【正文】 %以上，而且，嚙合效率的高低與結構參數的選取有直接關系，這也和德國學者研制的減速器的效率相一致，同時他們也對超環(huán)面蝸桿傳動的摩擦理論以及接觸應力進行了研究，使得該傳動在理論上不斷完善。 哈爾濱工業(yè)大學的徐曉俊和張春麗等人在重慶大學國家重點實驗室的資助下提出了用內斜齒輪近似代替螺旋超環(huán)面內齒輪的方法，通過優(yōu)化設計和計算機代數系統(tǒng)計算，證明傳動機構連續(xù)接觸，并制造出減速器樣機，但實驗結果表明“樣機傳動平穩(wěn)，載荷不大時噪音較低，而當載荷逐漸增大時溫升較快、噪音較大。這導致齒面磨損加重 ，并在加載至實際承載能力的 70%以上時，超環(huán)面行星蝸桿傳動的關鍵技術研究噪音加劇，不得不中斷實驗的繼續(xù)進行”。超環(huán)面行星蝸桿傳動在國內的研究尚未成熟，因此在不少領域存在理論和實踐空白，本文力爭在已有研究的基礎上解決一些關鍵技術問題。 在給定的設計要求的前提下，設計一個高精度數控轉臺的減速器，重點是解決其蝸輪蝸桿的廓面方程、關鍵零件的廓面方程求解以及傳動效率的研究，并對其滾動軸承和其它零件進行壽命和強度的校核。 6 第二章 減速器的方案設計 根據題目的設計要求，我們知道要實現(xiàn)較大的減 速比，而一般的形式有多級齒輪傳動，蝸桿傳動以及行星齒輪傳動，另外還有近幾年被研究較多的超環(huán)面行星蝸桿傳動。下面對這幾種傳動方式一一介紹。 由于題目的設計要求傳動比較大，而圓柱齒輪傳動每級的傳動比閉式的為 35，開式的為 47，故使用齒輪傳動的話就要涉及成三級傳動。齒輪傳動雖然結構簡單，但齒輪相對于軸的結構不對稱，因此要求軸要有較大的剛度。同時采用多級齒輪傳動時，會使結構的尺寸變大，相互尺寸不協(xié)調，成本高，制造和安裝不方便。而且不能兼顧到每一個齒輪的強度，不能很好的發(fā)揮每 一個齒輪的全部承受 能力，這樣就極大地浪費材料。特別是多級齒輪傳動的結構尺寸大，這樣就給潤滑帶來了麻煩，不能集中潤滑；而且大的結構尺寸帶來的直接后果是重量很大，這樣運輸和裝卸都很不方便。 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動機構，能實現(xiàn)較大的傳動比，一般為 580 。由于傳動比大，零件數目又少，因而結構很緊湊。在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它的蝸輪齒是不斷進入嚙合有逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒數又較多，顧沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。但蝸桿傳動在嚙合處有相對滑動，當速度很大時，工作 條件不夠良好時候會產生較嚴重的摩擦與磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此摩擦損失大，效率低；當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時候，蝸桿傳動便具有自鎖性，此時效率只有 。同時由于摩擦與磨損嚴重，常需要有色金屬制造蝸輪。綜上所述，蝸桿傳動雖然有傳動平穩(wěn)和結構緊湊等優(yōu)點，但它傳動效率低，摩擦與磨損嚴重，發(fā)熱量大，特別是在功率大的情況下不利于潤滑，會使工作環(huán)境更加惡化 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動比較，具有質量小，體積小，傳動比大，承載能力強以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu) 點；這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在行星齒輪傳動中有效地利用了功率分流的特點和輸入輸出的同軸性以及合理的采用了內嚙合，才使得其具有上述諸多優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速，大功率，而且適用于低速，大轉矩的機械傳動裝置上，可以用來減速，增速和變速傳動，運動的分解和合成，以及一些特殊的應用中。行星齒輪的特性要求行星齒輪使用有色金屬的貴重材料，結構設計乜比較復雜，制造和安裝角困難，對裝配的精度要求較高， 7 樣就要求素質較高的人員來安裝和維修，增加了成本。 超環(huán)面行 星蝸桿傳動 (Tropical Drive)的結構如圖 1所示 ,它由中心桿、行星蝸輪、內超環(huán)面齒輪、行星架和行星蝸輪齒 (滾動體 )組成。該機構運動時 ,運動由中心蝸桿輸入帶動行星蝸輪旋轉 ,當內超環(huán)面齒輪固定不動時 ,行星蝸輪作環(huán)狀的螺旋運動 ,并通過行星架實現(xiàn)運動的輸出 ,超環(huán)面行星蝸桿傳動減速器與其他類型傳動的減速器比較 ,在輸入功率 ,材料相同和傳動比不變的情況下 ,重量減少 50%以上 ,而且最多嚙合點可達到30以上 ,是其它齒輪傳動 (擺線針輪傳動、行星傳動、蝸桿傳動和圓柱齒輪傳動 )的 320倍。 圖 21 超環(huán)面行星蝸桿傳動減速器結構圖 綜上所述，雖然每種傳動裝置都有自己的優(yōu)點和缺點，也都可以用來完成設計任務，但是超環(huán)面行星蝸桿傳動較好的綜合了其他傳動方案的優(yōu)點，使其傳動性能更加優(yōu)越，能夠狠好的滿足設計的要求，故在本次畢業(yè)設計中我們采用超環(huán)面行星蝸桿傳動來做減速器 由設計條件可知： M2=3000Nm 又由公式 21M M i??，已知 i =180 得到 1M = 由減速器的要求，選用交流 伺服電機，選用韓國 邁克彼恩 Mecapion 品牌的交流伺服電機。由圖 21得到型號為 AMPSB40GDK1G2180. 8 圖 22 型號選擇圖 轉速 扭矩特性 ： 圖 23 轉速 扭矩特性 圖 9 外形尺寸 由圖 24： 圖 24 外形尺寸 參數如下表 21 表 21 電動機參數 伺服電機型號（ APM） SB40G 伺服驅動器型號（ APD） VS35 法蘭規(guī)格（ □ ） □220 額定功率 [KW] 4 額定扭矩 [] [] 最大扭矩 [] [] 額定轉速 [r/min] 1500 最大轉速 [r/min] 3,000 慣量 [㎏ ㎡ 10 4] [gf cm s2] 允許負載慣量 5倍電機慣量 10 額定功率響應率 [KW/s] 速度、位置、檢測型號 標準型號（注 1） 增量型 3000(P/R) 選擇型號 絕對值 ,曼切斯特通信 速度、位置、檢測型號 標準型號（注 1） 增量型 3000(P/R) 選擇型號 絕對值 ,曼切斯特通信 重量 [kg] 11 第三章 超環(huán)面行星蝸桿傳動的基本原理、結構分析 超環(huán)面行星蝸桿傳動中，中心蝸桿軸為運動輸入軸，其上有于行星輪輪齒想嚙合的滾道，滾道是由行星輪上的輪齒包絡而形成的。行星輪上均勻的分布著滾動體，這些滾動體可以自由轉動并分別與中心蝸桿和內超環(huán)面齒輪上的滾道相嚙合。滾動體有圓錐體，圓柱體，球形體和鼓行齒等，本文以球形滾動體為研究對象。內超環(huán)面齒輪相當于一般行星傳動的內齒輪， 其齒形為均勻分布在內圓環(huán)面上的螺旋齒，乜是由行星輪上的輪齒包絡形成。行星架上裝有行星輪，與該機構的輸出軸相固連。嚙合過程中，行星輪分別為內超環(huán)面齒輪和中心蝸桿的環(huán)面所包圍，工作時同時接觸點數多，是一種新型的傳動形式。 超環(huán)面行星蝸桿傳動的主要優(yōu)點之一是傳動比范圍廣且能實現(xiàn)較大傳動比，該傳動的傳動比計算同一般行星傳動相類似。假設中心蝸桿的旋轉角速度為ω 1，頭數為 z1；行星蝸輪的角速度為ω 2，齒數為 z2；內超環(huán)面齒輪的角速度 為ω 3(實際工作時ω 3=0)，齒數為 3z；行 星架的角速度為ω h。應用轉化機構的方法，給整個輪系加上一公共角速度 ω h，則該機構變?yōu)槎ㄝS輪系，此時傳動比為： 當中心蝸桿和內超環(huán)面齒輪的螺旋方向相同時，取“ +”號，反之取“ ”。 由上式得： 上式為超環(huán)面行星蝸桿傳動的傳動比計算公式，由于 1z 通常較小，而 z3 較大固可以實現(xiàn)較大的傳動比。 由設計要求的傳動比為 1/180，且由上述公式得可以取 Z1的頭數為 1 Z2的滾子數目為 10 Z3的齒數為 179 超環(huán)面行星蝸桿傳動各傳動輪之間的幾何關系如右圖所示： 121221HHH zi z???? 2323 32HHH zi z??? ??13111HHzi z??? ? ? 12 圖 31 鄰接關系 圖中 d1—— 中心蝸桿喉部節(jié)圓直徑 d2—— 行星蝸輪輪齒滾動體幾何中心所在圓周直徑 d3—— 內超環(huán)面齒輪節(jié)圓直徑 由圖可知， d1， d2， d3 之間應有如下關系式： d3=d1+2d2 所 以由分析計算得取 d1=114， d2=130， d3=374 將中心蝸桿和內超環(huán)面齒輪分 別以喉部節(jié)圓和節(jié)圓為直徑的圓柱體展開， 如圖下圖所示： 圖 32 各零件升角關系 圖中， λ 1—— 中心蝸桿喉部計算圓螺旋升角 λ 3—— 內超環(huán)面齒輪計算圓螺旋升角 t1—— 中心蝸桿端面周節(jié) t2—— 行星蝸輪周節(jié) 13 t3—— 內超環(huán)面齒輪端面周節(jié) 設中心蝸桿、內超環(huán)面齒輪均為右旋，由上圖可得： 又由于： 同理： 所以由上面式子有： 此即為為超環(huán)面行星蝸桿傳動中各傳動輪齒數與螺旋升角之間的關系。 應為 z1=1， Z2=10， Z3=179 且有： 所 以 得各螺旋升角如下表二中。 為使行星傳動功率分流的優(yōu)點充分體現(xiàn)，除了采用環(huán)面蝸桿與內超環(huán)面齒輪包容行星蝸輪而增加多點嚙合外，應盡量采用多個行星蝸輪。因此，在裝配這些行星蝸輪時，應考慮它們必須滿足一定的條件 —— 即超環(huán)面行星蝸桿傳動的裝配條件。 如圖下圖所示，設 k為均勻分布的行星蝸輪個數，則各行星蝸輪齒輻平面間的中心角 3 2 3/ tantt ??1 2 1/ tantt ??2111tantzd ???? ?1 1 1d t z? ??3 3 2 3( ta n ) /d z t ??? ? ?222 ztd ???3 3 1 1 2ta n / ta n 2z z z??? ? ?0 1 11ta nc osH ai R??? ??????? 14 圖 33 裝配關系 為 2π /k，設行星蝸輪 A 在Ι Ι位置能與內 超環(huán)面齒輪嚙合，同時也與中心蝸桿嚙合，如果行星蝸輪的齒數 Z2 為偶數，則在Ι Ι位置時，中心蝸桿的凹槽與內超環(huán)面齒輪的凹槽相對應。如果行星輪的齒數 Z2 為奇數，兩中心輪在Ι Ι位置其齒為一凸一凹對應。在裝上第一個行星蝸輪后，它們之間的運動關系即被確定而不能隨意調整。設內超環(huán)面齒輪不動，將行星架沿順時針方向轉過為： 2/H k??? ,則行星架上放置行星輪的Ι Ι位置轉到了Ⅱ Ⅱ位置，此時中心蝸桿轉過1?角度，中心蝸桿端面原來在Ι Ι位置時的D點，此時旋轉到 D39。，1?可由 下式算得： 式中符號的意義同前 現(xiàn)空出的Ι Ι位置即可將第二個行星蝸輪裝入。設行星蝸輪 B的齒數為 Z2 偶數，則要求蝸桿轉過的角度1?剛好使凹齒與內超環(huán)面齒輪凹齒相對應，即應為 t1 的整數倍。若行星蝸輪的齒數 Z2 為奇數，則必有中心蝸桿的凸齒與內超環(huán)面齒輪凹齒相對應，在行星蝸輪轉過 2π /k 角度后，空出的Ι Ι位置也同樣是凸齒與內超環(huán)面齒輪的凹齒對應，因此中心蝸桿轉過1?角，也應滿足其對應的弧長為 t1的整數倍，有： 其中 i為正整數， 1r 為中心蝸桿喉部計算圓半徑。由于1112z t r?? 所以有： 由上兩式可得： k0 表示中心蝸桿與內超環(huán)面齒輪螺旋線方向相反。上式中表示行星蝸輪個數 k 與兩個中心蝸桿和內超環(huán)面齒輪齒數之間的關系 ,即為超環(huán)面行星蝸桿傳動機構的裝配條件。跟據多方面的考慮 取 K=4 ? ? ? ?1 3 1 3 1 21 / 1 /Hz z z z k???? ? ? ? ?1 11r i t? ? ? ?1 12i z?? ??? ?131k z z i?? 15 的工作以煙臺機床附件廠 TK13400 數控轉臺的技術參數為依據，數據如下 ： 表 31 設計約束參數 參數名稱 數值 工作臺面直徑 400mm 工作臺面垂直式中心高 260mm 工作臺總厚度 250mm 中心定位孔尺寸 50H6x20 定位鍵寬度 18 18mm 總傳動比 1:/180 工作臺面限最高轉速 交流伺服電動機 4kw 可匹配功率 4kw 分度定位精度 15秒 重復定位精度 5秒 最大允許驅動力矩 3000Nm ： 表 32 設計得出數據 參數名稱 數值 中心距 a 122mm 中心蝸桿頭數 Z2 1 行星輪輪齒個 Z1 10 內超環(huán)面齒輪齒數 Z0 179 行星輪上滾珠體半徑 r 8mm 行星輪計算圓直