【正文】 s Z inv a Z inv a Z Z inv? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? （ 38） 式中 ： 2 39。在漸開線少齒差傳動中，過渡曲線干涉次于其他干涉，通常不會發(fā)生，可以省略校核。因 此加工時徑向干涉的嚴重性就下降了，而嚙合時如果存在徑向干涉，只是給徑向裝配帶來問題，可以采用軸向裝配。39。日本于 1978 年設計并制造出一臺理論重合度為 的少齒差減速器，實踐證明，該機運轉正常，國內(nèi)曾制造出過 5KN 的電動葫蘆，采用一齒差齒輪副 Z1=41， Z2=42， m=3， 重合度為，雖然重合度小于 1，但經(jīng)幾萬次的負載起吊試驗，符合使用要求。39。 39。 Fn 可以由式（ 40）求出，由于力 Q形成一 對 力 偶 ，因 此 可以 通 過 力的 多 邊形 作 圖 法求 出 R，見圖 22。 少齒差行星減速器的設計 第 ２３ 頁 共 37 頁 銷軸式輸出機構 如圖 23所示，行星外齒輪處于 i? 位置的銷軸作用力為 Qi ，通過銷軸軸心且沿偏心方向，固定行星輪 而使輸出軸旋轉一個微角度，則每一個銷軸軸心都有一個位移 Ui，其在銷軸與行星齒輪的接觸點的法線方向的投影為 sin iU ? ，在彈性范圍內(nèi) i?和 Qi 是呈比例關系的，當 i? = 90176。 固定銷軸的強度計算 固定銷一般通過壓配合裝在齒輪上或浮動盤上，其受力情況如圖 26 所示，載荷是否均勻取決于外載荷的作用情況，以及零部件的加工與安裝情況，為了簡化計算，按 均載荷計算。39。 將上式代入（ 78）式得： 2211 (1 )1 HHM i ?? ? ? ?或者2 12111 (1 )Z Z HM Z ?? ? ? (79) 滾動軸承的效率 對于漸開線 少齒差行星減速器，除了嚙合功率損耗外，滾動軸承功率損失也不能忽略，軸承的效率包括輪臂軸承、輸入軸承與輸出軸承的效率。39。39。 39。 39。 確定齒輪副參數(shù) 初選用標準直齒圓柱齒輪傳動，查閱相關資料 取 *ha =,*c =，經(jīng)計算可得：d1=228mm， d2=240mm， da1=， da2=， df1=， df2=。 少齒差行星減速器的設計 第 ３３ 頁 共 37 頁 b 彎曲強度校核 彎曲強度校核公式為： ? ?F S aK F tY YbmFF????? 式中： FY? — 齒形系數(shù)，查表得 FY? = SaY — 應力校正系數(shù)，查表得 SaY = 則： 5F S a F S a1K F tY Y 2 K K F tY Y 2 1 . 3 6 . 6 5 3 1 0 2 . 2 9 1 . 7 2 2 4 9 . 0 2b m b m d 2 1 4 2 2 8F M P a??? ? ? ? ? ?? ? ? ??? 許用彎曲強度極限為 ? ? FNK FEFs?? ? FNK — 彎曲疲勞系數(shù)，取 FNK =； FE? — 彎曲疲勞極限。取定位軸肩高度 h=2mm。齒輪材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 。結構選用 K— H— V型減速機構，該機構結構簡單應用比較廣泛。39。 39。 dwdwHiw iT QwP ? ??? ，式中 w? 為輸出機構的摩擦系數(shù)，當有銷軸且潤 少齒差行星減速器的設計 第 ３０ 頁 共 37 頁 滑良好時 w? =～ ；外齒輪作用于銷軸的作用力的平均值為 /2114TRwwin Qi?????????? （ 82） 1122ZT ZwT?? 。 如果銷軸上裝有銷套，并且制造精良粗糙度間隙潤滑材料等都控制的比較合理，則銷套與銷軸之間的摩擦系數(shù)較小，銷套在銷軸上傳動且沿軸孔做滾動，銷套與銷軸之間的相對滑動速度 39。111tF r ?? ， 1HP 與 1P 的比值為：111 1HH HPP i????? ? ? (72) 由于 1HP 與 1P 同符號，所以在轉化機構中外齒輪為 從動輪， 1HP 為輸出功率，假定 HTP 為齒輪轉化機構中嚙合損失的功率，則轉化機構的嚙合效率為：11111+HHH H HHTTPP P PP? ??? (73) 由上式可解得： 111 1 1 HH H HHHTP P P?????? ? ????? （ 74） 根據(jù)嚙合功率轉化法的假定，行星輪系與轉化輪系中的磨損損失近似相等得：11 HHHHTTP P P???? (75) 將（ 72）式兩端取絕對值和（ 75）式相乘得： 少齒差行星減速器的設計 第 ２８ 頁 共 37 頁 11 11 11HH HHTHPPPP i ???? 即 11 11 HHT HPP i ???? （ 76） 將（ 76）式代入 （ 70）式可得：11 1 (1 )HHHHM i???? ? ??， 由于 1Hi 為負值，所以 11 Hi? =1+ 1Hi ，代入上式并整理得： 11 1 (1 )HHHM i ? ?? ? ?或者1 1121 (1 )Z ZHHM Z? ?? ? ? (77) 式中 H? 為轉化機構的嚙合效率，近似等于定軸輪系的嚙合效率，一般取 H? ≥。11tF r 。 少齒差行星減速器的設計 第 ２５ 頁 共 37 頁 浮動盤式輸出機構的破壞形式之一是固定銷軸的折斷，銷軸與浮動盤滑槽表面的疲勞點蝕，另一種是浮動盤的碎裂，浮動盤碎裂的主要原因是由于結構設計不合理或工藝問題造成的。 設齒輪齒寬 b 與行星外齒輪的分度圓直徑 d1的比值為齒輪的寬度系數(shù)，即：1dd b?? （ 55） 又： 1122dTTFt mz?? （ 56） 將上面兩式代入式（ 54）中，經(jīng)整理得： 3 21 12 FPF S F F A VdT Y Y K K K Km z ????? （ 57） 在少齒差行星傳動中，通常取 d? =～ 。? 角時，可以用力的多邊形作圖法求出轉臂軸承作用于行星外齒輪的力 R。 由金屬材料的機械性能可知，在彈性范圍內(nèi)材料的變形量與單位作用力成線性關系，兩個圓柱體接觸變形與載荷的關系可以用下式表示： b iiQ ky??? （ 43） 式中： b — 行星外齒輪的齒寬， k— 材質(zhì)系數(shù)， yi? — 沿 Qi 作用力方向的變形量。 銷軸式輸出機構 為便于分析，取圖 19 所示的嚙合位置的行星外齒輪作為分離體，若不計摩擦力，這時行星外齒輪上主要承受三種載荷。國內(nèi)有幾個單位 多齒接觸問題做過試驗，證明在嚙合瞬間，由于輪齒存在彈性變形，不止一對發(fā)生接觸，而是同時幾對齒發(fā)生接觸，即理論重合度 ε =。39。 （ 3） 齒廓重疊干涉，只需要在其中一個特定位置上進行校核，滿足式（ 37）即可，而徑向干涉要在外齒輪輪齒或者刀具在轉出內(nèi)齒圈前的任何位置均要滿足 H點到連心線的垂線段的長度大于 B 點到連心線的垂線段的長度。降低齒頂高即減小 1ar 或增大 2ar 對避免干涉有利。1 1 1= + inv a inv???? ； 2 2 1= BOO? ? 。2 2 0 21 1 1c o s c o s( ) ( 1 ) 2 ( ) ( 1 ) 4 2 2 0c o s c o s h a y xz z z z??? ? ? ? ? ? ? ? ? （ 36） 式中： 39。1 1 1 1 1 1 10 0 0 0 0ta n ( ) ta n ta nb b b bg N N N K ar r r r? ? ?? ? ? ? ? （ 27） 39。不發(fā)生根切現(xiàn)象，其條件 為：39。0 0 02 2 02 1 1( ta n ta n ) ( ta n ta n ) ( ta n ta n ) 0aaz z z? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? （ 19） 切齒時的頂切和根切 插齒刀可以視為一個變位齒輪，因此它的齒根部分也有過渡曲線，插齒時，當齒坯的齒頂進入插齒刀的過渡曲線時，就會發(fā)生頂切干涉。用插齒刀插制內(nèi)齒輪如圖 11 所示，插齒刀刀頂與嚙合線的交點 K2 為過渡點； 2g? 為內(nèi)齒輪的過度角； N2K2 為插制的齒輪齒廓上的最大漸 開線曲率半徑 ： N2K2= 39。 1 0 100 011139。 如圖 7 所示的傳動形式 內(nèi)齒輪 2 與 3 連為一體，即ω 2=ω 3。 1 212 1 12111 ZZZZH H Zii ?? ?? ? 1 111 2 2 1Z Z Z ZH ZZi ? ?? (2) 從公式 2可以看出，為了獲得大的傳動比， 1Z 越大越好，內(nèi)外齒數(shù)差越少越好，當 1Z 一定， 21ZZ =1 時傳動比最大，少齒差減速器可以按實際需要做成一、二、或三、四齒差形式，公式前的負號表示輸入軸與輸出軸轉速相反。 （二）按減速器級數(shù) （ 1）單級減速器 傳動比從 9～ 100左右，這種形式應用最普遍。 （一）按輸出機構形式 （ 1） 銷軸式 這種減速器使用歷 史較長，應用范圍較廣，實踐證明效率較高；在高速連續(xù)運轉，功率較大或扭矩較大的使用場合下，可采用銷軸式輸出機構 。少齒差行星齒輪傳動機構實質(zhì)上是一個由平面四連桿機構和內(nèi)嚙合齒輪副組成的齒輪連桿機 構的 結構。多年的使用情況表明，其技術性能優(yōu)越，制造成本低，過載能力強，大、中、小功率都適用，其輸出轉矩已達 71kn 1989 年我國的產(chǎn)量已經(jīng)達到 3～ 4 萬臺，大多用于力的傳動?；谝陨咸攸c，小到機器人的關節(jié)，大到冶金礦山機械，以及從 要求不高的農(nóng)用，食品機械，到要求較高的印刷和國防工業(yè)都有應用實例。當傳動比相同時，它與同功率 的定軸 少齒差行星減速器的設計 第 ２ 頁 共 37 頁 圓柱齒輪減速器相比，體積和重量可以減少將近一半。 少齒差行星減速器的設計 第 １ 頁 共 37 頁 少齒差行星減速器的設計 前言 少齒差行星齒輪傳動技術是一種新型的機械傳動技術，由于它具有體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高等優(yōu)點，而且能適應特種條件下的工作，已引起國內(nèi)外工程界的重視。 少齒差行星減速器的特點及應用前景 機構緊湊、體積小、重量輕 由于漸開線少齒差行星傳動裝置采用的是內(nèi)嚙合，以及結構緊湊的 W型輸出機構，因此使得整體傳動裝置體積小、重量輕。此外，少齒差傳動時，不是一對輪齒嚙合，而是 3～ 9 對輪齒同時接觸受力，所以運轉平穩(wěn)，噪音小，并且相同模數(shù) 的情況下，其傳遞力矩比普通圓柱齒輪減速器大。目前已用于工業(yè)、農(nóng)業(yè)以及國防等許多部門，顯示出體積小、效率高等優(yōu)點。 K— H 型減速器，又稱三環(huán)減速器，是由重慶 鋼鐵設計研究院研制成功的專利產(chǎn)品，由浙江平陽機械制造廠、重慶冶金機械制造廠等 制造 和生產(chǎn)，是 1990 年獲國家優(yōu)秀專利的新型通用減速裝置。其傳動比為/ ( )b b gHb Z Z Zi ??。 A． K— H— V 型漸開線少齒差行星減速裝置 K— H— V型漸開線少齒差行星減速裝置通常按輸出機構的形式、 減速器的級數(shù)、行星齒輪的數(shù)目、使用安裝的型式分類。這種結構的軸向尺寸較大，加工精度要求高 。對行星的上述構件都加上一個角速度 ω H，則ω 1 變?yōu)?ω 1=ω 1ω H；ω 2=ω 2ω H，而ω H 變?yōu)?0，從而將行星輪系轉化為定軸輪系，可得： 圖 3 12Hi = 12HH??= 12HH??????= 21ZZ (1) 當內(nèi)齒輪固定時的傳動比計算 少齒差行星減速器的設計 第 ６ 頁 共 37 頁 內(nèi)齒輪固定即將 ω 2=0,高速軸（轉臂）輸入，行星外齒輪低速自轉輸出，計算傳動比為 1Hi ， 有 ： 12Hi = 12HH?? = 12H