3149 煤礦絞車設計

3149 煤礦絞車設計,煤礦,絞車,設計 河南理工大學萬方科技學院 本科畢業(yè)設計（論文）中期檢查表指導教師： 明平美 職稱： 副教授 所在院（系）：動力機械與工程系 教研室（系、研究所）：機械設計教研室 題 目 煤礦轎車設計學生姓名 張喆 專業(yè)班級 08 機設 2 班 學 號 0828070107一、 選題質量及開題報告完成情況該選題是礦用調度絞車設計，可以對大學四年所學知識進行一次全面的練習。這將對以后工作起到十分有效的幫助，也能達到一個綜合訓練的效果，又加強了實際的動手動腦能力。題目的難易程度很適中，對我們既是一個挑戰(zhàn)也是一個很好的鍛煉提高過程。題目的工作量：要求完成 3 張以上的 A0 圖紙，50 頁說明書一份。選題不僅能緊密的結合生產(chǎn)和實踐，也是在我們所學習過的范圍之類，對我們以后不管是科研還是從事實際的工作對有很大的幫助。在老師指導和同學們的幫助之下，經(jīng)過一番查閱資料，我順利的開始了本次畢業(yè)設計。我們專業(yè)課介紹過絞車，但只是個大概，所以我對調度絞車的了解明顯不夠。剛開始的時候不是很順利，甚至是無從著手。后來經(jīng)過網(wǎng)上查找相關資料和老師的引導，慢慢的找到設計入口，清楚了設計過程，順利的完成開題報告。目前，前期的工作已做了一部分，并有了一定的成果?，F(xiàn)在已經(jīng)進入了各部件計算設計過程，我將在以后工作中繼續(xù)努力，認真完成這次畢業(yè)設計，檢測一下自己的真實能力。二、階段性成果：1、這次的畢業(yè)設計方案已經(jīng)確定，而且完成了調度絞車整體結構的初步設計，正在進行各部件的精確計算；2、目前，已經(jīng)完成了滾筒的選擇、傳動齒輪的精確計算以及輪轂的計算等。已經(jīng)形成了整體的設計思路。三、存在的主要問題及解決方法：存在問題：剛開始進展的并不是很順利，我對調度絞車這方面的知識掌握也不夠完善，這是我第一次單獨進行課題設計，很多專業(yè)問題及具體的細節(jié)不知怎么處理，整個設計的過程也不是很清楚。解決方法：在圖書館和網(wǎng)上查找相關資料，對有關調度絞車的知識進行更深入的了解，查詢專業(yè)資料搞清遇見的問題，向學長請教予以指導，和同學交流獲取解決辦法。在指導老師的指引下，我相信我能把各方面的問題逐個擊破，最終順利完成畢業(yè)設計。四、指導教師對學生在畢業(yè)設計（論文）中的紀律及畢業(yè)設計（論文）任務的完成進展等方面的評語指導教師： （簽名）年 月 日河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計（論文）開題報告題目名稱 煤礦絞車設計學生姓名 張喆 專業(yè)班級 08 級機設 2 班 學號 0828070107一、選題的目的和意義礦用調度絞車是煤礦必不可少的運輸機械。當前我國的礦用機械正處于快速發(fā)展階段，作為一位即將從事煤礦機械工作的本科畢業(yè)生，我將這次的畢業(yè)設計題目確定為礦用調度絞車。調度絞車主要用于礦井下調度礦車及其它輔助牽引用，亦可用于煤礦、冶金礦山、建筑工地等場合作拖運、提升工作或其他輔助搬運工作。其結構緊湊，操作簡單，搬運方便，所以運用范圍廣泛。但是當前我國的調度絞車壽命、噪音、可靠性等綜合性技術指標與國外有差距，所以選擇此課題希望能夠對當前調度絞車有所改進，使其性能更加完善可靠。此課題不僅能綜合運用專業(yè)知識而且訓練解決實際問題的能力。同時也促進我國礦用調度絞車的進步，促進我國礦業(yè)的發(fā)展。二、國內外研究綜述我國調度絞車的生產(chǎn)經(jīng)歷了仿制和自行設計兩個階段。50 年代測繪仿制了日本、蘇聯(lián)的各型絞車。1958 年后，蘇聯(lián) DJ14.5 型和日本內齒輪相繼淘汰。1960 年對調度絞車進行了方案整頓，型號用 DJ 表示，保留了 DJ4.5、DJ11.4 型兩種規(guī)格。從 1964 年開始自行設計了調度絞車，目前我國已投入批量生產(chǎn)。我國調度絞車的結構為多猩猩齒輪轉動，結構緊湊，體積小，重量輕，操作簡單，搬運方便，適于礦山井下使用。近幾年各廠加強了新產(chǎn)品的研制工作，對產(chǎn)品的結構進行了很大的改進和創(chuàng)新，在提高壽命、降低噪聲方面取得了一定的效果。調度絞車在國外使用也很普遍，生產(chǎn)廠家也很多。根據(jù)目前收集到的資料，蘇、法、美、英、波、捷、匈、羅、加拿大、丹麥、瑞典等國家都在制造絞車，有國家從三十年代就已生產(chǎn)。種類繁多，規(guī)格較多，拉力小到 100kg，大到 3600kg。動力有電動、液動和風動。工作機構有單筒、雙筒和摩擦式。傳統(tǒng)形式有皮帶傳動、鏈式傳動、齒輪傳動、蝸輪傳動、液壓傳動、行星齒輪傳動和擺線傳動等。其中用行星齒輪傳動的比較多?？v觀國內外調度絞車的發(fā)展概況，其發(fā)展趨勢有以下幾個特點：1）向標準化、系列化方向發(fā)展；2）向體積小、重量輕、結構緊湊方向發(fā)展；3）向高效、節(jié)能方向發(fā)展；4）向壽命長、低噪音方向發(fā)展；5）向一機多能，通用化方向發(fā)展；6）向大功率方向發(fā)展；7）向外形簡單、平滑、美觀大方方向發(fā)展。當前我國調度絞車還存在一些不足之處。主要是壽命、噪音、可靠性等綜合性技術指標與國外有差距。由于我國尚不具備測試手段，是壽命無法考核，噪聲也比較大，目前還不能達到環(huán)保衛(wèi)生部門的要求。在可靠性方面，目前尚無要求。這些反映了我國的產(chǎn)品質量還存在一定差距。所以我國還需要加強對調度絞車這個學科的建設，努力完善各方面測試手段及性能要求。三、畢業(yè)設計（論文）所用的主要技術與方法：在這次設計中我們將采用機械圖形設計軟件 AutoCAD 或 Pro E 進行繪圖。首先設計整體轉動系統(tǒng)，然后初步設計整體結構，最后精確設計絞車。在設計的過程中如果發(fā)現(xiàn)遺漏或不合理的地方我還會及時補充上去或予以糾正。四、主要參考文獻與資料獲得情況1. 主要參考文獻如下:1機械零件 （第七版） ，濮良貴、紀名剛主編，高等教育出版社2 機械設計手冊 （第三版） ，化學工業(yè)出版社3 新編機械設計手冊 張麗驊、鄭嚴主編，人民郵電出版社4 機械設計基礎 李育錫主編，高級教育出版社5 機械設計手冊 （單行本）齒輪傳動，機械工業(yè)出版社6 機械原理 （第七版）鄭文偉、吳克堅主編，高等教育出版社7 機械工程師手冊 （第二版）機械工業(yè)出版社 8 英漢雙向機電詞典 上海交通大學出版社9 現(xiàn)代機械優(yōu)化設計方法 （第二版）.化學工業(yè)出版社10機械傳動手冊 電子工業(yè)出版社11機械原理. 孫恒、陳作模主編.高等教育出版社12Auto CAD2007 計算機繪圖實用教程 張愛梅、鞏琦、趙艷霞、李玉林主編 .高等教育出版社13行星傳動設計與計算 王容、胡來主編 煤炭工業(yè)出版社2資料獲取情況如下：1) 從學校圖書館借閱相關圖書；2) 從網(wǎng)上搜索相關資料，例如在學校圖書館網(wǎng)頁上下載相關文獻或期刊；3) 在設計過程中遇到難題時向指導老師和專業(yè)老師請教，同時與同學交流獲取相關信息。五、畢業(yè)設計（論文）進度安排：1）57 周：畢業(yè)實習、還收集部分資料并確定畢業(yè)設計課題；2）810 周：初步確定設計方案，寫開題報告，進行畢業(yè)設計的基本計算；3）1113 周：排版整理畢業(yè)設計說明書和用 CAD 軟件進行繪制零件圖、裝配圖；4）1415 周：對畢業(yè)設計進行修改、完善，準備答辯。六、指導教師審批意見指導教師： （簽名）年 月 日 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書摘 要調度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機電設備，主要用于礦井下調度礦車及其它輔助牽引，亦可用于煤礦、冶金礦山、建筑工地等場合作拖運、提升工作或其他輔助搬運工作，但不得作載人使用。在設計過程中根據(jù)絞車牽引力選擇電動的型號以及鋼絲繩的直徑，選擇后驗證速度是否與設計要求速度一致，根據(jù)要求設計絞車是通過兩級行星輪系及所采用的浮動機構完成絞車的減速和傳動，其兩級行星齒輪傳動分別在滾筒的兩側，從而根據(jù)設計要求確定行星減速器的結構和各個傳動部件的尺寸，根據(jù)滾筒的結構形式選擇制動裝置為帶式制動，并對各個設計零部件進行校核等等。絞車通過操縱工作閘和制動閘來實現(xiàn)絞車卷筒的正轉和停轉，從而實現(xiàn)對重物的牽引和停止兩種工作狀態(tài)。設計中絞車內部各轉動部分均采用滾動軸承，運轉靈活。JD-0.5 型調度絞車采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低以及隔爆性能、設計合理、操作方便，用途廣泛等特點。關鍵詞：調度絞車； 帶式制動；行星輪系河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書IABSTRACTMine production Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine and other mines in the dumping of less than 30 degrees angle of the roadway in the haulage mine car handling and other auxiliary work, can also be used for mining and tunneling Face loading station on the scheduling grouping tramcar. In the design process in accordance with electric winch traction choose the type and the diameter of wire rope, after the choice of whether or not verify the speed consistent with the design requirements of speed, according to winch was designed by two rounds of the planet and used by the body floating completion of the slowdown and drive winch , The two planetary gear transmission in the drum on both sides, in accordance with design requirements so as to determine the structure and planetary reducer in various parts of the drive size, according to choose the form of the structure of drum brakes for the belt brake, and various design Parts and components for checking and so on. Winch through the manipulation of gates and brake drum gates to achieve the winch is to turn and stop, thus realizing the weight of traction and the suspension of the two working condition. Winch in the design of the internal rotation of the rolling bearings are used, flexible operation. JD-0.5 to Dispatching winch used planetary gear transmission, the winch is compact, rigid and efficient, easy to install mobile, starting a smooth, flexible operation, the brake reliable, low noise and flameproof performance, design reasonable, easy to operate, such as extensive use Characteristics.Keywords：Scheduling winch; Belt braking; Round of the planet.河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書目錄緒論 .11 調度絞車的總體設計 .31.1 設計參數(shù) .31.2 結構特征與工作原理 .31.3 選擇電動機 .51.3.1 電動機輸出功率的計算 .51.3.2 確定電動機的型號 .62 滾筒及其部件的設計 .72.1 鋼絲繩的選擇 .72.2 滾筒的設計計算 .82.2.1 滾筒直徑 .82.2.2 滾筒寬度 .82.2.3 滾筒的外徑 .83 減速器設計 .103.1 總傳動比及傳動比分配 .103.1.1 總傳動比 .103.1.2 傳動比分配 .103.2 高速級計算 .123.2.1 配齒計算 .123.2.2 變位方式及變位系數(shù)的選擇 .133.2.初算傳動的中心距和模數(shù) .143.2.4 幾何尺寸計算 .163.2.5 驗算傳動的接觸強度和彎曲強度 .183.2.6 驗算傳動接觸強度和彎曲強度 .233.3 低速級計算 .243.3.1 配齒計算 .243.3.2 變位方式及變位系數(shù)的選擇 .253.3.3 初算太陽輪行星輪傳動的中心距和模數(shù) .263.3.4 幾何尺寸計算 .283.3.5 驗算接觸強度和彎曲強度 .303.3.6 驗算大接觸強度和彎曲強度 .353.4 傳動裝置運動參數(shù)的計算 .373.4.1 各軸轉速計算 .373.4.2 各軸功率計算 .37河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書i3.4.3 各軸扭矩計算 .383.4.4 各軸轉速 功率 扭矩列表 .384 傳動軸的設計計算 .394.1 計算作用在齒輪上的力 .394.2、初步估算軸的直徑 .394.3 軸的結構設計 .404.3.1 確定軸的結構方案 .404.3.2 確定各軸段直徑和長度 .404.3.3 確定軸承及齒輪作用力位置 .414.4 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 .424.5 軸的計算簡圖 .444.6 按彎矩合成強度校核軸的強度 .445 滾動軸承的選擇與壽命計算 .465.1 基本概念及術語 .465.2 軸承類型選擇 .475.3 按額定動載荷選擇軸承 .486 鍵的選擇與強度驗算 .506.1 電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 .506.1.1 鍵的選擇 .506.1.2 鍵的驗算 .516.2 主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗算 .516.2.1 鍵的選擇 .516.2.2 鍵的驗算 .516.3 主軸與太陽輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 .526.3.1 鍵的選擇 .526.3.2 鍵的驗算 .526.4 行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算 .536.4.1 鍵的選擇 .536.4.2 鍵的驗算 .537 制動器的設計計算 .557.1 制動器的作用與要求 .557.1.1 制動器的作用 .557.1.2 制動器的要求 .557.2 制動器的類型比較與選擇 .557.2.1 制動器的類型 .557.2.2 制動器的選擇 .56河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書ii7.3 外抱帶式制動器結構 .567.4 外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算 .578 主要零件的技術要求 .698.1 對齒輪的要求 .698.1.1 齒輪精度 .698.1.2 對行星輪制造方面的幾點要求 .698.1.3 齒輪材料和熱處理要求 .70小 結 .71參考文獻 .72致 謝 .73附錄：英文資料與中文翻譯.74河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書0緒論我國調度絞車的生產(chǎn)經(jīng)歷了仿制和自行設計兩個階段。50 年代測繪仿制了日本、蘇聯(lián)的各型絞車。1958 年后，蘇聯(lián) DJ14.5 型和日本內齒輪相繼淘汰。1960 年對調度絞車進行了方案整頓，型號用 DJ 表示，保留了 DJ4.5、DJ11.4 型兩種規(guī)格。從 1964 年開始自行設計了調度絞車，已投入批量生產(chǎn)。結構為多行星齒輪轉動，結構緊湊，體積小，重量輕，操作簡單，搬運方便，適于礦山井下使用。近幾年各廠加強了新產(chǎn)品的研制工作，對產(chǎn)品的結構進行了很大的改進和創(chuàng)新，在提高壽命、降低噪聲方面取得了一定的效果。調度絞車在國外使用也很普遍，生產(chǎn)廠家也很多。根據(jù)目前收集到的資料，蘇、法、美、英、波、捷、匈、羅、加拿大、丹麥、瑞典等國家都在制造絞車，有國家從三十年代就已生產(chǎn)。種類繁多，規(guī)格較多，拉力小到 100kg，大到 3600kg。動力有電動、液動和風動。工作機構有單筒、雙筒和摩擦式。傳統(tǒng)形式有皮帶傳動、鏈式傳動、齒輪傳動、蝸輪傳動、液壓傳動、行星齒輪傳動和擺線傳動等。其中用行星齒輪傳動的比較多?？v觀國內外調度絞車的發(fā)展概況，其發(fā)展趨勢有以下幾個特點：1）向標準化、系列化方向發(fā)展；2）向體積小、重量輕、結構緊湊方向發(fā)展；3）向高效、節(jié)能方向發(fā)展；4）向壽命長、低噪音方向發(fā)展；5）向一機多能，通用化方向發(fā)展；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書16）向大功率方向發(fā)展；7）向外形簡單、平滑、美觀大方方向發(fā)展。當前我國調度絞車還存在一些不足之處。主要是壽命、噪音、可靠性等綜合性技術指標與國外有差距。由于我國尚不具備測試手段，是壽命無法考核，噪聲也比較大，目前還不能達到環(huán)保衛(wèi)生部門的要求。在可靠性方面，目前尚無要求。這些反映了我國的產(chǎn)品質量還存在一定差距。所以我國還需要加強對調度絞車這個學科的建設，努力完善各方面測試手段及性能要求。作為一名機械專業(yè)的本科畢業(yè)生，針對國內外礦用調度絞車的發(fā)展現(xiàn)狀，本文選題礦用調度絞車設計。采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低等特點。絞車的電氣設備具有防爆性能，可用于有煤塵及瓦斯的礦井。本文所做的基本工作：1）設計完成總體裝配圖設計；2）設計完成主減速器裝配圖設計；3）完成主要傳動組件、零件的工作圖設計；4）編寫完成整體設計計算說明書。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書21 調度絞車的總體設計1.1 設計參數(shù)最大牽引力：6KN；容繩量： 150m平均速度： .6/s.2/1.2 結構特征與工作原理絞車由下列主要部分組成。電動機、滾筒、行星齒輪傳動裝置、剎車裝置和機座。在結構上采用兩級行星齒輪傳動，分別布置在主軸的兩端，主軸貫穿滾筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上，電動機采用法蘭盤固定在左支架上。絞車的傳動系統(tǒng)見附圖：河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書3Z1234Z56 圖 1-1 JD0.5 型調度絞車傳動系統(tǒng)圖1左側行星輪架 2主軸 3右側行星輪架JD-0.5 型調度絞車采用兩級行星齒輪傳動，分別安裝在滾筒的兩側， 、 、 為左側行星齒輪， 、 、 為右側行星齒輪。電1Z234Z56動機軸上裝有電機齒輪（太陽輪） ，它帶動左側行星齒架 1 上的行星1齒輪 旋轉，由于電動機齒輪 是固定旋轉的，所以，行星齒輪除作2自轉外，還要圍繞電動機齒輪 公轉，因此，帶動左側行星輪架 1 旋轉，1Z從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸 2 旋轉，裝在主軸上的齒輪（太陽輪） 也旋轉，于是帶動右側行星輪架 3 上的行星齒輪1Z轉動，此時有如下三種情況：5Z1）如果將左側制動閘剎住，右側工作閘松開，此時滾筒被剎住，河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書4行星輪架 3 與滾筒相連接，也不旋轉，行星齒輪 不作公轉只作5Z自轉，同時帶動內齒輪 空轉（此為停止狀態(tài)） ；6Z2）如果將左側制動閘松開，右側工作閘剎住，內齒輪 停止不轉，6行星齒輪 除作自轉外，還要作公轉，帶動行星輪架 3 轉動，滾5Z筒與行星輪架相連接，也旋轉起來，即可進行牽引（此為工作狀態(tài)）；3）如果兩側閘都松開，行星輪架 3 呈浮動狀態(tài)，牽引繩可以帶動滾筒反向松繩（此為下放狀態(tài)） 。1.3 選擇電動機1.3.1 電動機輸出功率的計算已知：最大拉力：F=6KN 最低繩速： min0.6/sV則： （1.1） kW1FP根據(jù)傳動方案圖 1-1 可得：總傳動效率 1120.9.70.86式中： 軸承的效率 為 ； 1.行星輪傳動效率 為 。297.0河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書51.3.2 確定電動機的型號按公式(1.1)可計算出電動機的輸出功率：=4.2KWp86.010VF電動機所需的額定功率 與電動機輸出功率 之間有以下的關系：PP(1.2)KA其中： 用以考慮電動機和工作機的運轉等外部因素引起的附AK加動載荷而引入的系數(shù)，取 1A由式(1.2)可計算出額定功率 ： P =4.2KW，圓整取4.21P=5.5KW。同時，絞車井下使用，條件比較惡劣，要求電動機必須具有防爆功能，查機械零件設計手冊 ，得到電動機的型號：YB2-132S-4。額定功率 P=5.5KW,實際轉速 ；140r/min；.2額 定 轉 矩最 大 轉 矩；3.額 定 轉 矩堵 轉 轉 矩；7.0堵 轉 電 流額 定 電 流其外形尺寸： 515365470；4635m長 寬 高電機中心高度 ： ；H=12河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書6電動機軸直徑 長度：2880（mm） 。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書72 滾筒及其部件的設計2.1 鋼絲繩的選擇選擇鋼絲繩時，應根據(jù)使用條件和鋼絲繩的特點來考慮。我國提升鋼絲繩多用同向捻繩，至于是左捻還是右捻，我國的選擇原則是：繩的捻向與繩在卷筒上的纏繞螺旋線方向一致。我國單繩纏繞式提升機多為右螺旋纏繞，故應選右捻繩，目的是防止鋼絲繩松捻；多繩摩擦提升為了克服繩的旋轉性給容器導向裝置造成磨損，一般選左、右捻各一半。由于調度絞車是用以調度車輛的一種絞車，常用于井下采區(qū)、煤倉用裝車站調度室、牽引礦車，濕度較大，酸堿度很高，為了增加鋼絲繩的搞腐蝕能力，延長它的使用壽命。因此選擇鍍鋅鋼絲繩。因為鍍鋅以后，對于防腐蝕及防銹有很好的效果。鋼絲繩的安全系數(shù)取 ，則鋼絲繩所能承受的拉力 需滿足以下的5KF要求： 其中：5F拉 KN6F拉則： 30查礦井運輸提升表 2-2（2）選擇：繩 股 19661繩纖維芯，鋼絲繩表面鍍絡。其主要參數(shù)如下：鋼絲繩直徑： 9.3m鋼絲直徑： 0.6河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書8鋼絲總斷面面積： 23.m參考重力： 04.5N/鋼絲繩公稱抗拉強度：1550Mpa鋼絲破斷拉力總和 ：S4902.2 滾筒的設計計算2.2.1 滾筒直徑1620Dd式中， 鋼絲繩直徑，d9.3m則： .48取 1802.2.2 滾筒寬度滾筒的寬度直接影響到最終產(chǎn)品的寬度，因此它的寬度不能太寬。滾筒的寬度太窄的話，就會顯得不協(xié)調。最好是在畫圖的過程中把它定下來，這樣有利于整體的配合。讓人看起來協(xié)調、美觀、大方。根據(jù)總裝圖，我們定下來的滾筒寬度為 。240mB2.2.3 滾筒的外徑滾筒的容繩量，我們設定為 ，據(jù)以上設計可知，每一層纏150河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書9繞的圈數(shù) ： n240/9.35圈每一圈所纏繞的長度 ：lRl2/1804.56m 鋼絲繩的纏繞層數(shù)為 5.層則:滾筒的外徑 ：1Dd521式中， 為鋼絲繩直徑， 9.3md 180.6取外徑 ，可算出最大速度 。36D1v轉速 vn1804.36.67rmin由于 ，Dv10即 7.63246可得 ，同已知的最高速度一樣，所以符合條件。1.m/sv河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書103 減速器設計3.1 總傳動比及傳動比分配3.1.1 總傳動比(3.1)ni式中， 為電動機轉速 為滾筒轉速據(jù)滾筒及其部件設計，滾筒直徑 180mD則 601vnD60.3.457.32r/in所以，總傳動比 /.in在傳遞動力時,行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)點,但是行星數(shù)目的增加會使其載荷均衡困難,而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍.因而在設計行星齒輪傳動時,通常采用 3 個或 4 個,特別是 3 個行星輪。取行星輪的數(shù)目為 3。因為行星輪數(shù)目 ，傳動范圍只有 ，故選用兩wn7.12BAXi級行星齒輪傳動機構。3.1.2 傳動比分配多級行星齒輪傳動的傳動比分配原則是各級傳動之間等強度，并希望獲得最小的外廓尺寸，在兩級 NGW 型行星齒輪傳動中，用角標 表示高速級參數(shù)， 表示低速級參數(shù)。設高速級和低速級外嚙合齒輪材料，河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書11齒面硬度相同，則 ；取行星輪數(shù)目 ；對于兩級 NGWlimliH3wn型行星齒輪傳動，可使低速級內齒輪分度圓直徑 與高速級內齒輪分bd度圓直徑 之比接近于 ，之比值用 表示，通常令 ，并取bd1B1.2B；取載荷不均勻系數(shù) ；取齒寬系數(shù) 。1.2BCK2.d兩級 NGW 型行星齒輪傳動的傳動比分配可利用圖 17.2-4機械設計手冊 ，圖中 和 分別為高速級及總的傳動比， 可按下式計算i E3EAB22limwdCVHNWHnKZ式中 行星輪數(shù)目； 齒寬系數(shù)；wd載荷不均勻系數(shù)見表 17.2-16；查機械設計手冊CK接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)； 動載系數(shù)；H VK接觸強度的壽命系數(shù)； 工作硬化系數(shù)；NZWZ計算齒輪的接觸疲勞極限，取值查第 16 篇第 2 章。查limH機械設計手冊、 、 的比值，可用類比法進行試湊，或取三項比值的乘VKH2NZ積 等于 。取 2VN1.8021.9VHNKZ如全部齒輪硬度 ，可取 。35BS2W河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書12 22limwdCVHNWHnKZA1.92.8由公式 可計算出 E 值：3EB再使用圖 17.2-4機械設計手冊,即可查出 NGW 型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配，圖中 和 分別為高速級及總的傳動比，如果最后i標得的 值大于 ，則取 。E66E332.81.94AB由圖 17.2-4，查得 5i那么低速級傳動比 。.64.31i3.2 高速級計算3.2.1 配齒計算確定齒數(shù)應滿足的條件：行星齒輪傳動各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)的選擇，還須滿足其傳動比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。通常電動滾筒中取行星輪數(shù)目 ，過多會使其載荷均衡困難，3wn過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)點，由于 距可能達到的傳5.1BAXi動比極限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。各輪齒數(shù)按公式 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書13BAXwizcn進行配齒計算，計算中根據(jù) 并適當調整，使 等于整數(shù)，再求出BAXic， 應盡可能取質數(shù)，并使 整數(shù)。Az wzn則 5.134BAXAwizn20A208BAc1CBzz131這些符合 取質數(shù)， / 整數(shù)， / 整數(shù)，且 及AAwnBzwnCBz/無公約數(shù)， 整數(shù)的 NGW 型配齒要求。CAz/c3.2.2 變位方式及變位系數(shù)的選擇在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果：獲得準確的傳動化、改善嚙合質量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合理的中心距、在保證裝配及同心等條件下使齒數(shù)的選擇具有較大的靈活性。常用行星齒輪傳動的變位方法及變位系數(shù)可按表 13-5-13 及 13-5-4、圖 13-5-5 和圖 13-5-6 確定。參考機械零件設計手冊此行星齒輪傳動采用的變位方式為高變位；表 13-5-13機械零件設計手冊詳細說明了高變位的系數(shù)的選擇的情況:河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書14（1） 太陽輪負變位，行星輪和內齒輪正變位。即： 4BAXiCx和 按圖 13-5-4 及圖 13-5-5 確定。選機械零件設計手冊A（2） 太陽輪正變位，行星輪和內齒輪負變位。即：4BXiACxx和 按圖 13-5-4 及圖 13-5-5 確定。選機械零件設計手冊由于 ，故 查得 ，5.14BAXiACBxx0.3A0.3CBx3.2.初算傳動的中心距和模數(shù)輸入轉距 mN2.3140.95P0nT1 因傳動中有一個或兩個基本構件浮動動作為均載機構，且齒輪精度低于 6 級，所以取載荷不均勻系數(shù) 。15.CFHcK在一對 A-C 傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩 23.T158.9NmAcwKn全面硬齒面的外嚙合，在對稱，中等沖擊載荷時：精度采用 8-7-7 GB/T100951-2001。使用的綜合系數(shù) 2.08K考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取 。齒數(shù)比4.31.520CAzu河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書15太陽輪和行星輪的材料用 40Cr 鋼表面的影響系數(shù)。調質處理后HBS240 285，取 。2lim10N/H齒寬系數(shù) （GB1009888）線偏斜可以忽略因齒面硬度/abHB350，則取 。0.3按接觸強度初算中心距 公式：a(3.2)32lim481AaHKTauu由公式(3.2)可計算出中心距（內嚙合用“”號）:32.489481.501.5a41.8m求模數(shù) m24.8.6301ACz1）計算 A-C 傳動的實際中心距和嚙合角 取模數(shù) （漸ACa3m開線齒輪標準模數(shù)（GB1357-87） ） ，則實際中心距()2ACACmaz3(201)76.5因為直齒輪高變位，則 .03ACACaYcoscos76.5cs2o所以嚙合角 20ACa河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書162）計算 C-B 傳動的中心距和嚙合角 CBa實際中心距：()2CBBCmaz382176.5m因為中心距變動系數(shù) ，所以嚙合角 .03CBaY。o20CBa3.2.4 幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算 A、C、B 三輪的集合尺寸。1）分度圓直徑3206mAdz319mCdz84B2）齒頂高 *aAAhx10.3.9CCm.2.1m*aBaBhx 式中 ；22*7.517.510.3.568aBz。0.6.4maBh3）齒根高 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書17*fAaAhcxm 10.2532.85mfCC .4.6*fBaBhcx 10.2532.854）齒高 AafA3.986.7mCfCh2.145.BafB3.86.25）齒頂圓直徑 2aAaAdh0.97.mCC32.1.2aBaBdh46.39.66）齒根圓直徑 fAfA02.854.m2fCfCdh93.63.7fBfB42.851.7）齒寬：查機械設計手冊表 13-1-79,即：齒寬系數(shù) 的推薦范圍表。d查表得： ，取0.49d0.8d太陽輪齒寬 ： ；Ab.64mA河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書18行星輪齒寬 ： 取 ；Cb510438mA42Cb內齒輪齒寬 ： 。B42m3.2.5 驗算傳動的接觸強度和彎曲強度1）動載系數(shù) 和速度系數(shù)VKVZ動載系數(shù) 和速度系數(shù) 按齒輪相對于行星架 的圓周速度X，查圖 13-1-18(或按表 13-1-90 和表 13-1-84 計ms601XAXdnv算)和圖 13-1-28(或按表 13-1-107 計算)求出。查看機械設計手冊 。和 所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：VKZ601AXXdnv106Adni1045.63.5ms動載系數(shù) VK是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節(jié)誤差、齒形誤差而引V起的內部附加動載荷對輪齒受載的影響。對于圓柱齒輪傳動，可取 取 1.061.054VK速度系數(shù) 由機械設計手冊查得VZ.96VZ河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書192）齒向載荷分布系數(shù) 、HKF如果 NGW 型和 NW 型行星齒輪傳動的內齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于 時，可取 。11FHK另外在 NGW 型和 NW 型行星齒輪傳動的內齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于 1 時，可取 。FH3）求齒間載荷分配系數(shù) 及HK先求端面重合度 ：12tanttant2ACzz 式中 1cosaraAd 60.937rs8.42rcsCaad.rc9726則 10tn3.74t031tant0 2.68.48.61.58因為是直齒齒輪，總重合度 0.645.1.5802HFK節(jié)點區(qū)域系數(shù) ： 式中 Z)(3. H 024.80.71HY河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書20CAxYz0.312 24.87.8()HZ.53彈性系數(shù) ：E1Z206(1.3)2189.Nm接觸強度計算的重合度系數(shù) ：43Z1.580.9接觸強度計算的螺旋角系數(shù) ：Z10cos接觸強度計算的壽命系數(shù) ：V.96因為當量循環(huán)次數(shù) ，則 。7105eN1NZ最小安全系數(shù) ：取 =1minHSinH潤滑劑系數(shù) ，考慮用 N46 機械油作為潤滑冷卻劑，取 =0.93。LZ LZ粗糙度系數(shù) ：取 。 齒面工作硬化系數(shù) ：取 =1。R1.0W接觸強度計算的尺寸系數(shù) ： =1XZ4）A-C 傳動接觸強度驗算計算接觸應力 ：HH 1tAVHEFuKZdb河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書21201.5.0681.253189.013ATda28.9.8607526Nm許用接觸應力 ：HP lim nNLVRWXZS其強度條件： HP則 min Hlim HNLVRWXSZ2 2lim261910N0.931H計算結果，A-C 接觸強度通過。用 40Cr 鋼（40MnB 鋼）調質后表面淬火，安全可靠。5）A-C 傳動彎曲強度驗算齒根應力為：(3.3)2F ()tAVFaSnKYNmbm式中， 齒形系數(shù)，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的aY影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪齒形系數(shù)可查表 10-5機械設計課本。應力修正系數(shù)，考慮齒根過渡曲線處的應力集中及其他SaY河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書22應力對齒根應力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪應力修正系數(shù)可查表 10-5機械設計課本。重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應力折算Y為載荷作用在單齒對嚙合區(qū)上界點時齒根彎曲應力的系數(shù)， 0.257相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數(shù)不同，兩輪的 和 不相等，F(xiàn)aYS故它們的彎曲應力一般是不相等的，而且，當大、小齒輪的材料及熱處理不同時，其許用應力也不相等，所以進行輪齒的彎曲疲勞強度校核時，大、小齒輪應分別計算。由表 10-5 查得：小輪： 大輪：2.8FaAY2.51FaCY小輪： 大輪：1.5S .6S重合度系數(shù) 0.270.271.580.2式中， 螺旋角系數(shù)；因為是直齒輪，所以取 =1Y Y由公式(3.3)計算：F tAVFaSnKYbm201.068.281.607251.3ATd.9.6075河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)（論文）說明書23215.4Nm考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應力 2max1.54.23.16N/mF由強度條件 aP即 limaxnFSTPFY則 (3.4)axiliFST式中， 彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點蝕minF破壞具有更嚴重的后果，所以通常設計時，彎曲強度的安全系數(shù)應大于接觸強度的安全系數(shù)， ，取min1.43FSmin1.4FS公式(3.4)算出齒根最大應力： 2axi26.N/mSTY由機械設計課本查取：40Cr 調質、表面淬火 。2li350/FA-C 傳動改用材質后，彎曲強度驗算也通過。 （參考圖 6-3 查取）3.2.6 驗算傳動接觸強度和彎曲強度1）根據(jù) A-C 傳動的 來確定 C-B 傳動的接觸應力 ，因為 C-BHHCB傳動為內嚙合， ，所以 82.64531BCzu河南理工大學萬方科技學院本科附錄外文資料與中文翻譯外文資料：MICRO PLANETARY REDUCTION GEAR USING SURFACE-MICROMACHININGAbstractA micro planetary gear mechanism featuring a high gear reduction ratio with compactness in size ispresented in this paper. SUMMiT V is employed for the fabrication method so that the redundancy of assembling parts is eliminated. The design rules of which has also been checked. To make full use of the benefits of the surface- micro - machining, the planetary reduction gear is designed toward using the on-chip micro- engine. The expected gearreduction ratio is calculated and compared with the conventional chain gear mechanism. The microplanetary gear mechanism presented in this paper is expected to have 162:1 reduction ratio utilizing less space consumption. This is an order of magnitude higher than the previously reported design in a single reduction gear train.Keywords:MEMS, Planetary gear, Reduction gear surface-micromachining, SUMMiT V processNomenclaturea sun gearb planet gearsc internal gear (fixed)d internal gear (rotary)n the number of units of gear trainD diameter of the pitch circleN number of teethP number of planetsangular velocityIntroductionThe gear mechanisms in microelectro mechanical systems(MEMS) are commonly expected to generate high torque in the confined micro-size systems. However, it is generally difficult for the micro-scale systems to have such a high torque without having multiple reduction systems.The design of the reduction gear drive based on a planetary paradox gear mechanism can increase the torque within a compact area, since the microplanetary gear system has an advantage of high reduction ratio per unit volume 1. However its mechanism is so complicated that relatively few attempts have been made to miniaturize the gear systems 2-3. Suzumori et al. 2 used the mechanical paradox planetary gear mechanism to drive a robot for 1-in pipes forward or backward. They employed a single motor to drive the gear mechanisms with high reduction ratio. Precise gear fabrication was enabled by micro wire electrical discharge machining (micro-EDM). These parts, however, should be assembled before the drive motor is attached to the gearbox. Takeuchi et. al. 3 also used micro-EDM to fabricate the micro planetary gears. They suggested special cermets or High Carbon Steel for possible materials. While the design can achieve a reduction ratio of 200, the gears should also be assembled and motor driven.To enable the driving of the planetary gear by onchip means, Sandia Ultra- planar Multi-level MEMS Technology (SUMMiT-V) process 4 for planetary gear fabrication is adopted in this study. The SUMMiT-V process is the only foundry process available which utilizes four layers of releasable polysilicon, for a total of five layers (including a ground plane) 5. Due to this fact, it is frequently used in complicated gear mechanisms being driven by on-chip electrostatic actuators 5.However, in many cases, the microengines may not produce enough torque to drive the desired mechanical load, since their electrostatic comb drives typically only generate a few tens of micronewtons of force. Fortunately, these engines can easily be driven at tens of thousands of revolutions per minutes. This makes it very feasible to trade speed for torque 7.Rodgers et al. 7 proposed two dual level gears with an overall gear reduction ratio of 12:1. Thus six of these modular transmission assemblies can have a 2,985,984:1 reduction ratio at the cost of the huge space.With the desire for size compactness and at the same time, high reduction ratios, the planetary gear system is presented in this paper. It will be the first planetary gear mechanism using surface micromachining,to the authors knowledge. The principles of operations of the planetary gear mechanism, fabrication, and the expected performance of the planetary gear systems are described in this paper.Principles of operationAn alternative way of using gears to transmit torque is to make one or more gears, i.e., planetary gears, rotate outside of one gear, i.e. sun gear. Most planetary reduction gears, at conventional size, are used as well-known compact mechanical power transmission systems 1. The schematic of the planetary gear system employed is shown in FigureSince SUMMiT V designs are laid out using AutoCAD 2000, the Figure 1 is generated automatically from the lay out masks (Appendix 1). One unit of the planetary gear system is composed of six gears: one sun gear, a, three planetary gears, b, one fixed ring gear, c, one rotating ring gear, d, and one output gear. The number of teeth for each gear is different from one another except among the planetary gears. An input gear is the sun gear, a, driven by the arm connected to the micro-engine. The rotating ring gear, d, is served as an output gear. For example, if the arm drives the sun gear in the clockwise direction, the planetary gears, b, will rotate counter-clockwise at their own axis and at the same time, those will rotate about the sun gear in clockwise direction resulting in planetary motion. Due to the relative motion between the planetary gears, b, and the fixed ring gear, c, the rotating ring gear, d, will rotate counterclockwise direction. This is so called a 3K mechanical paradox planetary gear 1.Fabrication procedure and test structuresThe features of the SUMMiT V process offer four levels of structural polysilicon layers and an electrical poly level, and also employ traditional integrated circuit processing techniques 4. The SUMMiT V technology is especially suitable for the gear mechanism. The planetary gear mechanism can be driven by the on-chip engine and thus is another reason of using the SUMMiT V process.Since the Sandia process is such a well-known procedure 5-7, only brief explanation is presented. Figure 2 represents the cross-sectional view of Figure 1, and also was generated from the AutoCAD layout masks (Appendix 1). The discontinuity in the cross-section is for the etch holes. The poly1 (gray) is used for the hubs and also patterned to make the fixed ring gear, i.e., c, the sun gear, i.e., a, the rotating ring gear, i.e., c, and the output gear is patterned in the poly2. Since the planetary gear needs to contact both the fixed ring and rotating ring gear, poly2 is added to poly3, where the gear teeth are actually formed. The poly4 layer is used for the arm that drives the sun gear. After the release etch, the planetary gears will fall down so that those will engage both the ring gears.The figures for the test structures are presented in Appendix 2. Since the aim of this paper is to suggest a gear reduction mechanism, the planetary gear system is decomposed to several gear units to verify its performance. The first test structure is about the arm, which rotates the sun gear, connected to the on-chip engine. The angular velocity of the arm depends on the engine output speed. The second test structure describes the point at which the sun gear and planetary gears are engaged to the fixed ring gear. Because of the fact that the ring gear is fixed, the planetary gear is just transmitting the torque from the sun gear to the fixed ring gear without planet motion, e.g., rotating its own axis not around the sun gear. When the rotating ring gear is mounted on top of the fixed ring gear, i.e., the third test structure, the planetary gears begin to rotate around the sun gear so that the planet motion are enabled. Therefore, once one output gear is attached to the rotating ring gear, i.e., the final test structure, the whole reduction unit is completed. Dismantling theplanetary gear into three test structures allows the pinpointing of possible errors in the gear system.Solutions procedure and expected performanceThe reduction ratio is defined as the ratio between the angular velocity of the driver gear and that of the driven gear. High reduction ratios indicate trading speed for torque. For example, a 10:1 gear reduction unit could increase torque an order of magnitude. Since the gears in the planetary system should be meshed to one another , the design of gear module should follow a restriction. For example, the number of teeth for the sun gear plus either that of the fixed ring gear or that of the rotating ring gear should be the multiple of the number of planets, P (equation 1). Equation 2, which represent the reduction ratio, should observe the equation 1 first. The N is the number of the teeth for corresponding gear.Gears, a, b, c, d in the planetary gear system have a tooth module of 4 m, which is a comparable size of the current gear reduction units5, and the tooth numbers are 12, 29, 69, and 72 respectively. Therefore the overall reduction ratio is 162:1 from equation (2). Rodgers et al. 7 reported a 12:1 reduction unit using surface micromachining, which is less than order of magnitude for the gear reduction ratio of the planetary gear system. Although the reduction from Rodgers et al. 7 needs to be occupied in approximately 0.093 mm2, the planetary gear system only utilizes an area of approximately 0.076 mm2. Thus, this planetary reduction design can achieve an order of magnitude higher reduction ratio with less space. Since thereduction module is composed of several reduction units, the advantage of using a planetary gear system is self evident in Figure 3.Figure 3 shows the comparison of reduction ratios between the proposed planetary gear mechanism i.e. 162n, and the Sandia gear system 7, i.e. 12n, as a function of the number of units, i.e., n. The ordinate is drawn in log scale so that the orders of magnitude differences between two modules are evident. For example, in a module with five numbers of units, the reduction ratio difference between two is approximately six orders of magnitudes. Furthermore, the planetary gear system can save 8500 m2 in such a five unit reduction system.Conclusion and discussionsThe planetary gear reduction system using surface-micromachining, driven by an on-chip engine, first appears in this paper within the authors knowledge. The single reduction unit can achieve an order of magnitude higher reduction ratio than that of the previous design. However, due to the surface friction, and the backlash, which is inevitable for the gear manufacturing process, the overall reduction ratio may be less than 162:1 in the real situation. Even though some loss might be expected in the real application, the overall reduction ratio should be order of magnitude higher and the space consumption is less than the previous design 7.The authors learned a lot about the surfacemicromachining process during the project grant,and realized that a lot of the design needed to be revisited and corrected. This became prevalent when drawing the cross-sectional views of the design. Since the authors utilized the SUMMit V Advanced design Tools Software package and verified the design rules, the planetary gear layout is ready for fabrication. The authors hope that this planetary reduction unit will continue to be updated by successive researchers.AcknowledgementThe authors would acknowledge that discussions with Prof. Kris Pister, Prof. Arun Majumdar, Ms. Karen Cheung, and Mr. Elliot Hui contributed to this work tremendously.References1. Hori, K., and Sato, A., “Micro-planetary reduction gear” Proc. IEEE 2nd Int. Symp. Micro Machine and Human Sciences, pp. 53- 60 (1991).2. Suzumori, K., Miyagawa, T., Kimura, M., and Hasegawa, Y., “Micro Inspection Robot for 1-in Pipes”, IEEE/ASME Trans. On Mechatronics, Vol. 4., No. 3, pp. 286-292 (1999).3. Takeuchi, H., Nakamura, K., Shimizu, N., and Shibaike, N., “Optimization of Mechanical Interface for a Practical Micro-Reducer”, Proc. IEEE 13th Int. Symp. Micro Electro Mechanical Systems, pp. 170-175 (2000).4. Sandia National Laboratories, “Design Rules Design Rules”, MicroelectronicsDevelopment Laboratory, Version 0.8, (2000)5. Krygowask, T. W., Sniegowask, J. J., Rodgers, M. S., Montague, S., and Allen, J. J., “Infrastructure, Technology and Applications of Micro-Electro-Mechanical Systems (MEMS)”, Sensor Expo 1999 (1999).6. Sniegowski, J. J., Miller, S. L., LaVigne, G. F., Rodgers, M. S., and McWhorter, P. J., “Monolithic Geared-Mechanisms Driven by aPolysilicon Surface-Micromachined On-Chip Electrostatic Microengine”, Solid-State Sensor and Actuator Workshop, pp. 178-182, (1996).7. Rogers, M. S., Sniegowski, S. S., Miller, S., and LaVigne, G. F., “Designing and Operating Electrostatically Driven Microengines”, Proceedings of the 44th International Instrumentation Symposium, Reno, NV, May 3-7, pp. 56-65 (1998).Figure 1. The schematic of the planetarygear mechanism generated from SUMMiT VFigure 2. A schematic cross-section of the planetary gear systemFigure 3. The comparison of reduction ratios as a function of the number of uni中文翻譯： 采用表面微加工技術制造微型行星齒輪減速器摘要這篇文章論述了一種結構緊湊、傳動比高的微型行星齒輪減速機構。這種機構的加工方法采用桑迪亞國家實驗室研發(fā)的過度平面的多極微機電系統(tǒng)技術去除整體結構的冗余部分，而且這種設計原理已經(jīng)得到承認。為了充分利用表面微加工技術，我們在設計加工這種行星減速齒輪時，需要使用安裝在芯片上的微電機。我們將計算這種齒輪預期的減速比，并把它與傳統(tǒng)的鏈傳動和齒輪傳動相比較。在這篇論文中演示的微行星輪占用較少的空間，消耗較少的材料，減速比卻有望達到 162：1。這比以前的論文中設計的減速器的傳動比要高的多，簡直是一個神話。關鍵字：微機電 行星齒輪 減速器 表面微加工 過度平面的多極微機電系統(tǒng)的加工（簡稱為 SUMMiT V）術語：a.太陽輪b.行星輪c.內齒圈（固定）d.內齒圈（旋轉）n.齒輪系組成單元的數(shù)目D.節(jié)圓的直徑N.齒數(shù)P.行星輪的數(shù)目.角速度介紹在微機電系統(tǒng)中的齒輪結構通常希望用來在微小的體積內產(chǎn)生較大的扭矩。但是沒有較大重量的減速器，往往是很難達到這樣的目的。研究發(fā)現(xiàn)擁有微行星齒輪的減速機構能夠在狹小的空間內增加扭矩，這好像有點自相矛盾。這是因為微行星齒輪系統(tǒng)能在每單位體積內產(chǎn)生更大的傳動比。然而它的結構是如此的復雜，以至于我們很少嘗試將齒輪系統(tǒng)微型化。Suzumori 以及他的小組成員曾經(jīng)用類似的行星齒輪結構來驅動一個機器人，并使它在直徑為一寸的鋼管里前后移動。他們利用一個馬達來驅動高傳動比的齒輪機構，通過微電線的放電加工技術能夠實現(xiàn)這種齒輪機構的精確加工。但是這些部件應該在裝配驅動馬達之前安裝在齒輪箱上。Takeuchi 等人也用這種技術制造了微行星齒輪。他們建議用特殊的含陶合金和高碳鋼作為最佳選擇材料。當這種齒輪系統(tǒng)的傳動比達到 200的時候，才可以安裝馬達并使之驅動。為了實現(xiàn)用芯片的方法來實現(xiàn)行星齒輪的驅動，在研究中我們采用 SUMMiT V方法來加工微行星齒輪。SUMMiT V過程是唯一可以實現(xiàn)對于總數(shù)為五層(其中一層為地平面)的硅中釋放四層的鑄造過程由于這個原因，它經(jīng)常被用來通過安裝在芯片上的電子執(zhí)行器來驅動復雜的齒輪機構。然而, 在許多情形,微電機不可能提供充足的轉力矩來驅動機械負荷,因為它們的靜電梳的典型驅動只產(chǎn)生幾十微牛頓的力。幸運的是,這些引擎能容易地達到每分鐘幾萬轉的速度。這就使將轉矩轉化為速度變成是可行的。羅杰等人設計了二個傳動比為 12：1 的雙重的水平齒輪。如此六個這樣的模組的傳輸集合在以占據(jù)極大的空間為代價的前提下可以達到2,985,984:1的傳動比。為了達到結構緊湊，同時達到高傳動比的目的少比, 行星齒輪系統(tǒng)將被作為研究對象。根據(jù)作者的認識，它將會是第一個使用表面微加工原理設計的行星齒輪結構。我們還將闡述行星齒輪的操作規(guī)則，加工過程和希望達到的行星齒輪系統(tǒng)的性能。操作原則使用齒輪傳輸轉矩的其它可行的方法是將一個或者多個的齒輪,也就是, 行星齒輪,在另一個齒輪的外面旋轉,也就是太陽輪。按照傳統(tǒng)的尺寸設計的行星齒輪減速器是使整體結構緊湊的常用的傳輸系統(tǒng)。圖1是上述的行星齒輪的示意圖。自從用AutoCAD設計SUMMiT V以來,圖（1）可以通過軟件自動產(chǎn)生(附1)。一個完整的行星齒輪系統(tǒng)是由六個齒輪組成的: 一個太陽齒輪 a，三個行星齒輪 b，一個固定的內齒圈 c,一個旋轉的內齒圈 d,和一個輸出齒輪 e。除了行星齒輪之外,每個齒輪的齒數(shù)都不相同。 太陽齒輪 a是輸入齒輪，由與微引擎連接的機械手驅動。內齒圈 d,被視為輸出齒輪。舉例來說,如果機械手驅動太陽輪按照順時針方向方向旋轉, 那么行星輪 b, 將繞著它們自己的軸按照逆時針方向宣戰(zhàn)，同時也將繞著太陽輪按照順時針方向的方向旋轉，這樣就形成了行星運動。 由于多個行星齒輪b和固定內齒圈c之間的運動相似，所以旋轉的內齒圈d將按照逆時針方向旋轉。這也被叫做3K行星齒輪。加工過程和結構測試SUMMiT V程序的特征體現(xiàn)了硅層結構、電解聚乙烯, 以及傳統(tǒng)的集成電路處理等技術水平的四個層次。SUMMiT V技術尤其適應于齒輪機構。行星齒輪機構由芯片上的微引擎驅動，而且這也是采用SUMMiT V技術的另一個理由。因為桑迪亞程序是一款眾所周知的程序 ,所以我們只簡要的作些解釋。圖2是圖 1的截面視圖,也是由AutoCAD按照附錄1設計產(chǎn)生的，其中截面中的不連續(xù)的部分是為了鉆孔而設置的。聚乙烯1(灰色)用來制造輪轂以及固定的內齒圈c,太陽齒輪a,旋轉的內齒圈 c,而輸出齒輪是由聚乙烯2制造的。附錄 2是描述測試結構的圖形。因為這篇文章的主旨是介紹一種齒輪減速機構,所以我們將整個行星齒輪系統(tǒng)分解成各個組成部分，以檢測它的性能。第一個測試結構是驅動太陽齒輪的機械手,如前述，這個機械手是由芯片上的引擎驅動的，所以機械手的角速度是由引擎的輸出速度決定的。 第二個測試結構描述的是太陽輪和行星輪與固定的內齒圈嚙合的點。因為事實上內齒圈是固定的, 所以行星輪將太陽輪輸入的轉矩傳到固定的內齒圈，因此這個過程并沒有經(jīng)過行星運動。也就是說，行星輪只繞它自己的軸轉動，而沒有繞太陽輪轉動。第三個測試結構是旋轉的內齒圈，它安裝在固定的內齒圈的頂端上，行星輪開始繞太陽輪旋轉，這樣就可以實現(xiàn)行星傳動。因此,一但輸出齒輪被安裝到旋轉的內齒圈，也就是最后一個測試結構，整個減速系統(tǒng)完成。將行星齒輪成拆解成三個測試結構的過程中允許齒輪系統(tǒng)存在極微小的誤差。解決程序和預期的表現(xiàn)傳動比被定義為驅動輪和被驅動輪之間的角速度之比。高傳動比意味著將速度轉化為轉矩。舉例來說, 一個傳動比為10:1 的齒輪可以按照一定的數(shù)量級增加轉矩。因為行星輪系的齒輪要保證相互之間嚙合，除了行星齒輪，所以齒輪模數(shù)的設計應該遵從一定得限制。舉例來說，太陽輪的齒數(shù)加上固定的或者旋轉的內齒圈的齒數(shù)應該等于行星輪齒數(shù)的整數(shù)倍星， P(可以為1)。P代表著傳動比，如果P=2,應該首先觀察P=1的情況 。 N 是對應齒輪的齒數(shù)。 Ns Nc (Nd ) (1)PNb(2)行星輪系的齒輪a、b、c、d的齒型模數(shù)為4 um, 這是可以與現(xiàn)在的齒輪減速器相比較的模數(shù)，而齒數(shù)分別是12,29,69,和72。因此根據(jù)等式（2）可知，輪系的傳動比為162:1。根據(jù)羅杰等人的報告，他們設計出傳動比為12:1的減速器，但是要比行星輪系減速器的傳動比小一個數(shù)量級。雖然羅杰等人設計的減速器尺寸大約達到 0.093 mm 到2 mm之間, 但是本文的行星齒輪減速器設計大約可以達到0.076mm到 2mm的范圍. 因此, 行星齒輪減速器設計的傳動比能夠達成更高的數(shù)量級，同時占用更少的空間。因為減速器是由數(shù)個部分組成，所以圖3充分顯示了使用行星齒輪系統(tǒng)的優(yōu)點。圖3利用數(shù)字的功能來顯示本文提議的行星齒輪機制，也就是 , 與桑迪n162亞齒輪系統(tǒng)，也就是 ,之間的比較。縱坐標以較大的比例單位作圖來顯示兩n12者之間的區(qū)別是很顯然的。 舉例來說, 在一個由5個部分構成的組件中，兩組之間的區(qū)別大約達到 。此外,在這個由五個部分組成的減速器因為采用了行60星輪系，面積減少了8500 。 um2結論和討論我們首先討論了利用表面微加工技術制造的行星齒輪減速系統(tǒng)，它是由芯片上的引擎驅動的。這種減速器系統(tǒng)在傳動比方面比早先設計減速器提高了一個數(shù)量級。然而,由于表面的摩擦和反作用力在齒輪制造加工過程中是不可避免的。所以在實際情形中，減速器的傳動比可能比 162:1 要小。即使在實際情形中一些可能的損失被考慮,減速器的傳動比還是應該比以前的設計提高一個數(shù)量級，而占據(jù)的空間會小很多。作者在設計過程中學習了許多關與微表面加工有關的知識，而且發(fā)現(xiàn)許多設計需要再研究和改正。當畫這些設計得截面視圖時，這些知識已經(jīng)變得很熟悉了。因為我們利用了基于 SUMMiT V的先進的設計工具軟件包并確定了設計規(guī)則,行星齒輪的設計為制造加工做好了準備。我們希望這種行星齒輪減速器能夠被研究人員繼續(xù)更新、完善。1-caabdN