一稿基于平動(dòng)齒輪傳動(dòng)的三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)說(shuō)明

..目錄第一章緒論1第二章基本構(gòu)造和工作原理3第三章主要零部件設(shè)計(jì)6第四章三環(huán)減速器的動(dòng)力學(xué)分析13第五章傳動(dòng)效率的計(jì)算23第六章熱功率平衡的計(jì)算24第七章三環(huán)減速器的改進(jìn)方案25參考文獻(xiàn)27致謝28..第一章緒論1.1本課題的研究意義三環(huán)減速器屬平行軸一動(dòng)軸齒輪傳動(dòng)減速器,齒輪嚙合運(yùn)動(dòng)屬于動(dòng)軸輪系,具有少齒差行星傳動(dòng)特征,輸出與輸入軸間平行配置,又有平行軸圓柱齒輪減速器的特征具有承載和超載能力強(qiáng)、傳動(dòng)比大、分級(jí)密集、效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、質(zhì)量輕、裝拆維修方便、適用性寬廣等優(yōu)點(diǎn)。三環(huán)減速器利用三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)作為少齒差行星齒輪傳動(dòng)的輸入機(jī)構(gòu),在工作過(guò)程中,各相機(jī)構(gòu)之間通過(guò)支撐軸產(chǎn)生相互作用,正是這種作用使得位于死點(diǎn)位置附近的曲柄能在其他兩相的帶動(dòng)下,通過(guò)雙軸驅(qū)動(dòng)的形式越過(guò)死點(diǎn)位置,實(shí)現(xiàn)連續(xù)傳動(dòng)。從功率流動(dòng)的角度分析,工作過(guò)程中有部分輸入功率發(fā)生反向流動(dòng),通過(guò)支撐軸回流到位于死點(diǎn)位置的曲柄軸,再流向輸入軸?？捎糜诘V山、冶金、石油、化工、橡塑、建筑、建材、起重、運(yùn)輸、食品、輕工等行業(yè)。平動(dòng)齒輪減速器是一種節(jié)能型的機(jī)械傳動(dòng)裝置,具有國(guó)內(nèi)外的先進(jìn)水平。應(yīng)用范圍：作為減速器可廣泛用于機(jī)械,化工,冶金,礦山,建筑,輕工,紡織等一切需要減速器的場(chǎng)合。效益分析及市場(chǎng)前景：由于其體積小,重量輕,效率高等特點(diǎn),且降低原材料,減少加工時(shí)數(shù),節(jié)約電力資源,推廣使用后定會(huì)產(chǎn)生較大的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。1.2三環(huán)減速器的國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀1.2.1國(guó)外減速器現(xiàn)狀當(dāng)前減速器普遍存在著體積大、重量大,或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過(guò)低的問(wèn)題。國(guó)外的減速器,以德國(guó)、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位,特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢(shì),減速器工作可靠性好,使用壽命長(zhǎng)。但其傳動(dòng)形式仍以定軸齒輪傳動(dòng)為主,體積和重量問(wèn)題,也未解決好。最近報(bào)導(dǎo),日本住友重工研制的FA型高精度減速器,美國(guó)Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器,在傳動(dòng)原理和結(jié)構(gòu)上與本項(xiàng)目類(lèi)似或相近,都為目前先進(jìn)的齒輪減速器。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動(dòng)比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長(zhǎng)的方向發(fā)展。因此,除了不斷改進(jìn)材料品質(zhì)、提高工藝水平外,還在傳動(dòng)原理和傳動(dòng)結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新,平動(dòng)齒輪傳動(dòng)原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動(dòng)機(jī)的連體結(jié)構(gòu),也是大力開(kāi)拓的形式,并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號(hào)的產(chǎn)品。目前,超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機(jī)器人等領(lǐng)域中,微型發(fā)動(dòng)機(jī)已基本研制成功,美國(guó)和荷蘭近期研制的分子發(fā)動(dòng)機(jī)的尺寸在納米級(jí)范圍,如能輔以納米級(jí)的減速器,則應(yīng)用前景遠(yuǎn)大。齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著,是一種不可缺少的機(jī)械傳動(dòng)裝置。國(guó)內(nèi)減速器現(xiàn)狀國(guó)內(nèi)的減速器普遍存在一些問(wèn)題,例如功率與重量比小,傳動(dòng)比大,機(jī)械效率過(guò)低等,在材料品質(zhì)和工藝水平上也有許多弱點(diǎn),特別是大型的減速器問(wèn)題更突出,使用壽命不長(zhǎng)。國(guó)內(nèi)使用的大型減速器,多從國(guó)外進(jìn)口,花去不少的外匯。60年代開(kāi)始生產(chǎn)的少齒差傳動(dòng)、擺線(xiàn)針輪傳動(dòng)、諧波傳動(dòng)等減速器具有傳動(dòng)比大,體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點(diǎn)?。但受其傳動(dòng)的理論的限制,不能傳遞過(guò)大的功率,功率一般都要小于40kw。由于在傳動(dòng)的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒(méi)有突破,因此,沒(méi)能從根本上解決傳遞功率大、傳動(dòng)比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。90年代初期,國(guó)內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)〔齒輪減速器,是一種外平動(dòng)齒輪傳動(dòng)的減速器,它可實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比,傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu),故使功率/體積〔或重量比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線(xiàn)上,這在使用上有許多不便。北京理工大學(xué)研制成功的"內(nèi)平動(dòng)齒輪減速器"不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點(diǎn)外,還有著大的功率/重量〔或體積比值,以及輸入軸和輸出軸在同一軸線(xiàn)上的優(yōu)點(diǎn),處于國(guó)內(nèi)領(lǐng)先地位。國(guó)內(nèi)有少數(shù)高等學(xué)校和廠礦企業(yè)對(duì)平動(dòng)齒輪傳動(dòng)中的某些原理做些研究工作,發(fā)表過(guò)一些研究論文,在利用擺線(xiàn)齒輪作平動(dòng)減速器開(kāi)展了一些工作。劉偉強(qiáng),張啟先,雷天覺(jué)等人在《機(jī)械工程學(xué)報(bào)》發(fā)表了《SH型三環(huán)減速器采用固體潤(rùn)滑初探》對(duì)內(nèi)齒行星輪傳動(dòng)裝置—三環(huán)減速器的主要傳動(dòng)性能進(jìn)行了分析和試驗(yàn)研究,提出并解釋了高速大功率傳動(dòng)時(shí),潤(rùn)滑油膜擠壓所產(chǎn)生的發(fā)熱是構(gòu)成功率損耗的主要因素,在試驗(yàn)機(jī)上利用固體潤(rùn)滑方案進(jìn)行了試驗(yàn)研究,驗(yàn)證了理論分析的研究,并表明：與油池潤(rùn)滑相比,高速傳動(dòng)時(shí)采用固體潤(rùn)滑可以獲得較高的傳動(dòng)效率。本研究為提高三環(huán)減速器傳動(dòng)效率指出了一條可行的途徑。王松雷韓剛在《內(nèi)平動(dòng)齒輪減速器應(yīng)用研究》種介紹內(nèi)平動(dòng)齒輪減速器的基本結(jié)構(gòu)和傳動(dòng)原理并分析該減速器傳動(dòng)性能的優(yōu)點(diǎn)和不足。結(jié)合不同領(lǐng)域的使用特點(diǎn),探討該機(jī)構(gòu)的應(yīng)用前景,為內(nèi)平動(dòng)齒輪減速器的應(yīng)用推廣進(jìn)行有益的探索。平動(dòng)齒輪減速器是一種特殊的漸開(kāi)線(xiàn)少齒差行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu),它是在平行曲柄機(jī)構(gòu)原理和行星傳動(dòng)理論基礎(chǔ)上開(kāi)發(fā)的一種齒輪傳動(dòng)方式,將平動(dòng)輸入轉(zhuǎn)化為轉(zhuǎn)動(dòng)輸出[1~3]。通常由一對(duì)齒輪組成內(nèi)嚙合齒輪副,在嚙合傳動(dòng)中,一個(gè)齒輪做定軸轉(zhuǎn)動(dòng),另一個(gè)齒輪以某一點(diǎn)為圓心做平動(dòng)。第二章基本構(gòu)造和工作原理2.1三環(huán)減速器的工作原理三環(huán)減速器基本型的工作原理：由一根具有外齒輪套接的低速軸,二根由三個(gè)互呈120度偏心的高速軸和三片具有內(nèi)齒輪的環(huán)板組成。減速時(shí),高速軸作為輸入軸,帶動(dòng)環(huán)板上的內(nèi)齒輪做平面運(yùn)動(dòng),靠?jī)?nèi)齒輪與低速軸上的齒輪嚙合實(shí)現(xiàn)大速比。齒型一般為漸開(kāi)線(xiàn)齒型,各輸入軸的軸端可單獨(dú)或同時(shí)輸入動(dòng)力。如要求增速,則外齒輪軸作輸入軸,軸2作輸出軸。2.2三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)如圖2-2所示,圖2-2三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)圖2-3為三環(huán)減速器機(jī)構(gòu)示意圖,兩根相互平行的高速軸1、4上帶有三對(duì)偏心軸頸,三塊帶內(nèi)齒的傳動(dòng)環(huán)板2通過(guò)軸承安裝在兩根高速軸的對(duì)應(yīng)偏心軸頸上,輸出軸3上的外齒輪同時(shí)與三塊傳動(dòng)環(huán)板上的內(nèi)齒輪相嚙合,各軸均通過(guò)軸承支承在箱體5上,動(dòng)力由高速軸1輸入,輸出軸3輸出,而高速軸4稱(chēng)為支承軸。三環(huán)減速器是一種齒輪連桿組合機(jī)構(gòu),兩根高速軸與三塊環(huán)板構(gòu)成圖2-4所示的三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu),作為少齒差內(nèi)嚙合齒輪副的輸入機(jī)構(gòu)。一般情況下,平行曲柄機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)到曲柄與連桿共線(xiàn)位置時(shí),由于傳動(dòng)角為零,會(huì)出現(xiàn)死點(diǎn)。而在三環(huán)減速器中,由于并列的三相平行曲柄機(jī)構(gòu)在相位上相差120度,不可能同時(shí)處于死點(diǎn)位置,可以克服機(jī)構(gòu)死點(diǎn)運(yùn)動(dòng)。因此三環(huán)減速器的工作原理與工作過(guò)程中各相平行曲柄機(jī)構(gòu)之間的相互作用有關(guān)。圖2-3三環(huán)減速器機(jī)構(gòu)示意圖圖2-4三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)2.3三環(huán)減速器克服死點(diǎn)的工作原理輸入曲柄和支撐軸曲柄上作用的轉(zhuǎn)矩TRJ\TZJ<j=1,2,3>,TRJ\TZJ隨輸入軸轉(zhuǎn)角的變化曲線(xiàn)見(jiàn)圖2-5.同一根軸上各曲柄轉(zhuǎn)矩變化規(guī)律完全相同,但相位上相差120。。以環(huán)板1與兩高速軸上對(duì)應(yīng)曲柄所構(gòu)成的平行曲柄機(jī)構(gòu)為例,兩邊曲柄上的轉(zhuǎn)矩都隨輸入轉(zhuǎn)角而變化。在正常情況下,三個(gè)環(huán)板間的載荷是均勻分布的,環(huán)板上的嚙合處的圓周力的大小也是恒定的,TR1\TZ1相當(dāng)于機(jī)構(gòu)的兩個(gè)輸入力矩。由分析可得TR1+TR2+TR3=TR<2-1>從圖中的轉(zhuǎn)矩變化曲線(xiàn)中可以發(fā)現(xiàn),當(dāng)環(huán)板1運(yùn)動(dòng)到機(jī)構(gòu)死點(diǎn)位置時(shí),支撐軸作用于環(huán)板矩TZ1正好靠近其極大值,對(duì)由環(huán)板1與兩速軸上對(duì)應(yīng)曲柄所組成的平行曲柄機(jī)構(gòu)而言,由于兩邊機(jī)構(gòu)都有正向力矩,因此能夠克服死點(diǎn)運(yùn)動(dòng)越過(guò)死點(diǎn)位置。此時(shí)為了保持支承軸力矩平衡,TZ2TZ3之和必為負(fù)值。通過(guò)分析可知,在三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)中,當(dāng)某相機(jī)構(gòu)處于死點(diǎn)位置時(shí),輸入軸上另外兩相機(jī)構(gòu)的主動(dòng)曲柄通過(guò)環(huán)板〔連桿推動(dòng)支撐軸上的從動(dòng)曲柄轉(zhuǎn)動(dòng),利用支撐軸輸入轉(zhuǎn)矩,使位于死點(diǎn)位置的平行機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)雙軸驅(qū)動(dòng),帶動(dòng)其越過(guò)死點(diǎn)位置。因此,三環(huán)減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),各環(huán)板交替越過(guò)各自的死點(diǎn)位置,以上的過(guò)程也反復(fù)出現(xiàn),這就是三環(huán)減速器平行曲柄機(jī)構(gòu)死點(diǎn)、實(shí)現(xiàn)連續(xù)運(yùn)動(dòng)的工作原理。圖2-5曲柄轉(zhuǎn)矩變化規(guī)律2.4三環(huán)減速器的功率流分析圖2-6三環(huán)減速器中的功率流三環(huán)減速器運(yùn)動(dòng)過(guò)程中各相之間的相互作用,還可以通過(guò)其內(nèi)部功率流動(dòng)路線(xiàn)來(lái)加以說(shuō)明。當(dāng)齒輪嚙合處各環(huán)板載荷均勻分布時(shí),每相平行曲柄機(jī)構(gòu)的輸出功率大小相同,在輸出軸上〔2-2式中,為各相輸出功率,為減速器總輸出功率。根據(jù)對(duì)三環(huán)減速器克服機(jī)構(gòu)死點(diǎn)過(guò)程的分析,當(dāng)環(huán)板1運(yùn)動(dòng)到死點(diǎn)位置附近時(shí),機(jī)構(gòu)中的2,3相要通過(guò)支承軸推動(dòng)第1相運(yùn)動(dòng),克服阻力矩做功。此時(shí)機(jī)構(gòu)中的功率流如圖2-6所示,有部分輸入功率發(fā)生反向流動(dòng),通過(guò)支承軸由2,3相回流到第1相后,再流向輸出軸。不計(jì)效率損失時(shí),由機(jī)構(gòu)功率平衡條件,輸入軸上各相輸入功率分別為〔2-3式中,為由2,3相回流到第1相的功率由于支承軸上并無(wú)功率輸因此〔2-4應(yīng)當(dāng)指出,圖2-6僅僅表示了當(dāng)1機(jī)構(gòu)處于死點(diǎn)位置附近時(shí)的功率流動(dòng)情況。當(dāng)三環(huán)減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),各相交替出現(xiàn)死點(diǎn),因此功率流不是恒定的,其大小和流動(dòng)方向呈周期性變化,各相之間的載荷也在一定范圍內(nèi)波動(dòng)。通過(guò)受力計(jì)算我們發(fā)現(xiàn)三環(huán)減速器的軸承載荷也隨之產(chǎn)生波動(dòng),這對(duì)減速器的工作平穩(wěn)性和軸承壽命都將產(chǎn)生不良的影響,也是運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生振動(dòng)和噪音的主要根源。第三章主要零部件設(shè)計(jì)3.1環(huán)板的設(shè)計(jì)根據(jù)已知參數(shù)確定中心距a=300mm<參見(jiàn)>由此設(shè)計(jì)中間環(huán)板的外廓尺寸,見(jiàn)圖。兩側(cè)環(huán)板相對(duì)中間環(huán)板對(duì)稱(chēng)分布并與中間環(huán)板相位差180度,且兩側(cè)各環(huán)板的質(zhì)量為中間環(huán)板質(zhì)量的1/2。內(nèi)齒圈取漸開(kāi)線(xiàn)齒輪,內(nèi)齒圈齒數(shù)與外齒輪齒數(shù)之差〔3-1稱(chēng)齒數(shù)差,一般取=1～4,齒數(shù)由齒數(shù)差和傳動(dòng)比確定。即：<3-2>及〔3-3齒數(shù)差與傳動(dòng)比的常用范圍見(jiàn)下表表3-1齒數(shù)差△Z1234傳動(dòng)比i105～3651～1833～1222．5～9已知i=57故取△Z=1根據(jù)上述公式<3-1><3-2><3-3>可知外齒輪齒數(shù)內(nèi)齒圈齒數(shù)選取標(biāo)準(zhǔn)齒形角α=20°,齒合角α′=20°,模數(shù)m=4,重合度=1．3,中心孔分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑=取兩側(cè)環(huán)板齒寬b=30mm,則中間環(huán)板齒寬2b=60mm3.2齒輪的設(shè)計(jì)1、由上述計(jì)算可知：,α=20°,齒合角α′=20°,模數(shù)m=4,重合度=1．3,由公式分度圓直徑d=mz1<3-4>齒根圓直徑d=Z1-2ha*-2c*<3-5>齒頂圓直徑da1=d1+2ha1<3-6>可得=2、材料及熱處理取其整段結(jié)構(gòu),粗加工后調(diào)質(zhì)處理42280-300HB=1079N/3、齒輪精度按GB10095-887級(jí)精滾齒,裝配后跑合研齒,齒面粗糙度齒根齒面接觸率為70%4、齒輪潤(rùn)滑選用中級(jí)壓齒輪面220EP5、齒面接觸強(qiáng)度及齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第2版〔機(jī)械工業(yè)出版社第四卷第35章所示方法進(jìn)行校核<1>齒面接觸強(qiáng)度校核按表35.2-22<3-7>圓周速度V=輸出轉(zhuǎn)矩T=10520N．m分度圓上的圓周力查表5.3-24得許用系數(shù)按式35．2-12計(jì)算動(dòng)載系數(shù)<3-8>由于齒輪精度為7級(jí)按表35．2-31將有關(guān)數(shù)值代入上式得齒向載荷分布系數(shù),查表35．2-28齒面載荷分布系數(shù),按：查表35．2-30得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)：按β=9°22′,x=0查表35．2-14得查表35．2-31接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度及螺距角系數(shù)首先計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)查圖35．2-10可得按β=9°22′查圖35．2-11縱向重合度根據(jù)β=9°22′查圖35．2-15得將以上數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計(jì)算公式得按表35．2-22計(jì)算安全系數(shù)<3-9>式中,壽命系數(shù),選計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60rnt=60×1×17.5×35000=3.68×<3-10>對(duì)于調(diào)質(zhì)鋼〔允許有一定蝕點(diǎn)從圖35．2-17中,按N=3.68×查得=1．15工作硬化系數(shù)因?yàn)辇X輪表面未硬化處理,齒面未光整,取=1接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)查圖35．2-21得=1潤(rùn)滑油墨影響系數(shù),查圖35．2-18得將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計(jì)算公式得查表35．2-38得因?yàn)楣拾踩?校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按表35．2-22<3-11>式中,彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分布系數(shù)彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分配系數(shù)復(fù)合齒形系數(shù)按查圖35．2-22得彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度x螺旋角系數(shù)按β=9°22′查圖35．2-26得將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式得計(jì)算安全系數(shù)按表35．2-22得式中壽命系數(shù),對(duì)于調(diào)質(zhì)鋼,根據(jù)圖35．2-27按查得相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)查表35．2-33=1相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)查表35．2-48齒面粗糙度按式35．2-21得=1尺寸系數(shù)查圖35．2-29得=1將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的公式得：由表35．2-32取故安全3.3輸出軸的設(shè)計(jì)選擇軸材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。1初步估算軸徑查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二版〔機(jī)械工業(yè)出版社中表38．1-1得45號(hào)鋼的材料力學(xué)性能為根據(jù)表38．1-1公式初步計(jì)算軸徑,由于材料為45號(hào)鋼,由表38．3-2選A=107,則得2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸的受力選取深溝球軸承,主要承受徑向載荷,同時(shí)也可承受一定量的軸向載荷。為了便于軸裝配,取裝軸承處直徑裝齒輪處的直徑3軸承的潤(rùn)滑由于輸出軸低速運(yùn)轉(zhuǎn)且承受較大的載荷,故可以選用脂潤(rùn)滑,且脂潤(rùn)滑不易流失,易密封,一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間,裝脂量一般為軸承內(nèi)部空間的1/3～2/3。4強(qiáng)度校核段：<3-12>：故滿(mǎn)足要求5剛度校核G=80GPa段：0.37°<<3-13>:0.42°<故滿(mǎn)足剛度要求第四章三環(huán)減速器的動(dòng)力學(xué)分析4.1內(nèi)齒圈與外齒輪之間嚙合力的分析嚙合力的方向在一般的齒輪傳動(dòng)中,嚙合力的方向是十分清楚的,無(wú)須再說(shuō)。但在本問(wèn)題中,因?yàn)閮?nèi)齒圈作平動(dòng),外齒輪作定軸轉(zhuǎn)動(dòng),所以有深究的必要。在圖4-1中,標(biāo)號(hào)1指的是內(nèi)齒圈;標(biāo)號(hào)2指的是外齒輪,為簡(jiǎn)單計(jì),假定討論的是標(biāo)準(zhǔn)齒輪的標(biāo)準(zhǔn)嚙合情況,即分圓也是節(jié)圓。P點(diǎn)為節(jié)點(diǎn),N-N為嚙合線(xiàn),它與基圓1、2相切。線(xiàn)段為嚙合區(qū)間。設(shè)壓力角α=20°。圖4-1嚙合點(diǎn)在節(jié)園外時(shí)外齒輪受力的方向圖4-12嚙合點(diǎn)在節(jié)園內(nèi)時(shí)外齒輪受力的方向首先討論嚙合點(diǎn)Q在和P兩點(diǎn)之間的情況。因?yàn)閮?nèi)齒圈為平動(dòng),故內(nèi)齒圈在嚙合點(diǎn)Q處的速度;而外齒輪在嚙合點(diǎn)Q處的速度的方向與Q垂直,所以?xún)升X面之間有相對(duì)滑動(dòng),考慮到磨擦力,所以嚙合力F與嚙合線(xiàn)之間有一個(gè)夾角β,根據(jù)磨擦角的要概念有tanβ=f或β=arctanf〔4-1式中,f為磨擦系數(shù)。同理,當(dāng)嚙合點(diǎn)Q在P點(diǎn)和之間,嚙合力F也和N-N夾β角,只是在N-N的另一側(cè)<見(jiàn)圖4-2>。對(duì)于內(nèi)嚙合的少齒差機(jī)構(gòu),兩齒廓的齒形極其相似<因齒廓的曲率半徑極為接近>,再加上彈性變形,所以同時(shí)參加嚙合的齒數(shù)比較多。這樣一來(lái),幾個(gè)嚙合齒對(duì)的嚙合力的合力的方向與嚙合線(xiàn)N-N極為接近。故此我們認(rèn)為嚙合力F<指合力>的方向與嚙合線(xiàn)重合,即與節(jié)線(xiàn)T-T夾α角。嚙合力的大小圖4-3計(jì)算嚙合力F大小的用圖取內(nèi)齒板AB和曲柄OA和O′B為分離體。在其上作用有主動(dòng)力—外加力偶矩M和嚙合力F,約束反力XO′、YO′和RO<見(jiàn)圖4-3>。因?yàn)榍鶲A無(wú)外力偶驅(qū)動(dòng),它是二力構(gòu)件,所以在固定鉸支座O點(diǎn)處,僅有一個(gè)約束反力,它的方向與OA的方向相重合。由于內(nèi)齒板在運(yùn)動(dòng)著,它作平動(dòng),其內(nèi)齒圈的作以點(diǎn)為圓心、以=r為半徑的圓周運(yùn)動(dòng)。為分析簡(jiǎn)單計(jì),假設(shè)它為勻速圓周運(yùn)動(dòng),則點(diǎn)的加速度的大小為r,方向指向點(diǎn)。根據(jù)達(dá)朗倍爾原理,應(yīng)該在內(nèi)齒板上加上慣性力Rg,它加在點(diǎn)上,方向與點(diǎn)的速度方向相反<見(jiàn)圖4-3>。設(shè)內(nèi)齒板<包括連桿AB和內(nèi)齒圈>的總質(zhì)量為m,則慣性力Rg的大小為Rg=mr<4-2>在所取的分離體上,XO′、YO′、RO′、F這4個(gè)力為未知力。一般來(lái)說(shuō),有4個(gè)未知力是不能求解的。但應(yīng)用理論力學(xué)中的虛位移原理可以克服這一困難。虛位移原理是,給系統(tǒng)一個(gè)虛位移,所有的主動(dòng)力在虛位移上所做的虛功之和等于零。即<也稱(chēng)為虛功方程><4-3>現(xiàn)給曲柄O′B一個(gè)虛轉(zhuǎn)角,則曲柄OA也有一個(gè)虛轉(zhuǎn)角。B點(diǎn)的虛位移為。因?yàn)閮?nèi)齒板作平動(dòng),所以力Rg和F的作用點(diǎn)O1和C點(diǎn)的虛位移與B點(diǎn)的虛位移相同,即<4-4>將式<4-5>代入式<4-4>,注意到Rg在點(diǎn)的虛位移上作功等于零,于是得到即得到<4-5>式<4-5>是一個(gè)極重要的公式,從它可以得出下面兩點(diǎn)結(jié)論1>內(nèi)齒板的慣性力對(duì)嚙合力無(wú)影響;2>當(dāng)輸入力偶矩M為恒定時(shí),嚙合力F的大小不變。至此,我們更可以想象得到,嚙合力F的作用點(diǎn)沿著內(nèi)齒圈的節(jié)圓迅速地移動(dòng)著,其角速度等于曲柄O′B的角速度,但不論移動(dòng)到哪里,F的大小不變。以上所述就是我們作支座動(dòng)反力分析的基礎(chǔ)性工作。4.2支座動(dòng)反力在求出嚙合力之后,求支座動(dòng)反力XO′、YO′、和RO?！芃o′<F>=0M+Fcosα<acosφ+>+Fsinαasinφ-Rgasinφ-2asinφ=0得考慮到式<5>,并注意到r+=,上式化為<4-6>從式<4-6>可以看出,支座反力是很大的,特別是當(dāng)φ=0和180°及其鄰近的值,它接近無(wú)窮大,這是支座難以承受的。況且它是周期變化的,其頻率與曲柄旋轉(zhuǎn)的頻率相同。這就是說(shuō),支座受到一個(gè)頻率很高,振幅很大的激振力,這樣的激振力勢(shì)必造成機(jī)座乃至整個(gè)機(jī)械系統(tǒng)強(qiáng)烈的振動(dòng),導(dǎo)致支座軸承很快地破損和其他構(gòu)件的斷裂,同時(shí)也使整個(gè)系統(tǒng)產(chǎn)生極大的噪聲———這就是三環(huán)減速器最突出的問(wèn)題。接著分析支座O′的受力情況∑Y=0sinφ-Fcosαcosφ-Fsinαsinφ+Rgsinφ+=0y0=-sinφ+Fcosαcosφ+Fsinαsinφ-Rgsinφ將式<4-6>代入,經(jīng)整理得=1/2F<cosαcosφ+sinαsinφ-cosα>-1/2Rgsinφ<4-7>列方程∑X=0cosφ+Fcosαsinφ-Fsinαcosφ+Rgcosφ-=0=cosφ+Fcosαsinφ-Fsinαcosφ+Rgcosφ將式<4-6>代入,經(jīng)整理得=1/2F<cosαcosφ/sinφ+cosα/asinφ-sinα>cosφ+Fcosαsinφ+1/2Rgcosφ<4-8>以上所導(dǎo)出的式<4-6>、式<4-7>、式<4-8>3式就是求支座動(dòng)反力的計(jì)算公式。選定的設(shè)計(jì)參數(shù)為模數(shù)m=4,壓力角α=20°,=57,=58,α=300mm;驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定功率P=20.6kW,轉(zhuǎn)速n=1000r/min。另外設(shè)內(nèi)齒板的總質(zhì)量m=20kg。由此可計(jì)算出內(nèi)齒圈分圓半徑曲柄長(zhǎng)度曲柄驅(qū)動(dòng)力矩M=1/3×9549×N/n=1/3×9549×20.6/1000=65.57N·m嚙合力F=M/rcosα=65.57/0.002×0.94=內(nèi)齒板慣性力Rg=mr=20×0.002×=438.23N在這里,計(jì)算曲柄驅(qū)動(dòng)力矩時(shí)我們作了一個(gè)假定,即假定電機(jī)輸入的驅(qū)動(dòng)功率是被3個(gè)曲柄均分的。這個(gè)假定的合理性是基于不論內(nèi)齒板運(yùn)行到什么位置,嚙合力F大小始終保持不變<見(jiàn)前面的結(jié)論>,即內(nèi)齒圈輸送給外齒輪的功率與內(nèi)齒板運(yùn)行到什么位置無(wú)關(guān)。將以上數(shù)據(jù)代入式<4-6>,且令曲柄O′B旋轉(zhuǎn)一周,計(jì)算出支座反力的數(shù)值如表4-1并繪出圖線(xiàn)<圖4-5>。在圖4-5中所示出的支座動(dòng)反力的值是機(jī)構(gòu)中三環(huán)中的一環(huán)所引起的。實(shí)際上支座O點(diǎn)的總的反力是三環(huán)共同作用的結(jié)果,而這3個(gè)反力作用的方向和大小都是不一樣的。我們特別關(guān)注φ=0°和φ=180°鄰域這兩個(gè)位置支座0點(diǎn)的動(dòng)反力。下面以φ=0°<及其鄰域>為例詳細(xì)說(shuō)明之。當(dāng)其中一環(huán)為φ=0°時(shí),而其他兩環(huán)的位置角分別為φ=120°和φ=240°。根據(jù)圖4-5做出3個(gè)反力的矢量圖如下表4-1支座動(dòng)反力F0隨φ角變化的數(shù)值表圖4-4φ角的運(yùn)行角度〔即B點(diǎn)的位置圖4-5在一周內(nèi)支座反力R0的變化圖線(xiàn)圖4-6三環(huán)共同運(yùn)轉(zhuǎn)O支座反力矢量圖圖4-6中,<1>是其中一環(huán)φ=0°時(shí)所引起的反力,而<2>和<3>是另外兩環(huán)運(yùn)轉(zhuǎn)所引起的反力。從圖4-4的附表和圖4-5中可以看到,<1>非常大,且符號(hào)為正,<2>=-4660N,R0<3>=-4452N。在這里我們特別提請(qǐng)讀者注意的是,要從圖中充分理解<1>、<2>和<3>的正負(fù)所代表的指向。從圖中可以看出,3個(gè)反力共同的結(jié)果不但沒(méi)有削弱了R0<1>,反而加大了<1>,這就說(shuō)明了有的文獻(xiàn)說(shuō)三環(huán)共同作用改善了機(jī)構(gòu)運(yùn)行的平衡性是不正確的<而人們也容易是這樣想象的>。這也正是目前已經(jīng)做出的三環(huán)減速機(jī)所存在的缺陷。為了克服這一缺陷,人們可以想出各種辦法。4.3改進(jìn)方案改進(jìn)方案的基本思想是雙邊驅(qū)動(dòng),即在支座O和O′設(shè)置功率相等的電機(jī)驅(qū)動(dòng),并假設(shè)分配3個(gè)內(nèi)齒板的曲柄的驅(qū)動(dòng)力偶矩是相等的。下邊拿出其中一個(gè)內(nèi)齒板進(jìn)行受力分析。圖4-7雙邊驅(qū)動(dòng)分析支座動(dòng)反力用圖在圖4-7中,我們?nèi)×?個(gè)分離體兩個(gè)曲柄和一個(gè)內(nèi)齒板。首先考慮曲柄的受力情況。由于曲柄的重量很小而且長(zhǎng)度很短,故可忽略它的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和慣性力。從圖4-7中可以得到<4-8>為尋求和,取內(nèi)齒板AB為分離體,應(yīng)用動(dòng)靜法,虛加慣性Rg后列靜力平衡方程∑<F>=0Fcosα<acosφ+>+Fsinαasinφ-Rgasinφ得到=<4-9>有<4-10>將式<11>代入式<10>并進(jìn)行整理,得到<4-11>可以看出,比少了一項(xiàng)1/2Fcosαcosφsinφ,而這一項(xiàng)是比重最大的一項(xiàng)。這就說(shuō)明,采用雙曲柄驅(qū)動(dòng),支座動(dòng)反力將大幅度地減小。第五章傳動(dòng)效率的計(jì)算三環(huán)減速器總效率含機(jī)構(gòu)嚙合,軸承和攪油等影響功率的損失。公式為：機(jī)構(gòu)的嚙合效率：〔5-1其中內(nèi)嚙合損失系數(shù)式中μ：齒面摩擦系數(shù),當(dāng)很好的潤(rùn)滑并經(jīng)充分磨合時(shí)μ=0．005～0．007E：系數(shù)由于所以故所以轉(zhuǎn)臂軸承效率按下面公式計(jì)算：由于雙輸入驅(qū)動(dòng)<5-2>式中d—滾動(dòng)軸承直徑d=260mmμ—短圓住滾動(dòng)的軸承摩擦系數(shù)μ=0．0011～0．0015這里取μ=0．0012__內(nèi)齒輪分度圓直徑=228mm則3攪油等損失影響效率攪油等損失與潤(rùn)滑方式,油位,油質(zhì),載荷及轉(zhuǎn)速有關(guān)系,對(duì)于滿(mǎn)載運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)可取=0．99由此可得傳動(dòng)效率=0.96×0.98×0.99=0.925=92.5%<5-3>第六章熱功率平衡的計(jì)算三環(huán)減速器因單位體積承載能力較大,箱體體積相對(duì)較小,機(jī)殼外表散熱面積也相對(duì)偏小,故當(dāng)處于長(zhǎng)時(shí)間連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),需要作熱功率計(jì)算,即按熱平衡條件計(jì)算許用的熱功率應(yīng)大于輸入功率P熱平衡公式<6-1>式中——傳熱系數(shù),自然通風(fēng)=8．7～17．5W/〔°C這里取=17．5W/〔°CS——散熱面積,箱體、凸圓和肋板面積,按1/2計(jì)算,通用系列三環(huán)減速器的本設(shè)計(jì)中a=0.3m則=1.44——許用溫度,可達(dá)80℃,這里取80θ——環(huán)境溫度,約20℃,這里取η——三環(huán)減速器滿(mǎn)載時(shí)的總效率,當(dāng)非滿(mǎn)載時(shí),效率η及熱功率均要降低,而滿(mǎn)載時(shí),由于雙軸輸入且△Z=1,由上面計(jì)算得η=92．5％故設(shè)計(jì)要求三環(huán)減速器的額定功率P=20．6KW這里＞P故熱平衡合格第七章三環(huán)減速器的改進(jìn)方案老式三環(huán)式減速器運(yùn)行時(shí)振動(dòng)普遍較大,并隨傳動(dòng)比的增大及功率的增加而加劇,嚴(yán)重時(shí)導(dǎo)致環(huán)板斷裂,軸承發(fā)熱失效,縮短了減速器的使用壽命,喪失其優(yōu)越性,使其推廣應(yīng)用受到了限制.新型三環(huán)式少齒差齒輪減速器就是針對(duì)生產(chǎn)中的這些實(shí)際問(wèn)題而開(kāi)發(fā)和研制的。新型三環(huán)式減速器的結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖7-1.電機(jī)軸上的小帶輪通過(guò)嚙合傳動(dòng),帶動(dòng)同步帶運(yùn)動(dòng),同步帶再通過(guò)嚙合傳動(dòng),帶動(dòng)兩大帶輪同步旋轉(zhuǎn),實(shí)現(xiàn)一級(jí)減速、均載和功率分流.相同的大帶輪使三環(huán)式減速器的曲柄軸同步旋轉(zhuǎn),傳動(dòng)環(huán)板上的內(nèi)齒圈與輸出軸上的外齒輪相嚙合,形成了大傳動(dòng)比,實(shí)現(xiàn)了二級(jí)減速及動(dòng)力傳遞.三環(huán)式減速器輪齒嚙合的均載、減振由油膜浮動(dòng)方案實(shí)現(xiàn).采用平頂圓弧齒同步帶傳動(dòng)作為一級(jí)減速進(jìn)行功率分流并形成雙軸輸入以克服死點(diǎn),同時(shí),增加減速器的傳動(dòng)比,內(nèi)齒環(huán)板的運(yùn)動(dòng)速度下降,減速器在重載高速的條件下,環(huán)板引起的振動(dòng)較小.1.電機(jī)軸；2.小帶輪；3,4.圓弧齒同步齒形帶；

5,6.大帶輪；7,8.曲柄軸；9,10,11.傳動(dòng)環(huán)板；

12.輸出軸；13.外齒輪；14.箱體圖7-1三環(huán)式減速器結(jié)構(gòu)原理新型三環(huán)式減速器工作原理及特點(diǎn)：1、完全平衡

在用的三環(huán)式少齒差減速器由3塊相同的內(nèi)齒環(huán)板并列地呈120°相位差運(yùn)轉(zhuǎn),每塊內(nèi)齒環(huán)板都相當(dāng)于雙曲柄機(jī)構(gòu)的連桿,有慣性力存在,從理論上講傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的慣性力矩是不平衡的,這是三環(huán)式減速器產(chǎn)生振動(dòng)的主要原因之一.同時(shí),由于不可避免的制造和安裝誤差以及零部件的受力變形,工作時(shí)會(huì)導(dǎo)致三環(huán)式減速器內(nèi)完全相同的內(nèi)齒環(huán)板不能均勻受載,嚴(yán)重地影響其功率分流式結(jié)構(gòu)優(yōu)點(diǎn)的發(fā)揮.為了消除慣性力和慣性力矩的影響,根據(jù)力和力矩的平衡原則,采用三塊內(nèi)齒環(huán)板中的兩側(cè)環(huán)板相對(duì)中間環(huán)板對(duì)稱(chēng)布置,并與中間環(huán)板相位差成180°,且兩側(cè)各環(huán)板質(zhì)量為中間環(huán)板質(zhì)量的1/2,這樣,在理論上可保證三環(huán)式減速器在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)三塊內(nèi)齒環(huán)板的慣性力和慣性力矩理論上完全平衡.

2、油膜浮動(dòng)均載

三環(huán)式減速器所采用的油膜浮動(dòng)均載法是利用軸承的動(dòng)壓原理,在曲柄軸的偏心套與浮環(huán)之間以及浮環(huán)與滾動(dòng)軸承之間形成厚油膜,實(shí)現(xiàn)內(nèi)齒環(huán)板的浮動(dòng).油膜浮動(dòng)具有均載效果好,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊,減振性能好,工作平穩(wěn)等優(yōu)點(diǎn).

衡量均載效果的指標(biāo)是載荷不均勻因數(shù)K,K值越小越好,當(dāng)K=1時(shí),環(huán)板上分擔(dān)的載荷相等.通常降低輪齒載荷不均勻因數(shù)的途徑有2個(gè),其一是降低輪系的等效嚙合剛度,其二是減小輪齒間的嚙合側(cè)隙差.內(nèi)齒環(huán)板的油膜浮動(dòng)均載是在曲柄軸偏心套與軸承內(nèi)壁之間加入一個(gè)中間浮動(dòng)環(huán).三環(huán)式減速器在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中,使偏心套與浮動(dòng)環(huán)以及浮動(dòng)環(huán)與軸承之間形成油膜,該油膜既能減小輪齒等效嚙合剛度,又能起到補(bǔ)償嚙合誤差的作用,具有柔性均載和位移均載兩種功能,同時(shí),油膜均載法的慣性力是較小的.

根據(jù)動(dòng)壓軸承的原理,浮動(dòng)方案的形式是在曲柄軸偏心套與轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)壁之間加一金屬浮環(huán),保證三環(huán)式減速器在正常傳動(dòng)過(guò)程中,在偏心套外表面與浮動(dòng)環(huán)內(nèi)表面之間以及浮動(dòng)環(huán)外表面與軸承內(nèi)表面之間形成動(dòng)壓油膜,利用油膜的彈性作用實(shí)現(xiàn)均載、減振和緩沖,以改善三環(huán)式減速器的傳動(dòng)性能.

3、平頂圓弧齒同步帶傳動(dòng)作為一級(jí)傳動(dòng)

帶傳動(dòng)是利用撓性環(huán)形帶和帶輪傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的.大部分帶傳動(dòng)是靠摩擦力傳動(dòng)的,而同步齒形帶是一種特殊帶,靠嚙合傳動(dòng),傳動(dòng)比準(zhǔn)確,壓軸力小,效率高,結(jié)構(gòu)緊湊,可用于傳動(dòng)比小于10的同步傳動(dòng).為了保證帶和帶輪能夠正確嚙合、無(wú)相對(duì)滑動(dòng)、傳動(dòng)比準(zhǔn)確,抗拉層選用強(qiáng)度高、伸長(zhǎng)率小的細(xì)鋼絲繩和玻璃纖維繩等材料制成.三環(huán)式減速器