2 新型双环减速器的设计及研制
2.1 引言
少齿差双环行星减速器，由于具有功率分流、内啮合和多齿接触等特点，且具有结构简单、体积小、重量轻、传动比大、传动效率高、承载能力强、制造成本低等优点。近年来已开始在冶金、水泥、船舶、环保、建筑等各工业部门推广应用。三环减速器己经系列化生产并有相应的行业标准。但双环减速器目前仍无相应的行业标准。
2.2 双环减速器的基本原理分析
渐开线少齿差行星齿轮传动按传动形式可分为N 型（K-H型）和NN型(2K-H 双内啮合型）两大类, N型内齿行星齿轮传动的基本结构形式之一—环式减速器（单环、双环、三环及四环），三环减速器基本结构及传动原理见文献，四环减速器是具有四个偏心轴颈的高速轴，四个传动内齿轮通过轴承安装在高速轴上，四个内齿轮与外齿轮啮合来传递运动和动力，啮合瞬时相位差呈。本文双环减速器实验样机实用新型是由一种由一级普通齿轮传动和一级平行动轴少齿差传动构成的减速装置（如图2.1所示），一级普通齿轮由三个相互啮合的外齿轮l、4 构成，其中两个外齿轮4安装在两根互相平行且各具有两个偏心轴颈的输入曲轴3上，两个传动内齿板5通过轴承6安装在高速输入偏心轴3上，外齿轮7的轴8为低速轴，其轴线与输入曲轴3的轴线平行，低速轴8通过轴承10支承在机体11上，两个内齿轮5与外齿轮7啮合，啮合瞬时相位差呈180°。其运动是这样实现的：动力从普通2输入，通过一级普通齿轮传动1、4将功率分流到少齿差传动中的两曲柄输入轴3上，实现双曲柄输入轴的同步，并利用双输入来克服由互成180°的曲柄输入轴3和内齿板5所构成的双相并列双曲柄机构的死点，双内齿板5与输出外齿轮7啮合，啮合相位呈180°，实现功率合流输出。在输出轴8的支承轴承10的外圈加装有弹性均载装置9，以补偿因制造和装置误差。
2.3 双环减速器的设计
对于少齿差内啮合传动，其内啮合齿轮副几何计算的突出问题是避免干涉的问题，虽然采用短齿和正变位齿轮可以有效地解决这一问题，但随之而来的是引起重合度的降低，因此几何计算的一个主要内容就是从兼顾这两方面的要求出发，合理地选择各项参数。各参数限制条件较多，计算极为复杂，如果参数选择不当，不能满足全部的限制条件，就会发生种种干涉现象，导致减速器质量差、寿命短。为了保证内啮合传动的强度和正确啮合，避免内齿轮副干涉，常规的设计方法，必须从多种方案中通过大量计算、比较来选择，即使这样也不能得到最佳的方案。此外，为减少重复计算及缩短产品的开发周期，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中；在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查等等都是非常必要的。
2.3.1 少齿差内啮合齿轮传动齿轮变位系数的确定
在少齿差内啮合传动中，变位系数的确定是设计的关键。齿轮的实际几何尺寸与齿轮的加工方法有直接的关系，所以用不同的齿轮加工方法的计算公式来推导变位系数的迭代公式，所得迭代结果不一样。目前使用最广泛的行星齿轮和中心齿轮的加工方法是范成法。外齿轮大都采用螺旋形的齿轮滚刀在滚齿机上切制而成，内齿轮通常是采用插齿刀在插齿机上插制而成。
在少齿差内啮合传动中，各种干涉验算条件是否满足，取决于齿轮的有关参数，例如，齿轮模数m，齿数Z1、Z2，齿轮压力角a，齿顶高系数ha*、ha0*，径向间隙系数c*，插齿刀的齿数Z0，变位系数X01、X02、Xl、X2等等。
内啮合的啮合方程如下：
从式（2.1）可知，当齿轮的齿数Z1和Z2及齿轮压力角a为固定不变的数值时，啮合角a′是Z1和Z2的函数。
在少齿差啮合传动设计中，主要考虑的限制条件是重合度ε和齿廓干涉系数验算值Gs。
GS=Z1(invaa1+δ1)+(Z2-Z1)inva′-Z2(invaa2+δ2) ≥0 （2.2）
目前在少齿差啮合传动设计中只用直齿，所以用端面重合度评价理论上的运转连续性。
显然，如果按重合度的预期要求来确定变位系数，当齿数Z1、Z2，齿轮压力角a，齿顶高系数ha*为定值时，式（2.3）中aa1、-aa2、a′是Xl、X2的函数。
同样，如果按不产生齿廓重迭干涉的预期要求来确定变位系数，式（2.2）中的各变量也是Xl、X2的函数。
将Xl、X2取作独立变量，a′取作中间变量，按满足重合度及重迭干涉的预期要求，建立如下限制条件方程组：
方程组（2.4）的[ε]、[GS]分别是满足设计要求的重合度值及重迭干涉验算值。
方程组（2.4）的求解，实际上是两条限制曲线交点的求法，如图（2.2）所示。根据文献，求点X1和X2，用牛顿法迭代，逐步逼近到交点。其迭代程序如下：
接上述迭代程序求得齿轮变位系数X1和X2，变位系数是否满足设计要求，同时还需要进行其他限制条件的验算。变位系数迭代计算程序框图见图2.3。
2.3.2 新型双环减速器结构的确定
原有的单环、双环、三环及四环减速器（专利号：ZL89213292.2、ZL91230087.6、CN85106692.5、ZL93239404.3)，采用少齿差传动原理，具有结构简单、传动比大、承载和过载能力强等优点。但通过理论分析和实验证明该类传动装置在实际使用过程中存在振动、噪声、温升及轴承早期破坏等。在连续运转、重载、高速、大传动比工况下问题更为突出，大大影响了其推广进程，成为亟待解决的技术难题。简单的依靠提高减速器的加工和安装精度不能解决问题。对于三环和四环减速器，由于三相和四相传动环板互成120°和90°，加工精度难以保证，致使在三相和四相并列双曲柄机构不同步，导致在运转过程中出现相互干涉而产生振动、噪声及发热；同时由于采用三相和四相传动环板，两根高速输入偏心轴不得了采用偏心套结构，偏心套与高速轴通过键连接，在运转过程中存在不均匀的微动磨损，引起行星轴承发热、烧伤及偏心套与轴之间配合间隙增大，而导致不同步。对于单环和双环减速器为了克服死点，采用一对过桥齿轮，由于过桥大齿轮采用空套形式，导致了运动不确定而产生振动、噪声和发热；同时该结构亦采用偏心套方式，存在微动磨损，而导致振动噪声和发热。
根据以上分析，本文设计了如图2.1 所示的新型双环减速器结构，并申请获得了国家实用新型专利（专利号：ZL 01 2 06843.8)，其特点如下：
1、由一级普通齿轮传动和一级平行轴少齿差传动构成的减速装置，其特点是通过一级普通齿轮传动1、4 使功率分流到平行轴少齿差传动中的两曲柄输入轴3上，利用双输入来克服由互成180°的曲柄轴和内齿板5所构成的双相并列双曲柄机构的死点，双内齿板5与输出外齿轮7互成180°啮合，实现功率合流输出。
2、通过一级传动实现双轴同步输入，两块传动内齿板5与输出齿轮7互成1 80°啮合，两块传动内齿板5通过轴承6安装在两根二级输入高速曲柄轴5的曲柄上，克服了微动磨损。
3、为了保证两根曲柄输入轴3的偏心曲拐的偏心量具有同等精度。在加工工艺上采用两输入偏心曲轴3作为一根曲轴加工，待加工好后再一分为二的方法。
4、在输出轴8的支承轴承10、11的外圈加装有弹性均载装置9，以补偿因制造和装置引起的误差。
5、根据特点1，本传动装置具有多级输入的特点，即可以使用一个及一以上的个动力源。
根据上述特点分析，证明本文使用新型双环减速器是提供一种具有既保证同步输入又克服微动磨损的平行动轴少齿差环式减速器，该减速器结构紧凑，传动比大，承载和过载能力强，加工工艺简单，加工精度易保证，制造成本低，能很好的解决在运转过程的发热快、振动和噪声大这一问题，使该类减速器的实用范围得到进一步推广。
本实用新型是由一种由一级普通齿轮传动和一级平行动轴少齿差传动构成的减速装置，一级普通齿轮由三个相互啮合的外齿轮1、4构成，其中两个外齿轮4安装在两根互相平行且各具有两个偏心轴颈的输入曲轴3上，两个传动内齿板5通过轴承6安装在高速输入偏心轴3上，外齿轮7的轴8为低速轴，其轴线与输入曲轴3的轴线平行，低速轴8通过轴承10、11支承在机体12上，两个内齿轮5与外齿轮7啮合，啮合瞬时相位差呈180°。其运动是这样实现的：动力从普通2输入，通过一级普通齿轮传动1、4将功率分流到少齿差传动中的两曲柄输入轴3上，实现双曲柄输入轴的同步，并利用双输入来克服由互成180°的曲柄输入轴3和内齿板5所构成的双相并列双曲柄机构的死点，双内齿板5与输出外齿轮7啮合，啮合相位呈180°，实现功率合流输出。在输出轴8的支承轴承10、11的外圈加装有弹性均载装置，以补偿因制造和装置误差。两根输入曲轴3互成180°的两个偏心曲拐在加工工艺上采用一根曲轴加工，再一分为二，以保正两根偏心曲轴偏心量的精度。因去掉了偏心套，克服了微动磨损，同时加工工艺简单，加工精度易保证。
2.4 双环减速器齿轮参数设计及实验样机制造
在少齿差内啮合传动中，变位系数的确定是设计的关键。齿轮的实际几何尺寸与齿轮的加工方法有直接的关系，所以用不同的齿轮加工方法的计算公式来推导变位系数的迭代公式，所得迭代结果不一样。内啮合齿轮参数计算模块中，已经由公式（2.5）～（2.9）推导了少齿差内啮合传动的各种实际加工情况下的变位系数的计算迭代公式，图（2.3）为齿轮变位系数计算框图。
在变位系数的迭代计算过程中，齿轮变位系数的迭代值会影响实际中心距值，考虑到工厂加工的实际情况，对实际中心距值要进行两位小数的圆整。本文的双环减速器的内啮合齿轮参数为：齿轮模数m=2，外齿轮齿数Zl=56，内齿轮齿数Z2=58，齿顶高系数ha*=0.7，径向间隙系数c*=0.25，插齿刀的齿数为Z0=38，齿顶高系数ha0*=1.25，变位系数X0=0.42。取重合度[ε]=1.1，齿廓干涉系数[GS]=0.05进行迭代计算，当外齿轮用滚齿刀加工，内齿轮用插齿刀加工时，迭代结果为X1=1.37，X2=1.685，圆整中心距a=2.42mm，啮合角a′=39.039°，实际重合度ε=1.124，齿廓干涉系数GS=0.05047。当内外齿轮都用插齿刀加工时，迭代结果为X1=1.231，X2=1.528，圆整中心距a=2.4mm，啮合角a′=38.456°，实际重合度ε=1.1025，齿廓干涉系数Gs=0.050。计算结果见表2.1所示：
表2.1 内啮合齿轮参数
原始参数 |
m |
Z1 |
Z2 |
ha* |
c* |
Z0 |
X0 |
ha0* |
[ε] |
[GS] |
2 |
56 |
58 |
0.7 |
0.25 |
38 |
0.42 |
1.25 |
1.14 |
0.5 |
迭代计算结果 |
X1 |
X2 |
a |
a′ |
ε |
GS |
外齿轮用滚齿加工
内齿轮用插齿加工 |
1.37 |
1.685 |
2.42 |
39.039° |
1.124 |
0.05047 |
X1 |
X2 |
a |
a′ |
ε |
GS |
外齿轮和内齿轮都用插齿加工 |
1.231 |
1.528 |
2.4 |
38.456° |
1.1025 |
0.050 |
根据以上计算的齿轮参数，用内齿环板CAD子系统对齿轮的弯曲强度、接触强度、有限寿命进行初步校校，然后在ideas软件中进行环板及输出齿轮的实体建模，再采用网格自动剖分技术实现齿轮和齿廓的有限元网格划分，进而采用有限元分析技术，对齿轮进行更精确的静、动态力学分析，校合强度，分析齿廓的变形，分析齿廓的几何形状，预测齿轮的重合度。在分析和修改后最终确定齿轮的形状和参数，计算齿轮的加工参数，生成齿轮的零件图，转入图形数据库。
图2.4 为根据计算参数，在ideas软件中得到的内齿环板实体造型图。
图2.5为本文双环减速器输出齿轮轴实体造型图。图2.6为本文双环减速器实验样机的装配图的俯视图。本文的双环减速器实验样机，采用一种新型的环式行星传动装置。
图2.7为本文双环减速器实验样机的实体装配造型图
2.5本章小结
在阐述双环减速器工作原理的基础上，分析了原的单环、双环、三环及四环减速器（专利号：ZL89213292.2、ZL91230087.6、CN85106692.5、ZL93239404.3）的结构特点及运动特性，针对不足，设计、研制了一种新型的双环减速器，并制造了实验样机，用I-Deas软件建立了实验样机的所有零件的实体模型，进行了虚拟装配及运动模拟。同时申请并获得国家实用新型专利（专利号：ZL 01 2 06843.8）。
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