毕业设计（论文）基于平动齿轮传动的三环减速器的结构设计

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1、目 录第一章 绪论1第二章 基本构造和工作原理3第三章 主要零部件设计6第四章 三环减速器的动力学分析13第五章 传动效率的计算23第六章 热功率平衡的计算24第七章 三环减速器的改进方案25参考文献27致 谢28第一章 绪论1.1本课题的研究意义 三环减速器属平行轴一动轴齿轮传动减速器，齿轮啮合运动属于动轴轮系，具有少齿差行星传动特征，输出与输入轴间平行配置，又有平行轴圆柱齿轮减速器的特征具有承载和超载能力强、传动比大、分级密集、效率高、结构紧凑、体积小、质量轻、装拆维修方便、适用性宽广等优点。三环减速器利用三相并列平行曲柄机构作为少齿差行星齿轮传动的输入机构，在工作过程中，各相机构之间通过

2、支撑轴产生相互作用，正是这种作用使得位于死点位置附近的曲柄能在其他两相的带动下，通过双轴驱动的形式越过死点位置，实现连续传动。从功率流动的角度分析，工作过程中有部分输入功率发生反向流动，通过支撑轴回流到位于死点位置的曲柄轴，再流向输入轴。可用于矿山、冶金、石油、化工、橡塑、建筑、建材、起重、运输、食品、轻工等行业。平动齿轮减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国内外的先进水平。应用范围：作为减速器可广泛用于机械，化工，冶金，矿山，建筑，轻工，纺织等一切需要减速器的场合。效益分析及市场前景：由于其体积小，重量轻，效率高等特点，且降低原材料，减少加工时数，节约电力资源，推广使用后定会产生较大的经济

3、效益和社会效益。1.2三环减速器的国内外发展现状1.2.1国外减速器现状当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平

4、外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。1.2.2 国内减速器现状国内的减速器普遍存在一些问题，例如功率与重量比小，传动比大，机械效率过低等，在材料品质和工艺水平上也有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命

5、不长。国内使用的大型减速器，多从国外进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小

6、。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的内平动齿轮减速器不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。刘伟强，张启先，雷天觉等人在机械工程学报发表了SH型三环减速器采用固体润滑初探对内齿行星轮传动装置三环减速器的主要传动性能进行了分析和试验研究，提出并解释了高速大功率传动时，润滑油膜挤压所产生的发热是构成功率损耗的主要因素，在试验机上利用固体润滑方案进行

7、了试验研究，验证了理论分析的研究，并表明：与油池润滑相比，高速传动时采用固体润滑可以获得较高的传动效率。本研究为提高三环减速器传动效率指出了一条可行的途径。王松雷 韩刚在内平动齿轮减速器应用研究种介绍内平动齿轮减速器的基本结构和传动原理并分析该减速器传动性能的优点和不足。结合不同领域的使用特点,探讨该机构的应用前景,为内平动齿轮减速器的应用推广进行有益的探索。平动齿轮减速器是一种特殊的渐开线少齿差行星传动机构,它是在平行曲柄机构原理和行星传动理论基础上开发的一种齿轮传动方式,将平动输入转化为转动输出13。通常由一对齿轮组成内啮合齿轮副,在啮合传动中,一个齿轮做定轴转动,另一个齿轮以某一点为圆心

8、做平动。第二章 基本构造和工作原理2.1三环减速器的工作原理三环减速器基本型的工作原理：由一根具有外齿轮套接的低速轴，二根由三个互呈120度偏心的高速轴和三片具有内齿轮的环板组成。减速时，高速轴作为输入轴，带动环板上的内齿轮做平面运动，靠内齿轮与低速轴上的齿轮啮合实现大速比。齿型一般为渐开线齿型，各输入轴的轴端可单独或同时输入动力。如要求增速，则外齿轮轴作输入轴，轴2作输出轴。2.2三环减速器的基本结构三环减速器的基本结构如图2-2所示，图2-2 三环减速器的基本结构图2-3为三环减速器机构示意图，两根相互平行的高速轴1、4上带有三对偏心轴颈，三块带内齿的传动环板2通过轴承安装在两根高速轴的对

9、应偏心轴颈上，输出轴3上的外齿轮同时与三块传动环板上的内齿轮相啮合，各轴均通过轴承支承在箱体5上，动力由高速轴1输入，输出轴3输出，而高速轴4称为支承轴。三环减速器是一种齿轮连杆组合机构，两根高速轴与三块环板构成图2-4所示的三相并列平行曲柄机构，作为少齿差内啮合齿轮副的输入机构。一般情况下，平行曲柄机构在运动到曲柄与连杆共线位置时，由于传动角为零，会出现死点。而在三环减速器中，由于并列的三相平行曲柄机构在相位上相差120度，不可能同时处于死点位置，可以克服机构死点运动。因此三环减速器的工作原理与工作过程中各相平行曲柄机构之间的相互作用有关。 图2-3三环减速器机构示意图 图2-4三相并列平行

10、曲柄机构2.3三环减速器克服死点的工作原理输入曲柄和支撑轴曲柄上作用的转矩TRJTZJ(j=1,2,3),TRJTZJ随输入轴转角的变化曲线见图2-5.同一根轴上各曲柄转矩变化规律完全相同，但相位上相差120。以环板1与两高速轴上对应曲柄所构成的平行曲柄机构为例，两边曲柄上的转矩都随输入转角而变化。在正常情况下，三个环板间的载荷是均匀分布的，环板上的啮合处的圆周力的大小也是恒定的，TR1TZ1相当于机构的两个输入力矩。由分析可得TR1+TR2+TR3=TR (2-1)从图中的转矩变化曲线中可以发现，当环板1运动到机构死点位置时，支撑轴作用于环板矩TZ1正好靠近其极大值，对由环板1与两速轴上对应

11、曲柄所组成的平行曲柄机构而言，由于两边机构都有正向力矩，因此能够克服死点运动越过死点位置。此时为了保持支承轴力矩平衡，TZ2 TZ3之和必为负值。通过分析可知，在三相并列平行曲柄机构中，当某相机构处于死点位置时，输入轴上另外两相机构的主动曲柄通过环板（连杆）推动支撑轴上的从动曲柄转动，利用支撑轴输入转矩，使位于死点位置的平行机构实现双轴驱动，带动其越过死点位置。因此，三环减速器运转时，各环板交替越过各自的死点位置，以上的过程也反复出现，这就是三环减速器平行曲柄机构死点、实现连续运动的工作原理。图2-5 曲柄转矩变化规律2.4三环减速器的功率流分析图2-6 三环减速器中的功率流三环减速器运动过程

12、中各相之间的相互作用，还可以通过其内部功率流动路线来加以说明。当齿轮啮合处各环板载荷均匀分布时，每相平行曲柄机构的输出功率大小相同，在输出轴上 （2-2）式中， 为各相输出功率，为减速器总输出功率。 根据对三环减速器克服机构死点过程的分析，当环板1运动到死点位置附近时，机构中的2，3相要通过支承轴推动第1相运动，克服阻力矩做功。此时机构中的功率流如图2-6所示，有部分输入功率发生反向流动，通过支承轴由2，3相回流到第1相后，再流向输出轴。不计效率损失时，由机构功率平衡条件，输入轴上各相输入功率分别为 （2-3） 式中，为由2，3相回流到第1相的功率由于支承轴上并无功率输因此 （2-4）应当指出

13、，图2-6仅仅表示了当1机构处于死点位置附近时的功率流动情况。当三环减速器运转时，各相交替出现死点，因此功率流不是恒定的，其大小和流动方向呈周期性变化，各相之间的载荷也在一定范围内波动。通过受力计算我们发现三环减速器的轴承载荷也随之产生波动，这对减速器的工作平稳性和轴承寿命都将产生不良的影响，也是运转时产生振动和噪音的主要根源。第三章 主要零部件设计3.1 环板的设计根据已知参数确定中心距a=300mm(参见)由此设计中间环板的外廓尺寸，见图 。两侧环板相对中间环板对称分布并与中间环板相位差180度，且两侧各环板的质量为中间环板质量的1/2。内齿圈取渐开线齿轮，内齿圈齿数与外齿轮齿数之差 （3

14、-1）称齿数差，一般取=14，齿数由齿数差和传动比确定。即： (3-2)及 （3-3）齿数差与传动比的常用范围见下表表3-1齿数差Z1234传动比i10536511833122259已知i=57 故取Z=1 根据上述公式(3-1) (3-2) (3-3)可知外齿轮齿数内齿圈齿数 选取标准齿形角=20，齿合角=20，模数m=4，重合度=13，中心孔分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 =取两侧环板齿宽b=30mm,则中间环板齿宽2b=60mm3.2 齿轮的设计1、 由上述计算可知：，=20，齿合角=20，模数m=4，重合度=13，由公式 分度圆直径 d=mz1 (3-4)齿根圆直径 d=Z1-2h

15、 a* -2c* (3-5)齿顶圆直径 da1=d1+2h a1 (3-6)可得= 2、 材料及热处理 取其整段结构，粗加工后调质处理 42 280-300HB=1079N/ 3、 齿轮精度 按GB10095-88 7级精滚齿，装配后跑合研齿，齿面粗糙度 齿根齿面接触率为70%4、齿轮润滑 选用中级压齿轮面220EP 5、 齿面接触强度及齿根弯曲疲劳强度校核 参考机械设计手册第2版（机械工业出版社）第四卷第35章所示方法进行校核(1) 齿面接触强度校核 按表35.2-22 (3-7) 圆周速度 V= 输出转矩T=10520Nm 分度圆上的圆周力 查表5.3-24得许用系数 按式352-12计算

16、动载系数 (3-8) 由于齿轮精度为7级 按表352-31 将有关数值代入上式得 齿向载荷分布系数，查表352-28 齿面载荷分布系数，按： 查表352-30 得 节点区域系数：按=922，x=0 查表352-14得 查表352-31 接触强度计算的重合度及螺距角系数首先计算当量齿数查图352-10可得 按 =922 查图352-11纵向重合度根据 =922查图352-15得 将以上数值代入齿面接触应力计算公式得按表352-22 计算安全系数 (3-9)式中，寿命系数，选计算应力循环次数 N=60rnt=60117.535000=3.68 (3-10)对于调质钢（允许有一定蚀点）从图352-1

17、7中，按N=3.68查得 =115工作硬化系数 因为齿轮表面未硬化处理，齿面未光整，取=1接触强度计算的尺寸系数 查图352-21得 =1润滑油墨影响系数，查图352-18得 将以上数值代入安全系数的计算公式得查表352-38得 因为 故安全（2）校核齿根弯曲疲劳强度 按表352-22 (3-11)式中，弯曲强度计算的载荷分布系数 弯曲强度计算的载荷分配系数 复合齿形系数 按 查图352-22得 弯曲强度计算的重合度x螺旋角系数按 =922查图352-26得 将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得计算安全系数 按表352-22得 式中寿命系数，对于调质钢，根据图352-27按 查得相对齿根圆角

18、敏感系数 查表352-33 =1相对齿根表面状况系数 查表352-48 齿面粗糙度 按式352-21得 =1尺寸系数 查图352-29得 =1将以上数值代入安全系数的公式得：由表352-32取 故安全3.3输出轴的设计选择轴材料为45钢，调质处理。1 初步估算轴径 查机械设计手册第二版（机械工业出版社）中表381-1得45号钢的材料力学性能为 根据表381-1公式初步计算轴径，由于材料为45号钢，由表383-2选A=107，则得2 轴的结构设计根据轴的受力选取深沟球轴承，主要承受径向载荷，同时也可承受一定量的轴向载荷。为了便于轴装配，取装轴承处直径 装齿轮处的直径3 轴承的润滑由于输出轴低速运

19、转且承受较大的载荷，故可以选用脂润滑，且脂润滑不易流失，易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间，装脂量一般为轴承内部空间的1/32/3。4强度校核 段： (3-12)：故满足要求5刚度校核G=80GPa 段：0.37 (3-13):0.42故满足刚度要求第四章 三环减速器的动力学分析4.1内齿圈与外齿轮之间啮合力的分析4.1.1啮合力的方向在一般的齿轮传动中,啮合力的方向是十分清楚的,无须再说。但在本问题中,因为内齿圈作平动,外齿轮作定轴转动,所以有深究的必要。在图4-1中,标号1指的是内齿圈;标号2指的是外齿轮,为简单计,假定讨论的是标准齿轮的标准啮合情况,即分圆也是节圆。P点为节点,N-

20、N为啮合线,它与基圆1、2相切。线段为啮合区间。设压力角=20。图4-1 啮合点在节园外时外齿轮受力的方向图4-12啮合点在节园内时外齿轮受力的方向首先讨论啮合点Q在和P两点之间的情况。因为内齿圈为平动,故内齿圈在啮合点Q处的速度;而外齿轮在啮合点Q处的速度的方向与Q垂直,所以两齿面之间有相对滑动,考虑到磨擦力,所以啮合力F与啮合线之间有一个夹角,根据磨擦角的要概念有tan=f或=arctanf （4-1）式中,f为磨擦系数。同理,当啮合点Q在P点和之间,啮合力F也和N-N夹角,只是在N-N的另一侧(见图4-2)。对于内啮合的少齿差机构,两齿廓的齿形极其相似(因齿廓的曲率半径极为接近),再加上

21、弹性变形,所以同时参加啮合的齿数比较多。这样一来,几个啮合齿对的啮合力的合力的方向与啮合线N-N极为接近。故此我们认为啮合力F(指合力)的方向与啮合线重合,即与节线T-T夹角。4.1.2啮合力的大小图4-3 计算啮合力F大小的用图取内齿板AB和曲柄OA和OB为分离体。在其上作用有主动力外加力偶矩M和啮合力F,约束反力XO、YO和RO(见图4-3)。因为曲柄OA无外力偶驱动,它是二力构件,所以在固定铰支座O点处,仅有一个约束反力,它的方向与OA的方向相重合。由于内齿板在运动着,它作平动,其内齿圈的作以点为圆心、以=r为半径的圆周运动。为分析简单计,假设它为匀速圆周运动,则点的加速度的大小为r,方

22、向指向点。根据达朗倍尔原理,应该在内齿板上加上惯性力Rg,它加在点上,方向与点的速度方向相反(见图4-3)。设内齿板(包括连杆AB和内齿圈)的总质量为m,则惯性力Rg的大小为 Rg=m r (4-2)在所取的分离体上,XO、YO、RO、F这4个力为未知力。一般来说,有4个未知力是不能求解的。但应用理论力学中的虚位移原理可以克服这一困难。虚位移原理是,给系统一个虚位移,所有的主动力在虚位移上所做的虚功之和等于零。即(也称为虚功方程) (4-3)现给曲柄OB一个虚转角,则曲柄OA也有一个虚转角。B点的虚位移为。因为内齿板作平动,所以力Rg和F的作用点O1和C点的虚位移与B点的虚位移相同,即 (4-

23、4)将式(4-5)代入式(4-4),注意到Rg在点的虚位移上作功等于零,于是得到即 得到 (4-5)式(4-5)是一个极重要的公式,从它可以得出下面两点结论1)内齿板的惯性力对啮合力无影响;2)当输入力偶矩M为恒定时,啮合力F的大小不变。至此,我们更可以想象得到,啮合力F的作用点沿着内齿圈的节圆迅速地移动着,其角速度等于曲柄OB的角速度,但不论移动到哪里,F的大小不变。以上所述就是我们作支座动反力分析的基础性工作。4.2 支座动反力在求出啮合力之后,求支座动反力XO、YO、和RO。Mo(F)=0M+Fcos(acos+)+Fsinasin-Rgasin-2asin=0得考虑到式(5),并注意到

24、r+=,上式化为 (4-6)从式(4-6)可以看出,支座反力是很大的,特别是当=0和180及其邻近的值,它接近无穷大,这是支座难以承受的。况且它是周期变化的,其频率与曲柄旋转的频率相同。这就是说,支座受到一个频率很高,振幅很大的激振力,这样的激振力势必造成机座乃至整个机械系统强烈的振动,导致支座轴承很快地破损和其他构件的断裂,同时也使整个系统产生极大的噪声这就是三环减速器最突出的问题。接着分析支座O的受力情况Y=0sin-Fcoscos-Fsinsin+Rgsin+=0y0=-sin+Fcoscos+Fsinsin-Rgsin将式(4-6)代入,经整理得=1/2F(coscos+sinsin-

25、cos)-1/2Rgsin (4-7)列方程X=0cos+Fcossin-Fsincos+Rgcos-=0=cos+Fcossin-Fsincos+Rgcos将式(4-6)代入,经整理得=1/2F(coscos/sin+cos/asin-sin)cos+Fcossin+1/2Rgcos (4-8)以上所导出的式(4-6)、式(4-7)、式(4-8)3式就是求支座动反力的计算公式。选定的设计参数为模数m=4,压力角=20,=57, =58，=300mm;驱动电机的额定功率P=20.6kW,转速n=1000r/min。另外设内齿板的总质量m=20kg。由此可计算出内齿圈分圆半径 曲柄长度 曲柄驱动

26、力矩M=1/39549N/n=1/3954920.6/1000=65.57Nm啮合力F=M/rcos=65.57/0.0020.94=内齿板惯性力Rg=mr =200.002 =438.23N在这里,计算曲柄驱动力矩时我们作了一个假定,即假定电机输入的驱动功率是被3个曲柄均分的。这个假定的合理性是基于不论内齿板运行到什么位置,啮合力F大小始终保持不变(见前面的结论),即内齿圈输送给外齿轮的功率与内齿板运行到什么位置无关。将以上数据代入式(4-6),且令曲柄OB旋转一周,计算出支座反力的数值如表4-1并绘出图线(图4-5)。在图4-5中所示出的支座动反力的值是机构中三环中的一环所引起的。实际上支

27、座O点的总的反力是三环共同作用的结果,而这3个反力作用的方向和大小都是不一样的。我们特别关注=0和=180邻域这两个位置支座0点的动反力。下面以=0(及其邻域)为例详细说明之。当其中一环为=0时,而其他两环的位置角分别为=120和=240。根据图4-5做出3个反力的矢量图如下表4-1 支座动反力F0随角变化的数值表图4-4 角的运行角度（即B点的位置）图4-5 在一周内支座反力R0的变化图线 图4-6 三环共同运转O支座反力矢量图图4-6中, (1)是其中一环=0时所引起的反力,而(2)和(3)是另外两环运转所引起的反力。从图4-4的附表和图4-5中可以看到, (1)非常大,且符号为正, (2

28、)=-4660N,R0(3)=-4452N。在这里我们特别提请读者注意的是,要从图中充分理解(1)、(2)和(3)的正负所代表的指向。从图中可以看出,3个反力共同的结果不但没有削弱了R0(1),反而加大了(1),这就说明了有的文献说三环共同作用改善了机构运行的平衡性是不正确的(而人们也容易是这样想象的)。这也正是目前已经做出的三环减速机所存在的缺陷。为了克服这一缺陷,人们可以想出各种办法。4.3改进方案改进方案的基本思想是双边驱动,即在支座O和O设置功率相等的电机驱动,并假设分配3个内齿板的曲柄的驱动力偶矩是相等的。下边拿出其中一个内齿板进行受力分析。图4-7 双边驱动分析支座动反力用图在图4

29、-7中,我们取了3个分离体-两个曲柄和一个内齿板。首先考虑曲柄的受力情况。由于曲柄的重量很小而且长度很短,故可忽略它的转动惯量和惯性力。从图4-7中可以得到 (4-8)为寻求和,取内齿板AB为分离体,应用动静法,虚加惯性Rg后列静力平衡方程 (F)=0Fcos(acos+)+Fsinasin-Rgasin得到= (4-9)有 (4-10)将式(11)代入式(10)并进行整理,得到 (4-11)可以看出, 比少了一项1/2Fcoscossin,而这一项是比重最大的一项。这就说明,采用双曲柄驱动,支座动反力将大幅度地减小。第五章 传动效率的计算 三环减速器总效率含机构啮合，轴承和搅油等影响功率的损

30、失。 公式为：1 机构的啮合效率： （5-1）其中内啮合损失系数式中：齿面摩擦系数，当很好的润滑并经充分磨合时=00050007 E：系数 由于 所以 故所以2 转臂轴承效率 按下面公式计算：由于双输入驱动 (5-2)式中d滚动轴承直径 d=260mm短圆住滚动的轴承摩擦系数 =0001100015 这里取=00012_内齿轮分度圆直径 =228mm 则 3 搅油等损失影响效率 搅油等损失与润滑方式，油位，油质，载荷及转速有关系，对于满载运转时可取 =099由此可得传动效率 =0.960.980.99=0.925=92.5% (5-3)第六章 热功率平衡的计算三环减速器因单位体积承载能力较大，

31、箱体体积相对较小，机壳外表散热面积也相对偏小，故当处于长时间连续运转时，需要作热功率计算，即按热平衡条件计算许用的热功率应大于输入功率P热平衡公式 (6-1) 式中传热系数，自然通风=87175W/（C）这里取=175 W/（C）S散热面积，箱体、凸圆和肋板面积，按1/2计算，通用系列三环减速器的 本设计中a=0.3m 则=1.44许用温度，可达80，这里取80环境温度，约20，这里取20三环减速器满载时的总效率，当非满载时，效率及热功率均要降低，而满载时，由于双轴输入且Z=1， 由上面计算得=925故 设计要求三环减速器的额定功率P=206KW 这里P 故热平衡合格第七章 三环减速器的改进方

32、案老式三环式减速器运行时振动普遍较大，并随传动比的增大及功率的增加而加剧，严重时导致环板断裂，轴承发热失效，缩短了减速器的使用寿命，丧失其优越性，使其推广应用受到了限制. 新型三环式少齿差齿轮减速器就是针对生产中的这些实际问题而开发和研制的。新型三环式减速器的结构见图7-1. 电机轴上的小带轮通过啮合传动，带动同步带运动，同步带再通过啮合传动，带动两大带轮同步旋转，实现一级减速、均载和功率分流. 相同的大带轮使三环式减速器的曲柄轴同步旋转，传动环板上的内齿圈与输出轴上的外齿轮相啮合，形成了大传动比，实现了二级减速及动力传递. 三环式减速器轮齿啮合的均载、减振由油膜浮动方案实现. 采用平顶圆弧齿

33、同步带传动作为一级减速进行功率分流并形成双轴输入以克服死点，同时，增加减速器的传动比，内齿环板的运动速度下降，减速器在重载高速的条件下，环板引起的振动较小.1.电机轴；2.小带轮；3,4.圆弧齿同步齿形带；5,6.大带轮；7,8.曲柄轴；9,10,11.传动环板；12.输出轴；13.外齿轮；14.箱体图7-1三环式减速器结构原理新型三环式减速器工作原理及特点：1、完全平衡在用的三环式少齿差减速器由3块相同的内齿环板并列地呈120相位差运转，每块内齿环板都相当于双曲柄机构的连杆，有惯性力存在，从理论上讲传动机构的惯性力矩是不平衡的，这是三环式减速器产生振动的主要原因之一. 同时，由于不可避免的制

34、造和安装误差以及零部件的受力变形，工作时会导致三环式减速器内完全相同的内齿环板不能均匀受载，严重地影响其功率分流式结构优点的发挥. 为了消除惯性力和惯性力矩的影响，根据力和力矩的平衡原则，采用三块内齿环板中的两侧环板相对中间环板对称布置，并与中间环板相位差成180，且两侧各环板质量为中间环板质量的1/2，这样，在理论上可保证三环式减速器在运转时三块内齿环板的惯性力和惯性力矩理论上完全平衡. 2、油膜浮动均载三环式减速器所采用的油膜浮动均载法是利用轴承的动压原理，在曲柄轴的偏心套与浮环之间以及浮环与滚动轴承之间形成厚油膜，实现内齿环板的浮动. 油膜浮动具有均载效果好，结构简单紧凑，减振性能好，工

35、作平稳等优点. 衡量均载效果的指标是载荷不均匀因数K，K值越小越好，当K =1时，环板上分担的载荷相等. 通常降低轮齿载荷不均匀因数的途径有2个，其一是降低轮系的等效啮合刚度，其二是减小轮齿间的啮合侧隙差. 内齿环板的油膜浮动均载是在曲柄轴偏心套与轴承内壁之间加入一个中间浮动环. 三环式减速器在运动过程中，使偏心套与浮动环以及浮动环与轴承之间形成油膜，该油膜既能减小轮齿等效啮合刚度，又能起到补偿啮合误差的作用，具有柔性均载和位移均载两种功能，同时，油膜均载法的惯性力是较小的. 根据动压轴承的原理，浮动方案的形式是在曲柄轴偏心套与转臂轴承内壁之间加一金属浮环，保证三环式减速器在正常传动过程中，在

36、偏心套外表面与浮动环内表面之间以及浮动环外表面与轴承内表面之间形成动压油膜，利用油膜的弹性作用实现均载、减振和缓冲，以改善三环式减速器的传动性能. 3、平顶圆弧齿同步带传动作为一级传动带传动是利用挠性环形带和带轮传递运动和动力的. 大部分带传动是靠摩擦力传动的，而同步齿形带是一种特殊带，靠啮合传动，传动比准确，压轴力小，效率高，结构紧凑，可用于传动比小于10的同步传动. 为了保证带和带轮能够正确啮合、无相对滑动、传动比准确，抗拉层选用强度高、伸长率小的细钢丝绳和玻璃纤维绳等材料制成. 三环式减速器中的每一块环板都是一个平行双曲柄机构，且曲柄长度远小于连杆长度，该机构在曲柄和连杆处于共线时会出现

37、死点，传动角为零，机构无法运动. 为克服死点，三环式减速器常用的形式是呈120相位差的三相并列双曲柄机构，由于单轴输入较双轴同步输入的效率要低，最好采用双轴输入.参考文献1张春燕,马蔚,姚文席. 三环减速器CAD系统J北京机械工业学院学报, 2002,(03) .2辛绍杰,李华敏,杜永军,刘纯林. 双轴输入三环式减速器均载减振机理J大庆石油学院学报, 1999,(04)3辛绍杰,李华敏,杜永军,梁永生. 新型三环式少齿差齿轮减速器的结构设计J大庆石油学院学报, 1999,(04)4辛绍杰,李华敏,梁永生. 新型三环减速器油膜浮动均载机理的研究及应用J机械科学与技术, 2000,(04) . 5

38、 孙桓, 陈作模. 机械原理（第六版）.北京： 高等教育出版社2003.6戴红娟. 三环减速器的设计与动力特性分析D扬州大学, 2006 .7齐秀丽,张巧文,于军蕾. 三板平动齿轮减速器的仿真分析和优化设计J煤矿机电, 2007,(06)8张俊,张策,宋轶民. 支撑轴偏心套自由回转的三环减速器弹性动力学分析J机械传动, 2007,(04) .9戴杜. 新型少齿差行星齿轮减速机的模糊可靠性优化研究D广西大学, 200210 王春光.行星齿轮传动动态特性的研究.中国优秀硕士学位论文全文数据库，2005-11-0211 姚九成，赵国军.平动齿轮机构的演化与创新. 江汉石油学院学报,2002, 24(

39、2): 10310512 崔建昆，周洁琛，刘小东. 三环减速器的工作原理与功率流分析. 机械设计与制造, 2005, 25(2): 7476.13 朱才朝, 秦大同, 李润方, 宋胜德. 三环减速器实际接触齿数及载荷分配的研究. 农业机械学报, 2000,31(2): 6063.14 张春林, 姚九成. 平动齿轮机构的基本型与其演化的研究. 机械设计与研究,1998 ,3(1):2930.致 谢在本次毕业设计中，我首先要感谢我的指导教师，她渊博的知识和学术上严谨的态度给我留下了深刻的印象。在她的精心指导下，我的设计思路逐渐开阔，知识面得以扩充，以往的设计误区和错误也得到了纠正，激发了我不断学习

40、新知识的欲望。其次我要感谢我的母校，她为我提供了这次宝贵的锻炼机会和良好的设计环境，不仅使我所学得以巩固，而且还为我以后工作打下了坚实的基础。最后我要感谢那些长期致力于机械行业的学者们，在设计过程中，他们的著作弥补了我设计中的不足之处，使我的设计更加完善。评语：1. 正文中部分字体为4号字体，根据毕业论文要求为宋体小4号字，请按排版要求来规范论文。各章题序及标题：小2号黑体；各节的一级标题：4号黑体；正文：小4号宋体；2. 目录中需增加二级标题的目录。3. 增加总结。4. 缺少内容摘要。摘要是论文内容的简述，应包括本论文的成果及理论实际意义。5. 三环减速器的改进方案中平顶圆弧齿同步带传动作为一级传动表达的不够详细，可以从带轮的结构尺寸改变，加以调整，增加减速器的使用范围。29