平动式大传动比减速器的设计平动式大传动比减速器的设计

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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180120;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17300、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IIABSTRACTANALYSISOFPARALLELMOVEGEARTRANSMISSIONPRINCIPLE,PUTFORWARDBYTHETHREEECCENTRICSHAFTSFORUTILITYMODELTRANSLATIONGENERATORGEARMECHANISMWITHINTHETRANSLATIONOFASHUNTTYPEGEAR,ANDDERIVETHEFORMULAFORCALCULATINGTHETRANSMISSIONRATIOTHEMAINCOMPONENTSOFTHECALCULATIONOFDESIGNCOMPONENTSDEVICEDESIGNANDASSEMBLYOFMAJORPARTSOFTHEDESIGNANALYSISOFPARALLELMOVEGEARTRANSMISSIONPRINCIPLE,PUTFORWARDBYTHETHREEECCENTRICSHAFTSFORUTILITYMODELTRANSLATIONGENERATORGEARMECHANISMWITHINTHETRANSLATIONOFASHUNTTYPEGEAR,ANDDERIVETHEFORMULAFORCALCULATINGTHETRANSMISSIONRATIOANALYSIS,TOBALANCETHEINERTIAFORCE,USING2OR3PIECESOFTRANSLATIONGEAR,THEMESHINGPOINTOFTHEDESIGNPHASESHOULDTAKE180120;INPUTGEARTEETHASAMULTIPLEOF3,THESHUNTGEARWITHINTERCHANGEABILITY;WITHTWOTRANSLATIONGEARANDTHEINTERNALANDEXTERNALGEARTOOTHNUMBERDIFFERENCEISEVEN,PINGGEARHASINTERCHANGEABILITY;WITHTHREEFLATGEARANDINTERNALGEARTEETHASAMULTIPLEOF3,THEFLATGEARHASINTERCHANGEABILITYMESHINGPARAMETERSGIVENPROGRAMMINGACCOUNTCALCULATIONMETHODTHENEWDRIVEHASACARRYINGCAPACITY,TRANSMISSIONRATIO17300,SMALLSIZE,LIGHTWEIGHT,INPUTANDOUTPUTCOAXIALLINE,ANDSIMPLEINSTALLATIONPROCESSISANENERGYEFFICIENTMECHANICALTRANSMISSIONDEVICE,ISALSOANEWGENERATIONPRODUCTREDUCERHAVEBROADAPPLICATIONPROSPECTSKEYWORDSINTERNALTRANSLATIONGEARTRANSMISSION;DIFFERENTIALGEARSWITHSMALLTEETH;TRANSMISSIONRATIOIII目录摘要IABSTRACTII目录III1绪论111平动减速器的发展概况112市场需求分析113本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望114课题的主要内容及要求12传动方案及拟定321平动啮合的定义和分类322内平动齿轮传动工作原理324分流式内平动齿轮传动机构425传动比分析53各主要部件选择及选择电动机731各部件的选择732电动机的选择74减速器的整体设计841传动比的分配842传动的运动及动力参数计算843齿轮的设计计算8431分流齿轮的设计计算8432平动齿轮的设计计算1244轴的设计计算15441输入轴的设计计算15442曲轴的设计计算19443输出轴的设计计算245润滑与密封2851润滑方式的选择2852密封方式的选择2853润滑油的选择286箱体结构尺寸2961箱体的结构尺寸297设计总结30致谢32参考文献33平动式大传动比减速器11绪论11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ALANNEWTON公司研制的XY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。12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。13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。14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17300、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32传动方案及拟定21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。22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21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21内平动原理示意图23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22所示图22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22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22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。24分流式内平动齿轮传动机构图23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23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24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。25传动比分析图25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I12Z2/Z11式中Z1Z2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3433B1RRWLWVVABP齿轮2绕圆心口转动,故齿轮2上P点的速度为442RWVP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612PPVV即44343RWRRW得///3443444334ZZZRRRWWI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II12I34平动式大传动比减速器73各主要部件选择及选择电动机31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32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Η1=0962球轴承传动效率四对为Η2=0998弹性联轴器传动效率两个取Η3=09932带传动效率Η4097电动机输出有效功率KWPPWR849970993099096082824321查得型号Y160M4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率\KW11KW满载转速\R/MIN1460R/MIN满载时效率\88满载时输出功率为WPPER968088011000选用型号Y160M4封闭式三相异步电动机。无锡太湖学院学士学位论文84减速器的整体设计41传动比的分配由传动方案设计,拟定以下数据内齿轮齿数Z80,外齿轮为齿数Z78,分流齿轮传动比为I2,总传动比I8042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41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NR/MINN01460N11460N2730N31622N41622功率PKWP0881P1875P2840P3806P48转矩TNMT0576T1572T21099T347456T447102两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比II011I122I2345I341传动效率ΗΗ010993Η12096Η23096Η34099343齿轮的设计计算431分流齿轮的设计计算(1)选用圆柱斜齿轮传动。(2)选用7级精度。(3)材料选择小齿轮材料为40CR(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数Z1=30,大齿轮齿数Z2=I12Z1=23060,取Z260选取螺旋角,初选螺旋角14按式(1021)试算,即32112HEHDTTTZZUUTKD(1021)(5)确定公式内的各计算数值试选61TK平动式大传动比减速器9由图1030①,选取区域系数4332HZ由图1026①查得7801880266121计算小齿轮传递的转矩MMNMNT4110725257由表107①选取齿宽系数1D由表106①查得材料的弹性影响系数2/18189MPAZE由图1021D①按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPAH6001LIM,大齿轮的接触疲劳强度极限MPAH5502LIM由式1013①计算应力循环次数911012103008114606060HNJLN992100512/1012N由图1019①查得接触疲劳强度寿命系数8801HNK902HNK计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S1,由式1012①得MPAMPASKHHNH5286008801LIM11MPAMPASKHHNH495550902LIM22MPAMPAHHH55112/4955282/21(6)计算试算小齿轮分度圆直径TD1,由计算公式得MMDT2751551181894332236611107256123241计算圆周速度SMNDVT/9231000601000601460512731411计算齿宽B及模数NTMMMDBTD2751275111MMZDMTNT6613014COS2751COS1173137353/2751/7353661252252HBMMMHNT无锡太湖学院学士学位论文10计算纵向重合度379214TAN3013180TAN31801ZD计算载荷系数K且已知使用系数1AK根据SMV/923,7级精度,由图108①查得动载荷系数151VK由表104①查得3115645102301160118012110230601180121322322BKDDH由图1013①查得31FK假定MMNDFKTA/1001,由表103①查得41FHKK故载荷系数112311411511HHVAKKKKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式1010A①得MMKKDDTT225661/1122751/3311计算模数NMMMZDMN8213014COS2256COS11由式1017①32121COS2FSFDNYYZYKTM7)确定计算参数计算载荷系数09231411511FFVAKKKKK根据纵向重合度3792,从图1028①查得螺旋角影响系数880Y计算当量齿数686514COS60COS843214COS30COS33223311ZZZZVV查取齿形系数由表105①查得59221FAY19422FAY查取应力校正系数由表105①查得59611SAY78312SAY由图1020C①查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5001大齿轮的弯曲平动式大传动比减速器11疲劳强度极限MPAFE3802由图1018①查得弯曲疲劳强度寿命系数8501FNK8802FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=14,由式1012①得MPASKFEFNF5730341500850111MPASKFEFNF8623841380880222计算大小齿轮的FSAFAYY01638086238783119420136305730359615922222111FSAFAFSAFAYYYY大齿轮的数据大(8)设计计算MMMN28101638066130114COS8801072509223224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=20MM,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MMD22561来计算应有的齿数于是由327214COS2256COS11NMDZ取281Z,则56562822112ZZIZ取计算中心距MMMZZAN68614COS225628COS221将中心距圆整为87MM按圆整后的中心距修正螺旋角091587225628ARCCOS2ARCCOS21AMZZN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MMMZDMMMZDN1160915COS256COS580915COS228COS22211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MMMDDMMMDDNFNF111252116525325258522211计算齿轮宽度MMDBD585811圆整后取MMB582;MMB561NDTFT4197258572002211MMNMMNBFKTA/100/3458419721合适432平动齿轮的设计计算(1)选用7级精度(2)由表101①选择齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS选外齿轮齿数781Z,内齿轮齿数802Z由设计计算公式109A①进行试算,即32111322HEDTTZUUTKD(3)确定公式各计算数值试选载荷系数31TK计算内齿轮传递的转矩MMNNPT64745/105953351由表107①选取齿宽系数70D由表106①查得材料的弹性影响系数2/18198MPAZE由图1021D①按齿面硬度查得内齿轮的接触疲劳强度极限MPAH6001LIM外齿轮的接触疲劳强度极限MPAH5502LIM由式1013①计算应力循环次数71110342103008122166060HJLNN5721085540/10342N由图1019①查得接触疲劳强度寿命系数9001HNK412HNK计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S1,由式1012①得MPAMPASKHHNH540600901LIM11平动式大传动比减速器13MPAMPASKHHNH770550412LIM22(4)计算试算内齿轮分度圆直径TD1,代入H中的较小值MMDT924854081894041701064745313223231计算圆周速度VSMNDVT/201000601000602216924811计算齿宽BMMXDBTD23,1749248701计算齿宽与齿高之比B/H模数MMZDMTNT380924811齿高9,36756/9248/7563252252HBMMMHNT计算载荷系数K根据SMV/20,7级精度,由图108①查得动载荷系数031VK假设MMNBFKTA/100/,由表103①查得21FHKK由表102①查得使用系数1AK由表104①查得1271566102301160118012110230601180121322322BKDDH由图1028①查得351FK故载荷系数3911271210311HHVAKKKKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式1010A①得MMKKDDTT525431/3919248/3311计算模数M2380/5254/11ZDM由式105①得弯曲强度的设计公式为32112FSFDNYYZKTM(5)确定公式内的计算数值由图1018C①查得内齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5001外齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE3802由图1018①查得弯曲疲劳寿命系数
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平动 传动比 减速器 设计
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