一种太阳跟踪减速集成装置的制作方法

本发明涉及机械传动中的减速器技术领域，具体为一种太阳跟踪减速集成装置。

背景技术：

在太阳能发电领域，特别是太阳自动跟踪的太阳能光伏发电的驱动系统里，原先所采用的减速集成装置是涡轮蜗杆减速器配合渐开线行星减速器和电机使用，该种减速装置存在以下问题：

1、传动效率低下，传统的涡轮蜗杆加速器在满足自锁的前提条件下，传动效率只有30％-40％，不节能，同时整个系统的传输功率大，发热量大，体积大。

2、涡轮采用的有色金属材料成本较高且使用寿命较短。

技术实现要素：

本发明的目的在于提供一种太阳跟踪减速集成装置，以解决上述背景技术中提出的问题。

为实现上述目的，本发明提供如下技术方案：一种太阳跟踪减速集成装置，包括由一级减速机构、二级减速机构和三级减速机构组成的减速集成装置；

所述的一级减速机构和二级减速机构是一个渐开线行星齿轮传动减速机构；由定齿圈、输出端盖和端盖构成的腔体内，设有组成一级行星传动的齿轮副，电机设有的齿轮轴与一级行星轮相啮合，一级行星轮与定齿圈相啮合；设有组成二级行星传动的齿轮副，太阳轮轴组件与行星轮架组件上的三个二级行星轮相啮合，行星轮架组件上的三个二级行星轮与动齿圈出轴的内齿轮相啮合；所述的行星轮架组件是由三个连接轴装在三个二级行星轮的内孔中，用两个轮架板封装而成；所述的太阳轮轴组件是由三个一级行星轮轴与太阳轮轴组成一体；在端盖与一级行星轮之间设有不锈钢垫片；在齿轮轴与太阳轮轴的一端内孔中安装有齿轮轴电机轴承，在动齿圈出轴的内孔与太阳轮轴一端安装有太阳轮轴组件轴承；在动齿圈出轴的轴颈与输出端盖的内孔中安装有动齿圈出轴轴承；

所述的三级减速机构由壳体座、壳体盖和大轴承压盖构成的腔体内，设有组成三级减速机构传动的齿轮副，主动齿轮与输出齿轮轴上的输出齿轮相啮合；主动齿轮的两端分别设有主动齿轮大轴承和主动齿轮小轴承，安装在壳体座下方的轴承座孔中；输出齿轮轴上输出齿轮的两端分别设有大轴承，大轴承安装在壳体座上方的轴承座孔中，在大轴承与大轴承压盖之间分别设有调整垫片；

所述的一级减速机构和二级减速机构组成的一个渐开线行星齿轮传动减速机构与三级减速机构之间设有过渡端盖，用螺钉固定，动齿圈出轴与主动齿轮采用轴套平键连接。

所述的二级减速机构的传动比大于70，在次功率流方向由动齿圈出轴传向太阳轮轴组件的功率传递效率小于0，即二级减速机构在次功率流方向是自锁的。

所述的输出齿轮和主动齿轮均是采用轴向变齿厚的圆柱直齿轮，圆柱直齿轮上设有的锥角θ相等，且锥角θ为0.5°至4.5°。

所述的主动齿轮安装位置固定后，通过更换厚度不同的调整垫片，轴向移动输出齿轮轴与主动齿轮相对位置从而调整输出齿轮与主动齿轮之间的啮合间隙。

由上述技术方案可知，本发明通过渐开线行星齿轮减速机构的自锁功能，并经过输出齿轮和主动齿轮的传动将其自锁力变大，同时通过可更换的调整垫片来调整输出齿轮与主动齿轮之间的啮合间隙，提高了齿轮副的运转精度，延长了齿轮副的使用寿命；同时，传动效率高，与蜗轮蜗杆的传动效率相比，圆柱齿轮副传动的效率大于80％，蜗轮蜗杆的传动效率仅为30％，且自锁力大，原因在于行星自锁机构的自锁力经过输出齿轮轴和主动齿轮的传动比放大。

附图说明

图1为本发明集成装置的结构示意图；

图2为行星轮架组件的剖视图；

图3为行星轮架组件的侧视图；

图4为太阳轮轴组件的剖视图；

图5为太阳轮轴组件的侧视图；

图6为圆柱直齿轮的一对齿轮副啮合示意图；

图7为调节一对齿轮副的啮合间隙原理图；

图8为传动原理图。

图中：01输出齿轮轴、02壳盖体、03大轴承、04动齿圈出轴、05定齿圈、06行星轮架组件、07太阳轮轴组件、08一级行星轮、09齿轮轴、10齿轮轴电机轴承、11太阳轮轴组件轴承、12输出端盖、13动齿圈出轴轴承、14过渡端盖、15主动齿轮大轴承、16主动齿轮、17壳体座、18主动齿轮小轴承、19大轴承压盖、20调整垫片、21输出齿轮、22端盖、23电机、24二级行星轮、25连接轴、26轮架板、27一级行星轮轴、28太阳轮轴、29不锈钢垫片。

具体实施方式

下面结合附图对本发明做进一步说明：

如图1-6所示的一种太阳跟踪减速集成装置，包括由一级减速机构、二级减速机构和三级减速机构组成的减速集成装置；

所述的一级减速机构和二级减速机构是一个渐开线行星齿轮传动减速机构；由定齿圈05、输出端盖12和端盖22构成的腔体内，设有组成一级行星传动的齿轮副，电机23设有的齿轮轴09与一级行星轮08相啮合，一级行星轮08与定齿圈05相啮合；设有组成二级行星传动的齿轮副，太阳轮轴组件07与行星轮架组件06上的三个二级行星轮24相啮合，行星轮架组件06上的三个二级行星轮24与动齿圈出轴04的内齿轮相啮合；所述的行星轮架组件06是由三个连接轴25装在三个二级行星轮24的内孔中，用两个轮架板26封装而成；所述的太阳轮轴组件07是由三个27一级行星轮轴与太阳轮轴28组成一体；在端盖22与一级行星轮08之间设有不锈钢垫片29；在齿轮轴09与太阳轮轴28的一端内孔中安装有齿轮轴电机轴承10，在动齿圈出轴04的内孔与太阳轮轴28一端安装有太阳轮轴组件轴承11；在动齿圈出轴04的轴颈与输出端盖12的内孔中安装有动齿圈出轴轴承13；

所述的三级减速机构由壳体座17、壳体盖02和大轴承压盖19构成的腔体内，设有组成三级减速机构传动的齿轮副，主动齿轮16与输出齿轮轴01上的输出齿轮21相啮合；主动齿轮16的两端分别设有主动齿轮大轴承15和主动齿轮小轴承18，安装在壳体座17下方的轴承座孔中；输出齿轮轴01上输出齿轮21的两端分别设有大轴承03，大轴承03安装在壳体座17上方的轴承座孔中，在大轴承03与大轴承压盖19之间分别设有调整垫片20；

所述的一级减速机构和二级减速机构组成的一个渐开线行星齿轮传动减速机构与三级减速机构之间设有过渡端盖14，用螺钉固定，动齿圈出轴04与主动齿轮16采用轴套平键连接。

进一步的，所述的二级减速机构的传动比大于70，在次功率流方向由04动齿圈出轴传向07太阳轮轴组件的功率传递效率小于0，即二级减速机构在次功率流方向是自锁的。

所述的二级减速机构为自锁机构，是由动齿圈出轴04、定齿圈05、行星轮架组件06、太阳轮轴组件07、齿轮轴电机轴承10、太阳轮轴组件轴承11、输出端盖12组成的行星传动自锁机构，主功率流方向为功率从一级减速机构系统传递到二级减速机构系统再传递到三级减速机构系统；次功率流方向为功率从三级减速机构系统传递到二级减速机构系统再传递到一级减速机构系统；通过对自锁机构的传动比等参数的设计，使自锁机构在次功率流方向的传递效率小于0，在主功率流方向的传动效率大于0；自锁机构在次功率流方向传递效率小于0，就是功率输入起始于输出齿轮轴01，通过主动齿轮16传递到动齿圈出轴04，再传递到行星轮架组件06，传递到太阳轮轴组件07，由于传递效率小于0，即不能实现传动功率，也就是实现了自锁；自锁机构在主功率流方向的传动效率大于0，就是功率输入起始于电机23的齿轮，通过一级行星轮08和定齿圈05传递到太阳轮轴组件07，再由太阳轮轴组件07通过行星轮架组件06和定齿圈05将功率传递到动齿圈出轴04，由于传动效率大于0，不会产生自锁。

进一步的，所述的输出齿轮21和主动齿轮16均是采用轴向变齿厚的圆柱直齿轮，圆柱直齿轮上设有的锥角θ相等，且锥角θ为0.5°至4.5°。

进一步的，所述的主动齿轮14安装位置固定后，通过更换厚度不同的调整垫片20，轴向移动输出齿轮轴01与主动齿轮14相对位置从而调整输出齿轮21与主动齿轮14之间的啮合间隙。

如图6所示，图6为沿轴向变齿厚的圆柱直齿轮的一对齿轮副啮合示意图，该设计原理是在一对圆柱直齿轮啮合基础上，将两个圆柱齿轮的轴心线距离s保持不变，形成轴向变齿厚的圆柱齿轮副的啮合传动，由无限多的截面连续组成一个圆柱齿轮，齿轮的齿厚在每一个截面都是变化的，两个齿轮组成的齿轮副在任意截面内都是按照变位系数的和为“定值”来设计的；采用轴向变齿厚的圆柱直齿轮设计，通过更换厚度不同的调整垫片，轴向移动输出齿轮轴01与主动齿轮16相对位置从而调整输出齿轮轴01与主动齿轮16之间的啮合间隙，提高了齿轮副的运转精度；当使用过程产生磨损，亦可通过调整啮合间隙继续使用，延长了齿轮副的使用寿命。

如图7，当一对齿轮副的啮合间隙较大时，通过移动齿轮的轴向距离来调节齿轮径向啮合间隙，即两齿轮沿轴向相对移动距离l后，齿侧间隙将由δ0变为δ1；当轴线方向锥角θ＝1°时，每沿轴向移动距离l＝1mm时，会消除单边齿侧间隙0.0087mm，其计算公式为：

l×tg(θ/2)＝1×tg(1°/2)＝0.0087(mm)

本发明通过调整两个调整垫片20的厚度来调节齿轮副啮合间隙，实际装机背隙数值达到3弧分。

本实施例中齿轮参数、传动比、次功率流效率计算：

1)三级传动比计算：

输出齿轮轴01上输出齿轮2的齿轮参数:齿数z2＝100；模数m＝3；压力角a＝25°；锥角θ＝1°；

主动齿轮16的齿轮参数:齿数z1＝10；模数m＝3；压力角a＝25°；锥角θ＝1°；

三级传动比：i2＝z2/z1＝100/10＝10

2)二级传动比计算：

动齿圈出轴04的动齿圈齿轮参数：齿数ze1＝57；模数m1＝1.25；压力角a＝20°；

定齿圈05的齿轮参数：齿数zb＝54；模数m1＝1.25；压力角a＝20°

太阳轮轴28的太阳轮参数：齿数za1＝12；模数m1＝1.25；压力角a＝20°

二级行星轮24的齿轮参数：齿数zc1＝22；模数m1＝1.25；压力角a＝20°

行星减速器低速级的传动比：i02＝(zb/za1+1)/(1-zb/ze1)＝(54/12+1)/(1-54/57)＝104.5

3)一级传动比计算：

定齿圈05的齿轮参数：齿数zb＝54；模数m＝1.25；压力角a＝20°

在齿轮轴09的太阳轮参数：齿数za＝9；模数m＝1.25；压力角a＝20°

一级行星轮08的齿轮参数：齿数zc＝23；模数m＝1.25；压力角a＝20°

行星减速器高速级的传动比：i01＝(zb/za+1)＝(54/9+1)＝7

减速器的传动比：i1＝i01*i02＝7*104.5＝731.5

本实施例总的传动比：i＝i1*i2＝731.5*10＝7315。

4)二级减速次功率流：从“动齿圈出轴04”到“二级行星轮24”再到“定齿圈05”，最后达到“太阳轮轴28”，其效率计算：

参数：动齿圈出轴04的齿轮参数：齿数ze1＝57；模数m1＝1.25；压力角a＝20°；

定齿圈05的齿轮参数：齿数zb＝54；模数m1＝1.25；压力角a＝20°

太阳轮轴28的太阳轮参数：齿数za1＝12；模数m1＝1.25；压力角a＝20°

二级行星轮24的齿轮参数：齿数zc1＝22；模数m1＝1.25；压力角a＝20°

二级行星轮分布中心圆半径：21.45

定齿圈05节圆直径：db'＝21.45*2*54/(54-22)＝72.39

动齿圈出轴04节圆直径：de'＝21.45*2*57/(57-22)＝69.87

显然db'>de'；

效率：η＝0.98*[1-│(i02*zb*/(za1+zb))│*ψ]

i02＝104.5；

ψ＝ψcb+ψce

ψ:啮合功率损失系数：

ψcb：二级行星轮24与定齿圈05的啮合功率损失系数；

ψce：二级行星轮24与动齿圈出轴04的啮合功率损失系数；

ψcb＝2π*fm*(1/zc1-1/zb)*(1-ε1+0.5*ε1*ε1)*kε1

ψce＝2π*fm*(1/zc1-1/ze)*(1-ε2+0.5*ε2*ε2)*kε2

ε1＝εzc+εzb＝1.335181403

εzc＝zc1*(tgaca-tgacb')/(2π)＝0.015762998

εzb＝zb*(tgaba-tgacb')/(2π)＝1.319418406

ε2＝εzc+εze＝1.687776073

εzc＝zc1*(tgaca-tgace')/(2π)＝0.898003089

εze＝ze*(tgaea-tgace')/(2π)＝0.789772984

kε1＝max{εzc/ε1,εzb/ε1}＝0.988194115

kε2＝max{εzc/ε2,εze/ε2}＝0.532062934

ψcb＝0.009301774

ψce＝0.006872215

ψ＝ψcb+ψce＝0.016173989

fm：啮合摩擦系数；

ε1、ε2：总重合度；

εzc:二级行星轮24上的重合度；

εzb:固定齿圈05上的重合度；

εze:动齿圈出轴04上的重合度；

kε1、kε2：重合度比例系数；

功率从“动齿圈出轴04”流向“太阳轮轴28”的效率为：

η＝0.98*[1-104.5*54/(54+12)*0.016173989)]＝-0.3828760595<0

根据以上同样的计算，当传动比为69时，η＝0，为了保证η<0，传动比要大于70，二级减速机构才能具有自锁功能。

以上所述的实施例仅仅是对本发明的优选实施方式进行描述，并非对本发明的范围进行限定，在不脱离本发明设计精神的前提下，本领域普通技术人员对本发明的技术方案作出的各种变形和改进，均应落入本发明权利要求书确定的保护范围内。