0摘 要三環(huán)減速器是一種新型的齒輪機構，其基本結構是有一根低速軸、二根高速軸和三片轉動環(huán)板構成。各軸均平行配置，相同的兩根高速軸帶動三片傳動板呈 120°相位差作平面運動，通過傳動環(huán)板與低速軸上的齒輪相嚙合，形成大傳動比。各軸的軸端可以單獨或者同時傳輸動力。而三環(huán)式傳動機構自成體系。按基本型的單級傳動，增加高速與低速軸的數(shù)量，改變高速與低速軸的相互位置，可以形成若干派生型機構系列。此外，該傳動裝置因采取獨特的“平行軸----動軸”三環(huán)式傳動原理，基本構件的運動和受力均衡，又充分的運用了功率分流和多齒內嚙合。關鍵詞：少齒差行星齒輪傳動機構；三環(huán)式傳動機構；直齒圓柱齒輪傳動；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緒 論畢業(yè)設計是大學期間的最后學習階段，是培養(yǎng)主動學習、提高創(chuàng)新能力的重要環(huán)節(jié)，是對學習，研究，實踐，成果的全面總結，能夠全面提高學生工程實踐能力，同時也是對學生畢業(yè)及學位認可的重要依據(jù)；它集運用性、實踐性、工程性、探索性于一體，以利于大學生畢業(yè)后快速融入快速發(fā)展的 21 世紀，早日成為社會的棟梁。指導思想現(xiàn)代社會對人才提出了更高的要求，作為一名當代大學畢業(yè)生，不僅要具有堅實的專業(yè)基礎知識，還應具備工程技術人才應有的綜合素質。為了適應這一發(fā)展趨勢，我們應立足于：變傳統(tǒng)的、僵化的、單純的畢業(yè)設計為培養(yǎng)主動學習，提高創(chuàng)新能力，樹立團結協(xié)作精神，強化計算機運用等多維兼容性畢業(yè)設計；同時通過完成畢業(yè)設計，鍛煉學生解決實際工程問題的能力；在整個畢業(yè)設計的過程中，以我們主動學習為主，教師適時指導為輔；將素質教育與畢業(yè)設合，從根本上提高畢業(yè)設計的質量和水平。設計介紹三環(huán)減速器是為適應機械工程發(fā)展的需要、在綜合分析已有的平行軸少齒差減速器技術發(fā)展趨勢的基礎上開發(fā)的一種新型傳動裝置該傳動裝置。3采用了少齒差行星齒輪傳動原理，具有功率分流、內嚙合和多齒接觸等特點，具有較高的承載能力、過載性能和傳動效率。其構思新穎奇特，獲國家發(fā)明專利，有巨大的經(jīng)濟效益。以下是具體設計過程，共分個章節(jié)，其中穿插有具體的公式、圖片、表格和附圖等，由于能力及時間有限，錯誤在所難免，希望老師多多批評指正。 4第一章 三環(huán)式變速傳動設計介紹 我們所設計的三環(huán)減速器是一種新型通用的減速裝置，是屬于K-H型少齒差行星齒輪傳動中外置偏心軸形式的一種。本發(fā)明專利獨創(chuàng)了“平行軸——動軸”傳動機構，其產品由一根低速軸、二根高速軸和三片傳動環(huán)板構成。兩根高速軸保持三片環(huán)板呈 120°相位差作平面運動，并與低速軸上的齒輪內接，通過多對齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大的傳動比，同時能經(jīng)受較高的荷載與過載。該專利的通用產品，簡稱三環(huán)減速器，同現(xiàn)有的減速器相比，比相同承載能力的普通多級圓柱齒輪減速器的體積小1／3～1／2；質量輕1／2～1／3；比相同體積的擺絲針輪減速器的承載能力多50% ；比相同功率蝸桿減速器效率高10～35%；比硬齒面減速器造價低50% 以上。此種減速器是節(jié)材、節(jié)能的新型通用減速器 ，其構造原理正確，結構新穎。該裝置采用“平行軸”——動軸”傳動，兼有二者的主要優(yōu)點，具有承載能力高、傳動比大、體積小、質量輕、效率高、運轉平衡、可以由幾個軸端同 時傳遞動力等優(yōu)點 。該型減速器的基本型構造組成如下圖所示，其中兩根互相平行且各具有三個偏心的高速軸1為輸人軸，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，三片傳動內齒圈2通過轉臂軸承6裝在兩根高速軸上，一根帶齒的低速軸3(輸出軸)與高速軸平行，各軸均通過軸承4支承在機體5上，內齒圈與低速軸的外齒嚙合運動，形成大傳動比。三片內齒圈同時與低速軸嚙合，嚙合的瞬時相位差呈120度角。高速軸與低速軸的回轉方向相反。5第二章 傳動原理及結構特點2.1 傳動原理其基本型主要由一根低速軸，二根高速軸，和三片傳動環(huán)板構成。各軸均平行配置。相同的兩根高速軸帶動三片傳動環(huán)板呈 120°相位差作平面運動，傳動環(huán)板內圓與低速軸的外圓內接，通過齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大傳動比。各軸的軸端可以單獨或同時傳輸動力。該傳動裝置因采取簡巧獨特的“平行軸-動軸”三環(huán)式傳動原理，基本構件的運動和受力均衡，又充分地運用了功率分流和多齒內嚙合，故具有外形小，傳動比大，承載能力強、過載性能好，效率高，運轉平穩(wěn)及多軸端傳輸動力，制造與維修簡便等優(yōu)點。三環(huán)減速器基本型的工作原理如圖所示，由一根具有外齒輪套接的低速軸 1、二根由三個互呈 120 度偏心的高速軸 2 和三片具有內齒輪的環(huán)板3 組成。減速時，高速軸 2 作為輸入軸，帶動環(huán)板 3 上的內齒輪做平面運動，靠內齒輪與低速軸 1 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輸入動力。如要求增速，則軸 1（外齒輪軸）作輸入軸，軸 2 作輸出軸。其傳動比的計算公式為：i1h＝- z 2／( z2-z1)式中 z 1——外齒輪齒數(shù)；z2——內齒輪齒數(shù)；負號表示回轉方向相反，三片內齒圈類似于 3 個行星輪，因由外齒輪直接輸出，故沒有一般行星齒輪傳動的行星架或少齒差傳動的輸出機構，簡化了機構，卻仍保留了同軸線動軸傳動減速器的傳動比大和結構緊揍的特點。6如上圖，中間是節(jié)圓直徑為 dl 的外齒輪，軸線是固定的，外齒輪只能繞 抽回轉，與外齒輪嚙合的是節(jié)圓直徑為 d2 的內齒環(huán)，內齒環(huán)用滾1O動軸承裝在兩根偏心軸上，兩根偏心軸的軸線在 和 兩點，兩軸的偏2O3心距相同為 ，偏心的方向也相同，內齒環(huán)和兩根偏心軸組成平行23/rd?四連桿機構如圖，當偏心軸回轉時內齒環(huán)作平動，齒環(huán)上任何一點都有相同的軌跡和速度，內外齒輪直徑與偏心距之間有下列關系： d3＝d2-d172.2 結構原理及特點漸開線少齒差行星齒輪傳動按傳動形式可分為 N 型（ KH 型）和 NN型（2KH 雙內嚙合型）兩類，N 型內齒行星齒輪傳動的基本結構形式之一——三環(huán)減速器，如圖 1 所示:兩根互相平行且各具有 3 個偏心軸頸的高速軸 3，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，3 個傳動內齒輪 1 通過軸8承 2 裝在軸上，外齒輪 7 的軸 4 為低速軸，其軸線與高速軸 3 的軸線平行，低速軸通過軸承 5 支承在機架 6 上，3 個內齒輪 1 與外齒輪 7 嚙合，嚙合瞬時相位差呈 120°。其傳動原理為輸入軸旋轉時，行星輪(內齒輪 1)不是作擺線運動，而是通過一雙曲柄機構(具有偏心軸頸的高速軸)引導作圓周平動 。第三章 設計約束條件3.1 內齒輪頂圓應大于基圓由于基圓內沒有漸開線，為避免干涉，要求內齒輪的齒頂圓應大于基圓，即： 2bad?9式中 ——內齒輪齒頂圈直徑2ad——內齒輪基圓直徑b約束條件：?? ?cos2122mzhzdgaba????在通常條件下，這一條件均能得到滿足，可不與驗算。3.2 內、外齒輪齒頂均不得變尖，齒頂厚應大于許用值 ??as????032???asg式中 ——輸出軸外齒輪齒頂厚1as????111 cos// aainviztxm?????——外齒輪齒頂圓壓力角1a?——內齒輪齒頂厚2s????22cos// aaa invizm??????——內齒輪齒頂圓壓力角2?3.3 內外齒圈不產生過渡曲線干涉內齒圈：??????04 121020 ???????? ??tgztgztztgz aa式中： ——插齒刀齒數(shù)0a?——插齒刀齒頂壓力角'——內外齒輪傳動嚙合角10?0?——插齒刀加工時的嚙合角外齒輪：??????02sin/45 11122 ??????????xhtgztztgz aa對于少齒差傳動，此種干涉可滿足，不必驗算。3.4 切制內齒圈不產生頂切現(xiàn)象內齒圈：??????06 121020 ???????? ??tgztgztztgz aa式中： ——插齒刀齒數(shù)0a?——插齒刀齒頂壓力角'——內外齒輪傳動嚙合角?0——插齒刀加工時的嚙合角外齒輪：??????02sin/47 11122 ???????????xhtgztztgz aa對于少齒差傳動，此種干涉可滿足，不必驗算。3.5 內嚙合齒輪副的重合度約束條件為了提高三環(huán)減速器傳動的平穩(wěn)性和降低傳動的噪聲，應盡可能大的增大重合度，且至少使重合度 1＞?????12821'2 ＞??aatgzttgzg????3.6 不發(fā)生齒廓重疊干涉的約束條件如下圖所示，兩輪齒頂圓相交于 G 點，當外齒輪齒頂 E 轉到 G 點時，外11齒輪轉過的角度為 ，那么內齒輪相應地轉過角度為 ，1??? 211/)(zz???故不產生齒廓重疊干涉的條件為 211/)(zz2????g(9)=z1 0)()( ,1????invazinvainva?式中 cosδ 1=(ra22-ra12－a′ 2)/2a′ra1cosδ 2=( ra22-ra12+a′2)/2a′ra2a′—內齒輪副的中心距經(jīng)驗表明，兩齒輪的齒數(shù)差愈小，發(fā)生齒廓重疊干涉的可能性愈大。當 時，則將不會發(fā)生這種干涉，則必須增大內齒輪的變位系數(shù)，??102＞z?使傳動的嚙合角 增大。根據(jù)計算結果可知，在不同齒數(shù)差的情況下，要'?12避免齒廓重疊干涉時，需的嚙合角所 值如表 1： '?3.7 齒輪模數(shù)的約束條件：按模數(shù)標準系列取值(從數(shù)據(jù)庫中選取)。3.8 強度約束條件：在三環(huán)減速器少齒差行星傳動中，由于內齒輪與低速軸的外齒輪為內接觸，兩齒輪的曲率中心在同一方向，而且兩曲率半徑相差甚小，因此相互的接觸面積大，接觸應力較小。所以，對于三環(huán)減速器，其主要的失效形式一般為輪齒折斷和轉臂軸承的疲勞破壞，而不會產生齒面點蝕破壞，故在此僅需進行齒根彎曲強度計算和轉臂軸承壽命計算，不需要驗算其齒面接觸強度。輸出軸外齒輪： 1112/()FpFgFPKkTYBdm????內齒圈： 212/PY?式中 б F1，б F2—分別為外齒輪和內齒輪的齒根彎曲應力表 1齒數(shù)差 嚙合角12??z ?56~4'????20'312z ?38'4???~'??13T—內齒圈傳遞的轉矩dg—外齒輪的分度圓直徑YF1,YF2—分別為外齒輪和內齒輪的齒形系數(shù)K—載荷系數(shù)kp—三片內齒圈間載荷分布不均勻系數(shù)б FP1, б FP2—分別為外齒輪和內齒圈的許用齒根彎曲應力n—轉臂軸承轉速力得齒根彎曲強度約束條件：g(10)=бFP1-бF1 0?g(11)=бFP2-бF2轉臂軸承的壽命約束條件Lh=106(c/p)3.3/(60n) ??hL?式中 c— 軸承額定動載荷p—軸承所受動載荷，p=1.25RR—軸承名義徑向載荷R=(C1+C2+C3) )cos/(,1amzT?3.9 應使嚙合角不為負值無側隙嚙合時，當 時，則 ??'；當 時，則 ，12??21??＜'為使 ，應滿足0'??????0/12112???invxtgzg143.10 節(jié)點對面兩齒頂互相抵觸干涉通常只需滿足條件：??02131＞aadg???3.11 小齒輪和插齒刀不產生根切??0sin214?????zhga5203.12 內、外齒輪齒底與齒頂之間應該分別留有頂隙少齒差內嚙合傳動，一般采用齒頂高系數(shù) ，而加工時采8.0~6ha??用標準刀具，所以上述兩種要求均得到滿足，無需驗算。綜上分析可知，一般應考慮的條件為 1、2、4、5、6、8 和 11 條。第四章 受力分析4.1 單軸輸入時的受力分析三片內齒圈在嚙合過程中相位差僅為 120 度角，在一周范圍內其受情況是完全一樣的，故只分析其中的一片即可。取單片內齒圈為隔離，其受力如圖 2.15A 軸為輸入軸，任意轉角為 ψ 時，A 軸通過轉臂軸傳遞給內齒圈的力有 ， ，B 軸通過轉臂軸承傳給內齒圈的力只有 ， 方向如圖 2rFt BF所示，負載通過外齒輪傳給內齒圈的力 ， 切于基圓，指向嚙合點，nF因內齒圓做勻速平動，根據(jù)平面物體的靜力平衡方程可列出：（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??? ???????從 （ 6.3） 式可解得： ]/)[cs()si2/( ,lrbnB?將 值代入 (6.1)(6.2)式得 F'cosanAt )cos(/[)si2/( '' alrFFbnBr ??????（當 時，在 ψ=0o 點， 、 為不定值。 ）lab/co' BArF16從上面 、 的表達式可以看出若 為常數(shù)，當 ψ= 0o（或 360o） ，ArFBnF180o 時， sinψ= 0 ，則 、 趨于無窮大，此時不能傳遞力距。因而單ArB向內齒圈 在一周范圍內由外齒輪傳遞給它的力 也是變化的。只有當nsinψ 趨于零， 也趨于零時，才有可能使 、 在 ψ= 0o （或nFArFB360o） ，180o 時取得某一定值。而判斷這些特殊點的極值是否存在桌需求出 、 即可。ArB??lraSinFLimi bnFBN /)cos()2/( ,00 ??????? ?????因不知 以何種方式趨近于零，故設nCFn????sil0則 lrabBFn ????? ,0(cos2lim?同理可求得： )(cos2li ,0 lraCbBFn ??????? )(cslim,018lrbFn ???? )(cos2li ,018 lraCbBFn ??????17因 的極值存在， 存在，在上述分析的基礎上，可以推斷，單片BFArF內齒圈在 360o 范圍內所傳遞 不是常值，而是符合某一規(guī)律變化，在n時， 也趨于零，而且在任一瞬時應滿足三片內齒圈所傳遞的0sin??n力之和為一常值。根據(jù)這些條件，假設單片內齒圈 的變化規(guī)律為如下：nF圖 9 所示是個分段連續(xù)的函數(shù)，其表達式如下：????????????????)2(3)(3maxaxmaxannnnFF??????????23/53/54/3/2//0????在作了上述假設之后， ， 是個分段連續(xù)的函數(shù)，對于任意 值，BArF?都可以求出 值或 值，若為正，則表示與假設方向一致，若為負，則BAr表示與假設方向相反，但對軸承的受力分析而言，只要取它的絕對值即可，18由于軸承的受力隨 值而變化，有大有小，不直觀，現(xiàn)不妨來求它的均值：??dFBB??20_1=????dlrabn?20,si/)co(為了積分方便，現(xiàn)用 代替上面假設的分段連續(xù)函數(shù)。則inmaxnF?的表達式如下：_BF???dlrabn???20,max /)cos(4又 ，故 。令 ，則 。因lrb?1/lrb lb/??)/arcos(lb是周期函數(shù)， 的大小對于一個周期內的積分無影響，故為了)cos(,a??,a積分方便，令代入，則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?設負載力矩為 T，則：3× bnrF/max??bnr6ax?小結： １.由以上分析可知，這種減速器的轉臂軸承受力確實小于其它各種形式的少齒差行星減速器,能有效地解決轉臂軸承壽命低的問題,并能提高整個減速器的效率。２.轉臂軸承的受力與嚙合角有關，是隨嚙合角增大而減小。 ３.這種減速器必須采用 3 片帶內齒的傳動齒板。雖然用雙電機輸入時，采用單片也能成立，但輸入總功率要加大一倍,顯然是不可取的；而用兩片時,雖然輸入總功率不增加但萬一其中一個電機損壞，則該機構就不能正常工作，因而也不可取，所以不管單軸輸入或雙鈾輸入都應采用三片傳動齒板。 ４.這種減速器與內置雙曲柄少齒差減速器(即 RV 減速器)一樣，其轉臂軸承的受力不是恒定的，并且波動較大。這個特點對整機性能是否有利,有待進一步研究。20第五章 效率分析及計算現(xiàn)在來分析三環(huán)減速器的效率，三環(huán)減速器的效率主要由兩部分組成，即嚙合效率及轉臂軸承的效率。因三環(huán)減速器的嚙合效率同一般少齒差行星傳動的嚙合效率完全一樣，在此就不再贅述。主要分析轉臂軸承的效率。5.1 轉臂軸承的效率分析三環(huán)減速器的內齒圈每片通過兩個轉臂軸承與輸入軸相連，用偏心套形成轉臂，三片的效率是完全一樣的，設 A 軸承受力 FA=C1·Famax .B 軸承受力 FB=C2·Fbmax，由于轉臂軸承只隨轉軸作偏心運動，本身不自轉，即轉臂軸承的轉速即為輸入軸的轉速為 ω1，設軸承內徑為 r，滾動磨擦系數(shù)為 f,因摩擦而損耗的功率：1max21)()( ???????? rfFCrfPnBAf令 yC21則 1maxrfFnf而轉臂傳遞的扭矩為 ，即 = 則輸入功率HTi?3。13/???iPH21T 為負載力矩，故轉臂的軸承的效率為 b?HfHfbP??1?TirfFCny??3max又 代入：1max36ZosrFbn???（ 為齒輪差）psbzfC??c1?p從 的表達式可以看出，轉臂軸承的效率，除與 值有關外，還與b sc比值有關，一般來說當 增大， 也增大，但對同一基座型號pzmr?pzmr減速器而言， 值變化不大，為了計算方便，在下面的效率計算中， 值均r r取為相同。5.2 效率計算5.2.1 嚙合效率定軸輪系漸開線少齒差內齒輪副的嚙合效率計算公式如下：其中：（5.4）??afafggzf ??????????????11122（5.5）ngg PLf0121??2,cosatgzmL??22??1,10cos2atgzmL??Pn?（5.4）式為節(jié)點在嚙合線內的計算公式， （5.5）式為節(jié)點在嚙合線外的計算公式 取 ，三環(huán)減速器的嚙合效率計算公式如下：05.?gf??gai?????1下表即為計算所得的嚙合效率Z1 68Z2 70ha* 0.6X1 0.158949414X2 0.280048243'?28.24 ?1a 24.035?節(jié)點位置 在嚙合線外a?1.10156905%?99.01?235.2.2 軸承的效率及三環(huán)減速器的效率先求 值，從 的表達式可以看出， 值與 的比值及嚙合角有sCs sCbrl/關，當 不變時， 的比值越大， 值越小，當 不變時， 越大，,abrl/s ,a值也越小，這僅僅從表達式定性分析而知。下面不妨取單軸輸入情況來s作定量分析。 的表達式已在前面推出單軸輸入 =sCsC21???????????????????????2//122 lrlbb12,1cosCaC??????其中 。表四即為計算所得的 值。??lreb/?? sC表 4 Cs值（單軸輸入）24從上述計算值可以看出，在嚙合角 在 54.03o—26.1o 變化時， 值,asC僅差 0.1605，當 在 1.70—2.0 之間變化時， 值僅差 0.0275，可見brl/ sC值的變化是很小的。故在下面的各種計算中僅取 =1.85 來計算。軸sC brl/承的效率計算公式已由前面推出：取 ， ， 即可求得軸承的效率 。進而求得三環(huán)減速3?m20r2.?f b?器的總效率 ，表 5 即為求得的效率ba??表 5 單軸輸入三環(huán)減速器的效率 pz1 2 3 4,a54.03o 53.7o 53.6o 39.6o 39.2o 38.8o 30.9o 30.4o 29.4o 26.1o 25.5o 24.5ol/rbCs'?1.70 1.75 1.80 1.85 1.90 1.95 2.054.03o 0.9047 0.8989 0.894 0.8892 0.8851 0.881 0.877253.7o 0.9067 0.9012 0.896 0.8913 0.8812 0.8823 0.879353.6o 0.9075 0.9018 0.896 0.8920 0.8879 0.8839 0.88039.6o 0.9926 0.9873 0.982 0.978 0.9742 0.9703 0.96739.2o 0.9948 0.990 0.985 0.9807 0.9768 0.9731 0.969438.8o 0.9971 0.9918 0.987 0.9826 0.9787 0.975 0.971230.9o 1.037 1.032 1.027 1.023 1.0198 1.0161 1.015230.4o 1.038 1.034 1.030 1.025 1.02222 1.0184 1.016929.7o 1.0397 1.0381 1.034 1.0291 1.0254 1.0217 1.018126.1o 1.0588 1.0537 1.049 1.0448 1.0411 1.0374 1.0339psbZaCfr??co1??25sC0.8892 0.8913 0.892 0.978 0.9807 0.9826 1.0235 1.0259 1.0291 1.0448 1.0473 1.0512%a?95.31695.3995.68598.06398.33399.55999.15799.3899.6599.67699.85 99.7b96.0396.02796.02397.8297.81497.80998.47998.47698.4798.8498.8398.830?91.5391.6291.8895.9396.1896.39997.6597.8798.1398.5298.6898.5325.2.3 結果分析根據(jù)冶金工業(yè)部重慶鋼鐵設計研究院在重慶大學進行的性能試驗，三環(huán)減速器的實測效率如圖 5 所示。而我們分析計算的效率表 5 與此基本相符，說明上述的分析計算是正確的。因此，根據(jù)以上理論分析可得出如下結論：（1）這種傳動，當單軸輸入時，每一片行星輪在 0o 和 180o 時是不能傳遞扭矩的，所以必須要用三片以上的行星輪。（2）三片行星輪不是同時均勻受力，故齒輪強度計算時，只能按二片同時受力來考慮載荷。（3）該傳動轉臂軸承受力較 K-H-V 型要小，故轉臂軸承的軸承可達 2萬多小時，而 K-H-V 型只有 5000-10000 小時左右。（4）由于該傳動沒有輸出機構，而且轉臂軸承受力小，所以該傳動的效率較高，可達 92%-96%。（5）該傳動雙軸輸入的效率高于單軸輸入的效率。（6）齒數(shù)差對該傳動的效率有較大的影響，齒數(shù)差越大，效率越高。（7）在同一齒數(shù)差時，嚙合角對效率略有影響。26（8）二轉臂軸承的距離對效率也有一些影響，距離越大，效率越高，但影響不大，故沒有必要人為加大這個距離而使尺寸增大。第六章 設計計算及校核這種三環(huán)減速器的原動機輸入轉速是 1050r/min,輸入功率是 145kw,傳動比是 34，輸出轉矩是 40 KNm?6.1 自由度計算已知：n=10 PL=10 PH =3由公式得：F=3n-2 P L - PH =3×10-2×13-3=1276.2 傳動計算6.2.1 選齒數(shù)差由于此為漸開線少齒差行星齒輪傳動，根據(jù)公式=hn-212Z由于 n2 固定所以轉速為 0 所以：=h112Z?所以 式21i?（6.1）由于齒數(shù)差越大，所對應嚙合角越小，而小的嚙合角影響效率，同時對轉臂的效率和使用壽命。影響更顯著。同時兩輪的齒數(shù)差越小，產生輪廓重疊干涉的可能性就越大。 因此，鑒于上述結論，初選齒數(shù)差為 2，即 Z2 -Z1 =2，根據(jù)公式 （ 3）：Z 1 =68 ，Z 2 = 70 。 6.2.2 初選嚙合角 α 查[5]中表得 ha* 重合度不重合系數(shù) GsZP=Z1-Z20.6 0.75 0.82 28.5o 29.5o 30.5o1.125 ＞0.0528由于少齒差傳動選用齒頂高系數(shù) ha*為 0.6～0.8，當齒數(shù)差 ZP 一定時，齒頂高系數(shù) ha*取得越小，傳動嚙合角就越小。而當齒數(shù)差 ZP 越小，所需嚙合角 越大。因此初選嚙合角 =41o，齒頂高系數(shù)選 0.8。'?'?6.2.3 選取模數(shù)按此三環(huán)減速器的結構尺寸，選用 d 2 =420,從而m= = 2z4067?由[1]表 7-2 選取標準模數(shù) m=66.2.4 選壓力角 ?標準值 =20o6.2.5 計算標準中心距a=m（Z 2-Z1）/2=6×（48-45）/2=6mm6.2.6 計算實際中心距a′= ×a=cos20o/cos41o×6=7.5mm'cos?取 a′=7.56.2.7 優(yōu)化設計選用模數(shù)綜合分析，取 m 為 6，實際中心距 a′=7.5，其嚙合角為 '41.26???得原始數(shù)據(jù)如下小齒輪齒數(shù)Z1大齒輪齒數(shù) Z2插齒刀齒數(shù) Zu模數(shù) m壓力角 ?齒頂高系數(shù)ha*68 70 20 6 20o 0.8296.2.8 精確計算嚙合角 '?= '?1acos()41.26'???6.2.9 計算變位系數(shù)根據(jù)無側隙嚙合方程可求得齒輪的變位系數(shù)總和xΣ= (inv -inv )= (inv41.26o-inv200)?tgz21?' 07682tg?=0.288487由計算法分配變位系數(shù) , 1x2=0.5×1x xyz????????????)(12由于該小齒輪為輸入齒輪，所以到 0.812??取 0.x??所以 14327= =0.43283322x1??6.2.10 中心距分離系數(shù) y= = =0.25ma?'7.566.2.11 齒頂高變動系數(shù) 0.385yx????6.2.12 分度圓直徑 d1=mz1=6×68=408 0摘 要三環(huán)減速器是一種新型的齒輪機構，其基本結構是有一根低速軸、二根高速軸和三片轉動環(huán)板構成。各軸均平行配置，相同的兩根高速軸帶動三片傳動板呈 120°相位差作平面運動，通過傳動環(huán)板與低速軸上的齒輪相嚙合，形成大傳動比。各軸的軸端可以單獨或者同時傳輸動力。而三環(huán)式傳動機構自成體系。按基本型的單級傳動，增加高速與低速軸的數(shù)量，改變高速與低速軸的相互位置，可以形成若干派生型機構系列。此外，該傳動裝置因采取獨特的“平行軸----動軸”三環(huán)式傳動原理，基本構件的運動和受力均衡，又充分的運用了功率分流和多齒內嚙合。關鍵詞：少齒差行星齒輪傳動機構；三環(huán)式傳動機構；直齒圓柱齒輪傳動；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緒 論畢業(yè)設計是大學期間的最后學習階段，是培養(yǎng)主動學習、提高創(chuàng)新能力的重要環(huán)節(jié)，是對學習，研究，實踐，成果的全面總結，能夠全面提高學生工程實踐能力，同時也是對學生畢業(yè)及學位認可的重要依據(jù)；它集運用性、實踐性、工程性、探索性于一體，以利于大學生畢業(yè)后快速融入快速發(fā)展的 21 世紀，早日成為社會的棟梁。指導思想現(xiàn)代社會對人才提出了更高的要求，作為一名當代大學畢業(yè)生，不僅要具有堅實的專業(yè)基礎知識，還應具備工程技術人才應有的綜合素質。為了適應這一發(fā)展趨勢，我們應立足于：變傳統(tǒng)的、僵化的、單純的畢業(yè)設計為培養(yǎng)主動學習，提高創(chuàng)新能力，樹立團結協(xié)作精神，強化計算機運用等多維兼容性畢業(yè)設計；同時通過完成畢業(yè)設計，鍛煉學生解決實際工程問題的能力；在整個畢業(yè)設計的過程中，以我們主動學習為主，教師適時指導為輔；將素質教育與畢業(yè)設合，從根本上提高畢業(yè)設計的質量和水平。設計介紹三環(huán)減速器是為適應機械工程發(fā)展的需要、在綜合分析已有的平行軸少齒差減速器技術發(fā)展趨勢的基礎上開發(fā)的一種新型傳動裝置該傳動裝置。3采用了少齒差行星齒輪傳動原理，具有功率分流、內嚙合和多齒接觸等特點，具有較高的承載能力、過載性能和傳動效率。其構思新穎奇特，獲國家發(fā)明專利，有巨大的經(jīng)濟效益。以下是具體設計過程，共分個章節(jié)，其中穿插有具體的公式、圖片、表格和附圖等，由于能力及時間有限，錯誤在所難免，希望老師多多批評指正。 4第一章 三環(huán)式變速傳動設計介紹 我們所設計的三環(huán)減速器是一種新型通用的減速裝置，是屬于K-H型少齒差行星齒輪傳動中外置偏心軸形式的一種。本發(fā)明專利獨創(chuàng)了“平行軸——動軸”傳動機構，其產品由一根低速軸、二根高速軸和三片傳動環(huán)板構成。兩根高速軸保持三片環(huán)板呈 120°相位差作平面運動，并與低速軸上的齒輪內接，通過多對齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大的傳動比，同時能經(jīng)受較高的荷載與過載。該專利的通用產品，簡稱三環(huán)減速器，同現(xiàn)有的減速器相比，比相同承載能力的普通多級圓柱齒輪減速器的體積小1／3～1／2；質量輕1／2～1／3；比相同體積的擺絲針輪減速器的承載能力多50% ；比相同功率蝸桿減速器效率高10～35%；比硬齒面減速器造價低50% 以上。此種減速器是節(jié)材、節(jié)能的新型通用減速器 ，其構造原理正確，結構新穎。該裝置采用“平行軸”——動軸”傳動，兼有二者的主要優(yōu)點，具有承載能力高、傳動比大、體積小、質量輕、效率高、運轉平衡、可以由幾個軸端同 時傳遞動力等優(yōu)點 。該型減速器的基本型構造組成如下圖所示，其中兩根互相平行且各具有三個偏心的高速軸1為輸人軸，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，三片傳動內齒圈2通過轉臂軸承6裝在兩根高速軸上，一根帶齒的低速軸3(輸出軸)與高速軸平行，各軸均通過軸承4支承在機體5上，內齒圈與低速軸的外齒嚙合運動，形成大傳動比。三片內齒圈同時與低速軸嚙合，嚙合的瞬時相位差呈120度角。高速軸與低速軸的回轉方向相反。5第二章 傳動原理及結構特點2.1 傳動原理其基本型主要由一根低速軸，二根高速軸，和三片傳動環(huán)板構成。各軸均平行配置。相同的兩根高速軸帶動三片傳動環(huán)板呈 120°相位差作平面運動，傳動環(huán)板內圓與低速軸的外圓內接，通過齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大傳動比。各軸的軸端可以單獨或同時傳輸動力。該傳動裝置因采取簡巧獨特的“平行軸-動軸”三環(huán)式傳動原理，基本構件的運動和受力均衡，又充分地運用了功率分流和多齒內嚙合，故具有外形小，傳動比大，承載能力強、過載性能好，效率高，運轉平穩(wěn)及多軸端傳輸動力，制造與維修簡便等優(yōu)點。三環(huán)減速器基本型的工作原理如圖所示，由一根具有外齒輪套接的低速軸 1、二根由三個互呈 120 度偏心的高速軸 2 和三片具有內齒輪的環(huán)板3 組成。減速時，高速軸 2 作為輸入軸，帶動環(huán)板 3 上的內齒輪做平面運動，靠內齒輪與低速軸 1 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輸入動力。如要求增速，則軸 1（外齒輪軸）作輸入軸，軸 2 作輸出軸。其傳動比的計算公式為：i1h＝- z 2／( z2-z1)式中 z 1——外齒輪齒數(shù)；z2——內齒輪齒數(shù)；負號表示回轉方向相反，三片內齒圈類似于 3 個行星輪，因由外齒輪直接輸出，故沒有一般行星齒輪傳動的行星架或少齒差傳動的輸出機構，簡化了機構，卻仍保留了同軸線動軸傳動減速器的傳動比大和結構緊揍的特點。6如上圖，中間是節(jié)圓直徑為 dl 的外齒輪，軸線是固定的，外齒輪只能繞 抽回轉，與外齒輪嚙合的是節(jié)圓直徑為 d2 的內齒環(huán)，內齒環(huán)用滾1O動軸承裝在兩根偏心軸上，兩根偏心軸的軸線在 和 兩點，兩軸的偏2O3心距相同為 ，偏心的方向也相同，內齒環(huán)和兩根偏心軸組成平行23/rd?四連桿機構如圖，當偏心軸回轉時內齒環(huán)作平動，齒環(huán)上任何一點都有相同的軌跡和速度，內外齒輪直徑與偏心距之間有下列關系： d3＝d2-d172.2 結構原理及特點漸開線少齒差行星齒輪傳動按傳動形式可分為 N 型（ KH 型）和 NN型（2KH 雙內嚙合型）兩類，N 型內齒行星齒輪傳動的基本結構形式之一——三環(huán)減速器，如圖 1 所示:兩根互相平行且各具有 3 個偏心軸頸的高速軸 3，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，3 個傳動內齒輪 1 通過軸8承 2 裝在軸上，外齒輪 7 的軸 4 為低速軸，其軸線與高速軸 3 的軸線平行，低速軸通過軸承 5 支承在機架 6 上，3 個內齒輪 1 與外齒輪 7 嚙合，嚙合瞬時相位差呈 120°。其傳動原理為輸入軸旋轉時，行星輪(內齒輪 1)不是作擺線運動，而是通過一雙曲柄機構(具有偏心軸頸的高速軸)引導作圓周平動 。第三章 設計約束條件3.1 內齒輪頂圓應大于基圓由于基圓內沒有漸開線，為避免干涉，要求內齒輪的齒頂圓應大于基圓，即： 2bad?9式中 ——內齒輪齒頂圈直徑2ad——內齒輪基圓直徑b約束條件：?? ?cos2122mzhzdgaba????在通常條件下，這一條件均能得到滿足，可不與驗算。3.2 內、外齒輪齒頂均不得變尖，齒頂厚應大于許用值 ??as????032???asg式中 ——輸出軸外齒輪齒頂厚1as????111 cos// aainviztxm?????——外齒輪齒頂圓壓力角1a?——內齒輪齒頂厚2s????22cos// aaa invizm??????——內齒輪齒頂圓壓力角2?3.3 內外齒圈不產生過渡曲線干涉內齒圈：??????04 121020 ???????? ??tgztgztztgz aa式中： ——插齒刀齒數(shù)0a?——插齒刀齒頂壓力角'——內外齒輪傳動嚙合角10?0?——插齒刀加工時的嚙合角外齒輪：??????02sin/45 11122 ??????????xhtgztztgz aa對于少齒差傳動，此種干涉可滿足，不必驗算。3.4 切制內齒圈不產生頂切現(xiàn)象內齒圈：??????06 121020 ???????? ??tgztgztztgz aa式中： ——插齒刀齒數(shù)0a?——插齒刀齒頂壓力角'——內外齒輪傳動嚙合角?0——插齒刀加工時的嚙合角外齒輪：??????02sin/47 11122 ???????????xhtgztztgz aa對于少齒差傳動，此種干涉可滿足，不必驗算。3.5 內嚙合齒輪副的重合度約束條件為了提高三環(huán)減速器傳動的平穩(wěn)性和降低傳動的噪聲，應盡可能大的增大重合度，且至少使重合度 1＞?????12821'2 ＞??aatgzttgzg????3.6 不發(fā)生齒廓重疊干涉的約束條件如下圖所示，兩輪齒頂圓相交于 G 點，當外齒輪齒頂 E 轉到 G 點時，外11齒輪轉過的角度為 ，那么內齒輪相應地轉過角度為 ，1??? 211/)(zz???故不產生齒廓重疊干涉的條件為 211/)(zz2????g(9)=z1 0)()( ,1????invazinvainva?式中 cosδ 1=(ra22-ra12－a′ 2)/2a′ra1cosδ 2=( ra22-ra12+a′2)/2a′ra2a′—內齒輪副的中心距經(jīng)驗表明，兩齒輪的齒數(shù)差愈小，發(fā)生齒廓重疊干涉的可能性愈大。當 時，則將不會發(fā)生這種干涉，則必須增大內齒輪的變位系數(shù)，??102＞z?使傳動的嚙合角 增大。根據(jù)計算結果可知，在不同齒數(shù)差的情況下，要'?12避免齒廓重疊干涉時，需的嚙合角所 值如表 1： '?3.7 齒輪模數(shù)的約束條件：按模數(shù)標準系列取值(從數(shù)據(jù)庫中選取)。3.8 強度約束條件：在三環(huán)減速器少齒差行星傳動中，由于內齒輪與低速軸的外齒輪為內接觸，兩齒輪的曲率中心在同一方向，而且兩曲率半徑相差甚小，因此相互的接觸面積大，接觸應力較小。所以，對于三環(huán)減速器，其主要的失效形式一般為輪齒折斷和轉臂軸承的疲勞破壞，而不會產生齒面點蝕破壞，故在此僅需進行齒根彎曲強度計算和轉臂軸承壽命計算，不需要驗算其齒面接觸強度。輸出軸外齒輪： 1112/()FpFgFPKkTYBdm????內齒圈： 212/PY?式中 б F1，б F2—分別為外齒輪和內齒輪的齒根彎曲應力表 1齒數(shù)差 嚙合角12??z ?56~4'????20'312z ?38'4???~'??13T—內齒圈傳遞的轉矩dg—外齒輪的分度圓直徑YF1,YF2—分別為外齒輪和內齒輪的齒形系數(shù)K—載荷系數(shù)kp—三片內齒圈間載荷分布不均勻系數(shù)б FP1, б FP2—分別為外齒輪和內齒圈的許用齒根彎曲應力n—轉臂軸承轉速力得齒根彎曲強度約束條件：g(10)=бFP1-бF1 0?g(11)=бFP2-бF2轉臂軸承的壽命約束條件Lh=106(c/p)3.3/(60n) ??hL?式中 c— 軸承額定動載荷p—軸承所受動載荷，p=1.25RR—軸承名義徑向載荷R=(C1+C2+C3) )cos/(,1amzT?3.9 應使嚙合角不為負值無側隙嚙合時，當 時，則 ??'；當 時，則 ，12??21??＜'為使 ，應滿足0'??????0/12112???invxtgzg143.10 節(jié)點對面兩齒頂互相抵觸干涉通常只需滿足條件：??02131＞aadg???3.11 小齒輪和插齒刀不產生根切??0sin214?????zhga5203.12 內、外齒輪齒底與齒頂之間應該分別留有頂隙少齒差內嚙合傳動，一般采用齒頂高系數(shù) ，而加工時采8.0~6ha??用標準刀具，所以上述兩種要求均得到滿足，無需驗算。綜上分析可知，一般應考慮的條件為 1、2、4、5、6、8 和 11 條。第四章 受力分析4.1 單軸輸入時的受力分析三片內齒圈在嚙合過程中相位差僅為 120 度角，在一周范圍內其受情況是完全一樣的，故只分析其中的一片即可。取單片內齒圈為隔離，其受力如圖 2.15A 軸為輸入軸，任意轉角為 ψ 時，A 軸通過轉臂軸傳遞給內齒圈的力有 ， ，B 軸通過轉臂軸承傳給內齒圈的力只有 ， 方向如圖 2rFt BF所示，負載通過外齒輪傳給內齒圈的力 ， 切于基圓，指向嚙合點，nF因內齒圓做勻速平動，根據(jù)平面物體的靜力平衡方程可列出：（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??? ???????從 （ 6.3） 式可解得： ]/)[cs()si2/( ,lrbnB?將 值代入 (6.1)(6.2)式得 F'cosanAt )cos(/[)si2/( '' alrFFbnBr ??????（當 時，在 ψ=0o 點， 、 為不定值。 ）lab/co' BArF16從上面 、 的表達式可以看出若 為常數(shù)，當 ψ= 0o（或 360o） ，ArFBnF180o 時， sinψ= 0 ，則 、 趨于無窮大，此時不能傳遞力距。因而單ArB向內齒圈 在一周范圍內由外齒輪傳遞給它的力 也是變化的。只有當nsinψ 趨于零， 也趨于零時，才有可能使 、 在 ψ= 0o （或nFArFB360o） ，180o 時取得某一定值。而判斷這些特殊點的極值是否存在桌需求出 、 即可。ArB??lraSinFLimi bnFBN /)cos()2/( ,00 ??????? ?????因不知 以何種方式趨近于零，故設nCFn????sil0則 lrabBFn ????? ,0(cos2lim?同理可求得： )(cos2li ,0 lraCbBFn ??????? )(cslim,018lrbFn ???? )(cos2li ,018 lraCbBFn ??????17因 的極值存在， 存在，在上述分析的基礎上，可以推斷，單片BFArF內齒圈在 360o 范圍內所傳遞 不是常值，而是符合某一規(guī)律變化，在n時， 也趨于零，而且在任一瞬時應滿足三片內齒圈所傳遞的0sin??n力之和為一常值。根據(jù)這些條件，假設單片內齒圈 的變化規(guī)律為如下：nF圖 9 所示是個分段連續(xù)的函數(shù)，其表達式如下：????????????????)2(3)(3maxaxmaxannnnFF??????????23/53/54/3/2//0????在作了上述假設之后， ， 是個分段連續(xù)的函數(shù)，對于任意 值，BArF?都可以求出 值或 值，若為正，則表示與假設方向一致，若為負，則BAr表示與假設方向相反，但對軸承的受力分析而言，只要取它的絕對值即可，18由于軸承的受力隨 值而變化，有大有小，不直觀，現(xiàn)不妨來求它的均值：??dFBB??20_1=????dlrabn?20,si/)co(為了積分方便，現(xiàn)用 代替上面假設的分段連續(xù)函數(shù)。則inmaxnF?的表達式如下：_BF???dlrabn???20,max /)cos(4又 ，故 。令 ，則 。因lrb?1/lrb lb/??)/arcos(lb是周期函數(shù)， 的大小對于一個周期內的積分無影響，故為了)cos(,a??,a積分方便，令代入，則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?設負載力矩為 T，則：3× bnrF/max??bnr6ax?小結： １.由以上分析可知，這種減速器的轉臂軸承受力確實小于其它各種形式的少齒差行星減速器,能有效地解決轉臂軸承壽命低的問題,并能提高整個減速器的效率。２.轉臂軸承的受力與嚙合角有關，是隨嚙合角增大而減小。 ３.這種減速器必須采用 3 片帶內齒的傳動齒板。雖然用雙電機輸入時，采用單片也能成立，但輸入總功率要加大一倍,顯然是不可取的；而用兩片時,雖然輸入總功率不增加但萬一其中一個電機損壞，則該機構就不能正常工作，因而也不可取，所以不管單軸輸入或雙鈾輸入都應采用三片傳動齒板。 ４.這種減速器與內置雙曲柄少齒差減速器(即 RV 減速器)一樣，其轉臂軸承的受力不是恒定的，并且波動較大。這個特點對整機性能是否有利,有待進一步研究。20第五章 效率分析及計算現(xiàn)在來分析三環(huán)減速器的效率，三環(huán)減速器的效率主要由兩部分組成，即嚙合效率及轉臂軸承的效率。因三環(huán)減速器的嚙合效率同一般少齒差行星傳動的嚙合效率完全一樣，在此就不再贅述。主要分析轉臂軸承的效率。5.1 轉臂軸承的效率分析三環(huán)減速器的內齒圈每片通過兩個轉臂軸承與輸入軸相連，用偏心套形成轉臂，三片的效率是完全一樣的，設 A 軸承受力 FA=C1·Famax .B 軸承受力 FB=C2·Fbmax，由于轉臂軸承只隨轉軸作偏心運動，本身不自轉，即轉臂軸承的轉速即為輸入軸的轉速為 ω1，設軸承內徑為 r，滾動磨擦系數(shù)為 f,因摩擦而損耗的功率：1max21)()( ???????? rfFCrfPnBAf令 yC21則 1maxrfFnf而轉臂傳遞的扭矩為 ，即 = 則輸入功率HTi?3。13/???iPH21T 為負載力矩，故轉臂的軸承的效率為 b?HfHfbP??1?TirfFCny??3max又 代入：1max36ZosrFbn???（ 為齒輪差）psbzfC??c1?p從 的表達式可以看出，轉臂軸承的效率，除與 值有關外，還與b sc比值有關，一般來說當 增大， 也增大，但對同一基座型號pzmr?pzmr減速器而言， 值變化不大，為了計算方便，在下面的效率計算中， 值均r r取為相同。5.2 效率計算5.2.1 嚙合效率定軸輪系漸開線少齒差內齒輪副的嚙合效率計算公式如下：其中：（5.4）??afafggzf ??????????????11122（5.5）ngg PLf0121??2,cosatgzmL??22??1,10cos2atgzmL??Pn?（5.4）式為節(jié)點在嚙合線內的計算公式， （5.5）式為節(jié)點在嚙合線外的計算公式 取 ，三環(huán)減速器的嚙合效率計算公式如下：05.?gf??gai?????1下表即為計算所得的嚙合效率Z1 68Z2 70ha* 0.6X1 0.158949414X2 0.280048243'?28.24 ?1a 24.035?節(jié)點位置 在嚙合線外a?1.10156905%?99.01?235.2.2 軸承的效率及三環(huán)減速器的效率先求 值，從 的表達式可以看出， 值與 的比值及嚙合角有sCs sCbrl/關，當 不變時， 的比值越大， 值越小，當 不變時， 越大，,abrl/s ,a值也越小，這僅僅從表達式定性分析而知。下面不妨取單軸輸入情況來s作定量分析。 的表達式已在前面推出單軸輸入 =sCsC21???????????????????????2//122 lrlbb12,1cosCaC??????其中 。表四即為計算所得的 值。??lreb/?? sC表 4 Cs值（單軸輸入）24從上述計算值可以看出，在嚙合角 在 54.03o—26.1o 變化時， 值,asC僅差 0.1605，當 在 1.70—2.0 之間變化時， 值僅差 0.0275，可見brl/ sC值的變化是很小的。故在下面的各種計算中僅取 =1.85 來計算。軸sC brl/承的效率計算公式已由前面推出：取 ， ， 即可求得軸承的效率 。進而求得三環(huán)減速3?m20r2.?f b?器的總效率 ，表 5 即為求得的效率ba??表 5 單軸輸入三環(huán)減速器的效率 pz1 2 3 4,a54.03o 53.7o 53.6o 39.6o 39.2o 38.8o 30.9o 30.4o 29.4o 26.1o 25.5o 24.5ol/rbCs'?1.70 1.75 1.80 1.85 1.90 1.95 2.054.03o 0.9047 0.8989 0.894 0.8892 0.8851 0.881 0.877253.7o 0.9067 0.9012 0.896 0.8913 0.8812 0.8823 0.879353.6o 0.9075 0.9018 0.896 0.8920 0.8879 0.8839 0.88039.6o 0.9926 0.9873 0.982 0.978 0.9742 0.9703 0.96739.2o 0.9948 0.990 0.985 0.9807 0.9768 0.9731 0.969438.8o 0.9971 0.9918 0.987 0.9826 0.9787 0.975 0.971230.9o 1.037 1.032 1.027 1.023 1.0198 1.0161 1.015230.4o 1.038 1.034 1.030 1.025 1.02222 1.0184 1.016929.7o 1.0397 1.0381 1.034 1.0291 1.0254 1.0217 1.018126.1o 1.0588 1.0537 1.049 1.0448 1.0411 1.0374 1.0339psbZaCfr??co1??25sC0.8892 0.8913 0.892 0.978 0.9807 0.9826 1.0235 1.0259 1.0291 1.0448 1.0473 1.0512%a?95.31695.3995.68598.06398.33399.55999.15799.3899.6599.67699.85 99.7b96.0396.02796.02397.8297.81497.80998.47998.47698.4798.8498.8398.830?91.5391.6291.8895.9396.1896.39997.6597.8798.1398.5298.6898.5325.2.3 結果分析根據(jù)冶金工業(yè)部重慶鋼鐵設計研究院在重慶大學進行的性能試驗，三環(huán)減速器的實測效率如圖 5 所示。而我們分析計算的效率表 5 與此基本相符，說明上述的分析計算是正確的。因此，根據(jù)以上理論分析可得出如下結論：（1）這種傳動，當單軸輸入時，每一片行星輪在 0o 和 180o 時是不能傳遞扭矩的，所以必須要用三片以上的行星輪。（2）三片行星輪不是同時均勻受力，故齒輪強度計算時，只能按二片同時受力來考慮載荷。（3）該傳動轉臂軸承受力較 K-H-V 型要小，故轉臂軸承的軸承可達 2萬多小時，而 K-H-V 型只有 5000-10000 小時左右。（4）由于該傳動沒有輸出機構，而且轉臂軸承受力小，所以該傳動的效率較高，可達 92%-96%。（5）該傳動雙軸輸入的效率高于單軸輸入的效率。（6）齒數(shù)差對該傳動的效率有較大的影響，齒數(shù)差越大，效率越高。（7）在同一齒數(shù)差時，嚙合角對效率略有影響。26（8）二轉臂軸承的距離對效率也有一些影響，距離越大，效率越高，但影響不大，故沒有必要人為加大這個距離而使尺寸增大。第六章 設計計算及校核這種三環(huán)減速器的原動機輸入轉速是 1050r/min,輸入功率是 145kw,傳動比是 34，輸出轉矩是 40 KNm?6.1 自由度計算已知：n=10 PL=10 PH =3由公式得：F=3n-2 P L - PH =3×10-2×13-3=1276.2 傳動計算6.2.1 選齒數(shù)差由于此為漸開線少齒差行星齒輪傳動，根據(jù)公式=hn-212Z由于 n2 固定所以轉速為 0 所以：=h112Z?所以 式21i?（6.1）由于齒數(shù)差越大，所對應嚙合角越小，而小的嚙合角影響效率，同時對轉臂的效率和使用壽命。影響更顯著。同時兩輪的齒數(shù)差越小，產生輪廓重疊干涉的可能性就越大。 因此，鑒于上述結論，初選齒數(shù)差為 2，即 Z2 -Z1 =2，根據(jù)公式 （ 3）：Z 1 =68 ，Z 2 = 70 。 6.2.2 初選嚙合角 α 查[5]中表得 ha* 重合度不重合系數(shù) GsZP=Z1-Z20.6 0.75 0.82 28.5o 29.5o 30.5o1.125 ＞0.0528由于少齒差傳動選用齒頂高系數(shù) ha*為 0.6～0.8，當齒數(shù)差 ZP 一定時，齒頂高系數(shù) ha*取得越小，傳動嚙合角就越小。而當齒數(shù)差 ZP 越小，所需嚙合角 越大。因此初選嚙合角 =41o，齒頂高系數(shù)選 0.8。'?'?6.2.3 選取模數(shù)按此三環(huán)減速器的結構尺寸，選用 d 2 =420,從而m= = 2z4067?由[1]表 7-2 選取標準模數(shù) m=66.2.4 選壓力角 ?標準值 =20o6.2.5 計算標準中心距a=m（Z 2-Z1）/2=6×（48-45）/2=6mm6.2.6 計算實際中心距a′= ×a=cos20o/cos41o×6=7.5mm'cos?取 a′=7.56.2.7 優(yōu)化設計選用模數(shù)綜合分析，取 m 為 6，實際中心距 a′=7.5，其嚙合角為 '41.26???得原始數(shù)據(jù)如下小齒輪齒數(shù)Z1大齒輪齒數(shù) Z2插齒刀齒數(shù) Zu模數(shù) m壓力角 ?齒頂高系數(shù)ha*68 70 20 6 20o 0.8296.2.8 精確計算嚙合角 '?= '?1acos()41.26'???6.2.9 計算變位系數(shù)根據(jù)無側隙嚙合方程可求得齒輪的變位系數(shù)總和xΣ= (inv -inv )= (inv41.26o-inv200)?tgz21?' 07682tg?=0.288487由計算法分配變位系數(shù) , 1x2=0.5×1x xyz????????????)(12由于該小齒輪為輸入齒輪，所以到 0.812??取 0.x??所以 14327= =0.43283322x1??6.2.10 中心距分離系數(shù) y= = =0.25ma?'7.566.2.11 齒頂高變動系數(shù) 0.385yx????6.2.12 分度圓直徑 d1=mz1=6×68=408