畢業設計-少齒差行星減速器的設計-wenkub

　

【正文】 ，由于這種減速裝置有兩個中心齒輪，因此他不屬于 K— H— V 傳動，而屬于 2K— H型雙嚙合正號機構傳動。這種結構的軸向尺寸較大，加工精度要求高 。 （ 3） 浮動盤式 這種結構形式較新穎，比銷軸式容易加工，使用效果好。 A． K— H— V 型漸開線少齒差行星減速裝置 K— H— V型漸開線少齒差行星減速裝置通常按輸出機構的形式、 減速器的級數、行星齒輪的數目、使用安裝的型式分類。 a． 輸入 電動機聯接輸入軸，輸入軸上裝有偏心套，電動機帶動輸入軸上的偏心套轉動作為輸入。其傳動比為/ ( )b b gHb Z Z Zi ??。 國外目前主要有俄國 、日本、 美國 、 英國 、德國、瑞士等國家從事該方面的研制工作，產品主要用于小功率的傳動。 K— H 型減速器，又稱三環減速器，是由重慶 鋼鐵設計研究院研制成功的專利產品，由浙江平陽機械制造廠、重慶冶金機械制造廠等 制造 和生產，是 1990 年獲國家優秀專利的新型通用減速裝置。目前大部分的少齒差行星傳動都屬于 K— H— V型和 2K— H型。目前已用于工業、農業以及國防等許多部門，顯示出體積小、效率高等優點。 自 20 世紀 40 年代末，蘇聯的學者解決了 漸開線少齒差避免齒廓重疊干涉的計算方法以后，少 齒 差行星齒輪傳動猜得到廣泛應用。此外，少齒差傳動時，不是一對輪齒嚙合，而是 3～ 9 對輪齒同時接觸受力，所以運轉平穩，噪音小，并且相同模數 的情況下，其傳遞力矩比普通圓柱齒輪減速器大。 效率高 國內生產的單級漸開線少齒差行星齒輪減速器的效率一般為 80﹪～ 90﹪ ，如果設計合理、制造精度較高的可達 94﹪。 少齒差行星減速器的特點及應用前景 機構緊湊、體積小、重量輕 由于漸開線少齒差行星傳動裝置采用的是內嚙合，以及結構緊湊的 W型輸出機構，因此使得整體傳動裝置體積小、重量輕。經過幾十年的研究，減速器得到了飛速的發展，出現了各式各樣的新型減速器，目前國內外的動力齒輪傳動正沿著小型化、高速化、標準化、小振動、低噪音的方 向 發展，而行星齒輪傳動和少齒差及零齒差 內輪副的應用是當代齒輪傳動的一大特征，是具有上述發展方向的一個典型標志。 少齒差行星減速器的設計 第 １ 頁 共 37 頁 少齒差行星減速器的設計 前言 少齒差行星齒輪傳動技術是一種新型的機械傳動技術，由于它具有體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高等優點，而且能適應特種條件下的工作，已引起國內外工程界的重視。行星齒輪傳動把定軸傳動改為動軸傳動，采用功率分流，并合理的 采用了內嚙合及均載裝置，使行星傳動具有顯著優點。當傳動比相同時，它與同功率 的定軸 少齒差行星減速器的設計 第 ２ 頁 共 37 頁 圓柱齒輪減速器相比，體積和重量可以減少將近一半。 加工方便、成本較低 這種采用漸開線齒形的減速裝置，由于齒輪副的加工不需要特殊的刀具與專用設備，普通的漸開線齒輪刀具和齒輪機床就可以完成加工制造，材料也可以選用通用的齒輪材料，因此加工方便、制造成本低。基于以上特點，小到機器人的關節，大到冶金礦山機械，以及從 要求不高的農用，食品機械，到要求較高的印刷和國防工業都有應用實例。我國對少齒差行星傳動的研制開始于 1956 年，首先是由太原工學院進行的。 1989 年我國的產量已經達到 3～ 4 萬臺，大多用于力的傳動。 2K— V 型的曲柄式的少齒差行星傳動，在蘇聯早已用于采煤機械。多年的使用情況表明，其技術性能優越，制造成本低，過載能力強，大、中、小功率都適用，其輸出轉矩已達 71kn 傳動原理 如圖 1 為 2K— H 型行星齒輪傳動原理圖，它由兩個中心輪 a、 b 和一個星架 H組成，傳動比為 Hai =1+Zb/Za ,它演變出兩種典型的少齒差 齒輪傳動形式，如 圖 2 所示， K— H— V 行星齒輪傳動如圖 2(a)所示 ,基本構件為中心輪ｂ ,轉臂 Ｈ 和構件 V。少齒差行星齒輪傳動機構實質上是一個由平面四連桿機構和內嚙合齒輪副組成的齒輪連桿機 構的 結構。 少齒差行星減速器的設計 第 ４ 頁 共 37 頁 b．減速 當偏心套轉動時，由于內齒輪與機座固定不動 ，迫使行星外齒輪既繞內齒輪作公轉又繞偏心套中心作低速自轉，從而達到減速的目的。 （一）按輸出機構形式 （ 1） 銷軸式 這種減速器使用歷 史較長，應用范圍較廣，實踐證明效率較高；在高速連續運轉，功率較大或扭矩較大的使用場合下，可采用銷軸式輸出機構 。但對其效率 和承載能力還缺乏測試數據。 （二）按減速器級數 （ 1）單級減速器 傳動比從 9～ 100左右，這種形式應用最普遍。 按其輸出機構不同可分為三類： a．外齒輪輸出 b．內齒輪輸出 c．錐齒少齒差減速裝置 2．漸開線少齒差行星減速裝置的傳動比計算 漸開線少齒差行星減速器裝置的一個重要特點就是傳動比范圍大，它的傳動比可以采用多種方法計算，例如直觀推算法、作圖法以及相對速度等方法求得。 1 212 1 12111 ZZZZH H Zii ?? ?? ? 1 111 2 2 1Z Z Z ZH ZZi ? ?? (2) 從公式 2可以看出，為了獲得大的傳動比， 1Z 越大越好，內外齒數差越少越好，當 1Z 一定， 21ZZ =1 時傳動比最大，少齒差減速器可以按實際需要做成一、二、或三、四齒差形式，公式前的負號表示輸入軸與輸出軸轉速相反。 如圖 5 所示的傳動形式 圖 5 外齒輪 4 固定，即 ω 4=0，內齒輪 2 與行星外齒輪 3 聯為一個 體即 ω 2=ω 3，外齒輪連同低速軸輸出，計算 1Hi 。 如圖 7 所示的傳動形式 內齒輪 2 與 3 連為一體，即ω 2=ω 3。齒輪 1 與 3 做成一個整體，齒輪 2固定，齒輪 4輸出，其傳動比的計算式為： 4 1314 23***H ZZZ Z Z Zi ? ? （ 4） 少齒差行星減速器的設計 第 ９ 頁 共 37 頁 3 漸開線少齒差內齒輪副的干涉和重合度的計算 由于漸開線少齒差內齒輪副的齒數僅相差一、二、三或四齒，因此正常切制的標準齒輪就不能進行正常的嚙合傳動，將會發生干涉現象，例如，嚙合過渡曲線干涉，切齒時頂切和根切，節點對齒頂，齒廓重疊干涉，徑向干涉以及齒頂和非漸開線部分的干涉。 1 0 100 011139。39。用插齒刀插制內齒輪如圖 11 所示，插齒刀刀頂與嚙合線的交點 K2 為過渡點； 2g? 為內齒輪的過度角； N2K2 為插制的齒輪齒廓上的最大漸 開線曲率半徑 ： N2K2= 39。1 2 12 22ta n ta n 1 ta nb az z zzz? ? ???? （ 18） 當 N2K2N2B2 時或者 22gb??? 時，外齒輪的齒頂不會進入內齒輪根部的過渡曲線，因此，不發生過渡曲線干涉的條件為： 39。0 0 02 2 02 1 1( ta n ta n ) ( ta n ta n ) ( ta n ta n ) 0aaz z z? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? （ 19） 切齒時的頂切和根切 插齒刀可以視為一個變位齒輪，因此它的齒根部分也有過渡曲線，插齒時，當齒坯的齒頂進入插齒刀的過渡曲線時，就會發生頂切干涉。 a． 用插齒刀插制內齒輪時的頂切 用插齒刀插制內齒輪，內齒輪齒頂與嚙合線的交點 B2（見圖 14）為極限嚙合點，N0B2 為插齒刀參與切齒的最小曲率半徑 N0B2= 39。不發生根切現象，其條件 為：39。1 0 10 0 1 100ta n ta n ta nzzb z z z a? ? ???? （ 25） 圖 15 當 N0B1N0K0 時或者 00tan tanb g??? 時，外 齒輪的齒頂不會與插齒刀的過渡曲線接觸，不發生頂切現象的條件為： 少齒差行星減速器的設計 第 １３ 頁 共 37 頁 *39。1 1 1 1 1 1 10 0 0 0 0ta n ( ) ta n ta nb b b bg N N N K ar r r r? ? ?? ? ? ? ? （ 27） 39。 c．用滾刀滾切外齒輪時的根切 只要保證滾刀的齒頂線與公法線的交點 K1 不進入 N1（見圖 10），就不會發生根切現象 ： * 11 1 1 1 1 1 1 m ( h a )ta n ta n s inbbg xN K N P K Prr?? ??? ? ? ? ? （ 30） * 1114 ( )ta n ta n s in 2zg ha x?? ???? （ 31） 當 N1K0 或 1tang? 0 時不發生根切。2 2 0 21 1 1c o s c o s( ) ( 1 ) 2 ( ) ( 1 ) 4 2 2 0c o s c o s h a y xz z z z??? ? ? ? ? ? ? ? ? （ 36） 式中： 39。 設一對齒輪在 P 點嚙合，當外齒輪轉過 Φ 1 角時，齒頂到達 B 點，而內齒輪轉過Φ 2= 1 12ZZ? ,齒頂到達 K 點 ， 當∠ KO2O1 大于∠ BO2O1 時不會發生干涉 ， 因此不發生齒廓干涉的條件為 ： ∠ KO2O1∠ BO2O1≥ 0 （ 37） 圖中 1? 為 1BOR? ； 2? 為 2KOQ? ； 1? 為 1BOP? ； 2? 為 21BOO? 。1 1 1= + inv a inv???? ； 2 2 1= BOO? ? 。21121 c o s 2aaaa arrr? ?? ?? 2 39。降低齒頂高即減小 1ar 或增大 2ar 對避免干涉有利。a ，對避免節點對面的干涉是有利的，增大 39。 （ 3） 齒廓重疊干涉，只需要在其中一個特定位置上進行校核，滿足式（ 37）即可，而徑向干涉要在外齒輪輪齒或者刀具在轉出內齒圈前的任何位置均要滿足 H點到連心線的垂線段的長度大于 B 點到連心線的垂線段的長度。21()Z Z inv?? 越大越不容易發生齒廓重疊干涉，所以 21()ZZ? 較小時就要增大39。39。39。國內有幾個單位 多齒接觸問題做過試驗，證明在嚙合瞬間，由于輪齒存在彈性變形，不止一對發生接觸，而是同時幾對齒發生接觸，即理論重合度 ε =。但是嚴格地說，多齒接觸并不等于多齒嚙合。 銷軸式輸出機構 為便于分析，取圖 19 所示的嚙合位置的行星外齒輪作為分離體，若不計摩擦力，這時行星外齒輪上主要承受三種載荷。 M） P— 電動機的功率，（ KW） Hn — 電動機的轉速（ r/min） Fn 可以分解為沿 X 方向和沿 Y軸方向的分力 b 銷軸作用于行星外齒輪上的力 Qi 當輸入軸開始逆時針轉動時， 如圖 20 所示，行星外齒輪 沿輸入反向自傳。 由金屬材料的機械性能可知，在彈性范圍內材料的變形量與單位作用力成線性關系，兩個圓柱體接觸變形與載荷的關系可以用下式表示： b iiQ ky??? （ 43） 式中： b — 行星外齒輪的齒寬， k— 材質系數， yi? — 沿 Qi 作用力方向的變形量。b 1 b 1i14 T H Hc o s c o s c o srrF x F n ?? ? ?? ? ?， 39。? 角時，可以用力的多邊形作圖法求出轉臂軸承作用于行星外齒輪的力 R。當嚙合角改變時，由于 Fn 僅改變作用力方向，其大小并不改變，所以 R也只改變方向不改變大小，滾銷作用于外齒輪上的載荷 Q可以由下式求出： b1wFn*d rQ? （ 51） 漸開線少齒差傳動中由于內外齒輪的齒廓的曲率中心在同一側，齒數相差較小，曲率半徑接近相等。 設齒輪齒寬 b 與行星外齒輪的分度圓直徑 d1的比值為齒輪的寬度系數，即：1dd b?? （ 55） 又： 1122dTTFt mz?? （ 56） 將上面兩式代入式（ 54）中，經整理得： 3 21 12 FPF S F F A VdT Y Y K K K Km z ?????