機械設計制造及其自動化畢業(yè)設計-新型少齒差行星齒輪減速機設計

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p>　　新型少齒差行星齒輪減速機設計</p><p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1前言</b></

2、p><p>　　近代工業(yè)技術日新月異的迅猛發(fā)展，迫使機械傳動技術推陳出新，以適應現(xiàn)代社會的需求，特別是對其技術經(jīng)濟性能要求越來越高。常用的圓柱齒輪傳動一級傳動比小、體積大、結構笨重；普通蝸桿傳動在大功率傳遞時效率較低，而少齒差行星傳動由定軸傳動改為動軸傳動，采用功率分流并合理應用內(nèi)嚙合，以及采用合理的均載裝置，使其具有許多顯著的優(yōu)點，主要體現(xiàn)在重量輕、體積小、結構緊湊、傳動比范圍大、承載能力高、效率高。因此，少齒差行

3、星傳動技術的應用日漸廣泛，本設計研究的新型少齒差行星齒輪減速機是在綜合分析研究了現(xiàn)有減速機技術發(fā)展的基礎上進行改進，為了適應對機械傳動技術提出的新要求而改進設計的一種傳動裝置，具有新的特點。</p><p>　　1.2關于少齒差行星傳動技術的發(fā)展[4] [14][36]</p><p>　　齒輪傳動是機械傳動中最重要的，也是應用最廣泛的一種機械傳動型式。齒輪和齒輪裝置的質(zhì)量，直接影響著機械

4、產(chǎn)品的質(zhì)量，壽命和性能。齒輪傳動可以實現(xiàn)平行軸，相交軸和交錯軸之間的傳動等多種空間傳動方式。齒輪技術在一定程度上標志著機械工程技術的水平，被公認為是工業(yè)和工業(yè)化的象征。</p><p>　　少齒差行星傳動是一類特殊形式的行星傳動方式，它由一個行星外齒輪和一個內(nèi)齒輪組成一對內(nèi)嚙合齒輪副，其內(nèi)外齒輪齒數(shù)差很小，現(xiàn)在已開發(fā)出多種形式的少齒差行星傳動裝置，若按行星輪齒區(qū)分：其一是擺線針輪行星傳動，它以外擺線為齒廓曲線，其

5、中的一個齒輪采用針輪形式，擺線針輪行星齒輪傳動由于其主要零件皆采用軸承鋼并且經(jīng)過磨削加工制成，傳動時又是多齒嚙合，故其承載能力高、運轉平穩(wěn)、效率高、壽命長，但其加工精度要求高，結構復雜。20世紀30年代后期在日本開始了此種齒輪的研制生產(chǎn)，60年代擺線磨床的出現(xiàn)，更加促進了這種傳動的發(fā)展。中國從1958年開始研究擺線針輪減速機，60年代投入工業(yè)化生產(chǎn)，目前已形成系列，制訂了相應的標準，并被廣泛應用于各類機械設備中；其二是漸開線少齒差傳動，

6、其原理與擺線針輪少齒差傳動的原理基本</p><p>　　相同，區(qū)別在于：漸開線少齒差傳動的內(nèi)外齒輪的齒廓曲線采用漸開線，輪齒結構簡單，嚙合接觸應力小，可采用軟齒面，避免了復雜的熱處理及精加工工藝，制造成本較低，但傳動效率沒有擺線少齒差行星傳動高。1949年，前蘇聯(lián)學者Skvolzova從理論上解決了實現(xiàn)一齒差傳動的幾何計算問題，60年代以后，隨著計算機的普及應用，漸開線少齒差傳動得到了迅速的發(fā)展。中國50年代開

7、始在太原等地研制漸開線少齒差傳動，并于1960年制成第一臺二齒差漸開線行星齒輪減速機，傳動比為37.5，輸入功率為16KW，用于橋式起重機的提升機構中。1963年，太原工學院朱景梓教授發(fā)表題為《齒數(shù)差的漸開線K-H-V型行星齒輪減速機及其設計》的論文,詳細論述了這種減速機的嚙合原理和設計方法。1979年出版的張展主編的《漸開線少齒差行星齒輪減速機》一書，促進了這一種傳動形式的發(fā)展。</p><p>　　近十幾年來

8、，相繼出現(xiàn)了一些新的少齒差傳動形式，其中發(fā)展較快的有活齒少齒差傳動、錐齒少齒差傳動、雙曲柄輸入式少齒差傳動和諧波傳動。實踐表明：少齒差傳動具有體積小、質(zhì)量輕、結構緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點，廣泛應用于礦山、冶金、飛機、輪船、汽車、機床、起重運輸、電工機械、儀表、化工、輕工業(yè)、醫(yī)藥、農(nóng)業(yè)機械等許多領域，少齒差減速機有著廣泛的發(fā)展前景。</p><p>　　1.3模糊可靠性優(yōu)化概述[5]</p>&l

9、t;p>　　在機械設計過程中，模糊性現(xiàn)象是普遍存在的，諸如舒適、美觀、安全等一些在多方案評價過程中經(jīng)常使用的評價標準均無法量化，而只能用好、一般或差來描述。對這些含義不確切，邊界不清楚的模糊概念，可以采用評分法或模糊評價法來處理，評分法運算簡單方便，但由于在處理過程中采用了人為的模糊信息匹配，即使采用集體評分法也不可避免存在一定的主觀臆斷性。而模糊評價通過模糊數(shù)學方法將模糊信息數(shù)值化后進行定量評價，充分利用了人腦對模糊現(xiàn)象做出的正

10、確判斷，從而使對系統(tǒng)綜合評價的結果更加科學合理。</p><p>　　產(chǎn)品的可靠性是國民經(jīng)濟幾乎所有的領域都十分關注的問題，可靠性工程已經(jīng)并仍將在國民經(jīng)濟各個領域中起巨大作用，狹義的可靠性是指產(chǎn)品在規(guī)定的條件下和規(guī)定的時間內(nèi)完成規(guī)定功能的能力，廣義的可靠性是指產(chǎn)品在其壽命期內(nèi)完成規(guī)定的能力，它包括狹義可靠性和維修性。這里所說的產(chǎn)品是指作為單獨研究和分別實驗的對象,它可以是元件、零件、設備或系統(tǒng)等。產(chǎn)品完成功能能力

11、的大小是以概率來表示的。</p><p>　　傳統(tǒng)的可靠性理論是以普通概率論和數(shù)理統(tǒng)計為數(shù)學基礎的，在這里我們稱它為經(jīng)典可靠性。隨著可靠性研究的深入，人們的認識層次由單純的隨機性進入到與模糊性相互滲透的階段。這時，經(jīng)典可靠性的一些傳統(tǒng)觀念和方法已經(jīng)不能滿足人們對產(chǎn)品可靠性的要求。</p><p><b>　　主要表現(xiàn)為：</b></p><p>

12、;　?。?）經(jīng)典可靠性的傳統(tǒng)觀念與人類思維方式的差異；</p><p>　?。?）經(jīng)典可靠性的傳統(tǒng)研究方法與系統(tǒng)復雜化的矛盾；</p><p>　?。?）經(jīng)典可靠性的傳統(tǒng)觀念和方法與模糊系統(tǒng)的不相容性。</p><p>　　經(jīng)典可靠性陷入上述困境的根本原因是它將復雜的、模糊的系統(tǒng)可靠性問題簡單地視為精確的數(shù)學問題，因此，擺脫這種困境的關鍵是：能否找到一種既可保留系統(tǒng)

13、的復雜性和模糊性，又能正確描述系統(tǒng)的真實狀態(tài)的新的數(shù)學工具,這種數(shù)學工具就是模糊數(shù)學。</p><p>　　1965年，美國控制專家查德(Zadeh)創(chuàng)立的模糊數(shù)學理論，使人們對事物的認識從單純的隨機層次進入到隨機性和模糊性并存的階段。模糊性是由于事物的邊界不清晰造成的。模糊數(shù)學理論的引入，為我們準確地描述和定義這些模糊事件提供了數(shù)學工具。</p><p>　　基于模糊數(shù)學理論和可靠性分析

14、的優(yōu)化設計方法同時考慮設計參數(shù)所具有的隨機性和模糊性，因而能得到更加科學、合理和符合客觀實際的設計方案。模糊可靠性優(yōu)化方法是常規(guī)可靠性設計和優(yōu)化設計方法的深化，它的深入研究和推廣應用對提高機械零部件的設計水平和產(chǎn)品質(zhì)量將具有重大的意義。</p><p>　　對少齒差減速機的設計引入模糊可靠性優(yōu)化設計，能夠充分發(fā)揮少齒差傳動的優(yōu)點，提高效率，減低成本。</p><p>　　1.4本文研究的主

15、要內(nèi)容和方法</p><p>　　本文對新型少齒差減速機從傳動原理、力學分析、結構設計、優(yōu)化處理等方面進行了相關研究。并對平行四邊形偏心平動產(chǎn)生的的沖擊和振動，高速偏心軸的動平衡，以及輸出結構的均載等問題也做了部分探討。利用工程軟件SOLIDWORKS進行立體建模。在優(yōu)化設計這部分，對其中的主要部件進行了模糊可靠性優(yōu)化設計。在設計中充分利用了分析軟件MATLAB幫助設計工作的完成，使設計的和可靠性都大大提高。&l

16、t;/p><p>　　2新型少齒差減速機的傳動特點</p><p><b>　　2.1概述</b></p><p>　　本文進行的新型少齒差減速機的研究與設計主要采納了行星傳動，雙曲柄輸入，偏心差動等設計思想，并在結構上合理地借鑒了三環(huán)減速機的部分設計。</p><p>　　2.2設計思想的形成[4][28]</p&g

17、t;<p>　　現(xiàn)有通用減速器主要指圓柱齒輪減速器，行星齒輪減速器，擺線針輪減速器和蝸輪蝸桿減速器。前兩種系齒輪減速器，應用最為普遍。屬于定軸傳動的圓柱齒輪減速器，輸入和輸出軸互相平行；屬于動軸傳動的行星漸開線齒輪減速器和擺線針輪減速器，輸入和輸出軸在一軸心線上，通稱同軸減速器。到20世紀五十年代，除蝸輪蝸桿減速器外，大多數(shù)采用平行軸圓柱齒輪減速器。六十年代，同軸傳動的少齒差行星齒輪減免器和擺線針輪減速器，也隨少齒差嚙合原

18、理及其輸出機構的研究逐步深入而相繼得到發(fā)展，至今，中小型傳動同軸與平行軸減速器用量相近。</p><p>　　平行軸減速器歷史悠久，優(yōu)點在于結構簡單，適應性強。不足之處是單級傳動比小，一般不超過6.3，而且是一對齒嚙合，欲加大傳動比，就得加級，相應體積增大。單位體積和重量的承載能力較低。</p><p>　　同軸行星減速器，尤其是少齒差漸開線齒輪和擺線針輪減速器，遠比平行軸圓柱齒輪的傳動比

19、大，單位體積和重量的承載能力強。其中擺線針輪減速器用量最大。為提高性能，已開發(fā)出新的系列。然而，同軸行星傳動中有行星架，均載機構或輸出機構，而且材質(zhì)要求高，還需使用硬齒面，這就增加了制造難度和成本。同軸行星傳動主要零件都得包容在齒圈內(nèi)，結構受到嚴格限制，因此不可能設計出合理尺寸，造成壽命短，耐沖擊載荷性差等缺點。</p><p>　　更新型的諧波，活齒等減速器，由于目前還沒有很好滿足機構要求的材質(zhì)，所以使用還不普

20、遍。</p><p>　　平行軸圓柱齒輪減速器，不受同軸減速器機構限制，傳動均可用雙點支承，裝修簡便，互換性好，大中小均適用。為提高單位體積和重量的承載能力以及擴大傳動比,正在推廣中硬齒面或硬齒面多級傳動，我國已有相應產(chǎn)品。</p><p>　　如上所述，齒輪都要高硬度，高精度，對材質(zhì)，制造工藝，檢驗措施都有高要求，造價比軟齒面高數(shù)倍。行星齒輪和擺線針輪減速器受結構限制，互換性差，往往一個

21、零件損壞，迫使全部傳動件報廢。由于制造原因，這類傳動不適合非標設備要求。</p><p>　　蝸輪蝸桿傳動，弧齒，雙弧齒和雙包絡蝸桿，比阿基米德蝸桿優(yōu)越。蝸桿傳動單級傳動比也較大可達70，但隨傳動比增大效率明顯下降。</p><p>　　20世紀七十年代后期出現(xiàn)了一種新型減速器(P2731486912.CN85106692.5)：如圖2-1所示：兩根各有三個互成120度偏心的高速軸，三片帶

22、內(nèi)齒的環(huán)板和輸出軸的外齒輪嚙合，各軸均通過軸承支承在機體上。三環(huán)減速器以少齒差原理工作，具有傳動比大(一級可達99)結構簡單，重量輕，傳動效率高（可達)等優(yōu)點。</p><p>　　圖2-1 三環(huán)減速器結構示意圖</p><p>　　動力由一根或兩根高速軸輸3入，高速軸3轉動時，其上的三個偏心各帶動一塊傳動板2，傳動板2上的內(nèi)齒輪中心線繞低速軸2的中心線旋轉與高速軸3相反方向轉動。&l

23、t;/p><p>　　三環(huán)減速器在結構上有很大突破,但是由于高速軸3上的三個偏心互成，三個傳動板1上的齒的中心線必須互錯個齒，如圖2-2所示。</p><p>　　圖2-2三環(huán)減速器傳動示意圖</p><p>　　當齒側間隙時，三塊環(huán)板上的齒就會和低速軸上齒輪的齒相互干涉不能傳動。</p><p>　　當齒側間隙時，三塊環(huán)板上的內(nèi)齒不

24、能和低速軸上齒輪的齒同等工作。</p><p>　　只有當時,才能達到理論上的三塊環(huán)板同等受力，實現(xiàn)功率分流，由于制造誤差不可能絕對等于0，因此實現(xiàn)功率分流難度極大。</p><p>　　當一塊傳動板的減去其他傳動板的變形小于0時，該傳動板才參與工作，要達到此條件就必須提高加工精度，給制造帶來很大困難，成本也會大幅度上升。受其機構限制，互換性極差，當一個零件損壞，幾乎整個機芯都要報廢，制造

25、、使用、維修都不方便。</p><p>　　中國專利CN89213292.2兩曲柄單環(huán)板少齒差行星減速器如圖2-3所示：輸入軸1、輸入附軸5、少齒差嚙合的傳動外齒輪3、輸出軸4、內(nèi)齒環(huán)板2構成主傳動機構；由兩個齒輪6和一個惰輪7構成克服曲柄機構死點的機構。1、2、3、4、5的工作原理和三環(huán)減速器相同，由于只有一個內(nèi)齒環(huán)板2和外齒輪3嚙合，不存在的問題，也就不存在齒的受力不均問題。雖然傳動合理了，但是由于只有一塊內(nèi)

26、齒環(huán)板2參與工作，在偏心力作用下產(chǎn)生嚴重振動，不適應于一般機械傳動。</p><p>　　圖2-3兩曲柄單環(huán)板少齒差行星減速器示意圖</p><p>　　為了解決嚴重振動問題，中國專利CN91230087.6，如圖2-4所示：在專利CN89213292.2的基礎上，改成內(nèi)齒環(huán)板互成同時和外齒輪嚙合，振動解決了，但

27、又出現(xiàn)了制造誤差，即不等于O，其實質(zhì)與專利CN85106692.5存在相似問題。</p><p>　　圖2-4內(nèi)齒環(huán)板互成行星減速機示意圖</p><p>　　在綜合分析研究了現(xiàn)有減速機技術發(fā)展的基礎上，揚長避短，本文研究提出了一種新型少齒差減速機，其少齒差部分傳動原理如圖2-5所示：</p><p>　　圖2-5少齒差部分傳動原理圖</p><

28、p>　　1，3是曲柄，2是連桿，4是外齒輪，5是與4嚙合的內(nèi)齒輪，4固定在連桿2上，運動由曲柄1輸入，經(jīng)過連桿2，曲柄3以及固定在連桿2上的外齒輪4與內(nèi)齒輪5嚙合傳動，并經(jīng)過內(nèi)齒輪5將運動傳出，其相應的機構傳動簡圖如圖2-6所示：由圖可知，這種減速機采用了一塊傳動板6解決了CN85106692.5和CN91230097.6專利角度誤差問題；采用了兩塊與傳動板6相位差為180的平衡板8解決了CN89213292專利的振動和克服了偏心

29、死點問題。</p><p>　　圖2-6新型少齒差行星減速器示意圖</p><p>　　2.3新型少齒差減速機的傳動特點[33] [34] </p><p>　　如圖2-5和2-6所示的新型少齒差減速機和傳統(tǒng)的減速機相比，有如下的優(yōu)點：</p><p>　?。?）承載能力強：傳動的內(nèi)、外齒輪的齒數(shù)差少(一般為1-3)，且為內(nèi)齒輪傳動。內(nèi)齒輪具

30、有較高的接觸強度，且輪齒受載后，由于彈性變形使原來沒有接觸的齒也進入接觸，因而承載齒數(shù)多。</p><p>　?。?）傳動比大：單級傳動的傳動比可達11-99,雙級傳動比更大。</p><p>　?。?）結構簡單、緊湊：與普通減速機相比，箱體結構大大簡化。另外，與其它的少齒差行星減速機相比，省略了頗為復雜的輸出機構，因而使得其結構簡單、緊湊。</p><p>　?。?/p>

31、4）制造和零件的互換性好，由于解決了互換性問題，便于采用硬齒面或中硬齒面的手段來提高減速機的技術指標。</p><p>　?。?）傳動效率高且穩(wěn)定，噪音低。</p><p>　?。?）加工制造簡單，成本低。</p><p>　?。?）適應性廣：根據(jù)不同的應用場合，可以制成臥式、立式、法蘭聯(lián)結式等各種結構形式，可和電機直接聯(lián)結，實現(xiàn)機電一體化，具有多軸端，可用多種動力

32、驅(qū)動控制，具有較多的派生系列。</p><p>　　3 新型少齒差減速機的運動分析</p><p><b>　　3.1概述</b></p><p>　　新型少齒差行星減速機在傳動原理上有其獨特性，為了研究這種傳動形式，解決設計中的各種問題，因此有必要對這種新型減速機進行機構運動學的分析。</p><p>　　3.2新型少

33、齒差減速機的傳動比的計算[3][11]</p><p>　　關于少齒差行星傳動，因為在傳動過程中，行星輪的軸線是運動的，所以少齒差行星減速機的傳動比的計算的方法不能用簡單的齒數(shù)反比來表示傳動系統(tǒng)的傳動比。具體計算如下：</p><p>　　如圖2-6所示：第一級傳動中動力由軸1輸入，經(jīng)過齒輪4和齒輪5的嚙合將動力分流到兩根平行軸2上，實現(xiàn)了一級減速，并且實現(xiàn)了功率分流，又有利于克服第二級傳

34、動中的死點問題。</p><p>　　一級傳動傳動比計算：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中:分別為齒輪5,4的齒數(shù)。</p><p>　　第二級傳動比的計算如圖3-1所示：設內(nèi)齒輪的齒數(shù)為，外齒輪的齒數(shù)為，則內(nèi)齒輪分度圓半徑為，外齒輪分度圓半徑為 。</p><

35、;p>　　圖3-1二級傳動比計算圖</p><p>　　圖3-1中的，曲柄長度，設曲柄的轉動角速度為,則，因為外齒板為平動構件，而作平動的構件各點速度均相同，故此外齒輪和內(nèi)齒輪的嚙合點C的速度矢量</p><p><b>　　，即：</b></p><p>　　設內(nèi)齒輪的角速度為，則</p><p>　　因此，得到

36、傳動比為：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　此式表示與的方向相同</p><p>　　于是，可得總傳動比i的計算公式為：</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　，分別為齒輪4,5,6,7的齒數(shù)。</p&g

37、t;<p>　　4新型少齒差減速機的動力學分析</p><p><b>　　4.1概述</b></p><p>　　新型少齒差減速機在運轉過程中受力比較復雜，尤其是高速偏心平動的傳動齒輪機構，這是新型少齒差傳動的特點，同時也帶來了慣性力分析的問題，慣性力分析對于減速機設計比較關鍵，在本章中將對減速機的受力進行分析，并且探討減速機的傳動機理。作者在本文中采

38、用了180相位差的環(huán)板分布，外齒環(huán)板的厚度為兩邊平衡環(huán)板厚度的兩倍的設計，實現(xiàn)了理論上的完全平衡(靜平衡和動平衡)。</p><p><b>　　4.2嚙合力分析</b></p><p>　　4.2.1一級齒輪傳動受力分析</p><p>　　本文研究的減速機傳動結構簡圖如圖2-6所示，它由兩根高速偏心輸入軸2，低速輸出軸3，一塊外齒環(huán)板6和兩

39、片平衡環(huán)板8及兩個內(nèi)齒輪7構成。外齒環(huán)板6安裝在高速偏心輸入軸2上，為了克服二級偏心輸入軸死點位置和增大傳動比，采用兩個分流定軸齒輪5分別帶動兩根高速偏心輸入軸，而齒輪5則由一級輸入軸1上的主動齒輪4帶動。三個環(huán)板偏心之間的相位差為180，為了達到慣性力平衡，中間環(huán)板的厚度取為兩側環(huán)板厚度的2倍，兩側環(huán)板主要是起到平衡慣性力和慣性力偶矩的作用，這樣的結構布置可以使減速機系統(tǒng)達到完全平衡，即慣性力平衡和慣性力偶矩平衡。</p>

40、<p>　　在不考慮摩擦的情況下,輸出轉矩，為輸入轉矩，與機構傳動比i的乘積:</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　考慮摩擦時則應再乘傳動效率:</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　本文選取的相關傳動技術參數(shù)為:(各參數(shù)的

41、確定在第五章中闡述)</p><p>　　=48，=46,=82=42，m=3.5， =2.5，=925</p><p>　　圖4-1一級傳動齒輪受力圖</p><p>　　一級傳動齒輪受力分析如圖4-1所示，a，b，c分別為左側分流齒輪5，主動齒輪4和右側分流齒輪5的受力分析圖，假設左右側分流齒輪5均載，如果不考慮傳動效率，則有：</p&

42、gt;<p><b>　?。?.3）</b></p><p><b>　　于是有： </b></p><p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　式中 分流齒輪5的分度圓半徑</p><p>　　一級傳動的齒輪的模數(shù)</p>

43、<p>　　根據(jù)作用與反作用力的關系，有：</p><p>　　(大小相等,方向相反) （4.5）</p><p><b>　　所以，輸入轉矩</b></p><p><b>　?。?.6）</b></p><p>　　4.2.2二級齒輪傳動部分受力分析</p

44、><p>　　對于內(nèi)嚙合的少齒差機構，兩齒廓的齒形極其相似(因為齒廓的曲率半徑極為接近)，再加上彈性變形，所以同時參加嚙合的齒數(shù)比較多，這樣一來，幾對嚙合齒的嚙合力的方向與嚙合線N-N極為接近，故此我們認為嚙合力F(指合力) 的方向與嚙合線重合,即與切線T-T有夾角，如圖4-2所示。</p><p>　　取外齒板和曲柄AB與CD為分離體，在其上作用有主動F外加力偶矩M和嚙合力F，約束反力和。(

45、若是單驅(qū)動,則其中一對約束反力,假設為，就簡化為).設外齒板的質(zhì)量為，慣性力為：。</p><p>　　在所取的分離體上和F這5個力為未知力。不好直接求解，但是應用虛位移原理可以解決這一問題，虛位移原理是：給系統(tǒng)一個虛位移，所有的主動力在虛位移上所做的虛功之和等于零。即[7] [11]：</p><p>　?。ㄒ卜Q為虛功方程） （4.7）</p

46、><p>　　現(xiàn)給曲柄CD一個虛轉角，則曲柄AB也有一個虛轉角，B點的虛位移為：，因為外齒板作平動，所以力的作用點的虛位移，與B點的虛位移相同，即：</p><p>　　注意到在點作的功等于零，于是：</p><p><b>　　M</b></p><p>　　M

47、 （4.8）</p><p>　　聯(lián)立上式求解的： （4.9）</p><p>　　故： </p><p>　　其中： </p><p>　　由式4-9式可得到兩點結論：</p><p>　?。?）外齒板的慣性

48、力對嚙合力無影響：</p><p>　?。?）當輸入的力偶矩為恒定時，嚙合力的大小不變。</p><p><b>　　4.3慣性力分析</b></p><p>　　由于高速平動,內(nèi)平動齒輪機構的質(zhì)量不可忽略,應考慮外齒板的重力和慣性力[10] [11] [28]。</p><p>　　在圖4-2所示的外齒板的受力分析圖中

49、，假設外齒板的質(zhì)量為，轉臂軸承的質(zhì)量為，外齒板的質(zhì)點在，兩轉臂偏心軸的質(zhì)心分別在A點和B點，轉臂的轉速為，，分別為外齒環(huán)板4的分度圓半徑和基圓半徑，e為轉臂偏心距，即內(nèi)外齒輪的實際中心距a，外齒環(huán)板4的齒數(shù)為，內(nèi)齒輪圈5的齒數(shù)為，m為齒輪模數(shù)，從第三章中的運動學分析知道外齒環(huán)板做平動，其質(zhì)心以轉速轉動，軌跡可以看成以e為半徑的圓。</p><p><b>　?。?.10）</b></p

50、><p>　?。悍謩e表示壓力角和實際嚙合角</p><p>　　圖4-2外齒板的受力圖</p><p>　　根據(jù)達朗貝爾原理，外齒板的慣性力為:</p><p><b>　?。?.11）</b></p><p><b>　　轉臂的轉速</b></p><p&g

51、t;<b>　　外齒環(huán)板的質(zhì)量</b></p><p><b>　　m齒輪模數(shù)</b></p><p>　　4.4支座動反力分析</p><p>　　我們?nèi)D4-2中的3個分離體一兩個曲柄和一個外齒板。首先考慮曲柄的受力情況，由于曲柄的重量很小而且長度很短，故可忽略它的轉動慣量和慣性力。</p><p&

52、gt;<b>　?。?.12）</b></p><p>　　為求，取外齒板BC為分離體，虛加慣性力后，列靜力平衡方程得：</p><p><b>　　（4.13）</b></p><p>　　得到： （4.14）</p><p><b>　　（4.

53、15）</b></p><p>　　故： （4.16）</p><p>　　4.5減速機慣性力靜平衡及慣性力偶矩動平衡的證明</p><p>　　減速機外齒環(huán)板的轉速較高，且質(zhì)量較大，是受力分析中不可忽約的因素，故有必要考慮外齒環(huán)板的慣性力對一級輸出二級輸入軸的影響，由于兩側環(huán)板質(zhì)量相等

54、，既都為，中間環(huán)板的質(zhì)量是兩側環(huán)板質(zhì)量的兩倍，即，它們的轉速相等，參考公式(4-11),則外齒環(huán)板的慣性力為:</p><p><b>　　（4.17）</b></p><p><b>　?。?.18）</b></p><p>　　環(huán)板的慣性力和作用在兩根轉臂偏心軸上,每根軸所受的外齒環(huán)板慣性力為。</p>

55、<p>　　由于中間環(huán)板處轉臂偏心軸上放置兩個軸承，而兩側環(huán)板處轉臂偏心軸上放置一個軸承，假設一個軸承的質(zhì)量為，它們的轉速相等。參考公式(4-11)，則轉臂偏心軸所受轉臂偏心軸承的慣性力為：</p><p><b>　?。?.19）</b></p><p><b>　?。?.20）</b></p><p>　　一

56、級輸出二級輸入軸上的慣性力大小及方向如圖4-3所示，假設慣性力與X軸正向所成的角度為，則轉臂偏心軸上的慣性矢量和為：</p><p><b>　?。?.21）</b></p><p>　　所以該減速機機構慣性力是靜平衡的。</p><p>　　下面分析減速機中慣性力偶矩的作用。</p><p>　　圖4-3二級輸入軸的慣

57、性力</p><p>　　在圖4-3中，XYZ平面內(nèi)的慣性力偶矩為：</p><p><b>　?。?.22）</b></p><p>　　在YOZ平面內(nèi)的慣性力偶矩為：</p><p><b>　　（4.23）</b></p><p>　　所以，慣性力偶矩的合力矩為：<

58、;/p><p><b>　　（4.24）</b></p><p>　　所以該減速機機構慣性力是動平衡的。</p><p>　　5新型少齒差減速機的結構設計</p><p>　　5.1概述[12] [36]</p><p>　　本章將在前述幾章理論分析的基礎上，對該減速機進行結構設計。由于是少齒差傳動的

59、減速機，外齒環(huán)板和內(nèi)齒輪的齒數(shù)相差比較小，為了避免內(nèi)外齒輪之間的齒廓重迭干涉，以及保證足夠的重合度，需要采用變位傳動，所以少齒差嚙合部分的內(nèi)、外齒輪變位系數(shù)的確定，是設計的重要內(nèi)容之一。本章關于新型少齒差減速機的結構設計，將主要從整體結構設計及外形尺寸的確定，齒輪副的嚙合參數(shù)的確定，強度校核計算和功率計算等幾個方面來展開。</p><p>　　5.2行星齒輪傳動的設計計算步驟</p><p&g

60、t;　　根據(jù)傳動的使用要求，工作狀況和所需齒輪的機械特性等來設計行星齒輪。比如說，己知的輸入功率（KW），輸入轉速 (r/min)，傳動比i，工作特性和載荷工況等。在本文中，為了便于同相關研究比較。選擇傳動參數(shù)：</p><p>　　=46, =48,輸出轉矩。</p><p>　　設計步驟: [4][28]</p><p>　?。?）選取傳動類型和傳動簡圖。<

61、;/p><p>　　本文所研究的減速機從原理上分屬于雙曲柄輸入的少齒差行星減速機，其傳動類型和簡圖前述章節(jié)已有介紹，不再贅述。</p><p><b>　　（2）配齒計算。</b></p><p>　　齒數(shù)在已知條件中給出，不需特別計算=46, =48。</p><p>　?。?）初步計算輪齒的主要參數(shù)</p>

62、<p>　　參照三環(huán)減速機的設計，外齒環(huán)板和內(nèi)齒圈的材料皆采用是45號鋼并調(diào)質(zhì)處理。外齒板的加工精度6級，內(nèi)齒圈的加工精度7級，可按彎曲強度的初算公式，計算齒輪的模數(shù)m。</p><p>　　[36] （5.1）</p><p>　　其中 ：:齒形系數(shù) :使用系數(shù)</p><p>　　:齒寬系數(shù)

63、:齒根許用彎曲應力</p><p><b>　　并標準化得</b></p><p>　?。?）嚙合參數(shù)的計算</p><p>　　在少齒差傳動設計中，為了滿足齒廓重迭干涉的限制和重合度的要求，變位系數(shù)的確定非常重要，同時也要選擇合適的齒高系數(shù)。</p><p>　　（5）幾何尺寸的計算</p><p&

64、gt;<b>　?。?）強度校核</b></p><p><b>　?。?）結構設計</b></p><p><b>　?。?）功率計算</b></p><p><b>　　（9）潤滑考慮</b></p><p>　　5.3齒輪副嚙合參數(shù)的確定</p

65、><p>　　5.3.1關于參數(shù)的限制條件[3] [4] [14]</p><p>　　少齒差內(nèi)嚙合傳動中，由于內(nèi)、外齒輪的齒數(shù)相差較少，為了避免切削和裝配時產(chǎn)生種種干涉，另外為了保證內(nèi)嚙合的強度和正確的嚙合，需要對一些參數(shù)作一定限制。內(nèi)齒嚙合齒輪嚙合示意圖如圖5-1所示</p><p>　　圖5-1內(nèi)齒嚙合齒輪嚙合示意圖</p><p>　　:

66、內(nèi)齒輪的齒頂圓 R:內(nèi)齒輪的分度圓 :內(nèi)齒輪的齒根圓弧</p><p>　　弧BC:內(nèi)齒輪齒厚 弧AC:內(nèi)齒輪齒距 AB:內(nèi)齒輪齒槽寬</p><p>　　少齒差內(nèi)嚙合的一些主要限制[4][14][31][32]：</p><p>　?。?）為了保證漸開線齒廓，內(nèi)齒輪的齒頂圓必須大于基圓，即：</p><p><b>　　

67、（5.2）</b></p><p>　?。?）內(nèi)、外齒輪的齒頂不得變尖，要有足夠的厚度。</p><p>　　為了避免輪齒的磨損，內(nèi)齒輪的齒頂不得變尖，齒頂厚度必須大于(0.25-0.4)mm，即： （5.3）</p><p>　?。?）不發(fā)生過渡曲線干涉。</p><p>

68、　?。?）不發(fā)生漸開線干涉。</p><p>　　（5）不發(fā)生齒廓重疊干涉(*)</p><p>　　必須保證不產(chǎn)生齒頂干涉和齒廓重疊干涉,應使，即：</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　?。?.5）</b></p><p><b&

69、gt;　?。?.6）</b></p><p>　?。?）在節(jié)點對面不發(fā)生齒頂相互抵觸干涉</p><p>　?。?）重合度大于1(*)</p><p>　　必須保證內(nèi)嚙合齒輪副的重合度，即：</p><p><b>　?。?.7）</b></p><p>　　（8）保證足夠的頂隙<

70、;/p><p>　　（9）切制內(nèi)齒輪時必須避免范成頂切和徑向頂切現(xiàn)象</p><p>　　注:以上公式中符號的含義：</p><p>　　， ， :外齒輪6，內(nèi)齒輪7的齒數(shù)和嚙合角</p><p>　　，:外齒輪6，內(nèi)齒輪7的齒頂圓壓力角</p><p>　　，:外齒輪6，內(nèi)齒輪7的齒頂圓半徑</p>&l

71、t;p>　　:外齒輪6，內(nèi)齒輪7的實際中心距</p><p>　　5.3.2少齒差內(nèi)嚙合變位系數(shù)的確定</p><p>　　根據(jù)實踐經(jīng)驗和有關資料研究顯示，對于內(nèi)嚙合的齒輪副，當齒數(shù)差為1-4時，解決齒廓重迭干涉，單純采用小的齒高系數(shù)或增大嚙合角都是不合理的，所以在實際工作中是采用適當增大嚙合角和減小齒頂高系數(shù)相結合的辦法來避免齒廓重迭干涉和保證必要的重合度。</p>

72、<p>　　當齒數(shù)差等于1-4時，齒頂高系數(shù)和嚙合角可按表5-1選取[14].</p><p>　　表5-1當齒數(shù)差等于1-4時，齒頂高系數(shù) 和嚙合角()</p><p>　　注： 分別代表（），（）計算內(nèi)齒輪齒頂圓直徑的方法</p><p><b>　　:反變位系數(shù)</b></p><p>　　本文中，齒數(shù)差

73、為2，我們可以取，所以現(xiàn)在的任務是怎樣選擇變位系數(shù)，使嚙合角適當?shù)脑龃?，以滿足要求。</p><p>　　少齒差內(nèi)嚙合傳動變位系數(shù)的選擇，主要有封閉圖法，試湊法和查表法等幾種方法[15][16]。其中封閉圖法是主要方法。自從20世紀40年代末確認漸開線一齒差能夠?qū)崿F(xiàn)以來，應用較廣的是按經(jīng)驗用試湊法選定變位系數(shù)，但是試湊法既不準確又浪費時間。于是人們利用計算機計算并編制一些數(shù)表，通過查表來確定其變位系數(shù)，但其變位系

74、數(shù)的確定仍然是建立在封閉圖原理的基礎上的。</p><p>　　所謂封閉圖法:簡單講就是在以嚙合齒輪副的變位系數(shù)為坐標的坐標系中，將限制變位系數(shù)的條件，分別用一條限制線來表示，然后在公共區(qū)域求解所得。</p><p>　　關于限制條件的一系列限制線：</p><p>　　（1）內(nèi)齒輪的齒頂圓大于基圓的限制：</p><p><b>

75、　?。?.8）</b></p><p>　?。?） 等嚙合角線：</p><p><b>　?。?.9）</b></p><p>　?。?）重合度等于l的限制線：</p><p><b>　　（5.10）</b></p><p>　?。?）不發(fā)生齒廓干涉的限止線：

76、</p><p><b>　?。?.11）</b></p><p>　　另外，內(nèi)齒輪的齒頂不變尖，不會發(fā)生外齒輪過渡曲線干涉，不會發(fā)生內(nèi)齒輪過渡曲線干涉等限制線，可不作出。</p><p>　　可見少齒差內(nèi)嚙合傳動在設計和實際使用中只需滿足兩個主要限制條件：</p><p>　?。?）按嚙合中心距裝配時，保證齒輪副不產(chǎn)生

77、齒廓重疊干涉；即應滿足齒廓重疊干涉系數(shù) （5.12）</p><p>　　（2）保證獲得足夠的重合度，即應使齒輪副的重合度</p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　其中： 分別為設計要求的少齒差內(nèi)嚙合的重合度和齒廓不

78、重疊干涉系數(shù)。</p><p>　　所以我們的設計重點就是按重合度和齒廓重迭干涉系數(shù)兩條限制曲線要求確定變位系數(shù)</p><p><b>　?。?.14）</b></p><p>　　為了求得同時滿足這兩個要求的變位系數(shù)，需要求解上述兩條限制曲線的交點，如圖5-2所示：</p><p>　　圖5-2限制曲線交叉圖<

79、/p><p>　　由于不發(fā)生齒廓重疊干涉的條件并不是越大越好，增大會導致重合度下降，文章中采用了不發(fā)生齒廓重疊干涉的條件向(e為不發(fā)生齒廓重疊干涉的臨界值，取e=0.02)逼近的方法，從中可以找出重合度最大的變位系數(shù)，以此保證在不發(fā)生齒廓重疊干涉時，求解出較佳的變位系數(shù)。其中取</p><p>　　不發(fā)生齒廓重疊干涉條件的微分逼近法</p><p>　　采用齒廓重疊干涉

80、條件逼近的方法，首先要計算齒廓重疊干涉條件對變位系數(shù)的微分。齒廓重疊干涉的臨界條件為</p><p><b>　　（5.15）</b></p><p><b>　　式中，</b></p><p><b>　?。?.16）</b></p><p><b>　?。?.17

81、）</b></p><p><b>　　（5.18）</b></p><p><b>　?。?.19）</b></p><p><b>　　（5.20）</b></p><p><b>　?。?.21）</b></p><p

82、><b>　　（5.22）</b></p><p><b>　?。?.23）</b></p><p>　　式中下角標a表示齒頂；a表示中心距。</p><p>　　方程（5.11）在選取一定嚙合角.的情況下,兩邊對,求導,有</p><p><b>　　（5.24）</b>

83、;</p><p>　　可從（5.16）式中求解出，得</p><p><b>　　（5.25）</b></p><p>　　方程(5.25)中, 可由方程式（5.20）,（5.21）求解</p><p><b>　?。?.26）</b></p><p><b>　

84、?。?.27）</b></p><p>　　由方程（5.22）得， （5.28）</p><p>　　由方程（5.23)得, （5.29）</p><p>　　由側隙嚙合方程知,當嚙合角一定時

85、,，所以</p><p>　　式（5.29）中， （5.30）</p><p>　　式(5.27）中, （5.31）</p><p>　　式(5.26）中,

86、 （5.32）</p><p>　　將式(5.31)、(5.32)代入式(5.25),整理得</p><p><b>　?。?.33）</b></p><p>　　同理，對式(5.17)求導并整理，有</p><p><b>　?。?.34）

87、</b></p><p>　　由式(5.18)求導得：</p><p><b>　?。?.35）</b></p><p>　　因為，所以， （5.36）</p><p>　　將式(5.36)代入式(5.35)，并化簡得</p><p&g

88、t;<b>　?。?.37）</b></p><p>　　同理，對式(5.19)求導有 （5.38）</p><p>　　將式(5.33)、(5.34)、(5.37)、(5.38)代入式(5.24)，化簡后得</p><p><b>　　（5.39）</b></

89、p><p>　　則向e逼近的微分方程為</p><p><b>　?。?.40）</b></p><p>　　采用逼近法進行變位系數(shù)選擇的一般步驟為[16][32]：</p><p>　?。?）根據(jù)齒頂高系數(shù)，齒數(shù)差選取嚙合角</p><p>　?。?）初選變位數(shù)系數(shù)，則可求出變位數(shù)</p>

90、;<p>　?。?）計算對應于 的</p><p><b>　?。?）計算，當時</b></p><p>　?。?）向e逼近的微分式計算，并可求出</p><p><b>　?。?）驗算對應于的</b></p><p>　　通過上述步驟,只要嚙合角選取適當并合理地選擇變位系數(shù)，一般只需

91、幾次即可求符合要求的變位系數(shù)計算結果如表5-2所示：</p><p><b>　　表5-2迭代結果</b></p><p>　　最后得到的計算結果如下：</p><p><b>　　39 </b></p><p>　　迭代過程求得的是否滿足設計要求，還需要驗算外齒輪齒頂厚系數(shù)</p>

92、<p><b>　　，驗算公式如下：</b></p><p><b>　　（5.41）</b></p><p>　?。涸O計要求的最小外齒輪的齒頂厚系數(shù)(一般取0.25-0.4)</p><p>　　計算得到0.916，故滿足設計要求。</p><p>　　5.4少齒差減速機第二級傳動齒輪強

93、度的校核</p><p>　　齒輪的主要失效形式是齒面的點蝕、磨損和輪齒的折斷，所以通常在齒輪傳動設計過程中，一般要進行齒面接觸疲勞強度的校核計算和齒根彎曲強度校核計算等。但是對于本文所研究的少齒差行星減速機，由于是少齒差傳動，少齒差傳動輪齒工作面上的接觸強度不是其在承載能力上的薄落環(huán)節(jié)，尤其是輪齒工作表面上的疲勞點蝕破壞未見發(fā)生過。故一般不進行齒面接觸疲勞強度的校核，而只進行齒根彎曲強度校核。</p>

94、;<p>　　在校核計算中本文采用了傳統(tǒng)的安全系數(shù)法[8][12] [21]。</p><p>　　對于本文提到的減速機來說,它的傳動參數(shù)如下所示</p><p>　　外齒板齒數(shù)： 46</p><p>　　內(nèi)齒圈齒數(shù)： 48</p><p>　　模數(shù)m： 3.5mm</p><

95、;p>　　嚙合角： 39</p><p>　　齒型角： 20</p><p>　　對于本文中的減速機，假定載荷分布均勻，外齒環(huán)板和內(nèi)齒輪承受的轉矩為T，工作齒寬b=23mm。則根據(jù)文獻[8][12][14]有：</p><p><b>　?。?.42）</b></p><p>　　式中

96、， ：端面內(nèi)分度圓上的切向力</p><p>　　B：工作齒寬 ：法向模數(shù) ：使用系數(shù) ：動載系數(shù)</p><p>　?。簭澢鷱姸扔嬎愕凝X間載荷分配系數(shù)</p><p>　?。簭澢鷱姸扔嬎愕凝X向載荷分配系數(shù)</p><p>　?。狠d荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)</p><p>　?。狠d荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)&l

97、t;/p><p>　?。簭澢鷱姸扔嬎愕闹睾隙认禂?shù) ：螺旋角系數(shù)</p><p>　　許用齒根彎曲應力為:</p><p><b>　　（5.43）</b></p><p><b>　　式中，</b></p><p>　?。涸囼烗X輪齒根名義規(guī)格下的彎曲疲勞極限</p>

98、<p>　?。涸囼烗X輪齒根名義規(guī)格下的最小安全系數(shù)</p><p>　?。涸谠囼烗X輪尺寸規(guī)格下的應力修正系數(shù)</p><p>　?。涸囼烗X輪的壽命系數(shù)</p><p>　?。合鄬X根圓角敏感系數(shù)(相對于試驗齒輪)</p><p>　?。合鄬X根表面狀況系數(shù) ：彎曲強度計算的尺寸系數(shù)</p><p>　

99、　外齒環(huán)板和內(nèi)齒圈的材料皆采用45號鋼并調(diào)質(zhì)處理，由參考相關文獻[8][12][28]</p><p>　　可取 ,選取各項系數(shù)代入上式,求得彎曲強度如下:</p><p>　　許用應力 </p><p>　　計算應力 </p><p>　　由計算結果可知，，所以外齒環(huán)板內(nèi)齒圈均滿足齒

100、根彎曲強度要求</p><p>　　5.5少齒差減速機第一級齒輪傳動強度校核</p><p>　　對于減速機的第一級傳動由于是漸開線圓柱齒輪傳動，在實際過程中采用了油池潤滑，故第一級傳動主要取決于接觸強度，故只進行齒面接觸強度校核[8][12][28]。</p><p>　　第一級傳動參數(shù)如下：</p><p>　　輸入外齒輪齒數(shù) 42&

101、lt;/p><p>　　輸出外齒數(shù)齒數(shù) 82</p><p>　　模 數(shù) m： 2.5mm</p><p>　　輸入外齒輪齒寬： 25mm</p><p>　　齒 型 角 ： 20</p><p>　　由文獻[8][12][14]有：</p><p><

102、;b>　　（5.44）</b></p><p><b>　　式中，</b></p><p>　　：端面內(nèi)分度圓上的切向力 B：工作齒寬 ：小齒輪分度圓直徑</p><p>　?。菏褂孟禂?shù) ：動載系數(shù) ：螺旋角系數(shù) ：重合度系數(shù)</p><p>　　u：齒數(shù)比（“十”用于外嚙合，“-”用于內(nèi)嚙合

103、）</p><p>　?。河嬎憬佑|強度的齒間載荷分布系數(shù)</p><p>　?。河嬎憬佑|強度的齒向載荷分布系數(shù) </p><p>　?。汗?jié)點區(qū)域系數(shù) ：彈性系數(shù)</p><p><b>　　許用接觸應力</b></p><p><b>　　（5.45）</b></p&

104、gt;<p><b>　　則， </b></p><p>　　式中：：試驗齒輪的接觸疲勞極限</p><p>　　：計算接觸強度的最小安全系數(shù)</p><p>　?。河嬎憬佑|強度的壽命系數(shù) ：潤滑劑系數(shù) ：粗糙度系數(shù)</p><p>　?。糊X面工作硬化系數(shù) ：尺寸系數(shù) ：速度系數(shù)</p&

105、gt;<p>　　根據(jù)本文中減速機的實際情況和結構，一般齒輪的材料皆是45號鋼調(diào)質(zhì)處理，取，由計算可知,，所以一級傳動滿足接觸強度要求。</p><p>　　5.6減速機的其它參數(shù)設計</p><p>　　確定減速機傳動的參數(shù)時，要考慮諸多方面的因素。如：傳動性能主要指標（輸出轉矩、傳動比、幾何尺寸等）；滿足作為行星傳動基本的傳動條件，裝配條件等；滿足給定的傳動功率條件下，使

106、減速機具有較小的體積和質(zhì)量，這也是后面的模糊可靠性優(yōu)化設計的內(nèi)容；合理選擇各個零部件的結構，使減速機的加工制造易于實現(xiàn)。</p><p>　　另外影響減速機傳動的綜合性能參數(shù)也很多，其中主要有少齒差傳動齒輪主要參數(shù)（傳動的中心距，嚙合模數(shù)、齒數(shù)、齒寬、變位系數(shù)、重合度等），并且在確定該減速機的傳動參數(shù)時，合理地借鑒了三環(huán)減速機的某些結構。根據(jù)上述原則，對減速機進行了設計，其參數(shù)如下所示[18]：</p>

107、;<p>　　軸間距：310mm 中心距：a=3.5mm 二極傳動內(nèi)齒輪模數(shù)：m=3.5mm</p><p>　　齒數(shù)：48 工作齒寬：23mm 變位系數(shù)：1.0415</p><p>　　環(huán)板外齒輪：模數(shù)：3.5mm 齒數(shù)：46 工作齒寬：28 變位系數(shù)：0.7277</p><p>　　傳動重合度：1.197 傳動嚙合角：39<

108、;/p><p>　　一級傳動小齒輪模數(shù)：2.5mm 齒數(shù)：42 齒寬：25mm</p><p>　　大齒輪模數(shù)：2.5mm 齒數(shù)：82 齒寬：20mm</p><p><b>　　其它主要參數(shù):</b></p><p>　　減速機的整體尺寸： LxWxH=600mmx380mmx350mm</p>

109、;<p>　　偏心套外圓直徑： 45mm</p><p>　　偏心套偏心距： 3.5mm</p><p>　　一級輸入軸軸承型號： NU204/P6</p><p>　　一級輸出偏心軸軸承型號：NU205/P5</p><p>　　二級輸出軸軸承型號： 6211</p>

110、<p>　　環(huán)板軸承型號： NU209/P6</p><p>　　箱體結構： 焊接、剖分式</p><p>　　密封形式： 骨架密封圈和O型密封圈密封</p><p>　　潤滑方式： 油池潤滑</p><p>　　5.7減速機的效率計算&

111、lt;/p><p>　　對于行星齒輪傳動,效率的高低是決定此種傳動裝置是否有生命力的重要性能指標之一。</p><p>　　機械效率反映了驅(qū)動力所作的功在機械中的利用程度,它表示為輸出功與輸入功的比值，根據(jù)機械效率的定義：[3]</p><p><b>　　（5.46）</b></p><p><b>　　式中，：

112、輸出功</b></p><p><b>　?。狠斎牍?lt;/b></p><p>　　本文研究的少齒差減速機是由一級定軸圓柱齒輪傳動和二級少齒差傳動組成，它的效率由一級傳動效率和二級傳動效率串聯(lián)而成，即[4]：</p><p><b>　?。?.47）</b></p><p><b&g

113、t;　　通常取</b></p><p>　　對于行星減速機，參考文獻，機械效率可以認為主要由四部分串聯(lián)而成，即</p><p><b>　　（5.48）</b></p><p>　?。盒行菣C構的嚙合效率,齒輪嚙合副中的摩擦損失。 </p><p>　?。恨D臂軸承的效率 ：輸出機構的效率</p>

114、<p>　?。簲囉蛽p失的效率，即由潤滑油飛濺和攪動引起的功率損失</p><p>　　從上式可見，少齒差行星傳動的總效率是由輪齒嚙合損失、軸承摩擦損失、輸出機構傳動損失和攪油損失的效率這些因素決定的。</p><p>　　對于本文研究的少齒差行星傳動，沒有輸出機構，它的傳動效率參考上式可</p><p><b>　　以得出：</b>

115、</p><p><b>　?。?.49）</b></p><p>　?。?）行星機構的嚙合效率</p><p>　　計算的方法主要有嚙合功率法、力偏移法和圖解法。而嚙合功率法是應用比較普遍的方法。</p><p>　　由嚙合功率法可以得到：</p><p><b>　?。?.50）&l

116、t;/b></p><p>　　式中，：轉化機構的嚙合效率。</p><p>　　對于定軸少齒差內(nèi)齒輪副，因為，節(jié)點p在嚙合線外，故轉化機構的效率計算如下：</p><p><b>　?。?.51）</b></p><p>　　式中，：嚙合過程中齒面的摩擦系數(shù)，一般取</p><p>　　對

117、于本減速機，各項數(shù)值代入上式得： 。</p><p>　?。?）轉臂軸承的效率</p><p><b>　　（5.52）</b></p><p>　　式中，：摩擦力矩 ：轉臂轉矩</p><p>　　概略計算時可以近似取。</p><p>　?。?）液力損失的效率</p><

118、p><b>　?。?.53）</b></p><p>　　式中，P：傳遞的功率，KW ：圓周速度，m/s</p><p>　　B：浸入油中的齒輪的寬度，mm</p><p>　?。涸诠ぷ鳒囟认掠偷恼扯?，條件度 ：嚙合齒輪副齒數(shù)</p><p>　　選取上述參數(shù),計算得</p><p>　

119、　綜上所述，減速機得總效率：</p><p><b>　?。?.54）</b></p><p>　　6新型少齒差減速機的模糊優(yōu)化設計</p><p>　　6.1概述[5][25][26]</p><p>　　模糊可靠性優(yōu)化設計是在傳統(tǒng)設計、常規(guī)可靠性與優(yōu)化設計的理論與方法基礎上，引入模糊設計理論和方法而形成的一種新型設計

120、方法，也是對上述設計理論、方法的深化與發(fā)展。</p><p>　　在零件設計中廣泛存在著隨機性和模糊性兩類性質(zhì)完全不同的不確定性。正確分析處理兩類不確定性，并給予恰當?shù)谋碚骱投攘?，將直接影響零件設計結果的優(yōu)劣。運用傳統(tǒng)設計、常規(guī)可靠性及優(yōu)化設計等方法進行零件設計時，恰好在這個問題處理上存在不同程度的不完善性。</p><p>　　傳統(tǒng)設計方法是以靜態(tài)分析理論和二值邏輯為基礎，其做法是把實際

121、工作狀態(tài)的零件簡化為某種特定工況下的靜態(tài)力學模型，并據(jù)此把相關的設計變量均作為相應工況下的單值處理，雖然在選擇設計變量數(shù)值時考慮了不同工況下取值的差異，但仍舊在很大程度上抹殺了零件實際工作過程中瞬息萬變的動態(tài)特征，這是其不完善性之一；其二是在考察與評判零件狀態(tài)時，依據(jù)二值邏輯作有二值狀態(tài)假設即零件只有“完全正常”與“完全失效”的兩種截然不同的狀態(tài)。據(jù)此又把設計變量的取值范圍劃分為“完全許用”和“完全不許用”兩部分。顯然，對于設計變量取值

122、范圍的劃分及對變量的單值處理方法都是十分粗糙的；而且因忽略了設計變量實際存在的不確定性，在許多情況下是嚴重脫離實際的。以致使設計結果存在極大的不確定性，也使其與零件的實際工作狀態(tài)的接近程度很差。</p><p>　　就優(yōu)化設計方法而言，其實質(zhì)是傳統(tǒng)設計理論與優(yōu)化算法的結合，依舊把設計變量置于靜態(tài)力學模型下進行處理。其差異僅僅是把以前作單值處理的設計變量作為多值“變量”，并在變化中尋優(yōu)，可在較高精度上對過去主要由設