基于Inventor的少齒差行星傳動育苗大棚卷膜器的設計

于麗穎

摘要：少齒差行星減速器適用于制造大棚卷膜器。利用Inventor輔助設計功能完成內嚙合齒輪傳動設計計算，建立一種高效機械傳動優化設計方案，提高設計效率和可靠性，從而實現快捷、精準設計的目的。

關鍵詞：卷膜器;少齒差行星傳動;優化設計

中圖分類號：TH132.425? ? 文獻標識碼：A? ? 文章編號：1674-1161（2020）03-0018-05

隨著我國水稻機械化插秧技術的大面積推廣，工廠化育苗規模也逐年增加。目前我國工廠化育苗大棚長度多為幾十米至百米，卷膜器布置在大棚兩側，卷膜時存在無法同步問題，極易損壞棚膜。本課題設計將大棚卷膜器布置在大棚中間，通過卷膜軸回轉實現卷膜和放膜，這就要求卷膜器必須具有體積小、質量輕、傳動比大、效率高、承載能力強、運轉可靠及壽命長等特點。少齒差行星減速器基本能夠滿足以上要求，但其設計工作復雜繁重，同時受設計人員人為因素影響，直接關系到減速器的設計質量。本課題利用Autodesk Inventor軟件完成三維參數化實體模擬，再利用計算機輔助設計完成繁瑣的設計計算，以實現快捷、精準設計的目的。

1 Inventor軟件簡介

Inventor是美國Autodesk公司推出的一款三維可視化實體模擬軟件，可以直接進行計算機輔助設計，代替以往人工設計中查表（圖）選擇參數、計算、分析、校核計算等繁重的工作。應用Autodesk Inventor軟件中計算機輔助功能，直接輸入設計參數，就可以建立三維模型，并進行測評，不僅大大縮短了設計時間，還杜絕了人為因素的影響，實現高效精準設計。

2 育苗大棚電動卷膜器阻力矩及電機功率計算

大棚卷膜器安裝于大棚中間，通過電機帶動減速器驅動卷膜輥軸沿育苗大棚骨架向上滾動，在滾動過程中將棚膜纏繞在輥軸上，實現卷膜;反之實現放膜。設計大棚高度H=3.0 m，前端放風高度h=1.2 m，暖棚跨度B=10.0 m，放風長度l=0.8 m，棚長度L=80.0 m ，棚膜厚度s=0.01 mm。卷膜作業時間為3 min。

2.1 阻力矩計算

大棚卷膜器安裝示意圖如圖1所示。為便于計算，假設各主要部件的作用點均在卷膜軸中心線上。卷膜軸主要構成為電機、減速器、卷膜軸和棚膜。卷膜電機和減速器為一體設計，其質量為G1=2.8 kg;卷膜軸選用薄壁鋼管（外徑φ27，壁厚為1.00 mm;理論質量0.593 kg/m），故80.0 m大棚實際卷膜軸質量為G2=81.00×0.593=48.0 kg;最大卷膜膜質量G3=8×800×0.01×0.94=60.0 kg。

卷膜器通過卷膜輥與大棚連接，其受力分析如圖2所示。

圖2中：G為卷膜器整體重力，G=G1+G2+G3=110.8 kg;N為大棚對卷膜器的支撐力，Gy為卷膜器整體重力作用于大棚的分力，由大棚支撐力平衡，即N=Gy;F為卷膜器整體重力沿大棚切線方向的分力，F=Gx。

由于Y軸是大棚圓弧曲面的法線，X軸為切線，故卷膜器整體重力G的X軸分力F=Gx=G×sinα。卷膜器整體重力最大時，夾角為α角，受力分析如圖3所示。

經分析計算，此時α角為34 °，故卷膜器整體重力G的X軸分力F=Gx=G×sinα=110.8×sin34 °=58.622 kg。

卷膜輥外徑為φ27，最大卷膜圈數為9圈，最大卷膜半徑r=14.40 mm，最小卷膜半徑為13.50 mm。

由于卷膜過程中運動速度很慢，近似勻速直線運動，故最大卷膜阻力矩MZ=F×r=83.0 N·m。卷膜器扭矩N=k×MZ=1.2×83.0=99.6 N·m。式中k為安全系數，取1.2。

2.2 電動機選擇

按工作要求和工作條件，綜合考慮微型直流電機和減速器的尺寸、質量、價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，選用24 V，100 W，3 000 r/min的直流微型電機和少齒差行星減速器。

電機結構為全封閉。電機有效功率為：

P==41.7 W

式中：n為卷膜器工作轉速，設計取3.6 r/min。

減速器與電機直聯，減速器效率設計為η=0.7，安全系數K=1.3。電機功率為：

Pd==77.44 W

3 少齒差行星減速器設計

3.1 齒輪傳動型式選擇

少齒差行星減速器按傳動類型可分為4類，即K-H-V型、2K-H型、2K-V、K-H型（K代表中心輪，H代表輸入轉臂，V代表從動輸出）。根據傳動比i的大小確定少齒差行星減速器的結構型式。當i>100時常采用內齒輪輸出的2K-H型，其結構如圖4所示。

2K-H型少齒差行星減速器結構由2個中心輪K和行星架（即輸入轉臂軸）H組成，共同完成減速與輸出任務。傳動由2對內嚙合齒輪副組成，齒輪1，2為一級傳動，齒輪3，4為二級傳動。傳動比i的計算公式為：

ix4=z1z4/（z1z4-z2z3）

3.2 齒數差確定

內嚙合齒輪副外齒輪數與內齒輪齒數之差稱為齒數差zd，計算公式為：

zd=z2-z1

傳動比i的絕對值等于行星輪齒數除以中心輪與行星輪的齒數差，齒數差愈小，則傳動比i的絕對值愈大。因此為了得到較大的傳動比i，希望齒數差小，一般取齒數差為zd=1，大動力傳輸時取zd>2。由于本設計傳動動力較小，但需要的傳動比大，故選擇齒數差zd=1。

3.3 傳動比計算

由于本設計要求卷膜速度為4 r/min左右，故總傳動比i預定為i=3 000÷3.5=857.14。

由傳動比和齒輪差的計算公式可得出齒輪z2的計算公式為：

z2=（1/2）[zd+zc+]

計算取整后，得：z1=41，z2=42，z3=39，z4=40。

所以，總傳動比i=840，齒差數zd=1，實際轉速n=3.571 r/min，滿足要求。

3.4 齒輪傳動參數選擇

在少齒差內嚙合齒輪傳動中，主要干涉是發生在齒輪頂的齒廓重迭干涉。可采用短齒和正變位齒輪修正。一般是在保證重合度εa>1的條件下，合理選擇齒頂高系數h*和嚙合角α′，然后選出適宜的外齒輪變位系數x1和內齒輪變位系數x2，從而保證齒廓重迭干涉度達到較理想的期望值Ga。

3.4.1 齒形角和齒頂高系數 采用標準齒形角齒輪，由于齒數差取定為zd=1，故齒形角取值為14～25 °，選擇標準齒形角為20 °，便于加工和降低制造成本。齒形角取20 °時，齒頂高系數h*=0.6～0.8。當h*減小時，嚙合角α′也減小，有利于提高效率。但當h*過小時，變位系數x1和x2太小，會發生外齒輪切齒干涉（根切）或插齒加工時負嚙合。

3.4.2 重合度εa 重合度εa是表示齒輪傳動連續性的參數，必須保證εa>1。當變位系數選定后，需要進行重合度驗算，若εa<1，應減小外齒輪變位系數x1重新計算。重合度εa應符合如下公式：

εa=

[z1（tanαa1-tanα′）-z2tanαa2-tanα′]>1

3.4.3 嚙合角α′ 嚙合角α′受齒輪嚙合齒數差zd=z2-z1和變位系數差x2-x1的影響，在變位系數沒有確定前查《機械設計手冊》，根據齒數差選取。

3.4.4 齒廓重迭干涉度Ga 齒廓重迭干涉度Ga是指外齒輪與內齒輪嚙合結束后，外齒輪齒頂退出內齒輪齒槽時，外齒輪和內齒輪齒頂所發生的重迭干涉程度。當Ga<0時，表示存在重疊干涉;當Ga>0時，表示無重疊干涉。一般取齒廓重迭干涉度Ga≥0.05 mm。齒廓重迭干涉度Ga應符合如下公式：

Ga=z1（invαa1+δ1）-z2（invαa2+δ2）+zdinvα>0

3.4.5 變位系數差x2-x1 變位系數差x2-x1應符合如下公式：

invα=invα+2tanα[（x2-x1）/z2-z1]

經綜合計算和實際確定，嚙合角α′=54.092 °，則變位系數差x2-x1=0.32。

4 齒輪傳動設計

4.1 模數確定

本設計傳動功率較小，僅為77 W（100 W電機）。根據2K-H型傳動結構特點，在偏心軸上安裝2個行星輪。外齒輪選用45號鋼調質，硬度HB=220～250，齒輪的彎曲極限應力σim1=650 MPa;內齒輪選用45號鋼調質后表面淬火，硬度HRC=40～50，查得齒輪的彎曲極限應力σim2=850 MPa。由于原動機為電動機，工作載荷變化均勻，工作機僅有輕微振動，故系數KA=2.0，動載荷KV=1.4，經計算取標準模數m=1。

4.2 齒輪傳動強度設計計算

利用Autodesk Inventor Professional 2015完成齒輪傳動設計計算。首先啟動Inventor軟件，進入設計加速器中齒輪設計中，在顯現界面的對應項中輸入前面確定的設計參數。

4.2.1 一級傳動設計 圖5和圖6為一對嚙合齒輪外齒輪和內齒圈的參數信息輸入界面。

輸入齒輪參數后，回到“正齒輪零部件生成器”中，輸入齒輪傳動特性參數（如圖7所示）。

輸入齒輪傳動特性參數后，點擊“計算”，出現計算結果界面（如圖8所示）。

軟件直接告知計算結果表示設計是否正確。如果設計符合要求，可直接采用;如果存在問題，則返回修正參數，直到計算結果符合設計要求。圖8為經過修正后的計算結果，軟件告知“計算結果表示設計正確”，同時SH（點蝕安全系數）、SF（齒強度安全系數）、SHst（靜態接觸強度）、SFst（靜態彎曲強度）的值均較為合理，表示該設計安全可靠，并已進行了優化設計，傳動設計合理。

4.2.2 二級傳動設計 二級傳動設計與一級傳動相同。圖9為外齒輪參數信息輸入界面，圖10為內齒圈參數信息輸入界面，圖11為齒輪傳動特性參數信息輸入界面，圖12為二級傳動設計計算結果。在對應界面輸入設計參數，根據計算結果適當調整設計參數，完成優化設計。

5 結語

少齒差行星減速器廣泛應用于農業機械傳動中，可以節省能耗和降低機具制造成本。利用計算機輔助設計功能可極大地簡化少齒差行星減速器設計中繁瑣的人工計算，避免人為因素影響，實現設計優化。

參考文獻

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Design of A Planetary Transmission with Less Tooth Difference Seedling

Greenhouse Film Reeler based on Inventor

YU Liying

（Liaoning Agricultural Technical College， Yingkou Liaoning 115009， China）

Abstract： Planetary gear reducer with less tooth difference is suitable for manufacturing greenhouse film reeler. Inventor assisted design function is used to complete the design calculation of internal meshing gear drive， and an efficient mechanical drive optimization design scheme is established to improve the design efficiency and reliability， so as to realize the purpose of fast and accurate design.

Key words： film reeler; planetary transmission with less tooth difference; optimization design