一稿 基于平動齒輪傳動的三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1、目 錄第一章 緒論1第二章 基本構(gòu)造和工作原理3第三章 主要零部件設(shè)計6第四章 三環(huán)減速器的動力學(xué)分析13第五章 傳動效率的計算23第六章 熱功率平衡的計算24第七章 三環(huán)減速器的改進(jìn)方案25參考文獻(xiàn)27致 謝28第一章 緒論1.1本課題的研究意義 三環(huán)減速器屬平行軸一動軸齒輪傳動減速器，齒輪嚙合運(yùn)動屬于動軸輪系，具有少齒差行星傳動特征，輸出與輸入軸間平行配置，又有平行軸圓柱齒輪減速器的特征具有承載和超載能力強(qiáng)、傳動比大、分級密集、效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、質(zhì)量輕、裝拆維修方便、適用性寬廣等優(yōu)點。三環(huán)減速器利用三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)作為少齒差行星齒輪傳動的輸入機(jī)構(gòu)，在工作過程中，各相機(jī)構(gòu)之間通過

2、支撐軸產(chǎn)生相互作用，正是這種作用使得位于死點位置附近的曲柄能在其他兩相的帶動下，通過雙軸驅(qū)動的形式越過死點位置，實現(xiàn)連續(xù)傳動。從功率流動的角度分析，工作過程中有部分輸入功率發(fā)生反向流動，通過支撐軸回流到位于死點位置的曲柄軸，再流向輸入軸?？捎糜诘V山、冶金、石油、化工、橡塑、建筑、建材、起重、運(yùn)輸、食品、輕工等行業(yè)。平動齒輪減速器是一種節(jié)能型的機(jī)械傳動裝置，具有國內(nèi)外的先進(jìn)水平。應(yīng)用范圍：作為減速器可廣泛用于機(jī)械，化工，冶金，礦山，建筑，輕工，紡織等一切需要減速器的場合。效益分析及市場前景：由于其體積小，重量輕，效率高等特點，且降低原材料，減少加工時數(shù)，節(jié)約電力資源，推廣使用后定會產(chǎn)生較大的經(jīng)濟(jì)

3、效益和社會效益。1.2三環(huán)減速器的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀1.2.1國外減速器現(xiàn)狀當(dāng)前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導(dǎo)，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結(jié)構(gòu)上與本項目類似或相近，都為目前先進(jìn)的齒輪減速器。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進(jìn)材料品質(zhì)、提高工藝水平

4、外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機(jī)器人等領(lǐng)域中，微型發(fā)動機(jī)已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機(jī)的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應(yīng)用前景遠(yuǎn)大。齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機(jī)械傳動裝置。 國內(nèi)減速器現(xiàn)狀國內(nèi)的減速器普遍存在一些問題，例如功率與重量比小，傳動比大，機(jī)械效率過低等，在材料品質(zhì)和工藝水平上也有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)

5、使用的大型減速器，多從國外進(jìn)口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入

6、軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學(xué)研制成功的內(nèi)平動齒輪減速器不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內(nèi)領(lǐng)先地位。國內(nèi)有少數(shù)高等學(xué)校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。劉偉強(qiáng)，張啟先，雷天覺等人在機(jī)械工程學(xué)報發(fā)表了SH型三環(huán)減速器采用固體潤滑初探對內(nèi)齒行星輪傳動裝置三環(huán)減速器的主要傳動性能進(jìn)行了分析和試驗研究，提出并解釋了高速大功率傳動時，潤滑油膜擠壓所產(chǎn)生的發(fā)熱是構(gòu)成功率損耗的主要因素，在試驗機(jī)上利用固體潤滑方案進(jìn)行了試驗研究

7、，驗證了理論分析的研究，并表明：與油池潤滑相比，高速傳動時采用固體潤滑可以獲得較高的傳動效率。本研究為提高三環(huán)減速器傳動效率指出了一條可行的途徑。王松雷 韓剛在內(nèi)平動齒輪減速器應(yīng)用研究種介紹內(nèi)平動齒輪減速器的基本結(jié)構(gòu)和傳動原理并分析該減速器傳動性能的優(yōu)點和不足。結(jié)合不同領(lǐng)域的使用特點,探討該機(jī)構(gòu)的應(yīng)用前景,為內(nèi)平動齒輪減速器的應(yīng)用推廣進(jìn)行有益的探索。平動齒輪減速器是一種特殊的漸開線少齒差行星傳動機(jī)構(gòu),它是在平行曲柄機(jī)構(gòu)原理和行星傳動理論基礎(chǔ)上開發(fā)的一種齒輪傳動方式,將平動輸入轉(zhuǎn)化為轉(zhuǎn)動輸出13。通常由一對齒輪組成內(nèi)嚙合齒輪副,在嚙合傳動中,一個齒輪做定軸轉(zhuǎn)動,另一個齒輪以某一點為圓心做平動。第

8、二章 基本構(gòu)造和工作原理2.1三環(huán)減速器的工作原理三環(huán)減速器基本型的工作原理：由一根具有外齒輪套接的低速軸，二根由三個互呈120度偏心的高速軸和三片具有內(nèi)齒輪的環(huán)板組成。減速時，高速軸作為輸入軸，帶動環(huán)板上的內(nèi)齒輪做平面運(yùn)動，靠內(nèi)齒輪與低速軸上的齒輪嚙合實現(xiàn)大速比。齒型一般為漸開線齒型，各輸入軸的軸端可單獨或同時輸入動力。如要求增速，則外齒輪軸作輸入軸，軸2作輸出軸。2.2三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)如圖2-2所示，圖2-2 三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)圖2-3為三環(huán)減速器機(jī)構(gòu)示意圖，兩根相互平行的高速軸1、4上帶有三對偏心軸頸，三塊帶內(nèi)齒的傳動環(huán)板2通過軸承安裝在兩根高速軸的對應(yīng)偏心軸頸

9、上，輸出軸3上的外齒輪同時與三塊傳動環(huán)板上的內(nèi)齒輪相嚙合，各軸均通過軸承支承在箱體5上，動力由高速軸1輸入，輸出軸3輸出，而高速軸4稱為支承軸。三環(huán)減速器是一種齒輪連桿組合機(jī)構(gòu)，兩根高速軸與三塊環(huán)板構(gòu)成圖2-4所示的三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)，作為少齒差內(nèi)嚙合齒輪副的輸入機(jī)構(gòu)。一般情況下，平行曲柄機(jī)構(gòu)在運(yùn)動到曲柄與連桿共線位置時，由于傳動角為零，會出現(xiàn)死點。而在三環(huán)減速器中，由于并列的三相平行曲柄機(jī)構(gòu)在相位上相差120度，不可能同時處于死點位置，可以克服機(jī)構(gòu)死點運(yùn)動。因此三環(huán)減速器的工作原理與工作過程中各相平行曲柄機(jī)構(gòu)之間的相互作用有關(guān)。 圖2-3三環(huán)減速器機(jī)構(gòu)示意圖 圖2-4三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)2

10、.3三環(huán)減速器克服死點的工作原理輸入曲柄和支撐軸曲柄上作用的轉(zhuǎn)矩TRJTZJ(j=1,2,3),TRJTZJ隨輸入軸轉(zhuǎn)角的變化曲線見圖2-5.同一根軸上各曲柄轉(zhuǎn)矩變化規(guī)律完全相同，但相位上相差120。以環(huán)板1與兩高速軸上對應(yīng)曲柄所構(gòu)成的平行曲柄機(jī)構(gòu)為例，兩邊曲柄上的轉(zhuǎn)矩都隨輸入轉(zhuǎn)角而變化。在正常情況下，三個環(huán)板間的載荷是均勻分布的，環(huán)板上的嚙合處的圓周力的大小也是恒定的，TR1TZ1相當(dāng)于機(jī)構(gòu)的兩個輸入力矩。由分析可得TR1+TR2+TR3=TR (2-1)從圖中的轉(zhuǎn)矩變化曲線中可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)環(huán)板1運(yùn)動到機(jī)構(gòu)死點位置時，支撐軸作用于環(huán)板矩TZ1正好靠近其極大值，對由環(huán)板1與兩速軸上對應(yīng)曲柄所組成

11、的平行曲柄機(jī)構(gòu)而言，由于兩邊機(jī)構(gòu)都有正向力矩，因此能夠克服死點運(yùn)動越過死點位置。此時為了保持支承軸力矩平衡，TZ2 TZ3之和必為負(fù)值。通過分析可知，在三相并列平行曲柄機(jī)構(gòu)中，當(dāng)某相機(jī)構(gòu)處于死點位置時，輸入軸上另外兩相機(jī)構(gòu)的主動曲柄通過環(huán)板（連桿）推動支撐軸上的從動曲柄轉(zhuǎn)動，利用支撐軸輸入轉(zhuǎn)矩，使位于死點位置的平行機(jī)構(gòu)實現(xiàn)雙軸驅(qū)動，帶動其越過死點位置。因此，三環(huán)減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，各環(huán)板交替越過各自的死點位置，以上的過程也反復(fù)出現(xiàn)，這就是三環(huán)減速器平行曲柄機(jī)構(gòu)死點、實現(xiàn)連續(xù)運(yùn)動的工作原理。圖2-5 曲柄轉(zhuǎn)矩變化規(guī)律2.4三環(huán)減速器的功率流分析圖2-6 三環(huán)減速器中的功率流三環(huán)減速器運(yùn)動過程中各相之間

12、的相互作用，還可以通過其內(nèi)部功率流動路線來加以說明。當(dāng)齒輪嚙合處各環(huán)板載荷均勻分布時，每相平行曲柄機(jī)構(gòu)的輸出功率大小相同，在輸出軸上 （2-2）式中， 為各相輸出功率，為減速器總輸出功率。 根據(jù)對三環(huán)減速器克服機(jī)構(gòu)死點過程的分析，當(dāng)環(huán)板1運(yùn)動到死點位置附近時，機(jī)構(gòu)中的2，3相要通過支承軸推動第1相運(yùn)動，克服阻力矩做功。此時機(jī)構(gòu)中的功率流如圖2-6所示，有部分輸入功率發(fā)生反向流動，通過支承軸由2，3相回流到第1相后，再流向輸出軸。不計效率損失時，由機(jī)構(gòu)功率平衡條件，輸入軸上各相輸入功率分別為 （2-3） 式中，為由2，3相回流到第1相的功率由于支承軸上并無功率輸因此 （2-4）應(yīng)當(dāng)指出，圖2-6

13、僅僅表示了當(dāng)1機(jī)構(gòu)處于死點位置附近時的功率流動情況。當(dāng)三環(huán)減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，各相交替出現(xiàn)死點，因此功率流不是恒定的，其大小和流動方向呈周期性變化，各相之間的載荷也在一定范圍內(nèi)波動。通過受力計算我們發(fā)現(xiàn)三環(huán)減速器的軸承載荷也隨之產(chǎn)生波動，這對減速器的工作平穩(wěn)性和軸承壽命都將產(chǎn)生不良的影響，也是運(yùn)轉(zhuǎn)時產(chǎn)生振動和噪音的主要根源。第三章 主要零部件設(shè)計3.1 環(huán)板的設(shè)計根據(jù)已知參數(shù)確定中心距a=300mm(參見)由此設(shè)計中間環(huán)板的外廓尺寸，見圖 。兩側(cè)環(huán)板相對中間環(huán)板對稱分布并與中間環(huán)板相位差180度，且兩側(cè)各環(huán)板的質(zhì)量為中間環(huán)板質(zhì)量的1/2。內(nèi)齒圈取漸開線齒輪，內(nèi)齒圈齒數(shù)與外齒輪齒數(shù)之差 （3-1）稱齒

14、數(shù)差，一般取=14，齒數(shù)由齒數(shù)差和傳動比確定。即： (3-2)及 （3-3）齒數(shù)差與傳動比的常用范圍見下表表3-1齒數(shù)差Z1234傳動比i10536511833122259已知i=57 故取Z=1 根據(jù)上述公式(3-1) (3-2) (3-3)可知外齒輪齒數(shù)內(nèi)齒圈齒數(shù) 選取標(biāo)準(zhǔn)齒形角=20，齒合角=20，模數(shù)m=4，重合度=13，中心孔分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 =取兩側(cè)環(huán)板齒寬b=30mm,則中間環(huán)板齒寬2b=60mm3.2 齒輪的設(shè)計1、 由上述計算可知：，=20，齒合角=20，模數(shù)m=4，重合度=13，由公式 分度圓直徑 d=mz1 (3-4)齒根圓直徑 d=Z1-2h a* -

15、2c* (3-5)齒頂圓直徑 da1=d1+2h a1 (3-6)可得= 2、 材料及熱處理 取其整段結(jié)構(gòu)，粗加工后調(diào)質(zhì)處理 42 280-300HB=1079N/ 3、 齒輪精度 按GB10095-88 7級精滾齒，裝配后跑合研齒，齒面粗糙度 齒根齒面接觸率為70%4、齒輪潤滑 選用中級壓齒輪面220EP 5、 齒面接觸強(qiáng)度及齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 參考機(jī)械設(shè)計手冊第2版（機(jī)械工業(yè)出版社）第四卷第35章所示方法進(jìn)行校核(1) 齒面接觸強(qiáng)度校核 按表35.2-22 (3-7) 圓周速度 V= 輸出轉(zhuǎn)矩T=10520Nm 分度圓上的圓周力 查表5.3-24得許用系數(shù) 按式352-12計算動載系數(shù)

16、(3-8) 由于齒輪精度為7級 按表352-31 將有關(guān)數(shù)值代入上式得 齒向載荷分布系數(shù)，查表352-28 齒面載荷分布系數(shù)，按： 查表352-30 得 節(jié)點區(qū)域系數(shù)：按=922，x=0 查表352-14得 查表352-31 接觸強(qiáng)度計算的重合度及螺距角系數(shù)首先計算當(dāng)量齒數(shù)查圖352-10可得 按 =922 查圖352-11縱向重合度根據(jù) =922查圖352-15得 將以上數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計算公式得按表352-22 計算安全系數(shù) (3-9)式中，壽命系數(shù)，選計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60rnt=60117.535000=3.68 (3-10)對于調(diào)質(zhì)鋼（允許有一定蝕點）從圖352-17中，按N

17、=3.68查得 =115工作硬化系數(shù) 因為齒輪表面未硬化處理，齒面未光整，取=1接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù) 查圖352-21得 =1潤滑油墨影響系數(shù)，查圖352-18得 將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計算公式得查表352-38得 因為 故安全（2）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 按表352-22 (3-11)式中，彎曲強(qiáng)度計算的載荷分布系數(shù) 彎曲強(qiáng)度計算的載荷分配系數(shù) 復(fù)合齒形系數(shù) 按 查圖352-22得 彎曲強(qiáng)度計算的重合度x螺旋角系數(shù)按 =922查圖352-26得 將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應(yīng)力計算公式得計算安全系數(shù) 按表352-22得 式中壽命系數(shù)，對于調(diào)質(zhì)鋼，根據(jù)圖352-27按 查得相對齒根圓角敏感系數(shù)

18、查表352-33 =1相對齒根表面狀況系數(shù) 查表352-48 齒面粗糙度 按式352-21得 =1尺寸系數(shù) 查圖352-29得 =1將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的公式得：由表352-32取 故安全3.3輸出軸的設(shè)計選擇軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。1 初步估算軸徑 查機(jī)械設(shè)計手冊第二版（機(jī)械工業(yè)出版社）中表381-1得45號鋼的材料力學(xué)性能為 根據(jù)表381-1公式初步計算軸徑，由于材料為45號鋼，由表383-2選A=107，則得2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸的受力選取深溝球軸承，主要承受徑向載荷，同時也可承受一定量的軸向載荷。為了便于軸裝配，取裝軸承處直徑 裝齒輪處的直徑3 軸承的潤滑由于輸出軸低速運(yùn)轉(zhuǎn)且承受較

19、大的載荷，故可以選用脂潤滑，且脂潤滑不易流失，易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時間，裝脂量一般為軸承內(nèi)部空間的1/32/3。4強(qiáng)度校核 段： (3-12)：故滿足要求5剛度校核G=80GPa 段：0.37 (3-13):0.42故滿足剛度要求第四章 三環(huán)減速器的動力學(xué)分析4.1內(nèi)齒圈與外齒輪之間嚙合力的分析嚙合力的方向在一般的齒輪傳動中,嚙合力的方向是十分清楚的,無須再說。但在本問題中,因為內(nèi)齒圈作平動,外齒輪作定軸轉(zhuǎn)動,所以有深究的必要。在圖4-1中,標(biāo)號1指的是內(nèi)齒圈;標(biāo)號2指的是外齒輪,為簡單計,假定討論的是標(biāo)準(zhǔn)齒輪的標(biāo)準(zhǔn)嚙合情況,即分圓也是節(jié)圓。P點為節(jié)點,N-N為嚙合線,它與基圓

20、1、2相切。線段為嚙合區(qū)間。設(shè)壓力角=20。圖4-1 嚙合點在節(jié)園外時外齒輪受力的方向圖4-12嚙合點在節(jié)園內(nèi)時外齒輪受力的方向首先討論嚙合點Q在和P兩點之間的情況。因為內(nèi)齒圈為平動,故內(nèi)齒圈在嚙合點Q處的速度;而外齒輪在嚙合點Q處的速度的方向與Q垂直,所以兩齒面之間有相對滑動,考慮到磨擦力,所以嚙合力F與嚙合線之間有一個夾角,根據(jù)磨擦角的要概念有tan=f或=arctanf （4-1）式中,f為磨擦系數(shù)。同理,當(dāng)嚙合點Q在P點和之間,嚙合力F也和N-N夾角,只是在N-N的另一側(cè)(見圖4-2)。對于內(nèi)嚙合的少齒差機(jī)構(gòu),兩齒廓的齒形極其相似(因齒廓的曲率半徑極為接近),再加上彈性變形,所以同時參

21、加嚙合的齒數(shù)比較多。這樣一來,幾個嚙合齒對的嚙合力的合力的方向與嚙合線N-N極為接近。故此我們認(rèn)為嚙合力F(指合力)的方向與嚙合線重合,即與節(jié)線T-T夾角。嚙合力的大小圖4-3 計算嚙合力F大小的用圖取內(nèi)齒板AB和曲柄OA和OB為分離體。在其上作用有主動力外加力偶矩M和嚙合力F,約束反力XO、YO和RO(見圖4-3)。因為曲柄OA無外力偶驅(qū)動,它是二力構(gòu)件,所以在固定鉸支座O點處,僅有一個約束反力,它的方向與OA的方向相重合。由于內(nèi)齒板在運(yùn)動著,它作平動,其內(nèi)齒圈的作以點為圓心、以=r為半徑的圓周運(yùn)動。為分析簡單計,假設(shè)它為勻速圓周運(yùn)動,則點的加速度的大小為r,方向指向點。根據(jù)達(dá)朗倍爾原理,應(yīng)

22、該在內(nèi)齒板上加上慣性力Rg,它加在點上,方向與點的速度方向相反(見圖4-3)。設(shè)內(nèi)齒板(包括連桿AB和內(nèi)齒圈)的總質(zhì)量為m,則慣性力Rg的大小為 Rg=m r (4-2)在所取的分離體上,XO、YO、RO、F這4個力為未知力。一般來說,有4個未知力是不能求解的。但應(yīng)用理論力學(xué)中的虛位移原理可以克服這一困難。虛位移原理是,給系統(tǒng)一個虛位移,所有的主動力在虛位移上所做的虛功之和等于零。即(也稱為虛功方程) (4-3)現(xiàn)給曲柄OB一個虛轉(zhuǎn)角,則曲柄OA也有一個虛轉(zhuǎn)角。B點的虛位移為。因為內(nèi)齒板作平動,所以力Rg和F的作用點O1和C點的虛位移與B點的虛位移相同,即 (4-4)將式(4-5)代入式(4-

23、4),注意到Rg在點的虛位移上作功等于零,于是得到即 得到 (4-5)式(4-5)是一個極重要的公式,從它可以得出下面兩點結(jié)論1)內(nèi)齒板的慣性力對嚙合力無影響;2)當(dāng)輸入力偶矩M為恒定時,嚙合力F的大小不變。至此,我們更可以想象得到,嚙合力F的作用點沿著內(nèi)齒圈的節(jié)圓迅速地移動著,其角速度等于曲柄OB的角速度,但不論移動到哪里,F的大小不變。以上所述就是我們作支座動反力分析的基礎(chǔ)性工作。4.2 支座動反力在求出嚙合力之后,求支座動反力XO、YO、和RO。Mo(F)=0M+Fcos(acos+)+Fsinasin-Rgasin-2asin=0得考慮到式(5),并注意到r+=,上式化為 (4-6)從

24、式(4-6)可以看出,支座反力是很大的,特別是當(dāng)=0和180及其鄰近的值,它接近無窮大,這是支座難以承受的。況且它是周期變化的,其頻率與曲柄旋轉(zhuǎn)的頻率相同。這就是說,支座受到一個頻率很高,振幅很大的激振力,這樣的激振力勢必造成機(jī)座乃至整個機(jī)械系統(tǒng)強(qiáng)烈的振動,導(dǎo)致支座軸承很快地破損和其他構(gòu)件的斷裂,同時也使整個系統(tǒng)產(chǎn)生極大的噪聲這就是三環(huán)減速器最突出的問題。接著分析支座O的受力情況Y=0sin-Fcoscos-Fsinsin+Rgsin+=0y0=-sin+Fcoscos+Fsinsin-Rgsin將式(4-6)代入,經(jīng)整理得=1/2F(coscos+sinsin-cos)-1/2Rgsin (

25、4-7)列方程X=0cos+Fcossin-Fsincos+Rgcos-=0=cos+Fcossin-Fsincos+Rgcos將式(4-6)代入,經(jīng)整理得=1/2F(coscos/sin+cos/asin-sin)cos+Fcossin+1/2Rgcos (4-8)以上所導(dǎo)出的式(4-6)、式(4-7)、式(4-8)3式就是求支座動反力的計算公式。選定的設(shè)計參數(shù)為模數(shù)m=4,壓力角=20,=57, =58，=300mm;驅(qū)動電機(jī)的額定功率P=20.6kW,轉(zhuǎn)速n=1000r/min。另外設(shè)內(nèi)齒板的總質(zhì)量m=20kg。由此可計算出內(nèi)齒圈分圓半徑 曲柄長度 曲柄驅(qū)動力矩M=1/39549N/n=

26、1/3954920.6/1000=65.57Nm嚙合力F=M/rcos=65.57/0.0020.94=內(nèi)齒板慣性力Rg=mr =200.002 =438.23N在這里,計算曲柄驅(qū)動力矩時我們作了一個假定,即假定電機(jī)輸入的驅(qū)動功率是被3個曲柄均分的。這個假定的合理性是基于不論內(nèi)齒板運(yùn)行到什么位置,嚙合力F大小始終保持不變(見前面的結(jié)論),即內(nèi)齒圈輸送給外齒輪的功率與內(nèi)齒板運(yùn)行到什么位置無關(guān)。將以上數(shù)據(jù)代入式(4-6),且令曲柄OB旋轉(zhuǎn)一周,計算出支座反力的數(shù)值如表4-1并繪出圖線(圖4-5)。在圖4-5中所示出的支座動反力的值是機(jī)構(gòu)中三環(huán)中的一環(huán)所引起的。實際上支座O點的總的反力是三環(huán)共同作用

27、的結(jié)果,而這3個反力作用的方向和大小都是不一樣的。我們特別關(guān)注=0和=180鄰域這兩個位置支座0點的動反力。下面以=0(及其鄰域)為例詳細(xì)說明之。當(dāng)其中一環(huán)為=0時,而其他兩環(huán)的位置角分別為=120和=240。根據(jù)圖4-5做出3個反力的矢量圖如下表4-1 支座動反力F0隨角變化的數(shù)值表圖4-4 角的運(yùn)行角度（即B點的位置）圖4-5 在一周內(nèi)支座反力R0的變化圖線 圖4-6 三環(huán)共同運(yùn)轉(zhuǎn)O支座反力矢量圖圖4-6中, (1)是其中一環(huán)=0時所引起的反力,而(2)和(3)是另外兩環(huán)運(yùn)轉(zhuǎn)所引起的反力。從圖4-4的附表和圖4-5中可以看到, (1)非常大,且符號為正, (2)=-4660N,R0(3)=

28、-4452N。在這里我們特別提請讀者注意的是,要從圖中充分理解(1)、(2)和(3)的正負(fù)所代表的指向。從圖中可以看出,3個反力共同的結(jié)果不但沒有削弱了R0(1),反而加大了(1),這就說明了有的文獻(xiàn)說三環(huán)共同作用改善了機(jī)構(gòu)運(yùn)行的平衡性是不正確的(而人們也容易是這樣想象的)。這也正是目前已經(jīng)做出的三環(huán)減速機(jī)所存在的缺陷。為了克服這一缺陷,人們可以想出各種辦法。4.3改進(jìn)方案改進(jìn)方案的基本思想是雙邊驅(qū)動,即在支座O和O設(shè)置功率相等的電機(jī)驅(qū)動,并假設(shè)分配3個內(nèi)齒板的曲柄的驅(qū)動力偶矩是相等的。下邊拿出其中一個內(nèi)齒板進(jìn)行受力分析。圖4-7 雙邊驅(qū)動分析支座動反力用圖在圖4-7中,我們?nèi)×?個分離體-兩

29、個曲柄和一個內(nèi)齒板。首先考慮曲柄的受力情況。由于曲柄的重量很小而且長度很短,故可忽略它的轉(zhuǎn)動慣量和慣性力。從圖4-7中可以得到 (4-8)為尋求和,取內(nèi)齒板AB為分離體,應(yīng)用動靜法,虛加慣性Rg后列靜力平衡方程 (F)=0Fcos(acos+)+Fsinasin-Rgasin得到= (4-9)有 (4-10)將式(11)代入式(10)并進(jìn)行整理,得到 (4-11)可以看出, 比少了一項1/2Fcoscossin,而這一項是比重最大的一項。這就說明,采用雙曲柄驅(qū)動,支座動反力將大幅度地減小。第五章 傳動效率的計算 三環(huán)減速器總效率含機(jī)構(gòu)嚙合，軸承和攪油等影響功率的損失。 公式為：1 機(jī)構(gòu)的嚙合效

30、率： （5-1）其中內(nèi)嚙合損失系數(shù)式中：齒面摩擦系數(shù)，當(dāng)很好的潤滑并經(jīng)充分磨合時=00050007 E：系數(shù) 由于 所以 故所以2 轉(zhuǎn)臂軸承效率 按下面公式計算：由于雙輸入驅(qū)動 (5-2)式中d滾動軸承直徑 d=260mm短圓住滾動的軸承摩擦系數(shù) =0001100015 這里取=00012_內(nèi)齒輪分度圓直徑 =228mm 則 3 攪油等損失影響效率 攪油等損失與潤滑方式，油位，油質(zhì)，載荷及轉(zhuǎn)速有關(guān)系，對于滿載運(yùn)轉(zhuǎn)時可取 =099由此可得傳動效率 =0.960.980.99=0.925=92.5% (5-3)第六章 熱功率平衡的計算三環(huán)減速器因單位體積承載能力較大，箱體體積相對較小，機(jī)殼外表散熱

31、面積也相對偏小，故當(dāng)處于長時間連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時，需要作熱功率計算，即按熱平衡條件計算許用的熱功率應(yīng)大于輸入功率P熱平衡公式 (6-1) 式中傳熱系數(shù)，自然通風(fēng)=87175W/（C）這里取=175 W/（C）S散熱面積，箱體、凸圓和肋板面積，按1/2計算，通用系列三環(huán)減速器的 本設(shè)計中a=0.3m 則=1.44許用溫度，可達(dá)80，這里取80環(huán)境溫度，約20，這里取20三環(huán)減速器滿載時的總效率，當(dāng)非滿載時，效率及熱功率均要降低，而滿載時，由于雙軸輸入且Z=1， 由上面計算得=925故 設(shè)計要求三環(huán)減速器的額定功率P=206KW 這里P 故熱平衡合格第七章 三環(huán)減速器的改進(jìn)方案老式三環(huán)式減速器運(yùn)行時振動普

32、遍較大，并隨傳動比的增大及功率的增加而加劇，嚴(yán)重時導(dǎo)致環(huán)板斷裂，軸承發(fā)熱失效，縮短了減速器的使用壽命，喪失其優(yōu)越性，使其推廣應(yīng)用受到了限制. 新型三環(huán)式少齒差齒輪減速器就是針對生產(chǎn)中的這些實際問題而開發(fā)和研制的。新型三環(huán)式減速器的結(jié)構(gòu)見圖7-1. 電機(jī)軸上的小帶輪通過嚙合傳動，帶動同步帶運(yùn)動，同步帶再通過嚙合傳動，帶動兩大帶輪同步旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)一級減速、均載和功率分流. 相同的大帶輪使三環(huán)式減速器的曲柄軸同步旋轉(zhuǎn)，傳動環(huán)板上的內(nèi)齒圈與輸出軸上的外齒輪相嚙合，形成了大傳動比，實現(xiàn)了二級減速及動力傳遞. 三環(huán)式減速器輪齒嚙合的均載、減振由油膜浮動方案實現(xiàn). 采用平頂圓弧齒同步帶傳動作為一級減速進(jìn)行功率

33、分流并形成雙軸輸入以克服死點，同時，增加減速器的傳動比，內(nèi)齒環(huán)板的運(yùn)動速度下降，減速器在重載高速的條件下，環(huán)板引起的振動較小.1.電機(jī)軸；2.小帶輪；3,4.圓弧齒同步齒形帶；5,6.大帶輪；7,8.曲柄軸；9,10,11.傳動環(huán)板；12.輸出軸；13.外齒輪；14.箱體圖7-1三環(huán)式減速器結(jié)構(gòu)原理新型三環(huán)式減速器工作原理及特點：1、完全平衡在用的三環(huán)式少齒差減速器由3塊相同的內(nèi)齒環(huán)板并列地呈120相位差運(yùn)轉(zhuǎn)，每塊內(nèi)齒環(huán)板都相當(dāng)于雙曲柄機(jī)構(gòu)的連桿，有慣性力存在，從理論上講傳動機(jī)構(gòu)的慣性力矩是不平衡的，這是三環(huán)式減速器產(chǎn)生振動的主要原因之一. 同時，由于不可避免的制造和安裝誤差以及零部件的受力變

34、形，工作時會導(dǎo)致三環(huán)式減速器內(nèi)完全相同的內(nèi)齒環(huán)板不能均勻受載，嚴(yán)重地影響其功率分流式結(jié)構(gòu)優(yōu)點的發(fā)揮. 為了消除慣性力和慣性力矩的影響，根據(jù)力和力矩的平衡原則，采用三塊內(nèi)齒環(huán)板中的兩側(cè)環(huán)板相對中間環(huán)板對稱布置，并與中間環(huán)板相位差成180，且兩側(cè)各環(huán)板質(zhì)量為中間環(huán)板質(zhì)量的1/2，這樣，在理論上可保證三環(huán)式減速器在運(yùn)轉(zhuǎn)時三塊內(nèi)齒環(huán)板的慣性力和慣性力矩理論上完全平衡. 2、油膜浮動均載三環(huán)式減速器所采用的油膜浮動均載法是利用軸承的動壓原理，在曲柄軸的偏心套與浮環(huán)之間以及浮環(huán)與滾動軸承之間形成厚油膜，實現(xiàn)內(nèi)齒環(huán)板的浮動. 油膜浮動具有均載效果好，結(jié)構(gòu)簡單緊湊，減振性能好，工作平穩(wěn)等優(yōu)點. 衡量均載效果的

35、指標(biāo)是載荷不均勻因數(shù)K，K值越小越好，當(dāng)K =1時，環(huán)板上分擔(dān)的載荷相等. 通常降低輪齒載荷不均勻因數(shù)的途徑有2個，其一是降低輪系的等效嚙合剛度，其二是減小輪齒間的嚙合側(cè)隙差. 內(nèi)齒環(huán)板的油膜浮動均載是在曲柄軸偏心套與軸承內(nèi)壁之間加入一個中間浮動環(huán). 三環(huán)式減速器在運(yùn)動過程中，使偏心套與浮動環(huán)以及浮動環(huán)與軸承之間形成油膜，該油膜既能減小輪齒等效嚙合剛度，又能起到補(bǔ)償嚙合誤差的作用，具有柔性均載和位移均載兩種功能，同時，油膜均載法的慣性力是較小的. 根據(jù)動壓軸承的原理，浮動方案的形式是在曲柄軸偏心套與轉(zhuǎn)臂軸承內(nèi)壁之間加一金屬浮環(huán)，保證三環(huán)式減速器在正常傳動過程中，在偏心套外表面與浮動環(huán)內(nèi)表面之間

36、以及浮動環(huán)外表面與軸承內(nèi)表面之間形成動壓油膜，利用油膜的彈性作用實現(xiàn)均載、減振和緩沖，以改善三環(huán)式減速器的傳動性能. 3、平頂圓弧齒同步帶傳動作為一級傳動帶傳動是利用撓性環(huán)形帶和帶輪傳遞運(yùn)動和動力的. 大部分帶傳動是靠摩擦力傳動的，而同步齒形帶是一種特殊帶，靠嚙合傳動，傳動比準(zhǔn)確，壓軸力小，效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，可用于傳動比小于10的同步傳動. 為了保證帶和帶輪能夠正確嚙合、無相對滑動、傳動比準(zhǔn)確，抗拉層選用強(qiáng)度高、伸長率小的細(xì)鋼絲繩和玻璃纖維繩等材料制成. 三環(huán)式減速器中的每一塊環(huán)板都是一個平行雙曲柄機(jī)構(gòu)，且曲柄長度遠(yuǎn)小于連桿長度，該機(jī)構(gòu)在曲柄和連桿處于共線時會出現(xiàn)死點，傳動角為零，機(jī)構(gòu)無法運(yùn)動. 為克服死點，三環(huán)式減速器常用的形式是呈120