擺線針輪減速機故障分析和設計改進
發布時間：2018-01-17 23:18:00 點擊：
本文針對某型號擺線針輪減速機的故障原因，對擺線齒形進行了優化設計，改善了齒面受力情況，滿足了實際生產應用。
一、問題的提出
長期以來，減速機廠家生產的擺線針輪減速機的返修率達 5 0 ％左右，故障原因集中反映為：溫升高、擺線輪齒面燒壞（即膠合狀）。針對于這一行情現狀，作者對該型號、速比的擺線針輪減速機進行了故障分析和設計修改。
二、對故障原因的分析
擺線針輪減速機在傳遞功率的過程中，主要受力在內部的擺線輪上。而擺線輪在工作中主要受三種力的作用：
1 ．針齒與擺線輪齒嚙合和作用力；
2 ．輸出機構柱銷對擺線輪的作用力 ；
3 ．轉臂軸承對擺線輪的作用力。
以上三種作用力中，針齒與擺線輪齒嚙合的作用力，是直接影響齒面溫升和燒壞（膠合）的主要作用力，因此，改善齒面受力情況、均衡嚙合齒面的受力條件，是解決問題的關鍵所在。下面針對該作用力來分析其受力狀況。
三、針齒與擺線輪齒嚙合的作用力
（一）、見圖 1 ，假設輪齒固定不動，對擺線輪（行星輪）加一作用力矩Tc，在 Tc作用下，由于傳力零件的彈性變形，擺線輪轉過一個β角，如果擺線輪體、針齒套和轉臂軸承的變形忽略不計，求得針齒銷得彎曲和輪齒接觸擠壓的總變形。對針齒 2、3、4、 （圖1）分別為：δ2＝l2β；δ3＝l3β；
假定針齒承受載荷F2、F3、F4 和相應的變形l2β、l3β、l4β 成線性關系。由于和不同的針齒嚙合時，因當量曲率變化引起的非線性對于我們所取的δ和 l 之間的關系只引起很小的偏差，所以上述假設是允許的。計算總變形的受力情況，是根據傳遞功率時，擺線輪同時受力的齒數來確定的。
1．確定擺線輪與針輪同時嚙合傳力齒數原則，是保證擺線針輪行星傳動具有優點的關鍵，在于合理的多齒嚙合。合理范圍的多齒嚙合，其主要根據以下兩點：
（1）應保證在區間［φm、φn］內，如圖2。
（2 ）區間的始位φm不宜過小，終位φn不宜過大。
通過對國內外一些擺線針輪行星減速機參數和性能的分析比較，推薦φm與φn范圍為φm>25°、φn<100°,同時嚙合傳力的齒數，根據針齒數 Zp的多少，控制在 4～7 個齒左右。
2 ．由以上分析，在同型號、同功率、同速比范圍內，確保傳遞時的嚙合齒數，使其受力均衡，是解決機械內部
發熱的關鍵。
3．為了便于計算分析，現暫不考慮其它受力情況，下面主要針對擺線輪在最大力臂處作用在針齒上的最大載荷Fmax來加以分析。找出溫升高的根源。并加以解決。
（二）、擺線輪在最大力臂處作用在針齒上的最大載荷 Fm a x：
1．最大載荷是在最大力臂lmax＝rc’的針齒處。
見圖 3 。式中，rc’－擺線輪節圓半 徑 。
2．作用在第i個針齒上的力可用下式確 定 ：
被擺線輪傳遞的轉矩：
式中方括號中的值為常數，等于 0 .2 5 ，故得
考慮到 ，代入上式得
式中：k1－短幅系數；Zc－擺線輪齒數；rp－針齒中心圓直徑。
在工程制造中，考慮制造誤差一般?。篢c＝0.55T
3．最大受力處Fi的確定
根據有關資料：Fmax在（接近于）φi＝φn＝arccosk1處 （2 ）
4 ．偏心距 A 的確定：
（三）根據以上分析，將該型號、速比的行星減速機有關技術參數，代入上（1 ）（2 ）（3 ）式中進行計算。
1．原型號、速比減速機的技術參數見表 1 。
2 ．減速機輸出總轉矩 T ：
3 ．最大力臂處的最大載荷 Fm a x：由（1 ）式可知
故：Fmax＝ 2.2x693.59/(0.4444x11x0.135)＝2312.2（N）
4．最大受力點針齒中心矢徑的轉角φ i ：
由（2）式可知：φi＝arccosk1
因擺線針輪減速機同型號的針齒中心圓不變，傳遞功率不變，傳動比不變，由圖3 可看出，改變針齒中心矢徑角的大小，可改變最大受力點的作用力。而改變矢徑角的大小，與短幅系數有關，而短幅系數又直接與偏心距有關。目前我們國內設計擺線針輪減速機，確定有關技術參數時，受行星擺線傳動原理短幅系數的取值范圍限制及原設計手冊限制制，設計參數和取值范圍都較小，因而偏心距也較小?，F國際上（特別是九十年代的日本）在短幅系數的取值上，大大突破了原有的設計思想。盡可能的提高短幅系數值，增大偏心距，使其擺線齒形由較平坦的擺線齒面，形成凹度較大的擺線齒面，從而改善原有的受力條件，大幅度提高了傳遞功率。從該型號、速比的減速機來看：適當增大偏心距和短幅系數，減小矢徑角，可減少最大轉臂處的作用力。
四．重新確定偏心距 A ，設計擺線輪有關參數
1．根據該機型現有結構和內部有關機件強度，取偏心距：
A ＝ 6 （m m ）
2 ．根據偏心距，計算其它技術參數 ：
(1) 短幅系數k1:
2) 計算擺線輪頂圓半徑rac：
3) 計算擺線輪齒根圓半徑rfc：
一、問題的提出
長期以來，減速機廠家生產的擺線針輪減速機的返修率達 5 0 ％左右，故障原因集中反映為：溫升高、擺線輪齒面燒壞（即膠合狀）。針對于這一行情現狀，作者對該型號、速比的擺線針輪減速機進行了故障分析和設計修改。
二、對故障原因的分析
擺線針輪減速機在傳遞功率的過程中，主要受力在內部的擺線輪上。而擺線輪在工作中主要受三種力的作用：
1 ．針齒與擺線輪齒嚙合和作用力；
2 ．輸出機構柱銷對擺線輪的作用力 ；
3 ．轉臂軸承對擺線輪的作用力。
以上三種作用力中，針齒與擺線輪齒嚙合的作用力，是直接影響齒面溫升和燒壞（膠合）的主要作用力，因此，改善齒面受力情況、均衡嚙合齒面的受力條件，是解決問題的關鍵所在。下面針對該作用力來分析其受力狀況。
三、針齒與擺線輪齒嚙合的作用力
（一）、見圖 1 ，假設輪齒固定不動，對擺線輪（行星輪）加一作用力矩Tc，在 Tc作用下，由于傳力零件的彈性變形，擺線輪轉過一個β角，如果擺線輪體、針齒套和轉臂軸承的變形忽略不計，求得針齒銷得彎曲和輪齒接觸擠壓的總變形。對針齒 2、3、4、 （圖1）分別為：δ2＝l2β；δ3＝l3β；
假定針齒承受載荷F2、F3、F4 和相應的變形l2β、l3β、l4β 成線性關系。由于和不同的針齒嚙合時，因當量曲率變化引起的非線性對于我們所取的δ和 l 之間的關系只引起很小的偏差，所以上述假設是允許的。計算總變形的受力情況，是根據傳遞功率時，擺線輪同時受力的齒數來確定的。
1．確定擺線輪與針輪同時嚙合傳力齒數原則，是保證擺線針輪行星傳動具有優點的關鍵，在于合理的多齒嚙合。合理范圍的多齒嚙合，其主要根據以下兩點：
（1）應保證在區間［φm、φn］內，如圖2。
（2 ）區間的始位φm不宜過小，終位φn不宜過大。
通過對國內外一些擺線針輪行星減速機參數和性能的分析比較，推薦φm與φn范圍為φm>25°、φn<100°,同時嚙合傳力的齒數，根據針齒數 Zp的多少，控制在 4～7 個齒左右。
2 ．由以上分析，在同型號、同功率、同速比范圍內，確保傳遞時的嚙合齒數，使其受力均衡，是解決機械內部
發熱的關鍵。3．為了便于計算分析，現暫不考慮其它受力情況，下面主要針對擺線輪在最大力臂處作用在針齒上的最大載荷Fmax來加以分析。找出溫升高的根源。并加以解決。
（二）、擺線輪在最大力臂處作用在針齒上的最大載荷 Fm a x：
1．最大載荷是在最大力臂lmax＝rc’的針齒處。
見圖 3 。式中，rc’－擺線輪節圓半 徑 。
2．作用在第i個針齒上的力可用下式確 定 ：
被擺線輪傳遞的轉矩：
式中方括號中的值為常數，等于 0 .2 5 ，故得
考慮到 ，代入上式得
式中：k1－短幅系數；Zc－擺線輪齒數；rp－針齒中心圓直徑。
在工程制造中，考慮制造誤差一般?。篢c＝0.55T
3．最大受力處Fi的確定
根據有關資料：Fmax在（接近于）φi＝φn＝arccosk1處 （2 ）
4 ．偏心距 A 的確定：
（三）根據以上分析，將該型號、速比的行星減速機有關技術參數，代入上（1 ）（2 ）（3 ）式中進行計算。
1．原型號、速比減速機的技術參數見表 1 。
2 ．減速機輸出總轉矩 T ：
3 ．最大力臂處的最大載荷 Fm a x：由（1 ）式可知
故：Fmax＝ 2.2x693.59/(0.4444x11x0.135)＝2312.2（N）4．最大受力點針齒中心矢徑的轉角φ i ：
由（2）式可知：φi＝arccosk1
因擺線針輪減速機同型號的針齒中心圓不變，傳遞功率不變，傳動比不變，由圖3 可看出，改變針齒中心矢徑角的大小，可改變最大受力點的作用力。而改變矢徑角的大小，與短幅系數有關，而短幅系數又直接與偏心距有關。目前我們國內設計擺線針輪減速機，確定有關技術參數時，受行星擺線傳動原理短幅系數的取值范圍限制及原設計手冊限制制，設計參數和取值范圍都較小，因而偏心距也較小?，F國際上（特別是九十年代的日本）在短幅系數的取值上，大大突破了原有的設計思想。盡可能的提高短幅系數值，增大偏心距，使其擺線齒形由較平坦的擺線齒面，形成凹度較大的擺線齒面，從而改善原有的受力條件，大幅度提高了傳遞功率。從該型號、速比的減速機來看：適當增大偏心距和短幅系數，減小矢徑角，可減少最大轉臂處的作用力。
四．重新確定偏心距 A ，設計擺線輪有關參數
1．根據該機型現有結構和內部有關機件強度，取偏心距：
A ＝ 6 （m m ）
2 ．根據偏心距，計算其它技術參數 ：
(1) 短幅系數k1:
2) 計算擺線輪頂圓半徑rac：
3) 計算擺線輪齒根圓半徑rfc：
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