主驱动减速箱范文（精选3篇）
主驱动减速箱 第1篇
回转工作台是针对机械加工领域内大型工件多面多角度加工的要求而开发。随着现代数控机床的发展越来越趋向于高速、高精、重载, 作为重型机床的关键附件-回转工作台, 同样面临向重型发展的要求;重型回转工作台的设计过程中要把握好与转台性能相符合的机械结构和参数的确定, 深入研究转台特有的支撑技术, 以及提高回转导轨副及传动齿轮箱结构的性能, 对于保证工作台运动精度、性能指标起着重要作用。本文着重讲述驱动重载回转运动的减速箱技术。
1 回转运动的传动结构分析
在数控机床回转运动中, 利用蜗轮-蜗杆驱动装置来实现工作台回转进给传动, 是一种应用比较广泛的传动结构。通过蜗轮-蜗杆能实现较大的传动比的特性, 可以用相对较低的制造成本得到较高的传动刚度、机械固有频率及进给精度。但是随着负载的增加, 例如在重型数控回转工作台中, 由于负载极大, 而蜗轮-蜗杆传动的效率很低, 因此使得驱动系统的功率急剧的提高, 同时传动摩擦产生的热量会影响传动系统的精度。对重型负载的回转工作台, 一般采用带消除传动间隙功能的齿轮减速箱-大齿圈的传动方式, 便可以解决以上问题。
齿轮-齿圈可实现无限大进给范围的传动, 因此齿轮-齿圈的传动模型与齿轮-齿条的传动模型是一致的。下面仅就齿轮-齿条传动装置进行分析。
小齿轮轴与齿轮齿条副的抗扭刚度对总刚度有很大的影响。由此对机械传动系统结构元件提出要求:标称角频率高、刚度大、阻尼充分大、传递特性尽可能为线性 (消除总的反转误差) 、传动部分的惯性尽量低等。由此而产生了预加载双齿轮齿条传动结构, 此结构有以下两种:一种为机械液压式施加预载荷, 方法是通过再安装一个小齿轮 (通过转矩机械地相对第一个小齿轮预加载) , 可以提高抗扭刚度并避免反转误差。在这种机械预加载中, 一个弹性力作用在轴向, 例如在齿轮的一个轴上的两个旋向相反的小斜齿轮, 由于轴向位移, 通过与齿条啮合的两个小齿轮上的两个齿轮传动装置, 给出相反的转矩;另一种方法是使用两个带专用齿轮的电机, 电机在静平衡时给出相反的转矩。当按一个方向旋转时, 除了载荷转矩外, 驱动电机还必须克服预载荷转矩。另外, 驱动重载工作台需要较大降速比, 可采用外购大降速比减速机与电机直连实现, 此时就要重点考虑外购减速机的刚性和极限转速, 避免因减速机刚性不足而导致整个传动系统低速爬行, 以及避免因减速机转速过高产生发热而降低寿命。此结构由于结构简单、成本较高, 多用于精度较高、负载较小的场合。
2 驱动重载回转运动的减速箱结构设计
当驱动以静压导轨做运动副的大型机床或重型机床时, 导轨间是纯液体摩擦, 使得驱动系统转矩小而外部惯量较大。折算到电机轴上的转矩较小而转动惯量较大。对于现代全闭环数控机床, 应把高“伺服精度”和优“瞬时响应特性”作为首要追求目标, 因此应优先考虑惯量匹配。转矩虽有所过剩, 但惯量匹配达到最佳状态, 对于提高加工精度、减小加工表面粗糙度值及提高加工效率十分有利。
以工作台回转运动副采用静压导轨、承载65吨的HTK65型数控回转工作台为基型, 设计出用于驱动回转运动的减速箱结构。此传动系统共分四级传动, 依次为同步带传动、直齿轮传动、斜齿轮传动和齿轮箱输出小齿轮与大齿圈传动;通过四级降速, 最终可得1:854的大降速比, 计算可得折算到电机轴上的转动惯量和电机自身的转动惯量的比值为3.8:1, 满足要求, 具体结构形式如图1所示。
1-伺服电机;2-直齿轮;3-齿轮轴 (Ⅰ轴) ;4-胀紧套;5-螺纹套;6-斜齿轮轴 (Ⅱ轴) ;7-直齿轮;8-斜齿轮;9-胀紧套;0-小齿轮轴 (Ⅲ轴) ;11-顶丝;12-斜齿轮;13-小带轮;14-轴承;15-大带轮;16-调整垫
传动系统由伺服电机1提供动力源, 小带轮13用三组胀紧套固定在电机轴上, 经同步齿形带与大带轮15连接, 再经过Ⅰ轴与Ⅱ轴间的直齿轮传动、Ⅱ轴与Ⅲ轴 (和Ⅳ轴) 间的斜齿轮传动, 最终由Ⅲ轴和Ⅳ轴上端的两小齿轮同时与大齿圈啮合, 实现闭环传动。
结构特点:小带轮13两端设有深沟球轴承14支撑结构, 避免了电机轴因同步齿形带预紧后产生的径向力导致的弯曲变形;Ⅰ轴与Ⅱ轴之间是直齿传动, 为避免直齿轮传动间隙, 特别将此处小齿轮分成两件, 一个为齿轮轴 (即Ⅰ轴) , 另一个则为套在Ⅰ轴上的小齿轮2, 施加外力以使小齿轮2和齿轮轴3以相反的方向与大齿轮7啮合, 再通过胀紧套4固定, 此结构有效避免了因齿轮传动间隙产生的整个传动链的间隙;Ⅱ轴与Ⅲ轴之间为斜齿轮传动, Ⅱ轴为一斜齿轮轴, 上有旋向相反的两个小齿轮, 两小齿轮同时与Ⅲ轴和Ⅳ轴上的斜齿轮8和斜齿轮12啮合。
安装顺序:用安装具先将Ⅱ轴的轴向位置按图纸尺寸固定住, 螺纹套5先不旋紧;先将斜齿轮12用胀紧套固定在Ⅳ轴上, Ⅲ轴上的胀紧套9空套在轴上先不胀紧;配磨调整垫16, 保证两小齿轮同时与大齿圈啮合, 并使两小齿轮与大齿圈保持在消隙状态, 然后在斜齿轮8上打顶丝11固定;旋紧胀紧套9时, 需要转动工作台, 此时拆下Ⅱ轴上的安装具, 并且一定要用Ⅳ轴 (已固定的输过程时或按上位机命令采集现场数据, 并将其存于临时数据缓冲区, 主监控器以机发出的设备地址信息, 后启动定时器并处于接收状态, 各监控终端以中断件地址进行匹配, 若匹配成功, 则返回应答信号, 接着连续发送临时数据缓小齿轮轴) 作为主动轴来起动;最后旋紧螺纹套5至碟簧的压缩尺寸。
此结构的优点在于, 当机床运行一段时间后, 零部件的磨损势必会造成传动链出现间隙, 此时只需要调整螺纹套5便可重新实现消隙状态, 避免了拆卸减速箱重新配磨调整垫, 大大降低了维修率。
参考文献
[1]汪星桥主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社, 1966.
驱动桥主减速器异响的排除 第2篇
异响产生的原因
(1) 驱动桥主减速器总成中的主从动齿轮有碰伤及高点, 主从动齿轮在转动时, 间隙不均匀产生碰撞, 发出“梆、梆”的撞击声。
(2) 主从动齿轮的齿侧间隙过小时, 主从动齿轮转动困难, 齿轮产生挤压, 发出“滋、滋”的磨合声。
(3) 主从动齿轮的齿侧间隙过大时, 主从动齿轮啮合松动, 齿轮产生松散状况, 发出“刺啦”的刺耳声。
(4) 主从动齿轮的齿侧啮合斑点在从动齿轮的大端或小端时, 主从动齿轮转动不平稳, 发生两级分化, 发出“当、当”的敲击声。但是, 可以根据主从动齿轮的旋向是向前还是后退判断异响产生的原因。
(5) 驱动桥主减速器总成中的任何一盘轴承碎裂时, 主从动齿轮转动不平稳, 振动相当大, 发出“喀拉”声。这时需要马上停车检修, 以防事故发生。
异响排除的方法
(1) 主从动齿轮有碰伤及高点, 需拆开主减速器总成, 检查磕碰伤及高点, 将碰伤及高点修磨, 使主从动齿轮表面光滑即可。
(2) 主从动齿轮的齿侧间隙过小或过大, 需拆开主减速器总成, 检查间隙, 重新调整主从动齿轮的齿侧间隙, 以满足使用要求。
(3) 主从动齿轮的齿侧啮合斑点在从动齿轮的大端 (小端) 时, 需拆开主减速器总成, 并拆开主减速器的小齿轮壳总成, 增加 (减少) 小齿轮壳总成的调整垫。重新装配后, 保证主减速器总成中主从动齿轮的齿侧啮合斑点在中间位置。
(4) 驱动桥主减速器总成中的任何一盘轴承碎裂时, 马上停车检修, 打开主减速器总成, 检查轴承及齿轮、密封环情况, 更换损坏的相关件。
主驱动减速箱 第3篇
汽车从业人员都知道, 波形隔套对于汽车驱动桥主减速器的装配有重大作用, 可直接影响减速器轴承的预紧度和主动齿轮的支撑刚性。一般来说, 主齿轴承装配形式如图1所示, 不同的只是两轴承间的波形隔套有两类:一类是“刚性”隔套, 主要用于轻型车 (3t) 以上吨位的后驱动桥上;另一类是波形隔套即弹性隔套, 广泛用于 (3t) 以下轻、微型车的后驱动桥上。使用“刚性”隔套时, 需要多组调整垫片, 并且各组之间厚度差非常小, 最小的为0.03mm, 经常要反复拆装试加多次垫片才能调整到合适的预紧力, 导致生产效率低, 劳动强度大。而且预紧力过大, 会降低传动效率, 导致轴承发热, 影响辅承寿命, 甚至烧死。若预紧力过小, 会降低主动齿轮的支撑刚性, 造成主齿轴承轴向窜动, 影响主被齿啮合, 甚至打齿。如果使用波形隔套, 上述问题就会迎刃而解, 甚至在装配尺寸链上的相关公差可以放宽, 提高装配效率, 提高零件加工的经济性。
1.从动齿轮2.大圆锥滚子轴承3.主动齿轮4.波形波形隔套5.小圆锥滚子轴承6.主减速器壳体7.主齿螺母8.主齿连接法兰
1、主动齿轮轴承预紧力分析
目前, 圆锥滚子轴承基本都是成对背向装配使用的, 必须施加一定的预紧力, 才能保证其旋转精度, 提高轴承的支撑刚性, 确保轴承正常工作。例如:五十铃NPR59的主齿轴承预紧力为1960N-3290N, 那么为什么减速器总成装配时要在主齿螺母上施加340N.m-490N.m的扭矩呢?下面以五十铃NPR59的主齿轴承为例进行分析, 见图2。
如图2所示, F0为主齿螺母在拧紧力矩T的作用下产生的轴向力, 作用于内圈。主齿螺母规格为M24x2。F1为轴承所需的预紧力, 即减速器壳内挡肩作用于外圈的力 (1960N-3920N) 。F2为波形隔套作用于内圈的轴向力。
1.轴承内圈2.轴承外圈3.减速器壳体
由此可得, F0=F1+F2
由于F1相对于F2较小, 可以近似认为F0≈F1, 也就是说, 主齿螺母产生的轴向力几乎全部施加到波形隔套上。
根据螺纹联接的拧紧力矩的计算公式:
上式中, T为主齿螺母拧紧力矩, N.m, 按装配要求T=340N.m-490N.m;T1为用于克服螺纹副的螺纹阻力矩;T2为螺母与被联接件支承面间的端面摩擦力矩;d为螺纹公称直径, mm, d=24 mm;F0为预紧力, N;K为拧紧力矩系数。
上式中, d2为螺纹中径;ψ为螺旋升角;ρv为螺纹当量摩擦角, ρv=arctgfv;f为螺母与被联接件支承面间的摩擦系数, f=0.15;fv为螺纹当量摩擦系数, fv=0.15;Dw为主齿螺母与主齿连接法兰接触面外径, Dw=50mm;d0为主齿螺母与主齿连接法兰接触面内径, d0=33mm。
根据式 (1) , 当T=340N.m时, F0=67460N
当T=490N.m时, F0=97222N
所以主齿螺母产生的轴向力在67460N~97222N范围内。
2、波形隔套的受力分析
波形隔套作为结构件中的一个构件, 首先要保证它自身足够的强度。波形隔套形状上产生了变化, 变化的目的就是减小结构的刚性, 在装配载荷的作用下, 在确保自身足够的强度的前提下, 让波形隔套产生更大的竖向变形, 这样波形隔套就更加有弹性。如下图3:
五十铃NPR59波形隔套如图3 (a) 所示, 五十铃NPR57和皮卡桥波形隔套如图3 (b) 所示。以五十铃NPR59为例, 其波形隔套达到屈服极限时需要的压力为:
上式中, A为波形隔套的截面积;δs为材料的屈服极限, 材料为10号钢, δs=205N/mm2;
上式中, r2为波形隔套外半径;r1为波形隔套内半径。
由此可见, 主齿螺母产生的轴向力基本上用来使波形隔套屈服, 波形隔套的受力与变形曲线应在图4中阴影部分范围内。
3、主动齿轮的受力分析
在汽车前进时, 被动齿轮对主动齿轮的作用力所产生的轴向分力是由下向上推, 即大轴承承受;而在倒挡时, 被动齿轮对主动齿轮作用的轴向分力由主动齿轮传递给主齿螺母, 再由主齿螺母传递给小轴承, 此时主动齿轮受力见图5。
按发动机最大扭矩, 变速器为倒挡时, 作用于主动齿轮的转矩为:
取:Memax (发动机最大转矩) 为294N.m;t5 (变速器倒挡速比) 为7.82;η (传递效率) 为0.9。
计算主动齿轮齿宽中点处分度圆上的切向力Ftm1为:
取:dm1 (主动齿轮分度圆直径) 为60.1mm, 计算主动齿轮齿宽中心处的轴向力Fx1为:
取:αn (主动齿轮凹面压力角) 为23°06', βm (主动齿轮平均螺旋角) 为45°03', δ1 (主动齿轮顶锥角) 为14°56'。
4、波形隔套的加工成型流程
从原材料到成品的加工流程如下图:
5、波形隔套的装配
波形隔套都有一段工作区域, 即按规定的主齿螺母拧紧力矩范围装配后波形隔套的受力及变形状态处于载荷特性曲线P-δ曲线的“使用区域”位置上, 如图4所示。
现以某国外车型的波形隔套装配过程为例加以说明:
1.用规定的扭矩拧紧主齿螺母;
2.将连接法兰旋转5圈以上使轴承充分贴合, 然后用测矩器测量轴承规定的起动力矩, 并在主动齿轮与从动齿轮的齿隙调整合格后再次测量主减的综合力矩;
3.现以图解方式说明调整起动力矩的步骤:
4.调整完毕并锁紧主齿螺母后在螺母上刻好拧紧合格标识。
若出现了过拧紧, 即在图4中A点右方工作, 常会导致主动齿轮初装时转动力矩合格, 但数小时后明显增大, 行车数百公里后会发生异响。装配工人也不易掌握, 例如因主动齿轮转动力矩一直较小而稍稍拧紧螺母时却又突然增大, 甚至不能用手转动。这时, 可将此波形隔套再进行油淬回火, 使其屈服极限略有上升, 但仍具有较好塑性变形能力而作为半刚性波形隔套。此时只需2~3种厚度规格的垫片即可使用, 也可加快装配速度和满足使用要求, 但一般不推荐, 即波形套只要出现过拧紧就报废。因波形隔套出现一次过拧紧后不管采用什么挽救手段, 均达不到原技术状态。
6、波形隔套的设计步骤及主齿螺母拧紧力矩的确定
1.先计算倒挡时波形隔套的受力情况, 根据公式 (3) 确定轴向力Fx1的大小。
2.为了保证主齿的正常工作, 主齿螺母所产生的轴向力F0应大于Fx1, 同时考虑安全系数F0=K1Fx1, 取K1=1.3~1.5。根据公式 (1) 可求得主齿螺母拧紧力矩, 在装配过程中按该值操作。
3.任何螺纹都有其强度极限, 应使螺纹的保证载荷P>K2F0, 才不至于使螺纹失效, 一般取安全系数K2>2。
4.根据主动齿轮安装部位的形状设计波形隔套的外形, 从形状而言, 要设计出隔套薄弱点即鼓型, 有利于塑性变形。如图3中的A-A剖面处。
5.根据公式 (2) 计算A值和δs值, 以便选取合适的型材尺寸和材料。并经过有限元分析和计算, 确定波形隔套的初步结构方案。
6.通过台架试验、汽车道路试验最终确认波形隔套的定型方案。
摘要：汽车后桥主减速器主齿轴承的预紧参数, 对整个驱动桥的使用性能影响极大, 要保持装配参数在使用过程中基本不变, 这就需要利用波形隔套即弹性隔套的载荷特性曲线P-δ作用。文章从力学上对主动齿轮轴承的预紧进行了详细的分析和计算, 以及主减速器的装配性能进行详细分析, 并提出了主动齿轮轴承预紧力的确定原则, 同时为波形隔套的设计提供了理论依据。
关键词：预紧,波形隔套,载荷特性曲线,装配性能
参考文献
[1]唐自玉, 邴丽荣.后桥主齿轴承预紧力的力学分析及可压缩隔套的设计[J].汽车技术, 2001 (10) :18-20.
[2]陈经勉.轻型汽车驱动桥主减速器轴承“可压缩”隔套设计[J].汽车与配件, 1992 (12) :25-26.
[3]齿轮手册编委会.齿轮手册第二版 (上册) [M].北京:机械工业出版社, 2004.