5.4.3箱体轴承载荷的分布规律

箱体轴承载荷的分布曲线如图5-10、5-11、5-12的所示。

总体说来，箱体轴承载荷比行星载荷变化要平缓一些；输入轴的箱体承载荷幅值比支承轴的大1倍以上，比输出轴的大3.8倍以上。由于各轴的载荷分配不均等现现象，也将使减速器产生振动。各轴的箱体轴承载荷的最大值为

输入轴 H⁽¹⁾_1max=28513.0064N φ=15

支承轴 H⁽¹⁾_2max=-32149.23N φ=15

输出轴 H⁽¹⁾_0max=12587.355N φ=15

5.5影响三环减速器动力特性的因素
影响三环减速器的载荷分布特性的参数主要有输入轴扭矩、转速、啮合角、传动比、轴承刚度、齿板齿圈刚度以及偏心套或齿板的结构参数等。了解这些参数对三环减速器动力性能的影响，对正确设计三环减速器具有重要意义。
5.5.1输入参数的影响
输入参数包括输入扭矩、输入转速。这两个参数对三环减速器的影响很大。现有的三环减速器用于高速重载时，产生的振动和噪声都非常大、输入扭转的影响可由式（5-4）分析。
当n=1 即单轴输入时

由上式可知，当减速器几何参数一确定，e及r₂均为已知参数。因此增大M，必须引起左边的行星轴承载荷F^(j)_Lx，F^(j)_1y增大使方程式（5-30）平衡。图5-13是输入扭矩分别为150N.m及200N.m时的啮合图。由图可看出，负载增加，啮合力幅值增大。采用双轴输入时可降低各载荷的幅值，使其均衡化。图5-14是单轴输入时的啮合力及行星轴承载荷。图5-15是双轴输入时的啮合力及行星轴承载荷。从两图比较得知，无论是啮合力，还是轴承载荷，采用双轴输入后其变化均趋于平缓，幅值降低很多，三相啮合力趋于均衡，而且负向啮合力已消除。

输入扭矩对减速器的静态载荷产生影响，而转速是对动态载荷产生影响。图5-16是输入转速对减速器的载荷影响情况。转速越大，三相啮合力越不均衡，当转速超过1500rpm后，第三相齿板与外齿轮的啮合力变成负值。负向啮合力将阻碍输出轴的转动，使内啮合副产生干涉。第一片齿板的啮合力最大，幅值随转速的增加而增加。从行星轴承载荷看，转速小于1600rpm时载荷较均衡，大于1600rpm后，随转速加大，其幅值变大。

5.5.2结构参数的影响

当三环减速器各轴之间的中心距确定后，影响其动力性能的主要结构参数有偏心距、压力角、齿数差（或传动比）以及偏心套外圆半径、内齿板高速轴孔大小（或行星轴承尺寸）等等。设计时，不能孤立地考虑这些参数，它们之间存在相互影响的关系。偏心距由压力角、齿数差（或传动比）决定，即：

由上式知，当齿数差Z₂-Z₁越小或传动比i越大时，偏心距e越小；压力角越大时，偏心距e越大，则选用的行星轴承尺寸大，齿板高速轴承孔径也就大。图5-17是传动比、压力角、以减速器行星轴承载荷的影响。由图可见，传动比的变化对减速器的动力性能影响极大；传动比越大，则偏心距越小。由式（5-30）分析得，行星轴承载荷必须大。压力角的变化，对行星轴承载荷影响小得多。

图5-18是偏心套外径对啮合图的影响。当不考虑偏心套外径（r₂=0）时，啮合力分布为正值。考虑偏心套外径（r₂=37.5mm）计算结果，出现负向啮合力。而且其幅值明显增大。输入扭矩也不再是固定值。因此，对三环减速器进行动力计算，必须考虑r₂的影响。此外，行星轴承内外圈接触承载位置，也影响三环减速器的动力性能。
5.5.3刚度的影响

只考虑行星轴承变形及齿板变形时，影响三环减速器载荷特性的刚度，主要是行星轴承刚度、和内齿圈的变形刚度。轴承刚度与轴承材料、间隙、油膜等很多因素有关。图5-19是输入轴行星轴承刚度对啮合力及行星轴承载荷的影响。当输入行星轴承刚度小一个数量级时，负向啮合力区域增大（见图5-19a）；随刚度减小、各相啮合力越不均恒（图5-19b），输入轴行星轴承刚度的影响比输入轴行星轴承刚度更大，见图5-20所示。啮合力及各行星轴承载荷在轴承刚度较小的情况时，都出现正常载荷的10倍以上的冲击现象，冲击产生的位置随刚度变化不同。内齿圈刚度对载荷的影响与行星轴承刚度相反（见图5-21所录）。当刚度越小时，三相齿板的啮合力越均恒（见图5-21a），而且行星轴承载荷幅值基本上不变（见图5-21b）。同此可推知，减小三环减速器振动的途径之一就是提高行星轴承刚度，减小内齿圈刚度。这可以通过对行星轴承进行预紧，和采用软齿面或大柔度齿圈的办法，以使啮合力和行星轴承载荷均衡化，以达到减振降噪的目的。

5.6三环减速器的轴间布置
三环减速器的特点之一就是适应性强，只要保证输入与输出的中心距要求，就可以任意调整支承轴，以满足各种空间要求，但各轴间的相对位置不同，对其动力特性的影响各异。
5.6.1各轴水平布置时的载荷分布特性

各轴水平布置时，轴间的中心距变化，将引起各载荷大小幅值、规律均发生变化。图5-22是输入轴相对输出轴位置变化时，减速器的啮合力及轴承载荷变化情况。由图可知，当输入轴与支承轴中心距（L₂=200mm）很小时，三齿板的啮合力分配很不均衡，随着L₁的增加啮合力趋于均衡（见图5-22a）。行星轴承载荷变化情况见图5-22b所示。

当|L₁-L₂|≤50mm时，载荷产生冲击为无穷大，L₁≥400mm以后，随着L₁的增加，三相行星轴承载荷幅值变化很缓慢，接近于直线分布。但箱体轴承载荷的幅值在L₁＞350mm后，随L₁增加各相之间的幅值差变大，趋于不均衡状态（见图5-22c）。因此SHQ50型及SHQ63型的三环减速器的振动比SHQ40型的大。

支承轴的位置L₂变化的载荷分布规律与输入轴位置L₁变化的载荷分布规律相似（见图5-23所示），但当L₂后各相载荷之间的幅值差比L₁变化时要小很多，故各相之间的载荷分配比较均衡。这是因为L₂＞L₁=200mm以后，减速器为中轴输入。中轴输入时，无论是啮合力还是轴承载荷的分布特性都较好。各相载荷分配也比较均衡。

5.6.2各轴任意布置时的载荷分布特性

当输入轴与轴出轴的中心距确定后，可通过调整支承轴的位置，满足特殊的空间位置要求，或者设计成载荷分布特性最优、幅值最小的减速器。图5-24是中心距L₁=400mm、L₂=200mm时，支承轴相对于输出轴转动的角位移β₂变化时啮合力及行星轴承载荷的分布情况。由图看出，各种载荷均在180°附近（SHQ偏置式减速器）取得极大值。在0°～90°和270°～360°范围（Ⅰ、Ⅳ限内），三相齿板啮合力分配很均衡，啮合冲击很小。因此。设计三环减速器时，为减小载荷的幅值和各相之间载荷的差值、支承轴应尽可能远离180°，即不采用三轴心共线的水平位置的结构。图5-25为几个特殊位置的啮合力随转角变化的分布规律。

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