稿平动齿轮传动环减速器结构设计 .docx

精品名师归纳总结目 录第一章绪论 1其次章基本构造和工作原理 3第三章主要零部件设计6第四章三环减速器的动力学分析13第五章传动效率的运算23第六章热功率平稳的运算 23第七章三环减速器的改进方案 24参考文献 26致谢 28可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结第一章绪论1.1 本课题的争论意义三环减速器属平行轴一动轴齿轮传动减速器, 齿轮啮合运动属于动轴轮系 , 具有少齿差行星传动特点 , 输出与输入轴间平行配置 , 又有平行轴圆柱齿轮减速器的特点具有承载和超载才能强、传动比大、分级密集、效率高、结构紧凑、体积小、质量轻、装拆修理便利、适用性宽广等优点. 三环减速器利用三相并列平行曲柄机构作为少齿差行星齿轮传动的输入机构, 在工作过程中 , 各相机构之间通过支撑轴产生相互作用, 正是这种作用使得位于死点位置邻近的曲柄能在其他两相的带动下 , 通过双轴驱动的势式越过死点位置 , 实现连续传动 . 从功率流淌的角度分析 , 工作过程中有部分输入功率发生反向流淌, 通过支撑轴回流到位于死点位置的曲柄轴 , 再流向输入轴 . 可用于矿山、冶金、石油、化工、橡塑、建筑、建材、起重、运输、食品、轻工等行业. 平动齿轮减速器是一种节能型的机械传动装置 , 具有国内外的先进水平 . 应用范畴：作为减速器可广泛用于机械, 化工, 冶金 , 矿山, 建筑 , 轻工, 纺织等一切需要减速器的场合. 效益分析及市场前景：由于其体积小 , 重量轻 , 效率高等特点 , 且降低原材料 , 削减加工时数 , 节省电力资源, 推广使用后定会产生较大的经济效益和社会效益.1.2 三环减速器的国内外进呈现状1.2.1 国外减速器现状当前减速器普遍存在着体积大、重量大, 或者传动比大而机械效率过低的问题. 国外的减速器 , 以德国、丹麦和日本处于领先位置 , 特殊在材料和制造工艺方面占据优势 , 减速器工作牢靠性好 , 使用寿命长 . 但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主, 体积和重量问题 , 也未解决好 . 最近报导 , 日本住友重工研制的 FA 型高精度减速器, 美国 Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式减速器 , 在传动原理和结构上与本工程类似或相近 , 都为目前先进的齿轮减速器 . 当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向进展. 因此, 除了不断改进材料品质、提高工艺水平外 , 仍在传动原理和传动结构上深化探讨和创新, 平动齿轮传动原理的显现就是一例 . 减速器与电动机的连体结构 , 也是大力开拓的势式, 并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品. 目前, 超小型的减速器的争论成果尚不明显 . 在医疗、生物工程、机器人等领域中, 微型发动机已基本研制成可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结功, 美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳 M 级范畴, 如能辅以纳 M 级的减速器 , 就应用前景远大 . 齿轮减速器在各行各业中特别广泛的使用着 , 是一种不行缺少的机械传动装置 .1.2.2 国内减速器现状国内的减速器普遍存在一些问题, 例如功率与重量比小 , 传动比大 , 机械效率过低等 , 在材料品质和工艺水平上也有很多弱点, 特殊是大型的减速器问题更突出, 使用寿命不长 . 国内使用的大型减速器 , 多从国外进口 , 花去不少的外汇 .60 岁月开头生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大, 体积小、机械效率高等优点 . 但受其传动的理论的限制 , 不能传递过大的功率 , 功率一般都要小于40kw. 由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破, 因此, 没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求 .90岁月初期 , 国内显现的三环（齿轮）减速器, 是一种外平动齿轮传动的减速器 , 它可实现较大的传动比 , 传递载荷的才能也大 . 它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻 , 结构简洁 , 效率亦高 . 由于该减速器的三轴平行结构, 故使功率 / 体积（或重量）比值仍小 . 且其输入轴与输出轴不在同一轴线上, 这在使用上有很多不便 . 北京理工高校研制胜利的 " 内平动齿轮减速器 " 不仅具有三环减速器的优点外 , 仍有着大的功率 / 重量（或体积）比值 , 以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点 , 处于国内领先位置 . 国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些争论工作, 发表过一些争论论文 , 在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作. 刘伟强 , 张启先 , 雷天觉等人在机械工程学 报发表了 SH 型三环减速器采纳固体润滑初探对内齿行星轮传动装置三环减速器的主要传动性能进行了分析和试验争论, 提出并说明白高速大功率传动时, 润滑油膜挤压所产生的发热是构胜利率损耗的主要因素, 在试验机上利用固体润滑方案进行了试验争论, 验证了理论分析的争论 , 并说明：与油池润滑相比 , 高速传动时采纳固体润滑可以获得较高的传动效率. 本争论为提高三环减速器传动效率指出了一条可行的途径 . 王松雷 韩刚在内平动齿轮减速器应用争论种介绍内平动齿轮减速器的基本结构和传动原理并分析该减速器传动性能的优点和不足 . 结合不同领域的使用特点 , 探讨该机构的应用前景 , 为内平动齿轮减速器的应用推广进行有益的探究 . 平动齿轮减速器是一种特殊的渐开线少齿差行星传动机构 , 它是在平行曲柄机构原理和行星传动理论基础上开发的一种齿轮传动方式, 将平动输入转化为转动输出 13.通常由一对齿轮组成内啮合齿轮副, 在啮合传动中 , 一个齿轮做定轴转动 , 另一个齿轮以某一点为圆心做平动 .可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结其次章基本构造和工作原理2.1 三环减速器的工作原理三环减速器基本型的工作原理：由一根具有外齿轮套接的低速轴, 二根由三个互呈 120 度偏心的高速轴和三片具有内齿轮的环板组成. 减速时, 高速轴作为输入轴 , 带动环板上的内齿轮做平面运动, 靠内齿轮与低速轴上的齿轮啮合实现大速比 . 齿型一般为渐开线齿型 , 各输入轴的轴端可单独或同时输入动力.如要求增速, 就外齿轮轴作输入轴 , 轴 2 作输出轴 .2.2 三环减速器的基本结构三环减速器的基本结构如图 2-2 所示,图 2-2三环减速器的基本结构图 2-3 为三环减速器机构示意图 , 两根相互平行的高速轴 1、4 上带有三对偏心轴颈, 三块带内齿的传动环板 2 通过轴承安装在两根高速轴的对应偏心轴颈上, 输出轴 3 上的外齿轮同时与三块传动环板上的内齿轮相啮合, 各轴均通过轴承支承在箱体 5 上, 动力由高速轴 1 输入, 输出轴 3 输出, 而高速轴 4 称为支承轴 .三环减速器是一种齿轮连杆组合机构, 两根高速轴与三块环板构成图2-4 所示的三相并列平行曲柄机构, 作为少齿差内啮合齿轮副的输入机构. 一般情形下 , 平行曲柄机构在运动到曲柄与连杆共线位置时, 由于传动角为零 , 会显现死点 . 而在三环减速器中 , 由于并列的三相平行曲柄机构在相位上相差120 度, 不行能同时处于死点位置 , 可以克服机构死点运动 . 因此三环减速器的工作原理与工作过程中各相平行曲柄机构之间的相互作用有关.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结图 2-3 三环减速器机构示意图图 2-4 三相并列平行曲柄机构2.3 三环减速器克服死点的工作原理输入曲柄和支撑轴曲柄上作用的转矩TRJTZJj=1,2,3,TRJTZJ随输入轴转角的变化曲线见图2-5. 同一根轴上各曲柄转矩变化规律完全相同, 但相位上相差 120. 以环板 1 与两高速轴上对应曲柄所构成的平行曲柄机构为例, 两边曲柄上的转矩都随输入转角而变化. 在正常情形下 , 三个环板间的载荷是匀称分布的, 环板上的啮合处的圆周力的大小也是恒定的,TR1TZ1 相当于机构的两个输入力矩. 由分析可得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结2-1TR1+TR2+TR3=TR从图中的转矩变化曲线中可以发觉 , 当环板 1 运动到机构死点位置时 , 支撑可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结轴作用于环板矩 TZ1 正好靠近其极大值 , 对由环板 1 与两速轴上对应曲柄所组成的平行曲柄机构而言 , 由于两边机构都有正向力矩 , 因此能够克服死点运动越过死点位置 . 此时为了保持支承轴力矩平稳 ,TZ2 TZ3之和必为负值 . 通过分析可知 , 在三相并列平行曲柄机构中 , 当某相机构处于死点位置时 , 输入轴上另外两相机构的主动曲柄通过环板（连杆）推动支撑轴上的从动曲柄转动, 利用支撑轴输入转矩, 使位于死点位置的平行机构实现双轴驱动, 带动其越过死点位置 . 因此, 三环减速器运转时 , 各环板交替越过各自的死点位置 , 以上的过程也反复显现 , 这就是三环减速器平行曲柄机构死点、实现连续运动的工作原理.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结图 2-5 曲柄转矩变化规律2.4 三环减速器的功率流分析图 2-6 三环减速器中的功率流三环减速器运动过程中各相之间的相互作用 , 仍可以通过其内部功率流淌路线来加以说明 . 当齿轮啮合处各环板载荷匀称分布时 , 每相平行曲柄机构的输出功率大小相同 , 在输出轴上可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结N C1N C 2N C3N c,3（ 2-2 ）可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结式中,N C1 NC2 N C3 为各相输出功率 ,NC 为减速器总输出功率 .可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结依据对三环减速器克服机构死点过程的分析, 当环板 1 运动到死点位置邻近可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结时, 机构中的 2,3 相要通过支承轴推动第1 相运动, 克服阻力矩T 22 ,T 23 做功. 此时可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结机构中的功率流如图 2-6 所示, 有部分输入功率NF 2 , NF 3 发生反向流淌 , 通过支承可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结轴由 2,3 相回流到第 1 相后, 再流向输出轴 . 不计效率缺失时 , 由机构功率平稳条件, 输入轴上各相输入功率分别为可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结N K 1N C 1N F 1可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结N K 2N C 2N F 2可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结N K 3N C 3N F 3（2-3 ）可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结式中, H F 1 为由 2,3 相回流到第 1 相的功率由于支承轴上并无功率输可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结因此NF 1NF 2NF 3（2-4 ）可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结应当指出 , 图 2-6 仅仅表示了当 1 机构处于死点位置邻近时的功率流淌情形. 当三环减速器运转时 , 各相交替显现死点 , 因此功率流不是恒定的, 其大小和流淌方向呈周期性变化 , 各相之间的载荷也在肯定范畴内波动. 通过受力运算我们发觉三环减速器的轴承载荷也随之产生波动, 这对减速器的工作平稳性和轴承寿命都将产生不良的影响 , 也是运转时产生振动和噪音的主要根源 .第三章 主要零部件设计3.1 环板的设计依据已知参数确定中心距a=300mm参 见 由此设计中间环板的外廓尺寸 , 见图 . 两侧环板相对中间环板对称分布并与中间环板相位差180 度, 且两侧各环板的质量为中间环板质量的1/2. 内齿圈取渐开线齿轮, 内齿圈齿数与外齿轮齿数之差可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结ZZbZc （ 3-1 ）可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结称齿数差 , 一般取 Z =14, 齿数由齿数差和传动比确定 . 即：可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结Zci Z3-2可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结及ZbZcZ（ 3-3 ）齿数差与传动比的常用范畴见下表可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结表 3-1齿数差 Z1234传动比 i1053651 1833 12225 9已知 i=57故取 Z=1 依据上述公式 3-1 3-2 3-3可知外齿轮齿数 Z 157 内齿圈齿数 Z 258可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结选取标准齿形角=20° , 齿合角 =20° , 模数 m=4,重合度可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结*=1 3, ha*1, c0. 25可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结中心孔分度圆直径d 2mz2458232mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结*齿顶圆直径d f 2Z 22 ha2 c m222mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结齿根圆直径da 2d22 ha 2 =Z 2*2ham240mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结取两侧环板齿宽 b=30mm就, 中间环板齿宽 2b=60mm3.2 齿轮的设计可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结1、由上述运算可知：Z157 , =20° , 齿合角=20° , 模数可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结*m=4,重合度 =1 3, ha*1, c0.25可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结由公式 分度圆直径 d=mz13-4齿 根 圆 直 径d=Z1-2ha*-2c* 3-5齿 顶 圆 直 径da1=d1+2ha13-6可得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d a 1d 12h a 1=Z1*2ham236mm d1m z1457228mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d f 1Z 1*2 ha*2 c m218mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结2、 材料及热处理取其整段结构 , 粗加工后调质处理42Gr M o280-300HB可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结3、 齿轮精度H lim2=1079N/mm2FE800 N / mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结按 GB10095-88 7 级精滚齿 , 装配后跑合研齿 , 齿面粗糙度可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结Ra 3.2m Rz53.216 m齿根 Ra6.3m Rz56.331.5可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结齿面接触率为 70% 4、齿轮润滑选用中级压齿轮面 220EPV 402200 mm / s可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结5、 齿面接触强度及齿根弯曲疲惫强度校核参考机械设计手册第 2 版（机械工业出版社）第四卷第35 章可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结所示方法进行校核(1) 齿面接触强度校核n11000 / 5717.5r/ min按表 35.2-22可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结NZ H Z E ZF t u1 K A K V H HH Hbdu3-可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结7圆周速度 V= 60d n1000.21m / s输出转矩 T=10520N m可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结分度圆上的圆周力 Ft2/ d1210520/ 0.228N92280.7 N可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结查表 5.3-24 得许用系数 K A1.1按式 35 2-12 运算动载系数可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结K2V1002b由于齿轮精度为 7 级 按表 35 2-31将有关数值代入上式得KV1.23齿向载荷分布系数 , 查表 352-28K 13-823.9K 20.00871K1ZVu K A F tu1可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结K H1.1220.18b / d 30.2310b1.120.18 100 /222830.23 101201.33可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结齿面载荷分布系数 , 按：22可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结K A K tK H/ b1.11.592280.7 / 100N / mm1348.2N / mm查表 352-30得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结节点区域系数Z H ：按 =9°22 ,x=0查表 352-14 得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结ZH2.47可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结查表 352-31Z E189.8可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结接触强度运算的重合度及螺距角系数Z第一运算当量齿数可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结Z572259.3可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结Z V1Z V 2cosZ20.9866758260.4可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结cos0.8310.8320.98667可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结查图 352-10 可得0.83v0.831.66可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结b / m按 m100 / 425=9°22 查图 352-11 纵向重合度可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结1.55可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结1.66v1.55依据=9°22查图 35 2-15 得 Z0.76可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结将以上数值代入齿面接触应力运算公式得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结2.47189.80.7692280.75711.11.231.331.1100835N2/ mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结H按表 352-22运算安全系数10022857可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结3-9H lim ZN Z vvr ZW Z xSHH可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结式中, 寿命系数 Z N , 选运算应力循环次数7N=60rnt=60×1×17.5 ×35000=3.68×103-107对于调质钢（答应有肯定蚀点）从图35 2-17 中, 按 N=3.68× 10 查得Z N =115可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结工作硬化系数 ZW由于齿轮表面未硬化处理 , 齿面未光整 , 取ZW =1可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结接触强度运算的尺寸系数 Y X查图 35 2-21 得 YX =1Zvvr可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结润滑油墨影响系数, 查图 35 2-18 得Z vvr0.95可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结将以上数值代入安全系数的运算公式得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结10991.150.95111.17可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结SH 1008.5可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结查表 352-38 得SH min1.1可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结由于 SHSH min故安全可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结（ 2）校核齿根弯曲疲惫强度按表 352-22 F t可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结FbK A K V K FmK F YFS Y3-11可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结式中, 弯曲强度运算的载荷分布系数弯曲强度运算的载荷安排系数KFK HK FK H1.331.1可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结复合齿形系数 YFS按ZV159.3Z V 260.4查图 352-22 得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结YF 13.95Y F 23.92可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结v弯曲强度运算的重合度 x 螺旋角系数按1.66=9°22可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结查图 352-26 得 T0.67可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结将以上各数值代入齿根弯曲应力运算公式得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结92280 .7F1.51.231.331.13.950.67417 N /mm 2可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结1684运算安全系数 SF按表 352-22 得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结SFFEYN Y reli YRreltYx /F式中寿命系数 , 对于调质钢 , 依据图 352-27可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结7按 N3.68 10查得 YN1.15可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结相对齿根圆角敏锐系数 Y reli查表 35 2-33Y reli =1相 对 齿 根表 面 状 况 系 数 Y Rrelt查 表 35 2-48齿 面 粗 糙 度可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结Ra1Ra21.6 m按式 35 2-21 得 YRrelt =1可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结尺寸系数 Yx查图 352-29 得 Yx =1将以上数值代入安全系数 SF 的公式得： SF8001.15111 / 4172.21可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结由表 352-32 取SF min1.6可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结SFSF min故安全3.3 输出轴的设计挑选轴材料为 45 钢, 调质处理 .1 初步估算轴径查机械设计手册其次版（机械工业出版社）中表381-1 得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结45 号钢的材料力学性能为155MPa1.5依据表 381-1 公式可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结初步运算轴径 , 由于材料为 45 号钢, 由表 383-2 选 A=107,就得可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结dminA3p n107320.617.5108.1mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结2 轴的结构设计依据轴的受力选取深沟球轴承 , 主要承担径向载荷 , 同时也可承担肯定量的轴向载荷 . 为了便于轴装配 , 取装轴承处直径可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d1120mmd2116mm装齿轮处的直径 d3120mm可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结3 轴承的润滑由于输出轴低速运转且承担较大的载荷 , 故可以选用脂润滑 , 且脂润滑不易流失 , 易密封, 一次加脂可以维护相当长的一段时间 , 装脂量一般为轴承内部空间的 1/3 2/3.4 强度校核可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结T max10520 Nm155MPa可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d1 段：12maxT maxW tT maxT max3D16T max1052033.140.12161052031.02MPa34.34MPa3-可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d 2段 ：maxW t3D3.141630.11616可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结故满意要求可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结5 刚度校核G=80GPa1.5可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结T max180T max4180可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d1 段：3-13maxGDIpG320.37 °<可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结d 2段:maxT maxGI p180T max4DG321800.42 °< 故满意刚度要求可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结第四章三环减速器的动力学分析4.1 内齿圈与外齿轮之间啮合力的分析4.1.1 啮合力的方向在一般的齿轮传动中 , 啮合力的方向是特别清晰的 , 无须再说 . 但在本问题中 , 由于内齿圈作平动 , 外齿轮作定轴转动 , 所以有深究的必要.在图 4-1 中, 标号 1 指的是内齿圈。标号 2 指的是外齿轮 , 为简洁计, 假定争论的是标准齿轮的标准啮合情形 , 即分圆也是节圆 .P 点为节点,N-N 为啮合线, 它与基圆 1、2 相切. M 1 M 2 线段为啮合区间 . 设压力角 =20° .可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳总结图 4-1啮合点在节园外时外齿轮受力的方向图 4-12 啮合点在节园内时外齿轮受力的方向第一争论啮合点 Q 在M 1 和 P 两点之间的情形 . 由于内齿圈为平动 ,故内齿圈在啮合点Q 处的速度 V 1V AV B 。而外齿轮在啮合点 Q 处的速度V 2 的方向与 O2 Q 垂直, 所以两齿面之间有相对滑动 , 考虑到磨擦力, 所以啮合力 F 与啮合线之间有一个夹角 , 依据磨擦角的要概念有tan =f或=arctanf（ 4-1 ）式中,f为磨擦系数 .同理, 当啮合点 Q 在 P 点M 2 和之间, 啮合力 F 也和 N-N 夹 角, 只是在 N-N 的另一侧 见图 4-2. 对于内啮合的少齿差机构 , 两齿廓的齿形极其相像 因齿廓的曲率半径极为接近 , 再加上弹性变形 , 所以同时参与啮合的齿数比较多 . 这样一来 , 几个啮合齿对的啮合力的合力的方向与啮合线 N-N 极为接近. 故此我们认为啮合力 F 指合力 的可编辑资料 - - - 欢迎下载精品名师归纳