无反向间隙的行星齿轮机构及行星减速机的制作方法

本发明涉及一种齿轮传动机构，尤其涉及一种无反向间隙的行星齿轮机构及行星减速机。

背景技术：

行星齿轮：行星齿轮是指除了能像定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴转动之外，它们的转动轴还随着行星架绕其它齿轮的轴线转动的齿轮系统。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”。

采用行星齿轮传动时，其具有以下特点：高载荷、大传动比，在传递动力时可以进行功率分流，并且输入轴和输出轴处在同一水平线上，因此现已被广泛应用于各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。

齿轮侧隙：轮齿的侧隙是指装配好的齿轮副当一个齿轮固定时另一个齿轮在圆周方向上的晃动量，以分度圆上弧长计。

在现有的行星齿轮传动方案中，由于加工误差和装配误差的存在，太阳轮与行星轮之间、行星轮与内齿轮之间存在着齿侧间隙，行星轮和行星轮轴之间存在着轴承游隙。齿侧间隙和轴承游隙导致了反向间隙的存在。

为了提高传动精度，现有的设计方式都是通过提高加工精度和装配精度来减少齿侧间隙和轴承游隙，而这对于加工能力有着很高的要求，提高了产品成本，并且存在着物理极限。

技术实现要素：

为了克服背景技术中的问题，本发明提供了一种加工、装配成本低并且消除了反向齿隙的无反向间隙的行星齿轮机构。

另外，还提供了一种传动精度大大提高的行星减速机。

本发明的具体技术方案是：

本发明给出了一种无反向间隙的行星齿轮机构，包括太阳轮、行星轮组、行星架以及行星轮轴以及内齿轮壳体；

行星架上设置有n个行星孔n≥2；行星轮轴、行星轮组中行星轮的数量均与行星孔一致，行星轮轴一端插装在行星孔内，另一端安装行星轮；

行星轮组中行星轮沿圆周方向分布，行星轮组中每一个行星轮均与内齿轮壳体的内齿相啮合；太阳轮与行星轮组中的每一个行星轮相互啮合；

所述行星架中至少有两个行星孔相对于行星轮在圆周方向分布的位置具有圆周方向偏移量，由于偏移量的存在，从而就会产生一定的内力，从而用于减少或消除反向间隙。

进一步地，优选的布置方式是行星轮组中行星轮沿圆周方向均匀分布，行星架中至少有两个行星孔相对于行星轮在圆周方向均匀分布的位置具有圆周方向的偏移量。

偏移量在行星架具有各种不同数量行星孔时，相邻行星孔圆周方向的夹角组合情况如下：

定义单位偏移量为δφ；

当n为偶数时，相邻的两个行星孔圆周方向之间的夹角组合为：n/2个{(360/n)+δφ，(360/n)-δφ}；

当n为奇数时，且n＝2m+1，m≥1时，一个行星架上相邻的两个行星孔圆周方向之间的夹角组合有四种情况：

a：m+1个(360/n)+δφ，m-1个(360/n)-δφ，1个(360/n)-2δφ；

b：m+1个(360/n)-δφ，m-1个(360/n)+δφ，1个(360/n)+2δφ；

c：m个(360/n)+δφ，m+1个(360/n)-(m/(m+1))δφ；

d：m个(360/n)-δφ，m+1个(360/n)+(m/(m+1))δφ。

进一步地，上述δφ是由齿轮侧隙引起的圆周角位移量、轴承游隙引起的圆周角位移量以及由接触齿面之间的预紧力引起的圆周角位移量三部分构成；

其具体计算公式是：δφ＝δφ1+δφ2+δφ3

其中，δφ1为由齿轮侧隙引起的圆周角位移量；

δφ2为由轴承游隙引起的圆周角位移量；

δφ3为由接触齿面之间的预紧力引起的圆周角位移量。

进一步地，所述δφ1的具体计算公式是：

式中，r分布为行星孔分布圆半径，wst为太阳轮无侧隙理论公法线，wsr为太阳轮实测公法线，αs为太阳轮分度圆压力角；wpt为行星轮无侧隙理论公法线，wpr为行星轮实测公法线，αp为行星轮分度圆压力角；wit为内齿轮壳体的内齿轮无侧隙理论公法线，wir为内齿轮壳体的内齿轮实测公法线，αi为内齿轮壳体的内齿轮分度圆压力角。

进一步地，所述δφ2的具体计算公式是：

其中e游隙为轴承游隙；所述轴承在行星轮和行星轮轴之间设置。

进一步地，δφ3的具体计算公式是：

式中，t为额定转矩，η为根据可能的磨损情况和制造误差取的系数值，取值范围在0.1-0.2之间，k为行星齿轮机构的总体刚度。

另外，本发明还提出了一种行星减速器，其特殊之处是：包括上述的s级无反向间隙的行星齿轮机构；s≥1。

本发明的有益效果是：

1、本发明采用在行星齿轮减速机构的行星架中的至少两个行星孔在行星轮沿圆周方向分布的位置具有圆周方向的偏移量，通过消除齿轮啮合中的侧隙以及轴承游隙，可以减少或彻底消除行星齿轮传动装置的反向间隙，大大提高了行星减速机构的精密性，并且该结构并不增加任何其他零部件，只需要通过尺寸变化即可实现，实现方式简单，节省成本。

2、本发明在保证第1点效果的同时，允许各个齿轮副和轴承加工、装配时存在侧隙、游隙，保证了产品的低加工成本。

附图说明

图1为一种无反向间隙的行星齿轮减速机的结构示意图。

图2为无反向间隙的行星齿轮机构的结构示意图。

图3为图2的a处局部放大示意图。

附图标记如下：

1-太阳轮、2-行星轮组、2.1-行星轮(a)、2.2-行星轮(b)、2.3-行星轮(c)、2.4-行星轮(d)、3-内齿轮壳体、4-行星架、5-行星轮轴、6-轴承。

具体实施方式

下面结合实施例对本发明进行详细的说明：

如图1所示，一种行星减速机，包括内齿轮壳体3以及三级行星齿轮减速机构，该行星减速机的每一级行星减速机构均采用了无反向间隙的设计，其中，以第一级行星减速机构为例来对该无反向间隙的结构进行描述，第一级行星减速机构包括：太阳轮1、行星轮组2、行星架4、行星轮轴5、轴承6组成。

太阳轮1为渐开线圆柱齿轮，外齿轮。

行星轮组由n个行星轮组成，n≥2，行星轮个数一般为偶数，特殊情况下可以是奇数。不失一般性的，本方案中以4个行星轮为例进行叙述。每个行星轮皆为渐开线圆柱外齿轮，行星轮圆心处开有过孔。

内齿轮壳体3的内壁设置有渐开线圆柱内齿轮。

行星架4为盘式结构，其上开有行星孔，行星孔个数与行星轮组2中行星轮总个数相等。

行星轮轴5为一般轴结构，其数量与行星孔、行星轮数量相同。

轴承6可选用能支撑径向载荷的任意轴承，不失一般性的，本例中采用滚动球轴承进行叙述。

其位置关系叙述如下：

太阳轮1与行星轮组2相啮合。

行星轮组2与内齿轮壳体3内的内齿轮相啮合。

行星轮组2在太阳轮1和内齿轮壳体3内的内齿轮之间呈圆周分布。

行星轮2通过其中心过孔、轴承6、行星轮轴5与行星架4相配合。

无反向间隙的设计方法为：

行星轮组中行星轮在圆周方向上可以均匀分布，也可以是非均匀分布，但是必须满足每一个行星轮均与内齿轮壳体、太阳轮相互啮合；

本例中采用是行星轮均匀分布的情况：

将行星轮组2分为ⅰ、ⅱ两组。先将行星轮组沿圆周均匀分布的模式装配，随后ⅰ组位置不变，ⅱ组沿圆周增加一个较小的圆周方向的偏移量。这个偏移量由行星架提供，即行星架在加工时，对应ⅰ组行星轮的行星孔均匀分布，对应ⅱ组行星轮的行星孔在均匀分布的基础上沿圆周切向附加微小的圆周方向偏移量。

偏移量在行星架具有各种不同数量行星孔时，相邻行星孔圆周方向的夹角组合情况如下：

定义单位偏移量为δφ；

当n为偶数时，相邻的两个行星孔圆周方向之间的夹角组合为：n/2个{(360/n)+δφ，(360/n)-δφ}；

当n为奇数时，且n＝2m+1，m≥1时，一个行星架上相邻的两个行星孔圆周方向之间的夹角组合有四种情况：

a：m+1个(360/n)+δφ，m-1个(360/n)-δφ，1个(360/n)-2δφ；

b：m+1个(360/n)-δφ，m-1个(360/n)+δφ，1个(360/n)+2δφ；

c：m个(360/n)+δφ，m+1个(360/n)-(m/(m+1))δφ；

d：m个(360/n)-δφ，m+1个(360/n)+(m/(m+1))δφ。

以附图2中4个行星轮为例，其中行星轮(a)2.1、行星轮(c)2.3为ⅰ组，分布于0°、180°位置；

行星轮(b)2.2、行星轮(d)2.4为ⅱ组，分布于(90+δφ)°、(270+δφ)°的位置。那么，行星轮(a)2.1和行星轮(b)2.2之间、行星轮(b)2.2和行星轮(c)2.3之间、行星轮(c)2.3和行星轮(d)2.4之间、行星轮(d)2.4和行星轮(a)2.1之间圆周方向的夹角分别为：(90+δφ)°、(90-δφ)°、(90+δφ)°、(90-δφ)°。

表1给出了行星轮数量为2-5个时，相邻行星孔(即相邻行星轮)之间夹角组合形式。

表1

接下来以上述四个行星轮的实施例中行星轮(a)2.1、行星轮(d)2.4为例，分析其受力和消隙过程。

为叙述方便，首先按照附图3，定义单个齿的左齿面和右齿面。

以顺时针方向画线，先相交的为左齿面，后相交的为右齿面。由于加工精度和装配方便问题，齿轮在啮合时一般都存在齿侧间隙。附图中的行星传动装置在给ⅱ组添加微小位移之前，行星轮组2与太阳轮1、行星轮组2与内齿轮壳体3的内齿轮之间的啮合都存在齿侧间隙。

给ⅱ组添加圆周角位移量δφ之后，行星架4对行星轮(d)2.4沿附图中逆时针方向施加预紧力，预紧力使得行星轮(d)2.4右齿面与太阳轮1右齿面之间、行星轮(d)2.4的左齿面与内齿轮壳体3的内齿轮的左齿面之间的齿侧间隙被消除。

其中，单位偏移量δφ有两种方式获取：

一种方式是：通过考虑行星轮分布圆半径、行星轮的齿数和模数以及额定转矩因素，得出单位偏移量δφ经验值为0.05°～0.5°。

第二种方式是：采用理论计算的方式，其具体的计算过程是：

δφ＝δφ1+δφ2+δφ3

其中，δφ1为由齿轮侧隙引起的圆周角位移量，其具体计算式为：

式中，r分布为行星孔分布圆半径，wst为太阳轮无侧隙理论公法线，wsr为太阳轮实测公法线，αs为太阳轮分度圆压力角；wpt为行星轮无侧隙理论公法线，wpr为行星轮实测公法线，αp为行星轮分度圆压力角；wit为内齿轮壳体的内齿轮无侧隙理论公法线，wir为内齿轮壳体的内齿轮实测公法线，αi为内齿轮壳体的内齿轮分度圆压力角；

计算δφ1的公式通过以下理论得出：

a：无侧隙时的理论公法线长度减去实际测量的公法线长度即为单个齿轮的法向侧隙，再除以齿轮压力角的余弦值得到圆周侧隙；

b：相啮合的两个齿轮的圆周侧隙之和即为啮合侧隙；

c：分别计算出太阳轮、行星轮之间，以及行星轮、内齿轮壳体之间的啮合侧隙，两者取平均值，再除以行星轮分布圆半径，即得由齿轮侧隙引起的圆周位移量。

δφ2为由轴承游隙引起的圆周角位移量，其具体计算式为：

其中e游隙为轴承游隙；所述轴承在行星轮和行星轮轴之间设置。

前两项δφ1和δφ2保证了侧隙消除，即在一般情况下相应齿面之间有接触，但为了保证跟随运动时的加速度以及齿面磨损后继续保持接触，须提供由接触齿面之间的预紧力引起的圆周角位移量δφ3；其具体计算式为：

式中，t为额定转矩，η为根据可能的磨损情况和制造误差取的系数值，取值范围在0.1-0.2之间，k为第一级行星减速机构的刚度(其中，系统为封闭力传递系统，其由行星轮、行星架、太阳轮、内齿轮壳体组成，具体为：行星架传递给行星轮预紧力f后，两相邻行星轮之间会有距离变化x，两者之间关系可近似拟合为线性关系，即k＝f/x)。

同时，行星架4对行星轮(a)2.1沿附图中顺时针方向施加预紧力，预紧力使得行星轮(a)2.1左齿面与太阳轮1左齿面之间、行星轮(a)2.1的右齿面与内齿轮壳体3的内齿轮的右齿面之间的齿侧间隙被消除。

行星轮(a)2.1和行星轮(d)2.4分别将行星架4施加的力传递给太阳轮1和内齿轮壳体3的内齿轮，施加的力大小相等，方向相反，互相抵消。

行星轮(a)2.1和行星轮(d)2.4对行星架4皆有反作用力，两力大小相等，方向相反，互相抵消。

当太阳轮1接受上级结构输入扭矩(也可将行星架4作为输入结构，两者一增速，一减速)，开始自转时(设其为顺时针转动)，有：由于行星轮(d)2.4右齿面与太阳轮1右齿面之间、行星轮(d)2.4的左齿面与内齿轮壳体3的内齿轮的左齿面之间的齿侧间隙被消除，太阳轮1转动时，行星轮(d)2.4为零侧隙传动。

同时，由于行星轮(a)2.1右齿面与太阳轮1右齿面之间、行星轮(a)2.1的左齿面与内齿轮壳体3的内齿轮的左齿面之间的齿侧间隙未被消除，所以传动时存在齿侧间隙。但是，由于预紧力的存在，行星轮(a)2.1左齿面与太阳轮1左齿面之间、行星轮(a)2.1的右齿面与内齿轮壳体3的内齿轮的右齿面之间存在预紧力，会随时消除间隙，因此当太阳轮1转动时，行星轮(a)2.1也为零侧隙传动。

行星轮(b)2.2和行星轮(c)2.3的情况类似行星轮(a)2.1和行星轮(d)2.4，此处不再赘述。

同时，由于行星架4通过行星轮轴5和轴承6将预紧力传递给行星轮组2，故轴承6始终处于预紧状态，从而消除了轴承游隙。