带制动器的二级行星减速机

1、第 6卷第 3期1997年 9月矿冶M IN IN G &M ETALLU R GYV o l. 6, N o. 3Sep tem ber 1997带制动器的二级行星减速机曹开明石峰(北京矿冶研究总院矿山机械研究室)摘要带制动器的二级行星减速机是减速机领域的新产品,具有体积小、传动比大、运行可靠、应用范围广、可即时制动的特点,目前国内尚无这类产品。作者通过两年多的设计、制造及试验,积累了一些经验。文章介绍了设计方法及其结构,可为传动装置的设计提供参考。关键词行星减速机变位齿轮制动器TW O - STA GE PLAN ET - GEA R SPEEDR EDU CER W ITH A

2、BRA KECao K a im ingS h i F eng(D ep a rtm en t of M in ing M ach inery ,B GR IM M )ABSTRACTT he tw o - stage p lanet- gea r sp eed reducer w ith a b rake, a new p roduct in thet ion, w ide app lica t ion, imm ed ia te b rak ing. How ever, there is no t any w ell- develop ed p roductlike th is reduc

3、er in Ch ina. D u ring the design, m anufactu re and test over tw o yea rs, au tho r ha saccum u la ted som e exp erience in develop ing the sp eed reducer. In th is p ap er, the designm ethod and st ructu re of the sp eed reducer a re b riefly in t roduced, w h ich can p rovide thest rong techn ica

4、 l suppo rt fo r t ran sm ission system.KEY W O RD SP lanet- gea r sp eed reducerP rofile sh ifted gea rB rake1前言“八五”期间,北京矿冶研究总院与协作单位承担了“H PC - 11型混凝土喷射车”的研制任务。该喷射车的喷射臂是一个由有线遥控控制的机械手,具有主臂回转、主臂举升、前臂折叠、前臂伸缩、喷嘴摆动、喷嘴倾动等动作。其中主臂回转要求:回转范围- 120° + 120°在回转过程中的任一位置具有制动锁住功能;制动力矩足够大,制动锁住后,主臂不打滑。因此,完成主

5、臂回转的减速机也应具备上述特点,由于现有的减速机无法满足使用要求,我们研制了带制动器的二级行星减速机。带制动器的二级行星减速机是减速机领域的进一步发展,主要由二级行星减速机和盘式弹簧制动器组成。二级行星减速机具有传动比大、结构简单的特点,适用于大传动比正反两向的传动,为减小体积,各级齿轮尽量减少齿数,作了等高变位和等角变位设计,达到了适应小空曹开明:工程师,硕士。sp eed reducer field, ha s the fea tu res of sm a ll body, la rge t ran sm ission - ra t io, reliab le op era2 ;带制动器的

6、二级行星减速机7间安装的要求。盘式弹簧制动器靠弹簧的压力压紧摩擦片组进行制动,制动力矩的大小由动、静摩擦片的数量及弹簧的总体压力值决定,在一定范围内通过改变摩擦片和弹簧的数量就能改变制动力矩。制动力矩的解除采用液压释放。输入的液压油皆为低压 (小于 1M Pa) ,操作十分方便。这种方式制动力大、制动性能可靠,很适合机械手主臂回转。两者结合,使减速机结构紧凑、传动比大、即时制动、制动安全可靠。2带制动器的二级行星减速机的结构及工作原理2. 1结构图 1是带制动器的二级行星减速机。主要由级行星减速、级行星减速和盘式弹簧制动器组成。级行星减速的主要零件有小太阳齿轮、小行星齿轮、小内齿轮、小行星齿轮

7、架;级行星减速有大太阳齿轮、大行星齿轮、大内齿轮、大行星齿轮架;盘式弹簧制动器由双端内花键轴、动摩擦片、静摩擦片、活塞、制动弹簧等组成。输出轴与大行星齿轮架以花键形式联接1,大行星齿轮架上均布的 3个大行星齿轮分别作用于大太阳齿轮和大内齿轮上,大太阳齿轮的右端与小行星齿轮架以花键联接,均布在小行星齿轮架上的 3个小行星齿轮分别作用于小内齿轮和小太阳齿轮上。小太阳齿轮的右端与双端内花键轴以花键联接,双端内花键轴的右端与液压马达或电动机联接,其外侧分布有动摩擦片,静摩擦片分布在外壳体上,动、静摩擦片相间排列形成摩擦片组,左侧靠在外壳体上,右侧靠在能够轴向移动的活塞上,当活塞在分布于其体内的制动弹簧

8、作用下向左移动和压实摩擦片组时,动、静摩擦片间可产生足够大的摩擦力,使得双端内花键轴上的动摩擦片无法转动,从而紧紧箍住双端内花键轴,实现制动2。2. 2工作原理图 2是带制动器的二级行星减速机的工作原理。当减速机工作时,低压油 (小于图 1带制动器的二级行星减速机F ig. 1 Tw o - stage p lanet- gea r sp eed reducer w ith b rake1.输出轴2.大太阳轮3.小行星轮架4.小行星轮5.制动器油缸6.油马达7.双端内花键轴8.制动器弹簧9.静摩擦片10.动摩擦片11.小太阳轮12.大行星轮13.大行星轮架1M Pa )由 A口进入制动器内腔推

9、动活塞右移,释放作用在摩擦片组上的正压力,动、静摩擦片间隙排列,摩擦力消失,双端内花键轴可以转动。同时,电动机或液压马达启动,通过双端内花键轴驱动级减速的小太阳齿轮,作用在小太阳齿轮上的小行星齿轮随之转动并驱动小行星齿轮架,小行星齿轮架将动力和速度传递给大太阳齿轮,此时完成了一次减速和增力传递。同理,大太阳齿轮通过大行星齿轮和大行星齿轮架将动力传递给输出轴,完成二次减速和增力,同时驱动负载工作。当输出轴转动到某一位置要停止时,供油回路切换至泄油位置,制动器内的液压油由A口泄出,制动器内的活塞在制动弹簧的作用下左移、压实摩擦片组,动、静摩擦片间可产生足够大的摩擦力阻碍动摩擦片转动,使得双端内花键

10、轴无法旋转传递动力,同时切断主机、实现即时制动。8矿冶图 2工作原理F ig. 2W o rk ing p rincip le该减速机的减速和制动由流经 A口的液压油控制,当液压油由制动器内腔流出时,活塞在制动弹簧力的作用下挤压摩擦片组,使之产生足够大的摩擦力,实现制动。当液压油从A口流入制动器内腔时,活塞克服了弹簧力,动、静摩擦片可相对旋动,减速机可实现减速传动。液压油的流向由换向阀控制,简单方便,该减速机的传动和制动易于操作。3带制动器的二级行星减速机的设计采用二级行星减速与制动器一体化设计。根据各级齿轮的齿数关系,级减速为等高变位,级减速为等角变位,设计结果如表所示。制动器采用 24个弹

11、簧,均布在活塞上,弹簧材料为 65Si2M nW A ,摩擦片组设计结果D esig n resu lts由 4个动摩擦片和 5个静摩擦片组成。齿轮减速机ACB3. 1级行星减速的设计级齿数 z123072在级行星齿轮传动中,各齿轮的齿数分别为 Z A = 12、Z C = 30、Z B = 72。其同心状况为: Z A + Z C = 42, Z B - Z C = 42,说明行星轮系宜采用标准齿轮传动或等(m = 2. 5)齿顶高系数 h a变位系数 x级齿数 z(m = 4. 5)齿顶高系数 h a变位系数 x10. 41110. 46451- 0. 42310. 10001- 0. 4

12、580. 80. 1112高变位齿轮传动。由于小太阳轮齿数 (Z AA为大太阳齿轮, C为行星齿轮,B为内齿轮。= 12)小于标准齿轮的最小齿数 (Z = 17) ,无法采用标准齿轮传动。为避免加工时的根切现象,该轮系必须采用等高变位轮系的设计。其中A齿轮与 C齿轮是外啮合传动, C齿轮与B齿轮是内啮合传动,变位系数的关系有: X A + X C = 0, X C - X B = 0,各变位系数分别选定为: X A =0. 4、X C = - 0. 4、X B = - 0. 4。初步选取变位系数后,并不能确认所选取的结果正确,适宜的变位系数应能满足传动中的啮合条件,因此级齿轮传动要满足外啮合、

13、内啮合、行星传动的条件。3. 1. 1符合外啮合传动条件的校验小太阳齿轮与小行星齿轮是外啮合传动,应满足的啮合条件有:加工时不根切、齿顶不过薄、具备一定的重合度、不产生过渡曲线干涉等。(1)小太阳齿轮加工不根切。小太阳齿轮的齿数 Z A = 12< 17,为避免加工时产生根切现带制动器的二级行星减速机9象,应进行变位设计和选取适当的变位系数。变位系数应满足的条件为:2,(2)小太阳齿轮顶不过薄,正变位的变位系数较大或齿数较少时,都易发生齿顶薄现象。这保证齿面有足够的强度,齿顶须满足: 0. 4m > S a > 0. 25m计算得: 1> 0. 908> 0. 6

14、25成立,小太阳齿轮不过薄(3)不产生过渡曲线干涉。当所选变位系数的绝对值大时,会发生过渡曲线干涉。校验条Z C 4 (h a - X A )2。代入数据得: 0. 0884> 0. 0528,说明小太阳齿轮齿根与小行星轮顶不产生过渡曲线干涉。(4)保证一定的重合度。在外啮合传动中,如果变位系数之和 (X A + X C )过大,就会使重合度过小,不利于连续传动,在级行星传动中 X A + X C = 0, X C + X B = - 0. 8< 0,变位系数之和不大,说明有足够的重合度,能够连续传动。3. 1. 2符合内啮合传动条件的较验小行星齿轮与小内齿轮是内啮合传动,正常传动

15、时应满足渐开线不干涉、齿廓重迭不干涉、径向不干涉及过渡曲线不干涉等条件。(1)渐开线不干涉。判断条件为:)将相应的数据代入得: 0. 41670. 3351,渐开线不干涉。(2)齿廓重迭不干涉。判断条件为:2 2 2u 2raB a= 39;中心距 a = 52. 5。计算得: 0. 2882> 0. 2695,满足判断条件。(3)径向不干涉。判断条件为3:1-1- (Z B Z C ) 2Z B(Z B Z C ) 2 - 1。代入相应的数据计算得: 1. 42> 0,说明内啮合传动时径向不干涉。在通常情况下应校验小行星齿轮的齿顶与小内齿轮的齿根过渡曲线部分的接角状况。为消除了过

16、度曲线干涉的因素,因此可不作校验。3. 1. 3级行星传动的较验X A > h a - Z A sin 2X A = 0. 4、压力角 = 20°计算得 0. 4> 0. 298,满足小太阳齿轮加工不根切的条件。齿顶厚 S为齿顶圆直径 2d atg 37mminvinv为渐开线函数,数学表达式为 inv= tg tg -( tgaC -tg) tg-件为:Z A sin Z A为啮合角,在高变位中 = 20°Z C Z B1- tgaB tg (B齿轮齿顶圆压力角 aB = 13. 605°a + r aB a - raC+ ( inv+ invaB

17、)a rcco s式中:过渡值 = 0. 652;齿数比 u = 2. 4; B齿轮齿顶圆半径 raB = 87. 24; C齿轮齿顶圆半径 raC(co saC co saB ) 2+ ( invaB -inv)a rc sin(co saB co saC ) 2 - 1 -inv) 0+ ( invaB -Z C a rc sinC齿轮顶圆压力角 aC = 25. 371°防止发生过度曲线干涉,在小内齿轮几何参数设计时,已经将其齿顶高减去了 h。am ,从根本上10在矿冶级行星轮系中,除了有内啮合传动、外啮合传动外,齿轮A、B、C共同组成了行星传动,为正常进行行星传动,应校验同心

18、条件、装配条件和邻接条件。(1)同心条件。同心是指各齿轮围绕同一个圆心转动,即各齿轮副间的中心距相同。由于级行星轮系采用高变位设计,各齿轮副的中心距相等时: Z A + Z C = Z B - Z C , Z A + Z C = 42, Z B- Z C = 42,适应同心的条件。(2)装配条件。为保证传动的均匀稳定性,行星齿轮须均匀分布,形成对称结构,为此太阳齿轮的齿数与内齿轮的齿数之和须等于行星轮数目的整数倍,即 (Z A + Z B ) C S = K , (K为正整数, CS为行星轮数目)。在本轮系中, C S = 3, K = 28,可以实现装配时的均匀性。由上述可知,齿轮A、C、B

19、间的齿数存在特定的关系,这种关系决定各齿轮的齿数不能随意改变,因此行星轮系中的齿轮只能作变位设计。(3)邻接条件。在行星轮传动中,两相邻的行星轮须留有大于 0. 5mm的间隙4,即相邻两轮互不相碰。综上所述。级行星齿轮的结构参数在进行高变位设计后可以实现外啮合、内啮合及行星传动的正常进行。同时表明高变位的设计结果正确3 2级行星减速的设计在级行星轮系中,各齿轮的齿数分别为太轮 Z A 11、行星轮 Z C = 23、内齿轮 Z B = 58。由于Z A = 11< 17,为防止加工时的根切,须作变位设计。但 Z A + Z C = 34, Z B - Z C = 35, Z A + Z

20、CZ B- Z C ,只适宜作角变位设计。级行星减速的变位设计时先给出中心距 a = 78. 8mm ,由此求出总变位系数为: X C + X A = 0. 5645, X B - X C = 0. 0112。经反复验算,最后得出各齿轮的变位系数分别为:太阳齿轮X A = 0. 4645,行星齿轮 X C = 0. 100,内齿轮 X B = 0. 1112。各齿轮的变位系数初步选定后,计算各齿轮的几何参数,并进行齿轮啮合状况校验。太阳轮与行星轮是外啮合传动,要作外啮合传动状况校验。行星轮与内齿轮是内啮合传动,要进行内啮合传动状况校验。内、外啮合传动校验方法同于级行星轮系。校验结果表明:太阳轮

21、与行星轮能够实现正常的外啮合传动,行星轮与内齿轮能够实现内啮合传动。太阳齿轮、行星齿轮、内齿轮三者共同组成行星传动,为此要作同心条件、装配条件及邻接条件校验,装配条件与邻接条件的校验方法与级行星齿轮系的方法相同,校验结果是合理的。级行星齿轮系是角变位设计,其同心条件验证须涉及外啮合角及内啮合角,外啮合角为, ,等式丙边计算结果均为 37. 27,满足行星传动的同心条件。由此可知,二级行星减速机中各齿轮的变位系数正确,满足正常啮合传动的各种条件,可以实现正常的减速功能,其总传动比为 43. 91。3. 3盘式弹簧制动器的设计该制动器的核心零部件有:由 4个动摩擦片和 5个静摩擦片组成的摩擦片组、

22、活塞及 24个圆柱压缩弹簧。圆柱压缩弹簧产生的正压力作用于摩擦片组上,通过 4个动摩擦片转化成制动力矩。圆柱压缩弹簧的几何性能参数为:弹簧丝直径 2. 0mm、弹簧中径 10mm、有效圈数 15、总圈数 17、自由高度 55. 5mm、节距 3. 5mm、剪切弹性模量 80000N mm 2、单圈刚度 160N2行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距: d aC < 2a sin ( C s)计算得 78< 90. 93,满足两相邻行星A C = 24. 183°内啮合角为 CB = 20. 1°应满足:(Z A + Z C ) co sA C = (Z B - Z

23、C ) co sB Cmm、材料 65Si2M nW A、右旋。.带制动器的二级行星减速机11单个弹簧产生的弹簧力为: N 1= 197. 3N , 24个弹簧产生的弹簧力为: N = 24N 1 = 4736N ,当 A口泄油时,动摩擦片与静摩擦片表面上的作用力均为N = 4736N ,相互间的作用力可产生的制动力矩 T = 8s计算得: T = 328. 7Nm制动力矩直接作用在减速机的输入轴上,通过减速机的减速和增力传动,作用在减速机输出轴上的制动力矩可高达 14433. 2Nm ,是作用在输入轴上制动力矩的 43. 9倍。如果不将制动器布置在输入轴上而直接作用于输出轴上,在同样制动力矩作用下,制动器的体积将大许多,无法适应较小的工作环境。将制动器置于输入端,可用较小的制动力矩产生较大的制动效果,其效果十分显著。在一定范围内,每增加一对摩擦副 (一个动摩擦片和一个静摩擦片) ,在输入轴上的制动力矩将增加 82. 175N. m ,输出轴上可承载的力矩增为 3608. 3N. m ,