第6章轮系及其设计X.ppt

* 三种正号机构理论上传动比: i1H →∞ 作者：潘存云教授 2)传递动力应采用负号机构, ∵负号机构η 正号机构。 1)正号机构一般用在传动比大而对效率要求不高的辅助机构中，例如磨床的进给机构，轧钢机的指示器等。 两对内啮合 两对外啮合 两对内啮合 3)若单级负号机构不能满足大传动比要求时，可将几个 负号机构串联起来，或采用负号机构与定轴轮系组合 而成复合轮系。其传动比范围： i1H ＝10～60。 选择原则： * 作者：潘存云教授 二、各轮齿数的确定 为了使惯性力互相平衡以及为了减轻轮齿上的载荷，一般采用两个以上的行星轮，且呈对称均布结构（模型为3个，发动机主减多达12个）。为了实现这种结构并正常运转， 各轮的齿数必须满足以下要求： 1)能实现给定的传动比； 3)能均布安装多个行星轮； 2)中心轮和系杆共轴； 4)相邻行星轮不发生干涉。 1.传动比条件 z1+z3 = i1H z1 z1 z3 z2 H * 上式表明:两中心轮的齿数应同时为偶数或奇数。 r3＝r1+ 2r2 当采用标准齿轮传动或等变位齿轮传动时有： z2＝(z3- z1 )/2 2.同心条件 系杆的轴线与两中心轮的轴线重合。 r1 2r2 r3 或 z3＝z1+ 2z2 ＝z1(i1H-2)/2 作者：潘存云教授 z1 z3 z2 H * 作者：潘存云教授 设对称布列有K个行星轮， φ＝2π/k 在位置O1装入第一个行星轮， 3)均布安装条件 能装入多个行星轮且仍呈对称布置，行星轮个数K与各轮齿数之间应满足的条件。 ∵ θ/φ＝ω1 /ωH ＝i1H ＝1+(z3 /z1 ) 则相邻两轮之间的夹角为： 固定轮3，转动系杆H， 使φH＝φ,此时，行星轮从位置O1运动到位置O2， 而中心轮1从位置A转到位置A’，转角为θ。 φ φ A’ θ O2 O1 H A * 作者：潘存云教授 作者：潘存云教授 作者：潘存云教授 1 3 比较得： θ= N(2π/z1 ) 如果此时轮1正好转过N个完整的齿，则齿轮1在A处又出现与安装第一个行星轮一样的情形，可在A处装入第二个行星轮。 结论：当系杆H转过一个等分角φ时，若齿轮1转过N个完整的齿, 就能实现均布安装。 轮1的转角为： 单个齿中心角 结论：要满足均布安装条件，轮1和轮3的齿数之和 应能被行星轮个数K整除。 N =(z1+z3)/k = z1 i1H /k A’ θ O2 O1 φ A θ= N(2π/z1 ) θ A’ A φ 模型验证 * 作者：潘存云教授 即：(z1+z2)sin(π/k) z2+2h*a 4)邻接条件 相邻两个行星轮装入后不发生干涉,即两行星轮中心距应大于两齿顶圆半径之和: 2(r1+r2)sin(φ/2) φ/2 r1+r2 2(r2+h*am) 为便于应用，将前三个条件合并得： z2＝z1(i1H-2)/2 N＝z1 i1H /k 确定各轮齿数时，应保证z1、z2、z3、N为正整数， 且z1、z2、z3均大于zmin。 O1O2 2ra2 O1 O2 配齿公式 z3＝z1(i1H-1)/2 重写前三个条件 * 例：已知i1H＝5，K=3，采用标准齿轮，确定各轮齿数。 解： =6:9:24:10 =1:3/2:4:5/3 若取z1＝18， 验算邻接条件：(18+27)sinπ/3= 39 满足要求。 则z2＝27，z3＝72 27+2 29 ＝z2+2h*a =1:(5-2)/2:(5－1):5/3 配齿公式 * 为了减少因制造误差引起的多个行星轮所承担载荷不均匀的现象，实际应用时往往采用均载装置。 5)行星轮系均载装置 均载装置的结构特点是采用弹性元件使中心轮或系杆浮动。 作者：潘存云教授 中心轮浮动 3 1 2 系杆浮动 3 1 2 * 本章重点： 1.轮系传动比 i 的计算; 2.从动轮转向的判断。 本章作业： * 第六章 轮系及其设计 §6－1 轮系及其分类 §6－2 定轴轮系的传动比及应用 §6－3 周转轮系的组成及传动比 §6－4 复合轮系的传动比及应用 §6－5 行星轮系的类型选择及 设计的基本知识 * §6－1 轮系及其分类 定义：由一系列齿轮组成的传动系统－简称轮系 本章要解决的问题： 轮系分类 周转轮系（轴有公转） 定轴轮系（轴线固定） 复合轮系（两者混合） 差动轮系（F=2） 行星轮系（F=1） 1.轮系传动比 i 的计算; 2.从动轮转向的判断。 平面定轴轮系 空间定轴轮系 * §6－2 定轴轮系的传动比 一、传动比大小的计算 i1m=ω1 /ωm 强调下标记法 对于齿轮系，设输入轴的角速度为ω1，输出轴的角速度为ωm ,中间第i 轴