星形带动在新型式减速器里的践行

这时设三个齿轮相对行星架H的角速度ωH1、ωH2、ωH3为转动轮系中的角速度，于是转动轮系的传动比：iH13=ωH1ωH3=ω1-ωHω3-ωH=n1-nHn3-nH=-z3z1（1）式中：“-”―外齿轮1与内齿轮3的转向相反。

　　由式（1）得到速度合成器的速度输出为：nH=Z1Z2+Z3n1+Z3Z1+Z3n3（2）2.3NGW型行星齿轮减速器的受力分析行星轮系中，只考虑圆周力，受力如所示。

　　F3F1FHO1OF3F1O2FH速度合成器中行星轮受力示意图对于行星轮，力F1、F3、FH要满足平衡条件：F1+F3-FH=0（3）F1r2=F3r2（4）由（3）、（4）式可以得到：F1=F3=12FH（5）设Ml、MH、M3分别表示太阳轮1、行星架H、内齿轮3上所受的输入或输出力矩。即有：M1=-F1r1MH=FHr1+r32M3=-F3r3由（5）式可以得到：M1+M3+MH=0（6）由（6）式可知它们可以满足力矩平衡。

　　混合驱动调速系统的功率分配设输入轴转矩为M，传递的功率为P，转速为n，则：太阳轮Z1上传递的功率为：P1=M1ω1∝F1r1n1∝F1Z1n1（7）内齿轮Z3上传递的功率为：P3=M3ω3∝F3r3n3∝F3Z3n3（8）行星架H上输出的功率为：PH=MHωH=M1+M3∝ωH（9）由（7）（9）可以得到：P1PH=-M1ω1M1+M3∝ωH∝Z1n1Z1+Z3∝nH=11+iH13n1nH（10）再结合（1）（2）可以得到：P1PH=-11+iH13n1nH=11+iH13iH13iH13-1=-iH13iH13∝∝2-1式中：“-”―齿轮Z1与齿轮Z3的转向相反。

　　在系统中，考虑到运动合成器的尺寸，取传动比：iH13=-5即，步进电机的输出功率为：P1=-iH13iH13∝∝2-1PH=-524PH（11）式中：“-”―齿轮Z1与齿轮ZH的转向相反。

　　所以，交流异步电动机的输出功率为：P3=PH-P1=-524PH（12）由上面演算出来的结果可知：通过合理配置速度合成器的参数，只要配置一个很小功率的动力就可以实现系统功率的传递。

　　提高行星齿轮减速器精度的方法提高行星齿轮减速器精度的原理混合驱动设备是一个高精度的设备，因此提高行星齿轮减速器的工作精度就显得由为重要。但是受工作设备的限制，提高制造精度是有限的，而且成本会大大地增加。但我们知道，通过对向心推力球轴承施加预负荷的方法来提高精度，已经在内圆磨头中（电机主轴）得到广泛的应用，现在将这一原理应用于行星齿轮减速器上，通过偏心行星轴对啮合齿面施加预负荷的方法来提高传动精度。

　　预负荷大小的估算选择预负荷大小的准则是在额定工作载荷时，非工作的两行星轮齿面载荷最小者的值为零。若用Knpiθc∝∝、Knpiθc∝∝分别表示第i个行星轮外、内啮合刚度（其中，θc是行星架转角）。

　　则合成刚度Ki为：Ki=Knpiθc∝∝Knpiθc∝∝Knpiθc∝∝+Knpiθc∝∝（i=1，2，3）设输入额定扭矩为，各啮合齿面受力示意图，如所示。

　　F1Z2Z2OZ2F2F3各啮合齿面受力示意图式中：Pi―预负荷；Ta―工作载荷，△i、hi（i=1，2，3）―预负荷与工作载荷时齿面相对综合弹性变形。则：Pi=Ki△i（i=1，2，3）（13）对于工作齿轮，有：Fi=Pi+Ta/dm=Kihi（14）式中：dm―太阳轮基圆直径。

　　由（13）、（14）式有：hi-△i=TadmKi（15）由系统受力平衡有：△iiimin-hi-△i∝i=0（16）联立上述解得预负载荷的最小值为：Pimin=Ta/dm，如所示。NGW型行星齿轮减速器行星轮在行星轴上转动，行星轴是偏心轴。用螺钉固联到行星架上。3个行星轮均布于太阳轮周围。先固定太阳轮和行星架，再放松行星轴夹紧螺钉，用扭力扳手转动行星轴直到扭力扳手达到一定的扭力值。拧紧夹紧螺钉将行星轴与行星架固联，松开太阳轮和行星架，这时由于行星轮的对称性，使行星轮与中心轮啮合面间有一定的预负荷，则消除了啮合轮齿齿侧间隙的影响。

　　结论因此针对减速器混合驱动系统的特性，提出了一种采用行星传动作为减速器混合驱动系统速度合成气的新方法，并对其结构设计、受力分析、功率分配以及安装方法等进行了详细的介绍，经验证明具有线性递加简单的优点，并且合成精度较高。用偏心行星轮轴使对称的行星齿轮减速机的啮合齿面之间产生预负荷的方法，可以在很大程度上提高传动精度，降低了系统的成本，而且行星轴的偏心量计算值能够很好的保证消除齿间间隙。