平动式大传动比减速器的设计

I 摘 要 分析内平动齿轮传动的原理 ,提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动 ,并推导其传动比的计算公式 .主要零件部件的计算设计 .装置的装配设计和主要零件的设计 。 分析内平动齿轮传动的原理，提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式 .分析发现，为平衡机构的惯性力，采用 2(或 3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取 180 (120)；输入齿轮的齿数为 3 的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且内外齿 轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用 3 片平动齿轮且内齿轮齿数为 3 的倍数时，平动齿轮具有互换性 .给出了啮合参数的编程计算方法 .该新型传动具有承载能力强、传动比大 (17 300)、体积小、质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品 .有广泛的应用前景 。 关键词 ：内平动齿轮传动；少齿差齿轮副；传动比 II Abstract Analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. The main components of the calculation of design components . Device design and assembly of major parts of the design. Analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. Analysis, to balance the inertia force, using 2 (or 3) pieces of translation gear, the meshing point of the design phase should take 180 (120 )； input gear teeth as a multiple of 3, the shunt gear with interchangeability； with two translation gear and the internal and external gear tooth number difference is even, Ping gear has interchange ability； with three flat gear and internal gear teeth as a multiple of 3, the flat gear has interchangeability. Meshing parameters given programming account Calculation method. The new drive has a carrying capacity, transmission ratio (17-300), small size, light weight, input and output coaxial line, and simple installation process is an energy-efficient mechanical transmission device, is also a new generation product reducer . Have broad application prospects. Keywords: Internal translation gear transmission；differential gears with small teeth； transmission ratio III 目录 摘 要 . I Abstract . II 目录 . III 1 绪论 . 1 1.1 平动减速器的发展概况 . 1 1.2 市场需求分析 . 1 1.3 本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望 . 1 1.4 课题的主要内容及要求 . 1 2 传动方案及拟定 . 3 2.1 平动啮合的定义和分类 . 3 2.2 内平动齿轮传动工作原理 . 3 2.4 分流式内平动齿轮传动机构 . 4 2.5 传动比分析 . 5 3 各主要部件选择及选择电动机 . 7 3.1 各部件的选择 . 7 3.2 电动机的选择 . 7 4 减速器的整体设计 . 8 4.1 传动比的分配 . 8 4.2 传动的运动及动力参数计算 . 8 4.3 齿轮的设计计算 . 8 4.3.1 分流齿轮的设计计算 . 8 4.3.2 平动齿轮的设计计算 . 12 4.4 轴的设计计算 . 15 4.4.1 输入轴的设计计算 . 15 4.4.2 曲轴的设计计算 . 19 4.4.3 输出轴的设计计算 . 24 5 润滑与密封 . 28 5.1 润滑方式的选择 . 28 5.2 密封方式的选择 . 28 5.3 润滑油的选择 . 28 6 箱体结构尺寸 . 29 6.1 箱体的结构尺寸 . 29 7 设计总结 . 30 致 谢 . 32 参 考 文 献 . 33 平动式大传动比减速器 1 1 绪论 1.1 平动减速器的发展概况 随着科技技术的进步和发展，现代工业设备特别需要功率大 体积小 传动比范围大 效率高 承载能力强和使用寿命长的传动装置。因此，除了不断改 进材料品质 提高工艺水平外，还要在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，内平动齿轮传动原理的出现就是一例。它由北京理工大学张春林教授等人最先提出，并设计出了内平动齿轮减速器试验样机。该减速器属于节能型传动装置，除具有三环减速器的优点外还有着大的功率与重量比值 输入轴和输出轴在同一轴线上 既可以减速还可以增速以及震动小等优点，处于国内领先地位。 最先提出平动齿轮这一概念的是德国人，他们提出了摆线针轮行星齿轮传动原理。由于工艺和精度的限制，这种机构并没有快速发展起来，直到摆线磨床的出现。近些年国外在平动齿 轮传动领域进行了一些新的研究，如日本住友重工研制的 FA 型高精度减速器和美国 Alan-Newton 公司研制的 X Y 减速器，就利用了平动齿轮传动的运动机理。 对平动齿轮传动研究，我国处于相对领先的地位。目前，平动齿轮的理论研究 机构设计和实验研究都取得了一些成果。例如：北京理工大学张春林教授 黄祖德教授等首次根据该传动的特点将其命名为平动齿轮传动机构。并通过对平动齿轮传动机构的运行机理进行分析研究，阐述了该机构的组成及机构变异方法，探讨了平动齿轮机构传动比和机械效率的计算方法，导出了计算公式，得出了平 动齿轮机构效率与齿轮齿条传动机构 效率相当的结论。此后又根据机构的组合原理 演绎原理和同性异性变异原理对内平动齿轮机构的基本型进行演化变异，设计出一种传动比大，机械效率高 尺寸和重量小 结构紧凑 均载性好的新型平动此轮机构，并对平动齿轮传动机构连续运动条件及重合度方面进行了深入研究。 1.2 市场需求分析 用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各类电机直接联接，作成伺服电机 。 1.3 本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望 内平动齿轮减速器 是一种新型的机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量轻，能方便地与电机配套使用，避免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于 90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命长，体积小，重量轻，约为相似产品的1/3 左右。 1.4 课题的主要内容及要求 主要研究内容：提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式。分析发现，为平衡机构的惯性力，采用 2(或3)片平动 齿轮时，设计啮合点相位差应取 180。 (120。 )；输入齿轮的齿数为 3 的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且内外齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用 3 片平动齿轮且内齿轮齿数为 3 的倍数时，平动齿轮具有互换性。给出了啮合参数的编程计算方法。该新型传动具有承载能力强、传动比大 (17 300)、体积小、质量轻、无锡太湖学院学士学位论文 2 输入输出同轴线、加工安装简单等优点，有广泛的应用前景。 平动式大传动比减速器 3 2 传动方案及拟定 2.1 平动啮合的定义和分类 在齿轮传动中 ,一对相互啮合的齿轮 ,其中一个定轴转动 ,另一个做平动 , 称之为平 动啮合 ,平动啮合主要分为两类 :内平动和外平动 。 2.2 内平动齿轮传动工作原理 内平动齿轮传动机构中 ,外齿轮在平动发生器的驱动下作平面运动 ,通过外齿轮与内齿轮齿廓间的啮合 ,驱动内齿轮作定轴减速转动 ,起到减速传动的作用 。 如图所示 ,图 2-1 所示为内平动齿轮机构工作原理图 该机构的平动发生器为平行四边形机构 ABCD,外齿轮 l 固接在平行四边形机构的连杆 BC的中心线上 ,当曲柄 AB转动时 ,它随同连杆作平面运动 ,并驱动内齿轮 2 作减速转动输出 。 图 2.1 内平动原理示意图 2.3 平动发生机构 3 点确定唯 一的一个平面，为能够平稳地为平动齿轮提供动力，采用 3 个曲柄 O1A，O2B， O3C 驱动平动齿轮作平动，如图 2-2 所示 .图 2-2 中，曲柄长度 e 与内齿轮副的中心距相等， O1A O2B O3C， O1O2 AB， 0203 BC， O3O4 CA，构成 3 个平行四边形机构： O1ABO2， O2BCO3， O3CAOl.若采用单个平行四边形机构作为平动发生器，单轴输入时，另一轴会出现运动不确定现象 .而采用这种结构不仅能优化各曲柄的受力，同时也能够有效地避免出现曲柄的运动不确定 。 无锡太湖学院学士学位论文 4 图 2.2 平动发生机构原理图 设曲柄 02B 作为主动件，另两个曲柄为从动件，可当运动到图 2.2 所示位置时，如果去掉曲柄 01A，由机构学常识可知，此时曲柄 03C 处于运动不确定位置，但由于曲柄 01A的存在，使得此时曲柄 03C 的运动十分明确：因平行四边形机构口 O1ABO2 不共线，曲柄 01A 作为从动件随曲柄 02B 逆时针运动，在平行四边形机构口 O3CAO1 中，曲柄 01A作为主动件带动曲柄 03C 作逆时针运动 。 所以，此结构可避免出现曲柄运动方向的不确定现象 。 在由原理机构向实用机构转化时，可以用 偏心轴实现曲柄的功能，因此，在实用的内平动齿轮传动机构中，可以采用 3 根偏心轴共同驱动平动外齿轮 。 2.4 分流式内平动齿轮传动机构 图 2.3 中给出了分流型内平动齿轮传动机构的结构简图，运动和转矩由输入轴输入，输入轴上固结输入齿轮 Z.， Zl 带动 3 个分流齿轮 Z2， Z2 通过键与偏心轴固连， 3 根偏心轴共同驱动 2 片或 3 片外齿轮 Z3 作平面平行运动，平动外齿轮 Z3 驱动与它相啮合的内齿轮 Z4，输出轴与 z4 固结在一起，输出运动和转矩 。 图 2.3 分流型内平动齿 轮传动结构 由以上分析可知，在该传动结构中，功率流的传递路径为：输入功率经分流齿轮被分到 3 根偏心轴上， 3 根偏心轴共同驱动 2 片 (或 3 片 )平动齿轮做平动，平动齿轮共同驱动内齿轮输出功率 .采用 2 片平动齿轮时功率流路径如图 4 所示 。 平动式大传动比减速器 5 图 2.4 采用 2片平动齿轮时功率流传递路径 为优化各构件的受力状况，使 3 根偏心轴的回转中心位于一个正三角形的顶点 (输入齿轮上 3 个啮合点的相位角为 120).为有效平衡机构的惯性力和惯性力矩，保证传动的静平衡，减小振动，采用 2 片平动 齿轮时，使 2 片平动齿轮的啮合相位差为 180，采用 3 片平动齿轮时，使 3 片平动齿轮的啮合相位差为 120。 2.5 传动比分析 图 2.5 内平动传动比示意图 输入齿轮 Z3与分流齿轮 Z4间的传动比为： I12=z2 z1 (1) 式中 z1 z2 分别为齿轮 Z3 和 Z4 的齿数 。 作平动的构件上各点绝对速度处处相等 ,所以平动构件上的 P点和 B点的绝对速度相等P 点是两啮合齿轮的速度瞬心 ,也是两啮合齿轮的绝对速度相等的重合点 在 齿轮 1 上的 P点的绝对速度为 Vp,由于齿轮 1 随同连杆 BC 一起作平动 )(* 3433b1 RRWLWVV ABP 齿轮 2 绕圆心口转动 ,故齿轮 2 上 P 点的速度为 442 * RWVP P 点为两齿轮的速度瞬心 ,故有 ： 无锡太湖学院学士学位论文 6 12 PP VV 即 44343 *)(* RWRRW 得 )/()/(/ 3443444334 ZZZRRRWWI 由上可知，增大 Z2，能够提高平动齿轮传动的传动比 .推荐单级平动齿轮传动比为 17， 100。 整个系统的总传动比为 : i=i12i34 平动式大传动比减速器 7 3 各主要部件选择及选择电动机 3.1 各部件的选择 齿轮： 分流齿轮选择圆柱斜齿轮 平动部分齿轮选择内平动直圆柱齿轮 轴承： 支撑部分选择深沟球轴承 内平动部分选择圆柱滚子轴承 联轴器：弹性联轴器 3.2 电动机的选择 通用的电动机为 JZ 及 JZR 型等三相交洗异步电动机，各类电动机的性能、使用说 Dj、型号及技术数据等见参考资料，选择电动机类型时，应使共性能与机器的工作状况大休相适应 .由于三相异步电动机和其它型式的电动机比较，有下列优点：构造简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电，因此，在工业上应用最为广泛，设计时应考虑优先选用 。 工作机所需有效功率为 Pw 8kw 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率 (两对 )为 1 0.962 球轴承传动效率 (四对 )为 2 0.998 弹性联轴器传动效率 (两个 )取 3 0.9932 带传动效率 4=0.97 电动机输出有效功率： KWPP wr 84.997.0993.099.096.0 8 2824321 查得型号 Y160M-4 封闭式三相异步电动机参数如下： 额定功率 kW=11kw 满载转速 r/min=1460r/min 满载时效率 %=88% 满载时输出功率为 WPPer 968088.011000 选用型号 Y160M-4 封闭式三相异步电动机 。 无锡太湖学院学士学位论文 8 4 减速器的整体设计 4.1 传动比的分配 由传动方案设计，拟定以下数据：内齿轮齿数 Z=80， 外齿轮为齿数 Z=78， 分流齿轮传动比为 i=2， 总传动比 i=80. 4.2传动的运动及动力参数计算 设：从电动机到输出轴分别为 0 轴、 1 轴、 2 轴、 3 轴、 4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入 转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 . 表 4-1 轴号 电动机 分流式内平动减速器 工作机 O 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 转速n(r/min) n0=1460 n1=1460 n2=730 n3=16.22 n4=16.22 功率P(kw) P0=8.81 P1=8.75 P2=8.40 P3=8.06 P4=8 转矩T(Nm) T0=57.6 T1=57.2 T2=109.9 T3=4745.6 T4=4710.2 两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i i01=1 i12=2 i23=45 i34=1 传动效率 01=0.993 12=0.96 23=0.96 34=0.993 4.3 齿轮的设计计算 4.3.1 分流齿轮的设计计算 （ 1） 选用圆柱斜齿轮传动 。 （ 2）选用级精度 。 （ 3）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为 HBS，二者材料硬度差为 HBS。 （ 4）选小齿轮齿数 1 30，大齿 轮齿数 2 12 1 230=60,取 Z2=60.选取螺旋角 ，初选螺旋角 14 按式（ 10-21）试算，即 3 21 )(12HEHdttt ZZuuTkd （ 10-21） （ 5）确定公式内的各计算数值 试选 6.1tK 平动式大传动比减速器 9 由图 10-30 ，选取区域系数 433.2HZ 由图 10-26 查得 78.01 88.02 66.121 计算小齿轮传递的转矩 mmNmNT 41 1072.52.57 由表 10-7 选取齿宽系数 1d 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2/18.189 MP aZ E 由图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 由式 10-13 计算应力循环次数 91 101.2)103008(114606060 hn jLN 992 1005.12/101.2 N 由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 88.01 HNK 9.02 HNK 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1，由 式 10-12 得 MP aMP aSK HHNH 52860088.0 1l i m11 MP aMP aSK HHNH 4955509.0 2l i m22 M P aM P aHHH 5.5112/)495528(2/)( 21 （ 6）计算 试算小齿轮分度圆直径 td1 ，由计算公式得 mmdt 27.515.5118.189433.22366.111072.56.123 241 计算圆周速度 smndv t /92.3100060 1 0 0 060 1 4 6 05 1 . 2 73 . 1 411 计算齿宽及模数 ntm mmdb td 27.5127.5111 mmZdm tnt 66.13014c o s27.51c o s11 73.13735.3/27.51/ 735.366.125.225.2 hb mmmh nt 无锡太湖学院学士学位论文 10 计算纵向重合度 379.214t a n301318.0t a n318.01 Zd 计算载荷系数 K 且已知使用系数 1AK 根据 smv /92.3 ，级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 15.1VK. 由表 10-4 查得 31.156.451023.01)16.01(18.012.11023.0)6.01(18.012.1322322 bK ddH 由图 10-13 查得 3.1FK 假定 mmNdFK tA /1001 ，由表 10-3 查得 4.1 FH KK 故载荷系数 11.231.14.115.11 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10 得 mmKKdd tt 22.566.1/11.227.51/ 3311 计算模数 nm mmZdmn 82.13014c o s22.56c o s11 由式 10-17 32121c o s2FSFdnYYZYKTm 7）确定计算参数 计算载荷系 数 09.23.14.115.11 FFVA KKKKK 根据纵向重合度 379.2，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 88.0Y 计算当量齿数 68.6514c o s60c o s84.3214c o s30c o s33223311ZZZZVV 查取齿形系数 由表 10-5 查得 592.21 FaY 194.22 FaY 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 596.11 SaY 783.12 SaY 由图 10-20 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲平动式大传动比减速器 11 疲劳强度极限 MPaFE 3802 由图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数 85.01 FNK 88.02 FNK 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4，由式 10-12 得 M PaSK FEFNF 57.3034.1 50085.0 111 M PaSK FEFNF 86.2384.1 38088.0 222 计算大小齿轮的 FSaFaYY 01638.086.238783.1194.201363.057.303596.1592.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大 . （ 8）设计计算 mmm n 28.101638.066.1301 14c o s88.01072.509.223 2 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 2.0mm，已可满足弯曲强度 .但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd 22.561 来计算应有的齿数 .于是由 3.272 14c o s22.56c o s11 nmdZ 取 281 Z ，则 5656282 2112 zZiZ 取 计算中心距 mmmZZan 6.8614c o s2 2)5628(c o s2 )( 21 将中心距圆整为 87mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 09.15872 2)5628(a r c c o s2 )(a r c c o s 21 a mZZ n 因 值改变不多，故参数 、 K 、 HZ 等不必修正 . 计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdmmmZd n11609.15c o s256c o s5809.15c o s228c o s22211 无锡太湖学院学士学位论文 12 计算大、小齿轮的齿根圆直径 mmmddmmmddnfnf11125.21165.25325.2585.22211 计算齿轮宽度 mmdb d 585811 圆整后取 mmB 582 ； mmB 561 NdTF t 4.1972585 7 2 0 02211 mmNmmNb FK tA /100/3458 4.19721 合适 . 4.3.2 平动齿轮的设计计算 （ 1）选用级精度 . （ 2）由表 10-1 选择齿轮材料为钢（调质），硬度为 HBS. 选 外齿轮齿数 781 Z ，内齿轮齿数 802 Z . 由设计计算公式 10-9 进行试算，即 3 211 )(132.2HEdtt ZuuTkd （ 3）确定公式各计算数值 试选载荷系数 3.1tK 计算内齿轮传递的 转矩 mmNnPT 6.474