi |
FBi |
959 |
735 |
858 |
1206 |
1582 |
1897 |
2110 |
2198 |
2153 |
1980 |
1694 |
1331 |
根據(jù)三環(huán)減速機(jī)內(nèi)齒環(huán)板的實(shí)際結(jié)構(gòu)策谅，設(shè)置單元類型着阿、大小及材料特性，內(nèi)齒環(huán)板的分析屬于空間問題崔深，選取四面體單元進(jìn)行計(jì)算茁帚，選取單元長(zhǎng)度為3mm，由Meshing模塊共生成實(shí)體線性的四面體單元11658個(gè)泳信，節(jié)點(diǎn)12170個(gè)娶痕，內(nèi)齒環(huán)板的有限元網(wǎng)格如圖4-6所示。12種載荷工況下各模型的約束處理都是相同的筝仓，由此建立了內(nèi)齒環(huán)板在12個(gè)典型嚙合位置時(shí)的有限元分析模型数截。建立約束集和解集，利用I-DEAS軟件Model Solution模塊對(duì)建立的12個(gè)有限元模型分別求解，可求出12種載荷工況下各模型的位移及應(yīng)力如表4-5所示俗退。12種載荷工況下內(nèi)齒環(huán)板的最大位移如圖4-7所示漆粉，12種載荷工況下內(nèi)齒環(huán)板的最大應(yīng)力如圖4-8所示。
表4-5 內(nèi)齒環(huán)板12種典型工況下的位移及應(yīng)力計(jì)算結(jié)果
| 模型編號(hào) |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
位移δ
10-3mm |
全局值 |
Max |
16.4 |
2.83 |
3.47 |
7.64 |
7.75 |
2.37 |
1.74 |
2.81 |
3.34 |
8.19 |
7.73 |
2.57 |
應(yīng)力值
σMPa |
Max |
13.5 |
9.36 |
14.8 |
12.3 |
13.9 |
9.97 |
15.0 |
10.0 |
11.3 |
13.1 |
13.5 |
10.5 |
| Min×10-2 |
1.09 |
1.81 |
2.61 |
1.76 |
1.79 |
2.32 |
6.72 |
1.44 |
3.27 |
1.88 |
3.68 |
1.33 |
由圖4-7满葛、4-8可知径簿，內(nèi)齒環(huán)板的應(yīng)力與位移都以360°為周期變化，最大位移出現(xiàn)在φ=270°時(shí)的工況位置纱扭，這是因?yàn)榇藭r(shí)的嚙合力Fni和Bi孔與配合軸間的作用力FBi都出現(xiàn)在φ=270°附近，它們的彎曲效應(yīng)和剪切效應(yīng)共同作用儡遮，出現(xiàn)位移的最大值點(diǎn)乳蛾，同時(shí)也說明環(huán)板的最上部、最下部是環(huán)板位移的瓶頸環(huán)節(jié)鄙币；最大應(yīng)力出現(xiàn)在180°+α′時(shí)的工況位置肃叶，這是因?yàn)榇藭r(shí)的嚙合力Fni、Ai孔與配合軸間的作用力FAi和Bi孔與配合軸間的作用力FBi都出現(xiàn)在φ=180°附近十嘿，它們的彎曲效應(yīng)和剪切效應(yīng)共同作用因惭，出現(xiàn)應(yīng)力的最大值點(diǎn)，同時(shí)也說明環(huán)板內(nèi)齒輪與兩個(gè)Ai孔绩衷、Bi孔的聯(lián)接部分是內(nèi)齒環(huán)板應(yīng)力的瓶頸環(huán)節(jié)蹦魔。
4.2.4偏心套的有限元分析
在三環(huán)減速機(jī)中，高速輸入軸上要加工三對(duì)偏心軸頸咳燕，依次安裝三個(gè)環(huán)板唐故。由于中間一塊環(huán)板的安裝比較困難，一般采用圖4-9所示的偏心套結(jié)構(gòu)征拆，高速軸1與偏心套2父系、3、4之間通過平鍵聯(lián)接虫棕，軸與偏心套之間為過渡配合H7/k6,而偏心套通過環(huán)板軸承5與環(huán)板相聯(lián)椒蜜。
偏心套是高速輸入軸上的主要傳遞扭矩部件，由第二章分析可得车榆，偏心距e=4.18mm厌留，由于偏心結(jié)構(gòu)和裝配位置上的限制，所以它成了三環(huán)減速機(jī)中的薄弱環(huán)節(jié)耙钉，有必要對(duì)其進(jìn)行深入的分析驳鸿。
對(duì)于偏心套來說，首先計(jì)算它的受力情況箱充；假定中間環(huán)板的偏心套所受載荷為兩側(cè)環(huán)板的2倍动苍，其它環(huán)板平均分配載荷。在額定輸出扭矩T2=875N.m下，偏心套承受的扭矩為：
應(yīng)用I-DEAS軟件帘撰，按照空間問題求解跑慕，根據(jù)如圖4-10所示的偏心套的結(jié)構(gòu)，設(shè)置單元類型為四面體摧找、單元長(zhǎng)度為3mm及材料特性為45號(hào)鋼核行，由Meshing模塊共生成四面體單元3988個(gè)，節(jié)點(diǎn)1042個(gè)蹬耘，它的有限元分析模型如圖4-11所示芝雪，由于是平鍵聯(lián)接，所以載荷均勻地作用在偏心套主動(dòng)鍵槽一側(cè)综苔；由于偏心套可以轉(zhuǎn)動(dòng)惩系。則邊界條件取為偏心套內(nèi)、外兩個(gè)圓柱面z向旋轉(zhuǎn)自由如筛。建立約束集和解集堡牡，運(yùn)用Model Solution模塊求得結(jié)果如下：
此時(shí)偏心套的位移ε為：
εmin=0；
εmax=l.43E-02mm杨刨，發(fā)生在鍵槽主動(dòng)側(cè)邊晤柄。
此時(shí)偏心套的應(yīng)力σ為：
σmin=2.38E-02MPa；
σmax=5.13E+01MPa吊冬，發(fā)生在鍵槽主動(dòng)側(cè)邊擒摸。
偏心套的材料為45號(hào)鋼，由機(jī)械工程手冊(cè)第一卷查得：45號(hào)鋼的抗拉強(qiáng)度σb≥3.35E+02MPa量伏，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于σmax誉芙，所以足夠滿足強(qiáng)度要求，所以偏心套在工作狀況下是安全的植坝。
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