二级圆柱齿轮减速器

二级圆柱齿轮减速器（共9篇）

二级圆柱齿轮减速器 篇1

0 引言

在工程实际中, 轴的使用范围非常广泛, 它是机器组成的重要零件之一, 主要是支承回转零件以及传递运动和动力。在使用过程中, 有些轴在扭矩作用下发生扭转变形, 有些轴在弯矩作用下发生弯曲变形, 还有一些轴在工作过程中既承受扭矩又承受弯矩, 发生组合变形。为了保证工作安全, 就必须校核轴的强度。

传统的轴类零件强度校核采用的是普通轴的校核方法, 根据机械设计的理论与方法, 通过人工计算, 推导出危险截面位置, 然后进行校核。这种做法不仅重复劳动量大, 而且浪费时间, 尤其在系列化设计中更为明显。对于一些复杂的轴, 理论计算结果可能与实际工作情况不符。随着计算机技术的进步, 越来越多的人采用有限元分析方法对轴类零件进行强度校核。对于这两种强度校核方法, 分析比较其结果的异同, 不仅可以更加科学地校核轴的强度, 而且可以为轴类零件的结构设计和优化提供重要依据。

图1所示为二级斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴, 尺寸结构如图所示。中间轴转速n2=180 r/min, 传递功率P=5.5 k W, 材料为45钢, 齿轮相关参数如表1所示。

1 传统强度校核方法

在运动过程中, 齿轮2给中间轴一个驱动力矩, 齿轮3给中间轴一个阻力矩, 并且这两个力矩大小相等, 转向相反。两齿轮对中间轴的作用力可分解为圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa, 因此中间轴既存在扭矩又有弯矩, 应按弯扭组合变形来进行强度计算。

根据第三强度理论, 危险截面的计算应力为:

式中:M为中间轴承受的弯矩, N·m;T为中间轴承受的扭矩, N·m;W为抗弯截面系数, m3, 可查得;WT为抗扭截面系数, m3, 可查得;α为折合系数, 取α=0.6;[σ-1]为许用弯曲应力, [σ-1]=51 MPa。

建立中间轴的力学模型, 进行受力分析, 做出弯矩和扭矩图, 如图2所示, 危险截面B、C处, 则可查得:

代入数据可得:σca B=48.33 MPa<[σ-1], σca C=41.02 MPa<[σ-1]。

综上所述, 危险截面在齿轮宽度的中点处, 此时轴的强度满足要求。

2 有限元分析方法

2.1 建立三维模型

在软件Solid Works中创建中间轴的三维模型, 如图3所示。并定义其基本属性:质量密度为7.85 g/cm3, 弹性模量为210 GPa, 泊松比为0.31。

2.2 施加约束条件以及载荷

在轴承支承处施加约束, 使中间轴只能绕其轴线转动, 不能移动。对轴施加载荷, 在齿轮宽度中心处的分度圆顶端沿坐标系方向分别施加圆周力, 径向力和轴向力, 如图4所示。

2.3 网格划分

采用Solid Works默认的四面体网格单元来对中间轴进行网格划分, 如图5所示。

2.4 结果分析

图6和图7分别是中间轴的应力和位移分布图, 结果显示:轴的最大应力为49.7 MPa, 分布在靠近轴承的轴肩处, 对于整个轴来说, 轴肩处的应力相对较大;中间轴的最大位移量为2.869×10-2 mm, 分布在安装齿轮3的键槽右侧附近区域, 对于整个轴来说, 两齿轮间的轴肩附近位移相对较大。

3 结论

通过比较两种轴的强度校核方法, 传统的轴类强度校核方法最终确定的危险截面为安装齿轮宽度的中点处, 其应力值计算结果也相对较小。虽然安装齿轮部分的轴满足强度条件, 但不能保证其他部位也符合强度要求。采用有限元分析方法得到的结果表明, 最大应力在轴肩处, 并且由于应力集中, 轴肩处应力相对较大, 这也符合中间轴在实际工作中的应力状态。

传统的强度校核方法由于自身的局限性, 使得计算结果相对保守, 而有限元分析方法则是尽可能地去实现传动轴实际的工作状态, 进而进行分析计算, 结果相对来说比较科学、可靠, 是一种比较实用的轴类强度校核方法。

参考文献

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二级圆柱齿轮减速器 篇2

一、电动机的选择(1电机类型和转速Y系列三相交流异步电机(2电机功率和型号工作机的有效功率(kwPw 弹性联轴器η1

电动机所需的功率(kwPd工作机滚轮转速n(r/min 电机型号的确定轴外伸长度E

二、传动比的分配高速级传动比i1各轴的运动及动力参数计算

轴号ⅠⅡⅢⅣ 齿轮的设计 F(kn1.9 转速(r/min

1000 2.3750.99闭式齿轮（7级）η20.982.73608170474.60387957总传动比12.86796351Y132S-6额定功率(kw380轴外伸轴径D38 总传动比12.86796351 4.090030875低速级传动比i23.146177596 转速(r/min 960234.717054574.6038795774.60387957功率2.7087208872.6280010042.5496865742.498947811转矩26.94612965106.9262293326.3839216319.8888816 高速级（斜齿圆柱齿轮）

精度等级材料硬度

选小齿轮齿数z1初选螺旋角β 设计计算公式： 7级

45钢调质处理（大）40Cr（调质）（小）2402414 d 1≥ HBS 大齿轮齿数z20.244346095 28098.16074101 ⎫⎪⎪⎭ 2 2KT 1u ±1⎛z E z H d αu H ⎝试选Kt 区域系数ZH端面重合度εα

小齿轮转矩T1齿宽系数φd 应力循环次数N1

接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用接触应力许用弯曲应力小齿轮分度圆d1t圆周速度vh 1.62.433εα11.6226946.12965

1189.8

***00.910.85

0.961.4546537303.571428636.589045821.83916604136.589045821.4792581163.32833076110.993212051.9028713182.321741.423468131.67470892 0.78N.mm 图10-30εα2 表10-7

大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度238.8571429 m/s 载荷系数K 校正的分度圆直径d1 计算模数mn 计算齿根弯曲强度

m n ≥2.207251.9028713180.8826.27234788 2KT 1Y βcos 2β 2φd z 1εα ∙ Y Fa Y Sa σF β

计算当量齿轮Zv1 图10-28 计算当量齿轮Zv2

齿形系数应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 0.0136294041.220059343

2.5918295632.173301252 0.016347711 由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的

230.043478355.95652174（变位圆柱齿轮）3.1461775962.628001004 7级

45钢调质处理（大）大齿轮分度圆直径d2 齿宽低速级齿轮设计低速级传动比i2输入功率精度等级材料

硬度

初选小齿轮齿数Z1圆整55 小齿轮转速n1234.7170545 40Cr（调质）24024HBS 大齿轮齿数z228075.50826232 试选Kt 小齿轮转矩T1齿宽系数φd

应力循环次数N1

接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用弯曲应力1.3106926.2293 1189.8

***0

0.910.8511.4546303.5714286

大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度表10-7

h b/h载荷系数K校正的分度圆直径d1 计算模数m

n 计算齿根弯曲强度

66.613195160.81865993166.613195162.7755497986.24498704610.666666671.867687575.164692563.13186219 m/s

计算载荷系数K齿形系数

应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 2KT Y Y m ≥⋅2 φd Z 1[σF ]

0.0137226352.21192782

由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的 齿数Z1齿数Z2几何尺寸计算小齿轮分度圆直径d1大齿轮分度圆直径d2 齿宽中心距a变位后的压力角变位系数和小齿轮变位系数 25.0548975278.6544399***.50.389734615 0.65 0.48 圆整 2580 80 160 22.33014857大齿轮变位系数 0.17 轴的设计

轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 材料

选用弹性柱销联轴器

初选轴承轴结构设计周向定位键连接

2.70872088755.9565217445调质K A LT67209C 325810

转速(r/min 960963.1095292***计算转矩Tca 3245451950 min 1.3 半联轴器孔径d1 d 40458 载荷水平面垂直面

支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 大齿轮受力材料初选轴承轴结构设计

套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力大齿轮分度圆直径d2 材料初选轴承轴结构设计

套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力 720.2107603242.8987689311.9361432 32985.652826967.61260433713.5123932987.5 26946.12965 1.73100776安全2.628001004 75

转速(r/min 234.7170545 2851.366114 963.1095292 45调质d min 25.055994757210C d 50505581386280D 57d b 16h 水平面垂直面

1716.0314172.2251852223.859632893180.5050212365.76829-17933.90215 94890.62842106926.2293 9.16347184安全<602.54968657424045调质

62126040D 转速(r/min 74.603879572851.36611436.34626742 608212d min d 707260 水平面垂直面

919.09516881932.270946334.5232839 122699.20544658.8 130573.7667326383.9216

6.862099051安全<60 机械设计课程设计

转速(m/s1.25滚筒直径(mm320 1500 滚动轴承η30.99滚筒η40.96总效率η0.868029634 20.10619298 同步转速(r/min1000满载转速(r/min 中心高H132 960总传动比12.86796351 传动比4.0900308753.146177596 1 HBS 相差99 0.84 图10-26 550图10-21d380图10-20c 计算载荷系数K使用系数KA1.251.09 1.421.35

1.21.2 40 点1 ***7070 图10-2

图10-8表10-4表10-13 插值函数 点2 1.45802.627272.181501.791502802002.24801.75 80 2.571.62.141.833202.221.77 1.5951.463 1.5963617391.796698748 2 表10-5表10-5 计算的法面模数mn=2mm，d1=41.421mm 误差

0.005154053 0.89 60 HBS 相差76-40 550380图10-21c,d图10-20c,b图10-19图10-18 计算载荷系数K使用系数KA1.251.051.4231.3511 图10-2

图10-8表10-4 表10-13 1.59 1.773

表10-5表10-5 计算的法面模数mn=3mm，d1=75.16mm 误差 0.017107236 转矩(N.mm 26946.12965363.244041616.61772864 828560100 261.598203 加入键槽35029.96855长度LD 525 L1B 526060194510 a 5 18.219 垂直面

51.30789841-351.4501501987.52505 σ 0.6 转矩(N.mm

106926.2293

1037.812393363.2440416 261.598203 D 90B 20 5750***.54510 L 40 垂直面

450.708718232360.88597 σ0.6 转矩(N.mm 326383.92161037.812393 D 110B ***0 82 67 10 垂直面

703.2891087658.8584

σ0.6

跨距L距离X181.6135.8181.6135.8197133.5197133.5 a 19.4 da 69 351 轴外伸轴径38轴外伸长度80 横坐标 24 26.27234788 26.27234788 108.373435 108.373435 200 72 72值1.44482.591831.5963622.1733011.7966993202.2361.754 #DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!

二级圆柱齿轮减速器 篇3

我公司Φ4.8m×72m回转窑于2005年3月投产,传动布置见图1所示,所配主减速器型号YNS1760-31.5-VDR。在2005年8月,一场暴雨引起山体滑坡,将窑主电缆砸断,致使窑无法慢转,产生弯曲变形,造成大小齿轮振动大,对主减速器产生了极大的伤害,使其二、三级小齿轮齿面剥落严重。在2011年3月8日巡检时发现主减速器二级小齿轮有两个齿发生局部断裂,一个约为齿长的1/3,另一个约为齿长的1/2。由于没有备件,为尽快恢复生产,我们采用了在线堆焊打磨的方式对主减速器二级小齿轮进行了修复。

2 修复措施

1)堆焊方式和焊条的选择

齿轮材质为20Cr Ni2Mo,可焊性差,考虑到轮齿断裂面积处于齿轮中间,断裂长度50~80mm,断裂面到齿顶高度30~40mm,严重的地方断裂到齿根,因此选用直流焊机冷焊工艺方式;打底选择Ni507焊条;填充采用D132焊条,该焊条用于低、中碳、低合金钢的表面处理,堆焊层的主要成分C≤0.5%,Cr≤0.3%Mo≤1.5%,硬度HRC≥30。

2)焊接打磨过程及要求

(1)断面打磨清理、清根,清除破坏层。为防止渗碳层的影响,将断面渗碳层手工打磨,要求打磨长度比断裂长度长10~15mm,打磨厚度1.2~1.5mm。

(2)断面预热温度150℃。

(3)选择Ni507焊条焊接打底2~3层(焊条直径Φ2.5mm),电流控制≤90A,焊一层后打磨,消除碳化层后再焊下一层。

(4)打底完成后焊填充层,焊条采用D132,直径Φ3.2mm,电流90~120A,每焊一层打磨,并进行锤击,消除焊接应力,焊接速度要慢,层间温度控制在300℃。

(5)断面堆焊处要求与齿面(去掉渗碳层)平滑过渡。

(6)齿面成型后手工打磨,并用事先做好的齿形模板靠磨,打磨时控制温度,不能让齿面过热。

(7)最后用油石打磨成型,确保表面粗糙度。

3)现场齿面接触研磨

先用10t千斤顶顶住过渡联轴节,拆除联轴器柱销和弹性膜片,将四级齿轮轴组件吊出以减少盘轴研磨的阻力。二级齿轮轴组件安装到位后,在堆焊过的齿面上涂上红丹粉,手动盘辅传电动机联轴器研磨,使齿面接触高度方向大于50%,长度方向大于60%。最后回装四级齿轮轴组件。

3 效果

圆锥圆柱齿轮减速器任务书 篇4

本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以《机械设计》、《机械原理》、《机械制图》、《机械设计课程设计手册》、《制造技术基础》、《机械设计课程设计指导书》以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。

1.2课程设计题目

带式运输机

1.3机构简图

1.4已知条件

1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；

2）使用折旧期：8年；

3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 5）运输带速度允许误差：±5%；

6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

1.5设计数据

运输带工作拉力：2800N 运输带工作速度：1.4m/s 卷筒直径：350mm 1.6传动方案

圆锥圆柱齿轮减速器

二级圆柱齿轮减速器 篇5

行星齿轮减速器因具有体积小、重量轻、承载能力高、结构紧凑、传动效率高等优点而广泛应用于冶金机械、工程机械、轻工机械、起重运输机械、石油化工机械等各个方面。UG软件是集CAD/CAE/CAM为一体的三维化的软件, 它是当今最先进的计算机辅助设计、分析、制造软件, 广泛应用于航空、航天、汽车、造船、通用机械和电子等工业领域。UG的CAD/CAE/CAM功能模块有复杂的特征建模、装配、运动仿真和有限元分析等功能。实现UG有限元分析功能, 必须要遵从UG有限元分析的一般过程, 构建有限元模型, 其中包括自动网格划分、添加约束与载荷, 利用图形的方式得到模型应力、应变的分布情况。机械优化设计, 就是在给定的载荷和约束条件下, 选择设计变量, 建立目标函数并使其获得最优值的一种新的设计方法。

1齿轮轴几何参数的初选

通过常规设计方法设计计算出齿轮轴的几何参数, 齿轮轴的齿形为渐开线直齿。分配减速器传动比, 计算齿轮模数, 并根据传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件确定齿轮的齿数。齿轮轴的齿轮基本参数如表1所示。

2齿轮轴的三维建模

利用UG/Modeling模块建立齿轮轴模型, 如图1所示 (去掉网格后的实体模型) 。

2.1网格划分

网格划分越密集, 计算结果越精确, 但是这会使计算时间加长。单元网格的划分采用UG自带的3D四面体自动网格划分, 单元尺寸为3mm。网格划分情况如图1所示。

2.2定义材料特性

齿轮轴材料选择20Cr, 其材料属性如下:质量密度7.850e3kg/m^3, 杨氏模量205000N/mm^2 (MPa) , 泊松比0.29, 屈服强度等于540N/mm^2 (MPa) 。

2.3施加约束和载荷

齿轮轴两端由两个滚子轴承支撑, 限制了空间5个自由度, 只允许转动。本论文只考虑齿轮轴齿轮处的应力进而对其进行优化, 所以为齿轮轴加载荷及约束, 安装轴承处加圆柱形约束, 在轴端即与联轴器相连处施加大小为175.083N·m的扭矩。约束和载荷施加情况如图2所示。

2.4求解和结果查看

UG软件的结构分析模块提供了强大的后处理功能, 可以自动生成计算分析报告。齿轮轴的Von Mises应力图如图3所示。单元节点最大应力为325.8MPa, 基本接近材料屈服强度的60%。总体来说, 输出轴在强度方面不仅满足了设计要求, 而且还有很大的裕量, 材料的承载能力并没有得到充分的利用, 这为齿轮轴的优化提供了很大的空间。

3齿轮轴的优化

设计目标:

最小化模型重量

设计约束:

模型Von Mises应力, 上限=320000.000000

设计变量:

a::p53, 初值=38.000000, 下限=32.000000, 上限=38.000000

最大迭代次数:20

优化结果如图4, 图5所示。

由图6迭代分析结果可以看出, 在进行第三次迭代的过程中, 应力值超出上限, 所以, 以第二次的迭代结果为准, 此时的齿宽为35mm, 应力值为295MPa, 比较理想。所以常规设计方法得到的齿宽b=38应变为优化设计方法得到的齿宽b=35, 此时的应力值为295Mpa, 亦满足强度要求。

4结束语

本论文利用UG的高级建模功能, 在对行星齿轮减速器齿轮轴进行参数化建模的基础上, 建立了有限元模型并进行了有限元分析, 得到了齿轮轴的Von Mises应力图, 替代了常规校核的设计方法, 大大提高了设计效率。同时对齿轮轴的齿宽进行了优化设计, 使得设计方案比原常规设计方案在齿轮轴重量上下降了2.02%。为多个设计变量 (如模数、齿数) 的单或多目标函数优化奠定了基础。

摘要：通过常规设计方法设计计算出齿轮轴的结构尺寸, 以UG为工具对减速器齿轮轴进行三维实体建模, 并运用有限元分析及优化模块进行有限元分析, 得到齿轮轴的网格划分图、应力云图。根据有限元分析的结果, 结合齿轮轴可靠性优化方法, 以重量最小为目标, 对齿轮轴的结构尺寸齿宽进行优化。

关键词：齿轮轴,UG,有限元分析,优化

参考文献

[1]孙恒, 陈作模.机械原理.7版[M].北京:高等教育出版社, 2002.

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行星齿轮减速器多目标优化设计 篇6

行星齿轮减速器具有承载能力大、传动比高、结构紧凑、体积小、传动效率高等优点, 广泛应用于各种车辆以及工程机械传动装置中。随着机械传动小型化、高速化的发展, 对行星齿轮机构传动提出了更高的要求。提高行星齿轮机构的功效、减少体积和重量已成为人们十分关注的课题。然而, 在行星齿轮减速器的优化设计中, 所涉及的影响因素很多, 使得行星齿轮减速器的设计很复杂。以往的研究主要集中在体积最小、效率最高、承载能力最高等单目标优化设计。对于一些多目标优化设计研究[1,2,3]存在着优化方法的选择和权重分配等问题, 使得优化结果不够理想, 存在局部最优解问题。本文为克服权重选取的主观性和不确定性, 利用层次分析法来计算分目标函数的权重, 采用遗传算法解决参数优化设计过程中可能出现的局部最优解问题, 达到全局最优。

1.太阳轮2.行星轮3.行星架4.内齿圈

1 多目标优化模型的建立

行星齿轮机构的结构简图如图1所示, 其主要结构参数为太阳轮齿数z1, 行星轮齿数z2, 内齿圈齿数z3, 各齿轮模数m和齿宽b等。本文建立以体积最小、效率最高和承载能力最大为多目标优化模型, 采用遗传算法进行优化求解。

1.1 设计变量的确定

在减速器优化设计中, 影响参数有各齿轮的模数、齿数、齿宽、压力角、齿轮分度圆直径、各齿顶高系数、太阳轮个数等。过多的设计变量会增加计算的工作量和难度, 常取对优化目标影响比较明显的、易于控制的设计参数作为设计变量。行星轮的个数c和传动比i, 一般情况下可根据机构事先确定。综合考虑各种因素, 选取太阳轮齿数z1、行星齿轮齿数z2、模数m、齿宽b、太阳轮允许转矩T1作为设计变量, 即X=[z1, z2, m, b, T1]T=[x1, x2, x3, x4, x5]T。

1.2 分目标函数

1.2.1 体积

据图1可知, 影响行星齿轮减速器体积主要有太阳轮与c个行星齿轮体积总和[4]。即V=V1+c V2;

1.2.2 效率

行星齿轮减速器大多用于连续长时间工作, 有时还用于大功率传递, 因此提高传动效率, 减少摩擦也是减速器设计过程中必须要考虑的。行星齿轮机构的传动效率主要与传动比有关[5], 而传动比与行星机构的齿数相关, 再计及轴承等运动副的影响, 其效率值可由下式求得:

式中, ηdH为转化机构的啮合效率, ηc为轴承润滑等其他传动效率。

1.2.3 承载能力

行星齿轮减速器的承载能力可取允许太阳轮转矩T1作为目标函数:

1.3 约束条件

1) 配齿约束。

2) 应力约束。由于内啮合齿轮的接触强度高于外啮合齿轮, 故取太阳轮1的齿根弯曲强度作为约束条件

式中:ZH、ZE分别为区域系数和弹性影响系数;K为载荷系数;YFa、YSa分别为齿形系数和应力校正系数;[σ]H、[σ]F分别为按齿面接触疲劳强度和按齿根弯曲疲劳强度计算时的许用应力。

3) 其它界限约束。

1.4 建立总的目标函数

多目标优化问题的求解方法有很多, 通过加权平均和法, 将各分目标函数通过加权求和形成一个统一的总目标函数, 把复杂的多目标问题转化单目标问题, 即

式中, wi反映各分目标函数相对重要程度的加权因子。本文采用主观赋权法中的层次分析法来确定权重。层次分析法, 是将与决策总是有关的元素分解成目标、准则、方案等层次, 在此基础之上进行定性和定量分析的决策方法。本文通过变换将比较矩阵转化为判断矩阵, 并证明它完全满足一致性的要求, 从而避免了利用Saaty[6]提出的九标度法建立的判断矩阵产生的不一致性。权重的确定步骤如下:

2) 用极差法构造判断矩阵:

式中, cb为常量, 是按某种标准预先给定的极差元素对的相对重要程度 (一般在实践中常取cb=5) 。

3) 进行一致性检验。

设D= (di) n×1=CwiT= (2.144, 0.429, 0.429) T, 则最大特征值为

2 优化方法的选择与实例分析

遗传算法是一种基于自然选择原理、自然遗传机制和自然搜索的算法, 是一种实用、高效、强鲁棒性的优化技术;与传统算法相比, 获得全局最优解的可能性更大, 算法效率更高且对目标函数几乎没有什么限制。因此, 对上述数学模型采用遗传算法来求解[7,8]。优化程序框图如图2所示。

为验证上述理论与方法的可行性, 可以进行实例的计算分析。设图1行星齿轮减速器传动比i为4.64, 齿轮材料为38Si Mn Mo, 表面淬火硬度55~65HRC, 相应的许用应力取值范围为[σ]H=1 300~1 650 MPa, [σ]F=430~880MPa;作用在轮1上的转矩允许取值的范围为1 140~1 500 N·m。现按体积最小、效率最高和承载能力最大 (允许轮1的转矩最大) 来设计该减速器, 设行星轮个数c=3, 通过查表计算取ηdH=0.98, ηc=0.98。遗传算法采用二进制编码, 种群中的个体数目为30, 二进制编码长度为20, 交叉概率为0.8, 变异概率为0.08, 适应度函数取

调用遗传算法程序求得

与原设计参数[4]比较体积下降了11.7%, 效率提高了5.9%, 承载能力提高了15.7%, 与普通单目标优化结果[4]比较体积只增加了4.9%, 效率值也只下降了2.2%, 但承载能力却提高了15.7%, 可见优化综合效果很明显。

3 结论

采用多目标优化设计方法对行星齿轮机构进行设计, 与常规设计方法比较, 不但实现了优化设计, 而且减少了设计时间, 提高了设计效率。相比于单目标优化设计, 优化结果虽不能全部提高, 但总的综合效率得到了改善。通过层次分析法确定各目标函数的加权系数, 提高了设计精度和水平, 因此具有一定的工程实用意义。实例计算结果表明, 利用遗传算法对行星齿轮减速器多目标优化设计是一种行之有效的优化方法。

参考文献

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[2]刘晓星.行星齿轮减速器的模糊多目标优化设计[J].机械传动, 1998 (3) :11-13.

[3]商桂芝, 陈殿华.行星齿轮机构的多目标优化设计[J].机械设计与研究, 2006 (2) :68-70.

[4]陈立周.机械优化设计[M].上海:上海科学技术出版社, 1982.

[5]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].北京:化学工业出版社, 2003.

[6]Saaty T L.The analytic hierarchy process[M].New York:McGrawHill, 1980.

[7]陈国良.遗传算法及其应用[M].北京:人民邮电出版社, 1996.

齿轮减速器滑动轴承的刮削工艺 篇7

关键词：齿轮减速器,滑动轴承,刮削工艺

1轴瓦安装及检测瓦背与瓦座的接触面积

首先将机体瓦座与轴瓦瓦背的贴合面擦干净, 并在机体瓦座弧中涂上显示剂, 然后把两下瓦安装在瓦座中, 使两者相对往复转动一定的角度, 最后吊出下瓦, 检测瓦背与瓦座的接触情况, 如果接触面积达到70%以上, 就说明两者配合良好, 如果接触面积小于70%, 在减速器运转时, 下瓦就会极容易产生角偏移, 因而必须将瓦背进行刮削, 使其接触面积达到70%以上。

2 刮削轴瓦

轴瓦的刮削一般可以分为粗刮、细刮和精刮, 在细刮阶段宜采用小前角刮刀, 在精刮阶段最好使用负前角刮刀刮削。

在刮削轴瓦时, 不仅要使接触点、接触角符合技术要求, 而且还要使顶、侧间隙达到允许的数值。

2.1 下瓦的粗、细刮削

首先把两下瓦安装在机体的瓦座中, 并使下瓦在横向上保持基本水平, 然后将齿轮轴放在两下瓦中, 并沿着其正常运转方向转动2-3圈, 然后测量齿轮轴的水平度, 最后将齿轮轴吊走, 这时, 应根据轴颈与两瓦的接触情况以及两瓦的相对标高, 可以开始对两瓦同时进行粗刮。粗刮时, 应首先考虑齿轮轴的水平度, 粗刮的头几遍, 刀法应当重, 刀的运动距离为30-40mm。在粗刮过程中, 应将基础弧面全部刮去, 没有接触到的则不允许刮削。当两瓦的接触湖面达到50%左右, 齿轮轴的水平度在0.25mm/1000mm之内为止, 至此, 就完成了下瓦的粗、细刮削工作, 但不要急于精刮, 因为在精刮上瓦时, 下瓦的接触斑点会增大, 这样就需要在精刮上瓦的同时修刮下瓦的大块斑点。

2.2 上、下轴瓦的精刮削

上、下瓦经过了粗、细刮削后, 已经在接触角内有了接触斑点, 但接触斑点较大, 尚需要进一步进行精刮, 这时应按照下面第三部分介绍的测量轴瓦的顶隙的方法, 计算出轴瓦结合面的加垫厚度, 拧紧螺栓, 使齿轮轴按其正常运转方向转动1-2圈后, 拆掉上瓦, 吊走齿轮轴, 最后进行破大点的精刮工作, 直至接触面上的接触点在每25mm×25mm面积内不少于4-5个点为止。

2.3 刮侧间隙

待精刮完成后, 应把120°接触角以外的部分刮掉, 但两端应留出一部分, 以避免油从轴瓦的两侧流出, 从而保证轴瓦的液体润滑, 刮削侧间隙时, 在瓦的接触部分和不接触部分之间不允许有明显的界限, 应使其圆滑过渡。

2.4 刮存油点

当上述工作完成后, 宜在轴瓦的接触弧面上刮存油点, 存油点的作用是存储润滑油并积存脏物, 以保证轴瓦的良好润滑条件, 存油点可刮成圆形或扁状, 其深度一般为0.3-0.5mm, 面积为15-30mm2, 其面积不应超过接触弧面的1/5, 刮削存油点时, 应使它与瓦面圆滑过渡。

3 测量轴瓦间隙

轴瓦的间隙分为径向间隙和轴向间隙, 其中, 径向间隙又分顶间隙和侧间隙, 顶间隙应为轴与轴瓦设计配合公差的下差, 侧间隙应为顶间隙的80%-100%, 轴向间隙应为1-3mm。

3.1 顶间隙的测量

在轴瓦精刮前, 应测量一次轴瓦的顶间隙, 在轴瓦刮削完毕后, 为最终确定轴瓦结合面垫片的厚度, 必须在对其测量一遍, 一般常用压铅法测量轴瓦的顶间隙, 测量及计算过程如下图:

⑴拆掉上瓦。

⑵用直径为1.5-2倍间隙值, 长度为20-50mm的软铅丝或软铅条分别放在轴颈上和轴瓦的结合面上。

⑶合上上瓦, 打上定位销, 均匀地拧紧螺栓, 用塞尺检查轴瓦结合面, 应使其间隙值基本相等。

⑷拆上瓦, 用千分尺测量被压扁的软铅丝的厚度。

⑸计算轴瓦顶间隙的平均值

△= (a1+a2+a3) /3– (b1+b2+b3+b4+b5+b6) /6

△——轴瓦的平均顶间隙

a1+a2+a3——轴颈上各段软铅丝压扁后的厚度值。

b1+b2+b3+b4+b5+b6——轴瓦结合面上各段软铅丝压扁后的厚度值

⑹计算结合面的加垫厚度δ;

δ=C—△

式中C——标准顶间隙值。

⑺确定轴瓦结合面的实际加垫厚度, 把计算的理论加垫厚度取整, 以确定轴瓦结合面的实际加垫厚度, 然后制作铜垫加在结合面上, 应注意的是:铜垫的层数要尽量少, 并尽量不要大于1mm厚的铜皮。

3.2 侧间隙的测量

轴瓦和轴颈之间的侧间隙, 通常是采用塞尺来测量的, 测量时, 塞尺插入间隙中的长度不应小于轴颈直径的1/4。

3.3 轴向间隙的测量

轴瓦的轴向间隙一般用塞尺进行测量。

4 组装、调整与试车

齿轮减速器滑动轴承的刮削工艺 篇8

首先将机体瓦座与轴瓦瓦背的贴合面擦干净, 并在机体瓦座弧中涂上显示剂, 然后把两下瓦安装在瓦座中, 使两者相对往复转动一定的角度, 最后吊出下瓦, 检测瓦背与瓦座的接触情况, 如果接触面积达到70%以上, 就说明两者配合良好, 如果接触面积小于70%, 在减速器运转时, 下瓦就会极容易产生角偏移, 因而必须将瓦背进行刮削, 使其接触面积达到70%以上。

2 刮削轴瓦

刮削轴瓦应以轴为基础, 两者对研后利用内孔刮刀进行刮削, 刮削良好的轴瓦, 不但能使轴瓦受压均匀, 而且还为轴瓦的液体润滑创造了必要的条件。

轴瓦的刮削一般可以分为粗刮、细刮和精刮, 在细刮阶段宜采用小前角刮刀, 在精刮阶段最好使用负前角刮刀刮削。为检查轴瓦的刮削情况, 所涂抹的显示剂要薄而均匀, 以便于观察。

在刮削轴瓦时, 不仅要使接触点、接触角符合技术要求, 而且还要使顶、侧间隙达到允许的数值, 通常的刮削方法是:先刮接触点, 同时照顾接触角, 最后在刮侧间隙。

刮瓦的程序是:先粗、细刮下瓦, 在粗、细刮上瓦, 尔后精刮整瓦, 最后刮侧间隙及存油点。

2.1 下瓦的粗、细刮削

首先把两下瓦安装在机体的瓦座中, 并使下瓦在横向上保持基本水平, 然后将齿轮轴放在两下瓦中, 并沿着其正常运转方向转动2-3圈, 然后测量齿轮轴的水平度, 最后将齿轮轴吊走, 这时, 应根据轴颈与两瓦的接触情况以及两瓦的相对标高, 可以开始对两瓦同时进行粗刮。粗刮时, 应首先考虑齿轮轴的水平度, 粗刮的头几遍, 刀法应当重, 刀的运动距离为30-40mm。在粗刮过程中, 应将基础弧面全部刮去, 没有接触到的则不允许刮削。当两瓦的接触湖面达到50%左右, 齿轮轴的水平度在0.25mm/1000mm之内为止, 至此, 就完成了下瓦的粗、细刮削工作, 但不要急于精刮, 因为在精刮上瓦时, 下瓦的接触斑点会增大, 这样就需要在精刮上瓦的同时修刮下瓦的大块斑点。

2.2 上瓦的粗、细刮削

上瓦的粗、细刮削的方法及其要求与下瓦的粗、细刮削方法及其要求基本相同, 两者所不同的是应把上瓦放在齿轮轴上进行对研, 故从略。

2.3 上、下轴瓦的精刮削

上、下瓦经过了粗、细刮削后, 已经在接触角内有了接触斑点, 但接触斑点较大, 尚需要进一步进行精刮, 这时应按照下面第三部分介绍的测量轴瓦的顶隙的方法, 计算出轴瓦结合面的加垫厚度, 拧紧螺栓, 使齿轮轴按其正常运转方向转动1-2圈后, 拆掉上瓦, 吊走齿轮轴, 最后进行破大点的精刮工作, 直至接触面上的接触点在每25mm×25mm面积内不少于4-5个点为止。

2.4 刮侧间隙

待精刮完成后, 应把120°接触角以外的部分刮掉, 但两端应留出一部分, 以避免油从轴瓦的两侧流出, 从而保证轴瓦的液体润滑, 刮削侧间隙时, 在瓦的接触部分和不接触部分之间不允许有明显的界限, 应使其圆滑过渡。

2.5 刮存油点

当上述工作完成后, 宜在轴瓦的接触弧面上刮存油点, 存油点的作用是存储润滑油并积存脏物, 以保证轴瓦的良好润滑条件, 存油点可刮成圆形或扁状, 其深度一般为0.3-0.5mm, 面积为15-30mm2, 其面积不应超过接触弧面的1/5, 刮削存油点时, 应使它与瓦面圆滑过渡。

3 测量轴瓦间隙

轴瓦的间隙决定油楔的动压油膜厚度, 并影响轴承的承载能力和运转精度, 同时, 轴瓦的间隙又约束着所采用的润滑油粘度, 在一般的情况下, 轴瓦间隙过大, 会引起减速器的振动和轴瓦寿命的降低;轴瓦的间隙过小, 会导致烧瓦事故的发生, 因此, 轴瓦间隙的合理确定是一个很重要的问题。

轴瓦的间隙分为径向间隙和轴向间隙, 其中, 径向间隙又分顶间隙和侧间隙, 顶间隙应为轴与轴瓦设计配合公差的下差, 侧间隙应为顶间隙的80%-100%, 轴向间隙应为1-3mm。

3.1 顶间隙的测量

在轴瓦精刮前, 应测量一次轴瓦的顶间隙, 在轴瓦刮削完毕后, 为最终确定轴瓦结合面垫片的厚度, 必须在对其测量一遍, 一般常用压铅法测量轴瓦的顶间隙, 测量及计算过程如下:

⑴拆掉上瓦。

⑵用直径为1.5-2倍间隙值, 长度为20-50mm的软铅丝或软铅条分别放在轴颈上和轴瓦的结合面上。

⑶合上上瓦, 打上定位销, 均匀地拧紧螺栓, 用塞尺检查轴瓦结合面, 应使其间隙值基本相等。

⑷拆上瓦, 用千分尺测量被压扁的软铅丝的厚度。

⑸计算轴瓦顶间隙的平均值

△——轴瓦的平均顶间隙

a1+a2+a3——轴颈上各段软铅丝压扁后的厚度值。

b1+b2+b3+b4+b5+b6——轴瓦结合面上各段软铅丝压扁后的厚度值

⑹计算结合面的加垫厚度δ;

δ=C—△

式中C——标准顶间隙值。

⑺确定轴瓦结合面的实际加垫厚度, 把计算的理论加垫厚度取整, 以确定轴瓦结合面的实际加垫厚度, 然后制作铜垫加在结合面上, 应注意的是:铜垫的层数要尽量少, 并尽量不要大于1mm厚的铜皮。

3.2 侧间隙的测量

轴瓦和轴颈之间的侧间隙, 通常是采用塞尺来测量的, 测量时, 塞尺插入间隙中的长度不应小于轴颈直径的1/4。

3.3 轴向间隙的测量

轴瓦的轴向间隙一般用塞尺进行测量。

4 组装、调整与试车

二级圆柱齿轮减速器 篇9

齿轮减速机在各行各业中使用十分广泛,是一种不可缺少的机械传动装置。国内的减速机其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,在传动原理和结构上与本项目类似或相近,都为齿轮减速器。但是当前减速机普遍存在着体积大、重量大,或传动比大而机械效率过低的问题,而当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此,除了不断改进材料品质、提高工艺水平外,还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新,出现了平动齿轮传动原理,而减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的一种新形式,目前已有生产此种结构形式的产品。

建筑施工升降平台是高层、超高层建筑施工必不可少的设备。而专业用减速机是施工升降平台上必不可缺的一个主要设备。但目前,我国的施工升降平台用减速机产品结构不甚理想,品种大多数大同小异,基本形式都为齿轮传动、锥齿传动、蜗轮蜗杆传动的单驱动单输出减速机。在激烈的市场竞争中,要想突破,必须进行技术创新。因此南宁七彩虹印刷机械有限责任公司公司与广西建工集团建筑机械制造有限责任公司联合研发设计了一种升降平台上的新型减速机——单驱动双输出减速机。

2 减速机机构定位与使用要求和外部条件

2.1 分析及确定机构方案

此种减速机为用于建筑施工升降平台中的专用减速机,是在室外露天高空作业、周围环境恶劣、无特殊防护和保养的野外工作设备,因此需要驱动机构具备体积小、重量轻、运行可靠、结构部件耐用、便于维护、密封性能好等特点。分析目前在国内齿轮齿条升降机械驱动机构中应用的减速机,有蜗轮蜗杆传动类和齿轮传动类两大类;齿轮传动类中又分有平行轴式和直交轴式(伞齿轮、锥齿轮式),无论哪一种类形式都是单驱动单轴输出的传动方式,而蜗轮蜗杆传动与直交轴式(伞齿轮式)的减速机结构较为复杂,体积大、重量大,传动效率低,能耗相对大。齿轮齿条升降机械的驱动机构为三(或二)传动方式,即用三台(或二台)减速机作为各自独立的驱动机构,这样的方式机械传动效率低、能耗大。为了提高传动效率降低能耗,机械传动系统改用了硬齿面齿轮传动,电气系统改用了变频系统,即目前市场上广泛使用的二传动方式。这样的改进较原三传动方式的效率和能耗在一定程度上得到了良好改善,但无论三传动方式还是二传动方式,由于单驱动单输出的传动方式,驱动机构重心与驱动齿轮齿条的距离较大,并且二台减速机作为各自独立的驱动机构,同时驱动,难以做到很准确地同步运行,则运行过程中齿轮与齿条的啮合间隙会变大使升降平台产生振动。若是在齿轮齿条升降机械驱动机构上应用一种结构紧凑的单驱动双驱动输出减速机,由一个驱动力(电动机)输入,经过其内部齿轮轮系的I级和Ⅱ级减速后,由齿轮传动链分配分出两个动力输出,两个动力输出分别通过两条输出轴上的外端同步齿轮同时同步与同一齿条啮合传动,从而驱动施工升降平台,就可以克服三传动方式和二传动方式的不足,达到节能降耗、传动平稳、使用寿命长的目的。因此,最后确定减速机的机构方案为平面齿轮传动单驱动双输出减速机,如图1所示。

2.2 减速机使用要求和外部条件数据

根据配套的施工升降平台的运行升降速度技术要求,减速机的升降速比定为14:1,平面齿轮传动,减速器与电动机的连体结构,即电机轴直接与减速机输入轴连接,两条输出轴为上、下对称分布安装,上、下齿轮与外部直立安装的齿条啮合,驱动升降平台进行上下运动,升降平台的额定载荷为2t。

2.3 选择和确定方案及各传动结构设计

2.3.1 电机的选用

根据建筑施工升降平台的工作情况和工作的外部条件,以及根据《中华人民共和国机械行业标准——圆柱齿轮减速器通用技术条件》中3.1.1-(d)技术要求,高速轴的最大转速不超过1 500 r/min,结合此项减速机上电机与输入轴直接连接,电机转速即为高速轴的转速,所以确定选用型号YZZ132M-4调频电机,电机的功率为W=15 kW,转速N=1 440 r/min,该型号电机具有调频、带自刹车和自散热结构,有编码器和可控程序编码模块,针对于施工升降平台工作中出现上升时载荷较大,下降时载荷较小甚至空载情况,调频电机可以调整功率输出的大小而节能降耗,带自刹车可以保证升、降、停止平稳可靠,提高了施工升降平台的安全性能。

2.3.2 传动比分配和Ⅰ级、Ⅱ级传动的各齿轮确定

减速机各级传动比的分配,直接影响减速机的承载能力和影响其体积、重量和传动的平稳性。传动比一般按以下分配:使各级传动比大致相近;可使减速机的尺寸与质量较小;对于多级减速传动,可按照“前小后大”(由高速级向低速级逐渐增大)的原则分配传动比,且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩,因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降,结构较为紧凑。

因为总减速传动比I=(Z2/Z1)×(Z4/Z3)=14/1,又考虑到输入轴为齿轮轴且与电机相连接,轴径不应过小,为φ55～φ60 mm,因此根据计算,确定主动齿轮取为Z1=30齿,Ⅱ级主传动齿轮齿数不宜少于根切的17齿,以便于齿轮的加工,因此Ⅱ级主动齿轮取为Z3=19齿。同时根据施工升降平台的外接齿轮与齿条啮合的技术要求,两个外接同步齿轮的安装间距为L=12P+0.5P=Mπ(12+0.5)=3.142×8×12.5=314.16 mm。其中对接的齿条的节距P=Mπ,齿条的模数M=8。经过计算取Z4(A)=Z4(B)=88齿较为合适。最后根据以上各参数进行计算,Z2=90.7,则取整数为Z2=91齿。

因此计算总减速传动比I=(Z2/Z1)×(Z4/Z3)=91/30×88/19=14.05/1,结果符合施工升降平台的运行升降速度技术要求,同时也符合传动比分配原则,由此确定了各级齿轮的齿数如下:Z1=30,Z2=91,Z3=19,Z4=88。

2.3.3 各级齿轮参数及设计计算

由于减速机是用在施工升降平台上,其传动功率较大,工作速度较低,高空露天作业环境较差,因此齿轮和齿轴均选用45号钢材料,调质至HB210-240,同时确定采用硬齿面传动,齿部表面渗碳,层深1～1.5,齿面硬度HRC50-55,使传动零件有较高的强度和硬度,不易磨损。又根据同级别载荷的施工升降平台减速机的齿轮计算,并查设计手册取国家标准系列模数,第1级传动的齿轮、齿轴模数M=2,第2级传动的齿轮、齿轴模数M=3。为了保证传动的平稳,采用了斜齿轮啮合传动,根据减速机的整体传动布置以及与施工升降平台上安装对接的位置条件,1轴与2轴的中心距,2轴与3轴的中心距,由此计算得,10.625°;最后计算出各个齿轮数据。齿轮1:Z1=30,M=2,β1=10.346°,分度圆直径D1=60.992,齿顶圆D=64.992。齿轮2:Z2=91,M=2,β1=10.346°,分度圆直径D2=185,齿顶圆D=189。齿轮3:Z3=19,M=3,β2=10.625°,分度圆直径D1=57.994,齿顶圆D=63.994。齿轮4:Z4=88,M=3,β2=10.625°,分度圆直径D1=268.605,齿顶圆D=274.605。

4 减速器传动部件的主要强度计算

4.1 电机与轴连接的平键强度计算

YZZ132M-4电机参数:15 kW;1 440 r/min,电机轴径38mm。最大扭矩T=(9 550 P/n)×1.6=(9 550×15/1 440)×1.6=159.2 N·m;查手册45号钢材料许用挤压应力为σp=100 MPa;平键承受的挤压应力为σ=2T×103/(h/2×L×d)=2×159.2×1 000/(8/2×60×38)=34.91 MPa。

根据计算σ=34.91 MPa≤[σ]=100 MPa,应该在可用范围内。根据手册的推荐,平键的抗剪强度应远大于抗挤强度,因此只需校核键的抗挤强度即可。

4.2 轴的连接强度计算

由于输入轴与电动机直接连接,是高速轴,所承载的负荷最大,同时还是空心轴,而后传动的2轴、3轴为低速轴,并且轴径D2、D3均大于D1,因此确定对输入轴进行强度核算即可。查手册45号钢材料的扭转剪切极限应力为[τ]=40 MPa。根据设计参数,D=φ60mm (输入轴外径),d=φ38 mm (输入轴连接电机内孔径),β=d/D=38/60=0.633 3,对于空心轴:(1-0.633 34)/16]=4.48 MPa。根据计算T=4.48 MPa≤[τ]=40 MPa,应该在可用范围内。

5 减速机安装调试与改进及机器运行试验

5.1 减速机的安装调试与产品改进

减速机的整体设计以及各零件设计计算完成后,即作出各部分零件的CAD图纸,进入零件生产以及减速机试制的过程,并且很快就制造出新型减速机的样机。在安装和调试减速机的过程中,我们通过实际操作和运行试验,取得了确实的实际数据,为下一步的结构优化、改进提供了依据。在安装减速机时输入轴内孔必须与其专配电动机的输出轴直接连接安装,并保证螺栓紧固。此时电机轴与输入轴内孔的配合太紧会难以装配,太松则会影响结构运转的平稳,比较理想的是应有0.025～0.04的间隙,据此我们修改了零件的尺寸数据。

5.2 减速机的运行试验及检验

减速机安装在施工升降平台时,具体的安装技术要求由配套的建筑施工升平台驱动机构的安装规定来确定。安装完毕后,必须按建筑施工升降平台的安全规程进行全行程运行测试,以确保平台运行安全。产品出来后,我们把减速机装在机器试验平台上进行实际运行和载荷测试、温度测试、噪声测试,经过按室外工作环境负载3T运行24 h,检测减速机温度为50℃,噪声为75～80 db (A),以上数据表明负载大于额定设计载荷2T,而温度、噪声均小于技术条件中规定的80℃和85 db (A)的要求。经过3个月的运行,达到了建筑施工升降平台减速机的技术要求标准。而后我们又将双输出减速器安装到建筑工地的建筑施工升平台上进行工况运行试验,即按照实际工作环境的条件下机器连续运行了2个月,然后检测减速机的情况,最后得到该减速机的载荷运行、温度、噪声等数据,与前期在机器试验平台运行得出的实际数据一致,说明了该减速机结构稳定,运行可靠。由此新型的单驱动双输出减速器已完成设计和试制,可以定型投入批量生产。

6 结论和申报国家专利

此新型单驱动双输出减速机是专门配套于建筑施工升降梯驱动机构的专用减速机,是一种结构紧凑、体积小、整机重量轻、传动结构合理、节能降耗、传动平稳、传动效率高、技术成熟的新型减速器,其结构形式为“平面式二级圆柱齿轮单驱动双出减速机”,结构特点是由一个驱动力(电动机)输入,经过其内部齿轮轮系的Ⅰ级和Ⅱ级减速后,由齿轮传动链分配分出两个动力输出,两个动力输出分别通过两条输出轴上的外端同步齿轮同时同步与同一齿条啮合传动,从而驱动施工升降平台。

在建筑施工升降平台的驱动机构上应用此种型号减速器,可以使得升降平台在运动中始终保持较佳的平稳状态,运行安全可靠,同时在很大程度上提高施工升降平台的节能降耗水平。目前,在国内市场上还未见有类似型式的减速器使用在建筑施工升降平台上,因此在2013年8月就此型减速器向国家专利局申请了“实用新型单驱动双输出减速器”的专利,并已于2013年8月获得批准,取得实用新型设计和实用新型技术的专利(专利号:201320240563.9,专利名称:平面式单驱双出减速机)。

摘要：建筑施工升降平台是高层建筑施工必不可少的设备。而专业用减速器是施工升降平台上必不可缺的一个主要设备。因此研发设计了用于建筑施工升降平台驱动机构的新型专用减速机——单驱动双输出齿轮减速器。文章论述了新型减速机的双输出传动结构特点、研发设计的依据和分析计算,以及其在工业上实际应用的效果。

关键词：齿轮,减速机,单驱动,双输出

参考文献

[1]JBT 9050.1—1999,圆柱齿轮减速器通用技术条件[S].