行星减速器（精选九篇）
行星减速器 篇1
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.
行星减速器 篇2
变速器是汽车传动系统中的核心部件。目前，车辆变速器可分为手动变速器(MT)、机械式自动变速器(AMT)、电液控制自动变速器(AT)、双离合自动变速器(DSU)和无级变速器(CVT)。本文提出的选择性输出并联行星轮系自动变速器是在双离合自动变速器的基础上研发得到的，其工作原理与双离合自动变速器相似，己装配成样机。
在汽车变速器中齿轮被广泛应用，它是变速器传递动力和承载载荷最主要的零部件之一。因行星齿轮轮系在相同的传动比下，较普通齿轮传动系具有体积小、质量轻、结构紧凑、承载能力大、传动效率高和运动平稳等优点，故己在汽车变速器中普遍运用。但在许多应用场合，其动态特性如模态、振动与噪声等，是影响行星轮系可靠性、寿命等的关键因素川。因此，我们在设计行星齿轮轮系时，应事先知道轮系的固有频率，避免与转动频率相同而发生共振。
1行星轮系的结构设计和模型的建立
1.1行星轮系传动方案及工作原理
并联行星轮系自动变速器采用普通的NUW型三元件行星轮系，其工作状态稳定可靠，工艺性好，制造成本低叫。通过综合考虑变速器的减速比，将行星轮系的减速比初步选定在3~4左右较为合理。选择性输出并联行星轮系自动变速器，可以通过两组离合器使行星轮系实现行星差速传动和直接传动两种不同的传动比。实现直接传动是通过一组离合器分开，另一组离合器啮合，使齿圈与行星架固定，此时的行星轮系相当于普通齿轮传动，不具有行星差速传动功能，因此此时的行星轮系不具有减速效果，其传动比为1;行星差速传动是通过一组离合器啮合，另一组离合器分开，使齿圈与箱体联接，即齿圈固定，从而使行星轮系具有行星差速传动功能。
1.2行星轮系结构设计
在装配过程中，太阳轮8通过花键与中间轴连接，将AS3552垫圈(1mm厚)15，AXK3552推力滚针轴承14和推力滚针垫圈(厚)12配合成两组，分别将两组中的推力滚针垫圈(厚)12与太阳轮8两端而配合，从而限定左、右行星架1和10的轴向位置。行星架(右)10通过两对滚针轴承与中间轴配合，将3个柱销分别与行星架(右)孔配合，再将3个行星轮通过两对滚针轴承与柱销配合。通过柱销定位，使行星架(左)1与柱销配合，其轴向位置可由AS3552垫圈(<1 mm厚)15来调控，左右行星架通过M8X35螺钉n固定连接。齿圈通过卡环与齿圈啮合牙嵌浮动连接，采用卡环弹性件的均载系统，在不均衡载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性变形，从而达到各行星轮间载荷分布均匀的目的叫。
1.3行星轮系三维模型
应用Pro/E进行三维造型设计，行星轮系的三维模型爆炸图和简化模型。
2行星轮系模态分析
2.1行星轮系模型的导入和定义材料属性
ANSYS Workbench是LAD系统和用户仿真设计的集成平台，在此平台上用户可以根据自己的需要选择与各种程序模块交互。通过Pro/E与ANSYSWorkbench链接将模型导入，再设置轮系各齿轮材料属性。在该行星轮系中，太阳轮和行星轮所用的材料均为20CrMnTi。由于齿圈在热处理时变形较大，将会影响到整个行星轮系的啮合特性，故该齿圈选用的材料为40CrMo。模态分析不需要施加载荷，所以只定义材料的密度、弹性模量、泊松比3种属性。Engineering Date中可以定义上述材料属性，20CrMnTi材料密度为7 860 kg/mj，弹性模量为2.12 X1011 Pa，泊松比为0.289;40CrMo材料密度为7 850 kg/mj，弹性模量为2.12 X 1011 Pa，泊松比为0.280 02.2有限元模型网格的划分和边界条件定义
在给模型划分单元之前，首先应设置单元边长，这对后续求解非常重要。如果网格单元设置过大，将可能出现划分单元畸变;若网格单元设置过小，又会花费过多计算时间。综合考虑两者之间的关系，设置单元边长为3 mm，对轮系的齿轮采用多域扫掠法进行网格划分。接着，需要对行星轮系施加自由度约束。对于太阳轮，只需要施加圆柱(Cylindrical Support)约束，可以限制轴向和径向的自由度，不限制太阳轮的切向自由度;对于行星轮，需要建立局部柱坐标系，柱坐标系的原点位置就设置在行星轮的中心处，定义设置完局部柱坐标系后，激活该坐标系，然后约束中心孔内所有节点的:方向的自由度;对于内齿圈，在Work-bench中采用完全固定约束(fixed)，即对齿圈内所有节点自由度进行完全约束。完成对自由度的约束后，在Analysis Setting、中设置求解前16阶固有频率。
2.3行星轮系的结构改进分析
从模型振型图可知，当其振动频率达到固有频率时，主要是在太阳轮位置处振动幅度达到最大，其最大振动位移分别为11.137 mm, 10.119 mm, 18.613mm,9.95 mm,16.872 mm和17.67 mm，该振动幅度远远超过允许位移量，故太阳轮最先破坏，导致整个行星轮系破坏，从而直接影响变速箱的正常工作。通过模态分析，可以事先知道行星轮系达到共振的大致频率范围，从而在实际设计中通过改变材料的刚度、密度或是结构形式来避免行星轮系长期在共振频率下工作，从而避免该零件的破坏。
3结语
自动变速器行星齿轮系的四步教学法 篇3
关键词：自动变速器；离合器；制动器
在职业学校汽车自动变速器教学过程中，需要系统教学方式教授学生知识。
第一步：打好理论基础，熟练单排行星轮系。
学生要掌握单排行星轮系的运动规律，重点要掌握以下两个基本内容：①单排行星轮系中三元件的转速特性。单排行星齿轮机构是由太阳轮、齿圈、行星架及若干行星齿轮组成。设太阳轮、齿圈、行星架三者的转速分别为n1、n2、n3，太阳轮如果转动，那么行星齿轮的运动将会是既绕着自身中心轴线自转，同时又被行星架带着公转，这种复杂的传动，用传统的定轴轮系的方法求传动比就行不通了。运动学中：一个机构整体的绝对运动并不影响其内部各构件间的相对运动。因此，可以让整个行星轮机构处一个平台，这个平台是以太阳轮轴线为中心，做n3的旋转运动，正好与行星架的转动速度一样，但方向相反，那么根据相对运动的知识，此时行星架静止，太阳轮以n1-n3速度旋转，齿圈以n2-n3速度旋转，这种状态就符合定轴轮系的运算方法了。
=-=-α n1+αn2-（α+1）n3=0
此式为行星轮系中太阳轮、齿圈、行星架三元件的转速特性方程，式中，α=Z2/Z1。
②八种不同的传动方式。由转速特性方程可以看出，三个元件中太阳轮、齿圈、行星架，一个作为动力输入，一个作为动力输出，第三个原件固定不动，那么整个机构会以一定的速比传递动力。通过上述组合，可得到六种不同的传动方式。
如：当齿圈固定，太阳轮主动，行星架从动时，由此式中的n2=0，故i=1/（α+1）
可知此时机构为减速运动。同理，可推出其他的五种传动方式。
另外，还有两种重要的传动方式也要给学生提到：如果把这三个元件中任意两个连接在一起，那么第三个元件必然与前两个同步运转，速度相等，此为第七种传动，传动比为1：1；如果对元件不进行约束，那么只有两个元件输入输出，另一个自由运转，那么这个动力无法传输出去，相当于空挡状态。
通过对行星轮系理论基础知识的补充，学生在学习这部分内容时，能真正理解齿轮变速的原理及传动比的算法，消除了对公式的疑虑，对后续的三排行星轮系的组合传动打下良好基础。
第二步：引导学生思考分析，举一反三，理清各档传动路线。
在自动变速器项目教学时，分析各档位的传动路线及执行元件工作情况是一项重点内容。虽然自动变速器行星轮传动时档位较多，但其传动原理是我们在第一步中重点学习过的，所以我们只需有针对性地挑选一个档位重点分析，然后再进行引导，让学生自己按思路分析其他档位。
以这款经典的自动变速器A341E为例，它由三组行星排组合成的具有四档齿轮变速，在讲授时可以选取比较典型的D位1档为例，汽车在D位1档工作时，从涡轮来的动力输入轴传给超速排的行星架，超速挡离合器C0和单向离合器F0的工作，将超速排的太阳轮和行星架连在一起，这样整个超速排就以1：1的传动比将动力经超速排的齿圈直接传给中间轴。前進档离合器C1的工作，中间轴将动力通过C1传到前排的齿圈，而前排行星架和后排齿圈是直接与输出轴固定连接的，所以行驶阻力会阻止前行星架的转动，动力自然就传到前后排一起共用的太阳轮。对于后排，行星架被单向离合器F2的逆向制动，后排太阳轮就就将动力传给后排齿圈，而后排齿圈与输出轴连在一起，即动力从输出轴传出。同时，前排齿圈的动力也传到与输出轴连在一起的前排行星架上，即D为1档的动力是由前排行星架和后排齿圈一起传出的。
除了分析档位路线，还要让学生明白：离合器、制动器、单向离合器在系统中的作用及作用时机。这些执行元件只有在行星轮机构中将元件的离合、制动等才能实现传动速度、方向的改变，才能适应变速器实际运行的需求；在引导学生分析时，最重要的是要让学生学习分析的方法，方法掌握了，那么不同结构型号的变速器也能快速适应。
第三步：在档位路线对比中加深理解。教师在引导学生分析各档位工作情况时，更重要的是归纳总结，帮助学生理清思路，将复杂的内容简化，帮助学生理解和记忆。例如D位1档和2档的传动路线，如下图1和图2所示。
[图2 D位2档路线][图1 D位1档路线]
通过对比，1、2档工作的传动路线的异同之处就一目了然。在不同档位时，各离合器、制动器、单向离合器的工作情况也清晰明了，对自动变速器整体控制思路有初步认识，使学生进一步加深理解。同时，也能对后面液压控制系统的学习打下基础。
第四步：理论与实践结合。
学生在掌握了原理后，在随后的装拆实操过程中，由于自动变速器的传动形式和结构较为复杂，理论与实际跨度较大，学生要掌握有一定的困难。所以本人在教学时采用了以下方式：首先，借助变速器拆解下的行星轮组件，演示行星轮的各种传动方式，让学生对各部件的结构及传动方式有直观的认识；其次，对照结构示意图找出实物中的各个部件，一一对应上，同时弄清各部件之间的装配关系；最后，通过对各部件零件反复熟悉，能够将各个组件熟练拆装，并能表述其名称、作用及装配关系，拆装技术要点，最终能够把所有组件组合在一起，实现整体拆装。
现在汽车技术的发展日新月异，自动变速器也有越来越多的新技术应用，对教师来说，需要我们联系实际继续学习、改进，找到合适的教学方式方法来适应发展的需要，来培养出适应现代企业实际需求的技能型人才。本文中自动变速器行星齿轮系的四步教学法都是本人在日常教学过程中总结运用的一些方法，可能有不足之处，希望能起到抛砖引玉的作用。
参考文献：
[1]刘岩东.汽车自动变速器构造与原理解析[M].北京：机械工业出版社，2010.
辊压机行星减速器的使用 篇4
随着我国水泥工业的快速发展,辊压机作为水泥粉磨作业中的前处理或终端处理手段,对降低单位产品的粉磨能耗,提高粉磨效率有着显著的效果(生产吨水泥可相对节电3～5kWh,产量提高近一倍,并可挤压出近30%的成品细粉)。其核心动力传动装置为两台大功率悬挂式行星减速器,对辊压机的安全、高效运行起到至关重要的作用。本文就我所制造的大功率行星减速器使用中应当注意的问题作一阐述。
2 行星减速器的主要性能参数
(1)功率范围:220～1250kW,共14种规格
(2)公称传动比:i=40,45,56,63,71,80
(3)公称输入转速n入:=1000r/min,1500r/min
(4)额定输出转矩T出:=200～1050 kN·m
(5)工作噪声:<80dBA(满负荷,距离1m处)
(6)传动效率:η=0.96～0.98
(7)设计寿命:10万小时
3 行星减速器、锁紧盘的安装与拆卸
3.1 减速器的安装
减速器在安装前应用柴油或轻机油反复窜洗,以保证腔体内部的清洁度达到要求(清洗时间应不少于3h)。检查减速器输出轴轴孔与辊子轴头的安装配合尺寸,这一点非常重要。因为减速器输出轴轴孔和辊压机辊子轴头的配合尺寸在某些情况下可能出现超差,如果安装人员未经检查就直接安装,则在配合间隙过小的情况下,可能出现减速器无法装上辊子轴头的情况;强行安装,可能对减速器输出轴内孔或辊压机辊子轴造成损伤。另一方面,如果配合间隙过大,则可能出现锁紧盘虽然按额定力矩安装好了,但是减速器输出轴轴孔和辊压机辊子轴头的配合面却无法产生所要的压强。在这种情况下,带料工作时,减速器的空心轴和辊子轴头的配合面可能会产生相对转动,这会严重损伤辊子轴头和减速器输出轴,并可能导致配合面胶合,造成重大损失,应当坚决避免出现这种情况。
安装减速器前,首先对辊压机轴头和减速器出轴内孔进行脱脂处理,然后用丙酮清洗上述部位,保证辊压机轴头和减速器输出轴内孔无任何油污、灰尘、纱线等杂质。减速器在往辊子轴端安装过程中,应对减速器出轴内孔和辊子轴端外圆进行找正,避免空心轴在装入过程中与辊子轴端由于歪斜而无法装入。在安装过程中,严禁用千斤顶一端顶在减速器输入轴上,另外一端顶在电机轴上加力,以免造成减速器输入轴变形或损坏输入轴的支撑轴承。另外由于电机轴承不能承受轴向力,这样很容易损坏电机轴承,导致电机无法工作。
在和电机轴联接前,用手盘动半联轴器,转动应灵活。电机和减速器通过可伸缩带花键的万向接轴联接,按照辊压机装配要求的同轴度调整电机出轴和减速器输入轴的相对位置(ϕ0.05mm)。减速器输入轴与半联轴器必需热装,严禁打击装配。减速器安装完成后,手动转动万向接轴,正反转、转动灵活。
减速器带料运行前,应空负荷运转8h,减速器运转平稳,无异常冲击振动和噪声,各接合面及密封处无渗漏油,再带料运转。
注意事项:安装减速器前就必须预先将扭力架安装到减速器上,并用螺栓固定好。在以后的工作中,每次开机前,手动转动万向接轴,正反转、转动灵活,再加电开机。
3.2 锁紧盘的安装
操作人员应对锁紧盘的联接原理有基本的了解,并在联接表面涂不含二硫化钼的润滑脂。
锁紧盘联接螺栓在安装前应全部松开,各联接件的相对位置测量符合安装要求后方可拧紧锁紧盘联接螺栓。用力矩扳手逐个逐渐拧紧锁紧盘联接螺栓,每次用1/4的额定力矩值拧紧,逐渐达到要求的额定力矩值。安装完毕,应对外露部分涂上防锈油。处于露天或恶劣环境作业时,应定期涂防锈油,并在可能的情况下加装防护装置。
3.3 拆卸
更换辊压机主轴、轴承、密封(或维修减速器)时,需要将减速器从辊压机主轴上拆下来。而在一些现场经常出现拆卸困难,甚至使用大吨位的千斤顶也难以将减速器从辊压机主轴上拆下来。主要原因是减速器输出空心轴同辊压机主轴在局部接合处产生胶合、错位现象。为此,需将减速器输出空心轴作结构上的改进,以方便拆卸。图1、2为两种常用的改进结构。
图1所示为“高压油孔结构”,在轴端面沿轴线方向钻一深孔,并在径向合适位置取两截面钻两通孔,两径向油孔的上端用高压螺塞堵住。拆卸时(此时先松开锁紧盘的全部联接螺栓,用斜锲分开锁紧盘的两个压板,并确定锁紧盘的内锥套已处于完全松开状态)在轴端面内螺纹接口处接高压油管接头,逐渐加压(5～10MPa)将空心轴“涨开”(此时会产生极大的径向和轴向力),空心轴只要产生轴向移动,就会很容易将整机拆下。
图2所示为“开缝结构”,沿轴线切两条缝(线切割),缝宽2～3mm,长度根据结构确定,并在末端开“止裂孔”。锁紧盘在达到额定力矩时,空心轴同整体结构一样传递扭矩。当锁紧盘全部松开时,空心轴会产生轻微的“开口”,此时在外力的作用下也会比较容易拆卸(使用此结构一定要注意:锁紧盘必需按额定力矩要求锁紧,不能产生滑动现象,否则空心轴会损坏)。因此必需经常检查锁紧盘的锁紧螺栓,确保达到额定锁紧力矩。
4 软启动安全联轴器的使用
4.1 采用软启动安全联轴器的必要性
由于辊压机转动部分自重较大,其转动惯量一般在1200～6000 kgm2(特别在大功率段),静摩擦系数较大,此类设备为大惯量启动设备,其驱动电动机的启动为带载启动。
带载启动带来的直接危害是:
(1)工作机传递给电动机的需克服的转矩超过了电动机的启动转矩,造成电动机满载启动,甚至超载启动,启动电流过大,对电动机及电网均有不良影响。
(2)由于电动机从零速开始大转矩启动,机械部分无缓冲时间,对机械部分造成冲击载荷。这些都直接影响到设备的长期运行。
改进传动系统,使电动机近似空载启动(软启动),是保证设备长周期运行的重要措施。
实现电动机的软启动,其方式主要有电气及机械两大类。对低压380V电动机,可配置电气软启动器,对高压电机一般采用机械方式,通常是在电机和减速器之间加装液力耦合器或软启动安全联轴器。
液力耦合器是利用液体动能及势能来传递动力的液力传动部件,在液力耦合器中充有工作油,当电动机启动时,主动轴带动泵轮旋转,叶轮流道中的油在叶片带动下,由于离心力作用,由泵轮内侧流向外缘,形成高压高速油流冲击涡轮叶片,使涡轮转动并带动从动轴旋转,将动力传递到工作机。
当转速较小时,高压油压力及流速不够,涡轮相对泵轮滑动,电动机近似空载启动,当转速达到一定值时,高压油压力及流速足够,使涡轮克服工作机转矩,与泵轮同步旋转,工作机完全被启动。
液力耦合器作为电动机软启动装置,已应用多年,但其缺点是质量大,尺寸大,对大功率更是如此。如功率P=560kW,转速n=750r/min的型号,其外径D=1120mm,总长度L=722mm,质量W=600kg。这样的质量对减速器的轴伸及电动机的轴伸是无法承受的。
钢球式软启动安全联轴器由于其质量轻,尺寸小,易实施改造,维护工作少(基本上免维护),已作为设备软启动的首选。
4.2 钢球式软启动安全联轴器的原理及特点
软启动安全联轴器通过钢球的离心压力产生的摩擦力传递转矩,通常将联轴器装在电机端。当电机启动时,由于转速很低,离心力很小,其产生的摩擦力也很小,联轴器打滑,主动侧随电机旋转,被动侧(减速器一侧)静止,电机为近似空载启动。随着转速的增加,摩擦力逐渐增大,联轴器的被动侧带动工作机(减速器入轴)开始旋转,直到与主动侧同步旋转,电机的整个启动过程是一个平稳的逐渐加载的过程,实现了电机的“软”启动,改变了普通联轴器联接时的“硬”启动方式。
当辊压机过载或卡死时,由于转矩超过了设计摩擦力可传递的转矩(设定转矩),联轴器打滑,防止了机械部件的损坏及电动机的烧毁。
软启动安全联轴器的结构如图3所示。
联轴器的工作过程为:主动轴带动转子旋转,转子上的叶片将壳体内的空腔分成2～6等份,叶片推动空腔中的钢球作圆周运动,钢球由于离心力作用沿联轴器半径方向运动,逐渐贴紧在壳体内壁,并沿壳体内壁滑动,随着转速的升高,钢球与壳体内壁间的摩擦力达到一定值时,钢球带动壳体旋转,达到同步状态。壳体通过销轴组件带动半联轴器旋转,将动力传递到工作机。
软启动安全联轴器的主要特点:
(1)软启动性好。原动机启动时,联轴器处于打滑状态,可将带载启动变为近似空载启动,实现原动机的软启动。
(2)可靠的过载保护并可调节。当工作机过载或卡死时,联轴器打滑,限制了功率的增加,当异步电动机因过载导致转速下降时,联轴器可传递功率随转速迅速下降,有效保护电动机不被堵转。增减钢球的填充量,可调节过载保护功率值。
(3)减振性好。钢球在传力过程中相互间的弹性运动可吸收传动系统的振动。
(4)节省能源与设备费用。由于实现了软启动,降低了启动电流,缩短了峰值时间,降低了能耗,同时,减小了设备的启动冲击,节省设备维修费用。
(5)安装拆卸方便,工作可靠,运行中无需维护,承载能力大,外形尺寸小。注意事项:长时间打滑发热严重,不适用于频繁启动或频繁换向的场合。
5 循环润滑装置的选用
减速器润滑不合理是导致齿轮、轴承等失效的一个重要原因,据有关资料介绍,国内减速器因润滑不合理导致的失效占整个失效事故的25%左右。良好的润滑是保证减速器正常工作的前提条件,减速器制造厂家、主机厂、用户都应对此给予高度重视。
5.1 润滑的作用
润滑的主要作用是在减速器各个工作的零部件的接触面之间形成油膜,减少零件接触面间的摩擦,并带走传动中产生的热量,使零件温度不致过高,吸收冲击和振动,降低噪声,排出杂质。
5.2 润滑油的选择
润滑油的选择取决于减速器的工作速度、载荷和环境温度。选择润滑油的重要参数是油的粘度。辊压机减速器属于典型的低速重载运行,并且要承受系统频繁的载荷波动,所以应选择高粘度的齿轮油。推荐使用粘度等级为L-CKC220(L-CKC320)工业极压(EP)齿轮油。
5.3 润滑油的使用
在减速器安装调试完毕带料运行一个月后进行首次换油,并用N100低粘度机油清洗减速器内部(对润滑站的过滤器也要清洗)。初次使用的润滑油经过滤仍能使用,可用125μm的滤网过滤。以后每连续工作六个月对减速器润滑油进行更换,并对减速器内部和润滑站的过滤器进行清洗。
5.4 循环润滑油站的选择
辊压机减速器是典型的低速、重载工况,并且基本上是24h连续运转,因此必需采用稀油循环润滑。
目前普遍采用的是自身循环润滑,即以减速器箱体作为油箱。这种配置的优点是结构简单,占地面积小,造价低。由于不另设油箱,油液中的杂质就容易沉淀在减速器箱体内,并对齿轮、轴承等产生不良影响。而且这种配置由于减速器箱体本身容积有限,因此总油量也有限,单位油量的循环次数多,易造成油品的老化。特别在寒冷地区冬季,如果减速器较长时间停机,则必需将减速器箱体内的润滑油放掉,否则再开车时会造成启动困难。因此笔者推荐辊压机减速器循环润滑系统应选择带单独油箱的油站。
润滑系统的工作介质是粘度L-CKC220(L-CKC320)工业极压(EP)齿轮油。润滑系统的公称压力为0.4MPa,过滤精度为125μm。冷却水温度要求≤30℃,冷却水压0.2～0.3 MPa,温降≥8℃。
稀油站油泵电动机和减速器驱动主电机启动顺序联锁,油泵电机不启动主电机不能启动。油泵电机启动后,查看压力表、温度表显示是否正常,油流是否畅通,润滑管路是否有渗漏。
工作时,润滑油经齿轮泵排出,经单向阀、双筒网式过滤器和冷却器后被直接送往润滑点,而热油经回油管路流回油箱。
在润滑管路中应设置安全阀,通过调节安全阀确定工作压力。当工作压力超过安全阀的设定压力时,安全阀打开,实现溢流作用,确保系统的安全。
6 减速器的维护
辊压机减速器由于工况恶劣,在高粉尘、强冲击、重载荷下工作,而且基本上是24h连续运转,因此作好日常维护,对辊压机长期高效工作有重要的作用。
每天应对减速器运转情况作记录,并注意减速器有无异常冲击、振动产生。应特别注意工作温度不要高于75℃,减速器在高温下长期工作,润滑油容易变质,密封圈也易老化。若在夏季出现高温,可在减速器旁设置一风机,对减速器表面进行风冷降温。实践证明,此法比较有效,通常可降温5～8℃。
每天应对稀油站进行检查,观察油压是否正确,过滤器、冷却器是否正常,并定期清洗过滤器滤网。在清洗过滤器滤网时注意滤网上有无片状金属物。若产生大量片状金属物,表明轴承或减速器齿轮齿面可能出现剥落,应及时进行检查更换,否则可能会引起更大的损失。
定期检查锁紧盘螺栓,确保达到额定锁紧力矩。这一点很重要,确保锁紧盘不能打滑,否则会引起减速器空心轴和辊压机主轴产生错位、粘连,影响使用及以后的拆卸。
表1为减速器在日常工作中常见的一些故障及处理办法。
7 结论
矿用行星减速器噪声的综合控制 篇5
噪声是施工现场环境的重要指标, 是衡量减速器质量水平的重要指标, 同时也是减速器整机设计参数、制造精度、安装优劣等情况的综合反映。随着产品标准的国际化, 行业对减速器噪声值的限定更加严格。而大功率行星减速器又因所处恶劣的工况、大承载、大安全系数和特有的均载机构等因素给噪声控制增加了新的课题。减速器噪声产生的根本原因是:1) 齿轮啮合齿对周期性的碰撞与连续冲击, 导致齿轮受迫振动而产生噪声。2) 啮合齿之间不可避免的相对齿面滑动, 这种齿面摩擦会引发齿轮自激振动而产生噪声。
行星减速器是个复杂的承载机构, 噪声来源与影响因素也较多。30多年来, 大陆公司积累了很多减速器噪声的控制办法, 大致归纳为以下几方面:
1) 减速器齿轮啮合参数的选择、润滑方式选择、箱体材料选择是控制噪声的前提。
(1) 根据使用要求全面优化啮合参数。适当增加齿轮齿数、减小啮合角能增加齿轮重合度, 降低齿轮啮入时冲击速度。选用小螺旋角斜齿轮可以增加承载的齿数, 提高运转平稳性, 并合理分配变位系数能降低齿面滑动率, 合理选择侧隙可以保证齿轮在高温和一定制造误差下不“卡死”, 又能降低齿面排气速度确保润滑状态, 又可以保证齿轮啮合时冲击较小, 通过大量生产实践证明有效降低了噪声。
(2) 合理选用润滑方式, 润滑油种类和用量。长期重载使用的齿轮副, 会因表面质量的恶化而加速磨损, 因此润滑油牌号必须根据减速器的结构形式、使用油温和工况载荷等指标适当选用。工作油位范围也须严格控制, 并建议采用局部强制润滑。良好的保护油膜可以很好的保护齿面, 降低齿面磨擦带来的噪声。
(3) 合理选择箱体的结构和材料。箱体是减速器噪声的主要辐射体, 合理选择箱体材料和安装方式能调整箱体固有频率, 设置筋板增加箱体刚度, 保证箱体密封性。以上优化办法, 都可以减少箱体对内部齿轮激振的响应, 避免共振, 降低噪声。
(4) 合理设计结构和控制均载机构公差对控制噪声也有较大作用。行星减速器复杂的结构和特有均载机构要求我们必须严格论证整个轮系的承载状态。如常用的太阳轮浮动均载机构中, 太阳轮和齿圈同时与多个行星轮进行啮合, 所以我们必须严格控制太阳轮的公法线长度一致性, 并保证各行星轮轴、太阳轮、齿圈轴线的同心度要求等, 以控制不均匀性和浮动量, 降低机构噪声。
下表 (表1) 是《机械设计手册》第五版 (闻邦椿, 主编) 列出各项因素对噪声影响的估计值, 仅供参考。
2) 齿轮和箱体的加工精度和齿轮修形方式是整机噪声控制最重要的因素。根据本公司大量实践验证, 齿轮磨齿达到6-7级后, 噪声较精度在8-9级齿轮明显降低, 若同时对齿轮修形, 噪声会大幅降低。高精度设备加工的箱体, 整机噪声也明显较小。合理使用加工设备, 综合控制齿轮和箱体等关键件的制造精度, 成为控制减速器噪音的核心。
(1) 提高齿轮加工精度是噪声控制的基础。齿轮的加工精度对齿轮系统噪声有着重要的影响。齿轮加工精度有三个方面标准:平稳性、准确性、齿面接触情况。提高加工精度有助于降低齿轮系统的噪声, 在各单项轮齿误差中, 平稳性项目中的齿形误差和基节误差对噪声影响较大;齿轮副在接触斑点不好的齿轮副局部弹性变形过大, 引起明显产生偏载, 也会引发异常噪声;齿轮传动的准确性误差, 影响齿轮的动态平衡, 而引起轮系振动而产生噪声。在行星机构中, 减少行星轮轴的位置度偏差和太阳轮的基节偏差, 对行星部的均载效果提高明显。齿轮精加工后的表面粗糙度对齿面摩擦噪声的影响也很明显。提高齿轮表面粗糙度能改善齿面润滑和降低齿面磨损, 对齿面保护和噪声控制有一定好处。
(2) 正确选用齿廓修形和齿向修形是控制噪声最简单有效的办法。齿形制造误差和安装误差, 承载后的弹性变形和热变形, 啮合过程中的冲击和偏载, 大大提高了啮合噪声。重载齿轮传动过程中, 符合理论齿形的轮齿在运转初期噪音较大, 且低速级齿轮的齿根会出现啮合咬伤条纹。这是因为轮齿在啮入处较大的冲击载荷, 使齿尖部产生大的弹、塑性变形, 形成冲击并损伤齿面。重载齿轮和有平稳性要求的齿轮进行齿廓修形。齿轮承载后齿形必然会发生弯曲和扭转弹性变形, 齿轮加工和热处理造成的初始齿向误差、平行度误差、中心距误差等都会引起齿向接触不均匀, 造成齿轮偏载, 增加噪声值, 故必须进行齿向修行控制噪声。尤其是重要均载件, 如太阳轮, 因其特殊作用, 偏载无法用加工精度来消除, 所以进行齿向修形来控制偏载产生的噪声非常必要。
修形方法和修形量应根据冲击和偏载的成因和严重程度决定, 各减速器生产企业的标准各异, 常用的齿廓修形办法有齿顶修缘和齿顶倒角, 本公司推荐重载齿轮应成对进行齿廓修形, 齿高方向从齿顶尖向下 (0.5-0.6) ×m范围, 齿厚修形量 (0.016-0.02) ×m。非重要齿轮或无修形设备, 可在渗碳前对齿顶倒角, 以减少了热处理开裂倾向。重载齿轮的齿向修形长度推荐为L≤0.1×齿宽+5mm, 齿厚修形量≈ (2-3) Fβ。特殊齿轮 (如太阳轮) 应该修鼓形齿, 根据承载情况计算选取。
(3) 箱体加工精度对噪声影响不可忽视。箱体轴承孔中心距误差和平行度误差对减速器噪声有较大影响, 实践证明, 箱体采用高精度加工的减速机在噪声值稳定性方面明显优于箱体用普通镗铣床加工的减速器。
3) 装配过程是减速器制造的重要环节, 安装造成的减速器质量事故不胜枚举, 好的装配方式和装配工艺是减速器整机使用性能和噪声控制的保证。
(1) 合理控制齿轮的侧隙和接触区域, 能保证齿轮更好的承载状态;合理控制轴承径向的游隙, 能保证轴承具有较好的刚度;合理调整轴承轴向间隙, 能减少轴承端面振摆量。对噪声综合控制有较大作用。
(2) 合理选择各轴、齿轮、轴承等关键零部件的装配形式, 必要时可借助压力设备, 但必须避免野蛮安装, 好的装配方式能保证各零件好的承载状态, 避免残余装配应力引起噪声。
(3) 保证装配中无杂物进入齿轮箱。装配前必须对齿轮、箱体等进行清洗, 防止有铁屑和杂物等进入箱体。
机器人3K行星机构关节减速器设计 篇6
1 3K行星机构
1.1 机构组成
3K行星机构组成如图1所示, 1为固定内齿轮 (齿数为Z1) , 2为输出内齿轮 (齿数为Z2) , 3为行星轮与齿轮1啮合端齿轮 (齿数为Z3) , 4为行星轮与齿轮2啮合端齿轮 (齿数为Z4, 轮3和轮4组成行星轮) , 5为太阳轮 (齿数为Z5) , 6为行星架。工作时, 齿轮5转动, 带动齿轮3自转的同时还要绕着中心公转, 由于齿轮3和齿轮4是固定的, 所以齿轮3和齿轮4的运动状态相同, 齿轮4再带动齿轮2转动, 齿轮2即为减速器输出。
1.2 机构约束条件
在进行3K行星轮减速器的设计时, 必须要满足该机构本身结构的约束条件。
(1) 同心条件
要使3K轮系能够正常转动, 它的三个基本构件的回转轴线必须在同一条直线上, 即
式中a35、a13、a24分别为齿轮3-5、1-3、2-4啮合副的实际中心距。
(2) 安装条件
在3K型传动中, 为了计算和安装的方便, 通常取所有的中心轮的齿数均为行星轮个数np的倍数, 即
式中C表示整数
(3) 邻接条件
为了保证减速器中各行星轮在相互运转的时候不产生碰撞, 必须使得相邻两行星轮的中心距大于两轮齿顶圆半径之和, 实际应用中其差值一般要大于齿轮模数m的0.5倍, 即
式中a35为齿轮3、5啮合副的实际中心距;d35为行星轮3齿顶圆直径。
2 设计约束条件
在实际设计过程中, 除了要满足机构本身的装配条件之外, 还要满足工作要求条件、齿轮标准模数条件以及齿轮机构的承载能力等其他一些约束条件。
(1) 齿数条件
为了避免太阳轮加工时产生根切现象, 其齿数最小值应该不小于17, 即
(2) 标准模数条件
根据经验, 一般动力传动中模数应该在2到50之间, 且取标准值, 即
(3) 齿宽条件
齿轮宽度系数的范围为
(4) 传动比计算条件
3 K行星轮减速器传动比为
(5) 传动比误差条件
式中i′为设计中给定传动比, △i为传动比偏差系数。
(6) 效率条件
3 K行星轮减速器传动效率η为
式中ψ为减速器齿轮1-3啮合、2-4啮合的损失系数之和, 其他参数同上。
(7) 齿面接触疲劳强度条件
满足齿面接触疲劳强度要求:
齿面接触应力:
许用接触应力:σHP
应满足条件:σH≤σHP
式中:
KA为使用系数;
KV为动载荷系数;
KHβ为计算接触强度的齿向载荷分布系数;
KHα为计算接触强度的齿间载荷分配系数;
ZH为节点区域系数;
ZE为弹性系数;
Zε为重合度系数;
Zβ为螺旋角系数;
Ft为端面内分度圆上的名义切向力;
b为工作齿宽;
u为齿数比。
式中“+”号用于外啮合, “-”号用于内啮合。
下文将对太阳轮5进行齿面接触疲劳强度的校核。
(8) 齿根弯曲疲劳强度条件
满足齿根弯曲疲劳强度要求:
齿根弯曲应力:
许用弯曲应力:σFP
应满足条件:σF≤σFP
式中:
KFβ为计算弯曲强度的齿向载荷分布系数;
KFα为齿间载荷分布系数;
YFα为齿形系数;
YSα为应力修正系数;
Yε为重合度系数;
Yβ为螺旋角系数;其他参数意义同前。
下文将对齿轮2进行齿根弯曲疲劳强度的校核。
3 设计
行星齿轮传动的体积基本上决定了产品消耗材料的数量、制造的成本以及空间布置的难易程度, 是一项非常重要的综合性目标, 而3K类行星减速器的体积主要是内齿轮1和内齿轮2的体积之和, 因此选择内齿轮1和2的体积之和作为体积计算简化式, 即
从大量初始方案中选取符合条件的最优几组方案, 见表1。
分析表1可知, 三种方案的效率非常接近, 在传动比和强度等约束均满足的条件下, 方案3的体积最小, 因此方案3是最好的方案。
结语
本文通过对3K行星机构结构原理以及各种约束条件的分析, 结合实际机器人减速器的设计要求, 设计出了一种可行的大传动比、高效率、小体积的机器人关节减速器的设计方案, 具有一定的参考与应用价值。
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行星减速器 篇7
SRT55C矿用汽车轮边减速器是典型的NGW行星减速机构, 由1个太阳轮和4个行星轮、1个内齿圈和1个行星架等零件组成。太阳轮是主动轮, 它和4个行星轮 (从动轮) 相啮合。涉及轴承装配有4个行星轮、4个行星轮轴、4个配对单列圆锥滚子轴承、4个螺栓和4个螺母。在轴承装配之后, 要求4个行星轮均能手动灵活转动。但是在总装后, 有的行星轮转动沉重, 有明显的阻滞感, 达不到装配质量要求。通过和国外著名的轴承制造厂家, 如美国的TIMKEN和瑞典的SKF公司进行多次的技术交流和沟通, 以及翻阅相关技术资料, 解决了这一问题。
滚动轴承的游隙和预紧
滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。轴承的游隙是指在无载荷时, 其中一个套圈固定不动, 另一个套圈相对固定套圈由一个极端位置到另一个极端位置的移动量。游隙分为径向和轴向两种。滚动轴承游隙保证滚动体正常运转、润滑以及作为热膨胀的补偿量, 直接影响轴承的正常工作与使用寿命, 从而影响到设备的正常运转, 因此对游隙的调整是滚动轴承装配中一个十分重要的课题。
滚动轴承在工作状态下都具有一定的游隙, 但为达到特定的目的, 在装配轴承时通过方法调整, 使轴承获得一定的内部载荷, 以负游隙状态使用, 这种使用方法称为预紧。滚动轴承的预紧方式可分为轴向预紧和径向预紧两类。其中, 轴向预紧又分为定位预紧和定压预紧。
轴承预紧的作用包括以下几个方面:
(1) 预紧消除了内部游隙, 每个滚动体都承受着一定的预载荷, 从各个方向支撑着套圈, 可以提高旋转精度, 使轴在轴向和径向能正确定位, 提高轴的旋转精度。
(2) 滚动体与滚道接触处都是弹性接触, 可以把滚动体看做弹簧。有游隙的轴承, 只有受力方向的几个弹簧支撑。预紧后的轴承, 各个方向都有弹簧支撑, 而且有一定的预压量, 承受载荷的滚动体数目比有游隙时多, 因此可以提高接触刚度。
(3) 预紧后, 受载滚动体数增加, 每个滚动体受的载荷减小, 同时可以把载荷比较均匀地分布在每个滚动体上, 因此可以提高轴承的使用寿命。
(4) 预紧使滚动体与滚道间建立起稳定的油膜, 提高了滚动体与滚道间的阻尼, 因此可以提高支撑结构的动态特性和降低噪声。
配对单列圆锥滚子轴承装配
在轴承配置中, 单个圆锥滚子轴承的负载能力不足, 行星轮轴需要作两个方向的轴向定位, 并且需要达到给定的预紧或游隙工况, 可以采用配对轴承来满足需求。因此美国TR60 (TEREX原图) 、SRT55C矿用汽车轮边减速器均采用美国TIMKEN轴承, 按背对背方式采用配对单列圆锥滚子轴承进行装配。轴承外圈型号为JH211710, 轴承内圈型号为JH211749。在背对背配置的配对轴承中, 两个轴承的外圈和内圈之间各有一个外隔圈和内隔圈, 通过对内、外隔圈不同厚度尺寸的调整, 确保轴承达到给定的预紧和正确的轴向游隙。两个轴承的负荷线朝轴承轴线分开, 图1所示是刚性相对较高的轴承配置, 并可承受倾覆力矩。轴承组可以承受作用在两个方向的轴向负荷, 但每个轴承仅能承受一个方向的轴向负荷。
TIMKEN公司已开发了配对轴承自动的游隙设置技术, 这一技术的优点为:
(1) 可提供无需调整的隔圈, 可以简化安装程序和避免安装错误, 降低装配成本, 从而缩短装配时间。
(2) 出厂时已经确定了轴向游隙, 可以将轴准确地轴向定位。
(3) 高径向和轴向承载能力。
(4) 易于维护, 可通过隔圈的润滑槽和润滑孔加入润滑剂。
轴向游隙的调整
轴向游隙的调整可以通过调整内、外隔圈的厚度尺寸来实现。这种调整是在轴承尚未装到行星轮轴上时进行的, 配对单列圆锥滚子轴承装配时, 其轴向游隙常用不同厚度的内、外隔圈进行调整 (见图2) 。
根据轴承的轴向游隙确定内、外隔圈的厚度尺寸。当两个轴承的轴向游隙为零时, 内、外隔圈的厚度尺寸关系 (图见2a) :
式中L1——外隔圈的厚度;
L2——内隔圈的厚度;
a1和a2——当轴承轴向游隙为零时轴承内、外隔圈的轴向位移值。
当两个轴承调换位置互相靠紧后, 测量尺寸A、B (见图2b) , 则A-B=a1+a2。所以, L1=L2- (A-B) 。
为了使两个轴承各有轴向游隙c, 则L1=L2- (A-B) -2c。
调整游隙用的内、外隔圈应精加工, 其厚度上偏差为0mm, 下偏差为-0.01mm或-0.02mm, 两端面的平行度不超过0.01mm。值得注意的是, 为了外、内隔圈厚度尺寸准确无误, 计算公式可以附加上公差, 结果用尺寸链的计算方式得出。
相关件的尺寸及公差见表1。
SRT55C轮边减速器行星轮内孔轴承装配工艺及原理, 如图3和表2所示。具体如下:
(1) 对所有的总成装配件必须严格认真清洗, 高的清洁度是总成件长寿命质量的保证。
(2) 将弹性挡圈9装入行星轮7内孔的卡簧槽内→将行星轮7均匀加热至125℃, 并保温2.5h→将一个轴承外圈10按背靠背的方式装入行星轮7右侧的孔内然后装入外隔圈3→在行星轮7孔的左侧装入另一个轴承外圈10。
(单位:mm)
(3) 行星轮孔内轴承的总装。将配对的单列圆锥滚子轴承按背对背的方式在行星轮7内孔进行组装。装配完毕将其平放在行星架小孔的凸台上→将行星轮轴16小头穿过行星轮架6的大孔, 对准轴承内圈11的内孔进行装配。由于其配合为松配合, 严禁装配时用力敲打, 以防轴承受到伤害, 直至装配到位。
(4) 将螺栓14和行星轮架6及行星轮轴16进行组装, 用拧紧力矩为470N·m的扳手拧紧螺母13。在螺纹轴向紧固力的作用下, 行星轮轴16的右侧端面紧压在右端轴承内圈11、内隔圈10和左端轴承内圈11上以及止推垫5、和行星轮架6上, 通过内、外隔圈实现轴承给定的预紧和轴向游隙。内隔圈厚度增加, 游隙加大;内隔圈厚度减小, 游隙减小。
(5) 对于自制内、外隔圈的厂家来说, 通过拆卸取出内隔圈, 更换合适厚度的内隔圈或在平面磨床上修磨内隔圈厚度至尺寸要求。这一过程往往要通过数次拆装才可实现。SRT55C要求行星轮轴和轴承内孔的配合为过盈配合, 对轴采用冷冻进行装配。因此, 要取出内隔圈十分困难, 但TEREX TR60 (美国矿用汽车型号) 由于采用的是松配合, 拆卸时就非常方便。
配合参数的比较
我单位向某主机厂按T E R E X的原图供TR60的零部件, TR60和SRT55C的图样几乎完全相同。提供的产品中包括TR60轮边减速器行星轮和行星轮轴等零件。通过和SRT55C的图样进行比对, 发现部分关键尺寸的公差配合有较大的出入, 详见表3~表5。
1.SRT55C的不足之处
(1) 轴承的内圈安装在行星轮轴上, 外圈安装在行星轮的内孔中, 轴承的装配全部采用过盈配合, 轴承的内、外圈装配之后径向尺寸均发生弹性变形, 一般轴承内圈因过盈配合而膨胀, 外圈则收缩, 配合的游隙小于原始游隙, 配合游隙发生了较大的变化。在这方面, SRT55C和TEREX TR60有大的出入。
行星轮轴的外径公差配合不应采用过盈配合, 应为松配合 (g6) 。采用过盈配合对于操作者来说, 拆卸内隔圈时相当困难 (通过修磨内隔圈的厚度以确保轴承的轴向游隙) , 可以说轴承不是使用坏的, 而是拆卸困难拆坏的, 对轴承应有的使用寿命带来严重威胁。由于是过盈配合, SRT55C行星轮轴装配时必须做冷冻处理, 装配工艺繁杂, 增加了装配中的工作量。
(2) 每一配对的单列圆锥滚子轴承的轴向游隙互不相同, 因此配对所用的内、外隔圈的厚度差尺寸也不应相同, 而是随着轴承游隙的变化而变化。SRT55C配对单列圆锥滚子轴承所用的内、外隔圈不论是多少对其厚薄差是同一数值 (内隔圈:9.478±0.015mm;外隔圈:8±0.015mm) 。我单位购买的一套由美国TIMKEN提供的配对单列圆锥滚子轴承, 供货时带有不需调整的内、外隔圈各一个, 直接安装就可以准确轴向定位。经检测其厚度尺寸为:外隔圈7.4150000-0.015mm, 内隔圈8.980000-0.015 mm。
(3) SRT55C内、外隔圈的厚度公差为±0.015mm, 而调整游隙用的内、外隔圈应精加工, 其厚度上偏差为0, 下偏差为-0.01或-0.02mm, 两端面的平行度不超过0.01mm。
(4) SRT55C轴承外圈与行星轮内孔的过盈配合过紧, 其配合性质为P7。
2.TEREX TR60的不足之处
TEREX TR60轴承的装配中, 行星轮轴上与轴承内圈相配的轴径公差配合过松, 轴径要求的尺寸为 , 河北汇工的要求尺寸 。过松的间隙配合会引起内圈对轴和挡肩的爬行和磨损, 从而使轴承过于松动而可能引起轴承和轴的损伤。
单列圆锥滚子轴承安装注意事项
(1) 轴承在安装中的清洁度对于滚动轴承的使用寿命影响很大, 因此对于确保作业场地及所用的设备工具、擦拭和润滑材料、轴承本身和相配零件的清洁度至关重要, 应特别加以注意和引起足够的重视。
(2) 轴承出厂前涂有防护油脂, 安装前不要清洗轴承, 防护油脂在投入运行后, 能充分和润滑油融为一体, 并参与正常的润滑, 对使用没有任何负面影响。同时在没有投入运行前, 在库房存放期间, 由于防护油脂的作用, 仍有可靠的防护作用。因此, 对用户的使用非常方便。
(3) 应提供合适的工具将内外滚道装配在轴上或轴承座孔内, 并避免将轴承损坏。
(4) 对轴承装配中应当避免在滚道上直接敲击, 避免轴承损伤。保持架最容易变形, 安装时注意尽量不让保持架受力。
(5) 为了安装的方便, 需要对轴承内、外圈进行加热或者冷冻, 但标准的轴承加热温度不得高于120℃或外滚道的冷冻温度不得低于-55℃。对于精密轴承, 其加热温度最高不能超过65℃, 冷冻温度不得低于-30℃。
(单位:mm)
(单位:mm)
行星减速器 篇8
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
[1]付圣林.齿轮传动回差对传动精度的影响[J].光电技术应用,2003(5):51-54.
[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.
[3]郭海军.2K-V型摆线针轮传动的精度分析与仿真研究[D].西安:西北工业大学,2005:399-400.
[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.
行星减速器 篇9
1.1 技术资料
1.1.1 额定输出力矩:Me=63000公斤·米
1.1.2 输入轴额定转速750转/分;实际输入轴转速500转/分
1.1.3 速比10.4165
1.1.4 减速器传动示意图如图 (1)
1.1.5 绞车驱动轮直径4米
1.1.6 该绞车提升速度图和力图见图 (2)
1.2 实际输出最大力矩与减速器额定输出力矩的比较
式中Fmax-绞车实际最大提升力27965公斤
R-驱动轮半径2米
该绞车不存在超载运行现象。
2 行星齿轮、太阳齿轮、内齿圈及行星轮轴承详查结果
我们对该减速器各齿轮、轴承进行了详查法相如下问题:
2.1 三个行星齿轮其中之一存在沿齿长局部受力现象, 且局部受力部分已经出现严重点蚀, 轮齿局部折断部分就在其中的两个齿, 行星轮点蚀部分和局部折断部分。
2.2 点蚀和轮齿局部折断的行星轮的两套支撑轴承其中一套严重磨损, 径向游隙变大。
2.3 行星轮轮齿局部折断后继续旋转掩坏太阳轮和内齿圈。太阳轮和内齿圈的损坏是行星轮轮齿局部折断造成的。
2.4 没有掩坏的齿轮齿面跑合良好, 齿面光洁度较高。
3 行星轮支撑轴承的寿命计算
3.1 轴承的技术资料急工作状况
3.1.1 轴承型号:42630是单列向心短圆柱滚子轴承, 每只行星轮由两套轴承支撑。
3.1.2 轴承受力状况:该轴承只承受径向力, 没有轴向力。
3.1.3 假定各轴承均匀分布负荷。
3.2 轴承的寿命计算
3.2.1 行星轮在速度图中各阶段实际转速计算行星轮传动示意图见图 (1)
i-减速器总减速比i=10.41;nr-减速器输入轴转速500转/分;na-太阳轮转速, ir-减速器输入级减速比ir=2.083;Za-太阳轮齿数24;ZC-行星轮齿数35
ny、nZ-速度图中y、z点行星轮转速
同样根据速度图中各点的速度计算出w、k、l、o、I各点行星轮转速nw=26转/分, nk=nl=8.9转/分, no=ni=0转/分
速度途中各转折点行星轮转速示于图 (2) 中;
3.2.2 平均负荷的计算
在变负荷、变转速的工作情况时, 平均负荷为:
式中pm-一个提升循环平均负荷公斤
p1、p2、p3…-一个提升循环中各阶段当量动载荷公斤
由力图可知该提升机一个提升循环分六个阶段, 各阶段单个轴承的当量动负荷
该减速器行星减速级共有三个行星轮, 且每个行星轮由两套轴承支撑, 轴承的径向负荷
Fr-轴承的径向负荷公斤
Fi-提升负载作用于滚筒边缘的力, 其各阶段值示于力图中
fp*-载荷系数, 对于减速器取1.4
r-行星轮中心在行星架的半径0.425m
由公式 (4) 、 (5) 计算出一个提升循环各阶段轴承的当量动负荷示于力图中 (括号中的数值即当量动负荷)
n1、n2、n3…-提升一个循环中个阶段的平均转速, 转/分
3.2.3轴承额定寿命计算
C-轴承的额定动负荷, 公斤查轴承的性能表42630轴承n=131.81转/分
P-轴承的当量动负荷, 这里取平均负荷Pm=21475公斤
4 减速器实际连续运行时间计算
4.1 提升机累计提升原煤:自1996年元月至2004年4月7日共提升1080.9418万吨;
4.2 提升机累计提升循环次数:箕斗装载量16吨/斗, 提升次数675589次
4.3 减速器连续运行时间:一个提升循环所用时间84.52秒, 累计运行时间15861.31小时, 超过该轴承额定寿命。
5 减速器行星轮轮齿局部折断原因分析与结论
5.1 行星轮轮齿局部折断原因分析
经对该减速器的详查和计算, 我们认为:
5.1.1 该提升绞车减速器不存在超载运行问题。
5.1.2 该绞车减速器已经连续运行8年3个月没有进行大修理, 轴承已经超过额定寿命, 且轮齿局部折断的行星轮轴承滑道已严重点蚀, 径向间隙变大致使齿轮不能正确啮合, 齿轮沿齿长局部受力, 局部受力处齿面严重点蚀, 渗碳层破坏, 最后导致轮齿局部折断事故。
5.1.3 如图3所示, 从齿轮点蚀的情况看, 左边轴承磨损严重, 而靠左边的轮齿磨损较轻, 右边轴承磨损较轻, 靠右侧轮齿磨损严重, 且出现轮齿局部折断, 这说明左侧轴承磨损后使做半齿受力减小, 右半齿受力增加, 出现应力集中于右半齿, 且越靠右边缘, 应力越大, 越容易折断。
5.2 结论
行星轮轮齿局部折断原因是由于行星轮轴承运行时间超过了该轴承额定寿命, 没有及时进行检修造成的, 轴承的损坏是造成齿轮轮齿局部折断的决定因素。
6 今后防范措施
6.1 定期进行大修, 及时更换轴承。根据厂家提供的数据, 对各部轴承的使用寿命进行计算, 科学的确定检修周期。
