行星齿轮减速器特点及详细参数

1 绪 论 行星齿轮传动与其他齿轮传动装置相比较，具有体积小、重量轻、高效率及同轴线传动等优点，现已成为一种先进的传动形式广泛应用于各个工业部门。 在各类行星齿轮传动装置中，少齿差行星齿轮窗洞装置中，少齿差传动装置由于能实现大速比、适应当前机械化、自动化的需要而发展最为迅速。 套筒活齿少齿差传动装置是在现有各种少齿差传动的基础上进行创新而提出的一种新的传动结构形式。 在现有的少齿差行星减速器中，存在两大难 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 ：1、转臂轴承受空间的局限其直径小，使得轴承寿命较短；2、输出机构的销轴因直径较小的影响其强度不够。最基本的解决方法是使用高质量的好材料，但这会导致其成本大大提高，改变减速器的结构及传动方式是现有可行的方法，如套筒少齿差行星减速器，虽然在其行星轮上取消了一圈销孔，解决了轴强度不够的问题，但未使转臂轴承直径增加多少，轴承寿命仍然较短；另一种是密切圆活齿行星减速器，虽使转臂轴承直径增加，但输出机构的薄壁圆筒强度受到较大限制，不适宜大功率传动，同时圆筒与输出轴设在一起，又有许多方孔加工难度很大。因此，这两种减速器均没能同时解决上述两大难题。 为克服缺陷，同时解决上述两大难题，本实用新型的目的在于提供一种转臂轴承直径较大，且输出机构的轴销分布圆直径也较大的圆形活齿行星减速器，该减速器轴承寿命较长，输出机构强度明显提高。 为实现上述目的的本实用新型是以如下方式实现的：它是由输出轴、行星轮以及销孔式输出机构组成，行星轮设有转臂轴承输入轴、输入轴外围的偏心套以及内圈滚子、圆形活齿和固定的内齿圈，说述的圆形活齿为圆柱形滚子活齿，转臂轴承外圈直接空套内圈滚子，圆柱形滚子活齿装在内圈滚子外围，同时圆柱形滚子活齿外圈又与固定的内齿圈的齿廓相啮合；输出机构包括带销盘的输出轴以及销轴和销孔，销孔设在销盘上，器销轴由圆形活齿的圆柱形滚子代替，圆柱滚子的一端插入销孔内。 本实用新型与现有技术相比，是将原有圆柱活齿销孔式输出机构的销轴和二为一，并将销孔式输出机构的销轴与销孔的装配及传动关系颠倒，使得转臂轴承的空间增大，直径增大，销轴分布圆直径已明显增大，因此，提高了转臂轴承的寿命和销轴的强度，可实现大功率传动。 2 行星齿轮传动基本概念 2.1 术语与定义 2.1.1 轮系 由一系列齿轮组成的传动装置成齿轮机构或轮系，是应用最为广泛的机械传动形式之一。根据轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，可将轮系分为下列两种基本类型： 1）定轴轮系 当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。 2）周转轮系 当轮系运转时，若组成轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴心不固定，而绕着另一齿轮的几何轴线回转者，称为周转轮系。图2－1所示的轮系，其中，齿轮a、b和构件H均绕几何轴线OO转动，而齿轮g一方面绕自身的几何轴线Og转动（自传），同时又随Og一起被构件H带着绕固定的几何轴线OO回转（公转），故称周转轮系。 2.1.2 周转轮系的组成 1）行星轮 在周转轮系中自转和公转运动、如同行星的运动一样的齿轮称为行星齿轮，如图1－1中的齿轮g。 2）转臂 制成行星轮并使其公转的构件称为转臂（又称杆系、行星架），用符号H表示。 3）中心轮 与行星轮相啮合而其轴线又与主轴线相重合的齿轮称为中心轮，外齿中心轮用符号a或c表示，内齿中心轮用符号b或e表示。通常又将最小的外齿中心轮a称为太阳轮，而将固定不动的中心轮成为支撑轮（内齿轮）。 4）基本构件 转臂H绕其转动的轴线成为主轴线，如图1－1中的OO。凡是轴线与主轴线重合而又承受外力矩的构建称为基本构件,如图1－1中的中心轮a、b和转臂H。大多数周转轮系都有这三个基本构件。 2.1.3 周转轮系的种类 周转轮系按其平面机构自由度的数目，可分为行星轮系和差动轮系两种。 1）行星轮系 平面机构自由度等于1的周转轮系称为行星轮系。在图1－1所示周转轮系中，运动构件（齿轮a、g及转臂H，假设将b与机架固连）数n＝3，低副数Pl＝3，高副数Ph＝2，机构的自由度为： EMBED Equation.3 这说明只要有一个主动构件，轮系就有确定的运动，即为行星轮系。将周转轮系的中心轮之一固定于机壳，其他两个基本构件分别为主动构件和从动构件的结构，都是行星轮系。若将转臂H固定于机壳上，就成定轴轮系了。 2）差动轮系 平面机构自由度等于2的周转轮系称为差动轮系。如图1－1所示周转轮系的内齿轮b能绕基本轴线OO转动，其运动构件数n＝4低副数Pl＝4高副数Ph＝2，该机构的自由度为： EMBED Equation.3 这说明这种轮系必须有两个具有独立运动的主构件，才能有确定的运动，故为差动轮系。从结构上看，周转轮系三个基本构件都可以转动时就称为差动轮系。如果从一个基本构件输入运动，差动轮系就将此运动分解为另外两个基本构件的输出；反之，如果从两个机泵偶件输入各自独立的运动，则差动轮系就将其合成为一个运动，由第三个基本构件输出。在实践中，前者如汽车后桥的差速器，后者如飞机螺旋桨用的一种驱动装置。 工程界习惯上将行星轮系和差动轮系的齿轮传动机构统称为行星齿轮传动。 2.2 行星齿轮传动的类型 行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。而现在一般根据前苏联库德鲁略夫采夫（KyдpяbцeB）提出的按行星传动机构的基本结构的不同来进行分类。这是因为库氏的分类方法较好的体现了行星传动机构的特点，而且我国和国外（如前苏联、日本等）早已被人们普遍采用和接受了。在此分类法中，基本构件代号为：K－中心轮，H－转臂，V-输出轴。根据基本构件代号来命名，行星齿轮传动可分为2K-H、3K和K-H-V三种基本类型，其他结构型式的行星齿轮传动大都是它们的演化型是或组合型式。 此外，前苏联的特卡钦科（Ткаченко）提出的按传动机构中齿轮的啮合方式，将行星齿轮传动分为三种基本型式，即AA、II和AI三种，A表示外啮合，I表示内啮合。这与我国机械行业 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 “NGW型行星齿轮减速器标准 （JB／T 6502－1993）”相似。按其传动机构中齿轮的啮合方式，可将上述三大基本类型再细分为许多传动型式，如NGW、NW、NN、NGWN和ZUWGW型等，其中按首字汉字拼音N－内啮合，W－外啮合，G－内外啮合公用行星齿轮，ZU－锥齿轮。 2.3 行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，当他们的零件材料和机械性能、制造精度、工作条件等均相同时，前者具有一系列突出优点，因此他常被用作减速器、增速器、差速器和换向机构以及气它特殊用途。行星齿轮传动的主要特点如下： （1）积小、重量轻、结构紧凑，传递功率大、承载能力高 这个特点是由行星齿轮传动的结构等内在因素决定的。 1）功率分流 用几个完全相同的行星齿轮均匀地分布在中心轮的周围来共同分担载荷，因而使每个齿轮所受的载荷较小，相应齿轮模数就可小。 2）合理的应用了内啮合 充分利用内啮合载荷高和内齿轮的空间容积，从而缩小了径向、轴向尺寸，是结构很紧凑而承载能力有很高。 3）共轴线式的传动装置 各中心轮构成共轴线式的传动，输入轴与输出轴共轴线，是这种传动装置长度法向的尺寸大大缩小。 （2）传动比大 只要适当选择行星传动的类型及配齿 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，便可利用少数几个齿轮而得到很大的传动比。在不作为动力传动而主要用以传递运动的行星机构中，其传动比可达几千。此外，行星齿轮传动由于它的桑额及泵偶件都可以转动，故可实现运动的合成和分解，以及有机和无级变速传动等复杂的运动。 （3）传动效率高 由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮，是作用与中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率可达0.97～0.99。 （4）运动平稳、抗冲击和振动能力较强 由于采用数个相同的行星轮，均匀分布与中心轮周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也是参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抗冲击力和振动的能力较强，工作较可靠。 表2－1列出了 表2－1 行星齿轮减速器与普通定轴齿轮减速器比较 项 目 行星齿轮减速器 普通定轴齿轮减速器 重量／kg 34.71 6943 高度／m 1.31 1.80 长度／m 1.29 1.42 宽度／m 1.35 2.36 体积／m3 2.29 6.09 齿宽／m 0.18 0.41 损失功率／kW 81 95 圆周速度／m/s 42.7 99.4 Delaval公司生产的传动比i=7.15，功率P＝4400kW的行星齿轮 减速器与一般减速器比较的结果，可见行星齿轮机构的优越。 在具有上述优点和优越性同时，行星齿轮传动也存在一些缺点，如结构型式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求较高；由于体积小、散热面积小到只有温升高，故要求严格的润滑和冷却装置等。 2.4 发展概况和方向 2.4.1 发展概况 我国早在南北朝时代（公元429～500年），祖冲之发明了由行星齿轮的差动是指南车。因此我国行星齿轮传动的应用比欧美各国早1300多年。 1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮传动的发展有很大影响。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用作汽车的差速器。1938年期集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。第二次世界大战后，高速大功率船舰、透平发电机组、航空发动机机工程机械的发展，促进行星齿轮的发展。 高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英、德、日、美、苏、瑞士等国亦获得成功，均有系列产品，并已经成批生产，普遍应用。英国Allen齿轮公司生产的压缩机用行星减速器，功率25740kW；德国Renk公司生产的船用行星减速器功率11030kW。 低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125t，输出转矩3900kN·m；德国Renk公司生产了一台3200Kw，i＝720/480,输出转矩2100 kN·m的行星减速器。 我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制定了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799－1796。一些专业定点厂已经成批生产了NGW型标准系列产品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）、高速汽轮机（500kW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kW）的行星齿轮箱.低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL－30型行星减速器（800 kW），双滚筒采煤机之行星齿轮减速器（375kW） 2.4.2 发展方向 世界各陷阱哦年工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识划时代，行星齿轮传动在 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 上日趋完善，制造技术不断改进，式的行星齿轮传动已经达到了较高水平。我国于世界先进水平虽存在明显差距，但随和改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得了长足进步。目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展： （1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年生产300kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s，日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065 kW；大型水泥磨中所用80／125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN·m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、密封、润滑、零件材料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。 （2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传动功率，这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就能成为无级变速器。 （3）向复合式行星齿轮传动发展。近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。如制碱工业澄清筒用蜗杆蜗轮－行星齿轮减速器，总传动比i＝4462.5，输出轴n＝0.215r/min，输出转矩27200N•m。 （4）向少齿差行星齿轮传动方向发展，这类传动主要用于大传动比、小功率传动。 （5）制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗氮，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿达5～6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Rа0.2～0.4μm），从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。 3 圆形活齿少齿差传动概述 随着科学技术的发展，各种新型的传送技术不断出现，除了传动结构形式有所变革外，水共轭齿廓也有了新的发展。在K－H－V行星传动中，渐开线少齿差行星传动、摆线针轮行星传动，已被广泛的应用于各个工业部门。 活齿行星传动装置，改变了以往输出机构的形式，与销轴式输出机构比较。省掉了销孔的位置，并可使薄弱的转臂轴承尺寸放大；另外，偏心距的选择也不受严格的限制，从而可使结构与齿形的设计更为紧凑与合理。这种传动装置没有特别突出的薄弱环节，因此承载能力可以提高。 圆形活齿行星齿轮传动与其他齿轮传动装置相比较，具有体积小、重量轻、高效率及同轴线传动等优点，现已成为一种先进的传动形式广泛应用于各个工业部门。 在各类行星齿轮传动装置中，少齿差传动装置由于能实现大速比、适应当前机械化、自动化的需要而发展最为迅速。 圆形活齿少齿差传动装置是在现有各种少齿差传动的基础上进行创新而提出的一种新的传动结构形式。 3.1 基本结构与工作原理 圆形活齿少齿差行星传动的基本结构形式如图3－1所示。 输入轴用碱与偏心套箍接，在偏心轮外面安置转臂轴承，轴承外套上一外齿圈座，该座圈与各个作为活齿的针轮相接触，而各针齿同时又与固定于箱体的内齿圈上的对应轮齿啮合，针齿的齿数与内齿圈的齿数相差为一。其中有一半针齿与输出轴盘相啮合。 当电动机驱动偏心轴以后，通过外齿座圈带动活齿与内齿圈相应轮齿啮合传动。由于内齿圈固定，其齿数与活齿齿数相差为一，故此，每当主动偏心轴转过一圈，活齿也转过一个齿，也即此时所得到的传动比 为： 其计算公式为： 式中 —同一排的针齿数目； —内齿圈的齿数。 式中负号表示输入轴入输出轴转向相反。当一齿差时，活齿数即为传动比。 3.2 圆形活齿少齿差行星传动的基本啮合方程 根据齿轮啮合的基本原理，推导出了在针刺类少齿差传动中任意齿形的齿轮与针轮的基本啮合方程，得出了在这种啮合传动过程中实际的轮齿转角、节点机瞬间传动比的计算公式，为精确分析研究各种修形、有误差或者近似齿形的针时啮合、运动情况提供了理论基础。 概述 关于与针刺相啮合的齿轮的齿形，前人作了多方面的研究。从现有的文献和资料看，专家和学者们对针齿类少齿差行星传动几何学和运动学的研究都是建立在完全理想状态模型的基础上，认为行星轮各个齿与针轮各个齿啮合点的公法线都相交于一点——节点，而节点到齿轮中心的距离是固定不变的，因此瞬间传动比是恒定不变的。然而，除了无误差的理想变幅外摆线齿轮外，实用中进行了修形的长、短幅外摆线齿轮及其它近似齿形的齿轮与针齿轮啮合，都不能满足瞬时传动比恒定不变。这样，按现有的理论无法定量的研究轮齿修形和误差对齿轮与针齿啮合运动状况的影响，也导致了理论分析与实际情况的差距。 这里，我们根据齿轮啮合的基本原理，推导出任意齿形的齿轮与给定针轮的基本啮合方程。为系统、精确地研究这类传动奠定了基础。 齿轮与针轮的基本啮合方程 建立坐标系如图 所示， 为固定坐标系， 为与齿轮固连的转动坐标系，两坐标原点 与 重合。 为与针轮固连的转动坐标系，坐标原点 在固定坐标系 轴上，齿轮中心与针轮中心的距离为 。 设齿轮1的齿廓曲线L的方程为 （3—1） 式中 —齿廓曲线自变参数。 齿廓曲线L的起点在 轴上，曲线是光滑的，存在连续的一阶导数，切线斜率为 （3—2） 齿轮齿廓的位置由 确定， 为齿轮齿廓曲线起始点位置角，即 轴与 轴的夹角。 针轮针齿中心为 ，在 轴上，针齿廓半径为 ，针齿中心圆半径为 ，针齿中心位置角为 ，即 轴与 轴的夹角。 齿轮齿廓与针轮齿廓在接触区域内满足处处相切接触。如果在图示位置时轮齿与针齿啮合，则啮合点 的公法线为 的延长线，此公法线与 轴相交于 点—节点，与 轴交与 点。啮合点法线角为 ，啮合点公法线与 轴所夹的锐角为 。连接 与 两点，令： （3—3） 在 中有 （3—4） 因为当针齿与针轮啮合时，针齿中心 在 坐标系中的轨迹是齿轮齿廓曲线L的等距曲线l。l在 坐标中的方程为： （3—5） （3—6） （3—7） 与 轴的夹角 （3—9） 因为 所以 （3—9） 上式为任意齿形的齿轮与针轮的基本啮合方程。 由上述基本啮合方程可推导出轮齿与针齿啮合时，位置角 、 和啮合位置参数 的关系式： （3—10） 设式（3—10）的函数关系为 （3—11） （3—12） 则 + （3—13） 啮合点法线角 （3—14） 啮合节点到齿轮中心的距离 （3—15） 瞬时传动比 （3—16） 联立式（3—1）～（3—16）得 （3—17） 根据啮合原理导出内齿圈齿廓曲线方程为 （3—18） 式中 —针齿数目； —内齿圈摆线轮齿数； —变幅系数； —针齿中心圆半径； —偏心距； 文中提出的针齿传动基本啮合方程具有普遍意义。它确定了任意齿形的轮齿与针齿啮合时，啮合点位置、节点位置及两共轭齿廓相互位置关系。摆线针齿无隙啮合方程是上述基本方程的一个特例。一般地，经修形或有误差的摆线针齿传动，其啮合节点及瞬时传动比都是变化的。 3.3 性能特点分析 圆形活齿少齿齿差传动除了具有其他少齿差传动的优点：传动比大、体积小、结构紧凑、重量轻等以外，本身还存在独自的一些特点： 3.3.1 在结构方面 由于将一般少齿差传动中的输出机构与轮齿部分合并为一，因此可获得行星齿轮传动中最简单的传动结构。 3.3.2 在 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 方面 齿圈的齿形可在插齿机上加工切制，改装磨头后可进行磨削，从而解决内齿轮硬齿面的精加工问题。至于其它零件多为圆柱状，皆可在通用机床上加工，故此，这种传动的工艺性能是很好的。 3.3.3 在运转性能方面 这种传动除与其他少齿差传动一样具有多齿同时啮合的优点外，由于此时套筒为活齿，它与作为输出元件的柱销以及内外齿圈的相应轮齿同时啮合，如果适当选择设计参数与结构，则可实现使所有啮合副在受载传动过程中均处于凸凹接触的内啮合状态下，这样，轮齿可以承受很大的载荷而产生的应力却很小，另外此时各啮合受载元件皆作滚转运动，而且彼此的曲率半径相差不大，这容易形成油膜，润滑条件好，可获得较高的传动效率。 与输入轴盘固结的各柱销沿轴向两端支撑，中间尚可通过间隔环增强各柱销的支撑与均载作用，这样柱销的强度与刚度都较大，而且轴向尺寸的自由选取范围也大，因此可通过增大轮齿宽度来提高传递功率，并能在优化设计中使整个传动结构的径向尺寸和轴向尺寸合理匹配。 所以，这种传动形式具有润滑好、高效、承载力大、能传递大功率等优点。 3.3.4在其他方面 由于这种传动中各零件受载皆处于内啮合状态，产生的应力小，因而有可能采用普通钢材，甚至粉末冶金或工程塑料来制造。加工方便，使整个传动装置的价格更为低廉。 综上所述可以看出，套筒活齿少齿差传动具有传动效率高，传递大功率、大速比，而且结构简单、紧凑、工艺性好及价格低廉等优点，是一种很有发展前途的新型传动。 3.4 与其他行星齿轮传动比较简述 在使用工况要求及其它性能基本相同的情况下： 3.4.1齿差行星传动中目前应用最广、最有代表性的摆线减速机相比较，套筒活齿少齿差传动有明显的优越性，这主要体现在结构大为简化，齿形加工无需专用机床，轮齿啮合及转臂轴承的承载能力显著提高，从而能传递更大的功率。 3.4.2与近年来新开发的其他活齿少齿差传动相比较，虽然结构与性能基本相同，但套筒活齿少齿差传动能够将其它传动中受载元件啮合时存在的往复滑动变换为转动，从而改善了润滑条件，提高效率，同时整个装置的结构与加工工艺更为简化。 3.4.3与一般常用的2K－H型行星齿轮传动相比较，2K－H型行星传动除了结构比较复杂外，单级传动的速比范围一般仅为i=3～7，传递较大速比时需要2～3级传动串联，另外，其内齿轮齿形由于精加工困难，而通常只作表面硬化处理或采用软齿面，因而这就限制了承载能力的提高。相比之下，套筒活齿少齿差传动，由于传递速比大，采用单级传动即能代替二级2K－H型行星传动，结构可大大简化，实现多齿啮合也无需考虑均载问题，而且所有受载啮合传动元件（包括内齿圈）皆可制成硬齿面，因此，它具有明显的先进性。 行星齿轮传动与其他齿轮传动相比较，由于具有体积小、承载能力大、高效、紧凑等一系列优点，现已成为机械传动更新换代的一种先进的传动型式而受到普遍的重视和广泛的应用，此中少齿差行星传动因其适应生产机械化、自动化的更高需求，故发展尤为迅速。然而现有的各类少齿差传动存在的问题主要是传动功率受限制，而且结构性能尚有待进一步改善，因此，研制开发套筒活齿少齿差传动等新的传动形式以满足生产发展的需要，是一项急待开展、而又很有意义的工作。 4 圆形活齿行星传动的参数选择和几何计算 4.1 圆形活齿行星传动的参数选择 4.1.1 针齿中心圆半径 针轮的针齿中心圆半径 决定着整个机构的结构尺寸和承载能力，由摆线轮和针轮间的接触强度条件式 ≥524 确定。 4.1.2 传动比 和齿数 、 传动比 为已知，由于少齿差行星传动 ＝ ，并且内齿圈齿数比针齿数多一个，所以 ＝ EMBED Equation.3 1，传动比公式 ＝ ，即： ＝28 ＝ +1＝29 （4—1） 4.1.3 短幅系数 短幅系数 的选择直接影响摆线轮的齿廓形状和承载能力，并与输出机构的设计密切相关。理论上，当短幅系数 在0～1之间均可，但实践证明，取短幅系数 在0.50～0.75为最佳范围。这时候摆线齿廓的承载能力较高，输出机构的设计也比较合理。根据系列化的设计要求，通常将 的取值范围扩大到0.42～0.85。根据表4—1选得 ＝0.65。 表4—1 短幅系数 取值范围 摆线轮齿数 ≤11 13～23 25～35 37～59 61～87 短幅系数 0.42～0.55 0.48～0.65 0.55～0.74 0.55～0.74 0.54～0.67 4.1.4 针径系数 针轮上相邻两针齿中心之间的弦长与针齿套直径的比值称为针径系数。显然针径系数的大小表明针齿在针轮上分布的密集程度，有 （4—2） 由上式可知，当 ＝1时，表明针齿在针轮半径 的圆周布满，相邻针齿间没有间隔，甚至发生干涉，针齿壳的强度也受到极大的削弱。为了避免针刺相碰和保证针齿与针齿壳的强度，可取1< <4，取 ＝1.5～2.0为最佳范围，一般 取值不小于1.25～1.40。根据表4—2选得 ＝1.5 表4—2 针齿系数 取值范围 针齿数目 <12 12～24 24～36 36～60 60～88 针齿系数 3.85～2.85 2.8～2.0 2.0～1.5 1.5～1.0 1.5～0.99 4.1.5 输出机构柱销数目 和柱销半径 根据本设计的目的，其输出注销和针齿合二为一，所以可知输出机构柱销数目 。同样柱销中心圆半径 ＝ 。 4.2 圆形活齿行星传动的几何计算 已知数据：功率：4kw；转速：1450r/min；传动比：28。 4.2.1 针齿圆半径 ＝524 ＝110（mm）（根据接触强度确定） 4.2.2 中心距 圆整为 4.2.3 校正短幅系数 ＝ 4.2.4 摆线轮节圆半径 4.2.5 针轮节圆半径 4.2.6 滚圆半径 4.2.7 基圆半径 4.2.8 啮合齿距 4.2.9 针齿半径 4.2.10 摆线轮齿顶圆半径 4.2.11 摆线轮齿根圆半径 4.2.12 内圈滚子内孔半径 4.2.13 摆线轮最小宽度 4.2.13 摆线轮齿廓顶切验算 4.2.15 输出机构销盘最小宽度 ＝20 （根据作用力及结构选取） 4.2.16 输出机构销盘上销孔的直径 5 圆形活齿行星传动的作用力分析 由于滚子活齿与摆线轮在啮合过程中是多齿接触，因此它们之间的载荷分布也比较复杂。为了便于分析，假设零件之间无间隙存在，摩擦忽略不计 分析滚子活齿的受力情况，各针齿主要承受着三种载荷： 1） 轮作用于各针齿上的载荷，其作用方向沿啮合点的公法线方向。 2）输出销盘作用于各针齿上的载荷，其作用方向沿滚子中心圆的切向。 3）偏心轮（或转臂轴承外圈）作用于各针齿上的载荷，其作用方向沿偏心轮与滚子接触点的法向。 今以针齿为分离体，进行受力分析和计算，针齿受力： 5.1 摆线轮作用于针齿上的作用力 由图5—1可知， 、 和 三载荷之间存在如下关系： 式中 为针齿与摆线轮的啮合角。 针齿作用于摆线轮齿廓上的最大载荷为 （5—！） 其他受载针齿作用于摆线齿廓上的作用力 为 （5—2） 式中 由于本设计中内圈滚子只有一个，所以承受所有载荷，计算所受载荷大小时所承受转矩即为输出轴转矩 为计算合力 ，可将各啮合作用力 延其作用线移至节点，并用x轴和y轴方向的分力 和 代替。这时，合力 在x轴和y轴方向的分力 和 可表示为 （5—3） （5—4） 其中 或按图5—2确定 5.2 输出销盘作用于各针齿上的作用力 当输出销盘对针轮作用力时，这些力约为 个，作用线都通过针齿和销孔的中心，即平行于偏心线，并组成阻力矩 ，与内圈滚子上的驱动转矩相平衡。使整体结构受力达到平衡 作用于内圈滚子上的最大载荷 为 （5—5） 其他针齿作用于内圈滚子上的力 为 （5—6） 式中 —第i个输出用针齿受阻力方向与偏心线之间的夹角。 这时，合力 按下式计算： （5—7） 以上分析也属于理想状态下的分析结果。实际上，考虑制造和安装误差的影响， 值比计算值要大。因此，在强度计算时，通常将针齿的最大作用力 增大20％。 5.3 内圈滚子作用于各针齿上的作用力 内圈滚子受到三部分力的作用，即针齿对内圈滚子的力 ，合力 ，输出用针齿对内圈滚子的作用力 ，合力为 ；转臂轴承对内圈滚子内孔的作用力 。内圈滚子在三力的作用下处于平衡状态。 这时，可得转臂轴承对内圈滚子内孔的作用力 可表示为： （5—8） 该作用力 与x轴的夹角 可表示为： （5—9） 将式（5—3）、（5—4）和（5—6）代入，得： （5—10） 在近似计算中，式中根号一项可取为1.3，有： （5—9） 式中 其中 —第 个针齿中心沿针齿中心圆的切线方向与力 之间的夹角。 —作用力 与偏心线（y轴）之间的夹角。 6 圆形活齿行星传动的失效形式和材料选择 6.1圆形活齿行星传动元件的主要失效形式 根据国内外长期的使用实践和大量观察，圆形活齿行星传动在使用过程中的主要失效形式有以下几种： （1）摆线轮与针齿工作表面发生疲劳点蚀或胶合破坏，特别是当传递功率较大、制造精度较低以及润滑条件较差时，这种损坏时主要失效形式。 （2）输出机构的柱销发生疲劳折断，或者柱销和销孔工作表面发生疲劳点蚀。由于输出机构受到柱销中心圆的限制，柱销相对与针齿不仅数量少，承受载荷大，而且多是悬臂结构，柱销极易因弯曲强度不足而折断，柱销和销孔表面因接触强度不足发生疲劳点蚀。特别是在高速重载或经常启动及制动的工作条件下，这是一种主要失效形式。 （3）转臂轴承产生疲劳损坏。转臂轴承元件承受的载荷很大，而且在高速条件下工作，整个传动的承载能力和使用寿命往往受到转臂轴承寿命的限制。 6.2圆形活齿行星传动元件的材料选择 圆形活齿行星传动的主要零件有：摆线轮、针齿、柱销（输出用针齿）、偏心套、内圈滚子等。具体零件材料的选择应根据现有加工能力、热处理条件、材料来源和使用条件，进行综合分析。 （1）摆线轮在所有零件中是最重要的传动元件。不仅要求齿轮廓表面有足够的接触强度，其结构强度也不容忽视。在国内，摆线轮常用材料有GCr15和GCr15SiMn。在使用GCr15SiMn时，由于加入Si、Mn元素，增加了钢的淬透性，提高了钢件尺寸的稳定性，适用于较大功率的减速装置。在小功率减速器中，也可以用渗碳处理的35号钢制造，效果较好。 （2）柱销零件由于受载条件恶 ，特别是加工、装配误差较大时，柱销受力很不均匀，甚至只有一个柱销受力，很容易造成断裂损坏。因此，不仅要求柱销有足够的表面接触强度，而且有良好的韧性。柱销材料可以选用GCr15，当柱销受力条件不好时，可采用韧性较好的高强度低碳合金钢，如20CrMoVB和18CrMnTi。 （3）内圈滚子的材料通常采用铸铁材料，不仅铸造成型容易，加工针齿孔也方便。在低速重载场合，为防止发生壳体开裂现象，可选用铸钢材料。 其他主要零件的材料选择，可根据实际工作条件和受力情况按表5—1选择 表6—1 圆形活齿行星传动主要零件材料选用 零件名称 材料 硬度 许用应力（MPa） 摆线轮 GCr15，GCr15SiMn HRC58～62 ［σH］＝850～1200 针齿 GCr15，GCr9 HRC56～60 ［σH］＝850～1200 偏心套 GCr15，45 HRC56～60 — HB240～280 输入轴 45 HB220～250 输出轴 45 HB220～250 机座 HT200，ZG25 — 由上述可得本设计各主要零件所用材料为： 1、 摆线轮：GCr15 2、 针齿：GCr15； 3、 偏心轮：45； 4、 输入轴：45； 5、 输出轴：45； 6、 机座：HT20～40。 7 圆形活齿行星传动的强度计算 7.1 摆线轮和针齿的齿面接触强度计算 摆线轮与针齿啮合的接触应力可按赫茨公式计算，即 式中 —摆线轮齿廓和针齿在某一位置啮合时的法向作用力，根据式，有 —摆线轮的宽度 —摆线轮和针齿的当量弹性模量，当摆线轮与针齿的材料为合金钢时，有 其中 、 是摆线轮和针齿的弹性模量。两者均为合金钢时， ＝ ； —摆线轮和针齿在啮合点的当量曲率半径，有 其中 将以上各式代入赫茨公式，经整理得齿面接触强度条件式为 （7－1） 式中 ； ； 。 是齿面接触应力达最大值时针齿与摆线轮齿廓的啮合位置系数，其值可于相关手册上查取。 此处取 ＝0.99。 计算本设计中的齿面接触强度为 ≤ 由以上计算可知齿面接触强度满足要求 在设计计算中，为计算针齿中心圆半径 ，可将 代入式（7－1），得 ≥524 （7－2） 式中 —摆线轮的齿宽系数，一般取 ＝0.1～0.2，通常取 ＝0.15； —许用接触用力，Mpa，表6—1确定； —输出轴上的转矩，N•m。当给定输入功率为 、输入轴转速为 和传动比 ＝ 时， 按下式计算： （7—3） 式中 —传动效率，可取 ＝0.94～0.96。 7.2 用于输出机构针齿弯曲强度计算 由于受到结构上的限制，用于输出转矩的针齿往往成为整个结构的薄弱环节。所以需要验算用于输出转矩的针齿的弯曲强度。 输出机构上的针齿线接触于输出销盘的销孔中，针齿受到的载荷为内圈滚子对针齿的最大作用力 。考虑到这招和装配误差的影响，针齿受力不均匀，需将最大作用力 增大20％。这时，可将针齿按悬臂梁进行弯曲强度计算。 根据图7—1，输出用针齿在危险跑面上的弯曲应力为： 式中 —针齿上的最大作用力； —针齿的抗弯截面模量， 。 代入上式，的针齿的弯曲强度计算公式为 ≤ （7—4） 得 ≥ （7—5） 式中 —输出轴上的负载转矩； —柱销中心圆半径，此处等与针齿中心圆半径； —柱销数目，此处等与由于输出用针齿数； —许用弯曲应力； —摆线轮宽度。 经过计算，可知用于输出的针齿弯曲强度满足要求。 由于输出用针齿数目较少，当制造精度和安装精度较低时，针齿受力不均匀，特别是一个针齿受力时，针齿会严重过载而产生折断损坏。为改善针齿的受力状态，可在针齿的悬臂端加上均载环，将所有用于输出的针齿的悬臂连成一体。当某一针齿受载较大时，通过针齿变形由均载环均匀的分散到其他针齿上，可显著减小注销承受的载荷峰值。实验证明，安装均载环后，针齿承受的最大载荷可减少50％左右。 改善输出用针齿的另一种方法，是将针齿的悬臂结构改为简支结构，可显著提高输出针齿的弯曲强度。 8 轴及轴承的设计计算 8.1　轴的设计计算 8.1.1　轴的材料 根据前文的分析可知，本设计中输入轴和输出轴均选用45钢，其主要力学性能及许用弯曲应力由表8—1可知。 表8—1　45钢主要力学性能及许用弯曲应力 钢号 热处理 毛坯直径 硬度 力学性能 许用弯曲应力 应用 ≥ ≥ 45 正火 回火 ≤100 170～217 590 296 195 55 应用最广泛 ≥100～300 162～217 570 285 调质 ≤100 217～255 540 275 ≥100～300 540 355 215 60 8.1.2　轴的强度计算 按扭转强度计算出轴端直径，计算公式如下： 式中 —轴端直径， 　　 —轴所传递的扭矩， 　　 —轴所传递的功率， 　　 —轴的工作转速， 　　 —许用扭转剪应力， 按表8—2选取 　　 —系数，按表8—2选取 表8—2　几种常用轴材料 的 及值 轴的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 40Cr、35SiMn、40MnB 　 15~25 20~35 25~45 35~55 149~126 135~112 126~103 112~97 通过以前计算的结果可以计算轴端直径，计算出输入轴轴端最小直径大小为： 由于功率损失，所以输出轴输出功率略小于输入轴传递功率，并且输出轴转速为 ，可知输出轴轴端最小直径大小为： 8.1.2 轴的结构设计 轴的结构设计的一般原则为：为节省材料，减少总量，应尽量采用等强度外形或大的剖面形状；便于轴上零件的定位、固定、装配、拆卸和调整；采用各种减小应力集中和提高疲劳强度的结构；便于加工制造和保证精度。 所以整体上来说，本设计中轴采用阶梯轴，平键连接各种组件，必要的地方需要套筒来隔开。 根据结构调整输入轴轴端直径为30mm，其余各段直径均按5mm放大。 输入轴各轴段配合及表面粗糙度选择如下： 输入轴的轴向固定采用轴间和套筒。 输入轴中键连接选用A型平键（GB1096－79），轴端处键的尺寸 = 与偏心套连接处键的尺寸 ＝ 。 键联接的强度校荷按公式 计算。 经计算键连接强度满足要求。 根据结构调整输出轴轴端直径为55mm，其余各段直径均按5mm放大。 输出轴各轴段配合及表面粗糙度选择如下： 输出轴的轴向固定采用轴间和套筒。 输入轴中键连接选用A型平键（GB1096－79），轴端处键的尺寸 = 。 经计算键连接强度满足要求。 8.1.3 轴所受支撑反力、弯矩及扭矩 轴的受力简图、弯矩和扭矩简图见图8－1。 8.2轴承的选取 选择N215型圆柱滚子轴承 [标准]摘自GB/T283-93 参照ISO15-1981 [单位](mm) 轴承代号: N215 尺寸\d: 75 尺寸\D: 130 尺寸\B: 25 尺寸\rs(min): 1.5 尺寸\rls(min): 1 尺寸\Ew: 100 重量（kg）≈: 0.71 其余分别选择6007、6008、6012、6013型深沟球轴承 9 圆形活齿行星减速器壳体结构设计 根据前文对圆形活齿行星传动的分析和计算，本课题所设计的圆形活齿行星减速器的传动部件的结构尺寸已经确定，现在需要根据已定的传动部件的结构尺寸数据来设计其壳体的结构尺寸。 本圆形活齿行星减速器壳体材料选用灰铸铁 9.1 灰铸铁的特性与结构特点 9.1.1灰铸铁的材料特性 灰铸铁综合力学性能低，抗压强度大，为本身看拉强度的3～4倍，弹性模数较低，壁厚变化对力学性能影响较大，对冷却速度敏感性很大，流动性很好，线收缩与体积收缩小，缺口敏感性小，热稳定性低。 9.1.2灰铸铁的结构性能 1、可获得比铸钢更薄而复杂的铸件，物件中残余内应力及翘曲变形较铸钢小。 2、对冷却速度敏感性大，因此薄截面容易形成白口和裂纹，而厚截面又易形成疏松，故灰铸铁件当壁厚超过其临界值时，随着壁厚的增加其力学性能反而显著降低。 3、流动性好，对缺口明暗行销，表面光洁，因而加工余量比铸钢小，表面加工质量不高对应力极限不利影响小。 4、小震性高，常用来作承受振动的机座。 5、不允许用于长时间在250℃温度下工作的零件。 6、不同截面上性能较均匀，适于作要求高、而截面不一的较为厚的铸件。 9.2 铸件的结构要素 9.2.1铸件的最小壁厚 铸件的最小壁厚跟铸造方法不同可分为两种情况。 1、砂型铸造，当铸件尺寸是0～200×200时最小尺寸为5～6 ；当铸件尺寸是200×200～500×500时最小尺寸为6～10 ；当铸件尺寸大于500×500时最小尺寸为15～20 。 2、金属型铸造，当铸件尺寸是0～70×70时最小尺寸为4 ；当铸件尺寸是70×70～150×150时最小尺寸为5 ；当铸件尺寸是大于150×150时最小尺寸为6 。 9.2.2铸件外壁、内壁与筋的厚度 表9-1外壁、内壁与筋的厚度 单位： 零件重量 最大尺寸 外壁厚度 内壁厚度 筋的厚度 零件举例 0～5 300 7 6 5 盖、拔叉、杠杆、端盖 6～10 500 8 7 5 盖、门、轴套、支架 11～60 750 10 8 6 盖、箱体、罩、托架 61～100 1250 12 10 8 盖、箱体、油缸体 101～500 1700 14 12 8 油盘、盖、壁、带轮 501～800 2500 16 14 10 箱体、床身、轮缘 801～1200 3000 18 16 12 小立柱、箱体、滑座 9.2.3铸件的最小铸孔 一般情况下对于灰铸铁构件最小铸孔大小当其大量生产时最小铸孔为12～15 ；当其批量生产时最小铸孔为15～30 ；当小批、单件生产时最小铸孔为30～50 。当不透圆孔最小容许铸造孔径应比上述值大20％，矩形或方形孔其短边要大于表中值20％，而不透矩形或方形孔则要大40％。 � EMBED PBrush ��� � EMBED PBrush ��� � EMBED PBrush ��� � EMBED PBrush ��� � EMBED PBrush ��� � EMBED PBrush ��� � EMBED PBrush ��� - 1 - _1116744649.unknown _1116747821.unknown _1116772096.unknown _1116781203.unknown _1116837780.unknown _1116839111.unknown _1116840388.unknown _1116929857.unknown _1117020764.unknown _1117213418.unknown _1117213442.unknown _1116934400.unknown _1116841743.unknown _1116843219.unknown _1116843660.unknown _1116842990.unknown _1116841625.unknown _1116839695.unknown _1116840036.unknown _1116839302.unknown _1116839160.unknown _1116839263.unknown _1116839132.unknown _1116839002.unknown _1116839062.unknown _1116839095.unknown _1116839039.unknown _1116838962.unknown _1116838978.unknown _1116837805.unknown _1116782419.unknown _1116836843.unknown _1116837699.unknown _1116837730.unknown _1116836890.unknown _1116782489.unknown _1116782584.unknown _1116782438.unknown _1116781959.unknown _1116782069.unknown _1116782320.unknown _1116782028.unknown _1116781295.unknown _1116781940.unknown _1116781253.unknown _1116777057.unknown _1116778443.unknown _1116779842.unknown _1116779914.unknown _1116781043.unknown _1116778767.unknown _1116778694.unknown _1116777440.unknown _1116777458.unknown _1116777223.unknown _1116774924.unknown _1116775333.unknown _1116775646.unknown _1116775257.unknown _1116772598.unknown _1116772722.unknown _1116772260.unknown _1116769052.unknown _1116771211.unknown _1116772063.unknown _1116771293.unknown _1116771789.unknown _1116771227.unknown _1116770666.unknown _1116770687.unknown _1116770638.unknown _1116748238.unknown _1116768877.unknown _1116768953.unknown _1116767800.unknown _1116747964.unknown _1116748093.unknown _1116747880.unknown _1116745535.unknown _1116746167.unknown _1116747064.unknown _1116747180.unknown _1116747359.unknown _1116747146.unknown _1116746408.unknown _1116746425.unknown _1116746387.unknown _1116745951.unknown _1116746009.unknown _1116746074.unknown _1116745990.unknown _1116745782.unknown _1116745859.unknown _1116745678.unknown _1116745103.unknown _1116745260.unknown _1116745397.unknown _1116745516.unknown _1116745316.unknown _1116745180.unknown _1116745209.unknown _1116745160.unknown _1116744911.unknown _1116744975.unknown _1116745028.unknown _1116744938.unknown _1116744826.unknown _1116744883.unknown _1116744804.unknown _1116743640.unknown _1116744308.unknown