星形帶動在新型式減速器里的踐行

這時設三個齒輪相對行星架H的角速度ωH1、ωH2、ωH3為轉動輪系中的角速度，于是轉動輪系的傳動比：iH13=ωH1ωH3=ω1-ωHω3-ωH=n1-nHn3-nH=-z3z1（1）式中：“-”―外齒輪1與內齒輪3的轉向相反。

　　由式（1）得到速度合成器的速度輸出為：nH=Z1Z2+Z3n1+Z3Z1+Z3n3（2）2.3NGW型行星齒輪減速器的受力分析行星輪系中，只考慮圓周力，受力如所示。

　　F3F1FHO1OF3F1O2FH速度合成器中行星輪受力示意圖對于行星輪，力F1、F3、FH要滿足平衡條件：F1+F3-FH=0（3）F1r2=F3r2（4）由（3）、（4）式可以得到：F1=F3=12FH（5）設Ml、MH、M3分別表示太陽輪1、行星架H、內齒輪3上所受的輸入或輸出力矩。即有：M1=-F1r1MH=FHr1+r32M3=-F3r3由（5）式可以得到：M1+M3+MH=0（6）由（6）式可知它們可以滿足力矩平衡。

　　混合驅動調速系統的功率分配設輸入軸轉矩為M，傳遞的功率為P，轉速為n，則：太陽輪Z1上傳遞的功率為：P1=M1ω1∝F1r1n1∝F1Z1n1（7）內齒輪Z3上傳遞的功率為：P3=M3ω3∝F3r3n3∝F3Z3n3（8）行星架H上輸出的功率為：PH=MHωH=M1+M3∝ωH（9）由（7）（9）可以得到：P1PH=-M1ω1M1+M3∝ωH∝Z1n1Z1+Z3∝nH=11+iH13n1nH（10）再結合（1）（2）可以得到：P1PH=-11+iH13n1nH=11+iH13iH13iH13-1=-iH13iH13∝∝2-1式中：“-”―齒輪Z1與齒輪Z3的轉向相反。

　　在系統中，考慮到運動合成器的尺寸，取傳動比：iH13=-5即，步進電機的輸出功率為：P1=-iH13iH13∝∝2-1PH=-524PH（11）式中：“-”―齒輪Z1與齒輪ZH的轉向相反。

　　所以，交流異步電動機的輸出功率為：P3=PH-P1=-524PH（12）由上面演算出來的結果可知：通過合理配置速度合成器的參數，只要配置一個很小功率的動力就可以實現系統功率的傳遞。

　　提高行星齒輪減速器精度的方法提高行星齒輪減速器精度的原理混合驅動設備是一個高精度的設備，因此提高行星齒輪減速器的工作精度就顯得由為重要。但是受工作設備的限制，提高制造精度是有限的，而且成本會大大地增加。但我們知道，通過對向心推力球軸承施加預負荷的方法來提高精度，已經在內圓磨頭中（電機主軸）得到廣泛的應用，現在將這一原理應用于行星齒輪減速器上，通過偏心行星軸對嚙合齒面施加預負荷的方法來提高傳動精度。

　　預負荷大小的估算選擇預負荷大小的準則是在額定工作載荷時，非工作的兩行星輪齒面載荷最小者的值為零。若用Knpiθc∝∝、Knpiθc∝∝分別表示第i個行星輪外、內嚙合剛度（其中，θc是行星架轉角）。

　　則合成剛度Ki為：Ki=Knpiθc∝∝Knpiθc∝∝Knpiθc∝∝+Knpiθc∝∝（i=1，2，3）設輸入額定扭矩為，各嚙合齒面受力示意圖，如所示。

　　F1Z2Z2OZ2F2F3各嚙合齒面受力示意圖式中：Pi―預負荷；Ta―工作載荷，△i、hi（i=1，2，3）―預負荷與工作載荷時齒面相對綜合彈性變形。則：Pi=Ki△i（i=1，2，3）（13）對于工作齒輪，有：Fi=Pi+Ta/dm=Kihi（14）式中：dm―太陽輪基圓直徑。

　　由（13）、（14）式有：hi-△i=TadmKi（15）由系統受力平衡有：△iiimin-hi-△i∝i=0（16）聯立上述解得預負載荷的最小值為：Pimin=Ta/dm，如所示。NGW型行星齒輪減速器行星輪在行星軸上轉動，行星軸是偏心軸。用螺釘固聯到行星架上。3個行星輪均布于太陽輪周圍。先固定太陽輪和行星架，再放松行星軸夾緊螺釘，用扭力扳手轉動行星軸直到扭力扳手達到一定的扭力值。擰緊夾緊螺釘將行星軸與行星架固聯，松開太陽輪和行星架，這時由于行星輪的對稱性，使行星輪與中心輪嚙合面間有一定的預負荷，則消除了嚙合輪齒齒側間隙的影響。

　　結論因此針對減速器混合驅動系統的特性，提出了一種采用行星傳動作為減速器混合驅動系統速度合成氣的新方法，并對其結構設計、受力分析、功率分配以及安裝方法等進行了詳細的介紹，經驗證明具有線性遞加簡單的優點，并且合成精度較高。用偏心行星輪軸使對稱的行星齒輪減速機的嚙合齒面之間產生預負荷的方法，可以在很大程度上提高傳動精度，降低了系統的成本，而且行星軸的偏心量計算值能夠很好的保證消除齒間間隙。