行星齿轮传动减速机

关键词： 墙料 挤出机 减速机 真空

行星齿轮传动减速机（精选十篇）

行星齿轮传动减速机 篇1

随着墙料行业的产业升级, 墙材装备已经向大型化方向发展, 大型的真空挤出机已经成为主流。减速机是真空挤出机十分重要的组成部分, 减速机性能的高低和可靠性对挤出机整机的工作状态有着决定性的影响[1]。目前挤出机用减速机多采用中硬齿面圆柱齿轮减速机, 因其经济性和实用性, 得到了市场的广泛认可。但随着设备的大型化, 其体积大、传动效率低、使用寿命短等问题暴露出国产挤出机和国际先进水平之间的巨大差距。如德国Handle公司、意大利Morando公司等的挤出机就配套行星齿轮减速机[1]。行星齿轮减速机具有结构紧凑、传动效率高、承载力大等特点[2]。因挤出机使用工况的特殊性, 标准的行星减速机很难满足使用要求。中国重型机械研究院针对目前应用的主流机型, 开发了专用的行星齿轮减速机系列产品, 经过十几年的运用和改进, 目前已经形成稳定的ZP系列挤出机用行星齿轮减速机, 下文对该系列减速机作简要介绍。

2 挤出机主传动系统的工作特点

对挤出机工作原理和现场使用情况综合分析, 可得出挤出机主传动系统的工作特点如下[2~3]。

2.1 载荷波动范围大

因原料成分、粒度、含水率等变化, 挤出机载荷不断变化, 同时也跟现场操作人员业务水平有很大关系。

2.2 带载启动和频繁启停

经大量现场统计, 多数生产现场存在带载启动情况, 同时使用中因各工序配合不够紧密, 经常存在功率链脱开, 主传动系统频繁启停现象。

2.3 输入轴承受高径向力

气动离合器直接安装在减速机高速轴的轴端, 使得高速轴受到弯矩和扭矩的复合作用。同时气动离合器经常启停, 输入轴承受较大冲击载荷。

2.4 输出轴轴向窜动

空载和带载情况下, 挤出机主轴存在一定量的轴向窜动, 减速机输出轴和挤出机主轴刚性联接, 挤出机主轴窜动势必对减速机输出轴产生影响。

3 ZP系列行星齿轮减速机

3.1 技术参数

中国重型机械研究院针对当前主流机型开发的ZP系列行星减速机共包括7种规格, 适用功率从110 k W~315 k W, 可满足50到75砖机的选型, 其技术参数如表1所示。

3.2 结构形式

ZP系列行星齿轮减速机为二级行星传动底座支撑方式。因润滑方式的不同分为外置油箱循环润滑和附带油箱油池润滑两种方式, 其结构形式如图1、图2所示。

3.3 设计特点

3.3.1 齿轮采用大模数设计

因挤出机载荷波动大, 存在带载启动和频繁启停情况, 齿轮承受较大的冲击载荷。在齿轮设计中尽量加大齿轮模数以提高齿的抗弯能力, 同时对齿轮选择合适的变为系数, 进一步降低齿根弯曲疲劳应力, 降低因超载、冲击载荷等造成的断齿风险。

3.3.2 输入轴采用分体式

通用行星减速机常将输入轴和高速级太阳轮做成一体式, 其结构简单, 便于加工装配。但挤出机输入轴上安装气动离合器, 输入轴承受弯矩和扭矩的复合作用, 同时气动离合器经常启停, 存在较大冲击载荷。将输入轴和高速级太阳轮分开, 采用齿式连接, 这样的结构, 轴只传递扭矩, 可以消除轴弯曲变形对齿轮啮合区的影响, 防止因齿面接触应力不均而断齿的情况。并且, 齿式连接形式将刚性轴变为齿式联轴器连接形式, 可降低气动离合器启停而产生的冲击载荷的影响。分体式轴结构简图如图3所示。

3.3.3 提高输入轴轴承承载力

通用行星减速机输入轴支撑轴承多采用深沟球轴承, 挤出机因输入轴上安装气动离合器, 轴头承受气动离合器的重力和皮带拉力双重作用。在ZP系列减速机中, 输入轴支撑轴承采用独特的配置形式, 使其既满足输入轴承受较大的轴伸径向力, 又便于拆装维修。

3.3.4 多行星轮和均载机构

在ZP系列行星齿轮减速机设计中采用多行星轮系结构 (行星轮个数np>3) , 同时配以浮动均载机构。所谓“浮动”是指基本构件不加径向支承, 允许其作径向及偏转位移。当受载不均衡时可自动寻找平衡位置, 直至各行星轮间载荷均匀分配为止。多行星轮结构相比传统3行星轮结构其相同体积下承载力大幅提升。

3.3.5 输出轴支撑防窜设计

输出轴和挤出机主轴刚性连接, 在空载和带载情况下, 减速机输出轴存在一定量的轴向窜动, 会对减速机低速级行星架支撑轴承造成影响, 以前的设计中未考虑到挤出机主轴的窜动量, 出现过行星架支撑轴承损坏情况。在改进设计中选用能承受轴向力并允许一定量轴向窜动的轴承, 则很好地满足了使用要求。

3.4 使用情况

中国重型机械研究院针对真空挤出机开发的专用减速机经历了十几年的使用和改进。在减速机不断的改进和完善中, 中国重型机械研究院与重庆万州区欧奇机械制造有限公司深入合作, 从工作载荷、使用工况、现场操作、维修保养等诸多方面深入分析、大量统计、不断创新, 目前已经形成结构合理、性能稳定的ZP系列行星减速机。ZP系列行星减速机使用照片如图4、图5所示。

最新改进的行星减速机已投入使用2年多, 经使用证明, ZP系列减速机性能可靠、节能。以在欧奇公司使用情况为例, 该公司生产的真空挤出机采用多项节能技术, 配置的ZP系列行星齿轮减速机相比于圆柱齿轮减速机节能20%以上;与同类产品相比, 其整机节能30%以上。行星齿轮减速机的运用对挤出机的节能功不可没, 也因此欧奇牌真空挤出机被行业协会授予“节能型产品”证书。

4 总结

挤出机主传动系统是挤出机核心动力传动部件, 选择好的传动装置, 使真空挤出机的技术性能迈上一个新的台阶, 才能提升其市场竞争力。行星齿轮减速机所具有结构紧凑、传动效率高、节能等特点是挤出机大型化和技术升级的必然选择。相信随着行星齿轮减速机技术的不断完善和制造成本的降低, 将会有更大的市场空间。

摘要：介绍了一种真空挤出机用行星齿轮减速机, 该机针对真空挤出机主传动系统的工作特点和使用要求, 对输入轴结构、齿轮均载和防输出轴轴向力等关键环节进行了特殊设计。历经两年多的使用, 证明该型行星齿轮减速机设计合理性能可靠。

关键词：真空挤出机,行星齿轮减速机,主传动系统

参考文献

[1]赵玉良, 郭居奇, 李勇鹏等.挤出机主传动系统的分析及改进[J].砖瓦, 2009 (9) .

[2]赵玉良, 王宇航, 徐鸿钧等.真空挤出机减速器产品系列及应用[J].砖瓦, 2011 (12) .

行星齿轮传动装置的装配 篇2

行星齿轮变速器是一种比较先进的齿轮传动装置，与定轴轮系齿轮传动装置相比，它有传动比大、体积小、重量轻、材料消耗少、输入与输出轴同轴等优点，因之，在很多机械上，如透平压缩机、各种起重机等，目前已较多地使用行星齿轮变速器。在行星齿轮传动装置中，一般都有两个或两个以上的行星轮参与啮合，使参与传递动力的各行星轮之间载荷分布均匀，是各类行星齿轮传动中的基本问题，故在装配时，除了一般性的工艺要求外，还应注意提高和检查各齿轮间的啮合质量，使各行星齿轮的载荷尽量分布均匀，从而保证其运转的平稳性和使用寿命。为此在制造单位往往采取一些措施以提高其啮合质量。(1)控制各个齿轮的齿圈径向跳动和齿厚公差，有的单位为此而采用选择装配。(2)采用定向装配，使部分误差能在装配时相互抵消。(3)注意保证机体、内齿圈、端盖和主、从动轴的同轴度，

由于这种情况，在现场安装行星变速器时，如欲进行解体装配，则应对上列情况予以注意，对于采用定向装配的行星变速器，在解体时应在对应的啮合齿上打上标记，以免在解体装置后降低原有的啮合质量。行星齿轮装配完成后，各部分应转动灵活，并可用涂色法检查各齿面的啮合情况，接触精度应符合技术要求。在进行空载荷试运转时声音应平稳，不应有冲击或特殊声响。由于各类产品上的使用要求不同，因此行星齿轮变速装置的种类繁多，下面介绍几种典型结构的装配。(一)一般行星齿轮传动装置的装配此类行星变速器的传动原理见图6-19。按其啮合特点系属NGW型，其特点是内齿轮3与太阳轮1和公用的行星轮2相啮合。当太阳轮作高速旋转时，行星轮在太阳轮和内齿轮之间既作自转运动，又绕太阳轮作公转运动。行星转架则将行星轮的低速公转运动输出。图6-20为NGW型减速器的结构形式之一。按照上述结构原理，当以行星转架作为输入轴时，即为行星增速器。图6-21为行星增速器结构形式之一，用于透平压缩机的增速。

减速机高速齿轮轴断裂失效分析 篇3

关键词：高速轴；魏氏体组织；；断裂；失效

中图分类号：TG115 文献标识码：A 文章编号：1674-7712 （2013） 02-0151-01

在某工厂二辊压机构中的减速机高速轴上线运行13天后出现了断裂的现象。在之前给出的图纸样例中提到了，这个轴的制造图纸上对于原材料的要求是42CrMo锻钢，硬度为270～300HB，调质热处理。同时还要对端口位置的宏观上的形态，金相组织，物理性质如硬度以及化学成分等进行相应的观察和测试，进而为今后这类轴零件的生产量的提升，以及在具体应用时候的使用提供有效的理论参考。进而防止断裂一类的事件发生。

一、对于检测结果的分析和研究

（一）端口宏观相貌的观察结果。轴同轴间的过渡和链接的位置是减速机高速轴发生断裂的最主要的地方。此处直径大小发生突变，最为关键的是这是轴的直径最小的地方。结构圆角的常见现象由于截面形状的变化以及轴间和轴的相交位置的几何关系处于垂直的状态而导致必将会出现的应力集中现象。端口经常见到的形貌特点便是具有很高的脆性以及较为平整，例如一种极为常见的是扭转应力所导致的断裂口。

只有受力的地方才是裂纹出现的根源，及轴键槽的受力的一面。应力的大小和半径的大小呈现反比的关系，也就是说半径较小的地方应力则很大。半径最小的便是轴键槽的根部位置，在此处经常出现应力集中地现象从而承受很大的拉应力；如果不进行强化处理就会提高出现裂纹（这种裂纹是由于疲劳产生的），对于轴类具有很强的破坏性，出现提前失效，很大程度上减少了其寿命。在裂纹的扩展部位较为平坦光滑，同时具有相对较大的表面积，几乎覆盖了整个端口区域的2/3.在轴的另外一侧是瞬间断裂区，紧靠其边缘位置，相对面积不大，同时表面光滑度很差。由此可以得出结论是低周疲劳断裂。

（二）对其化学成分的研究和分析。对于化学成分分析时，我们采用的是直读光谱仪ARC-MET8000来研究。并得出相应的结果并列出相应的表格。有所列表可以得出的结论是，这个轴材料并不符合之前所要求的GB/T3077-1999的42CrMo钢成分结构，而是采用了另外一种调制刚。即（GB/T699-1999的50钢）。

（三）金属显微组织的观察。首先要进行金相制样；具体步骤是，在轴的外层表面取点，采用浓度约为4%的硝酸溶液和酒精的混合溶液对其进行腐蚀操作。过了一定的时间之后，在金像显微镜下仔细观察可以发现，他的纤维组织是沿着境界呈现网状分布的铁素体和呈现片状的珠光体，还有为数不多的魏氏组织。42CrMo钢和50钢调质热处理之后的应该出现的金像组织不是回火索氏体和量及其微小的铁素体，但是这个轴的金相组织不是回火的索氏体却呈现出原始的正火态的组织现象。这一现象的出现表明这个轴并没有按照之前的要求进行调制处理过程。

对于经过回火过程的索氏体组织，出现的状况应该是由很高的强度，同时应该表现出来良好的韧性。这种性能直接决定了用这种材料所制造出来的轴类零件会有很强的扭转韧性和抗弯强度，这两项性能指标的出现决定其断裂强度的提高。钢的抗拉强度并不会由于魏氏组织的存在而发生显著地变化，但是对于钢的塑性的降低却有着很明显的影响。尤其是抗冲击的韧度，在很大程度上有所降低。经常伴随魏氏组织共同出现的便是体积很大的奥氏体晶粒，对于钢的力学性能也有很大程度的影响。魏氏组织是由于在加热过程中没有进行好对于温度的控制操作，温度过于高所导致的。而网状组织的出现则是因为加热温度过高但是在冷却过程中没有及时的冷却到位，速度过低所引起的。就是说网状组织和魏氏组织有着相同的形成机理便是温度的因素，且为加热温度过高。故而将这两类规定为过热组织。这种组织会在很大程度上对钢的韧性起到破坏性的作用。这也是轴断裂现象出现的一大重要的因素。

（四）硬度的检测。硬度测试所选取的位置也是轴类零件的外表面处。出现的结果是，轴表面硬度的平均值是203HB左右，这距离调制硬度所要求的270-300HB具有一定的差距。这种现象额出现说明了这根轴并没有经过调制的处理过程。

二、结语

由以上的阐述我们可以得出相应的结论便是，这个减速机的高速轴断裂的主要原因是没有按照所规定的要求选用42CrMo钢，同时并没有按照规定的步骤进行相应的调制处理过程。同时还有一些其余的外在原因便是，本身并没有采用严格规范的热处理的工艺流程，同时结构的设计更是缺少了很多必要而且合理的步骤。种种多方面的因素所导致的最终低周疲劳断裂现象的出现。而对于这种现象的预防，我们也有相应的应对措施。论述如下：

（一）应该按照图纸严格对于生产的过程加以规范性的控制，同时选材上也应该尽量的规范化。热处理过程也应该采用相应的规范化的步骤。

（二）通过正火处理的方式来加工经理粗大以及原材料中由组织缺陷的材料。这一过程可以相应的对晶粒加以细化，对于魏氏体的出现和预防以及网状组织的消除具有很好的预防性作用。

（三）合理的修正制造的图纸，将键槽置于界面变化较多的位置，从而对于应力集中现象的出现起到预防和控制的关键性作用。

参考文献：

[1]雷旻，梁益龙，万明攀.减速机高速齿轮轴断裂失效分析[J].金属热处理，2007，32（增刊）：234-238.

[2]夏立芳.金属热处理工艺学[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1998.

[3]戚正风.金属热处理原理[M].北京：机械工业出版社，1987.

[4]杨湘洪.电机轴的断裂分析及优化设计[J].机床与液压，2005，3：109-110.

行星齿轮传动减速机 篇4

行星传动由于其载荷质量比大、结构紧凑,广泛地应用于航空、舰船、自行火炮、汽车和许多工业机器上。长期以来,我国在机械设计方面一直处于仿形设计和运动设计水平,要提高独立的机械系统设计能力,就必须下大力气开展动态设计方法的研究。在飞行器 、舰船,尤其是航空航天上应用的高速行星传动系统,不但要求其传动系统具有极大的可靠性,更重要的是要有极高的精度。这些年随着我国载人航天事业和技术的迅猛发展,对国家整体制造业也提出了更高的要求,具体包括制造精度、可靠性、强度、刚度以及材料的性能等方面,其中精度尤其是系统精度对整个航天事业以及国家的整体制造业水平的重要性显而易见。因此,提高行星齿轮减速器的系统精度非常必要。

1 系统精度的定性分析

影响传动精度的误差有两类,一类是单向传动误差(简称传动误差),另一类是回程误差(简称回差、空回或空程误差)。现代制造中的难点也在回差,因此本文主要研究回差。

系统的回差是各级齿轮副回差的合成。而每级齿轮副的回差则是以下3类误差的综合:

(1) 齿轮本身的固有误差(I类误差):即单个齿轮未装配前本身便固有的加工误差,包括齿厚减薄与几何偏心。这类误差是最基本的,不可能完全避免,在所有齿轮中都会以某种程度出现,是回差的最主要来源。

(2) 装置误差(II类误差):齿轮与轴、轴承等组成部件成对安装于箱体内后,因为轴 、轴承、箱体等零件的制造、安装误差而引入的误差。除中心距偏差外,所产生的回差一般都小于I类误差源所产生的回差,是相对次要的回差来源,但对于精密齿轮传动则应当加以考虑。

(3) 其它误差(III类误差):使用中因温度变化、弹性变形的影响而引入的误差。这是比较特殊的回差来源,比前两类误差源所产生的回差要小,设计时如果采取必要措施一般都可避免[1]。

2 回差的定量分析

2.1 圆周侧隙与回差间的关系

圆周侧隙jt是线值,对于两个相配齿轮,该值大小相同。而回差是角度值,它的大小与分度圆半径有关。因此,同一圆周侧隙换算到不同的齿轮轴上所得的回差大小不同,应当说明是折算到哪根轴上的回差。一般都习惯地将回差折算到从动轴上,本文如无特别说明,也照此处理。

圆周侧隙与回差间的关系式为:

undefined。 (1)

其中:B——回差,arcmin;

r ——分度圆半径,mm;

jt ——圆周侧隙,μm。

2.2 单级行星轮系的侧隙与回差的关系

行星轮系由3个基本构件和行星轮组成,将其分别标记为太阳轮a、行星轮c、内齿圈b和行星架h。

以内齿圈b固定、太阳轮a输入、行星架h输出为例。折算到太阳轮上的回差B′为:

undefined。 (2)

其中:jφ12、jφ23分别为a-c副和b-c副的角值侧隙,rad,undefined、jt23分别为a-c副和b-c副的圆周侧隙,μm;r1、r2分别为太阳轮和行星轮的分度圆半径,mm;z1、z2分别为太阳轮和行星轮的齿数。

折算到输出轴上的行星轮系回差为:

undefined。 (3)

其中:ibah为内齿圈固定时,太阳轮主动、行星架从动的传动比。

2.3 单级行星轮系回差的基本综合式

以内齿圈固定、太阳轮输入、行星架输出为例。可以首先求出折算到太阳轮端的轮系回差B′,再由式(3)求得折算到输出轴端的轮系回差B。

B′=B′main+(B′T+B′n+B′f) 。 (4)

其中:B′main为B的主要部分,arcmin;B′T、B′n、B′f分别为折算到太阳轮端的由温度变化、轴的扭转变形、轴的弯曲变形引起的回差,arcmin。一般情况下,B′T、B′n、B′f可以忽略不计。

2.4 行星齿轮传动链回差的基本综合式

行星齿轮传动链的回差是将各级行星轮系的回差相加而得,但要把总的回差折算到某一根特定的轴上,计算与测量都相对于该轴来进行,对于减速传动链一般是将总回差折算到从动轴上。将每级轮系的回差经过传动比系数的修正后都折算到同一根特定的轴上,然后加以综合,即为传动链回差的计算式。

设各级轮系在本级输入轴端度量的回差分别为B′1,B′2,…,B′n,各级传动比分别为i1,i2,…,in,将各级回差均换算到传动链的输入轴上,所得的传动链回差的基本综合式为:

undefined。 (5)

undefined。 (6)

其中:ij1为第j级齿轮副的输入轴到传动链的输入轴的传动比,并有i11=1,i21=i1。

设各级轮系在本级输出轴端度量的回差分别为B1,B2,…,Bn,将各级回差均换算到传动链的输出轴上,所得的传动链回差的基本综合式为:

undefined。 (7)

undefined。 (8)

其中:ijn为第j级齿轮副的从动轴到传动链的输出轴的传动比,并有i(n-1)n=in,inn=1。

B′Σ和BΣ之间有如下关系:

undefined。 (9)

式中:i——传动链的总传动比。

3 减小回差的措施

减小传动链的回差,需要从两方面着手:一是提高整个传动链或某些关键零部件的加工精度;二是合理地分配各级回差。第二种方法不会增加产品成本,值得深入研究和推广。因此讨论一下如何有效地运用第二种方法来控制传动链回差。

由式(7)可知,只有末级齿轮副的回差Bn是按照1∶1的比例直接体现在传动链的回差BΣ中的;而对于减速传动,其它各级齿轮副的回差则是要除以一个大于1的传动比ijn后再折算到BΣ中的。因此,Bn在传动链回差中所占的比重最大,其它各级齿轮副的回差按照离末级由近到远对传动链回差的影响依次减小。

因此,对于减速传动,控制整个传动链的回差主要是控制末级齿轮副的回差Bn,减小Bn对于减小BΣ效果最显著。各级齿轮副回差的分配应该是由B3到Bn依次减小。

4 结论

(1)影响行星轮系回差的I类误差是齿轮本身的固有误差,即单个齿轮装配前本身固有的加工误差(包括齿厚减薄与齿轮的几何偏心等),是最主要的回差来源,而且这类误差不能完全消除[2]。

(2)影响行星轮系回差的II类误差是装置误差,即齿轮与轴、轴承等安装于箱体后,由于箱体、轴、轴承等零件的制造、安装误差等造成的齿轮轴线歪斜及齿轮副中心距变化等误差。本文将II类误差分为箱体类误差、间隙类误差和偏心类误差。间隙类误差在装配前既可能增大回差,也可能减小回差,但一旦装配完毕,它对回差的影响就随之固定。偏心类误差对回差的影响不易消除,随零件旋转而变化。要减小偏心类误差对回差的影响,就要严格控制太阳轮处的轴承动环偏心、齿轮内孔与轴的间隙及齿轮安装处轴的径向跳动。在箱体类误差中虽然从回差分析角度看 ,行星架轴承孔对行星架基准轴线的平行度误差会减小回差,但为保证传动质量 ,仍要严格控制这一误差[3]。

(3)影响行星轮系回差的III类误差是使用中因温度变化、弹性变形等引入的误差,是比较特殊的误差来源,一般对回差的影响较小[4]。

(4)增大与齿轮相配的轴的扭转和弯曲刚度,可以减小弹性变形对回差的影响。

(5)各级行星轮系对回差的影响,由末级到输入级依次减小,末级行星轮系的回差对减速器总回差的影响远大于其它各级。只要控制好末级及其邻级的回差,总回差就能得到有效的控制[5]。

(6)传动比对传动链回差有较大影响。总传动比一定时,减小传动链级数可以减小传动链回差;增大各级传动比可以减小回差,但传动比的增大要受到减速器外形尺寸和太阳轮不能过小的限制,同时,传动比大于某一数值后,对减小回差的作用减弱,在该值附近选取传动比,既能减小回差,又能满足外形尺寸、经济性和工艺性要求。

(7)轮系回差与太阳轮分度圆直径d成反比关系,所以设计时应避免d过小。

参考文献

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[2]何卫东,李欣,李力行.高精度RV传动受力分析与传动效率[J].中国机械工程,1996(4):104-110.

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[4]毛建忠,朱康武.研制RV机制的新途径[J].中国机械工程,1996(1)∶73-75.

齿轮减速箱体的加工工艺 篇5

本文通过对齿轮减速箱体的工艺分析，正确处理加工中的装夹，制定合理的加工路线，从而完成了产品的加工，并达到了质量要求。

关键词：箱体;加工;装夹

引言

图1为一个齿轮减速箱体零件的加工图，是广西南宁万昌机械制造有限公司委托本人制定加工工艺。

该零件的材料为HT200，加工数量为100个，该箱体是机床排屑器上的变速装置，结构复杂，内部呈腔型，主要的加工位置为平面M和各孔系，并且面和孔之间有相对较高的要求：1、平面M是加工中的设计基准，需要有较的高精度和表面粗糙度。

2、本箱体中的孔系主要用来安装轴承，为了保证轴的回转精度，孔的尺寸精度分别为IT7和IT9，表面粗糙度为Ra1.6。

同时两边的轴心线与A-B基准的平行度公差为0.02mm。

1.工艺分析

齿轮减速箱体由于内腔和外形结构复杂，因此毛坯选择铸造成型。

在铸造时由于存在内应力，需要采用人工时效消除毛坯里面残留的内应力，防止产生加工变形。

然后在加工中心上进行粗、精加工平面和孔系，钻好孔和攻好螺纹孔。

接下来在钳工台上去除毛刺。

然后在清洗机上清洗。

最后送检。

加工中心上是工序最复杂的时候，是决定箱体能否达到合格尺寸的关键一步，因此我们把加工步骤具体分为装夹、粗加工、精加工阶段，合理完成箱体的实际加工。

2.加工步骤

2.1装夹

采用螺钉和压板装夹工件，工件的M平面先加工完毕，以它为定位面，首先轻压工件，用划针根据F面找正工件，使F面与机床导轨运动方向平行，然后用螺钉和压板把工件压紧在工作台上。

工件装夹后，以?90圆台的外圆，找正主轴位置，确定工件原点的偏移值量，同时完成原点偏移量的设定。

2.2粗加工

粗加工按以下顺序进行：

2.2.1以轴孔为基准首先铣削两个凸缘的端面，选用?80mm的面铣刀，转速为300r/min，进给量为60mm/min;

2.2.2钻?35的孔，留0.5mm的余量。

先加工正面，再转动工作台180度。

加工另外一面。

钻孔的转速选择为600r/min，进给量为60mm/min;

2.2.3粗镗2x45H7，留0.5mm的余量。

转动工作台180度，粗镗另外一边的2x45H7。

加工时的转速为300r/min，进给量为60mm/min

2.2.4粗镗2x58H9的内孔，留0.5mm的余量。

加工时的转速为300r/min，进给量为60mm/min;

2.2.5钻2x?18的内孔，加工时的转速为600r/min。

进给量为60mm/min;

2.2.6钻?90圆台上4XM8处的螺纹内孔(共8处)，转速为700r/min，进给量为60mm/min。

到此完成所有的粗加工。

2.3精加工

精加工时基准的选择非常重要，为了保证加工精度，考虑基准重合原则.本箱体的设计基准是上盖面、凸台面及一侧外壁。

根据基准重合的原则，选设计基准为精基准。

精加工顺序：

2.3.1先面后孔。

先精加工两处?90的平面，能够为孔加工提供可靠的定位基准。

同时由于箱体是浇铸类的零件，先加工面也可以去除铸件毛坯表面的凹凸不平、砂孔等缺陷，防止加工时刀具产生大的`磨损或倾斜，为后续加工奠定了基础。

2.3.2先基准面，后其他面，基准先行。

该箱体在精加工时有A、B两个基准，因此先半精镗和精镗正、反两面?35H7的内孔至合格尺寸。

加工时的转速为100r/min，进给量为40mm/min。

然后半精镗和精镗正面的2x45H7内孔至合格尺寸。

加工时的转速为100r/min，进给量为40mm/min，再转动工作台180度，加工另外一面的2x45H7内孔至合格尺寸;接着半精镗和精镗2x58H9的内孔至合格尺寸。

加工时的转速为100r/min，进给量为40mm/min。

2.3.3先主后次。

箱体上用于紧固的螺孔、小孔一般属于次要表面。

因为这些次要孔往往要依据主要表面(轴孔)定位，所以这些螺孔的加工应在主要轴孔加工后进行。

否则会使主要孔的精加工产生断续切削和振动，影响主要孔的加工质量。

因此把攻两处4xM8的螺纹放在最后。

3.加工中的难点分析与处理

在铣削平面和车削孔系时容易产生振动，引起圆度误差、同轴度误差、孔和面的垂直度误差，同时表面粗糙度也较差。

在加工中我们采取一些方法解决了以上问题。

3.1回转工作台中心不准

在卧式加工中心上装夹时，由于采用的是回转工作台，一面加工完成后通过指令，让机床的回转工作台转动180度，然后再加工箱体的另外一面。

因此箱体各孔系的同轴度依赖着回转工作台。

因此在加工前我们须对工作台的X向、Y向、Z向三个方向回转中心进行测量和调整，保证工件的加工精度。

测量和调整有三种方法：第一种为心轴、量块配合百分表测量;第二种为心轴、直角尺配合百分表测量;第三种为试镗的方法。

前面两种是机床静止时候测量的，精度不是很准确。

我们采用前两种方法结合然后进行试切，先在工件的一端进行试切，然后工作台回转180度，再进行试切。

结合两边的差值进行补偿。

这样就可以保证工件加工的精度。

3.2箱体加工时刚性较差

齿轮箱体是中空类零件，在加工时容易产生振动，我们在夹紧的时候增加定位地方的支撑点，在箱体内部增加支撑杆，增加箱体两侧的刚性。

合理选择正确的铸铁刀片减少零件的变形。

最终保证工件加工的精度。

4.结束语

通过实践证明，我们通过此种加工方案，合理地选用刀具和切削用量，不但成功完成了齿轮箱体的加工，而且能够达到图纸的要求。

该方案大大缩短了工艺流程、减少了劳动强度、保证了加工精度、提高了生产效率。

值得在箱体类零件加工中推广。

参考文献：

[1]韩鸿鸾.《数控铣工/加工中心操作工全技师培训教程》，化学工业出版社，.8.

印刷机中行星齿轮减速机构简析 篇6

印刷机中, 行星减速机的主要作用是减速定位和增大扭矩, 再连接印刷机拉纸滚筒来达到提高套位精度和提高生产效率等效果。

减速机是一种相对精密的机械, 使用它的目的是降低转速, 增加转矩。它的种类繁多, 型号各异, 不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多, 按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器;按照传动级数不同可分为单级和多级减速器;按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器;按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。以下是常用的减速机分类:

行星摆线针轮减速机、蜗轮蜗杆减速机、齿轮减速机、行星齿轮减速机、减速电机。

印刷机常用减速机有行星减速机有行星齿轮减速机和行星摆线针轮减速机。

主要传动结构为:行星轮, 太阳轮, 外齿圈.行星减速机因为结构原因, 单级减速最小为3, 最大一般不超过10, 常见减速比为:3.4.5.6.8.1 0, 减速机级数一般不超过3, 但有部分大减速比定制减速机有4级减速。相对其他减速机, 行星减速机具有高刚性, 高精度 (单级可做到1分以内) , 高传动效率 (单级在97%~98%) , 高的扭矩/体积比, 终身免维护等特点。因为这些特点, 行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上, 用来降低转速, 提升扭矩, 匹配惯量.减速机额定输入转速最高可达到18000rpm (与减速机本身大小有关, 减速机越大, 额定输入转速越小) 以上, 工业级行星减速机输出扭矩一般不超过2 0 0 0 N m, 特制超大扭矩行星减速机可做到10 00 0Nm以上。工作温度一般在-25℃到100℃左右, 通过改变润滑脂可改变其工作温度.级数:行星齿轮的套数。由于一套星星齿轮无法满足较大的传动比, 有时需要2套或者3套来满足拥护较大的传动比的要求.由于增加了星星齿轮的数量, 所以2级或3级减速机的长度会有所增加, 效率会有所下降.回程间隙:将输出端固定, 输入端顺时针和逆时针方向旋转, 使输入端产生额定扭矩±2%扭矩时, 减速机输入端有一个微小的角位移, 此角位移就是回程间隙。单位是“分”, 就是一度的六十分之一。也有人称之为背隙。

直角伺服行星齿轮减速箱具有高精度、高钢性、高负载、高效率、高速比、高寿命、低惯性、低振动、低噪音、低温升、外观美、结构轻小、安装方便、精确定位等特点。适用于交流伺服马达、直流伺服马达、步进马达、液压马达的增速与减速传动。

直角伺服行星齿轮减速箱分:直角式机座型号, 速比:1~200有20多个比速可选择;分一级和二减速传动;精度:一级传动精度在5~8弧分, 二级传动精度在7~10弧分, 三级传动精度在9~12弧分等一千多种规格。其性能和特点:

1、行星齿轮的传动介面采用不含保持器之满针滚针轴承, 增加接触面积以提高结构刚性及输出扭矩;

2、采用3D/PORE设计分析技术, 分别对螺旋齿面作齿形及导程修整, 以降低齿轮对啮入及啮出的冲击和噪音, 增加齿轮系的使用寿命;

3、齿轮材料选用高级的铬钼钒合金钢, 经调质热处理至基材硬度30HRC, 再利用离子氮化设备将齿轮表面的硬度氮化至8 4 0 H V, 以获得最佳的耐磨耗和耐冲击韧性;

4、行星臂架与输出轴采用一体式的结构设计, 且输出轴的轴承配置采用大跨距设计确保最大的扭转刚性和输出负载能力;

5、输出端的油封接触介面采用先进的氮化钛 (Ti N) 镀膜, 表面硬度达2000HV以上, 且接触面的表面粗糙度达Ra0.2um以下, 可确保最低摩擦系数和最低的启动扭矩;

6、输入端与马达的连接采用筒夹式的锁紧机构并经动平衡分析, 以确保在高输入转速下结合介面的同心度和零背隙的动力传递;

7、整支齿轮棒材制作出的太阳齿轮, 刚性强, 同心度准确;

8、齿轮箱和内环齿轮采用一体式的设计, 结构紧凑、精密度高、输出扭矩大。

行星摆线针轮减速机:全部传动装置可分为三部分:输入部分、减速部分、输出部分。在输入轴上装有一个错位180°的双偏心套, 在偏心套上装有两个称为转臂的滚柱轴承, 形成H机构、两个摆线轮的中心孔即为偏心套上转臂轴承的滚道, 并由摆线轮与针齿轮上一组环形排列的针齿相啮合, 以组成齿差为一齿的内啮合减速机构, 为了减小摩擦, 在速比小的减速机中, 针齿上带有针齿套。当输入轴带着偏心套转动一周时, 由于摆线轮上齿廓曲线的特点及其受针齿轮上针齿限制之故, 摆线轮的运动成为既有公转又有自转的平面运动, 在输入轴正转周时, 偏心套亦转动一周, 摆线轮于相反方向转过一个齿从而得到减速, 再借助W输出机构, 将摆线轮的低速自转运动通过销轴, 传递给输出轴, 从而获得较低的输出转速。

摆线针轮减速机特点:

1.高速比和高效率单级传动, 就能达到1:87的减速比, 效率在90%以上, 如果采用多级传动, 减速比更大。

2.结构紧凑体积小由于采用了行星传动原理, 输入轴输出轴在同一轴心线上, 使其机型获得尽可能小的尺寸。

3.运转平稳噪声低摆线针齿啮合齿数较多, 重叠系数大以及具有机件平衡的机理, 使振动和嗓音限制在最低程度。

4.使用可靠、寿命长因主要零件采用高碳铬钢材料, 经淬火处理 (HRC58~62) 获得高强度, 并且, 部分传动接触采用了滚动摩擦, 所以经久耐用寿命长。

5.设计合理, 维修方便, 容易分解安装, 最少零件个数以及简单的润滑。

行星减速机体积小 (与电机直径基本同) , 传动效率高 (85~90%) , 减速范围广 (1:3~512) , 精度高 (回差小) 等诸多优点, 被广泛应用于伺服、步进、直流无刷等控制电机 (后称驱动电机) 的传动系统中。在保证精密传动的前提下, 可以降低转速﹑增大扭矩和降低负载与驱动电机的转动惯量比。但安装时候如果不注意, 在实际使用中经常会出现因安装不当导致的故障。主要有:

1.不同心出现的断轴问题

当驱动电机和减速机间装配同心度保证得较好时, 驱动电机输出轴所承受的仅仅是转动力 (扭矩) , 运转时也会很平顺, 没有脉动感。而在不同心时, 驱动电机输出轴还要承受来自于减速机输入端的径向力 (弯矩) 。这个径向力的作用将会使驱动电机输出轴被迫弯曲, 而且弯曲的方向会随着输出轴转动不断变化。如果同心度的误差较大时, 该径向力使电机输出轴局部温度升高, 其金属结构不断被破坏, 最终将导致驱动电机输出轴因局部疲劳而折断。两者同心度的误差越大时, 驱动电机输出轴折断的时间越短。在驱动电机输出轴折断的同时, 减速机输入端同样也会承受来自于驱动电机输出轴方面的径向力, 如果这个径向力超出减速机输入端所能承受的最大径向负荷的话, 其结果也将导致减速机输入端产生变形甚至断裂或输入端支撑轴承损坏。因此, 在装配时保证同心度至关重要。

同样, 减速机的输出轴也有折断或弯曲现象发生, 其原因与驱动电机的断轴原因相同。但减速机的出力是驱动电机出力和减速比之积, 相对于电机来讲出力更大, 故减速机输出轴更易被折断。

2.减速机出力太小出现的断轴问题。

如果不是驱动电机轴断, 而是减速机的输出轴折断, 除了减速机输出端装配同心度不好的原因以外, 还会有以下几点可能的原因。

首先, 错误的选型致使所配减速机出力不够。有些用户在选型时, 误认为只要所选减速机的额定输出扭矩满足工作要求就可以了, 其实不然。一是所配驱动电机额定输出扭矩乘上速比, 得到的数值原则上要小于减速机产品样本提供的相应额定输出扭矩;二是同时还要考虑其驱动电机的过载能力及实际应用中所需最大工作扭矩。理论上, 用户所需最大工作扭矩一定要小于减速机额定输出扭矩的2倍。尤其是有些应用场合必须严格遵守这一准则, 这不仅是对减速机内部齿轮和轴系的保护, 更主要的是避免减速机的输出轴被扭断。如果没有考虑到这些因素, 一旦设备安装有问题, 减速机的输出轴被负载卡住, 这时驱动电机的过载能力依然会使其不断加大出力, 直到减速机的输出轴所承受的力超过其最大输出扭矩, 轴就会扭断。如果减速机额定输出扭矩有一定的裕量, 那么扭断输出轴的槽糕情况就会避免。

其次, 在加速和减速的过程中, 减速机输出轴所承受瞬间的冲击扭矩如果超过了其额定输出扭矩的2倍, 并且这种加速和减速又过于频繁, 那么最终也会使减速机断轴。如果有这种情况出现, 应仔细计算考虑加大扭矩裕量。

参考文献

[1]胡欢, 汤双清.基于MATLAB的装载机轮边减速器计算机辅助优化设计[J].装备制造技术, 2008年07期

[2]徐绍华.双级NGW型行星轮系的优化设计[J].现代制造工程, 2004年01期

轮边减速桥行星齿轮材料及工艺研究 篇7

1.1 材料的基础技术指标

根据轮边减速桥对行星齿轮的要求, 试制了FAS3218H材料, 分别应用于轮边减速桥的行星齿轮和太阳轮。

试验材料的技术特点是高纯净度、窄淬透性带、细晶粒并且控制带状组织。FAS3218H的氧含量≤15×10-6, 提高纯净度是为了消除渗碳时出现表面内氧化对疲劳性能的影响;淬透性带6 HRC, 保证齿轮渗碳层的强度和稳定变形;带状组织要求不大于3级, 以保证齿轮表面及心部组织的均匀一致, 从而保证齿轮渗层及心部的强度;晶粒度大于6级, 细化齿轮渗碳组织, 提高渗碳层的疲劳性能。

1.2 试验材料的冶炼

试验材料在辽特钢厂冶炼, 采用炉外精炼和真空脱气处理。钢材的化学成分、纯净度、晶粒度、带状组织及淬透性检验结果如表1-表3。

%

1.3 试验材料的TTT、CCT曲线测定

所用试样尺寸为Φ8 mm×15 mm, 快速加热至860℃, 保温10 min, 然后快速降温至某指定值, 等温至一定时间, Gleeble1500热模拟机自动测定等温过程试样径向膨胀量, 从而确定相变点及孕育期。材料的TTT曲线如图1, CCT曲线如图2。

2 齿轮毛坯锻造及锻件的热处理

齿轮毛坯锻件采用自由锻。棒料的加热温度为1 250℃。锻造过程未发现有开裂、折叠等现象。

为了保证齿轮毛坯具有良好的切削性能, 要求锻件的硬度最好是156-195 HBW, 金相组织应为等轴状的珠光体加铁素体, 因此采用等温退火工艺。根据该材料的等温转变TTT曲线和CCT曲线, 选择等温退火工艺如下。经940℃×90 min风冷至700℃, 进入650℃等温炉进行等温, 等温时间为180 min。等温退火后齿轮毛坯锻件的显微组织为珠光体加铁素体 (如图3) 。测试毛坯硬度为165 HBW。

3 渗碳热处理工艺试验

3.1 热处理工艺对齿轮内在质量的影响

热处理设备采用密封箱式炉。齿轮热处理工艺采用预处理480℃脱脂, 保温60 min;渗碳温度920℃, 淬火温度860℃, 渗碳时间350 min, 淬火油温120℃;回火温度190℃, 保温150 min。渗碳热处理后测定齿轮的表面硬度、心部硬度、有效硬化层深度及表面和心部组织, 结果达到了产品图的要求, 如表4、图4、图5。

3.2 热处理工艺对齿轮变形的影响

(1) 对内孔直径的影响

行星轮内孔直径要求46.142-46.167 mm (磨后公差范围0.025 mm) 。测量仪器为三坐标测量机G-90CS。淬火后行星轮内孔直径最大变形量是3号件为0.021 5 mm, 在公差范围内。试件内孔直径有一定的变化规律, 有一件稍有涨大 (变化量0.000 6mm) , 其余均有缩小, 如图6。行星轮内孔可预留磨量0.1 mm左右。

(2) 对内孔圆度的影响

行星轮内孔圆度要求0.005 mm。测量仪器为三坐标测量机G-90CS。行星轮内孔圆度热前0.010 5-0.0318 mm, 变化幅度0.0213 mm;热后0.008 2-0.0271 mm, 变化幅度0.018 9mm。热后较热前内孔圆度变化幅度小, 最大变化量是0.005 mm, 如图7。

(3) 对公法线长度的影响

行星轮公法线测量数据因系人工手动测量误差较大 (采用公法线千分尺测量) 。从热前的尺寸看有两件尺寸偏大, 淬火后尺寸变小, 其变化幅度较大 (可能与表面未清理干净有关) , 但从淬火后的尺寸看5个件的公法线长度变化幅度很小, 最大变化量是0.09mm, 如图8。

4 疲劳性能试验

关于齿轮材料的疲劳性能试验方法, 国内还没有通用的标准。对于弯曲疲劳强度, 国内通常用三点弯曲试样进行试验, 而国外采用的是齿轮试样。对于接触疲劳试验, 国内通常采用圆辊试样。由于圆辊试样受曲率半径的限制, 试样所承受的负荷以及试样表层力的分布与实际齿轮存在很大的差距, 试验的结果与实际齿轮的疲劳寿命存在很大偏差, 只能作为参考。

4.1 齿轮材料弯曲疲劳性能试验

弯曲疲劳试验采用三点弯曲疲劳试样, 材料为FAS3218H, 热处理工艺为渗碳淬火。样品规格为150 mm×20 mm×20 mm。样品数量为24件。三点弯曲疲劳试验设备为MTS-810万能材料试验机, 试验频率为15 Hz, 跨距为100 mm, 应力比r为0.1, 试验方法采用S-N曲线法, 循环基数为5×106。其试验结果如表5、图9, 弯曲疲劳强度极限为1 075 MPa。

4.2 齿轮材料接触疲劳性能试验

接触疲劳性能试验按国标GB/T 10622—1989金属材料滚动解除疲劳试验方法进行。采用JP-4号圆环形滚子试样。试样与陪试样均采用同一炉号的FAS3218H齿轮钢。接触疲劳试验设备为JP-1500型接触疲劳试验机。试验滚的转速为2000 r/min。陪试样滚子的转速为1900 r/min, 两滚的滑差为5%。采用10W/40CD柴油机油作为润滑剂。试验方法为升降法。循环基数为5×106。其试验结果如表6, 接触疲劳强度极限为2645 MPa。

5 结论

(1) 新开发的FAS3218H齿轮材料, 其各项技术指标达到了设计的技术要求。氧含量实测为12×10-6, 末端淬透性为J32-9、J26-15, 符合材料的设计要求。

(2) 在渗碳工艺下, FAS3218H齿轮材料的接触疲劳应力极限为2645 MPa, 弯曲疲劳极限为1075 MPa。

(3) 从试验情况看, 行星轮渗碳淬火前后变形不大, 行星轮内孔直径最大变形量为0.0215 mm, 公法线长度最大变化量是0.09 mm, 内孔圆度热后较热前的变化量最大是0.005 mm, 满足使用要求。

(4) 测定材料的TTT曲线和CCT曲线已经应用在制定热处理工艺上。

(5) 用该材料制造的行星轮和太阳轮通过了加工工艺试验、渗碳热处理工艺试验, 现已应用于轮边减速桥的生产中。

中国汽车工程学会材料分会第十届理化检测、失效分析学术交流会通知

汽车材料学会理化检测、失效分析专业学组拟于2011年5月中下旬召开第十届学术交流会。会议内容如下。

材料及零件的金相检测、机械性能、化学分析及无损检测等方面的新方法和新技术的开发和应用;有关新设备仪器的应用;典型汽车总成和零件的废品分析、失效分析;有关计算机技术、数字成像技术、网络技术和数据库系统等在理化检测和失效分析方面的应用。本次会议由中国第一汽车集团公司主办。

摘要：轮边减速桥的结构特点是, 行星减速机构的齿轮等各零部件之间的配合精度要求很高, 不能有偏载现象发生。为了保证轮边减速桥的性能, 行星轮要选择强度高、韧性好、热处理变形小的材料来制造。为此, 开发了FAS3218H窄淬透性、低氧含量的齿轮材料。

行星齿轮传动减速机 篇8

周转轮系传动有两类。

第一类:差动轮系。如图1 (a) , 它由OH轴输入, 经行星架H带动行星轮Z2, 传输至齿圈Z3及太阳轮Z1, 通过轴O1及O3输出, 它输出时, 有两个自由度:齿圈Z3及太阳轮Z1的转动。

第二类:行星轮系, 如图1 (b) , 它由OH输入, 经行星架H带动行星轮Z2, 传输至齿圈Z3及太阳轮Z1, 此时, 齿圈是固定不动的, 所以, 只有太阳轮通过O1输出, 输出只有一个自由度。

现在所接触的是一种行星轮系传动的减速器, 它是工程机械系列中的挖掘机的部件, 安装在履带链轮上传递动力, 带动挖掘机前进或后退。根据具体实物测绘的零件而组装起的装配图如图2所示。

其传动原理是:由花键轴1 输入动力, 另端内花键与一级太阳轮齿轴2 (Z1=10齿) 连接在一起, 带动一级行星架组件的三个行星齿轮3 (Z2=35 齿) 转动, 一级行星架4 绕着大齿圈7 (Z3=80齿) 滚动;行星架一端的内齿 (齿数18齿) 直接连接二级太阳轮5 (Z4=18 齿) , 二级太阳轮带动四个行星轮6 (Z5=31齿) 转动。如果从行星轮系传动原理来分析, 四个行星轮转动的同时, 带动二级行星架8 (支承座) 绕大齿圈7滚动。但本减速器是固定二级行星架8, 大齿圈7 连接履带链轮, 所以, 二级行星轮系传动已转变成定轴轮系传动。它通过四个二级行星轮6 的转动, 带动大齿圈7转动, 大齿圈7通过相连接的链轮带动履带传动, 实现减速大扭矩传动的要求。

2 传动速比的计算

从上面所述的传动关系, 可得知本行星轮系是两级传动。为了便于计算, 先画出传动原理图, 如图3所示。

(1) 一级轮系传动比计算

从一级轮系传动来看, 从Z1传动到Z3及行星架H1, 输出两个自由度, 属差动轮系传动, 但从实际应用来看, 一级传动的扭矩还无法带动大齿圈转动, 所以, 可把一级传动认定为行星轮系传动, 大齿圈固定, 根据行星轮系速比计算公式有

(2) 二级传动比计算

从一级行星架H1传至Z4, 二级传动因为H2行星架固定, 转变成定轴轮系传动, 由Z4传至Z5, 再传至Z3, 根据定轴轮系传动比计算公式,

得i43= (-1) 1· (Z5·Z3) / (Z4·Z5) =n4/n3=-80/18。

因n4=n H1,

得i13=n1/n3=-40, 负号说明从Z1传至Z3方向相反, Z1转40圈Z3反方向转1圈。

3 验算行星轮系应满足的四个条件

(1) 验算一级行星轮系

1) 传动比条件:这个条件在上面速比计算中, 已经给出, 这里不再赘述。

2) 同心条件:即两中心轮的齿数差应为2的整数倍, 根据公式有Z2= (Z3-Z1) /2=35, 满足条件。

3) 装配条件:两中心轮的齿数和应为行星轮数目 (k=3) 的整数陪, 根据公式q= (Z1+Z3) /k=30, 满足条件。

4) 邻接条件: 根据公式Z1:Z2:Z3:q=Z1:Z1· (i1H-2) /2:Z1· (i1H-1) : Z1·i1H/k

由上面计算出i1H=n1/nH1=9, k=3 ( 行星轮数目) , q= (Z1+Z3) /k=30代入上式,

得Z1:Z2:Z3:q=10:35:80:30, 实际测绘得Z1=10齿, Z2=35齿, Z3=80齿, 能满足条件。

(2) 验算二级行星轮系

1) 传动比条件:根据上面所述, 二级行星轮系因为行星架的固定, 转化为定轴轮系, 其传动比已计算出, 这里不再赘述。

2) 同心条件:即两中心轮的齿数差应为2的整数倍, 根据公式有Z5= (Z3-Z4) /2=31, 满足条件。

3) 装配条件:两中心轮的齿数和应为行星轮数目 (k=4) 的整数陪, 根据公式q= (Z3+Z4) /k=24.5, 不能满足条件。

从装配条件看, 已不能满足安装要求, 即四个行星轮中有装不进的, 或者四个行星轮先装, 太阳轮装不进, 那么二级行星轮系设计是错误的。但因为是测绘的产品, 在现实中能完成安装, 说明其设计是可行的。为什么它能安装呢?在现今计算机比较普遍应用的时代, 可借助计算机模拟作图去还原行星轮及太阳轮的安装关系。

4 模拟作图

(1) 大齿圈的模拟作图

1) 作出齿廓一端的渐开线

已知测绘出齿轮参数:齿数Z=80, 模数m=2.75, 压力角α=27°, 跨棒距Mq=215.85。

根据渐开线函数公式:

其中:r——齿轮基圆半径;

φ——基圆任一点与x轴的夹角。

根据基圆半径公式:r= (mzcosα) /2得r=196.02。

这里借助国产绘图软件CAXA来作齿廓一端渐开线:应用工具【公式曲线】, 在其中设置直角坐标系, 输入渐开线函数公式, 把r=196.02代入, 可取φ=π (弧度) , 模拟出压力角α=27°一端齿廓。

2) 作出另端齿廓

要作出另端齿廓, 需计算出内齿的弧齿槽宽, 然后, 再借助计算机作出。

已知测绘出齿顶圆da=217.2, 齿根圆df=229.2, 跨棒距Mq=215.85, 量珠棒dp=5。

由公式Mq=mzcosα/cosαM-dp,

得cosαM=0.887 6。

由公式invαM=invα-dp/mzcosα+π/2z+2xtanα/z

得变位系数x=0.618 4。

由内齿齿槽宽公式e=m (π/2+2xtanα)

得e=6.053。

根据计算出的齿槽宽, 可算出齿槽宽在分度圆上的夹角=360°·e/πd=3.153°。

算出一齿槽在分度圆上的夹角, 便可以通过CAXA软件的镜像工具作出另端齿廓, 通过剪切工具, 作出一齿, 然后, 通过阵列工具作出所有的齿, 这样, 一个内齿圈便模拟出来。

(2) 二级太阳轮的模拟作图

已知测得数据:齿数Z=18, 模数m=2.75, 压力角α=27°, 公法线W3=21.7。

根据公法线计算公式W=mcosα[ (k-0.5) π +2xtanα+z·invα]

得变位系数x=0.3071。

由变位齿轮弧齿厚公式s=m (π/2+2xtanα) ,

得齿厚s=5.18。

按上面的方法, 可作出模拟的二级太阳轮。

(3) 四星齿轮的模拟作图

已知测得的数据:齿数Z=31, 模数m=2.75, 压力角α=27°, 公法线W5=37.53。

根据公法线计算公式W=mcosα[ (k-0.5) π +2xtanα+z·invα]

可求出变位系数x=-0.008 37, 绝对值非常小, 可看作x=0, 即为标准齿轮。

根据标准齿轮弧齿厚计算公式s=mπ/2, 代入参数, 得x=4.3, 然后按上面的方法, 模拟作出行星齿轮。

从装配图 (图2) 可知四个行星齿轮安装在二级行星架的四个轴上, 根据已测出的四轴中心距R68.5 及四轴之间的距离98.55×95.168 (mm×mm) , 在大齿圈及太阳轮之间模拟安装四个行星齿轮。模拟安装图如图4所示。

从模拟安装图可看出:其中两个行星齿轮与大齿圈及太阳轮均成180° 排列, 大齿圈与行星齿轮单边侧隙达0.24, 太阳轮与行星齿轮的单边侧隙为0.17, 可容易地装进;另两个行星齿轮之间虽然也成180° 排列, 但与大齿圈及太阳轮并未成180° 排列, 它们与大齿圈的单边侧隙为0.08, 与太阳轮单边侧隙为0.06, 也可装进。

从模拟安装也验证了四个行星齿轮安装的可行性, 但从模拟图中测得两个行星齿轮如此大的侧隙, 而另两个行星齿的侧隙却较小, 而且四个行星齿轮并不是均匀的互成90° 排列。可见, 因为一、二级行星齿轮传动共用大齿圈, 而使二级行星轮系设计作出结构的拼凑, 不得不牺牲配合齿的侧隙。这对传动效率是有一定的影响的, 对运行的平稳性也是有影响的。但从其安装使用考虑, 可能是值得的。这样可使减速器结构相当的紧凑。对挖掘机来说, 受到安装空间的影响, 就变得很可取。

5 变位系数的复核及疑问

从上面计算中, 已算出二级轮系的各齿轮的变位系数。这里通过测得的各传动齿轮的中心距计算、复核变位系数。

(1) 验算大齿圈变位系数

已知大齿圈与四星齿轮中心距a′=68.5,

它们之间标准中心距a=m (Z3-Z5) /2=67.375,

根据公式cosα′=a·cosα/a′,

得啮合角α′=28.79°。

求总变位系数:

因四星齿轮为标准齿轮, x5=0, 所以x3=0.421 75。

而根据跨棒距求出的大齿圈变位系数x3=0.618 4, 结果不一致。

(2) 验算太阳轮的的变位系数

已知太阳轮与四星齿轮中心距a′=68.5

它们之间标准中心距a=m (Z4+Z5) /2=67.375,

根据公式cosα′=a·cosα/a′,

得啮合角α′=28.79°。

求总变位系数:

因四星齿轮为标准齿轮, x5=0, 所以x4=0.421 75。

而根据公法线求出的太阳轮变位系数x4=0.307 1, 结果不一致。

这种现象应如何理解呢?哪个值是正确的?

由跨棒距、公法线求出的变位系数其原理是根据标准齿条与产品作纯滚动, 通过展成运动, 滚切出产品 (齿轮) , 产品与齿条之间无侧隙, 当标准齿条的中线与产品 (齿轮) 分度圆不相切时, 便切出变位齿轮。据此滚切出的齿厚与变位系数是一一对应的关系, 也就是说, 跨棒距、公法线跟变位系数也是一一对应的, 而根据中心距算出的变位系数其原理也是两相互啮合的齿轮作无侧隙的纯滚动时推算出的, 是总变位系数。而在设计过程中, 两相啮合的齿轮间是有间隙的, 正如上面模拟图中, 大齿圈与行星轮侧隙0.24, 行星轮与太阳轮侧隙0.17, 因为齿侧间隙, 造成公法线、跨棒距的变化, 而算出的变位系数也跟着变化;而根据中心距算出的总变位系数, 仍然是根据无侧隙的啮合运动推算出。所以, 这就造成两者之间的结果不一致。据此, 根据公法线、跨棒距算出的变位系数对应的是额外增加了侧隙的设计齿厚 (根据实际应用, 或大或小) ;而根据中心距算出的变位系数是无侧隙啮合运动的理论值。所以, 在计算齿顶圆、齿根圆时, 应该用根据中心距算出的理论变位系数。

6 根据推算出的理论变位系数复核齿轮外形尺寸

(1) 大齿圈

中心距变动系数y= (a′-a) /m=0.41

齿高变动系数Δy=xΣ-y=0.012

齿顶高ha= (ha*-x + Δy) m, 因ha* =1, x=0.421 75, 得ha=1.623。

齿顶圆da=d-2ha, 因d=mz=220, 得da=216.76。

齿根高hf= (ha*+c*+x) m, 因c*=0.25, 得hf=4.6。

齿根高df=d+2hf =229.2。

齿槽宽e=m (π/2+2x·tanα) , 将已知数代入, 得e=5.5。

由公式invαM=invα-dp/mzcosα+π/2z+2xtanα/z

珠棒dp=5 得invαM=0.037 79 查表, 得αM=26.88°。

跨棒距Mq=mzcosα/cosαM-dp=214.766。

(2) 四星齿轮

齿顶高ha= (ha*+x+Δy) m=2.78,

齿顶圆da=d+2ha=90.815,

齿根高hf= (ha*+c*-x) m=3.438,

齿根圆df=d-2hf=78.375,

公法线W=mcosα[ (k-0.5) π+2xtanα+z·invα] 跨齿数k=5 , 得W5=37.55。

(3) 二级太阳轮

齿顶高ha= (ha*+x-Δy) m=3.877,

齿顶圆da=d+2ha=57.255,

齿根高hf= (ha*+c*-x) m=2.28,

齿根圆df=d-2hf=44.95,

公法线W=mcosα[ (k-0.5) π+2xtanα+z·invα] 跨齿数k=3 , 得W3=21.986。

(4) 大齿圈与四星齿轮中心距

a′= (d3-d5) /2+ ym, 已知d3=220, d5=85.25, y=0.41, 得a′=68.5。

(5) 太阳轮与四星齿轮中心距

a′= (d4+d5) /2+ym, 已知d4=49.5, d5=85.25, y=0.41, 得a′=68.5。

根据所测数据与计算值对比如表1所示。

从对比可知, 计算值与测绘值的差异。如果能从测绘出的相关参数去计算齿轮的外形尺寸, 跨棒距、公法线。再根据使用条件, 重新确定侧隙, 而不是一味的就测绘而测绘, 会显得更科学些。

7 结语

以上根据测绘数据到复核计算, 对理解设计行星齿轮传动是非常有帮助的。可从直观的结构认知, 加深对齿轮传动的认识及理论计算。从而, 可根据自己的思路去设计类似的产品。如果单从原理图去搞设计, 没有借鉴对比, 要设计出可行的结构来, 恐怕比较艰难, 而且需花大量的时间, 设计出的产品也不一定合理, 有时, 还要经过多次修改。而通过测绘, 去研究别人的可行的结构, 在理解吸收中, 按自己的思路去设计, 这就可以大大提升研发能力, 达到从模仿到设计的转变, 这方法是行之有效的。

参考文献

[1]马永林, 何元庚, 汤茜茜, 等.机械原理[M].北京:高等教育出版社, 1993.

[2]闻邦春.机械设计手册:第五版[M].北京:机械工业出版社, 2010.

内齿行星齿轮减速器的轴承效率分析 篇9

1956年,我国著名机械学专家朱景梓教授提出了一种新型少齿差传动机构的方案,其特点是以内齿轮作为行星齿轮,当输入轴转动时,行星轮不做摆线运动,而是作为一个平行四边形机构作平动。三片内齿类似于三个行星齿轮,因此也称为内齿行星轮传动。

内齿行星齿轮减速器的基本构造如图1所示:两根互相平行且各具有三个偏心轴颈的高速轴5,动力通过其中任一轴或两轴同时传输,三片传动内齿板2通过轴承装在两根高速轴5上,一根装有外齿轮1的低速轴4与高速轴5平行,各轴均通过轴承支承在机体3上,三片内齿板2同时与外齿轮1啮合,啮合的瞬时相位差呈120°角,高速轴5与低速轴4的回转方向相反。

1 内齿行星齿轮减速器的功率损失

内齿行星齿轮减速器的效率高低是判断此种传动装置综合性能的重要性能指标之一。该传动装置是用来传递动力和运动的,为了说明其适用性,必须对其进行效率计算。作为一种新型的减速器,研究其效率,对使用范围、速比范围、结构设计等均有指导性意义。

欲求内齿行星齿轮减速器的效率,首先应该了解它的传动损失的分类。在内齿行星齿轮减速器中,其主要的功率损失主要由三部分组成:

a) 啮合齿轮副中的摩擦损失(简称啮合损失):其相应效率用ηm表示,它是由轮齿齿廓之间的相对滑动引起的摩擦损失,ηm的值可用计算的方法求得。

b) 轴承中的摩擦损失:其相应效率用ηn表示,由于各齿轮通过轴承安装于转轴上,而转轴也要借助于轴承支撑于机座上,所以轴承的效率对内齿行星齿轮传动的整体效率影响较大。轴承损失虽然也可以用计算方法求得,但是误差较大。

c) 液力损失:相应的效率用ηs表示,它是由于润滑油的搅动和飞溅而引起的功率损失。这部分的效率,至今还没有针对内齿行星齿轮传动可用的公式,大多由实验的方法得到。由于内齿行星齿轮减速器的内、外齿数差N=z2-z1很小,通常为1～3齿,所以当高速轴5转速较高时,外齿轮要在很短的时间内把润滑油从内齿板的齿根处挤出,需要克服很大的液体阻力,这部分功率损失会变得相当大,严重影响内齿行星齿轮传动的整体效率,所以在高速内齿行星齿轮减速器中,应该尽量避免用油池润滑。

所以,内齿行星齿轮减速器的总效率等于上述三种效率的乘积,即η=ηm×ηn×ηs。下面通过分析内齿行星齿轮减速器在单轴输入时的受力情况,计算得出轴承效率的计算公式。

2 受力分析

取一块内齿板2作为示力体,如图2所示,其上作用的力有:高速输入轴H1通过转臂偏心轴承A传递给内齿板2的力FA(图2中已分解为FAt和FAr);支撑轴H2通过转臂偏心轴承B传递给内齿板2的力FB;内齿板2的离心惯性力Pi2;负载通过外齿轮1作用给内齿板2的啮合力Fn, Fn与基圆相切,指向啮合点。

由物体静力平衡条件可知:

∑FX=FAr+FB+Pi2-Fnsinα′=0

∑FY=FAt-Fncosα′=0

∑M=Fn2lsinφ+Pi2lsinφ-Fn[l(cos(φ-α′)-rb2)]=0

可解得:

undefined

undefined

因为内齿行星齿轮减速器3块内齿板相位差为120°,在一周范围内各内齿板受力情况完全一样,所以第k块内齿板的受力为:

undefined

FAtk=Fnkcosα′

undefined

其中:k=1, 2, 3。

设负载扭矩为T1,转臂偏心轴承A上承受的外力矩为TH,则

undefined(取齿轮啮合效率η=1, a′为轴承偏心距) (1)

由于FArk和FBk不可能无穷大,所以可知Fnk不是一个常量,而是相位角φ的周期函数,当undefined趋于零时,Fnk也趋于零,而且在任一瞬时满足3块内齿板所传递的力之和为一常数,每个内齿板所承受啮合力的变化规律完全相同,所以假设:

undefined其中Fn0>0为一常数 (2)

由式(1)和式(2)可知undefined。

由以上分析可知,转臂偏心轴承对每块内齿板施加的作用力为:

undefinedundefinedundefined

cosundefinedundefined

undefined

undefinedundefinedcos

undefined

(k-1)-α′undefinedundefined

undefined

式中:k=1, 2, 3。

3 效率计算

首先设轴承的内径为r,滚动摩擦系数为f。

因为相对运动的两构件之间的摩擦力总是消耗功率,当FBk为负时,仅表示其方向相反,所以在计算因摩擦力而消耗的功率时,FBk值以绝对值代入。因为FAk, FBk为周期函数,为简化计算,可用其平均值undefined代替。又由于每一对转臂轴承因摩擦而消耗的功率完全一样,所以因摩擦而损失的功率为:

undefined

而转臂偏心轴承A输入的功率为:

PH=2πnHTH=2πnHT1/iH1

那么转臂偏心轴承的效率为:

undefined

在一个周期内,

undefined

undefined

undefined

因为rb2/l<1,所以令cosβ=rb2/l,则β=arccosrb2/l;又因为cos(φ-α′)是周期函数,α′的大小对于一个周期内的积分无影响,故为积分方便,以α′=0代入,同时忽略掉惯性力的影响,积分后可得:

undefined

则undefinedundefinedundefined

undefined

令undefined

undefined

则undefined

再令C=2(C1+C2),同时undefined,最后可得内齿行星齿轮减速器单轴输入时的轴承效率计算公式为:

undefined

4 小结

a) 由于公式推导中用偏心轴承A, B所受力的平均值undefined、undefined代替了实际的所受力FAk, FBk的积分,因此计算结果存在一定的误差。例如一模数m=8,内齿轮齿数z2=70,外齿轮齿数z1=69的内齿行星齿轮减速器,如果轴承滚动摩擦系数为0.002,轴承内径为130mm,则按实

际所受力FAk, FBk计算可得转臂轴承的效率为95.7%,而按照公式计算的轴承效率为95.9%,误差仅为0.236%,因此,推导出来的效率计算公式完全可以满足工程计算精度的要求。

b) 由内齿行星齿轮减速器单轴输入时的轴承效率计算公式可以看出:转臂轴承的效率除和C值有关外,还和undefined值有关,其中齿数差N对转臂轴承效率有较大影响,齿数差越大效率越高;两转臂轴承之间距离对效率也有一定的影响,距离越大效率越高,但是影响不大。

参考文献

[1]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].北京:化学工业出版社,2003.

[2]张展.渐开线齿轮与蜗杆传动几何计算手册[M].上海:华东化工学院出版社,1990.

[3]齿轮手册编委会.齿轮手册[M].2版.北京:机械工业出版社,2006.

2K-H型行星齿轮减速器优化设计 篇10

行星齿轮传动具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高等优点[1]。随着科学技术的发展,行星齿轮传动已被广泛应用于冶金、矿山、起重、化工、电力、纺织、采油等机械上。然而,行星齿轮传动是一个非常复杂的系统,尤其是潜油螺杆泵采油系统中专用的减速器。由于它使用工况条件恶劣,为了满足原油实际开采的工作需要,保证采油系统具有较高的运行可靠性和较长的寿命,应设计一种功率大、体积小且适用于潜油螺杆泵系统井下驱动的减速器[2]。

1 行星齿轮传动的齿轮齿数选择

图1为2K-H行星齿轮传动原理图。行星传动各轮齿数不能随意选择,必须根据行星传动的特点,满足一定条件,才能保证其工作正常。

1.1 传动比条件

行星齿轮减速器可实现的传动比为:

undefined。……………… (1)

式中:zb——内齿圈齿数;

za ——太阳轮齿数。

1.2 邻接条件

在行星齿轮传动中,为了提高承载能力,减小机构尺寸,并考虑到动力学的平衡问题,常在太阳轮与内齿圈之间均匀地布置几个行星轮。为使相邻的两个行星轮不互相碰撞,要求其齿顶圆间有一定的间隙。

设相邻两个行星轮中心之间的距离为L,最大行星轮齿顶圆直径为dag,则邻接条件为:

L>dag 。

即:undefined。……………… (2)

式中:np——行星轮数目;

aag ——太阳轮与行星轮啮合副中心距。

按邻接条件所允许的行星轮数目为:

undefined。 ……………… (3)

式中:rag——行星轮齿顶圆半径。

相邻两行星轮间允许的最小间隙值取决于行星减速器的冷却条件和啮合时的润滑油搅动损失。实际中一般应取:

(L-dag)min=0.5m 。……………… (4)

式中:m——齿轮模数。

1.3 同心条件

行星传动装置的特点为输入与输出是同轴线的,即各中心轮的轴线与行星架的轴线是重合的。为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合,由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等,即:

aag′=agb′ 。

因行星传动中通常各齿轮模数是相同的,可得到下式:

za+zg=zb-zg 。 ……………… (5)

1.4 装配条件

当行星轮个数大于1时,第一个行星轮装入并与太阳轮和内齿圈啮合后,太阳轮和内齿圈的相对位置就被确定了。若要再均匀地装入其他行星轮,就必须满足一些条件。

正确装配时,相邻两行星轮所夹的中心角为undefined。设第一个行星轮g1在位置I装入,然后将行星架顺时转过undefined角度,即让g1转到位置III。在这期间,太阳轮转过角度Φa由传动比i决定,即undefined。为了在位置I装入行星轮g2,要求此时太阳轮在位置I的相应轮齿和它转动Φa角之前时完全相同,也就是说太阳轮转过的Φa角必须为其周节所对应的中心角的整数倍M,即undefined,将Φa值带入整理得:

undefined整数 。 ……………… (6)

只要能使式(6)满足,就可以在位置I再装入行星轮g2。同样操作也可以正确装入其他行星轮。

2 行星齿轮优化设计的数学模型

2.1 设计变量

当行星齿轮的个数确定后,减速器的体积取决于各齿轮齿数za、zb、zg和齿宽b、模数m。但行星轮和内齿圈的齿数受到配齿条件制约并不是独立的变量,因此,把太阳轮的齿数取为独立变量:

x=[za,b,m]T=[x1,x2,x3]T 。 ……………… (7)

2.2 建立目标函数

本文中行星齿轮减速器的优化设计是在相同载荷下使其体积最小。在已知载荷、工作条件及材料的前提下,选择太阳轮和行星轮体积之和为目标函数,即:

undefined。……………… (8)

式中:da——太阳轮的分度圆直径;

dg ——行星轮的分度圆直径。

将da=mza,dg=mzg带入式(8),经整理得:

undefined。 ……………… (9)

因此优化设计的目标函数为:

F(x)=0.193[4+3(i-2)2]xundefinedx2xundefined。……………… (10)

2.3 建立约束条件

(1)按照齿面接触强度公式得:

undefined。 ……………… (11)

式中: T1——太阳轮的输入转矩,Nm;

KA ——工况系数;

Kβ ——载荷分布系数;

Ψd ——齿宽系数,Ψd=b/d;

σHlimb ——齿轮的接触疲劳极限应力,Pa。

则强度公式化简为:

undefined。……………… (12)

得约束条件:

undefined。……………… (13)

(2)按照齿根弯曲疲劳强度公式得:

undefined。……………… (14)

式中:σFlimb——齿轮的弯曲疲劳极限应力;

YF ——齿形系数,近似取YF=4.69-0.63lnza。

则强度公式化简为:

undefined。……………… (15)

整理,得约束条件:

undefined。……………… (16)

(3) 根据模数大于2 mm,得:

g3(x)=x3-2>0 。……………… (17)

根据齿轮不根切条件,得:

g4(x)=x1-17≥0 。……………… (18)

根据齿宽与模数之间的关系5m≤b≤17m,得:

g5(x)=x2-5x3≥0 。……………… (19)

g6(x)=17x3-x2≥0 。……………… (20)

3 优化方法的选择

在行星齿轮减速器优化设计过程中,优化的是离散变量。因此,在求解过程中采用离散变量的组合型法[3]。它是工程离散优化的通用方法之一,又称MDCP法,其主要步骤是:①产生k≥n+1的初始离散复合形顶点(k为顶点数、n为离散变量维数);②利用复合形顶点目标函数值大小,判断目标函数下降方向,产生新的较好的顶点;③用新顶点代替原复合形中最坏的顶点;④重复计算,使复合形不断向最优点收缩、移动;⑤当满足收敛条件时即告结束,以其中最好点作为离散优化解。离散变量的组合型法是一种有效地求解约束非线性离散变量问题的方法,具有较好的解题可靠性。

以177.8 mm(7inch)井系列潜油行星减速器为例,通过MATLAB优化工具箱求解,最终优化结果为:za=10,zg=10,zb=30,m=3.25,np=4;而常规设计结果为:za=12,zg=10,zb=33,m=3.5,np=3。

4 结论

本文讨论了行星减速器优化设计中约束条件及优化方法等问题。应用优化设计方法设计的行星齿轮减速器比用传统方法设计的节省了材料、降低了成本。本文的工作为行星齿轮减速器的改进设计提供了理论依据。

摘要：在研究2K-H型行星齿轮减速器的基础上,以体积最小为优化设计的目标函数,对其进行了优化设计。

关键词：行星齿轮减速器,优化设计,目标齿数

参考文献

[1]渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会.渐开线齿轮行星传动的设计与制造[M].北京:机械工业出版社,2002.

[2]王世杰,李勤.潜油螺杆泵采油技术及系统设计[M].北京:冶金工业出版社,2006.