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基于變換機構法，通過分析銷擺的嚙合效率、旋轉臂的軸承效率和輸出機構的效率，計算出變螺距擺線針輪減速器的傳動效率。在傳動過程中，兩齒廓之間存在相對滑動和滾動，產生滑動摩擦和滾動摩擦。由于針齒套與擺線輪齒之間的滾動摩擦力很小，可以忽略不計。為了便于計算，本文只考慮擺線針輪減速器銷軸與銷套之間的滑動摩擦損失。行星擺線針輪減速器與變換機構的嚙合效率關系，變換機構的嚙合效率不等于行星機構的嚙合效率。為了分析它們之間的具體關系，以簡單的行星機構K-H-V傳動為研究對象，傳動為H，行星輪系和變換機構如下圖所示。以行星機構為研究對象，由外力矩平衡得到的MA MH MB=0（1）行星機構和變換機構的原理圖在變換機構中沒有改變外力矩，但MA和XHA相反，MB和XHB在同一方向，因此A是被動P。藝術和B是活躍的部分。因此，在maxha mbxhbgh=0（2）型行星機構中，GH變換機構的嚙合效率為mbma=-xha b gh=-ibgh（1）式（3）表明該行星機構中的mhma=-1-mbma=ihabgh-1（4），h為主動，a為驅動。擺線針輪減速機拆卸組裝過程1）將各部件拆卸下來，拆卸時注意觀察擺線輪上用鋼印標識記號的面擺放的方向及兩個擺線輪標識記號的相對位置。其嚙合效率gbhagbha=-maxbamhxbh=gh（1-ihab）gh ihab（5）僅適用于K-H-V傳動，H作為主內齒輪作為固定件。轉換機構減速器中的針輪和擺線齒輪的嚙合效率為ZP。轉換機構中的銷齒數為ZP，主動順時針旋轉。角速度是xb。兩齒差擺線齒輪的齒數為za，角速度為xa。首先，當銷齒直徑很小時，對其進行了分析。如圖所示，如果針齒作用在擺線輪上的力為fi，則fi=fmaxlira=fmaxsinui1 k21-2k1cosi（6），其中li=rqsinui1 k21-2k1cosi（7）fmax=4tak1zarz（8），在擺線輪上，nmmrz針齒的中心半徑和一個針齒相對于旋轉和手臂上的齒輪。動態速度vi為vi=rz1 k21-2k1cosi（xa xb）（9）。因為xa xb=xb zp za za，對于兩齒之差，zp za=2，vi=2rzxbza1 k21-2k1cosi（10）在實際產品中不是尖頭，具有一定的直徑。無針套時，針齒半徑設為Rz。此時，一針輪與擺線輪之間的相對滑動速度vi約為vi=2rzxbza（1-rzrz）1 k21-2k1cosi（11）。當有銷齒輪套時，銷齒輪套的半徑應為Rz，銷齒輪銷的半徑應為Rzc（Rzc）。減速器優化改造后的受力分析結果表明，一級減速器擺線齒輪與銷輪的嚙合齒數為6齒（16齒）。可以看到每個齒的接觸力和相應的旋轉角度。表2：擺線齒輪與針輪同時嚙合的齒數為7齒（28齒）。各齒的接觸力及相應的旋轉角度如表3所示。齒廓間滑動摩擦系數為常數f=0.01<5>。