三环减速器毕业设计【含CAD图纸、说明书】
0摘 要三环减速器是一种新型的齿轮机构,其基本结构是有一根低速轴、二根高速轴和三片转动环板构成。各轴均平行配置,相同的两根高速轴带动三片传动板呈 120相位差作平面运动,通过传动环板与低速轴上的齿轮相啮合,形成大传动比。各轴的轴端可以单独或者同时传输动力。而三环式传动机构自成体系。按基本型的单级传动,增加高速与低速轴的数量,改变高速与低速轴的相互位置,可以形成若干派生型机构系列。此外,该传动装置因采取独特的“平行轴-动轴”三环式传动原理,基本构件的运动和受力均衡,又充分的运用了功率分流和多齿内啮合。关键词:少齿差行星齿轮传动机构;三环式传动机构;直齿圆柱齿轮传动;效率;1ABSTRACTThree circle reducer is a sort of new gear wheel machine. The basic structure is made up of a low speed axis, a high speed axis,and three piece of running board. Each axis is collocated parallelly.The two same high speed axis move complanately which bring along the three piece of the driving board with 120 degree . It joggle across the gear wheel of the moving annulus board and the low speed axis, and then come into being big transmission rate. The end of the axis of each axis can transmit the power solely, also can transmit at the same time.The three circle of driving machine can be formed from its own systerm. It move follow the basic model by single step. If increase the quantity of the high speed axis and the low speed axis, and change the position between the high speed axis and the low speed axis, so that can come into being another machine catena. Furthermore, the driving equipment is taken the particular elements with three circle driving of parallel axis-moved axis, the movement and the force of the basic component is balanced. And also it is filled with power distributary and much tooth of inner joggle.Key words: little tooth with planet of driving machine, three circle of driving machine, straight tooth gear of wheel driving with column, efficiency.2绪 论毕业设计是大学期间的最后学习阶段,是培养主动学习、提高创新能力的重要环节,是对学习,研究,实践,成果的全面总结,能够全面提高学生工程实践能力,同时也是对学生毕业及学位认可的重要依据;它集运用性、实践性、工程性、探索性于一体,以利于大学生毕业后快速融入快速发展的 21 世纪,早日成为社会的栋梁。指导思想现代社会对人才提出了更高的要求,作为一名当代大学毕业生,不仅要具有坚实的专业基础知识,还应具备工程技术人才应有的综合素质。为了适应这一发展趋势,我们应立足于:变传统的、僵化的、单纯的毕业设计为培养主动学习,提高创新能力,树立团结协作精神,强化计算机运用等多维兼容性毕业设计;同时通过完成毕业设计,锻炼学生解决实际工程问题的能力;在整个毕业设计的过程中,以我们主动学习为主,教师适时指导为辅;将素质教育与毕业设合,从根本上提高毕业设计的质量和水平。设计介绍三环减速器是为适应机械工程发展的需要、在综合分析已有的平行轴少齿差减速器技术发展趋势的基础上开发的一种新型传动装置该传动装置。3采用了少齿差行星齿轮传动原理,具有功率分流、内啮合和多齿接触等特点,具有较高的承载能力、过载性能和传动效率。其构思新颖奇特,获国家发明专利,有巨大的经济效益。以下是具体设计过程,共分个章节,其中穿插有具体的公式、图片、表格和附图等,由于能力及时间有限,错误在所难免,希望老师多多批评指正。 4第一章 三环式变速传动设计介绍 我们所设计的三环减速器是一种新型通用的减速装置,是属于K-H型少齿差行星齿轮传动中外置偏心轴形式的一种。本发明专利独创了“平行轴动轴”传动机构,其产品由一根低速轴、二根高速轴和三片传动环板构成。两根高速轴保持三片环板呈 120相位差作平面运动,并与低速轴上的齿轮内接,通过多对齿与齿或针销与齿相啮合,形成大的传动比,同时能经受较高的荷载与过载。该专利的通用产品,简称三环减速器,同现有的减速器相比,比相同承载能力的普通多级圆柱齿轮减速器的体积小1312;质量轻1213;比相同体积的摆丝针轮减速器的承载能力多50% ;比相同功率蜗杆减速器效率高1035%;比硬齿面减速器造价低50% 以上。此种减速器是节材、节能的新型通用减速器 ,其构造原理正确,结构新颖。该装置采用“平行轴”动轴”传动,兼有二者的主要优点,具有承载能力高、传动比大、体积小、质量轻、效率高、运转平衡、可以由几个轴端同 时传递动力等优点 。该型减速器的基本型构造组成如下图所示,其中两根互相平行且各具有三个偏心的高速轴1为输人轴,动力通过其中任一轴或两轴同时传输,三片传动内齿圈2通过转臂轴承6装在两根高速轴上,一根带齿的低速轴3(输出轴)与高速轴平行,各轴均通过轴承4支承在机体5上,内齿圈与低速轴的外齿啮合运动,形成大传动比。三片内齿圈同时与低速轴啮合,啮合的瞬时相位差呈120度角。高速轴与低速轴的回转方向相反。5第二章 传动原理及结构特点2.1 传动原理其基本型主要由一根低速轴,二根高速轴,和三片传动环板构成。各轴均平行配置。相同的两根高速轴带动三片传动环板呈 120相位差作平面运动,传动环板内圆与低速轴的外圆内接,通过齿与齿或针销与齿相啮合,形成大传动比。各轴的轴端可以单独或同时传输动力。该传动装置因采取简巧独特的“平行轴-动轴”三环式传动原理,基本构件的运动和受力均衡,又充分地运用了功率分流和多齿内啮合,故具有外形小,传动比大,承载能力强、过载性能好,效率高,运转平稳及多轴端传输动力,制造与维修简便等优点。三环减速器基本型的工作原理如图所示,由一根具有外齿轮套接的低速轴 1、二根由三个互呈 120 度偏心的高速轴 2 和三片具有内齿轮的环板3 组成。减速时,高速轴 2 作为输入轴,带动环板 3 上的内齿轮做平面运动,靠内齿轮与低速轴 1 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输入动力。如要求增速,则轴 1(外齿轮轴)作输入轴,轴 2 作输出轴。其传动比的计算公式为:i1h- z 2( z2-z1)式中 z 1外齿轮齿数;z2内齿轮齿数;负号表示回转方向相反,三片内齿圈类似于 3 个行星轮,因由外齿轮直接输出,故没有一般行星齿轮传动的行星架或少齿差传动的输出机构,简化了机构,却仍保留了同轴线动轴传动减速器的传动比大和结构紧揍的特点。6如上图,中间是节圆直径为 dl 的外齿轮,轴线是固定的,外齿轮只能绕 抽回转,与外齿轮啮合的是节圆直径为 d2 的内齿环,内齿环用滚1O动轴承装在两根偏心轴上,两根偏心轴的轴线在 和 两点,两轴的偏2O3心距相同为 ,偏心的方向也相同,内齿环和两根偏心轴组成平行23/rd四连杆机构如图,当偏心轴回转时内齿环作平动,齿环上任何一点都有相同的轨迹和速度,内外齿轮直径与偏心距之间有下列关系: d3d2-d172.2 结构原理及特点渐开线少齿差行星齿轮传动按传动形式可分为 N 型( KH 型)和 NN型(2KH 双内啮合型)两类,N 型内齿行星齿轮传动的基本结构形式之一三环减速器,如图 1 所示:两根互相平行且各具有 3 个偏心轴颈的高速轴 3,动力通过其中任一轴或两轴同时传输,3 个传动内齿轮 1 通过轴8承 2 装在轴上,外齿轮 7 的轴 4 为低速轴,其轴线与高速轴 3 的轴线平行,低速轴通过轴承 5 支承在机架 6 上,3 个内齿轮 1 与外齿轮 7 啮合,啮合瞬时相位差呈 120。其传动原理为输入轴旋转时,行星轮(内齿轮 1)不是作摆线运动,而是通过一双曲柄机构(具有偏心轴颈的高速轴)引导作圆周平动 。第三章 设计约束条件3.1 内齿轮顶圆应大于基圆由于基圆内没有渐开线,为避免干涉,要求内齿轮的齿顶圆应大于基圆,即: 2bad9式中 内齿轮齿顶圈直径2ad内齿轮基圆直径b约束条件: cos2122mzhzdgaba在通常条件下,这一条件均能得到满足,可不与验算。3.2 内、外齿轮齿顶均不得变尖,齿顶厚应大于许用值 as032asg式中 输出轴外齿轮齿顶厚1as111 cos/ aainviztxm外齿轮齿顶圆压力角1a内齿轮齿顶厚2s22cos/ aaa invizm内齿轮齿顶圆压力角23.3 内外齿圈不产生过渡曲线干涉内齿圈:04 121020 tgztgztztgz aa式中: 插齿刀齿数0a插齿刀齿顶压力角内外齿轮传动啮合角100插齿刀加工时的啮合角外齿轮:02sin/45 11122 xhtgztztgz aa对于少齿差传动,此种干涉可满足,不必验算。3.4 切制内齿圈不产生顶切现象内齿圈:06 121020 tgztgztztgz aa式中: 插齿刀齿数0a插齿刀齿顶压力角内外齿轮传动啮合角0插齿刀加工时的啮合角外齿轮:02sin/47 11122 xhtgztztgz aa对于少齿差传动,此种干涉可满足,不必验算。3.5 内啮合齿轮副的重合度约束条件为了提高三环减速器传动的平稳性和降低传动的噪声,应尽可能大的增大重合度,且至少使重合度 1128212 aatgzttgzg3.6 不发生齿廓重叠干涉的约束条件如下图所示,两轮齿顶圆相交于 G 点,当外齿轮齿顶 E 转到 G 点时,外11齿轮转过的角度为 ,那么内齿轮相应地转过角度为 ,1 211/)(zz故不产生齿廓重叠干涉的条件为 211/)(zz2g(9)=z1 0)()( ,1invazinvainva式中 cos 1=(ra22-ra12a 2)/2ara1cos 2=( ra22-ra12+a2)/2ara2a内齿轮副的中心距经验表明,两齿轮的齿数差愈小,发生齿廓重叠干涉的可能性愈大。当 时,则将不会发生这种干涉,则必须增大内齿轮的变位系数,102z使传动的啮合角 增大。根据计算结果可知,在不同齿数差的情况下,要12避免齿廓重叠干涉时,需的啮合角所 值如表 1: 3.7 齿轮模数的约束条件:按模数标准系列取值(从数据库中选取)。3.8 强度约束条件:在三环减速器少齿差行星传动中,由于内齿轮与低速轴的外齿轮为内接触,两齿轮的曲率中心在同一方向,而且两曲率半径相差甚小,因此相互的接触面积大,接触应力较小。所以,对于三环减速器,其主要的失效形式一般为轮齿折断和转臂轴承的疲劳破坏,而不会产生齿面点蚀破坏,故在此仅需进行齿根弯曲强度计算和转臂轴承寿命计算,不需要验算其齿面接触强度。输出轴外齿轮: 1112/()FpFgFPKkTYBdm内齿圈: 212/PY式中 F1, F2分别为外齿轮和内齿轮的齿根弯曲应力表 1齿数差 啮合角12z 56420312z 38413T内齿圈传递的转矩dg外齿轮的分度圆直径YF1,YF2分别为外齿轮和内齿轮的齿形系数K载荷系数kp三片内齿圈间载荷分布不均匀系数 FP1, FP2分别为外齿轮和内齿圈的许用齿根弯曲应力n转臂轴承转速力得齿根弯曲强度约束条件:g(10)=FP1-F1 0g(11)=FP2-F2转臂轴承的寿命约束条件Lh=106(c/p)3.3/(60n) hL式中 c 轴承额定动载荷p轴承所受动载荷,p=1.25RR轴承名义径向载荷R=(C1+C2+C3) )cos/(,1amzT3.9 应使啮合角不为负值无侧隙啮合时,当 时,则 ;当 时,则 ,1221为使 ,应满足00/12112invxtgzg143.10 节点对面两齿顶互相抵触干涉通常只需满足条件:02131aadg3.11 小齿轮和插齿刀不产生根切0sin214zhga5203.12 内、外齿轮齿底与齿顶之间应该分别留有顶隙少齿差内啮合传动,一般采用齿顶高系数 ,而加工时采8.06ha用标准刀具,所以上述两种要求均得到满足,无需验算。综上分析可知,一般应考虑的条件为 1、2、4、5、6、8 和 11 条。第四章 受力分析4.1 单轴输入时的受力分析三片内齿圈在啮合过程中相位差仅为 120 度角,在一周范围内其受情况是完全一样的,故只分析其中的一片即可。取单片内齿圈为隔离,其受力如图 2.15A 轴为输入轴,任意转角为 时,A 轴通过转臂轴传递给内齿圈的力有 , ,B 轴通过转臂轴承传给内齿圈的力只有 , 方向如图 2rFt BF所示,负载通过外齿轮传给内齿圈的力 , 切于基圆,指向啮合点,nF因内齿圆做匀速平动,根据平面物体的静力平衡方程可列出:(6.1)0)sin(cos)9cos(co,aFFXBAtAr(6.2))co(in)in(i, Fyn BAtAr (6.3) )cos()s()si(i2i arlaF raFMbn bnBA 从 ( 6.3) 式可解得: /)cs()si2/( ,lrbnB将 值代入 (6.1)(6.2)式得 FcosanAt )cos(/)si2/( alrFFbnBr (当 时,在 =0 点, 、 为不定值。 )lab/co BArF16从上面 、 的表达式可以看出若 为常数,当 = 0(或 360) ,ArFBnF180 时, sin= 0 ,则 、 趋于无穷大,此时不能传递力距。因而单ArB向内齿圈 在一周范围内由外齿轮传递给它的力 也是变化的。只有当nsin 趋于零, 也趋于零时,才有可能使 、 在 = 0 (或nFArFB360) ,180 时取得某一定值。而判断这些特殊点的极值是否存在桌需求出 、 即可。ArBlraSinFLimi bnFBN /)cos()2/( ,00 因不知 以何种方式趋近于零,故设nCFnsil0则 lrabBFn ,0(cos2lim同理可求得: )(cos2li ,0 lraCbBFn )(cslim,018lrbFn )(cos2li ,018 lraCbBFn 17因 的极值存在, 存在,在上述分析的基础上,可以推断,单片BFArF内齿圈在 360 范围内所传递 不是常值,而是符合某一规律变化,在n时, 也趋于零,而且在任一瞬时应满足三片内齿圈所传递的0sinn力之和为一常值。根据这些条件,假设单片内齿圈 的变化规律为如下:nF图 9 所示是个分段连续的函数,其表达式如下:)2(3)(3maxaxmaxannnnFF23/53/54/3/2/0在作了上述假设之后, , 是个分段连续的函数,对于任意 值,BArF都可以求出 值或 值,若为正,则表示与假设方向一致,若为负,则BAr表示与假设方向相反,但对轴承的受力分析而言,只要取它的绝对值即可,18由于轴承的受力随 值而变化,有大有小,不直观,现不妨来求它的均值:dFBB20_1=dlrabn20,si/)co(为了积分方便,现用 代替上面假设的分段连续函数。则inmaxnF的表达式如下:_BFdlrabn20,max /)cos(4又 ,故 。令 ,则 。因lrb1/lrb lb/)/arcos(lb是周期函数, 的大小对于一个周期内的积分无影响,故为了)cos(,a,a积分方便,令代入,则0, dlr dlrlrFb bbnB)/(cos )cos/()/(s42 20max_ )2()(12max llFbn同理可求得: )2()(12max_ lrlFbbnAr19,max_cos2FnAt故 2/1_2_)(Atr设负载力矩为 T,则:3 bnrF/maxbnr6ax小结: .由以上分析可知,这种减速器的转臂轴承受力确实小于其它各种形式的少齿差行星减速器,能有效地解决转臂轴承寿命低的问题,并能提高整个减速器的效率。.转臂轴承的受力与啮合角有关,是随啮合角增大而减小。 .这种减速器必须采用 3 片带内齿的传动齿板。虽然用双电机输入时,采用单片也能成立,但输入总功率要加大一倍,显然是不可取的;而用两片时,虽然输入总功率不增加但万一其中一个电机损坏,则该机构就不能正常工作,因而也不可取,所以不管单轴输入或双铀输入都应采用三片传动齿板。 .这种减速器与内置双曲柄少齿差减速器(即 RV 减速器)一样,其转臂轴承的受力不是恒定的,并且波动较大。这个特点对整机性能是否有利,有待进一步研究。20第五章 效率分析及计算现在来分析三环减速器的效率,三环减速器的效率主要由两部分组成,即啮合效率及转臂轴承的效率。因三环减速器的啮合效率同一般少齿差行星传动的啮合效率完全一样,在此就不再赘述。主要分析转臂轴承的效率。5.1 转臂轴承的效率分析三环减速器的内齿圈每片通过两个转臂轴承与输入轴相连,用偏心套形成转臂,三片的效率是完全一样的,设 A 轴承受力 FA=C1Famax .B 轴承受力 FB=C2Fbmax,由于转臂轴承只随转轴作偏心运动,本身不自转,即转臂轴承的转速即为输入轴的转速为 1,设轴承内径为 r,滚动磨擦系数为 f,因摩擦而损耗的功率:1max21)()( rfFCrfPnBAf令 yC21则 1maxrfFnf而转臂传递的扭矩为 ,即 = 则输入功率HTi3。13/iPH21T 为负载力矩,故转臂的轴承的效率为 bHfHfbP1TirfFCny3max又 代入:1max36ZosrFbn( 为齿轮差)psbzfCc1p从 的表达式可以看出,转臂轴承的效率,除与 值有关外,还与b sc比值有关,一般来说当 增大, 也增大,但对同一基座型号pzmrpzmr减速器而言, 值变化不大,为了计算方便,在下面的效率计算中, 值均r r取为相同。5.2 效率计算5.2.1 啮合效率定轴轮系渐开线少齿差内齿轮副的啮合效率计算公式如下:其中:(5.4)afafggzf 11122(5.5)ngg PLf01212,cosatgzmL221,10cos2atgzmLPn(5.4)式为节点在啮合线内的计算公式, (5.5)式为节点在啮合线外的计算公式 取 ,三环减速器的啮合效率计算公式如下:05.gfgai1下表即为计算所得的啮合效率Z1 68Z2 70ha* 0.6X1 0.158949414X2 0.28004824328.24 1a 24.035节点位置 在啮合线外a1.10156905%99.01235.2.2 轴承的效率及三环减速器的效率先求 值,从 的表达式可以看出, 值与 的比值及啮合角有sCs sCbrl/关,当 不变时, 的比值越大, 值越小,当 不变时, 越大,,abrl/s ,a值也越小,这仅仅从表达式定性分析而知。下面不妨取单轴输入情况来s作定量分析。 的表达式已在前面推出单轴输入 =sCsC212/122 lrlbb12,1cosCaC其中 。表四即为计算所得的 值。lreb/ sC表 4 Cs值(单轴输入)24从上述计算值可以看出,在啮合角 在 54.0326.1 变化时, 值,asC仅差 0.1605,当 在 1.702.0 之间变化时, 值仅差 0.0275,可见brl/ sC值的变化是很小的。故在下面的各种计算中仅取 =1.85 来计算。轴sC brl/承的效率计算公式已由前面推出:取 , , 即可求得轴承的效率 。进而求得三环减速3m20r2.f b器的总效率 ,表 5 即为求得的效率ba表 5 单轴输入三环减速器的效率 pz1 2 3 4,a54.03 53.7 53.6 39.6 39.2 38.8 30.9 30.4 29.4 26.1 25.5 24.5l/rbCs1.70 1.75 1.80 1.85 1.90 1.95 2.054.03 0.9047 0.8989 0.894 0.8892 0.8851 0.881 0.877253.7 0.9067 0.9012 0.896 0.8913 0.8812 0.8823 0.879353.6 0.9075 0.9018 0.896 0.8920 0.8879 0.8839 0.88039.6 0.9926 0.9873 0.982 0.978 0.9742 0.9703 0.96739.2 0.9948 0.990 0.985 0.9807 0.9768 0.9731 0.969438.8 0.9971 0.9918 0.987 0.9826 0.9787 0.975 0.971230.9 1.037 1.032 1.027 1.023 1.0198 1.0161 1.015230.4 1.038 1.034 1.030 1.025 1.02222 1.0184 1.016929.7 1.0397 1.0381 1.034 1.0291 1.0254 1.0217 1.018126.1 1.0588 1.0537 1.049 1.0448 1.0411 1.0374 1.0339psbZaCfrco125sC0.8892 0.8913 0.892 0.978 0.9807 0.9826 1.0235 1.0259 1.0291 1.0448 1.0473 1.0512%a95.31695.3995.68598.06398.33399.55999.15799.3899.6599.67699.85 99.7b96.0396.02796.02397.8297.81497.80998.47998.47698.4798.8498.8398.83091.5391.6291.8895.9396.1896.39997.6597.8798.1398.5298.6898.5325.2.3 结果分析根据冶金工业部重庆钢铁设计研究院在重庆大学进行的性能试验,三环减速器的实测效率如图 5 所示。而我们分析计算的效率表 5 与此基本相符,说明上述的分析计算是正确的。因此,根据以上理论分析可得出如下结论:(1)这种传动,当单轴输入时,每一片行星轮在 0 和 180 时是不能传递扭矩的,所以必须要用三片以上的行星轮。(2)三片行星轮不是同时均匀受力,故齿轮强度计算时,只能按二片同时受力来考虑载荷。(3)该传动转臂轴承受力较 K-H-V 型要小,故转臂轴承的轴承可达 2万多小时,而 K-H-V 型只有 5000-10000 小时左右。(4)由于该传动没有输出机构,而且转臂轴承受力小,所以该传动的效率较高,可达 92%-96%。(5)该传动双轴输入的效率高于单轴输入的效率。(6)齿数差对该传动的效率有较大的影响,齿数差越大,效率越高。(7)在同一齿数差时,啮合角对效率略有影响。26(8)二转臂轴承的距离对效率也有一些影响,距离越大,效率越高,但影响不大,故没有必要人为加大这个距离而使尺寸增大。第六章 设计计算及校核这种三环减速器的原动机输入转速是 1050r/min,输入功率是 145kw,传动比是 34,输出转矩是 40 KNm6.1 自由度计算已知:n=10 PL=10 PH =3由公式得:F=3n-2 P L - PH =310-213-3=1276.2 传动计算6.2.1 选齿数差由于此为渐开线少齿差行星齿轮传动,根据公式=hn-212Z由于 n2 固定所以转速为 0 所以:=h112Z所以 式21i(6.1)由于齿数差越大,所对应啮合角越小,而小的啮合角影响效率,同时对转臂的效率和使用寿命。影响更显著。同时两轮的齿数差越小,产生轮廓重叠干涉的可能性就越大。 因此,鉴于上述结论,初选齿数差为 2,即 Z2 -Z1 =2,根据公式 ( 3):Z 1 =68 ,Z 2 = 70 。 6.2.2 初选啮合角 查5中表得 ha* 重合度不重合系数 GsZP=Z1-Z20.6 0.75 0.82 28.5 29.5 30.51.125 0.0528由于少齿差传动选用齿顶高系数 ha*为 0.60.8,当齿数差 ZP 一定时,齿顶高系数 ha*取得越小,传动啮合角就越小。而当齿数差 ZP 越小,所需啮合角 越大。因此初选啮合角 =41,齿顶高系数选 0.8。6.2.3 选取模数按此三环减速器的结构尺寸,选用 d 2 =420,从而m= = 2z4067由1表 7-2 选取标准模数 m=66.2.4 选压力角 标准值 =206.2.5 计算标准中心距a=m(Z 2-Z1)/2=6(48-45)/2=6mm6.2.6 计算实际中心距a= a=cos20/cos416=7.5mmcos取 a=7.56.2.7 优化设计选用模数综合分析,取 m 为 6,实际中心距 a=7.5,其啮合角为 41.26得原始数据如下小齿轮齿数Z1大齿轮齿数 Z2插齿刀齿数 Zu模数 m压力角 齿顶高系数ha*68 70 20 6 20 0.8296.2.8 精确计算啮合角 = 1acos()41.266.2.9 计算变位系数根据无侧隙啮合方程可求得齿轮的变位系数总和x= (inv -inv )= (inv41.26-inv200)tgz21 07682tg=0.288487由计算法分配变位系数 , 1x2=0.51x xyz)(12由于该小齿轮为输入齿轮,所以到 0.812取 0.x所以 14327= =0.43283322x16.2.10 中心距分离系数 y= = =0.25ma7.566.2.11 齿顶高变动系数 0.385yx6.2.12 分度圆直径 d1=mz1=668=408 0摘 要三环减速器是一种新型的齿轮机构,其基本结构是有一根低速轴、二根高速轴和三片转动环板构成。各轴均平行配置,相同的两根高速轴带动三片传动板呈 120相位差作平面运动,通过传动环板与低速轴上的齿轮相啮合,形成大传动比。各轴的轴端可以单独或者同时传输动力。而三环式传动机构自成体系。按基本型的单级传动,增加高速与低速轴的数量,改变高速与低速轴的相互位置,可以形成若干派生型机构系列。此外,该传动装置因采取独特的“平行轴-动轴”三环式传动原理,基本构件的运动和受力均衡,又充分的运用了功率分流和多齿内啮合。关键词:少齿差行星齿轮传动机构;三环式传动机构;直齿圆柱齿轮传动;效率;1ABSTRACTThree circle reducer is a sort of new gear wheel machine. The basic structure is made up of a low speed axis, a high speed axis,and three piece of running board. Each axis is collocated parallelly.The two same high speed axis move complanately which bring along the three piece of the driving board with 120 degree . It joggle across the gear wheel of the moving annulus board and the low speed axis, and then come into being big transmission rate. The end of the axis of each axis can transmit the power solely, also can transmit at the same time.The three circle of driving machine can be formed from its own systerm. It move follow the basic model by single step. If increase the quantity of the high speed axis and the low speed axis, and change the position between the high speed axis and the low speed axis, so that can come into being another machine catena. Furthermore, the driving equipment is taken the particular elements with three circle driving of parallel axis-moved axis, the movement and the force of the basic component is balanced. And also it is filled with power distributary and much tooth of inner joggle.Key words: little tooth with planet of driving machine, three circle of driving machine, straight tooth gear of wheel driving with column, efficiency.2绪 论毕业设计是大学期间的最后学习阶段,是培养主动学习、提高创新能力的重要环节,是对学习,研究,实践,成果的全面总结,能够全面提高学生工程实践能力,同时也是对学生毕业及学位认可的重要依据;它集运用性、实践性、工程性、探索性于一体,以利于大学生毕业后快速融入快速发展的 21 世纪,早日成为社会的栋梁。指导思想现代社会对人才提出了更高的要求,作为一名当代大学毕业生,不仅要具有坚实的专业基础知识,还应具备工程技术人才应有的综合素质。为了适应这一发展趋势,我们应立足于:变传统的、僵化的、单纯的毕业设计为培养主动学习,提高创新能力,树立团结协作精神,强化计算机运用等多维兼容性毕业设计;同时通过完成毕业设计,锻炼学生解决实际工程问题的能力;在整个毕业设计的过程中,以我们主动学习为主,教师适时指导为辅;将素质教育与毕业设合,从根本上提高毕业设计的质量和水平。设计介绍三环减速器是为适应机械工程发展的需要、在综合分析已有的平行轴少齿差减速器技术发展趋势的基础上开发的一种新型传动装置该传动装置。3采用了少齿差行星齿轮传动原理,具有功率分流、内啮合和多齿接触等特点,具有较高的承载能力、过载性能和传动效率。其构思新颖奇特,获国家发明专利,有巨大的经济效益。以下是具体设计过程,共分个章节,其中穿插有具体的公式、图片、表格和附图等,由于能力及时间有限,错误在所难免,希望老师多多批评指正。 4第一章 三环式变速传动设计介绍 我们所设计的三环减速器是一种新型通用的减速装置,是属于K-H型少齿差行星齿轮传动中外置偏心轴形式的一种。本发明专利独创了“平行轴动轴”传动机构,其产品由一根低速轴、二根高速轴和三片传动环板构成。两根高速轴保持三片环板呈 120相位差作平面运动,并与低速轴上的齿轮内接,通过多对齿与齿或针销与齿相啮合,形成大的传动比,同时能经受较高的荷载与过载。该专利的通用产品,简称三环减速器,同现有的减速器相比,比相同承载能力的普通多级圆柱齿轮减速器的体积小1312;质量轻1213;比相同体积的摆丝针轮减速器的承载能力多50% ;比相同功率蜗杆减速器效率高1035%;比硬齿面减速器造价低50% 以上。此种减速器是节材、节能的新型通用减速器 ,其构造原理正确,结构新颖。该装置采用“平行轴”动轴”传动,兼有二者的主要优点,具有承载能力高、传动比大、体积小、质量轻、效率高、运转平衡、可以由几个轴端同 时传递动力等优点 。该型减速器的基本型构造组成如下图所示,其中两根互相平行且各具有三个偏心的高速轴1为输人轴,动力通过其中任一轴或两轴同时传输,三片传动内齿圈2通过转臂轴承6装在两根高速轴上,一根带齿的低速轴3(输出轴)与高速轴平行,各轴均通过轴承4支承在机体5上,内齿圈与低速轴的外齿啮合运动,形成大传动比。三片内齿圈同时与低速轴啮合,啮合的瞬时相位差呈120度角。高速轴与低速轴的回转方向相反。5第二章 传动原理及结构特点2.1 传动原理其基本型主要由一根低速轴,二根高速轴,和三片传动环板构成。各轴均平行配置。相同的两根高速轴带动三片传动环板呈 120相位差作平面运动,传动环板内圆与低速轴的外圆内接,通过齿与齿或针销与齿相啮合,形成大传动比。各轴的轴端可以单独或同时传输动力。该传动装置因采取简巧独特的“平行轴-动轴”三环式传动原理,基本构件的运动和受力均衡,又充分地运用了功率分流和多齿内啮合,故具有外形小,传动比大,承载能力强、过载性能好,效率高,运转平稳及多轴端传输动力,制造与维修简便等优点。三环减速器基本型的工作原理如图所示,由一根具有外齿轮套接的低速轴 1、二根由三个互呈 120 度偏心的高速轴 2 和三片具有内齿轮的环板3 组成。减速时,高速轴 2 作为输入轴,带动环板 3 上的内齿轮做平面运动,靠内齿轮与低速轴 1 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输入动力。如要求增速,则轴 1(外齿轮轴)作输入轴,轴 2 作输出轴。其传动比的计算公式为:i1h- z 2( z2-z1)式中 z 1外齿轮齿数;z2内齿轮齿数;负号表示回转方向相反,三片内齿圈类似于 3 个行星轮,因由外齿轮直接输出,故没有一般行星齿轮传动的行星架或少齿差传动的输出机构,简化了机构,却仍保留了同轴线动轴传动减速器的传动比大和结构紧揍的特点。6如上图,中间是节圆直径为 dl 的外齿轮,轴线是固定的,外齿轮只能绕 抽回转,与外齿轮啮合的是节圆直径为 d2 的内齿环,内齿环用滚1O动轴承装在两根偏心轴上,两根偏心轴的轴线在 和 两点,两轴的偏2O3心距相同为 ,偏心的方向也相同,内齿环和两根偏心轴组成平行23/rd四连杆机构如图,当偏心轴回转时内齿环作平动,齿环上任何一点都有相同的轨迹和速度,内外齿轮直径与偏心距之间有下列关系: d3d2-d172.2 结构原理及特点渐开线少齿差行星齿轮传动按传动形式可分为 N 型( KH 型)和 NN型(2KH 双内啮合型)两类,N 型内齿行星齿轮传动的基本结构形式之一三环减速器,如图 1 所示:两根互相平行且各具有 3 个偏心轴颈的高速轴 3,动力通过其中任一轴或两轴同时传输,3 个传动内齿轮 1 通过轴8承 2 装在轴上,外齿轮 7 的轴 4 为低速轴,其轴线与高速轴 3 的轴线平行,低速轴通过轴承 5 支承在机架 6 上,3 个内齿轮 1 与外齿轮 7 啮合,啮合瞬时相位差呈 120。其传动原理为输入轴旋转时,行星轮(内齿轮 1)不是作摆线运动,而是通过一双曲柄机构(具有偏心轴颈的高速轴)引导作圆周平动 。第三章 设计约束条件3.1 内齿轮顶圆应大于基圆由于基圆内没有渐开线,为避免干涉,要求内齿轮的齿顶圆应大于基圆,即: 2bad9式中 内齿轮齿顶圈直径2ad内齿轮基圆直径b约束条件: cos2122mzhzdgaba在通常条件下,这一条件均能得到满足,可不与验算。3.2 内、外齿轮齿顶均不得变尖,齿顶厚应大于许用值 as032asg式中 输出轴外齿轮齿顶厚1as111 cos/ aainviztxm外齿轮齿顶圆压力角1a内齿轮齿顶厚2s22cos/ aaa invizm内齿轮齿顶圆压力角23.3 内外齿圈不产生过渡曲线干涉内齿圈:04 121020 tgztgztztgz aa式中: 插齿刀齿数0a插齿刀齿顶压力角内外齿轮传动啮合角100插齿刀加工时的啮合角外齿轮:02sin/45 11122 xhtgztztgz aa对于少齿差传动,此种干涉可满足,不必验算。3.4 切制内齿圈不产生顶切现象内齿圈:06 121020 tgztgztztgz aa式中: 插齿刀齿数0a插齿刀齿顶压力角内外齿轮传动啮合角0插齿刀加工时的啮合角外齿轮:02sin/47 11122 xhtgztztgz aa对于少齿差传动,此种干涉可满足,不必验算。3.5 内啮合齿轮副的重合度约束条件为了提高三环减速器传动的平稳性和降低传动的噪声,应尽可能大的增大重合度,且至少使重合度 1128212 aatgzttgzg3.6 不发生齿廓重叠干涉的约束条件如下图所示,两轮齿顶圆相交于 G 点,当外齿轮齿顶 E 转到 G 点时,外11齿轮转过的角度为 ,那么内齿轮相应地转过角度为 ,1 211/)(zz故不产生齿廓重叠干涉的条件为 211/)(zz2g(9)=z1 0)()( ,1invazinvainva式中 cos 1=(ra22-ra12a 2)/2ara1cos 2=( ra22-ra12+a2)/2ara2a内齿轮副的中心距经验表明,两齿轮的齿数差愈小,发生齿廓重叠干涉的可能性愈大。当 时,则将不会发生这种干涉,则必须增大内齿轮的变位系数,102z使传动的啮合角 增大。根据计算结果可知,在不同齿数差的情况下,要12避免齿廓重叠干涉时,需的啮合角所 值如表 1: 3.7 齿轮模数的约束条件:按模数标准系列取值(从数据库中选取)。3.8 强度约束条件:在三环减速器少齿差行星传动中,由于内齿轮与低速轴的外齿轮为内接触,两齿轮的曲率中心在同一方向,而且两曲率半径相差甚小,因此相互的接触面积大,接触应力较小。所以,对于三环减速器,其主要的失效形式一般为轮齿折断和转臂轴承的疲劳破坏,而不会产生齿面点蚀破坏,故在此仅需进行齿根弯曲强度计算和转臂轴承寿命计算,不需要验算其齿面接触强度。输出轴外齿轮: 1112/()FpFgFPKkTYBdm内齿圈: 212/PY式中 F1, F2分别为外齿轮和内齿轮的齿根弯曲应力表 1齿数差 啮合角12z 56420312z 38413T内齿圈传递的转矩dg外齿轮的分度圆直径YF1,YF2分别为外齿轮和内齿轮的齿形系数K载荷系数kp三片内齿圈间载荷分布不均匀系数 FP1, FP2分别为外齿轮和内齿圈的许用齿根弯曲应力n转臂轴承转速力得齿根弯曲强度约束条件:g(10)=FP1-F1 0g(11)=FP2-F2转臂轴承的寿命约束条件Lh=106(c/p)3.3/(60n) hL式中 c 轴承额定动载荷p轴承所受动载荷,p=1.25RR轴承名义径向载荷R=(C1+C2+C3) )cos/(,1amzT3.9 应使啮合角不为负值无侧隙啮合时,当 时,则 ;当 时,则 ,1221为使 ,应满足00/12112invxtgzg143.10 节点对面两齿顶互相抵触干涉通常只需满足条件:02131aadg3.11 小齿轮和插齿刀不产生根切0sin214zhga5203.12 内、外齿轮齿底与齿顶之间应该分别留有顶隙少齿差内啮合传动,一般采用齿顶高系数 ,而加工时采8.06ha用标准刀具,所以上述两种要求均得到满足,无需验算。综上分析可知,一般应考虑的条件为 1、2、4、5、6、8 和 11 条。第四章 受力分析4.1 单轴输入时的受力分析三片内齿圈在啮合过程中相位差仅为 120 度角,在一周范围内其受情况是完全一样的,故只分析其中的一片即可。取单片内齿圈为隔离,其受力如图 2.15A 轴为输入轴,任意转角为 时,A 轴通过转臂轴传递给内齿圈的力有 , ,B 轴通过转臂轴承传给内齿圈的力只有 , 方向如图 2rFt BF所示,负载通过外齿轮传给内齿圈的力 , 切于基圆,指向啮合点,nF因内齿圆做匀速平动,根据平面物体的静力平衡方程可列出:(6.1)0)sin(cos)9cos(co,aFFXBAtAr(6.2))co(in)in(i, Fyn BAtAr (6.3) )cos()s()si(i2i arlaF raFMbn bnBA 从 ( 6.3) 式可解得: /)cs()si2/( ,lrbnB将 值代入 (6.1)(6.2)式得 FcosanAt )cos(/)si2/( alrFFbnBr (当 时,在 =0 点, 、 为不定值。 )lab/co BArF16从上面 、 的表达式可以看出若 为常数,当 = 0(或 360) ,ArFBnF180 时, sin= 0 ,则 、 趋于无穷大,此时不能传递力距。因而单ArB向内齿圈 在一周范围内由外齿轮传递给它的力 也是变化的。只有当nsin 趋于零, 也趋于零时,才有可能使 、 在 = 0 (或nFArFB360) ,180 时取得某一定值。而判断这些特殊点的极值是否存在桌需求出 、 即可。ArBlraSinFLimi bnFBN /)cos()2/( ,00 因不知 以何种方式趋近于零,故设nCFnsil0则 lrabBFn ,0(cos2lim同理可求得: )(cos2li ,0 lraCbBFn )(cslim,018lrbFn )(cos2li ,018 lraCbBFn 17因 的极值存在, 存在,在上述分析的基础上,可以推断,单片BFArF内齿圈在 360 范围内所传递 不是常值,而是符合某一规律变化,在n时, 也趋于零,而且在任一瞬时应满足三片内齿圈所传递的0sinn力之和为一常值。根据这些条件,假设单片内齿圈 的变化规律为如下:nF图 9 所示是个分段连续的函数,其表达式如下:)2(3)(3maxaxmaxannnnFF23/53/54/3/2/0在作了上述假设之后, , 是个分段连续的函数,对于任意 值,BArF都可以求出 值或 值,若为正,则表示与假设方向一致,若为负,则BAr表示与假设方向相反,但对轴承的受力分析而言,只要取它的绝对值即可,18由于轴承的受力随 值而变化,有大有小,不直观,现不妨来求它的均值:dFBB20_1=dlrabn20,si/)co(为了积分方便,现用 代替上面假设的分段连续函数。则inmaxnF的表达式如下:_BFdlrabn20,max /)cos(4又 ,故 。令 ,则 。因lrb1/lrb lb/)/arcos(lb是周期函数, 的大小对于一个周期内的积分无影响,故为了)cos(,a,a积分方便,令代入,则0, dlr dlrlrFb bbnB)/(cos )cos/()/(s42 20max_ )2()(12max llFbn同理可求得: )2()(12max_ lrlFbbnAr19,max_cos2FnAt故 2/1_2_)(Atr设负载力矩为 T,则:3 bnrF/maxbnr6ax小结: .由以上分析可知,这种减速器的转臂轴承受力确实小于其它各种形式的少齿差行星减速器,能有效地解决转臂轴承寿命低的问题,并能提高整个减速器的效率。.转臂轴承的受力与啮合角有关,是随啮合角增大而减小。 .这种减速器必须采用 3 片带内齿的传动齿板。虽然用双电机输入时,采用单片也能成立,但输入总功率要加大一倍,显然是不可取的;而用两片时,虽然输入总功率不增加但万一其中一个电机损坏,则该机构就不能正常工作,因而也不可取,所以不管单轴输入或双铀输入都应采用三片传动齿板。 .这种减速器与内置双曲柄少齿差减速器(即 RV 减速器)一样,其转臂轴承的受力不是恒定的,并且波动较大。这个特点对整机性能是否有利,有待进一步研究。20第五章 效率分析及计算现在来分析三环减速器的效率,三环减速器的效率主要由两部分组成,即啮合效率及转臂轴承的效率。因三环减速器的啮合效率同一般少齿差行星传动的啮合效率完全一样,在此就不再赘述。主要分析转臂轴承的效率。5.1 转臂轴承的效率分析三环减速器的内齿圈每片通过两个转臂轴承与输入轴相连,用偏心套形成转臂,三片的效率是完全一样的,设 A 轴承受力 FA=C1Famax .B 轴承受力 FB=C2Fbmax,由于转臂轴承只随转轴作偏心运动,本身不自转,即转臂轴承的转速即为输入轴的转速为 1,设轴承内径为 r,滚动磨擦系数为 f,因摩擦而损耗的功率:1max21)()( rfFCrfPnBAf令 yC21则 1maxrfFnf而转臂传递的扭矩为 ,即 = 则输入功率HTi3。13/iPH21T 为负载力矩,故转臂的轴承的效率为 bHfHfbP1TirfFCny3max又 代入:1max36ZosrFbn( 为齿轮差)psbzfCc1p从 的表达式可以看出,转臂轴承的效率,除与 值有关外,还与b sc比值有关,一般来说当 增大, 也增大,但对同一基座型号pzmrpzmr减速器而言, 值变化不大,为了计算方便,在下面的效率计算中, 值均r r取为相同。5.2 效率计算5.2.1 啮合效率定轴轮系渐开线少齿差内齿轮副的啮合效率计算公式如下:其中:(5.4)afafggzf 11122(5.5)ngg PLf01212,cosatgzmL221,10cos2atgzmLPn(5.4)式为节点在啮合线内的计算公式, (5.5)式为节点在啮合线外的计算公式 取 ,三环减速器的啮合效率计算公式如下:05.gfgai1下表即为计算所得的啮合效率Z1 68Z2 70ha* 0.6X1 0.158949414X2 0.28004824328.24 1a 24.035节点位置 在啮合线外a1.10156905%99.01235.2.2 轴承的效率及三环减速器的效率先求 值,从 的表达式可以看出, 值与 的比值及啮合角有sCs sCbrl/关,当 不变时, 的比值越大, 值越小,当 不变时, 越大,,abrl/s ,a值也越小,这仅仅从表达式定性分析而知。下面不妨取单轴输入情况来s作定量分析。 的表达式已在前面推出单轴输入 =sCsC212/122 lrlbb12,1cosCaC其中 。表四即为计算所得的 值。lreb/ sC表 4 Cs值(单轴输入)24从上述计算值可以看出,在啮合角 在 54.0326.1 变化时, 值,asC仅差 0.1605,当 在 1.702.0 之间变化时, 值仅差 0.0275,可见brl/ sC值的变化是很小的。故在下面的各种计算中仅取 =1.85 来计算。轴sC brl/承的效率计算公式已由前面推出:取 , , 即可求得轴承的效率 。进而求得三环减速3m20r2.f b器的总效率 ,表 5 即为求得的效率ba表 5 单轴输入三环减速器的效率 pz1 2 3 4,a54.03 53.7 53.6 39.6 39.2 38.8 30.9 30.4 29.4 26.1 25.5 24.5l/rbCs1.70 1.75 1.80 1.85 1.90 1.95 2.054.03 0.9047 0.8989 0.894 0.8892 0.8851 0.881 0.877253.7 0.9067 0.9012 0.896 0.8913 0.8812 0.8823 0.879353.6 0.9075 0.9018 0.896 0.8920 0.8879 0.8839 0.88039.6 0.9926 0.9873 0.982 0.978 0.9742 0.9703 0.96739.2 0.9948 0.990 0.985 0.9807 0.9768 0.9731 0.969438.8 0.9971 0.9918 0.987 0.9826 0.9787 0.975 0.971230.9 1.037 1.032 1.027 1.023 1.0198 1.0161 1.015230.4 1.038 1.034 1.030 1.025 1.02222 1.0184 1.016929.7 1.0397 1.0381 1.034 1.0291 1.0254 1.0217 1.018126.1 1.0588 1.0537 1.049 1.0448 1.0411 1.0374 1.0339psbZaCfrco125sC0.8892 0.8913 0.892 0.978 0.9807 0.9826 1.0235 1.0259 1.0291 1.0448 1.0473 1.0512%a95.31695.3995.68598.06398.33399.55999.15799.3899.6599.67699.85 99.7b96.0396.02796.02397.8297.81497.80998.47998.47698.4798.8498.8398.83091.5391.6291.8895.9396.1896.39997.6597.8798.1398.5298.6898.5325.2.3 结果分析根据冶金工业部重庆钢铁设计研究院在重庆大学进行的性能试验,三环减速器的实测效率如图 5 所示。而我们分析计算的效率表 5 与此基本相符,说明上述的分析计算是正确的。因此,根据以上理论分析可得出如下结论:(1)这种传动,当单轴输入时,每一片行星轮在 0 和 180 时是不能传递扭矩的,所以必须要用三片以上的行星轮。(2)三片行星轮不是同时均匀受力,故齿轮强度计算时,只能按二片同时受力来考虑载荷。(3)该传动转臂轴承受力较 K-H-V 型要小,故转臂轴承的轴承可达 2万多小时,而 K-H-V 型只有 5000-10000 小时左右。(4)由于该传动没有输出机构,而且转臂轴承受力小,所以该传动的效率较高,可达 92%-96%。(5)该传动双轴输入的效率高于单轴输入的效率。(6)齿数差对该传动的效率有较大的影响,齿数差越大,效率越高。(7)在同一齿数差时,啮合角对效率略有影响。26(8)二转臂轴承的距离对效率也有一些影响,距离越大,效率越高,但影响不大,故没有必要人为加大这个距离而使尺寸增大。第六章 设计计算及校核这种三环减速器的原动机输入转速是 1050r/min,输入功率是 145kw,传动比是 34,输出转矩是 40 KNm6.1 自由度计算已知:n=10 PL=10 PH =3由公式得:F=3n-2 P L - PH =310-213-3=1276.2 传动计算6.2.1 选齿数差由于此为渐开线少齿差行星齿轮传动,根据公式=hn-212Z由于 n2 固定所以转速为 0 所以:=h112Z所以 式21i(6.1)由于齿数差越大,所对应啮合角越小,而小的啮合角影响效率,同时对转臂的效率和使用寿命。影响更显著。同时两轮的齿数差越小,产生轮廓重叠干涉的可能性就越大。 因此,鉴于上述结论,初选齿数差为 2,即 Z2 -Z1 =2,根据公式 ( 3):Z 1 =68 ,Z 2 = 70 。 6.2.2 初选啮合角 查5中表得 ha* 重合度不重合系数 GsZP=Z1-Z20.6 0.75 0.82 28.5 29.5 30.51.125 0.0528由于少齿差传动选用齿顶高系数 ha*为 0.60.8,当齿数差 ZP 一定时,齿顶高系数 ha*取得越小,传动啮合角就越小。而当齿数差 ZP 越小,所需啮合角 越大。因此初选啮合角 =41,齿顶高系数选 0.8。6.2.3 选取模数按此三环减速器的结构尺寸,选用 d 2 =420,从而m= = 2z4067由1表 7-2 选取标准模数 m=66.2.4 选压力角 标准值 =206.2.5 计算标准中心距a=m(Z 2-Z1)/2=6(48-45)/2=6mm6.2.6 计算实际中心距a= a=cos20/cos416=7.5mmcos取 a=7.56.2.7 优化设计选用模数综合分析,取 m 为 6,实际中心距 a=7.5,其啮合角为 41.26得原始数据如下小齿轮齿数Z1大齿轮齿数 Z2插齿刀齿数 Zu模数 m压力角 齿顶高系数ha*68 70 20 6 20 0.8296.2.8 精确计算啮合角 = 1acos()41.266.2.9 计算变位系数根据无侧隙啮合方程可求得齿轮的变位系数总和x= (inv -inv )= (inv41.26-inv200)tgz21 07682tg=0.288487由计算法分配变位系数 , 1x2=0.51x xyz)(12由于该小齿轮为输入齿轮,所以到 0.812取 0.x所以 14327= =0.43283322x16.2.10 中心距分离系数 y= = =0.25ma7.566.2.11 齿顶高变动系数 0.385yx6.2.12 分度圆直径 d1=mz1=668=408
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