偏心齿轮-非圆齿轮行星系取苗机构的运动学建模与参数优化
偏心齿轮－非圆齿轮行星系取苗机构的运动学建模与参数优化
叶秉良俞高红陈志威赵匀
浙江理工大学机械与自动控制学院，杭州３１００１８
摘要：针对目前蔬菜移栽作业中半自动移栽机需要人工喂苗、工作效率低等缺点，以及日本自动移栽机的复杂结构、高制造成本和工作效率不高等问题，设计了一种应用于蔬菜钵苗自动移栽机的偏心齿轮－非圆齿轮行星系自动取苗机构。
在分析该旋转式自动取苗机构的结构特点和工作原理的基础上，建立了机构的运动学模型，开发了基于Ｖｉｓｕａｌ Ｂａｓｉｃ６．０的计算机辅助分析与优化软件对机构的结构参数进行优化。通过人机交互优化方法，得出了结构参数对取苗臂尖点运动轨迹和优化目标的影响规律，进而优化得到满足蔬菜钵苗自动取苗要求的机构结构参数。
运动学；模型；优化；蔬菜移栽机；取苗机构；偏心齿轮－非圆齿轮
１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ． １００２－６８１９．２０１１．１２．００２
Ｓ２２３．９２Ａ１００２－６８１９（２０１１）－ １２－０００７－０６
２０１１－０３－２５２０１１－０５－２２
基金项目：国家自然科学基金项目（５１１７５４７７）；浙江省现代农业装备与设
施产业创新团队项目（２００９Ｒ５０００１，２０１１Ｒ０９００１－１１）；浙江省自然科学基金
项目（Ｙ１１１０６９１）
作者简介：叶秉良（１９７２－），男，浙江东阳人，副教授，博士生，研究方
向：机构创新、数值分析与综合。杭州浙江理工大学机械与自动控制学院，
３１００１８。Ｅｍａｉｌ： ｚｉｓｔ ＿ｖｂｌ＠ｚｓｔｕ．ｅｄｕ．ｃｎ．
通信作者：赵匀（１９４３－），男，教授，博士生导师，研究方向：机构
创新、数值分析与综合。杭州浙江理工大学机械与自动控制学院，３１００１８。
Ｅｍａｉｌ： ｚｈａｏｙｕｎ＠ｚｓｔｕ．ｅｄｕ．ｃｎ
万方数据
万方数据
万方数据
万方数据
＠＠［１］ 李其昀，汪遵元．双输送带式栽植器主要结构参数的分析
［Ｊ］．农业机械学报，１９９７，２８（４）： ４６－４９．
Ｌｉ Ｑｉｙｕｎ， Ｗａｎｇ Ｚｕｎｙｕａｎ． Ｍａｉｎ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｐａｒａｍｅｔｅｒ ａｎｄ
ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｎ ｐｌａｎｔｉｎｇ ａｐｐａｒａｔｕｓ ｗｉｔｈ ｔｗｉｎ ｃｏｎｖｅｙｅｒ ｂｅｌｔ［Ｊ］．
Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｆｏｒ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ
Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ， １９９７， ２８（４）： ４６－４９． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ
ａｂｓｔｒａｃｔ）
＠＠［２］ Ｓｕｇｇｓ Ｃ Ｗ， Ｔｈｏｍａｓ Ｔ Ｎ， Ｅｄｄｉｎｇｔｏｎ Ｄ Ｌ， ｅｔ ａｌ． Ｓｅｌｆ－ｆｅｅｄｉｎｇ
ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ ｆｏｒ ｔｏｂａｃｃｏ ａｎｄ ｖｅｇｅｔａｂｌｅ ｃｒｏｐｓ［Ｊ］． Ａｐｐｌｉｅｄ
Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｉｎ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒｅ， １９８７， ３（２）： １４８－１５２．
＠＠［３］ Ｓｈａｗ Ｌ Ｎ． Ａｕｔｏｍａｔｉｃ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ ｆｏｒ ｖｅｇｅｔａｂｌｅｓ［Ｊ］． Ｐｒｏｃ． Ｆｌａ．
Ｓｔａｔｅ Ｈｏｒｔ． Ｓｏｃ． １９９７， １１０： ２６２－２６３．
＠＠［４］ 王君玲，高玉芝，李成华．蔬菜移栽生产机械化的现状与
发展方向［Ｊ］．农机化研究，２００４（３）： ４２－４３．
＠＠［５］ 胡鸿烈，顾世康，曾爱军，等．导苗管式栽植器的设计与
试验［Ｊ］．农业工程学报，１９９５，１１（２）： ５９－６４．
Ｈｕ Ｈｏｎｇｌｉｅ， Ｇｕ Ｓｈｉｋａｎｇ， Ｚｅｎｇ Ａｉｊｕｎ， ｅｔ ａｌ． Ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ
ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ｏｎ ｐｌａｎｔｉｎｇ ａｐｐａｒａｔｕｓ ｗｉｔｈ ｓｅｅｄｌｉｎｇ－ｇｕｉｄｉｎｇ
ｔｕｂｅ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ
Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ， １９９５， １１（２）： ５９－６４． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ
ａｂｓｔｒａｃｔ）
万方数据
＠＠［６］ Ｄｏｎｇ Ｆｅｎｇ， Ｂａｉ Ｘｕｅｙｕａｎ， Ｚｈａ Ｊｉａｎｗｅｎ， ｅｔ ａｌ． Ｆｅｅｄｉｎｇ ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ｏｆ ｂｅｌｔ ｃｏｎｖｅｙｅｒ ｔｙｐｅ ｓｅｅｄｌｉｎｇ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ， ２００１， １７（１）： ７４－７７．
＠＠［７］ 徐丽明，张铁中，史志清．玉米自动移栽机取苗机械的设 计［Ｊ］．中国农业大学学报，２０００，５（４）： ５８－６０．
Ｘｕ Ｌｉｍｉｎｇ， Ｚｈａｎｇ Ｔｉｅｚｈｏｎｇ， Ｓｈｉ Ｚｈｉｑｉｎｇ． Ｄｅｓｉｇｎ ｏｎ ｔｈｅ ｐｉｃｋｉｎｇ ｓｅｅｄｌｉｎｇ ｍａｃｈｉｎｅｒｙ ｉｎ ｔｈｅ ｍａｉｚｅ ａｕｔｏ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ［Ｊ］． Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｃｈｉｎａ ａｇｒｉｃｕｌｔｒｕａｌ ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， ２０００， ５（４）： ５８－６０． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ ａｂｓｔｒａｃｔ）
＠＠［８］ Ｌｉ Ｑｉｙｕｎ， Ｚｈａ Ｊｉａｎｗｅｎ， Ｄｉｎｇ Ｍｅｉｘｉａ． Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｓｌｉｄｅｗａｙ ｐａｒｔｉｎｇ－ｂｏｗｌ－ｗｈｅｅｌ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ ＣＳＡＥ， ２００３， １９（５）： ９８－ １０３．
＠＠［９］ 张诗，田素博，邱立春，等．穴盘苗自动移栽机械手的结 构设计与仿真［Ｊ］．沈阳农业大学学报，２００７，３８（３）： ４３７ －４３９．
Ｚｈａｎｇ Ｓｈｉ， Ｔｉａｎ Ｓｕｂｏ， Ｑｉｕ Ｌｉｃｈｕｎ， ｅｔ ａｌ． Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｎ ｍａｎｉｐｕｌａｔｏｒ ｏｆ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｉｎｇ ｐｏｔｔｅｄ ｔｒａｙ ｓｅｅｄｌｉｎｇｓ［Ｊ］． Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｓｈｅｎｙａｎｇ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， ２００７， ３８（３）： ４３７－４３９． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ ａｂｓｔｒａｃｔ）＠＠［１０］ Ｃｈｏｉ Ｗ Ｃ， Ｋｉｍ Ｄ Ｃ， Ｒｙｕ Ｉ Ｈ， ｅｔ ａｌ． Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ ｓｅｅｄｌｉｎｇ ｐｉｃｋ－ｕｐ ｄｅｖｉｃｅ ｆｏｒ ｖｅｇｅｔａｂｌｅ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒｓ［Ｊ］． ＡＳＡＥ， ２００１， ４５（１）： １３－ １９．
＠＠［１１］ Ｋｏｎｏｓｕｋｅ Ｔｓｕｇａ． Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ ｆｕｌｌｙ ａｕｔｏｍａｔｉｃ ｖｅｇｅｔａｂｌｅ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ［Ｊ］． ＪＡＲＱ， ２０００， ３４：２１－２８．
＠＠［１２］伊藤尚胜，清水修一，和田俊郎，等．移植机的苗移植机 构［Ｐ］．中国专利：ＺＬ９９１１８７４０．７，２０００．０５．
＠＠［１３］尹建军，赵匀，张际先．高速插秧机差速分插机构的工作 原理及其ＣＡＤ／ＣＡＥ［Ｊ］．农业工程学报，２００３，１９（３）： ９０ －９４．
Ｙｉｎ Ｊｉａｎｊｕｎ， Ｚｈａｏ Ｙｕｎ， Ｚｈａｎｇ Ｊｉｘｉａｎ． Ｗｏｒｋｉｎｇ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ａｎｄ ＣＡＤ／ＣＡＥ ｏｆ ｔｈｅ ｓｅｐａｒａｔｉｎｇ－ｐｌａｎｔｉｎｇ ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ｗｉｔｈ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌ ｅｌｌｉｐｔｉｃ ｇｅａｒ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ ｈｉｇｈ－ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｒｉｃｅ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ， ２００３， １９（３）： ９０－９４． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ ａｂｓｔｒａｃｔ）
＠＠［１４］ Ｂｒｅｗｅｒ Ｈ Ｌ． Ｃｏｎｃｅｐｔｕａｌ ｍｏｄｅｌｉｎｇ ａｕｔｏｍａｔｅｄ ｓｅｅｄｉｎｇ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｆｒｏｍ ｇｒｏｗｉｎｇ ｔｒａｙｓ ｔｏ ｓｈｉｐｐｉｎｇ ｍｏｄｕｌｅｓ［Ｊ］． ＡＳＡＥ， １９９４， ３７（４）： １０４３－ １０５１．
＠＠［１５］俞高红，钱孟波，赵匀，等．偏心齿轮－非圆齿轮行星系分 插机构运动机理分析［Ｊ］．农业机械学报，２００９，４０（３）： ８１ －８４．
Ｙｕ Ｇａｎｈｏｎｇ， Ｑｉａｎ Ｍｅｎｇｂｏ， Ｚｈａｏ Ｙｕｎ， ｅｔ ａｌ． Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｋｉｎｅｍａｔｉｃ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｏｆ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｉｎｇ ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ｗｉｔｈ ｅｃｃｅｎｔｒｉｃ ｇｅａｒｓ ａｎｄ ｎｏｎ－ｃｉｒｃｕｌａｒ ｇｅａｒｓ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｆｏｒ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ， ２００９， ４０（３）： ８１－８４． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ ａｂｓｔｒａｃｔ）
＠＠［１６］赵匀．农业机械分析与综合［Ｍ］．北京：机械工业出版社， ２００８．
＠＠［１７］李革，陈孝明，俞高红，等．基于ＶＢ的旋转式分插机构 运动干涉判别方法［Ｊ］．农业机械学报，２００７，３８（１１）： ４４ －４７．
Ｌｉ Ｇｅ， Ｃｈｅｎ Ｘｉａｏｍｉｎｇ， Ｙｕ Ｇａｏｈｏｎｇ， ｅｔ ａｌ． Ｄｉｓｔｉｎｇｕｉｓｈｉｎｇ ｍｅｔｈｏｄ ｆｏｒ ｍｏｔｉｏｎ ｉｎｔｅｒｆｅｒｅｎｃｅ ｏｆ ｒｏｔａｒｙ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｉｎｇ ｍｅｃｈａｎｉｓｍ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｆｏｒ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ， ２００７， ３８（１１）： ４４－４７． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ ａｂｓｔｒａｃｔ）
＠＠［１８］王文明，窦卫国，王春光，等．２ＺＴ－２型甜菜移栽机移植 系统的参数分析［Ｊ］．农业机械学报，２００９，４０（１）： ６９－７３．Ｗａｎｇ Ｗｅｎｍｉｎｇ， Ｄｏｕ Ｗｅｉｇｕｏ， Ｗａｎｇ Ｃｈｕｎｇｕａｎｇ， ｅｔ ａｌ．Ｐａｒａｍｅｔｅｒ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｔｈｅ ｐｌａｎｔｉｎｇ ｐｒｏｃｅｓｓ ｏｆ ２ＺＴ－２ ｂｅｅｔ ｔｒａｎｓｐｌａｎｔｅｒ［Ｊ］． Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｆｏｒ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ， ２００９， ４０（１）： ６９－７３． （ｉｎ Ｃｈｉｎｅｓｅ ｗｉｔｈ Ｅｎｇｌｉｓｈ ａｂｓｔｒａｃｔ）
Ｋｉｎｅｍａｔｉｃｓ ｍｏｄｅｌｉｎｇ ａｎｄ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｓｅｅｄｌｉｎｇ ｐｉｃｋ－ｕｐ ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ｏｆ ｐｌａｎｅｔａｒｙ ｇｅａｒ ｔｒａｉｎ ｗｉｔｈ ｅｃｃｅｎｔｒｉｃ ｇｅａｒ ａｎｄ
ｎｏｎ－ｃｉｒｃｕｌａｒ ｇｅａｒ
Ｙｅ ＢｉｎｇｌｉａｎｇＹｕ ＧａｏｈｏｎｇＣｈｅｎ ＺｈｉｗｅｉＺｈａｏ Ｙｕｎ
万方数据
齿轮系的运动分析
16.2齿轮系的运动分析 齿轮系由曲轴齿轮、惰齿轮和凸轴齿轮。本例要模拟三个齿轮键的运动。 （1）设置齿轮系的连接。须分别定义简易曲轴齿轮、简易惰性轮、简易凸轮轴齿轮与简易机体之间的旋转运动副。 （2）设置齿轮副连接。定义曲轴齿轮与惰齿轮之间、凸轮轴齿轮与惰齿轮之间的齿轮副连接。 （3）模拟仿真。 （4）运动分析。 16.2.1设置齿轮系的连接 1.新建组文件 （1）点击“开始”选取“机械设计”中的“装配件设计”模块。 （2））进入装配件设计模块后，点击添加现有组件图标，再点击模型树上的Product1图标，此时会出现文件选择对话框，按住Ctrl键，分别选取“Chapter16/ duo-gear.CATPart、qu-zhou-gear.CATPart、tu-lun-gear.CATPart、duolunzhou.CATproduct、jianyi-quzhou.CATpart、jianyi-tulunzhou. CATPart、jianyi-jizuo. CATpart”，将这些零件体载入到Product1中. (3) 此时，零件体载入后重合到一起，点击分解图标，出现分解对话框,然后点击模型树上的Product1,点击确定，此时弹出警告对话框，警告各零件的位置会发生变，点击警告对话框的按钮“是”，我们会发现各个零件分解开来。如图16-101所示。
图16-101 分解重和的各个零件 2.设置各简易齿轮轴与简易机座之间的运动连接 （1）点击“开始”选取“数字模型”中的“DMU Kinematics（数字模型运动）”模块，进入模型运动工作台。 （2）单击“Kinematics Joint(运动饺)”工具栏中的“Revolnte Joint(旋转铰)”按 钮，弹出“Joint Creation: Revolute(生成旋转铰)”对话框。如图16-101所示。 图16-101 “Joint Creation: Revolute(生成旋转铰)”对话框 （3）单击对话框中的“New Mechanism(新运动机构)“按钮弹出“Mechanism Creation(生成运动机构)”对话框，单击对话框中的“确定”按钮，按照对话框中的默认机构名称“Mechanism.1”生成新的运动机构。同时“Mechanism Creation(生成运动机构)”对话框被关闭，回到“Joint Creation:Revolute(生成旋转铰)”对话框。
用romax软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程
用r o m a x软件进行齿轮强 度分析及齿形优化流程-标准化文件发布号：（9456-EUATWK-MWUB-WUNN-INNUL-DDQTY-KII
用romax软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程 （吕浚潮） 目录 1.建立流程目的 2.用romax软件建模过程 3.强度分析过程 4.齿轮优化过程 4.1 齿向优化 4.2 齿廓优化 5.结论 1.建立流程目的 用romax软件对齿轮及轴进行建模，首先进行强度分析。由于轴、轴承、齿轮的变形及受载，必然导致轮齿变形及及错位，减小单位啮合长度的最大载荷及传递误差（减小啮合噪声），对轮齿进行齿向及齿形修形，这样可以有效减小啮合线单位长度上的载荷，减小载荷突变，可减小啮合噪声。 2.用romax软件建模过程 本部分简要地阐述了用romax软件建立换挡机构的过程，按先后顺序建立轴、轴承、齿轮，然后装配到一起，最后设置边界条件，建立分析工况。具体过程如下： (1) 通过菜单栏的components按钮增加一个组（add New assemble/component），弹出图2所示对话框。 图2.1 为模型增加一个部件 (2) 首先增加一个轴组件，如图2.2，单击ok按钮。
图2.2 增加一个轴组件 (3) 建立轴各段的截面形式、直径和长度，如图2.3。 设置轴各段的长度、截面直径、圆 图2.3 建立轴各段的直径、长度及截面形式 (4)当建完轴后，点击增加轴承按钮，打开轴承增加页面，选择符合要求的轴承。
增加轴承按 选择轴承界 图2.4 增加轴承界面 (5) 指定轴承安装在轴上的位置，如图2.5。 设定轴承在轴上位 图2.5 设置轴承位置截面
行星传动比及啮合频率计算
行星传动传动比及啮合频率计算 特征频率主要包含转频和啮合频率，根据传动比计算的结果，可以相应的算出每个齿轮相对应的转速n ，则转频60i i f n =，齿轮啮合频率等于该齿轮的转频乘以它的齿数。相互啮合的两个齿轮的啮合频率是相等的。即zi i i f f z =?。而齿轮的振动谱就是以该基频（zi f ）波和高次谐波所组成的谱，因此在故障诊断中具有重大意义。又因为相互啮合的两个齿轮的啮合频率是相等的，所以一组行星轮系当中只要计算中心论转速即可。 1 a 1 b 1 c 2 a 2 b 2 c Input Shaft Output Shaft 2 d 1 d 3 d 4 d 齿轮模型 齿轮箱各级齿轮参数 参数 行星齿轮箱 平行轴齿轮箱 一级 二级 高速级 低速级 a 1 b 1 c 1 a 2 b 2 c 2 d 1 d 2 d 3 d 4 模数 1 1 1 1 1 1 1.5 1.5 1.5 1.5 齿数 20 40 100 28 36 100 29 100 90 36 个数 1 3 1 1 4 1 1 1 1 1
n –输入转速； Za1–第一级太阳轮齿数；Zb1 –第一级行星轮齿数；Zc1–第一级内齿圈齿数； Za2 –第二级太阳轮齿数；Zb2 –第二级行星轮齿数；Zc2 –第二级内齿圈齿数； （1） 一级行星轮系： 111111a H c c H a n n z n n z -=-- 其中，n n n a c ==11,0 ，则 )1//(11111+==a c a H b z z n n n =n 6 1 （2） 二级行星轮系： 222 222 a H c c H a n n z n n z -=--其中， 1 22,0H a c n n n ==，则 )1//(22222+==a c a H b z z n n n =232 7 a n 行星轮系级: 传动比i =192/7 （3）平行轴： 中间低速级： 传动比i1= 小 大 n n =100/29 高速级： 传动比i2= 小 大 n n =2.5 平行轴传动比：i=8.6 总传动比：i=232 齿轮箱振动特征频率 1. 啮合频率: 1）转速同步频率 n f = n/60 式中，n 为轴转速（转/分）。 2）定轴齿轮啮合频率 n f = nz/60 式中，n 为轴转速（转/分）， r z 为齿轮齿数。 3）行星轮系，啮合频率用下式计算： m f = a b a c b z f f z f ?-=?)( 式中，b n 为行星轮架转速（转/分），c z 为内 齿圈齿数，a f 为太阳轮转频，a z 为太阳轮齿数。 m f =(15.95-1.975)*13=181.675 m f =1.975*92=181.7
齿轮几何参数设计计算
第2章渐开线圆柱齿轮几何参数设计计算 2．1 概述 渐开线圆柱齿轮设计是齿轮传动设计中最常用、最典型的设计，掌握其设计方法是齿轮设计者必须具备的，对于其它类型的传动也有很大的帮助。在此重点讨论渐开线圆柱齿轮设计的设计技术。 2．2 齿轮传动类型选择 直齿（无轴向力） 斜齿（有轴向力，强度高，平稳） 双斜齿（无轴向力，强度高，平稳、加工复杂） 2．3 齿轮设计的主要步骤 多级速比分配 单级中心距估算 齿轮参数设计 齿轮强度校核 齿轮几何精度计算 2．4 齿轮参数设计原则 （1) 模数的选择 模数的选择取决于齿轮的弯曲承载能力，一般在满足弯曲强度的条件下，选择较小的模数，对减少齿轮副的滑动率、増大重合度，提高平稳性有好处。但在制造质量没有保证时，应选择较大的模数，提高可靠性，模数増大对动特性和胶合不利。 模数一般按模数系列标准选取，对动力传动一般不小于2 对于平稳载荷：mn=(0.007-0.01)a 对于中等冲击：mn=(0.01-0.015)a 对于较大冲击：mn=(0.015-0.02)a （2）压力角选择 an=20 大压力角（25、27、28、30）的优缺点：
优点：齿根厚度和渐开线部分的曲率半径增大，对接触弯曲强度有利。齿面滑动速度减小，不易发生胶合。根切的最小齿数减小。缺点：齿的刚度增大，重合度减小，不利于齿轮的动态特性。轴承所受的载荷增大。过渡曲线长度和曲率半径减小，应力集中系数增大。 小压力角（14.5、15、16、17.5、18）的优缺点： 优点：齿的刚度减小，重合度增大，有利于齿轮的动态特性。轴承所受的载荷减小。缺点：齿根厚度和渐开线部分的曲率半径减小，对接触弯曲强度不利。齿面滑动速度增大，易发生胶合。根切的最小齿数增多。 （3）螺旋角选择 斜齿轮螺旋角一般应优先选取整:10-13. 双斜齿轮螺旋角一般应优先选取:26-33. 螺旋角一般优先取整数，高速级取较大，低速级取较小。 考虑加工的可能性。 螺旋角增大的优缺点： 齿面综合曲率半径增大，对齿面接触强度有利。 纵向重合度增大，对传动平稳性有利。 齿根的弯曲强度也有所提高（大于15度后变化不大）。 轴承所受的轴向力增大。 齿面温升将增加，对胶合不利。 断面重合度减小。 （4）齿数的选择 最小齿数要求（与变位有关） 齿数和的要求 齿数互质要求 大于100齿的质数齿加工可能性问题（滚齿差动机构） 高速齿轮齿数齿数要求 增速传动的齿数要求 （5）齿宽和齿宽系数的选择 一般齿轮的齿宽由齿宽系数来确定， φa=b/a φd=b/d1 φm=b/mn φa=(0.2-0.4)
齿轮传动系统的动力学仿真分析
齿轮传动系统的动力学仿真分析 摘要：本文对建立好的整体机械系统的虚拟样机模型进行运动学和动力学的仿真分析，通过仿真分析，可以方便地得出齿轮传动系统在特定负载和特定工况下的转矩，速度，加速度，接触力等，仿真分析后，可以确定各个齿轮之间传递的力和力矩，为零件的有限元分析提供基础。 关键词：传动系统动力学仿真 adams 虚拟样机 中图分类号：th132 文献标识码：a 文章编号： 1007-9416(2011)12-0207-01 随着计算机图形学技术的迅速发展，系统仿真方法论和计算机仿真软件设计技术在交互性、生动性、直观性等方面取得了较大进展，它是以计算机和仿真系统软件为工具，对现实系统或未来系统进行动态实验仿真研究的理论和方法。 运动学仿真就是对已经添加了拓扑关系的运动系统，定义其驱动方式和驱动参数的数值，分析其系统其他零部件在驱动条件下的运动参数，如速度，加速度，角速度，角加速度等。对仿真结果进行分析的基础上，验证所建立模型的正确性，并得出结论。 本文中所用的动力学仿真软件是adams软件。adams软件使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库，创建完全参数化的机械系统几何模型，其求解器采用多刚体系统动力学理论中的拉格郎日方程方法，建立系统动力学方程，对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析，输出位移、速度、加速度和反作用力曲线。adams
软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。虚拟样机就是在adams软件中建的样机模型。 1、运动参数的设置 先在造型软件ug中将齿轮传动系统造型好，如下图所示。在已经设置好运动副的齿轮传动系统的第一级齿轮轴上绕地的旋转副上 给传动系统添加一个角速度驱动。然后进行仿真。在进行仿真的过程中，单位时间内仿真步数越多，步长越短，越能真实反映系统的真实结果，但缺点是仿真时间也随之变长，占用的系统空间也就越大。所以应该在兼顾仿真真实性与所需物理资源和仿真时间的基础上，选择一个合适的仿真时间和仿真的步长。 在仿真之前先设置系统所用到的物理量的单位，在工程实际中，角速度一般使用的单位是r/min，所以在系统的基本单位中把时间的单位设为min,角度的单位设成rad，而在adams中转速单位为 rad/min。本过程仿真的运动过程为：系统从加速运动到额定转速，平稳运动一段时间后，再减速运动直到停止。运动过程用函数来模拟，输入的角速度驱动的函数表达式为： step( time ,0 ,0 ,2.5 ,9168.8)+ step(time ,7.5 ,0 ,10 ,-9168.8)，此函数表达式的含义为：系统从开始加速运动一直到2.5s时达到了系统的额定转速 9168.8rad/min(1460r/min),从2.5s到7.5s的时间段内，系统以额定转速运动，在7.5s到10s的时间段内，系统从额定转速减速
基于matlab的齿轮优化设计
机械装备优化设计三级项目题目：基于MATLAB的齿轮优化设计的优化设计班级：12级机械装备二班 设计人员：王守东(120101010236) 荆雪松(120101010215) 武吉祥(120101010219)
一、优化设计问题分析： 所谓优化就是在处理各种事物的一切可能的方案中寻求最优的方案。机械优化设计是把优化理论和技术应用到机械设计中，通过对机械零件、机构乃至整个机械系统的优化设计，使其中某些设计参数和指标获得最优值。绝对的最优，只有在某些理论计算中才能达到，但对于实际的机械优化设计，都带有一定的客观性和相对性。 Matlab 是美国 Mathworks 公司于1967年推出的用于科学计算的可视化软件包。其方便、友好的用户环境、强大的扩展能力使许多领域的科学计算和工程应用节省时间、降低成本和提高效率。 许多机械工程设计都需要进行优化。优化过程可以分为三个部分：综合与分析、评价、改变参数三部分组成。其中，综合与分析部分的主要功能是建立产品设计参数与设计性能、设计要求之间的关系，这也就是一个建立数学模型的过程。评价部分就是对该产品的性能和设计要求进行分析，这就相当于是评价目标函数是否得到改善或者达到最优，也就是检验数学模型中的约束条件是否全部得到满足。改变参数部分就是选择优化方法，使得目标函数（数学模型）得到解，同时根据这种优化方法来改变设计参数 二、优化设计方案选择： 机械设计优化设计中常采用的优化设计方法有进退法、黄金分割法、共轭梯度法、坐标轮换法、复合形法等。下面设计一种齿轮系统，并基于Matlab对系统进行优化设计。 高速重载齿轮时常会受到加速度大、冲击载荷大、启动、制动等
齿轮的基本参数和计算公式
齿轮的基本参数和计算 公式 -CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1
87一基本参数 表示；齿顶圆：轮齿齿顶所对应的圆称为齿顶圆，其直径用d齿根圆：齿轮的齿槽底部所对应的圆称为齿根圆，直径用df表示。 齿厚：任意直径dk的圆周上，轮齿两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿厚，用sk表示；齿槽宽：任意直径dk的圆周上，齿槽两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示； 齿距：相邻两齿同侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿距，用表示。设z为齿数，则根据齿距定义可，故。 齿轮不同直径的圆周上，比值不同，而且其中还包含无理数 k也是不等的。又由渐开线特性可知，在不同直径的圆周上，齿廓各点的压力角 分度圆：为了便于设计、制造及互换，我们把齿轮某一圆周上的比值规定为标准值(整数或较完整的有理数)，并使该圆上的压力角也为标准值，这个圆称为分度圆，其直径以d表示。 表示，我国国家标准规定的标准压力角为20°压力角：分度圆上的压力角简称为压力角，以 模数：分度圆上的齿距p对的比值称为模数，用m表示，单位为mm，即。模数是齿轮的主要参数之一，齿轮的主要几何尺寸都与模数成正比，m越 大，则p越大，轮齿就越大，轮齿的抗弯能力就越强，所以模数m又是轮齿抗弯能力的标志。 顶隙：顶隙c=c*m是指一对齿轮啮合时，一个齿轮的齿顶圆到另一个齿轮的齿根圆的径向距离。顶隙有利于润滑油的流动。 表示；齿顶高：轮齿上介于齿顶圆和分度之间的部分称为齿顶，其径向高度称为齿顶高，用h 齿根高：轮齿上介于齿根圆和分度之间的部分称为齿根，其径向高度称为齿根高，用hf 表示
标准齿轮：标准齿轮：分度圆上齿厚与齿槽宽相等，且齿顶高和齿根高为标准值的齿轮为标准齿轮。因此，对于标准齿轮有 模数和齿数是齿轮最主要的参数。在齿数不变的情况下，模数越大则轮齿越大，抗折断的能力越强，当然齿轮轮坯也越大，空间尺寸越大；模数不变的情况下，齿数越大则渐开线越平缓，齿顶圆齿厚、齿根圆齿厚相应地越厚； 齿轮计算公式
齿轮基本参数
齿轮基本参数：螺纹计算公式 1、齿数Z 闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z1=17~20。 为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z1≥17。Z2=u·z1。 2、压力角α rb=rcosα=1/2mzcosα 在两齿轮节圆相切点P处，两齿廓曲线的公法线（即齿廓的受力方向）与两节圆的公切线（即P点处的瞬时运动方向）所夹的锐角称为压力角，也称啮合角。对单个齿轮即为齿形角。标准齿轮的压力角一般为20‖。在某些场合也有采用α＝14.5°、15°、22.50°及25°等情况。 3、模数m=p/ π 齿轮的分度圆是设计、计算齿轮各部分尺寸的基准，而齿轮分度圆的周长＝πd＝z p 模数m是决定齿轮尺寸的一个基本参数。齿数相同的齿轮模数大，则其尺寸也大。 4、齿顶高系数和顶隙系数—h*a 、C* 两齿轮啮合时，总是一个齿轮的齿顶进入另一个齿轮的齿根，为了防止热膨胀顶死和具有储成润滑油的空间，要求齿根高大于齿顶高。为次引入了齿顶高系数和顶隙系数。 正常齿：h*a =1；C*=0.25 短齿：h*a =0.8；C*=0.3 一般的直齿圆柱齿轮,啮合的条件是: 模数相等,压力角相等 一、60°牙型的外螺纹中径计算及公差（国标GB 197/196） a. 中径基本尺寸计算:螺纹中径的基本尺寸=螺纹大径-螺距×系数值 公式表示:d/D-P×0.6495 例:外螺纹M8螺纹中径的计算 8-1.25×0.6495=8-0.8119≈7.188 b.常用的6h外螺纹中径公差(以螺距为基准) 上限值为‖0‖ 下限值为P0.8-0.095 P1.00-0.112 P1.25-0.118 P1.5-0.132 P1.75-0.150 P2.0-0.16 P2.5-0.17
齿轮传动的参数选择
齿轮传动的参数选择 (一)齿轮传动设计参数的选择 压力角α的选择 由机械原理可知，增大压力角α,轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为α=20°。为增强航空用齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25°的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2 ，压力角为16°～18°的齿轮，这样做可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。 小齿轮齿数z1的选择 若保持齿轮传动的中心距 a 不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好。小齿轮的 齿数可取为z1=20～40。开式(半开式)齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使轮齿不至过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取z1=17～20。 为使轮齿免于根切，对于α=20°的标准直齿圆柱齿轮，应取z1≥17。 齿宽系数φd的选择 由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力愈高；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布趋不均匀，故齿宽系数应取得适当。圆柱齿轮齿宽系数的荐用 值见下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为，所 以对于外啮合齿轮传动：。 φa的值规定为0.2,0.25,0.30,0.40,0.50,0.60,0.80,1.0,1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定φa后再用上式计算出相应的φd值。
行星齿轮传动设计详解
1 绪论 行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用[1-2]。 1．1 发展概况 世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1-8]。 1．2 3K型行星齿轮传动 在图4所示的3K型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮a、b和e，故其传动类型代号为3K[10]。在3K型行星传动中，由于其转臂H不承受外力矩的作用，所以，它不是基本构件，而只是用于支承行星轮心轴所必需的结构元件，
图解齿轮的基本参数(精)
1, 齿数 z 一个齿轮的轮齿总数。 2, 模数 m 齿距与齿数的乘积等于分度圆的周长,即pz=πd, 式中 z 是自然数, π是无理数。为使 d 为有理数的条件是p/π为有理数,称之为模数。即:m=p/π 3, 分度圆直径 d 齿轮的轮齿尺寸均以此圆为基准而加以确定, d=mz 4,齿顶圆直径 da 和齿根圆直径 df 由齿顶高、齿根高计算公式可以推出齿顶圆直径和齿根圆直径的计算公式: da=d+2ha df=d-2hf =mz+2m=mz-2×1.25m =m(z+2=m(z-2.5 5, 模数 z:齿轮的分度圆是设计、计算齿轮各部分尺寸的基准 , 而齿轮分度圆的周长=πd=z p,于是得分度圆的直径 d=z p/π 由于在上式中π为一无理数 , 不便于作为基准的分度圆的定位 . 为了便于计算 , 制造和检验 , 现将比值p/π人为地规定为一些简单的数值 , 并把这个比值叫做模数(module,以 m 表示 , 即令 其单位为 mm. 于是得 :
模数 m 是决定齿轮尺寸的一个基本参数 . 齿数相同的齿轮模数大 , 则其尺寸也大 . 为了便于制造 , 检验和互换使用 , 齿轮的模数值已经标准化了 . 6,分度圆直径 d :在齿轮计算中必须规定一个圆作为尺寸计算的基准圆,定义:直径为模数乘以齿数的乘积的圆。实际在齿轮中并不存在, 只是一个定义上的圆。其直径和半径分别用 d 和 r 表示,值只和模数和齿数的乘积有关,模数为端面模数。与变位系数无关。标准齿轮中为槽宽和齿厚相等的那个圆 (不考虑齿侧间隙就为分度圆。标准齿轮传动中和节圆重合。但若是变位齿轮中, 分度圆上齿槽和齿厚将不再相等。若为变位齿轮传动中高变位齿轮传动分度圆仍和节圆重合。但角变位的齿轮传动将分度圆和节圆分离。 7,压力角α——在两齿轮节圆相切点 P 处,两齿廓曲线的公法线(即齿廓的受力方向与两节圆的公切线(即 P 点处的瞬时运动方向所夹的锐角称为压力角,也称啮合角。对单个齿轮即为齿形角。标准齿轮的压力角一般为20” 。 小压力角齿轮的承载能力较小; 而大压力角齿轮, 虽然承载能力较高, 但在传递转矩相同的情况下轴承的负荷增大,因此仅用于特殊情况。
齿轮参数化设计
基于PRO/E的齿轮参数化设计 程佳，任大为，翟文进，王硕，高照锋 中北大学材料科学与工程学院, 太原（030051） E-mail：mschj19870627@https://www.360docs.net/doc/ce13200019.html, 摘要：齿轮是广泛应用于各种机械传动的一种常用零件，用来传递动力、改变转速和旋转 方向。常见的有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮、圆锥齿轮、人字齿轮等。文章介绍了基于 PRO/E利用Program实现齿轮参数化设计的方法。根据渐开线生成的原理和理论公式，在方 程编辑器中输入笛卡尔坐标方程，从而生成精确的齿轮轮齿渐开线，再据角变位斜齿轮各参 数的计算公式,精确创建了齿廓曲线;利用扫描混合和阵列命令创建斜齿轮的轮齿特征。从而 使设计人员能方便快捷地实现齿轮的三维特征造型设计以便提高设计效率。 关键字：齿轮；PRO/E Program ；参数化 1 引言 随着CAD技术的发展，在齿轮设计过程中，越来越广泛地采用三维建模的方法。PRO/E 是被广泛应用的CAD优秀软件，它有强大的三维建模功能。利用PRO/E的二次开发工具模 块Program，就可以方便地实现齿轮设计的参数化，从而大大提高设计效率。当用户在PRO/E 中对齿轮进行三维建模时，Program就以程序的形式记录了齿轮的主要设计步骤和尺寸参数 列表，用户可以根据需要对程序进行修改。这样只要用户重新运行这个程序并变更齿轮的参 数就可以生成新的齿轮，从而使不熟悉三维建模技巧的设计人员也可使用现有的三维齿轮模 型进行更新设计，减少繁琐复杂的重复劳动。 2 系统介绍 Pro/Engineer是一个功能定义系统，即造型是通过各种不同设计专用功能来实现，其中 包括：筋（Ribs）、槽（ Slots）、倒角（Chamfers）和抽空（Shells）等，采用这种手段来建 立形体，对于工程师来说是更自然，更直观，无需采用复杂的几何设计方式。这系统的参数 比功能是采用符号式的赋予形体尺寸，不象其他系统是直接指定一些固定数值于形体，这样 工程师可任意建立形体上的尺寸和功能之间的关系，任何一个参数改变，其也相关的特征也 会自动修正。这种功能使得修改更为方便和可令设计优化更趋完美。参数化设计方法作为一 种全新的设计方法现已广泛用于工业界，充分运用Pro/E软件的参数化技术,实现渐开线齿轮 的三维参数化建模已广泛应用[2]。 3 参数化齿轮的设计 3.1圆柱斜齿齿轮参数化设计 首先，按设计要求确定齿轮的相关参数，如表一所示为斜齿轮各参数：M（法向模数）、 Z (齿数)、AFPH (压力角)、BTA（螺旋角）、W（齿厚）等。 表一斜齿圆柱齿轮参数 序号名称符号参数值 1 法向模数M 3 2 齿数Z 45 3 压力角AFPH 20
行星齿轮设计【模板】
第二章 原始数据及系统组成框图 （一）有关原始数据 课题: 一种行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：减速离合器内部减速装置； 传动比：p i =5.2 输入转速:n=2600r/min 输入功率：P=150w 行星轮个数：w n =3 内齿圈齿数b z =63 第五章 行星齿轮传动设计 （一）行星齿轮传动的传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为： 123i 1—固定件、2—主动件、3—从动件 1、齿轮b 固定时（图1—1），2K —H （NGW ）型传动的传动比b aH i 为 b aH i =1-H ab i =1+b z /a z 可得 H ab i =1-b aH i =1-p i =1-5.2=-4.2 a z =b z /b aH i -1=63*5/21=15 输出转速： H n =a n /p i =n/p i =2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算： η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H ψ H ψ=*H H H a b B ψψψ+ H a ψ为a —g 啮合的损失系数，H b ψ为b —g 啮合的损失系数，H B ψ为轴承的损失系数，H ψ 为总的损失系数，一般取H ψ=0.025 按a n =2600 r/min 、H n =500r/min 、H ab i =-21/5可得
η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H ψ=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% (二) 行星齿轮传动的配齿计算 1、传动比的要求——传动比条件 即 b aH i =1+b z /a z 可得 1+b z /a z =63/5=21/5=4.2 =b aH i 所以中心轮a 和内齿轮b 的齿数满足给定传动比的要求。 2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件 为保证行星轮g z 与两个中心轮a z 、b z 同时正确啮合，要求外啮合齿轮a —g 的中心距等于内啮合齿轮b —g 的中心距，即 w (a )a g - =()w b g a - 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有 m/2(a z +g z )=m/2(b z -g z ) 得 g z =b z -a z /2=63-15/2=24 3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角H ?=2π/w n 中心轮a 相应转过1?角，1?角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即 1?=γ*2π/a z 式中2π/a z 为中心轮a 转过一个齿（周节）所对的中心角。 p i =n/H n =1?/H ?=1+b z /a z 将1?和H ?代入上式，有 2π*γ/a z /2π/w n =1+b z /a z 经整理后γ=a z +b z =（15+63）/2=24 满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件 在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图1—2所示
各种齿轮参数名称
圓柱齒輪(CYLINDER GEAR)的參數名稱 M=齿轮的模数; Z=齿轮的齿数 ALPHA=齿轮的压力角度 B=齿轮的宽度 HAX=齿轮的齿顶高系数 CX=齿轮的齿底隙系数 X=齿轮的变位系数 圓錐齒輪(CONIC STRAIGHT GEAR)的參數名稱 M=齿轮的模数; Z=齿轮的齿数 Z-ASM=与之啮合齿轮的齿数 ALPHA=齿轮的压力角度 B=齿轮的宽度 HAX=齿轮的齿顶高系数 CX=齿轮的齿底隙系数 X=齿轮的变位系数 人字形齒輪(HERRING GEAR)的參數名稱 MN=齿轮的法向模数; Z=齿轮的齿数 ALPHA=齿轮的压力角度 BETA=齿轮的螺旋角 B=齿轮的宽度 HAX=齿轮的齿顶高系数 CX=齿轮的齿底隙系数 X=齿轮的变位系数 左旋內齒輪(HELICAL INNER LEFT GEAR)的參數名稱 MN=齿轮的法向模数; Z=齿轮的齿数 ALPHA=齿轮的压力角度 BETA=齿轮的螺旋角 B=齿轮的宽度 HAX=齿轮的齿顶高系数 CX=齿轮的齿底隙系数
X=齿轮的变位系数 右旋齒輪(HELICAL RIGHT GEAR )的參數名稱 MN=齿轮的法向模数; Z=齿轮的齿数 ALPHA=齿轮的压力角度 BETA=齿轮的螺旋角 B=齿轮的宽度 HAX=齿轮的齿顶高系数 CX=齿轮的齿底隙系数 X=齿轮的变位系数 左旋蝸杆(WORM CYLINDER LEFT)的參數名稱 Q=蜗杆的特性系数 M=蜗杆的模数; Z1=蜗杆的頭數; Z2=蜗杆的齒數; ALPHA=齿轮的压力角度 L=齿轮的螺旋角 左旋蝸輪(WORM GEAR CYLINDER LEFT)的參數名稱 Q=蜗杆的特性系数 M=蜗杆的模数; Z2=蜗杆的齒數; Z1=蜗杆的頭數; ALPHA=齿轮的压力角度 B=蜗轮的宽度 X2=齿轮的变位系数 內圓柱齒輪(CYLINDER INNER GEAR)的參數名稱 M=齿轮的模数; Z=齿轮的齿数 ALPHA=齿轮的压力角度 B=齿轮的宽度 HAX=齿轮的齿顶高系数 CX=齿轮的齿底隙系数 X=齿轮的变位系数
用romax软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程
用romax软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程 （吕浚潮） 目录 1.建立流程目的 2.用romax软件建模过程 3.强度分析过程 4.齿轮优化过程 4.1 齿向优化 4.2 齿廓优化 5.结论 1.建立流程目的 用romax软件对齿轮及轴进行建模，首先进行强度分析。由于轴、轴承、齿轮的变形及受载，必然导致轮齿变形及及错位，减小单位啮合长度的最大载荷及传递误差（减小啮合噪声），对轮齿进行齿向及齿形修形，这样可以有效减小啮合线单位长度上的载荷，减小载荷突变，可减小啮合噪声。 2.用romax软件建模过程 本部分简要地阐述了用romax软件建立换挡机构的过程，按先后顺序建立轴、轴承、齿轮，然后装配到一起，最后设置边界条件，建立分析工况。具体过程如下： (1) 通过菜单栏的components按钮增加一个组（add New assemble/component），弹出图2所示对话框。 图2.1 为模型增加一个部件 (2) 首先增加一个轴组件，如图2.2，单击ok按钮。
图2.2 增加一个轴组件 (3) 建立轴各段的截面形式、直径和长度，如图2.3。 图2.3 建立轴各段的直径、长度及截面形式 (4)当建完轴后，点击增加轴承按钮，打开轴承增加页面，选择符合要求的轴承。 设置轴各段的长度、截面直径、圆锥方向
增加轴承按钮 图2.4 增加轴承界面 (5) 指定轴承安装在轴上的位置，如图2.5。 设定轴承在轴上位置 图2.5 设置轴承位置截面 (6) 按上述方法，把换挡机构的主轴、副轴全部建完。然后按图2.1，增加一个齿轮部件，如图2.6。
增加一个齿轮部件 图2.6 (7) 继第6步，出现齿轮参数选择界面，如图2.7，选择齿轮类型（直齿或斜齿），螺旋角，螺旋方向，模数，主动齿轮或被动齿轮，压力角等参数。 设置齿轮的模数、压力角、直(斜)齿、主被动形式 图2.7 齿轮参数选择界面 (8) 单击next，进入齿轮参数设置页面，设定齿轮的齿宽、变位系数、齿顶高系数、齿根高系数、齿顶倒角、齿根倒角、跨齿数等参数。
行星齿轮机构运动规律 原理及应用分析
行星齿轮机构运动规律原理及应用分析 类型：转载来源：济民工贸的博客作者：齐兵责任编辑：李笛发布时间：2009年06月11日 我们熟知的齿轮绝大部分都是转动轴线固定的齿轮。例如机械式钟表、普通机械式变速箱、减速器，上面所有的齿轮尽管都在做转动，但是它们的转动中心（与圆心位置重合）往往通过轴承安装在机壳上，因此，它们的转动轴都是相对机壳固定的，因而也被称为"定轴齿轮"。 有定必有动，对应地，有一类不那么为人熟知的称为"行星齿轮"的齿轮，它们的转动轴线是不固定的，而是安装在一个可以转动的支架（蓝色）上（图中黑色部分是壳体，黄色表示轴承）。行星齿轮（绿色）除了能象定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴（B-B）转动之外，它们的转动轴还随着蓝色的支架（称为行星架）绕其它齿轮的轴线（A-A）转动。绕自己轴线的转动称为"自转"，绕其它齿轮轴线的转动称为"公转"，就象太阳系中的行星那样，因此得名。 也如太阳系一样，成为行星齿轮公转中心的那些轴线固定的齿轮被称为"太阳轮"，如图中红色的齿轮。在一个行星齿轮上、或者在两个互相固连的行星齿轮上通常有两个啮合点，分别与两个太阳轮发生关系。如右图中，灰色的内齿轮轴线与红色的外齿轮轴线重合，也是太阳轮。 轴线固定的齿轮传动原理很简单，在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里传入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它往外输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过。
在包含行星齿轮的齿轮系统中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是说，可以有三条转动轴允许动力输入/输出，还可以用离合器或制动器之类的手段，在需要的时候限制其中一条轴的转动，剩下两条轴进行传动，这样一来，互相啮合的齿轮之间的关系就可以有多种组合： 单排行星齿轮机构的结构组成为例 ● (1)行星齿轮机构运动规律 设太阳轮、齿圈和行星架的转速分别为n1、n2和n3，齿数分别为Z1、Z2、Z3；齿圈与太阳轮的齿数比为α。则根据能量守恒定律，由作用在该机构各元件上的力矩和结构参数可导出表示单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式： n1+αn2-(1+α)n3=0和Z1+Z2=Z3 ●（2）行星齿轮机构各种运动情况分析 由上式可看出，由于单排行星齿轮机构具有两个自由度，在太阳轮、齿圈和行星架这三个基本构件中，任选两个分别作为主动件和从动件，而使另一元件固定不动(即使该元件转速为0)，或使其运动受一定的约束(即该元件的转速为某定值)，则机构只有一个自由度，整个轮系以一定的传动比传递动力。下面分别讨论各种情况。 行星齿轮机构各种运动情况分析 固定件主动件从动件转速成转向 太阳轮行星架齿圈增速同向 太阳轮齿圈行星架减速同向 齿圈行星架太阳轮增速同向 齿圈太阳轮行星架减速同向 行星架齿圈太阳轮增速反向 行星架太阳轮齿圈减速反向
齿轮地基本全参数和计算公式
87一基本参数 表示；齿顶圆：轮齿齿顶所对应的圆称为齿顶圆，其直径用d 齿根圆：齿轮的齿槽底部所对应的圆称为齿根圆，直径用df表示。 齿厚：任意直径dk的圆周上，轮齿两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿厚，用sk表示；齿槽宽：任意直径dk的圆周上，齿槽两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示；齿距：相邻两齿同侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿距，用表示。设z为齿数，则根据齿距定义可，故。 齿轮不同直径的圆周上，比值不同，而且其中还包含无理数;p k也是不等的。又由渐开线特性可知，在不同直径的圆周上，齿廓各点的压力角 分度圆：为了便于设计、制造及互换，我们把齿轮某一圆周上的比值规定为标准值(整数或较完整的有理数)，并使该圆上的压力角也为标准值，这个圆称为分度圆，其直径以d 表示。 表示，我国国家标准规定的标准压力角为20°压力角：分度圆上的压力角简称为压力角，以 模数：分度圆上的齿距p对p的比值称为模数，用m表示，单位为mm，即。模数是齿轮的主要参数之一，齿轮的主要几何尺寸都与模数成正比，m越大，则p越大，轮齿就越大，轮齿的抗弯能力就越强，所以模数m又是轮齿抗弯能力的标志。 顶隙：顶隙c=c*m是指一对齿轮啮合时，一个齿轮的齿顶圆到另一个齿轮的齿根圆的径向距离。顶隙有利于润滑油的流动。 表示；齿顶高：轮齿上介于齿顶圆和分度之间的部分称为齿顶，其径向高度称为齿顶高，用h 齿根高：轮齿上介于齿根圆和分度之间的部分称为齿根，其径向高度称为齿根高，用hf 表示 标准齿轮： 标准齿轮：分度圆上齿厚与齿槽宽相等，且齿顶高和齿根高为标准值的齿轮为标准齿轮。因此，对于标准齿轮有
模数和齿数是齿轮最主要的参数。 在齿数不变的情况下，模数越大则轮齿越大，抗折断的能力越强，当然齿轮轮坯也越大，空间尺寸越大； 模数不变的情况下，齿数越大则渐开线越平缓，齿顶圆齿厚、齿根圆齿厚相应地越厚； 齿轮计算公式 节圆柱上的螺旋角：L d /tan 00?=πβ 基圆柱上的螺旋角：n g αββcos sin sin 0?= 齿厚中心车角：Z θ/ 90?= 销子直径：m 728.1dp ?= 中心距离增加系数：)1cos /(cos )2/)((y b 021-?+=ααZ Z
标准直齿齿轮参数
齿轮的基本参数 直齿圆柱齿轮的基本参数、各部分的名称和尺寸关系 当圆柱齿轮的轮齿方向与圆柱的素线方向一致时，称为直齿圆柱齿轮。 表列出了直齿圆柱齿轮各部分的名称和基本参数。 表直齿圆柱齿轮各部分的名称和基本参数 名称符号说明示意图 齿数 z 模数 m πd=zp, d=p/πz, 令m=p/π 齿顶圆da 通过轮齿顶部的圆周直径 齿根圆df 通过轮齿根部的圆周直径 分度圆 d 齿厚等于槽宽处的圆周直径 齿高 h 齿顶圆与齿根圆的径向距离 齿顶高ha 分度圆到齿顶圆的径向距离 齿根高hf 分度圆到齿根圆的径向距离 齿距p 在分度圆上相邻两齿廓对应点的弧长
(齿厚＋槽宽) 齿厚s每个齿在分度圆上的弧长 节圆d'一对齿轮传动时，两齿轮的齿廓在连心线O1O2上接触点C处，两齿轮的圆周速度相等，以O1C和O2C为半径的两个圆称为相应齿轮的节圆。 压力角α齿轮传动时，一齿轮(从动轮)齿廓在分度圆上点C的受力方向与运动方向所夹的锐角称压力角。我国采用标准压力角为20°。 啮合角α'在点C处两齿轮受力方向与运动方向的夹角 模数表示齿轮牙的大小。 齿轮模数=分度圆直径÷齿数=齿轮外径÷（齿数+2） 模数m是设计和制造齿轮的重要参数。不同模数的齿轮要用不同的刀具来加工制造。为了便于设计和加工，模数数值已标准化，其数值如表所示。 表齿轮模数标准系列（摘录GB/T1357-1987） 注：选用模数时，应优先选用第一系列；其次选用第二系列；括号内的模数尽可能不用。 标准直齿圆柱齿轮各部分的尺寸与模数有一定的关系，计算公式如表。 表标准直齿圆柱齿轮轮齿各部分的尺寸计算
标准齿轮模数尺数计算公式齿轮的直径计算方法： 齿顶圆直径=（齿数+2）*模数 分度圆直径=齿数*模数 齿根圆直径=齿顶圆直径模数 比如：M4 32齿 齿顶圆直径=（32+2）*4=136mm 分度圆直径=32*4=128mm 齿根圆直径=*4=118mm
机械传动系统的运动分析报告
机械传动系统的运动分析-----------------------作者：
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第4单元学时数：学时教学目的与要求： 理解运动链的可动性及运动确定性的条件； 能正确计算平面机构的自由度。 教学重点与难点： 重点：平面机构自由度的计算 难点：自由度计算时应注意的特殊结构 教学手段与方式： 课堂讲授， 教学内容： 第一章机械传动系统的运动分析 第三节平面机构的自由度 一、平面机构自由度的计算 二、机构具有确定运动的条件
三、计算平面机构的自由度时应注意的特殊结构 第四节机械传动系统的运动分析实例 第一章机械传动系统的运动分析 第三节平面机构的自由度 一、平面机构自由度的计算 1．平面机构自由度 机构中各构件相对于机架所能有的独立运动的数目。 构件的自由度 两构件用运动副联接后，彼此的相对运动受到某些约束。 低副引入两个约束！（图形见课件） 高副引入一个约束！（图形见课件） 2．机构自由度计算的一般公式 F＝3n－2P L－P H n —活动构件数；P L—低副数；P H—高副数 例1：计算曲柄滑块机构的自由度（动画见课件） 解：活动构件数n=3 低副数PL=4 高副数PH=0 F＝3n － 2PL － PH ＝3×3 － 2×4 ＝1 例2：计算五杆铰链机构的自由度解：活动构件数n＝4 S3 1 2 3 1 2 3 4 θ 1
低副数PL ＝5 F ＝3n － 2PL － PH ＝3×4 － 2×5 ＝2 例3：计算图示凸轮机构的自由度（动画见课件） 解：活动构件数n ＝2 低副数PL ＝2 高副数PH ＝1 F ＝3n － 2PL － PH ＝3×2 － 2×2 －1 ×1 ＝1 F = 3×2 – 2×3= 0 (桁架) F = 3×3 – 2×5 = -1(超静定桁架) 二、机构具有确定运动的条件 1．机构自由度数2 三、计算平面机构的自由度时应注意的特殊结构 1．复合铰链 两个以上的构件在同一处以转动副相联。 计算：m 个构件，有m －1转动副。 1 2 3 31 2 1 2 3 两个低副