阅读说明：本技术 一种斜齿轮行星传动机构 (Helical gear planetary transmission mechanism ) 是由 李轩 孙立宁 于 2020-06-12 设计创作，主要内容包括：本发明公开了一种斜齿轮行星传动机构,包括太阳轮、行星轮和内齿轮,太阳轮和内齿轮均与行星轮相啮合,太阳轮、行星轮和内齿轮均为斜齿轮,太阳轮的法向齿廓曲线为圆弧曲线,行星轮的法向齿廓曲线为摆线曲线,内齿轮的法向齿廓曲线和摆线曲线为共轭曲线。本发明提高了传动齿轮的齿根弯曲强度及齿面承载力,且不易发生根切,可以在相同中心距与体积的情况下获得较大传动比,且大大降低了轮齿的滑动磨损,能够较好的满足高速、重载、高功率的齿轮传动要求。(The invention discloses a helical gear planetary transmission mechanism which comprises a sun gear, a planet gear and an inner gear, wherein the sun gear and the inner gear are meshed with the planet gear, the sun gear, the planet gear and the inner gear are helical gears, a normal tooth profile curve of the sun gear is an arc curve, a normal tooth profile curve of the planet gear is a cycloid curve, and a normal tooth profile curve and a cycloid curve of the inner gear are conjugate curves. The invention improves the tooth root bending strength and the tooth surface bearing capacity of the transmission gear, is not easy to undercut, can obtain larger transmission ratio under the condition of the same center distance and volume, greatly reduces the sliding abrasion of the gear teeth, and can better meet the requirements of high-speed, heavy-load and high-power gear transmission.)

一种斜齿轮行星传动机构

技术领域

本发明涉及齿轮传动技术领域，具体涉及一种斜齿轮行星传动机构。

背景技术

齿轮是通过齿面啮合来传递运动与动力的一种基础零部件。在各类齿轮啮合副中，渐开线齿轮因具有加工制造方便、中心距可分性等特点而被广泛应用。但渐开线齿轮的轮齿偏瘦高型，齿根弯曲强度较差、齿面承载能力低，且为防止渐开线齿轮在加工过程中出现根切，其齿数至少为17个齿，因此在同样中心距与体积的情况下，现有的渐开线齿轮传动机构不能实现大传动比；同时在节圆附近靠近齿根部分的啮合齿面间，相对滑动速度过大，导致这一区域易发生严重磨损，无法满足高速、重载及高功率齿轮传动的要求。

发明内容

本发明要解决的技术问题是提供一种斜齿轮行星传动机构，能够提高传动齿轮的齿根弯曲强度及齿面承载力，且不易发生根切，可以在相同中心距与体积的情况下获得较大传动比，且利于降低轮齿的滑动磨损，能够较好的满足高速、重载、高功率的齿轮传动要求。

为了解决上述技术问题，本发明提供的技术方案如下：

一种斜齿轮行星传动机构，包括太阳轮、行星轮和内齿轮，所述太阳轮和内齿轮均与所述行星轮相啮合，所述太阳轮、行星轮和内齿轮均为斜齿轮，所述太阳轮的法向齿廓曲线为圆弧曲线，所述行星轮的法向齿廓曲线为摆线曲线，所述内齿轮的法向齿廓曲线和所述摆线曲线为共轭曲线。

在其中一个实施方式中，所述摆线曲线由所述圆弧曲线做包络运动形成，所述内齿轮的法向齿廓曲线由所述摆线曲线做包络运动形成。

在其中一个实施方式中，所述太阳轮的齿面方程为：

其中，x₁、y₁、z₁分别表示太阳轮齿面的x、y、z方向的坐标，e为太阳轮法向齿廓的分布圆半径，ρ为太阳轮法向齿廓的圆弧半径，n₁为太阳轮齿数，φ₁＝2π/n₁为太阳轮相邻轮齿之间的夹角，k＝±1，γ为圆弧圆心与太阳轮中心连线的偏转角，p₁＝R₁tanβ为太阳轮螺距系数，R₁＝a/(i₁₂+1)为太阳轮基圆半径，a为太阳轮与行星轮的中心距，i₁₂＝n₂/n₁为行星轮与太阳轮齿数比，n₂为行星轮齿数，β为螺旋角，

为太阳轮螺旋转角变量，为太阳轮螺旋转角最大值，B为齿轮宽度，θ₁∈[θ_1o,θ_1t]为太阳轮齿廓角参量，θ_1o为太阳轮齿廓角参量最小值，θ_1t为太阳轮齿廓角参量最大值。

在其中一个实施方式中，所述行星轮的齿面方程为：

其中，x₂、y₂、z₂分别表示行星轮齿面的x、y、z方向的坐标，a为太阳轮与行星轮中心距，φ₂＝2π/n₂为行星轮相邻轮齿之间的夹角，α₁表示太阳轮旋转角度，α₂表示行星轮的法向齿廓曲线形成过程中行星轮的旋转角度，p₂＝-R₂tanβ为行星轮螺距系数，R₂＝ai₁₂/(i₁₂+1)为行星轮基圆半径，为行星轮螺旋转角变量，

为行星轮螺旋转角最大值，θ₂∈[θ_2o,θ_2t]为行星轮齿廓角参量，θ_2o为行星轮齿廓角参量最小值，θ_2t为行星轮齿廓角参量最大值。

在其中一个实施方式中，所述内齿轮的齿面方程为：

其中，x₃、y₃、z₃分别表示内齿轮齿面的x、y、z方向的坐标，n₃为内齿轮齿数，φ₃＝2π/n₃为内齿轮相邻轮齿之间的夹角，β₂表示内齿轮的法向齿廓曲线形成过程中行星轮的旋转角度，β₃表示内齿轮的旋转角度，i₂₃＝n₃/n₂为内齿轮与行星轮齿数比，p₃＝-R₃tanβ为内齿轮螺距系数，R₃＝2R₂+R₁为内齿轮基圆半径，

为内齿轮螺旋转角变量，

为内齿轮螺旋转角最大值，θ₃∈[θ_3o,θ_3t]为内齿轮齿廓角参量，θ_3o为内齿轮齿廓角参量最小值，θ_3t为内齿轮齿廓角参量最大值。

在其中一个实施方式中，所述内齿轮齿数n₃＝n₁+2n₂。

在其中一个实施方式中，所述行星轮的布置数量为N,且令W＝2(n₁+n₂)/N，则W为整数。

在其中一个实施方式中，所述太阳轮、行星轮与内齿轮均采用人字形齿轮。

本发明具有以下有益效果：本发明的斜齿轮行星传动机构，其太阳轮的法向齿廓曲线为圆弧曲线，行星轮的法向齿廓曲线为摆线曲线，内齿轮的法向齿廓曲线和摆线曲线为共轭曲线，从而形成了由法向圆弧、摆线及摆线共轭曲线构成的共轭齿轮副，实现了螺旋啮合传动，该传动机构具有较小的滑动率，能够有效避免齿轮因滑动磨损失效；且不易发生根切，太阳轮的齿数最小能够达到1，可以在相同中心距与体积的情况下获得较大传动比；该齿轮啮合副的轮齿齿高小、齿根宽，具有较好的齿根弯曲强度及齿面接触强度，齿面承载能力较大且齿轮体积较小，能够较好的满足高速、重载、高功率的传动要求。

附图说明

图1是本发明的斜齿轮行星传动机构的三维结构示意图；

图2图1所示的斜齿轮行星传动机构的正视图；

图3图1所示的斜齿轮行星传动机构的法向齿廓啮合示意图；

图4图1所示的太阳轮与行星轮法向齿廓曲线形成示意图；

图5图1所示的行星轮与内齿轮法向齿廓曲线形成示意图；

图6图1所示的太阳轮的三维结构示意图；

图7图1所示的行星轮的三维结构示意图；

图8图1所示的内齿轮的三维结构示意图；

图9图1所示的行星轮与内齿轮组成的内啮合斜齿轮副的结构示意图；

图10图1所示的太阳轮与行星轮组成的外啮合斜齿轮副的结构示意图；

图中：1、太阳轮，2、行星轮，3、内齿轮。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例对本发明作进一步说明，以使本领域的技术人员可以更好地理解本发明并能予以实施，但所举实施例不作为对本发明的限定。

如图1-图3所示，本实施例公开了一种斜齿轮行星传动机构，包括太阳轮1、行星轮2和内齿轮3，太阳轮1和内齿轮3均与行星轮2共轭啮合，太阳轮1、行星轮2和内齿轮3均为斜齿轮，太阳轮1的法向齿廓曲线为圆弧曲线，行星轮2的法向齿廓曲线为摆线曲线，内齿轮3的法向齿廓曲线和摆线曲线为共轭曲线。

进一步地，摆线曲线由圆弧曲线做包络运动形成，内齿轮3的法向齿廓曲线由摆线曲线做包络运动形成。

如图4所示，太阳轮1的法向齿廓曲线为圆弧曲线1a，该圆弧曲线1a的半径为ρ，该圆弧曲线1a所在的产型圆(半径为ρ)1b根据相对运动关系做包络运动形成摆线曲线2b,行星轮2的法向齿廓曲线2a就是该摆线曲线2b的一部分；

如图5所示，摆线曲线2b根据相对运动关系做包络运动形成共轭曲线3b，内齿轮3的法向齿廓曲线3a就是该共轭曲线3b的一部分。

在其中一个实施方式中，太阳轮1的结构参阅图6，太阳轮1的齿面方程为：

其中，x₁、y₁、z₁分别表示太阳轮1齿面的x、y、z方向的坐标，e为太阳轮1法向齿廓的分布圆半径，ρ为太阳轮1法向齿廓的圆弧半径，n₁为太阳轮1的齿数，φ₁＝2π/n₁为太阳轮1的相邻轮齿之间的夹角，k＝±1，k＝1则表示该齿面方程对应的是轮齿的左侧齿面，k＝-1则表示该齿面方程对应的是对应轮齿的右侧齿面，γ为圆弧圆心与太阳轮中心O₁连线的偏转角，p₁＝R₁tanβ为太阳轮1的螺距系数，R₁＝a/(i₁₂+1)为太阳轮1的基圆半径，a为太阳轮1与行星轮2的中心距，β为螺旋角，i₁₂＝n₂/n₁为行星轮2与太阳轮1的齿数比，n₂为行星轮2的齿数，为太阳轮1的螺旋转角变量，

为太阳轮1的螺旋转角最大值，B为齿轮宽度，θ₁∈[θ_1o,θ_1t]为太阳轮1的齿廓角参量，θ_1o为太阳轮1的齿廓角参量最小值，θ_1t为太阳轮1的齿廓角参量最大值。

其中，太阳轮1、行星轮2和内齿轮3的螺旋角β是相同的，齿轮宽度B也是相同的。

进一步地，行星轮2的结构参阅图7，行星轮2的齿面方程为：

其中，x₂、y₂、z₂分别表示行星轮2齿面的x、y、z方向的坐标，a为太阳轮1与行星轮2的中心距，φ₂＝2π/n₂为行星轮2相邻轮齿之间的夹角，α₁表示太阳轮1的旋转角度，α₂表示行星轮的法向齿廓曲线形成过程中行星轮2的旋转角度，也即在由圆弧曲线做包络运动形成摆线曲线的包络运动中行星轮2的旋转角度；

p₂＝-R₂tanβ为行星轮2的螺距系数，R₂＝ai₁₂/(i₁₂+1)为行星轮2的基圆半径，为行星轮2的螺旋转角变量，

为行星轮2的螺旋转角最大值，θ₂∈[θ_2o,θ_2t]为行星轮2的齿廓角参量，θ_2o为行星轮2的齿廓角参量最小值，θ_2t为行星轮2的齿廓角参量最大值。

进一步地，内齿轮3的结构参阅图8，内齿轮3的齿面方程为：

其中，x₃、y₃、z₃分别表示内齿轮3齿面的x、y、z方向的坐标，n₃为内齿轮3的齿数，φ₃＝2π/n₃为内齿轮3相邻轮齿之间的夹角，β₃表示内齿轮3的旋转角度，β₂表示内齿轮的法向齿廓曲线形成过程中行星轮2的旋转角度，也即在由摆线曲线做包络运动形成内齿轮的法向齿廓曲线的包络运动中行星轮2的旋转角度；

i₂₃＝n₃/n₂为内齿轮3与行星轮2的齿数比，p₃＝-R₃tanβ为内齿轮3的螺距系数，R₃＝2R₂+R₁为内齿轮3的基圆半径，

为内齿轮3的螺旋转角变量，

为内齿轮3的螺旋转角最大值，θ₃∈[θ_3o,θ_3t]为内齿轮3的齿廓角参量，θ_3o为内齿轮3的齿廓角参量最小值，θ_3t为内齿轮3的齿廓角参量最大值。

上述内齿轮3的齿数为n₃，n₃＝n₁+2n₂。

进一步地，行星轮2的布置数量为N,并令W＝2(n₁+n₂)/N，则W为整数。也即行星轮2的布置数量N是通过2(n₁+n₂)/N的计算结果是否为整数确定，若计算结果W为整数，则表明上述行星传动机构中能够布置N个行星轮2，布置N个行星轮2时，上述行星传动机构能够正常运行，若计算结果W不是整数，则布置数量N不符合传动要求。

在其中一个实施方式中，太阳轮1、行星轮2与内齿轮3均可采用人字形齿轮，也即太阳轮1、行星轮2与内齿轮3的齿面均可以设计成轴向对称且螺旋方向相反的人字形结构，以更好地消除齿轮对中心轴的横向力。

可以理解地，如图10所示，实际应用中，可将上述行星传动机构中的内齿轮3拆除，而直接使用太阳轮1与行星轮2组成的外啮合斜齿轮传动机构。

同样的，如图9所示，也可将上述行星传动机构中的太阳轮1拆除，而直接使用行星轮2与内齿轮3组成得内啮合斜齿轮传动机构。

本实施例的斜齿轮行星传动机构，其太阳轮1的法向齿廓曲线为圆弧曲线，行星轮2的法向齿廓曲线为摆线曲线，内齿轮3的法向齿廓曲线和摆线曲线为共轭曲线，从而形成了由法向圆弧、摆线及摆线共轭曲线构成的共轭齿轮副，实现了螺旋啮合传动，该传动机构具有较小的滑动率，能够有效避免齿轮因滑动磨损失效；且不易发生根切，加工方便，太阳轮的齿数最小能够达到1，在相同体积及中心距条件下可实现小齿数、大传动的设计要求；该齿轮啮合副的轮齿齿高小、齿根宽，模数大，具有较好的齿根弯曲强度及齿面接触强度，齿面承载能力较大且齿轮体积较小，能够较好的满足高速、重载、高功率的传动要求。

以上所述实施例仅是为充分说明本发明而所举的较佳的实施例，本发明的保护范围不限于此。本技术领域的技术人员在本发明基础上所作的等同替代或变换，均在本发明的保护范围之内。本发明的保护范围以权利要求书为准。