Development of Speed Reducer with Planocentric Involute Gearing Mechanism
Abstract
A new speed reducer with the planocentric involute gearing mechanism, which can be replaced with a cycloid drive, is developed. This speed reducer eliminates some significant disadvantages of the cycloid drive, which are difficulty in not only designing and manufacturing the tooth profile but also meshing the gears to maintain an accurate center distance. In this paper, to avoid tooth tip interference between internal and external gears and maximize a speed reduction ratio, a pressure angle, a tooth height, a profile shifting factor and the number of teeth are simulated. We manufacture a prototype based on these simulated results of the design specifications (the rated power of 350watts, rated speed of 3600rpm and speed reduction ratio of41:1), of which the overall size is phi;I46mmx95.2mm. A power efficiency test of the prototype is carried out to compare with the cycloid drive.
1. Introduction
Typical speed reducers used widely in industry, which have not only relatively high speed reduction but compactness, have been known as the planetary gear reducer, cycloid drive and harmonic drive. The planetary gear reducer has the advantage of easiness of designing and machining the involute tooth profile as well as little influence of the manufacturing and assembly errors. However, it is difficult to maximize a speed reduction ratio because of the tooth tip interference. Whereas, the cycloid drive, which uses the planocentric cycloid gearing mechanism, has a higher speed reduction ratio than one of the planetary gear reducer. The designing and machining process of the cycloid gear tooth are very difficult and the manufacturing and assembly errors between the cycloid gears and pins (or rollers) seriously affects in a backlash; mesh to maintain an accurate center distance is important . The harmonic drive is used for precision mechanisms required a more higher speed reduction ratio, a little backlash and high compactness, but it has the large moment of inertia due to the wave generator operation and relatively low power efficiency.
In this paper, we developed a new speed reducer with the planocentric involute gearing mechanism which can be replaced with the cycloid drive; the speed reducer can not only have the advantages of the planetary gear reducer but eliminate the above significant disadvantages of the cycloid drive. The key to design the speed reducer is to avoid the tooth tip interference between the internal and external gears and maximize a speed reduction ratio. Therefore, the
objective function is to maximize a speed reduction ratio and the design constraints are considered to set limits to the overall size, contact ratio and bending and contact stresses of the gears. A prototype of the speed reducer with the rated power of 350watts, rated speed of 3600rpm and speed reduction ratio of 41: 1 is optimally designed and manufactured for industrialrobots. A power efficiency test of the prototype is carried out to compare with the cycloid drive.
2. Mechanism layout
2.1 Kinematic diagram
The mechanism of the new speed reducer is similar to one of the cycloid drive, because the planocentric gearing mechanism is used. The input shaft has two cranks with phase difference of 180°, which are inserted into bearings of the two planetary gears, respectively. The ring gear is fixed to the case. The carrier assembly, which consists of the carrier pins, carrier and its output shaft, is designed to transfer a pure rotation of the planetary gears to the central axis of the output shaft. Bearings are installed at the branches between the front of the input shaft and frontal case, between the frontal crankshaft and frontal planetary gear, between the rear crankshaft and rear planetary gear, and between the rear of the input shaft and case. The case is fixed to a frame or an external structure. For the speed reducer, a speed reduction ratio can be deduced as
(1)
Where
: the number of teeth of the planetary gear
: the number of teeth of the ring gear
To maximize a speed reduction ratio, the number of teeth of the planetary gear should be large as many as possible and the difference of the teeth number between the ring and planetary gears should be small as many as possible.
Fig. I. A kinematic diagram of the planocentric speed reducer.
Fig. 2. Checking the tooth tip interference.
2.2 Geometrical considerations in design
The geometric relationship of the tooth tip interference between the ring and planetary gears can be shown in Fig. 2. The tooth tip interference occurs during engagement and disengagement gearing. To prevent a possibility that the tooth tip interference occurs, the path of must clear the point of by adequate margin. The and are the intercepted points between the tip circles of the ring and planetary gears. Thus, a condition that tooth tip interference doesnt occur is determined by arc length between the points of and which is more than 0.05 times as much as the gear module.
= (2)
Where
: Radius of the tip circle of the gear
: Polar angle of the point
: Polar angle ofthe point relative to the ring gear
Fig. 3. A free body diagram of the frontal planetary gear.
The variables ( , and ) of the Eq. (2) are functions of the gearing parameters which are the pressure angle, gear module, number of teeth, profile shifting factors, tooth height, etc for the ring and planetary gears. From the Eq. (2), tooth tip interference is verified if these gearing parameters are given.
2.3 Strength analysis
Figure 3 shows a free body diagram of the frontal planetary gear on loading. The transmitted forces () are acting on the line of ac
剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
减速机的发展与平面中心旋转机构
摘要：
本文设计了具有平心式渐开线机构的新型减速器，其可以代替摆线针轮减速器。 该减速器消除了摆线驱动器的一些显着缺点：难以设计和制造齿廓、而且难以啮合齿轮以保持精确的中心距离。 在本文中，为了避免内齿轮和外齿轮之间的齿尖干涉并且使减速比最大化，模拟了压力角，齿高，轮廓偏移因子和齿数。 根据这些设计规格的模拟结果（额定功率为350瓦，额定转速为3600rpm，减速比为41：1）制造原型，其总尺寸为phi;I46mmx95.2mm。 进行原型的功率效率测试以与摆线减速器进行比较。
- 介绍
工业上广泛使用的典型减速器不仅具有相对高的减速度而且具有紧凑性，已知为行星齿轮减速器，摆线驱动和谐波驱动。行星齿轮减速器具有易于设计和加工渐开线齿廓以及制造和组装误差的影响小的优点。然而，由于齿尖干涉，难以使减速比最大化。然而，使用平心摆线齿轮机构的摆线驱动器具有比行星齿轮减速器中的一个更高的减速比。摆线轮齿的设计和加工过程非常困难，摆线轮和销（或滚轮）之间的制造和组装误差严重影响齿隙;网格以保持精确的中心距离是重要的。谐波驱动用于精密机构，需要更高的减速比，稍微的间隙和高的紧凑性，但由于波发生器运行和相对较低的功率效率，它具有大的惯性矩。
在本文中，我们开发了一种具有平面中心渐开线齿轮机构的新型减速器，减速机不仅具有行星齿轮减速机的优点，而且消除摆线驱动器的上述显着缺点。设计减速机的关键是避免内齿轮和外齿轮之间的齿尖干涉，并使减速比最大化。因此，目标函数是使减速比最大化，并且设计约束被设想为对齿轮的总尺寸，接触比和弯曲和接触应力设置限制。额定功率为350W，额定转速为3600rpm，减速比为41：1的减速机原型为工业机器人设计和制造。进行原型的功率效率测试以与摆线驱动器进行比较。
2.机构布局
2.1运动图
新型减速器的机构类似于摆线驱动，因为使用平面中心齿轮机构。 输入轴具有两个相位差为180°的曲柄，它们分别插入两个行星齿轮的轴承中。 齿圈固定到壳体。 由托架销，托架和其输出轴组成的托架组件设计成将行星齿轮的纯旋转传递到输出轴的中心轴线。 轴承安装在输入轴的前部与前壳体之间，前曲轴与前行星齿轮之间，后曲轴与后行星齿轮之间以及输入轴的后部与壳体之间的分支处。 壳体固定到框架或外部结构。 对于减速机，可以推断减速比
(1)
此处：
行星齿轮的齿数：齿圈的齿数
为了使减速比最大化，行星齿轮的齿数应尽可能大，并且环形齿轮和行星齿轮之间的齿数差应尽可能小。
图 I.平心减速机的运动学图。
图 2.检查齿尖干涉。
2.2设计中的几何考虑
环和行星齿轮之间齿尖干涉的几何关系如图1所示。 2.齿尖干涉发生在啮合和脱离啮合过程中。 为了防止发生齿尖干扰的可能性，的路径必须以足够的余量清除的点。和是环和行星齿轮的尖端圆圈之间的截取点。 因此，不会发生齿尖干扰的条件由和的点之间的电弧长度确定，其大于齿轮模块的0.05倍。
= (2)
此处：
:齿轮尖端圆的半径
：点的极角
：点的极角相对于齿圈
图.3正面行星齿轮的自由体图。
公式的变量（( , 和） （2）是齿轮传动参数的功能，它们是环形和行星齿轮的压力角，齿轮模块，齿数，轮廓移位因子，齿高等。从公式（2），如果给出这些齿轮参数，则验证齿尖干扰。
2.3力量分析
图3显示了正负行星齿轮的自由车身图。传递的力（F_rt，F_m）作用在齿轮对的作用线上。另外，从前曲轴产生轴承反作用力（F_st，F_sn）。反作用力（f_i，i = 1，2，... N / 2）从总数为N的载体销施加。忽略惯性力，我们有三个力和力平衡条件如下：
(3)
（4）
(5)
此处：
：作用在输出轴上的扭矩
:行星齿轮的节圆半径
：载波引脚的节圆半径
承载销和销孔之间的力和变形的关系是基于赫兹接触理论。
(6)
此处：
使用方程 （3） - （6），轴承反作用力如下：
(7)
通过以下AGMA应力方程计算齿根角的弯曲应力（）和齿轮齿表面的接触应力（）。
(8)
(9)
此处：
3概念设计
3.1最优设计流程
为了最大化减速比，考虑了表1中列出的设计参数。 设计新型减速机的规格被认为与表2所列的CNH-6095-43所列的摆线驱动器相同。由Sumitomo CNH-6095-43所述，整体尺寸限制在phi;160mmtimes;110mm。 如果铬钼合金钢（AISI4140）的齿轮超过80％，弯曲和接触应力允许的限制为30 kgf /（mm）^ 2和77 kgf /（mm ）^ 2。
新型减速机的设计是通过简单优化设计检查齿尖干涉，应力，接触比等进行的。详细程序如表3所示
表I.设计参数。
|
齿轮 |
模块 压力角度 牙齿齿数 附录和附录 配置文件移位 面宽 |
m alpha; F |
|
载体 |
载波引脚数 载体销的半径 承载销的长度 承载销的节圆半径 |
表2.设计规格。
|
转速比 额定功率（瓦） 额定输入转速（rpm） |
41:1 350 3600 |
表3.设计算法。
|
I.选择齿数 2.计算减速比，如果大于规定值，则跳过 3.选择齿轮规定范围的常用参数（模块和压力角），齿轮的齿高和轮廓移位系数 4.检查齿尖干扰，如果公式 （2）不满足。 5.检查接触率，如果小于1.2则跳过 6.计算作用在行星齿轮上的额定功率和输入速度的传递力，如表I所列。 7.选择行星齿轮的宽度 8.检查齿轮的弯曲和接触应力，如果这些值大于规定的允许齿数，则跳过。 9.计算环形齿轮的总直径，如果大于预定齿数，则跳过 10.在选择的可行解决方案中，选择设计参数以最大化减速比并最大限度地减小总体尺寸。 |
3.2设计结果
牙齿数不同4;齿圈171齿数和行星齿轮167齿数，减速比为41：1的新减速机设计如表4所示。设计的减速机的显着性能与的基准摆线驱动器（CNH-6095-43）。表5中列出的设计减速器的接触和弯曲应力由AGMA应力方程[Eq. （8）和（9）]。摆线驱动器的接触应力和轴承反作用力由SungChul Lee等人的研究计算得出。接触应力接近两倍，但是轴承反作用力下降了19％，总体尺寸大致相同。
应力的弱点通过有限元法（FEM）软件（ANSYS）进行检验。图4显示了在最大载荷作用在行星齿轮节距上的情况下，齿根圆角的弯曲应力。圆角的最大弯曲应力为23.25 kgf /(mm)^ 2，另外， 5表示行星齿圈与齿圈之间的接触应力，最大接触应力为30.44 kgf /(mm)^ 2。这些应力与AGMA应力方程式的计算值相似，因此可以安全地设计减速器。
表4.设计结果。
|
齿轮 |
载体 |
||
|
m a F |
0.75 mm 30 0 167 171 0.75 mm 0.75 mm 0 0.05 12mm |
4 10mm 50mm 42mm |
|
表5.摆线驱动器的比较。
|
设计减速机 |
摆线驱动（CNH-6095-43） |
|
|
弯曲应力21.1齿轮（kgf /(mm)^ 2） |
21.1 |
- |
|
28.2齿轮接触应力（kgf /(mm)^ 2） |
28.2 |
12.9 |
|
轴承反应125.0 154.9力（kgf） |
125.0 |
154.9 |
|
外形尺寸（mm） |
phi;146x95.2 |
phi;145x100 |
图4.行星齿轮的弯曲应力，
图5.行星齿轮与环形齿轮之间的接触应力。
图6.平心球减速机的实体模型。
图7.中心式减速机的制造零件。
图8.中心减速机的试验台。
4原型评估
4.1原型设计
根据表4所列概念设计的结果，我们做了细节设计。具有偏心为1.5mm的曲轴的输入轴和连接到载体的输出轴被设计。我们使用COBRA（先进旋转机械动力学，1994）的软件根据计算的轴承径向力来验证五个轴承的疲劳寿命。基于反作用力，设计了与行星齿轮的销孔接触的插入辊套（干轴承）中的四个行星销。实体模型如图1所示。 6由商业CAD软件。 （专业/工程师）
4.2原型制造
图7显示了减速机的制造部件。主要成分;行星齿轮和环形齿轮由典型的滚齿机加工。输入轴（曲轴），输出轴（载体）和承载销由CNC机床加工，其他部件采用通用车床和铣床加工。
图9.平衡心率减速器与摆线驱动器之间的测量效率比较。
4.3性能测试
图8显示了测试原型的功率传输效率的测试台。测试台由电源（交流伺服电机），转矩传感器和测功机组成。原型机的输入轴与转矩传感器直接相连，输出轴也直接与测力计相连。在38N-m的恒定输出转矩（测力计制动转矩）和可变输入速度的条件下进行原型的功率效率测试。图9显示了在相同条件下测量的原型和基准摆线驱动器（CNH-6095-43）的效率。的功率效率
原型测量高达80％。根据原型和摆线驱动之间的效率比较，效率的差异约为5％，这是轻微的。因此，我们认为新的减速机适合用摆线驱动器代替，在工业上广泛应用。
5.结论
开发的具有平心面渐开线齿轮传动装置的新型减速机。为了避免齿尖干扰并使减速比最大化，模拟了压力角，齿高，轮廓移位系数和齿数。采用设计规范的这些模拟结果制造了原型，并进行了与摆线驱动器比较的效率测试。 （RV-20）
（I）在总体尺寸为phi;146mmtimes;95.2mm的范围内，可以设计额定功率为350瓦，额定转速为3600转，减速率为41：I的减速机。
（2）环和行星齿轮的模块数和齿数分别为0.75,171和167。压力角被确定为30°以避免齿尖干扰。
（3）原型机的功率效率高达80％。原型和摆线驱动之间的效率差异约为5％，这是轻微的。该原型适合用摆线驱动器代替。
（4）新模式的关键点由于制造和装配错误的影响不大，被认为是制造经济的。
新型行星的动力特性分析和实验研究小齿数差齿轮装置
摘要：
针对小齿数差（PGSTD）减速器的内啮合行星齿轮，提出动态特性分析。首先，进行静态有限元（FE）分析，以检查齿轮齿中应力分布的结构强度。第二，通过动态接触FE方法，获得了齿网的内部动态激励，包括网格刚度激励，传输误差激励和网格冲击激励。根据建立的动态FE模态分析模型，计算了行星齿轮装置（PGA）的固有频率和模态形状，并综合考虑了内部和外部激励情况，对其结构动力响应和加速度噪声进行了研究。最后，利用振动试验设备对PGA进行噪声和振动试验。结果证实，预测值与实验结果一致。
1.介绍
PGSTD驱动是一种新型的齿轮传动，具有传动效率高，传动比范围广，重量轻，结构紧凑，承载能力强等优点，可以代替普通多级齿轮，实现大量实用应用程序。结果引起了国内外的高度关注。众所周知，在实际应用中，不合需要的动态行为可能出现在包括PGA在内的齿轮单元中，导致不可接受的性能特征，例如噪声和振动，这不仅会使工作环境恶化，而且降低机器系统的耐久性和可靠性。实际上，它们与齿轮啮合变形引起的齿轮对的动态行为密切相关。因此，动态响应的预测对于设计更好的齿轮装置至关重要。许多学者根据非线性振动理论对齿轮系动态特性进行了广泛的研究。
[1]开发了一种齿轮耦合转子 -
剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
资料编号：[137364]，资料为PDF文档或Word文档，PDF文档可免费转换为Word
课题毕业论文、开题报告、任务书、外文翻译、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。
