三環(huán)減速器設(shè)計(jì)方案

三環(huán)減速器的設(shè)計(jì)第一章緒論三環(huán)減速器是少齒差內(nèi)嚙合行星齒輪傳動中的一種。選用的是漸開線齒形，齒輪副由內(nèi)齒輪和外齒輪組成，內(nèi)外齒輪的齒數(shù)相差較小(一般為1、2、3、4),所以稱為為少齒差傳動。三環(huán)減速器是由我國科技人員發(fā)明的新型減速器，它的優(yōu)點(diǎn)是，適用于一切工作條件、功率和一切速度范圍，受到了廣泛使用O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途三環(huán)減速器的研究歷史及發(fā)展現(xiàn)狀1.2三環(huán)減速器的特點(diǎn)相比較一般的減速器，三環(huán)減速器擁有的特點(diǎn)：(1)體積比較小、結(jié)構(gòu)較緊湊、重量相對較輕(2)傳動比范圍相對較大單級傳動比大于10(3)效率比較高當(dāng)傳動比為10?200時(shí)，效率為80%-94%效率受傳動比影響，與傳動成反比(4)制造成本低、加工簡單(5)受到廣泛應(yīng)用、結(jié)構(gòu)樣式較多(6)承載能力強(qiáng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)由于是內(nèi)嚙合傳動，兩嚙合為凹齒及凸齒，兩齒輪曲率半徑幾乎相等，曲率中心位于同一方向。所以，接觸面積的大小影響輪齒接觸強(qiáng)度的強(qiáng)弱；另外選用短齒制，提高了輪齒的彎曲強(qiáng)度。在相同模數(shù)的情況下，它的傳遞力矩是普通圓柱齒輪減速器的178?648倍。三環(huán)減速器的嚙合是多對輪齒的嚙合，接觸較多，傳動較平穩(wěn)，噪音也較小。根據(jù)以上特點(diǎn)，不管是冶金礦山機(jī)械，還是機(jī)器人的關(guān)節(jié)，亦或是印刷和國防工業(yè)，或者是農(nóng)用、食品機(jī)械都有應(yīng)用實(shí)例O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途本課題研究的意義和內(nèi)容本課題研究的意義本文研究的內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算偏置式三環(huán)減速器，繪制三環(huán)減速器零件圖和裝備圖；三環(huán)減速器存在的問題因?yàn)槿h(huán)減速器出現(xiàn)時(shí)間不長，許多問題尚待解決，從它的使用情況及內(nèi)部機(jī)構(gòu)來看，存在幾點(diǎn)問題：噪聲、振動比較大。因承載能力強(qiáng)造成設(shè)計(jì)浪費(fèi)。（3）制造過程尚不成熟，理論知識也較貧乏。三環(huán)減速器使用時(shí)間較短，缺少系統(tǒng)的的設(shè)計(jì)理論知識和制造經(jīng)驗(yàn)，當(dāng)前只能使用普通行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)理論進(jìn)行設(shè)計(jì)O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途三環(huán)減速器的傳動原理三環(huán)減速器的組成及工作原理三環(huán)減速器是由內(nèi)嚙合齒輪機(jī)構(gòu)和平行四邊形機(jī)構(gòu)組成的復(fù)合傳動機(jī)構(gòu)。圖2-1偏置式三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)圖2-2是傳動簡圖。高速軸2和高速軸3各具有三個(gè)偏心軸，且兩軸互相平行，通過其實(shí)任一或者兩軸，將動力輸出，輸入軸2是有動力輸出的曲柄，支撐軸是無動力輸出的曲柄。偏心套的形式一般有平行四邊形的曲柄6與7制成，它的結(jié)構(gòu)見下圖2-3,1為內(nèi)環(huán)板，內(nèi)環(huán)板是平行四邊形連桿上帶有內(nèi)齒輪的結(jié)構(gòu)，它的結(jié)構(gòu)圖式圖2-4。傳動的功率不大時(shí)，輸出軸4和外齒輪5變成齒輪軸，一般制造成為一體。當(dāng)輸入軸2旋轉(zhuǎn)時(shí)，行星輪內(nèi)齒環(huán)板1由偏心套曲柄6和7帶動的，作的不是擺線運(yùn)動，而是通過一雙曲柄機(jī)構(gòu)（具有偏心軸頸的高速軸），引導(dǎo)下，作圓周平動，高速軸2和3上通過軸承裝著三片并列的連桿行星齒板，即內(nèi)齒環(huán)板1,此內(nèi)齒環(huán)板與外齒輪5相嚙合，輸出動力，嚙合時(shí)瞬間相位差為120。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途死點(diǎn)位置是運(yùn)動的不確定位置，即平行四邊形連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動到與曲柄共線的位置（0和180）,此時(shí)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動是不確定的。為了避免機(jī)構(gòu)在死點(diǎn)位置運(yùn)動的不確定性，最常用的方法是用三塊內(nèi)齒環(huán)板并列并且各相環(huán)板之間互成120的相位角選用的方法是并列布置三相平行四邊形結(jié)構(gòu)。也就是，當(dāng)某一相平行四邊形機(jī)構(gòu)運(yùn)動到死點(diǎn)位置時(shí)，動力由其它兩相機(jī)構(gòu)傳遞，從而克服死點(diǎn)位置運(yùn)動的不確定性。采用這種并列方式，載荷可以由多相結(jié)構(gòu)共同承擔(dān)，并且使結(jié)構(gòu)在運(yùn)動平面內(nèi)，保持平衡O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途1.內(nèi)齒環(huán)板2.輸入軸3.支承軸4,輸出軸5.輸出軸外齒輪6.輸入軸偏心套7,支承軸偏心套圖2-1偏置式三環(huán)減速器基本結(jié)構(gòu)圖2-2偏置式三環(huán)減速器傳動簡圖1.內(nèi)齒環(huán)板2,輸入軸3,支承軸4,輸出軸5,輸出軸外齒輪6,輸入軸偏心套7,支承軸偏心套圖2-5對稱式三環(huán)減速器基本結(jié)構(gòu)圖2-6對稱式三環(huán)減速器傳動簡圖由輸入軸4和輸入軸2（高速軸）與支撐軸3（高速軸）位置關(guān)系的不同，三環(huán)減速器有兩個(gè)基本的形式：對稱式和偏置式。偏置式三環(huán)減速器的支撐軸和輸入軸處在輸出軸的同一側(cè)（見圖2-1和圖2-2）。對稱式三環(huán)減速器是輸入軸和支撐軸這兩根高速軸對稱布置于輸出軸兩側(cè)，如圖2-5和圖2-6所示O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途2,1.2三環(huán)減速器的傳動比圖2-7三環(huán)減速器的傳動比計(jì)算得到三環(huán)減速器傳動比的計(jì)算公式如下：（2-1）式中i——傳動比z1外齒輪的齒數(shù)z2——內(nèi)齒輪的齒數(shù)輸入軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動方向相反通過負(fù)號表示。當(dāng)內(nèi)、外齒輪的齒數(shù)相差不大（通常為1、2、3或4）時(shí)，三環(huán)減速器優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大o個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途第三章三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)本章將對偏置式三環(huán)減速器進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，從理論分析的基礎(chǔ)上著手。由于三環(huán)減速器的內(nèi)齒圈和外齒輪相嚙合時(shí)的齒數(shù)相差比較小，一般為1~4。需要采用變位齒輪傳動，使內(nèi)、外齒輪之間的齒廓重迭干涉現(xiàn)象不發(fā)生，同時(shí)需要保證足夠的重合度，所以三環(huán)減速器設(shè)計(jì)的重要內(nèi)容之一是內(nèi)、外齒輪變位系數(shù)的確定。本章將主要確定齒輪副的嚙合參數(shù)，進(jìn)行計(jì)算變位系數(shù)，以及計(jì)算和校核主要零部件的強(qiáng)度和進(jìn)行設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途三環(huán)減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算步驟由于缺乏專門的三環(huán)減速器方面相關(guān)的設(shè)計(jì)資料，在對三環(huán)減速器進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，通常參考少齒差行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)步驟進(jìn)行。本論文給出的已知條件：輸出軸上外齒輪的齒數(shù)為z1=60,內(nèi)齒環(huán)板的齒數(shù)為z2=63,輸出的負(fù)載扭矩為T=4000Nm個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途三環(huán)減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的計(jì)算步驟：(1)進(jìn)行三環(huán)減速器總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)(在2.1三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)中已經(jīng)介紹過)；(2)計(jì)算配齒。本課題已給出，不需進(jìn)行計(jì)算。Z1=60,Z2=63;(3)對齒輪主要參數(shù)進(jìn)行初步計(jì)算；(4)對齒輪副嚙合參數(shù)進(jìn)行計(jì)算；(5)設(shè)計(jì)計(jì)算三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)；(6)校核驗(yàn)算三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強(qiáng)度。初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù)齒輪材料的類型、選擇、齒數(shù)及精度等級熱處理和齒輪材料是影響齒輪使用壽命與承載能力的重要因素，也是影響齒輪加工成本和生產(chǎn)質(zhì)量的重要因素。齒輪材料的選擇應(yīng)全方位的考慮到齒輪傳動的加工工藝、工作情況、經(jīng)濟(jì)性和材料來源等條件。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(1)本論文選用直齒圓柱齒輪傳動，作為傳動方案；(2)本設(shè)計(jì)的外齒輪、內(nèi)齒環(huán)板材料都選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理[43]。加工精度內(nèi)齒圈為7級，加工精度外齒板為6級；個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(3)內(nèi)齒輪齒數(shù)z2=63,外齒輪齒數(shù)z1=60。齒數(shù)差為zp=63-60=3。齒輪傳動主要參數(shù)的計(jì)算按照齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)m或者按照齒面接觸強(qiáng)度初算小齒輪的分度圓直徑di作為確定三環(huán)減速器齒輪傳動的主要參數(shù)，這是最簡單、最常用的方法。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途根據(jù)本課題給出的已知條件，按照齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪的模數(shù)為最佳方案：(3-1)式中KF--綜合系數(shù)，1.6?2.2,取KF=2.0T1——嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，NmKm算式系數(shù)，對于直齒輪傳動：Km=12.1z1——齒輪副中小齒輪的齒數(shù)，即輸出軸外齒輪的齒數(shù)z1=60;KA——使用系數(shù)，KA=1.5,由《機(jī)械設(shè)計(jì)〉〉，表10-2查得Flim——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限；d小齒輪齒寬系數(shù)，d=0.6;KFP-―計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，KHP=1.2由公式KFP=1+1.5(KHP-1)=1+1.5(1.2-1)=1.3YFa1——小齒輪齒形系數(shù)，YFa1=2.67,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得取齒輪模數(shù)為m=4mm三環(huán)減速器齒輪副嚙合參數(shù)的計(jì)算三環(huán)減速器齒輪副的嚙合參數(shù)包括齒輪副嚙合的變位系數(shù)和嚙合角。選擇合適的變位系數(shù)和嚙合角可以設(shè)計(jì)出既不僅經(jīng)濟(jì)而且合理的三環(huán)減速器O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途在設(shè)計(jì)時(shí)我們應(yīng)該注意一些限制條件，由于三環(huán)減速器使用是少齒差內(nèi)嚙合傳動，容易產(chǎn)生各種干涉。三環(huán)減速器內(nèi)嚙合齒輪副的干涉為了三環(huán)減速器傳動中不產(chǎn)生干涉，我們需要避免一些限制條件[43]:(1)具有足夠的頂隙；(2)使重合度大于1;(3)使過渡曲線干涉現(xiàn)象不發(fā)生；(4)使內(nèi)、外齒輪不沿徑向移動，不出現(xiàn)的徑向干涉現(xiàn)象；(5)內(nèi)、外齒輪厚度要足夠，輪齒的磨損情況要盡量避免，齒頂不能變尖，并且，齒頂厚度應(yīng)該不小于(0.25-0.4)cm。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(6)齒廓重迭干涉與齒頂干涉盡量避免，必須達(dá)到Gs>Q(7)滿足漸開線齒廓要求，內(nèi)齒輪的齒頂圓>基圓；(8)避免節(jié)點(diǎn)對面的齒頂干涉；(9)使?jié)u開線干涉現(xiàn)象不發(fā)生；變位系數(shù)選擇時(shí)應(yīng)該滿足的主要限制條件：滿足內(nèi)嚙合的嚙合方程式作為選擇三環(huán)減速器變位系數(shù)的第一條件：(3-2)即便眾多限制條件可能影響三環(huán)減速器的設(shè)計(jì)，但是在實(shí)際使用和設(shè)計(jì)中可以只考慮下面兩個(gè)主要限制條件[30]:個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(1)避免發(fā)生齒頂干涉，必須使內(nèi)嚙合齒輪副的重合度>1(2)保證齒廓重疊干涉系數(shù)GS>0,使齒廓重疊干涉現(xiàn)象不發(fā)生，按嚙合中心距a裝配時(shí)，：；由公式(3-2)可知：變位系數(shù)的函數(shù)是嚙合角，選擇變位系數(shù)x1、x2,實(shí)質(zhì)上是決定三環(huán)減速器是否可以消除干涉現(xiàn)象。在、z1、z2一定時(shí)，嚙合角的大小由變位系數(shù)x1和x2決定。對于一對嚙合齒輪，可把變位系數(shù)x1、x2視為自變量，然后把自己確定的參數(shù)作為常量，所以，可以得出限制條件是變位系數(shù)的函數(shù)。因此，滿足兩個(gè)主要限制條件的問題便是求解合適的變位系數(shù)的問題。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途三環(huán)減速器變位系數(shù)的確定獨(dú)立變量是變位系數(shù)x1、x2,中間變量嚙合角，變位系數(shù)x1、x2的值可以計(jì)算方程組以得出。下面用逐步逼近的迭代方法來求得同時(shí)滿足兩個(gè)限制條件的變位系數(shù)計(jì)算，避免超越方程的許多限制條件，直接求解變位系數(shù)是非常困難或是不能求解的現(xiàn)象O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途計(jì)算步驟如下：(1)確定、x1及x2①初選ha*=0.6、=28.5、=20。三環(huán)減速器所選擇的齒頂高系數(shù)可在0.5?0.8的范圍內(nèi)由設(shè)計(jì)者根據(jù)實(shí)際情況選定[55]，沒有統(tǒng)一的規(guī)定。但是應(yīng)該考慮到采用變位與短齒相結(jié)合的方式才是避免干涉出現(xiàn)的最好辦法。研究表明[54],為了提高行星輪軸承壽命和嚙合效率，齒頂高系數(shù)應(yīng)該選擇合適的數(shù)據(jù)，嚙合角也就隨之降低。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(2)必須使Gs=[Gs]=0.05,￡=[￡]=1.0500。[Gs]、[門分別為設(shè)計(jì)要求達(dá)到的三環(huán)減速器內(nèi)嚙合的齒廓重疊干涉系數(shù)和重合度。②取x1的初始值，計(jì)算幾何尺寸及參數(shù)。模數(shù)為。顯然需要根據(jù)得出的數(shù)值按上述步驟重新進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，每一次迭代都能得出相應(yīng)的結(jié)果，經(jīng)四次迭代可以滿足要求，最后得到的計(jì)算結(jié)果如下所示：個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途=28.1;GS=0.05;x1=0.338;x2=0.8084;=1.05;表3-1齒輪嚙合參數(shù)表序號名稱符號外齒輪內(nèi)齒輪1模數(shù)m42原始齒形角203齒頂高系數(shù)ha*0.6嚙合角28.1齒輪的齒數(shù)z6063變位系數(shù)x0.3380.80847實(shí)際嚙合中心距a6.3928分度圓直徑d2402523.4三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核應(yīng)根據(jù)軸的應(yīng)力情況和具體受載，采用適當(dāng)?shù)挠?jì)算方法，并相應(yīng)的選取其許用應(yīng)力，進(jìn)行軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)和校核。（1）初步確定輸出軸的最小直徑首先確定軸的最小直徑，可按照公式[18]（3-18）或（3-19）來確定。式中：T——軸傳遞的扭矩（Nmm）A0——按照口定的系數(shù)n軸的轉(zhuǎn)速（r/min）P——軸傳遞的功率（kW[]——軸的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（MPa）d——計(jì)算剖面處軸的直徑（mm由已知條件帶入公式（3-18）,計(jì)算比較合適，得到軸的最小直徑：dmin=A0因?yàn)橛幸粋€(gè)鍵梢在軸上，考慮到安全問題，直徑應(yīng)該加大4?7,取dmin=100mm（2）輸出軸的結(jié)構(gòu)布置方案為了使軸上零件裝拆方便，把齒輪軸制作成階梯軸，為了方便加工，輸出軸直徑外齒輪嚙合處直徑和三塊內(nèi)齒板直徑相同。由于軸的直徑不大，所以采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)，輸出軸為實(shí)心軸，按照上式，初步確定截面處軸的直徑，然后進(jìn)行軸的其他部分的設(shè)計(jì)。為使內(nèi)、外齒輪正常的進(jìn)行嚙合，外齒輪的寬度應(yīng)該大于兩端最外側(cè)內(nèi)齒環(huán)板3?10mm軸上定位采用定距環(huán)和軸肩相結(jié)合的方式。軸的兩端采用滾動軸承固定于減速器箱體。用鍵連接工作機(jī)和動力輸出端的鍵梢，具體結(jié)構(gòu)及尺寸見零件圖O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途（3）輸出軸的強(qiáng)度校核根據(jù)齒輪齒數(shù)和模數(shù)，分度圓直徑為240mm輸出軸的受力分析如圖2-10所示，得：(3-20)Pi也就是輸出軸上的外齒輪所受環(huán)板作用力的總和（N）;Pi——每個(gè)嚙合齒輪所受的嚙合力。由嚙合力的變化規(guī)律可知（見第四章4.4.1內(nèi)齒環(huán)板上嚙合力的分布規(guī)律），當(dāng)內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，工況角，也就是嚙合齒輪受到最大的嚙合力，為最危險(xiǎn)工作情況，所以選擇進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途將軸上的力先平移到輸出軸的軸線上，后沿豎直和水平兩個(gè)方向分解得：(3-21)其余兩個(gè)環(huán)板施加的力與第一塊環(huán)板施加的力相差，則對應(yīng)的有:(3-22)因?yàn)槿龎K內(nèi)齒環(huán)板的受力情況相同，所以可以只拿其中一塊環(huán)板進(jìn)行校核。當(dāng)時(shí)，作用在與第一、二、三內(nèi)齒環(huán)板，相嚙合的外齒輪上的嚙合力，分別為：上式中正（負(fù)）號表示該力與坐標(biāo)軸正向相同（相反）。根據(jù)上述數(shù)值畫出輸出軸在豎直平面內(nèi)的受力圖如圖3-1所示。豎直平面的約束反力：圖3-1輸出軸在豎直平面內(nèi)的受力圖由平面力系的平衡方程：得到軸承處的約束反力為圖3-2是輸出軸在豎直平面內(nèi)的彎矩圖。豎直平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值:圖3-3是輸出軸在水平平面內(nèi)的受力圖。由平面力系的平衡方程：解得輸出軸在水平平面內(nèi)的軸承約束反力：圖3-4是輸出軸在水平平面內(nèi)的彎矩圖。水平平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值為：圖3-2輸出軸在豎直平面內(nèi)的彎矩圖圖3-3輸出軸在水平平面內(nèi)的受力圖圖3-4輸出軸在水平平面內(nèi)的彎矩圖由彎矩圖得1、2、3截面的合成彎矩為：經(jīng)比較得知，輸出軸上的最大彎矩扭矩最大值為T=4000Nm由此可知，最危險(xiǎn)截面在2或3處,其軸的強(qiáng)度校核應(yīng)采用；(3-23)或(3-24)公式進(jìn)行驗(yàn)算。式中：M軸計(jì)算截面上的合成彎矩(IN-mm；T——軸計(jì)算截面上的扭矩(N-mm；——軸計(jì)算截面上的工作應(yīng)力(MPa；[-1]——許用疲勞應(yīng)力(MPa,45鋼調(diào)質(zhì)卜1]=180~207MPad——軸的直徑(mm,輸出軸采用實(shí)心軸的形式；——根據(jù)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力變化性質(zhì)而定的校正系數(shù)：=0.65因此根據(jù)輸出軸的受力狀態(tài)，由最大彎矩Mma汲該截面上的扭矩，帶入公式(3-24)可得出輸出軸在2截面處的最小軸徑為：個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途輸出軸在3截面處的最小軸徑為：輸出軸零件圖上所取的輸出軸的所有軸徑都大于這兩個(gè)數(shù)值，輸出軸的軸徑滿足強(qiáng)度要求。輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核(1)首先確定輸入軸的最小直徑選取軸材料為45鋼，A0=115,根據(jù)公式由于有三個(gè)鍵梢在軸上，安全起見，應(yīng)該加大最小軸徑10~15%可以取45mnmZ上即可。(2)輸入軸的裝配工序輸入軸一側(cè)箱體軸承(簡稱箱體軸承)軸端定距環(huán)“鍵偏心套行星軸承第一塊內(nèi)齒環(huán)板軸間定距環(huán)”重復(fù)鍵到安裝第二、第三塊內(nèi)齒環(huán)板軸端定距環(huán)輸入軸另一側(cè)箱體軸承O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(3)輸入軸的結(jié)構(gòu)布置方案動力輸入端是輸入軸，有一個(gè)鍵梢與聯(lián)軸器相連接，有三個(gè)沿著圓周方向分別間隔120分布的鍵梢位于三片內(nèi)齒環(huán)板相連接的地方。所以，取輸入軸最小直徑為60mm將齒輪軸制作成階梯軸，以便軸上零件的裝拆，采用定距環(huán)和軸肩相結(jié)合的方式進(jìn)行軸上定位。軸的兩端使用滾動軸承固定于減速器箱體O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途輸入軸的具體結(jié)構(gòu)及尺寸見零件圖。(4)輸入軸的強(qiáng)度校核在危險(xiǎn)工況下，行星軸承作用于輸入軸上的力分別為正負(fù)號表示受力的正負(fù)向。各個(gè)關(guān)鍵截面的彎矩值和輸入軸的約束反力求解由上述數(shù)值，將豎直平面上輸入軸的受力情況畫出，如圖3-5所示，由平面力系平衡方程得：解得其約束反力：圖3-5是輸入軸在豎直平面的彎矩圖豎直平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值：,M2y=-437.5Nm,M3y=-377.85Nm由平面力系平衡方程得：解得其約束反力：圖3-8是輸入軸在水平平面內(nèi)的彎矩圖水平平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值：圖3-5輸入軸在豎直平面內(nèi)的受力圖圖3-6輸入軸在豎直平面內(nèi)的受力圖和彎矩圖輸入軸在水平平面的受力圖如圖3-7所示：圖3-7輸入軸在水平平面內(nèi)的受力圖圖3-8輸入軸在水平平面內(nèi)的彎矩圖確定危險(xiǎn)截面的位置由彎矩圖計(jì)算1、2、3截面處的合成彎矩為：經(jīng)比較得知，內(nèi)齒環(huán)板上的最大彎矩為根據(jù)輸入軸的受力狀態(tài)，從電動機(jī)進(jìn)入輸入軸開始，第一、二、三塊內(nèi)齒環(huán)板我們將其命名為1、2、3號內(nèi)齒環(huán)板，對應(yīng)截面處的扭矩分別為T、2T/3、T/3,可見第一塊內(nèi)齒環(huán)板截面處的扭矩與彎矩

同時(shí)達(dá)到了最大值，而輸入軸上與尺寸及三塊內(nèi)齒環(huán)板相接觸處的截面形狀都完全相同，因此，輸入軸與第1塊環(huán)板處的截面為最危險(xiǎn)截面。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途輸入軸的強(qiáng)度校核根據(jù)公式(3-24)校核，輸入軸危險(xiǎn)截面處的最小軸徑：在內(nèi)齒環(huán)板1截面處的最小軸徑為說明所取的輸入45鋼。說明所取的輸入45鋼。具體尺寸和結(jié)構(gòu)支承軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核支承軸采用調(diào)質(zhì)的熱處理方式，所取材料為支承軸的布置方式及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與輸入軸相同,而輸入軸行星421(4)],而輸入軸行星421(4)],偏心距作為圓軸承總載荷比支承軸的行星軸承總載荷卻大[見第四章因此，輸出軸的強(qiáng)度校核可省略O(shè)個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途偏心套的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核(1)偏心套的材料及熱處理方式工作時(shí)，內(nèi)孔中心作為偏心套外圓中心的圓心，周運(yùn)動的半徑。選用調(diào)質(zhì)處理過的40Cr[30]作為偏心套的材料，229-269HBSO偏心套實(shí)現(xiàn)平行雙曲柄機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵，它是平行雙曲柄機(jī)構(gòu)的曲柄，是依靠外圓中心偏心和偏心套的內(nèi)孔中心實(shí)現(xiàn)三塊內(nèi)齒環(huán)板相位差120,雙曲柄機(jī)構(gòu)的半徑是偏心距O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(2)偏心套的偏心距計(jì)算偏心套的偏心距采用下式計(jì)算(3)偏心套的結(jié)構(gòu)布置方式在三環(huán)傳動中，內(nèi)齒環(huán)板的高速軸孔上都要要安裝一對型號尺寸完全相同的行星軸承，軸承的外徑小于普通的少齒差傳動的軸承外徑。同時(shí)，三環(huán)減速器的曲柄軸的直徑和普通的少齒差傳動相似，所以，只能用輕窄系列的軸承，作為高速軸上的偏心套和三環(huán)減速器配合的行星軸承O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途偏心套利用高速軸和平鍵相連接，傳遞動力，帶動內(nèi)齒環(huán)板運(yùn)動。偏心套外徑為90mm與高速軸相接觸處的直徑(也就是偏心套的內(nèi)孔直徑)為50mm環(huán)板的厚度和偏心套的厚度相同，為30mm考慮到偏心套的強(qiáng)度問題，鍵梢應(yīng)該安置在外圓中心線與內(nèi)孔中心的延長線上，并且布置在偏心套外邊緣與鍵梢相距較遠(yuǎn)一側(cè)。結(jié)構(gòu)簡圖見下圖2-3O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途偏心套的尺寸圖及具體結(jié)構(gòu)見零件圖。(4)偏心套的破壞形式及強(qiáng)度校核偏心套的損壞主要發(fā)生在擠壓變形破壞與鍵連接處的剪切。①利用公式(3-26)進(jìn)行剪切強(qiáng)度［28］校核：計(jì)算所得，鍵剪切工作面上的剪應(yīng)力為max=14.13MPa＜口，剪切強(qiáng)度達(dá)到工作要求。②利用公式(3-27)進(jìn)行擠壓強(qiáng)度［28］計(jì)算：(3-27)鍵工作面上的擠壓應(yīng)力，由計(jì)算所得為=32.81MPa＜［］=100MPa［28］，口為許用擠壓應(yīng)力，擠壓強(qiáng)度滿足工況要求。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途經(jīng)過以上計(jì)算過程知，擠壓和剪切的強(qiáng)度很富裕。如果進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，可以考慮同時(shí)縮小偏心套的內(nèi)、外徑尺寸，這樣可以減小支承軸和輸入軸的軸徑，因而減輕重量，減小整機(jī)的尺寸o個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)內(nèi)齒環(huán)板熱處理方式和材料內(nèi)齒環(huán)板是三環(huán)減速器的重要部件。內(nèi)齒環(huán)板的材料，選用調(diào)質(zhì)處理過的45號鋼，229-269HB&(2)內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)布置方式內(nèi)齒環(huán)板的厚度為30mm支承軸孔與輸入軸孔在同一側(cè)，兩孔中心距離為190mm輸出軸孔即與輸出軸外齒輪相嚙合的內(nèi)齒圈位于另一邊，輸出軸孔與支承軸孔中心距離為210mm即采用偏置式布置方式。由厚度為30mm尋找相匹配的向心滾動軸承，軸承的偏心套和內(nèi)徑配合，因而確定支承軸孔的孔徑和內(nèi)齒環(huán)板上輸入軸孔與軸承的外徑相同O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(3)內(nèi)齒環(huán)板的強(qiáng)度校核計(jì)算和校核輸出軸上的外齒和內(nèi)齒環(huán)板上的內(nèi)齒相嚙合的強(qiáng)度，以考察是否滿足強(qiáng)度要求。3.4.6三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強(qiáng)度驗(yàn)算作為計(jì)算和校核的參考O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強(qiáng)度驗(yàn)算輪齒的折斷、磨損與齒面的點(diǎn)蝕是齒輪的主要失效形式。在設(shè)計(jì)齒輪傳動過程中，一般要校核齒根彎曲強(qiáng)度與齒面接觸疲勞強(qiáng)度。三環(huán)減速器采用正角度變位，行星齒輪傳動為內(nèi)嚙合傳動，同時(shí)有多齒對嚙合，其齒根彎曲強(qiáng)度和齒面接觸強(qiáng)度都有所提高，且齒面接觸強(qiáng)度安全裕度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度裕度。通過調(diào)研顯示：疲勞點(diǎn)蝕破壞幾乎從未發(fā)生在輪齒工作表面上。因此通常只驗(yàn)算齒根彎曲強(qiáng)度，內(nèi)、外齒輪的接觸強(qiáng)度通常不進(jìn)行驗(yàn)算O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(1)齒根彎曲強(qiáng)度的條件校核齒根應(yīng)力的彎曲強(qiáng)度條件為許用齒根應(yīng)力FP大于計(jì)算齒根應(yīng)力F,即(2)計(jì)算齒根應(yīng)力F(3)許用齒根應(yīng)力[18]許用齒根應(yīng)力可按照下式計(jì)算(3-32)式中：Ft——齒輪分度圓上的圓周力(N)KA——使用系數(shù)KA=1.25;YFa——載荷作用于齒頂時(shí)的齒形修正系數(shù)mn法向模數(shù)mmmn=4mmY——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)；KF——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)KF——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù);KV——動載系數(shù)KV=1.06;YSa——載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)；KFP——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)；F0——齒根應(yīng)力的基本值(N/mm2);Y——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)；Flim試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限(N/mm2);b——工作齒寬(mm,若大小齒輪寬度不同時(shí)，寬輪的計(jì)算工作齒寬不應(yīng)大于窄輪齒寬加上一個(gè)模數(shù)m"FP——許用齒根應(yīng)力(N/mm2);YNT——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)；YST——試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)；YrelT——相對齒根圓角敏感系數(shù)；YX——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的尺寸系數(shù)；YRrelT——相對齒根表面狀況系數(shù)；SFmin——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取SFmin=1.5。內(nèi)齒環(huán)板和外齒輪的材料采用的是調(diào)質(zhì)處理過的45鋼，F(xiàn)lim=280N/mm2計(jì)算數(shù)據(jù)如下表中。表3-2內(nèi)、外齒輪的計(jì)算應(yīng)力和許用應(yīng)力外齒輪許用應(yīng)力FP1(N/mm2)內(nèi)齒輪許用應(yīng)力FP2(N/mm2)外齒輪計(jì)算應(yīng)力F1(N/mm2)內(nèi)齒輪計(jì)算應(yīng)力F2(N/mm2)個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途432.18432.18211.24257.24個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途由此可知：內(nèi)外齒輪輪齒的彎曲強(qiáng)度滿足要求。3.4.7三環(huán)減速器的整機(jī)結(jié)構(gòu)及裝配圖箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，外形尺寸的確定不僅要考慮齒輪嚙合部件的尺寸外，還要考慮合理的裝配空間、箱體壁厚以及加工工藝性能等因素。三環(huán)減速器整機(jī)尺寸的確定，參考雙曲柄輸入少齒差減速機(jī)的相關(guān)設(shè)計(jì)。通過以上的結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算后，設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如圖3-9~圖3-10所示o個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途圖3-9三環(huán)減速器的正視圖圖3-10三環(huán)減速器的俯視圖內(nèi)齒環(huán)板上嚙合力的分布規(guī)律三環(huán)減速器的嚙合力隨著工況角的變化，嚙合力的為規(guī)律：(1)當(dāng)某子機(jī)構(gòu)，在“死點(diǎn)”位置附近時(shí)，它的嚙合力為極小值，其余兩相子機(jī)構(gòu)比極小值大很多而且嚙合力值相等。當(dāng)有一相平行四邊形子機(jī)構(gòu)過死點(diǎn)時(shí)，另兩相子機(jī)構(gòu)除通過支承軸傳遞扭矩，給該相機(jī)構(gòu)的運(yùn)動不確定的轉(zhuǎn)臂(曲柄)，驅(qū)使其順利通過“死點(diǎn)”位置還承擔(dān)驅(qū)動負(fù)載。得出三環(huán)減速器機(jī)構(gòu)過“死點(diǎn)”時(shí)不存在運(yùn)動的不確定現(xiàn)象O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(2)三片齒板上對應(yīng)的嚙合力變化規(guī)律，完全相同，以360為周期變化，彼此相位差為120。(3)在一個(gè)周期內(nèi)，各齒板的嚙合力均各取得兩次數(shù)值相近的極大值與兩次數(shù)值不等的極小值。第一片齒板的極值點(diǎn)為個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(4)不管在什么工況下，三片齒板上嚙合力之和皆為常數(shù)，然而各片齒板的嚙合力并不一定相等。即(4-1)表4-1為內(nèi)齒環(huán)板16個(gè)相位的嚙合力的數(shù)值。在理想情況下，嚙合力的極小值在=180與=0中產(chǎn)生，嚙合力的極大值在=270與=90中產(chǎn)生。造成位置偏離的影響因素，主要有齒板剛度、軸承剛度、輸入轉(zhuǎn)速、嚙合角以及傳動比等。其中影響極大的是軸承剛度。在死點(diǎn)的嚙合力也不一定為零。嚙合力可能為負(fù)值，當(dāng)為負(fù)值時(shí)，將阻礙正常的轉(zhuǎn)動，出現(xiàn)內(nèi)齒輪副的干涉現(xiàn)象，并引起減速器沖擊、振動。因此，按照嚙合力為常數(shù)分布規(guī)律與嚙合力過死點(diǎn)時(shí)為零的假設(shè)分布規(guī)律的模型分析，所得到的結(jié)果為不可靠。根據(jù)文獻(xiàn)[21]:內(nèi)齒環(huán)板死點(diǎn)位置180和另一齒板位于超前120嚙合點(diǎn)的單齒嚙合力的測試結(jié)果，表明了死點(diǎn)位置下嚙合力總體水平，低于120位置時(shí)的嚙合力總體水平，等于理論分析計(jì)算結(jié)果。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途將各內(nèi)齒環(huán)板，過死點(diǎn)時(shí)的嚙合力整理成表，見表4-2所示。由表可以看出，各內(nèi)齒環(huán)板過相同死點(diǎn)位置時(shí)，嚙合力相等，某片內(nèi)齒環(huán)板過死點(diǎn)位置時(shí)，其它兩片內(nèi)齒環(huán)板落后或者超前于該片嚙合120,與水平軸對稱。因此，這兩片的嚙合力相等，與實(shí)際情況吻合O個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途表4-1內(nèi)齒環(huán)板16個(gè)相位的嚙合力TOC\o"1-5"\h\z轉(zhuǎn)角()01535507085100120嚙合力104(N)1.4041.5101.6111.7231.7161.98171.7251.172個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途轉(zhuǎn)角()140150180220255275300340嚙合力(N)0.3850.2540.2050.0281.7251.9721.8081.637個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途表4-2內(nèi)齒環(huán)板過死點(diǎn)時(shí)的嚙合力分布當(dāng)三環(huán)減速器各軸之間的中心距確定后，影響其動力性能的幾個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)有、嚙合角、偏心距、齒數(shù)差以及內(nèi)齒環(huán)板高速軸孔大小、偏心套外圓半徑等等。設(shè)計(jì)時(shí)，不能僅僅只考慮這些參數(shù)，它們之間相互影響。齒數(shù)差和嚙合角決定著偏心距，即：個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途(4-3)由上式知，當(dāng)傳動比i越大或者齒數(shù)差z2-z1越小時(shí)，偏心距越?。黄木嘣酱螅瑖Ш辖窃酱髸r(shí)，則選用齒板高速軸軸承孔徑就越大，行星軸承尺寸也越大。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途參考文獻(xiàn)[1]梁永生，李華敏，趙九江，辛紹杰，李瑰賢.三環(huán)減速器變形協(xié)調(diào)條件的確定及其受力分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，1999(10)個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途朱才朝，黃健，唐倩.少齒差行星齒輪傳動實(shí)際接觸齒數(shù)及載荷分配的研究[J],中國機(jī)械工程，2002,13(18):1586~1589個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途張淳，染冶國.內(nèi)齒行星齒輪傳動受力特性的研究[J].機(jī)械傳動，2000,24(3):30~32。個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途梁永生，李華敏，辛紹杰等.三環(huán)減速機(jī)均載機(jī)構(gòu)及其動力學(xué)分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2000,17(2):19-21個(gè)人收集整理勿做商業(yè)用途[5]少齒差減速器編寫組.漸開線少齒差行星齒輪減速器.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005[6]應(yīng)廣馳.彈性嚙合效應(yīng)的研究.[碩士學(xué)位論文],天津：天津大學(xué)，2005[7]黃