齿轮减速器

关键词： 定轴 轮系 行星 齿轮

齿轮减速器（精选十篇）

齿轮减速器 篇1

行星齿轮减速器通常工作在低速重载的恶劣环境下, 而且在整个工作系统中具有重要的地位, 它一旦出现故障会导致整个工作系统的延时或停滞, 势必会给企业带来重大的经济损失。

1 行星齿轮减速器的结构和齿轮故障特点分析

行星齿轮传动系统的基本部件有太阳轮、行星轮、行星架和内齿圈。根据行星齿轮减速器的具体结构有很多不同的分类方法, 简单的我们可以用一级减速、二级减速、三级减速和四级减速来加以区别。其中二级减速以上的减速器的太阳轮采用浮动联接的方式, 因此在故障机理和信号传递路径和方式上有很多相同之处, 运动形式和自身结构都更加复杂, 所以以一级减速行星齿轮减速器为例进行分析。

在一级行星齿轮减速器中, 通常情况下太阳轮固定在主动轴上, 若干个行星轮分别和太阳轮、内齿圈啮合, 通过行星架输出动力或运动。轮系的主要故障有点蚀、齿面磨损、断齿等。常见齿轮故障的发生比例为:齿面磨损为10%, 点蚀为31%, 断齿为41%, 其他为18%。齿面磨损通常发生在齿轮工作一段时间以后, 初期的齿面磨损不易发现, 当磨损达到一定的程度振动信号才有明显的显示, 齿轮的啮合频率及其谐波的幅值明显增大。断齿一般是因为齿轮传动中的循环应力作用超出了轮齿材料的疲劳极限, 逐渐在齿根产生裂纹, 进而发展成断齿。断齿故障的振动信号通常以齿轮啮合频率及其谐波为载波频率, 故障齿轮 (针对太阳轮) 所在轴转频及其倍频为调制频率, 调制边频带宽而高。对于行星齿轮其载波频率为齿轮的啮合频率或其倍频, 调制频率为故障齿轮的特征频率或其倍频。

2 行星齿轮减速器齿轮振动信号的特点

由于行星齿轮减速器传动系统中有既自转又公转的行星齿轮, 它的振动信号不仅包含太阳轮、行星轮、内齿圈和行星架的旋转频率, 还包含它们之间相互啮合的啮合频率。此外还有以上频率的倍频和其他部件产生的振动信号的叠加。

通常, 传感器安装在齿圈或与之相连的箱体上采集振动信号。太阳轮-行星轮以及行星轮–齿圈啮合副的啮合点相对传感器的位置随行星架旋转变化, 使得啮合点至传感器之间的振动传递路径发生变化。这种时变的传递路径对振动测试信号产生幅值调制效应, 进一步增加了信号的复杂性。针对行星齿轮系统的这种特性, 对不同结构的行星齿轮减速器建立适合的振动信号模型是进一步分析信号的基础。国内外的众多学者根据行星齿轮减速器的某些特点建立了与之相应的信号模型和处理方法。澳大利亚新南威尔士大学的BARSZCZ等针对常规诊断方法不能诊断出风电行星齿轮箱内齿圈裂纹的问题, 2009年利用谱峭度有效地提取出故障特征。清华大学的冯志鹏[1]等针对风机行星齿轮减速器的分布式故障和局部故障进行系统的研究, 详细论述了行星齿轮系中太阳轮行星轮和内齿圈的故障机理, 建立了信号模型, 推导出了与之相应的故障特征频率的计算公式, 为行星齿轮系的故障诊断建立了相对较完善的分析方法。但是由于行星齿轮系统自身的复杂特性, 研究者们目前只是通过精简的方法来研究, 忽略了很多特性, 只是针对某一点进行分析, 并没有形成完善系统的诊断方法。并且在研究中也只是以严重的齿轮故障 (严重磨损、断齿等) 作为对象, 并不能够区别早期的故障信号, 而且对于大减速比的多级行星齿轮减速器的研究也非常少。由于一些行星齿轮减速器应用部位很重要, 提高早期故障的预判几率, 避免重大故障的发生才是研究行星齿轮减速器的方向。

3 行星齿轮减速器故障信号的分析方法

鉴于行星齿轮减速器的结构特性, 实际工作中测量到的信号通常包含多种频率成分, 如何从中分离出故障信号和识别故障类型是解决问题的关键。冯志鹏[1]等提出了基于经验模式分解的频率解调分析方法和行星齿轮减速器的振动信号的调幅特点。提出了本质模式函数的选择原则, 推导了瞬时频率Fourier频谱的解析表达式, 提出了幅值解调分析方法, 推导了包络谱的解析表达式。在分析时要考虑齿轮啮合的瞬时冲击因素, 齿轮刚度的影响和相位变化。在现在的行星齿轮系统中, 多级行星齿轮减速器通常应用于非常重要的场合, 它的结构更加复杂。因此, 对于它的齿轮故障诊断需要融合基于实时信号处理的时域同步平均方法, 提高信号的真实性, 运用现代的信号采集技术, 进行实时有效的检测。要综合利用多种手段, 提高行星齿轮系齿轮故障预判的准确性。

4 结语

(1) 论述了行星齿轮减速器齿轮故障的诊断分析特点和信号处理方法。 (2) 提出了多级行星齿轮减速器齿轮信号分析的难点, 分析了采用多种技术融合来预判行星齿轮减速器齿轮故障的可行性。

参考文献

单级齿轮减速器机械优化设计范文 篇2

机械优化设计

课题名称：单级齿轮减速器的优化设计 学院：机电工程系

专业班级：机械设计及其自动化143 学号 学生： 指导老师：

青岛理工大学教务处 2016年11月27日

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

摘要

机械优化设计是一种非常重要的现代设计方法，能从众多的设计方案中找出最佳方案，从而大大提高设计的效率和质量。每一种优化方法都是针对某一种问题而产生的，都有各自的特点和各自的应用领城。常用的机械优化设计方法包括无约束优化设计方法、约束优化设计方法、基因遗传算方法等并提出评判的主要性能指标。

机械优化设计的目的是以最低的成本获得最好的效益,是设计工作者一直追求的目标,从数学的观点看,工程中的优化问题,就是求解极大值或极小值问题,亦即极值问题。本文从优化设计的基本理论、优化设计与产品开发、优化设计特点及优化设计应用等方面阐述优化设计的基本方法理论。

关键词： 机械优化设计；优化方法；优化应用。

II

目录

摘要.........................................................II 1设计任务.....................................................1 2 齿轮的传统设计..............................................2 3优化设计的数学模型...........................................7

3.1确定设计变量和目标函数................................................7 3.2确定约束条件..........................................................7 Matlab计算机程序............................................9 5结果分析....................................................11 参考文献.....................................................12

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

1设计任务

设计如图2-40所示的单级直齿圆柱齿轮减速器，其齿数比u3.2，工作寿命要求10年两班制，原动机采用电动机，工作载荷均匀平稳，小齿轮材料为40Cr,调质后表面淬火，齿面硬度HB=235~275，[H]1531MPa,[F]1297.5MPa,大齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度为HB=217~255，[H]2513MPa，[F]2251.4MPa，载荷系数k=1.3，P=28KN，n=1440rad/min要求在满足工作要求的前提下使两齿轮的重量最轻。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书 齿轮的传统设计

一、按齿面接触疲劳强度设计(1)由式子试算小齿轮分度圆直径，即

d131）

2KH1T1d*u1ZHZEZ2*()[H] u[H]确定公式中的各参数值

1.试选KH11.3

2.计算小齿轮传递的转矩。

T19.55106P/n9.5510628/1440Nmm18.569104Nmm

3.查表并查图选取齿宽系数d1，区域系数ZH2.5，材料的弹性影响系数ZE189.8MPa，4.计算接触疲劳强度用重合度系数Z*a1arccos[z1cos/(z12ha)]arccos[24cos20/(2421)]29.841*a1arccos[z2cos/(z22ha)]arccos[77cos20/(7721)]23.666

[z1(tana1tan`)z1(tana2tan`)]/2

[24(tan29.841tan20)77(tan23.666tan20)]/21.711Z441.7110.873 335.计算接触疲劳强度许用应力[H]

查图得小齿轮和大齿轮测接触疲劳极限分别为[Hlm1]590MPa、[Hlm2]540MPa

计算应力循环次数：

N160n1jLh6014401(2830010）4.1472109

N 2N1/u4.147210/(77/24)1.29310查图取接触疲劳寿命系数KHN10.90、KHN20.95。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

取失效概率为1%、安全系数S=1，由式子得[H]1KHN1Hlim10.90590MPa531MPaS1KHN2Hlim20.95540MPa513MPa

S1[H]2取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[H]1[H]2513MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d132KH1T1d*u1ZHZEZ2*()u[]74.466mm421.39.94810（77/24）12.5189.80.87323()mm

1（77/24）513

（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。

1、圆周速度v。

vd1tn160100074.4661440601000m/s5.6m/s

2、齿宽b.bdd1t174.466mm74.466mm2)计算实际载荷系数Ku。

1、查表取使用系数KA1。

2、根据v5.6m/s、7级精度，查图得动载荷系数Kv1.2。

3、齿轮的圆周力。

F t12T1/d1t29.948104/74.466N4.987103NKF t1b13.32910/74.466N/m66.9N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH1.2

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

4、查表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH1.421。由此，得到实际载荷系数

KHKAKvKHK H11.21.21.4212.0513)由式子得，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1d13KH2.05174.46686.675mm KHt1.3 及相应的齿轮模数

md1/z186.675/24mm3.611mm

二、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式子试算模数，即

m132KF1T1YYFaYSA*()[F]dz121)确定公式中的各参数值

1、试选KF11.3。

2、由式子计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

Y0.250.750.250.750.688 1.7113、计算YFaYsa。[F]查图得YFa12.65、YFa22.23。应力修正系数Ysa11.58、Ysa21.76。小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1490MPa、Flim2400MPa。弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85、KFN20.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4。由式子得

[F]1KFN1Flim10.85490MPa297.5MPa S1.4KFN2Flim20.88400MPa251.4MPa S1.4[F]2 4

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

YFa1Ysa12.651.580.0141 [F]1297.5YFa2Ysa22.231.760.0156 [F]2251.4因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取 [F]YFaYsaYFa2Ysa20.0156 [F][F]22）试算模数

m132KF1T1YYFaYSA21.39.9481040.6883*()0.015622[F]dz1124

2.080mm

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

1、圆周速度v。

dmtz12.08024mm49.92mm

vd1tn160100049..921440601000m/s3.76m/s

2、齿宽b。

bdd1149.92mm49.92mm3、宽高比b/h

**h(2hac)m1(210.25)2.080mm4.68mmd

b/h49.92/4.6810.672)计算实际载荷系数KF

1、根据v.3.76m/s，7级精度，查图得动载荷系数Kv1.08

2、由F t12T1/d1t29.948104/49.92N7.44103N，查表得齿间KAF t1/b17.44103/49.92N/mm149N/m100N/mm载荷分配系数KF1.0。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

3、查表用插值法查得KH1.417，结合b/h10.67查图得KF1.34。则载荷系数为

KFKAKvKFK F11.171.421.42.333)由式子，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

mm13KF2.332.0802.527mm KFt1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.527mm并就近圆整为标准值m3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d186.675mm，算出小齿轮齿数z1d1/m86.675/328.89。取z129，则大齿轮齿数z2uz13.22992.4，取z292，z1与z2互为质数。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

3优化设计的数学模型

3.1确定设计变量和目标函数

取设计变量和目标函数x[x1,x2,x3]T[m,z1,d]T，其中m为齿轮模数，z1为小齿轮齿数，d为齿宽系数。

设小齿轮分度圆直径为d1，大齿轮分度圆直径为d2，齿轮宽度为b，要求圆柱齿轮的重量最轻，也就要求体积最小，因此可建立目标函数：

f(x)（d1d22)b

4由齿数比ud2b，齿宽系数d，目标函数转化为：

d1d1f(x)（1u2（）mz1)3d48.8279x1x2x3

3.2确定约束条件

（1）边界约束条件

模数限制：2x110； 齿数限制：20x240； 齿宽系数限制：0.8x31.4；

（2）性能约束

（接触疲劳强度的限制：g1x)H-[H]ZHZE2KT1u1*[H]0 3udd1式中：H为齿面接触疲劳强度；K为载荷系数，K=1.3；ZH为节点区域系数，ZH=2.5；ZE为弹性影响系数，ZE=189.8，代入以上参数得g(x)377717.238xxx333125500

2KT1YFYS[F]0 32mz1d弯曲疲劳强度的限制：F-[F]

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

式中，为齿根弯曲疲劳强度； 为齿形系数； 为齿根应力校正系数。YF112.518612.51862.063，YF22.063

uz13.01794z13.0179422.70422.704Y1.97，F1

z134.6uz134.6YF11.97代入以上参数得：

g（（2x)48279412.518622.70422.063)(1.97)/(x13x2x3)2900

x23.01794x234.612.518622.70422.063)(1.97)/(x13x2x3)21003.2x23.017943.2x234.6g（（3x)48279

4《单级齿轮减速器的优化设计》说明书 Matlab计算机程序

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5结果分析

(1)对比分析发现：在齿轮可靠性得到保证的前提下，优化后的目标值比原设计目标值减少24%；

(2)优化结果表明：优化方案比给定方案节省材料，降低成本，效益明显，对减速设计具有良好的参考价值。

《单级齿轮减速器的优化设计》说明书

参考文献

【1】《机械设计基础》（主编 李国斌）机械工业出版社

【2】《机械制图与公差》（主编：王志泉、项仁昌；主审：金潇明）清华大学出版社

齿轮减速器的制图测绘教学方法探讨 篇3

关键词：制图测绘 齿轮减速器 问题分析

《机械制图测绘》是继《机械制图》课程后开的一门实践性较强的实训课程，重点培养学生的读图、绘图、查阅资料以及团队协作能力。制图测绘实训教学课程时间较短，为了使学生能更好的将书本上的理论知识与实际相结合，必须合理安排时间和任务，采用科学有序的教学方法，才能保证测绘实训课程达到预期效果。本文主要以齿轮减速器为例讲解了机械制图测绘的方法和步骤，对测绘过程中出现的一些常见问题进行了分析，并提出了改进措施。

一、齿轮减速器的工作原理

齿轮减速器主要由箱体、箱盖、齿轮、齿轮轴、轴、滚动轴承、轴承端盖、挡油环、支撑环等零件组成。它是通过一对或多对齿数不同的齿轮啮合传递转矩进而实现减速的一个部件。[1]其工作原理是：动力从主动轴即小齿轮轴伸出箱外的一端传入，通过互相啮合的一对齿轮，传递到从动轴上，从而带动工作机械传动。由于从动齿轮的齿数比主动齿轮的齿数多，所以从动轴的转速下降，达到减速的目的。

二、齿轮减速器测绘的基本方法和步骤

2.1测绘前的准备工作

测绘前指导老师首先要根据班级人数和所要测绘的减速器数量任务，对学生进行合理分组。以36名学生为期一周的实训教学为例，测绘的减速器主要有单级圆柱齿轮减速器、二级同轴式圆柱齿轮减速器和二级分流式圆柱齿轮减速器，可以分6组，每组6人，由于学生的基础参差不齐，分组的时候尽量将基础好的学生和基础相对差的学生分在一组，并且选一名基础好的学生为组长。然后抽签选择要测绘的减速器，最后给每组分发测绘指导书、测绘工具、绘图用品以及一些参考图册等。

2.2掌握理论基础知识

掌握减速器的工作原理和结构特点是开展测绘教学实训课程的前提。首先让同学们认真阅读测绘指导书，根据减速器工作原理图和结构示意图初步掌握减速器的工作原理和结构特点，并进一步掌握各零部件的名称和用途。

2.3拆卸减速器

按组对各减速器进行拆卸，进一步理解减速器的工作原理和结构特点，拆卸的过程中要认真观察每个零件之间的装配关系和连接关系，弄清各零件的装配位置及拆卸顺序，拆卸下来的零件要妥善保管，避免碰坏或丢失。拆卸完毕后，列出每组减速器中所有零件的明細，包括零件的名称、数量、规格、标准代号等。

2.4测绘零件并画草图

减速器装配体中的每个零件，除了标准件外，其他零件都应画出零件草图。首先根据各零件的结构形状画出零件视图，确定要标注的尺寸，然后对零件进行测量，将测量的尺寸标注在视图上，加以整理后就得到零件草图。对于标准件可通过测量有关尺寸，从相应标准中查出名称、规格和标准代号等，做好相应记录。画零件草图时还应尽可能注意到零件间尺寸的协调。

2.5画减速器装配图

根据装配示意图、零件草图画出装配图。画装配图的过程是一次检验、校对零件形状和尺寸的过程，草图中的形状和尺寸如有错误或不妥之处，应及时改正，保证各零件之间的装配关系能在装配图上正确的反映出来。

2.6画零件工作图

根据装配图和修改后的零件草图画出每个零件的工作零件图。

三、齿轮减速器测绘教学中常见问题及对策

3.1画零件图的一些常见问题及对策

1.表达方案的选择

对于一些典型零件的画法，不知道如何选择表达方案。

（1）轴类零件

齿轮减速器中的轴类零件主要有轴和齿轮轴，对于这类零件只要将轴线水平放置画一个主视图，如果上面有键槽或通孔，再画一个移出断面图或局部剖视图就可以了。注意画齿轮轴时，齿轮的齿顶线、分度线、齿根线的画法。

（2）轮盘类零件

轮盘类零件如齿轮、轴承端盖。对于腹板式齿轮，由于圆周上分布有通孔、轮毂、键槽等结构，应该将齿轮轴线水平放置，主视图采用全剖视图，再配一个左视图反映上面通孔的个数及分布位置、键槽的结构等。轴承端盖主要是用来固定轴承的位置，调整轴承间隙并承受轴向力的，本次测绘的减速器采用的是凸缘式端盖，有可通端盖和不可通端盖，轴承端盖与箱体之间都是采用螺钉连接，所以端盖上也分布有需要安装螺钉的通孔，在选择表达方案时，一样将端盖轴线水平放置，主视图采用全部视图，配一个左视图反映通孔的分数和分布位置。

（3） 套筒类零件

齿轮减速器中的套筒类零件有调整环、挡油环、支撑环等，这类零件的结构比较简单，只要将轴线水平放置，画一个全剖视图就足以把零件的结构表达清楚了。

（4） 箱体类零件

齿轮减速器中箱体类零件无非就是齿轮箱体和箱盖，箱体和箱盖内外结构都比较复杂，至少需要三个或三个以上的视图，为了将内外结构表达清楚，可应用各种表达方法。

2. 尺寸的标注

尺寸标注主要是选择尺寸基准的问题。尺寸基准的选择主要遵循“三面一线”的原则，“三面”指的是底面、对称面、重要断面，“一线”指的是回转体的轴线。尺寸基准的选择如果不合理，标注尺寸时就会出现很多问题，特别是轴和齿轮轴的尺寸标注，如果基准选择不好，就不知道如何标注尺寸，一些重要的尺寸可能不能直接标出来，甚至有的同学会标出封闭的尺寸链。

3.技术要求的标注和书写

技术要求有表面粗糙度、尺寸公差、形位公差等，应按标准规定的各种符号、代号、文字标准在图形上。[2]其他一些无法标准在图形上的内容或需要统一说明的内容，可以用文字注写在图纸下方的空白处。但是由于测绘的时间短暂，对于技术要求上的表面粗糙度、尺寸公差、形位公差没有足够的时间测量，对于一张没有技术要求的零件图来说也不算是一张完整的零件图，所以可以通过增加测绘的时间和配备足够的工具来解决这些问题。

3.2画装配图的一些常见问题及对策

前面的工作都是为画装配图做准备。装配图主要是反映减速器的工作原理、传动路线、各零件之间的装配位置、齿轮的啮合情况等。在画装配图时，应以俯视图为主，兼顾主视图和左视图，俯视图可以采用沿接合面剖切的画法。在画装配图时，很多同学直接从主视图开始画，中心距的也是通过测量而得，结果在画俯视图时，齿轮要么啮合不上，要么啮合的位置不对。其实在画装配图时，应该先画传动件的中心线，中心距的确定应该通过两啮合齿轮的齿数和模数计算而得。

四、结论

《制图测绘》是机械专业必须开设的一门实训课，尽管在测绘教学过程中会出现不同的问题，但只要加强理论课的学习并在测绘过程中采用科学的教学方法，对出现的各种问题进行认真的思考和分析，一定能够收到良好的教学效果。相信通过科学的测绘教学实训后，学生们能更好的将理论与实践结合，分析问题和解决问题的能力也会全面提高，同时也更加符合企业单位的人才需求。

参考文献：

[1]刘晓丹，周永伏.浅谈项目教学法在教学改革中的应用[J].中国科教创新导刊，2014，（1）：148.

[2]袁惊滔，高红英等.高职教育中的机械制图测绘实践改革[J].新课程研究，2013，（8）：8-9.

磨机减速器齿轮损坏原因及解决 篇4

1 出现的问题

2007年2月停产大修期间, 在清洗减速器箱体内油污时, 发现二级传动小齿轮在图1 E处的圆周上, 共有17个齿面不同程度地出现啃蚀剥落现象。当时初步分析是该小齿轮加工精度或齿轮材质疲劳方面的问题。在对小齿轮更换后, 又出现了同样的情况, 因此, 可以肯定是其他因素导致了该问题的发生。

2007年10月, 我们对减速器下箱体进行水平测量, 数据见图1。

数据显示, 在E处箱体的一角是下沉的, 并且在箱体对角线方向上水平下沉幅度最高为2.07mm, 且当时该地脚螺栓混凝土基础的二次灌浆面松动已见端倪。据此分析:由于E处箱体一角下沉, 磨机在运转中, 齿轮副和箱体会产生高频震动, 造成小齿轮局部受力, 甚至产生“反咬齿”现象。这时大部分载荷会通过输出级大齿轮传递给该低位小齿轮, 使功率不能够双分、扭力不能够均载, 造成该小齿轮齿面损毁。

2 解决措施

更换新齿轮并依照相关标准, 在减速器厂家指导下, 采取了如下措施:

1) 铲除二次浇灌基础, 首先通过调整基础垫铁, 粗找下箱体水平, 使框架水平仪在图1中16个测点的水平偏差控制在0.02mm左右。

2) 新换齿轮就位后, 通过调整垫铁, 控制各轴颈水平偏差≤0.1mm, 并作记录。对于轴颈水平测量, 要用0.02/1000框架水平仪, 且测量时应将制造厂家打在齿轮上的钢印“TOP”记号转到上面。

3) 拧紧所有地脚螺栓后再次复查校验。

4) 清理干净箱体基础面杂物、油污后, 对基础重新进行二次灌浆抹面。

5) 分别对12个轴承间隙及齿轮啮合侧间隙进行测量, 其中啮合侧间隙要达到表1要求。

6) 保证接触斑点达到设计要求后, 齿轮不吊开, 在图1中16个测点用划针刻线, 并记录好框架水平仪检验数据。

按照设计要求, 一、二级大齿轮工作齿面在整个圆周上的接触长度不小于80%齿轮宽度, 高度方向不小于55%。检验方法为:在齿轮圆周上盖有A、B、C、D钢印的四处, 每处用红丹粉涂抹3～4个齿。涂料厚度5～10μm。按工作面啮合方向转动齿轮, 使齿啮合2～3次后, 依据红丹涂料剥落来判断齿轮接触, 并用胶带纸把表示齿轮接触情况的红丹拓下, 粘在记录纸上, 并标明是哪个齿轮的、圆周位置以及是电动机端的还是磨机端的。

7) 上箱体的安装

仔细检查箱体内部各部件是否连接安装完好, 并彻底清除下箱体内及结合面的杂物、毛刺。干净后在上下箱体结合面涂抹密封胶, 盖好上箱体并拧紧所有连接螺栓, 再用密封胶对所有端盖进行涂抹安装。

8) 用百分表和直尺调整减速器与主电动机的同心度 (≤0.1mm) , 若偏差严重, 对主电动机进行调整。

9) 待二次浇灌水泥达到强度后, 按要求进行空载试车。用手持式振动测量仪检测振动值并观察各轴承测点温度。同时记录。空载试车达标后, 才能按照规定, 进行不同负荷的试车运转。

齿轮系与减速器机械基础电子教案 篇5

【课程名称】 齿轮系与减速器 【教材版本】

栾学钢主编。机械基础（多学时）。北京：高等教育出版社，2010 栾学钢主编。机械基础（少学时）。北京：高等教育出版社，2010

【教学目标与要求】

一、知识目标

1．了解齿轮系的组成与类型和传动特点。

2．会计算定轴轮系的比。能读懂齿轮减速器的结构和标记。

二、能力目标

掌握定轴轮系的传动比计算。

三、素质目标

1． 了解定轴轮系的作用、组成、类型和传动特点。2． 会计算定轴轮系齿轮传动的传动比。

四、教学要求

掌握定轴轮系的传动比计算。【教学重点】

定轴轮系的传动比计算。【难点分析】

会从定轴轮系中，找到定轴轮系的传动路线，求出轮系的传动比。【教学方法】

演示与讲授相结合，边讲边练。

【学生分析】

由于学生第一次接触到轮系的传动比，实际上轮系的传动比是由多级单传动比组成的。以前已经学了单级传动比的计算，轮系的传动比等于各级传动比的乘积。讲课时从实例出发，总结出普遍的规律。这样才能使学生理解又记得住。【教学资源】

1． 机械基础网络课程。北京：高等教育出版社，2010。

2． 吴联兴主编。机械基础练习册。北京：高等教育出版社，2010。3． 教具、实物、课件或挂图。【教学安排】

4学时（180分钟）【教学过程】 一． 新课导入

回忆单级圆柱齿轮传动比的计算方法，举一对圆柱齿轮传动比为例引入新课。二． 讲授新课

1．齿轮系的组成与类型

实际应用中，一般都不用一对齿轮传动，而是由多对齿轮传动组合而成，这就是齿轮系。齿轮系分为定轴轮系和行星轮系两种。

定轴轮系

所有的齿轮轴线在传动中都是固定不动的。

行星轮系

所有的齿轮轴线在传动中至少有一个是不断变化的。2．齿轮系传动的主要特点

（1）

齿轮系的传动能获得大的传动比。

（2）

可实现变速和变向传动，如汽车速度的变化和变向.3.定轴轮系传动比的计算

以图7－65齿轮系为例，由个体实例推导出定轴轮系传动比的计算通用公式，注意要使学生能读懂简图的含义。并用汽车的箱四级变速为例分别计算出四种不同的转速。讲课时注意分析四种不同传动路线，就能得出四种不同的传动比。4．齿轮减速器的结构和标记

齿轮减速器的结构种类很多，国家已有统一的标准，并已成系列化。如图7－72为例，是典型的齿轮减速器的结构。学习时重点会读懂齿轮减速器标记含义，如教材中的标牌：

Z/Y-400-12.5-1 JB/8853-2001

三．小结

1．定轴轮系的含义，应用较广。行星轮系的结构较为复杂，但应用也很多，如自动挡的汽车变速器。

2．定轴轮系传动比的计算为多级齿轮传动比的乘积。

3．会读懂齿轮减速器标记含义。

四．布置作业

齿轮减速器 篇6

关键词：差速器；虚拟样机；动力学分析；仿真

中图分类号：S223.99 文献标识码：A 文章编号：1674-1161（2014）07-0018-04

汽車行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程通常不等，如果驱动桥的左右车轮刚性连接，则行驶时驱动轮在路面上会不可避免地滑移或滑转，不仅会加剧轮胎磨损与功率、燃料的消耗，而且可能导致转向和操作性能恶化。为防止这些现象发生，汽车左右轮间都装有轮间差速器。但是当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也会随之减小，无法发挥潜在的牵引力，进而使汽车停驶。为保证汽车行驶，越野汽车通常装设差速锁和防滑差速器，这些结构通常比较复杂，不适用于农业机械。

农业机械的驱动系统通常不安装差速器，所以转向比较困难。轮距窄的开沟机、田园管理机等转向时，利用人力强行扭转机械使机具的左右轮在地面相对滑动。轮距相对较宽的移栽机、插秧机等，靠人力扭转机械基本不能转向。所以通常在驱动系统中采用牙嵌式转向离合器，转向时通过分离该侧的牙嵌式离合器，切断动力传递，另外一侧因动力没有被切断而继续行驶，实现大轮距农业机械转向。牙嵌式离合器转向虽然可以满足上述要求，但操作复杂、转向灵活性差、牙嵌齿轮有冲击。为此，设计一种滑动齿轮式差速器，差速时保证至少有一只动力输出轴运动，能够可靠的传递驱动力矩，且结构简单、使用方便、实用性强。

1 滑动齿轮差速器的总体结构

滑动齿轮差速器（见图1）主要由滑动齿轮、滚轮、滚轮轴、滚轮架、弹簧、滚轮轴卡箍、支撑轴、输出轴等组成。其中支撑轴通过动力输出轴内端的圆孔定位和支撑，滑动齿轮安装在支撑轴上，滚轮通过滚轮轴安装在滚轮架上组成滚轮传动组件，滚轮传动组件相对滑动齿轮对称布置；滑动齿轮两端圆周方向均布凸台，滚轮安装在凸台凹槽一半处，当动力输出轴两端阻力矩相同时，滑动齿轮位于两滚轮架中间，动力输出轴同向等速旋转，当动力输出轴两端助力矩不同时，滑动齿轮向力矩小的一端移动，小力矩端驱动转速加快，大力矩断转速降低；当两端助力矩相差在一定程度时，大力矩端动力中断，小力矩端保持动力传递，实现差速。该差速器能产生一定的差速锁紧扭矩，特别适合低速车辆和农业机械动力传递使用。

2 滑动齿轮差速器的工作原理

滑动齿轮式差速器工作时，滑动齿轮在一定范围内左右移动，实现对两侧驱动轮的差速驱动。

2.1 直线行驶运动分析

滑动齿轮差速器的核心工作部件是滑动齿轮。在滑动齿轮的两侧端面分别对称设置凸台。凸台（见图2）由两侧斜面、底端面、顶端面、内台面、外台面组成。

初始状态时，在弹簧弹力的作用下，滑动齿轮凸台底端面与滚轮体相距半个滚轮体半径位置，滚轮体与滑动齿轮凸台斜面接触。在直线行驶时，两侧滚轮对应的驱动力矩相等，滑动齿轮处于正中心位置，等速驱动两侧车辆。直线行驶示意图如图3所示。

2.2 转向行驶运动分析

以水平公路左转向为例，如驾驶员小扭矩扭转机械，相当于在滑动齿轮中心作用一个扭矩M1（见图4）。由于扭矩M1的作用，左侧滚轮作用在凸台斜面的轴向分力大于右侧滚轮作用在凸台斜面的轴向分力，设此分力为F1。当F1的分力小于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2时，在F1的作用下，滑动齿轮开始向左侧滑动一个小于x/2的位置t，同时左侧滚轮向后移动一段距离b，右侧滚轮向前移动一段相同距离b，从而两轮走过的路程出现差别，实现小幅度转向差速。驾驶员大扭矩扭转机械时，扭矩M1增大，分力F1增加。当分力F1大于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2时，滑动齿轮滑动到右侧极限位置，使左侧滚轮向后移动距离b1，到凸台顶面并向下继续移动至下一个凸台斜面，左侧滚轮向后移动，左侧驱动力在此位置打滑，直至分力F1小于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2，停止打滑。同时右侧滚轮向前移动距离b2，右侧滚轮继续保持直线行驶，两侧动力轮走过的路程差加大，实现大幅度转向差速或原地掉头，F2即为该差速器的锁紧力。同理可实现向右转向。

3 Adams运动仿真分析

在Adams中建立复杂三维模型的难度较大，为此先在UG软件中建立模型，再导入ADAMS中进行约束和运动幅等相关参数设置和分析。建立的Adams模型如图5所示。

3.1 等速行驶（两轮阻力相同）运动仿真

对于两轮所受地面给其阻力相同的情况，可看成直线行驶，即齿轮中间位置带动两个半轴同速转动。分别给两半轴和中心轴之间添加一个固定幅，定义构建方式类型为两体一点定位。测量两轮的输出力矩，如图6所示。

3.2 差速行驶（两轮阻力不同）运动仿真

对于差速转向行驶的情况，以右转弯为例，右轮受到的阻力大于左轮受到的阻力，根据该差速器原理，中间齿轮受到右边弹簧的力大于左边弹簧的力，齿轮被压到与左边半轴啮合的更多一些，从而带动左轮更快速转动，实现差速。在软件环境中，给右轮加载一个额外的阻力矩，而左轮受力情况不变，其差速仿真结果如图7所示。测量左右轮的速度、加速度、位移等情况，如图8所示。

仿真结果表明，左轮基本保持测试形态，而右侧车轮的速度、加速度发生了大幅变化，位移不断增大，右轮位移先保持一段距离，然后后移。当转向力消除后继续前进，表明差速效果明显，将上述图形集成后如图9所示。

4 结论

仿真分析结果表明，该差速器符合低速农业机械差速转向要求。仿真结果与机构的运动原理相符合，说明UG建立的实体模型与Adams建立的数据模型真实可靠。

参考文献

[1] 陈立平，张云清，任卫群，等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程[M].北京：清华大学出版社，2005.

[2] 杜中华，王兴贵，狄长春.用Pro/E和ADAMS联合建立复杂机械系统的仿真模型[J].机械，2002，29（增刊）：153-154.

[3] 李三群，贾长治，武彩岗，等.基于虚拟样机技术的齿轮啮合动力学仿真研究[J].系统仿真学报，2007，19（4）：901-902.

[4] 龙凯，程颖.齿轮啮合力仿真计算的参数选取研究[J].计算机仿真，2002，19（6）：87-88.

[5] 曲红.FD420 型集装箱叉车转向机构优化设计[J].叉车技术，2004（1）：25-26.

[6] 李军，邢俊文，覃文洁.ADAMS实例操作教程[M].北京：北京理工大学出版社，2002.

圆柱齿轮减速器可靠性分析 篇7

关键词：圆柱齿轮减速器,可靠性,故障树

随着现代科学技术的不断进步, 许多机器设备和系统所承担的工作日趋复杂, 产品的使用场所更加广泛, 环境更为严酷, 复杂化的目的在于使技术装备具有更高的性能, 但是装备的复杂化会使由于彼此相关的任意一部分失效而导致整个系统发生故障的机会显著增加, 而整个系统故障将会造成经济上、甚至人身安全的危险。因此, 复杂化与可靠性存在着尖锐的矛盾。

可靠性是衡量产品质量的一项重要指标, 是直接影响生产、经济及人身安全的大问题, 因而, 在国外倍受重视, 并且向计算机和环境科学一样得到了惊人的发展。

我国对机械产品可靠性理论和技术的应用研究起步较晚, 针对我国某些主要机械产品故障率高, 寿命低, 可维修性差及维修费用高等问题, 及时开展可靠性技术的应用研究, 从根本上提高机械产品的质量已是一项刻不容缓的课题。

圆柱齿轮减速器可靠性定义及考核项目

在给圆柱齿轮减速器可靠性下定义之前, 有必要明确所有产品的可靠性定义。产品的可靠性是指:产品在规定的条件下和规定的时间内, 完成规定功能的能力。而圆柱齿轮减速器的可靠性是指:在许用工作负荷与转速及其它规定的工作条件下, 能够正常运转的寿命。

评定圆柱齿轮减速器可靠性的方法: (1) 是按试验室疲劳寿命试验评定; (2) 是按现场使用的数据统计评定。

在没有引入可靠性概念以前, 圆柱齿轮减速器按性能评价, 通常根据以下几个条件:

(1) 承载能力 (能够传递的功率和扭矩) ;

(2) 传动比范围 (扭矩增大, 转速降低的倍数) ;

(3) 传动效率 (或功率损耗) ;

(4) 运转的平稳性 (振动) ;

(5) 噪音;

(6) 寿命。

现引入可靠性概念, 把前5个条件作为性能指标, 把第6项指标定为可靠性指标更为科学, 便于考核。实际上, 上述承载能力, 效率等前5项性能指标即使很先进, 但如果故障多, 寿命无保障, 也是没有任何意义的。设计、制造、使用维修中的失误都将是产生故障的潜在因素。因此, 定量地建立可靠性指标是十分必要的。

圆柱齿轮减速器的失效分析及分类

失效分析 (故障分析) 是指在故障已经发生后, 针对失效样品或研制过程的失效试制进行的, 即对失效产品进行检测和分析, 以找到失效机理, 失效原因及确定失效后果。

1 故障模式

为了提高圆柱齿轮减速器的可靠性, 应理清造成减速器功能失效的故障模式, 以便对可能产生的故障采取预防措施。

(1) 按故障发生的界域分类

●自身故障:此类故障出自减速器的内部, 主要原因在设计、制造、装配。

●外部故障:此类故障来自使用维修及工作环境变故, 例如:润滑冷却系统堵塞, 工作机械过载, 安装基础损坏等。

(2) 按对完成任务的影响为重点分类 (表1) 。

(3) ) 按故障发生的频率分类 (表2) 。

2 故障树分析法

(1) 故障树的构造

在故障树的分析中, 首先把需要分析的系统发生故障的事件称为顶事件, 然后在它的下边排列出引起顶事件发生的直接原因, 称为二次事件或中间事件, 根据它们的逻辑关系用逻辑门将顶事件和二次事件连接起来, 接着再把造成第二排各事件的直接原因列在第三排, 这些原因同样称为二次事件, 两排二次事件之间也用逻辑门连接起来, 如此连续, 知道不能再分解或不必再分解的事件 (称为基本事件) 为止。

(2) 圆柱齿轮减速器的故障树

为了对减速器整机失效的因素 (事件) 进行系列分析, 有必要建立圆柱齿轮减速器的故障树, 把减速器的失效作为故障树的顶事件, 跟踪寻求导致顶事件的中间事件及基本事件, 再通过试验与现场应用事件的数据统计, 概率分析, 从而对产品的可靠性进行预测和评价。

图1是圆柱齿轮减速器的故障树, 其中 (图1-B) 顶事件为润滑失效, (图1-C) 顶事件为冲击、振动, 它们均含外部故障, 均可转入 (图1-A) 引发各中间事件, 导致减速器整机失效。

圆柱齿轮减速器可靠性评定分析

试验室疲劳寿命试验及工业现场使用数据统计是评定圆柱齿轮减速器可靠性的二个重要方法。

1 试验室疲劳寿命试验

疲劳寿命试验是评定圆柱齿轮减速器可靠性的重要方法之一, 在做圆柱齿轮减速器疲劳寿命试验时, 首先要了解试验加载方法及数据处理, 只有正确掌握这些方法, 才能获得较准确的数据。

(1) 试验加载方法 (见文献[1])

●允许选取性能相同, 规格相当的多个试验台同时装试几台试验减速器;

●进行空载跑合, 负载性能试验;

●按等差分级给各试验减速器家不同载荷进行疲劳试验;

(2) 数据处理

描绘置信度r=95%, 完好率 (存活率) n=50%的S-N曲线。

●取应力S (或负载T) 为纵坐标, 取对数疲劳寿命lg N (对应疲劳寿命N) 为纵坐标。

●描绘S-N曲线的斜线段, 采用正态理论处理数据, 取同一应力S下的几个试件试验寿命Ni, 求其对数疲劳寿命lg Ni的平均值lg N50。

式中lg N50—完好率n=50%的对数疲劳寿命。

●描绘S-N曲线的水平线段, 取用升降法试验获得持久疲劳寿命 (N≥5×107未损坏) 和接近持久疲劳寿命 (N≈5×107) 损坏的各试件的应力, 求其平均值Sr;

式中Sr—试件完好率n=50%的持久疲劳寿命水平线段的纵坐标, N/mm2描绘完好率较高的S-Nn曲线。

●计算斜线段的横坐标值

式中lg Nn—横坐标值, 具有较高完好率的对数疲劳寿命;

δ—试件标准差;

K—置信度;r=95%的系数。

斜线段纵坐标为lg N50对应的S值。

●S-Nn曲线水平线段的纵坐标, 简化取为升降法试验达到持久疲劳寿命 (N≥5×107) 而试件未出现损坏的S值。

图2是完好率n=50%的S-N曲线和完好率n>50%的S-Nn曲线

2 工业现场使用数据统计

现场使用数据统计也是评定圆柱齿轮减速器可靠性的一个重要方法。现场考核的产品必须要到现场进行, 考核的产品可以是同类型不同规格, 数量应在5台以上, 愈多愈好, 当超过50台时, 可考虑全部, 也可随机抽取其中30～50台进行考核。工业应用在3 600h, 各机件无重大故障, 并达到以下指标:

●齿轮与各机件无断裂;

●齿面无胶合, 擦伤;

●齿面磨损厚度, 在齿根附近测量不超过齿轮模数值的4%;

●齿面允许疲劳点蚀, 剥落的面积:渗碳淬火齿轮, 单齿面≤4%, 对齿轮各工作齿面总和≤1%, 调质齿轮, 一对齿轮总和≤2%。

结论

通过以上对圆柱齿轮减速器可靠性分析使我们了解到, 一台减速器是否能达到理想的使用效果, 其性能指标和可靠性指标都必须达到要求, 只追求某一项或某几项指标, 而不考虑其它几项指标是不全面的。现在我们把可靠性作为圆柱齿轮减速器考核的一项指标, 对提高圆柱齿轮减速器的使用效果是十分必要的。

参考文献

齿轮减速器 篇8

齿轮减速器是原动机和工作机之间独立的闭式机械传动装置,能够降低原动机转速或增大扭矩,是一种被广泛应用在工矿企业及运输、建筑等部门中的机械部件。长期以来,齿轮减速器的设计是凭借经验或直观判断来确定方案,并在满足所提出的要求的前提下,首先根据齿轮的接触强度或弯曲强度进行设计,然后对该方案进行强度校核,并进行适当修改,以确定结构尺寸。这种传统的设计方法不是所有方案中最优的一个。而借助于计算机的优化设计可达到在所有方案中选取其中一个最好的方案,以期达到最佳的设计目标。例如:重量、成本、性能、承载能力等等。因此,优化设计圆柱齿轮减速器势在必行[1]。

2 建立数学模型

2.1 已知参数

某二级斜齿圆柱齿轮减速器(见图1),高速级输入功率P1=6.2kW,转速n1=1450r/min,总传动比i=31.5,齿轮齿宽系数ψa=0.4,大齿轮45号钢正火187~207HB,小齿轮材料45号钢调质228~255HB,工作寿命10年以上。要求按照总中心距a∑最小来确定齿轮传动方案。

2.2 选取设计变量

减速器的总中心距a∑计算公式为:

式(1)中:mn1,mn2分别是高速级和低速级齿轮副的模数;Z1,Z3分别是高速级和低速级小齿轮齿数;i1为高速级传动比,i2=31.5/i1;β为齿轮副螺旋角。

从式(1)中可以发现计算中心距涉及的独立参数有mn1、mn2、Z1、Z3、i1、β,因此取设计变量为:

2.3 建立目标函数

减速器总中心距a∑最小的目标函数为:

2.4 确定约束条件[2]

(1)边界约束

根据传递功率与转速估计高速级和低速级齿轮副模数的范围:2≤mn1≤5;3≤mn2≤6;综合考虑传动平稳性,轴向力不可太大,须满足短期过载,高速级与低速级大齿轮浸油深度大致相近,轴齿轮的分度圆尺寸不能太小等因素,估计两级传动大齿轮的齿数范围:14≤Z1≤22;16≤Z3≤22;高速级传动比范围取:5.8≤i1≤7;齿轮副螺旋角范围取:8°≤β≤15°。由此建立的12个不等式约束如下:

g1(X)=2-x1≤0(高速级齿轮副模数的下限);

g2(X)=x1-5≤0(高速级齿轮副模数的上限);

g3(X)=3.5-x2≤0(低速级齿轮副模数的下限);

g4(X)=x2-6≤0(低速级齿轮副模数的上限);

g5(X)=14-x3≤0(高速级小齿轮齿数的下限);

g6(X)=x3-22≤0(高速级小齿轮齿数的上限);

g7(X)=16-x4≤0(低速级小齿轮齿数的下限);

g8(X)=x4-22≤0(低速级小齿轮齿数的上限);

g9(X)=5.8-x5≤0(高速级传动比的下限);

g10(X)=x5-7≤0(高速级传动比的上限);

g11(X)=8-x6≤0(齿轮副螺旋角的下限);

g12(X)=x6-15≤0(齿轮副螺旋角的上限)。

(2)性能约束

由齿面接触强度σH与齿根弯曲强度σF应小于其许用值确定的约束条件为:σH≤[σ]H;σF≤[σ]F。根据齿轮材料与热处理规范,得到齿面许用接触应力[σ]H=518.75MPa,齿根许用弯曲应力[σF]1.3=153.5MPa和[σF]2.4=141.6MPa。根据传递功率和转速,在齿轮强度计算条件中代入有关数据:高速轴转矩T1=41690N·mm,中间轴转矩T2=40440i1N·mm,高速轴和低速轴载荷系数K1=1.225和K2=1.204。由此建立如下几个不等式约束:

g13(X)=cos3x6-3.079×10-6x13x33x5≤0(高速级齿轮接触强度条件);

g14(X)=x52cos3x6-1.071×10-4x23x43≤0(低速级齿轮接触强度条件);

g15(X)=cos2x6-9.939×10-5(1+x5)x13x32≤0(高速级大齿轮弯曲强度条件);

g16(X)=x52cos2x6-1.076×10-4(31.5+x5)x23x42≤0(低速级大齿轮弯曲强度条件)。

(3)按高速级大齿轮与低速轴不发生干涉而确定的约束条件为:a2-E-da2/2≥0。

其中:E为低速轴轴线与高速级大齿轮齿顶圆之间的距离;da2为高速级大齿轮的齿顶圆直径。由此建立如下不等式约束:

3 优化结果处理

由于模型类型是非线性规划问题,本文采用利用MATLAB工具箱中的非线性规划函数fmincon,编出目标函数与约束函数的子程序后,输入原始数据,便可在计算机上寻优计算,输出最优设计参数,由于篇幅所限,计算程序及框图略[3]。优化设计计算结果经检验,最优点位于性能约束g1(x)、g2(x)、和边界约束g6(x)、g12(x)、g14(x)、g16(x)的交集上[4]。

mn1,mn2高速级和低速级齿轮副模数按照规范圆整为mn1=2mm和mn2=4mm;高速级小齿轮齿数圆整为整数Z1=19,根据高速级传动比i1=5.8,则高速级大齿轮齿数Z2=i1Z1=110;根据低速级传动比,则高速级大齿轮齿数为Z4=i2Z3=87。

减速器总中心距:

如果将减速器总中心距圆整为a∑=340mm,则齿轮副螺旋角调整为β=9.838°。

4 结束语

(1)本设计优化前,按二级圆柱齿轮减速器中心距推荐值圆整,优化前圆整应为a∑=500mm,用多目标优化方法进行优化设计后a∑=340mm。经计算中心距缩小了32%。使减速器的结构更紧凑,体积更小,重量更轻,可见优化结果是明显的。

(2)由于优化设计一般多在完成初始设计之后进行,进而获得优化结果,满足了齿轮传动的刚度、强度和使用寿命的要求。

(3)对于工程实践中的许多优化问题,尤其是结构参数优化问题,用MATLAB的优化工具箱来求解,设计人员可以把精力集中在问题本身,而不用去寻找或编制优化程序,提高了设计效率,获得了良好的优化结果。

摘要：以减小中心距作为齿轮减速器优化设计的目标,给出了优化设计模型及约束条件,利用MATLAB为优化工具,大大简化优化过程,提高了设计效率。

关键词：减速器,优化设计,MATLAB,中心距

参考文献

[1]王风歧.现代设计方法[M].天津:天津大学出版社,2004.

[2]孙靖明.机械优化设计[M].北京:机械工业出版社,2004.

[3]飞思科技产品研发中心.MATLAB6.5辅助优化计算与设计[M].北京:电子工业出版社,2003.

[4]梁晓光.优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用[J].山西机械,2003(2):18-19.

[5]胡治民,谢志勇.圆柱齿轮减速器的优化设计[J].机电工程技术,2004(7):84-85.

齿轮减速器 篇9

本文运用ansys软件中的workbench平台, 以有限元弹性分析理论为基础, 建立了啮合齿轮的三维有限元模型, 通过接触面应力、应变的计算, 为接触应力分析与强度校核提供了快速有效的方法。

1 接触分析理论

假设主、从动齿轮分别为弹性体A、B, 它们的接触面由有限多个接触点对组成, 在外载荷{FA}、{FB}的作用下, 产生应变{UA}、{UB}, 根据有限元理论, 可以推出平衡方程为:

式中, [KA]、[KB]为两弹性体的刚度;[RA]、[RA]为接触力向量。

对于已知的啮合齿轮, 只有[UA][UB][RA][RB]是待求参数, 由两个方程无法解出, 所以要补充接触点对处的协调方程。接触面可以根据接触状态分为:粘结接触、分离、滑动等, 对应的接触面上的位移和应力也是不相同的。不同接触状态下, 有唯一解的接触对条件如下:

式中, RA1t、RB2t为接触点处的切向接触力;RA1n、RB2n为接触点处的法向接触力;UA1t、UB2t为接触点处的切向接触力;UA1n、UB2n为接触点处的法向接触力。

由上式 (3) - (5) 可见参与啮合齿轮的接触状态一定时, 如果有n个接触点参与啮合, 则有4n个补充方程, 故方程有唯一解。

2 有限元模型建立

利用Solidworks三维软件建立主、从齿轮的零件模型, 并组合成装配体, 保存为Parasolid格式, 导入Workbench软件中, 进行分析。主动齿轮材料为40Gr, E=206Mpa, u=0.28;从动齿轮材料为45钢, E=216Mpa, u=0.3。设置材料参数, 进而划分网格。为了兼顾求解精度与求解时间, 在接触处应力变化急剧处, 设定较密网格, 而远离关注部位的非接触区域改用较大尺寸。有限元模型如图1示。

3 加载求解

3.1 边界条件

在小齿轮内壁施加驱动扭矩, 并约束小齿轮内圈所有节点径向和轴向的自由度。对从动齿轮内圈所有节点施加圆柱约束, 固定轴向、径向、轴向自由度, 加载后模型如图2所示。

3.2 仿真结果分析

由图3可见, 主动齿轮最大接触压力发生在齿根部, 从动齿轮最大接触应力出现在接触区域;远离接触面的区域应值很小, 且应力沿齿宽方向基本不变化。

3.3 齿宽对应力影响及优化

由图4可以看出, 齿宽在26-30cm之间变化时, 弯曲应力变化剧烈;齿宽在30-34cm之间变化时, 弯曲应力变化起初比较剧烈, 之后变化趋于平缓。主动齿轮强度极限为σ1=500Mpa, 从动齿轮强度极限为σ2=360Mpa, 取安全系数为S=1.5, 则[σ1]≦500/1.5=334Mpa;[σ1]≦360/1.5=240Mpa, 所以齿宽取30cm比较合理。

4 结论

(1) 主动齿轮最大接触压力发生在齿根部, 从动齿轮最大接触应力出现在接触区域, 且都沿齿宽方向不变。

(2) 齿宽在26-30cm之间时, 弯曲应力变化剧烈;齿宽在30-34cm之间时, 弯曲应力变化开始比较剧烈, 之后趋于平缓。

摘要：以一对相互啮合的渐开线直齿轮为研究对象, 运用Solidworks三维建模软件建立了直齿轮接触的实体模型。采用workbench非线性接触算法对齿轮接触进行了分析, 并比较了不同齿宽对应力的影响, 对齿宽进行了优化。

关键词：减速器,接触分析,优化

参考文献

[1]刘汝卫, 张钢.基于proe与ansys的齿轮参数化设计及有限元分析[J].制造业信息化, 2009 (10) :59-60.

[2]李范春.ansys workbench设计建模与虚拟仿真[M].北京:电子工业出版社.2011.

[3]王玉新, 柳杨.渐开线直齿圆柱齿轮齿根应力的有限元分析.机械设计[M].2001, 8:21-24.

齿轮减速器 篇10

1 inventor的基本概述

Inventor是一种三维设计软件, 能够直接在Autodesk Inventor的软件中进行营利分析, 并且这一软件伴随着集成的数据管理软件, 进而实现对数据的安全可靠的管理。作为一套集成的、全面的设计工具, inventor具有明显的优势, 可以进行完整数字样机的创建工作, 进而用于对设计的外形、结构和功能进行有效的验证。在该软件的支持下, 不用依赖物理样机, 降低了制造环节的成本。

在产品投产前期, 都需要对设计的结果进行验证, 这就依赖高昂的代价, 然而inventor却减少了验证的成本, 这是因为inventor具有运动仿真和应力分析的能力, 并且这种能力是内嵌的且易于使用。在数据管理软件的相互配合下, inventor有效的实现了设计数据的交流, 加强了制造者与设计者的沟通协调。在这种情况下, 利用相应的软件对说有零部件进行管理, 可以实现有效数据的重复使用, 提高了工作的效率, 减少了不必要的浪费。

Inventor软件的一个重要的功能使运动仿真功能, 可以为用户提供便捷准确的服务, 确保用户明确机器的运转情况, 进而减少构建物理样机的成本。在运转情况的基础上, 客户可以添加载荷和运动约束, 在运动仿真验证的设计中, 依靠应力分析的无缝集成, 实现优化零部件设计的目标。

2 基于装配的关联设计

对减速器的设计, 包括形状和大小, 必须将容下的齿轮、传动轴等内置零件考虑在内, 进而保证工作原理的有效运作。因此, 设计者在对零件进行设计时必须以形状、尺寸和装配关系为依据, 对各种设计的数据进行有效的协调和匹配。Inventor软件是对进行功能模拟的重要软件, 在减速器的模拟设计中发挥着不可忽视的作用。

2.1 利用参数表的关联设计

如果机器的零部件的设计参数相同并且相互关联时, 可以利用excel创建数据的表格, 然后再通过衔接将数据表中的数据进行形同设计参数的关联。当多个零部件共同使用某些数据时, 一般采用这一关联模式, 具有很大的优势, 在数据发生变动时, 只需要改变数据表中最上级的参数, 相关联的模型参数就会自动的改变, 设计的效率大大的提高。

2.2 利用适应技术的关联设计

该关联设计适用于装配环境, 通过在位创建或者是自适应零件实现的, 进而利用装配的约束关系建立起零部件的相互关联, 其装配关系简单明确。当然这这一关联设计具有一定的局限性, 在数据参数不确定、装配关系复杂或者是零件数量过多时容易发生错误。

2.3 跨零件投影的关联设计

这一关联设计是对已有的相关零件的轮廓实行的跨零件投影的方式, 创建本零件的草图。这一模式中, 连接件与被连接件的位置关系以及几何尺寸方面方式变化就会导致连接件的改变。在设计的构思比较清楚、装配关系以及轮廓尺寸一定时, 一般采用跨零件投影的关联。

3 基于inventor齿轮减速器高效模拟设计

对齿轮减速器的高效模拟设计要以齿轮减速器的特点和约束装配关系为依据。齿轮减速器的结构层次复杂, 零部件的种类比较多, 单个的建模就会导致重复工作和效率低下。鉴于齿轮减速器的特点和Inventor软件的优势, 基Inventor的齿轮模拟设计能够提高模拟设计的效率, 起到了积极的作用。

3.1 用excel实现设计关联

在齿轮减速器中, 通常是将大圆柱齿轮与转动轴连接起来, 完成传递运动和扭矩的任务, 两者的键槽宽度和长度与键的宽度和长度是一致的, 这就方便了将齿轮、传动轴和键的关联, 这样可以利用excel将相同的参数数据进行设计, 但是在表格中对数据进行设计时, 一定要遵循Inventor的约定, 否则, Inventor不接受错误的数据信息, 后期的工作无法进行。因此, 在利用Inventor进行关联设计时, 要确保数据符合其要求。在利用excel进行关联设计时, 键的规格尺寸发生变化, 只需打开相应的excel表格, 进行数据的修改即可, 具有高效可靠的优点。

3.2 箱体箱盖的设计关联

对于箱体箱盖的设计关联一般采用的是关联投影的方法, 在Inventor软件的作用下, 从部件面板中执行装入现有零部件的命令, 并将箱体的零件调出, 进而设置与箱体具有相同结合面特征的箱盖。在Inventor软件系统的帮助下, 可以完成箱体和箱盖的初级造型, 加强了二者之间的关联。

总之, Inventor软件系统凭借着可靠安全高效的优势, 在齿轮减速器的建模设计中发挥着不可忽视的作用, 其特色功能使既要装配关系的关联设计, 并且设计的模式多样。经过分析研究, 每种模式都有独特的优势和局限性, 这就需要在模拟设计中根据具体的条件和限制, 选择合适的关联设计, 做到灵活应用。在Inventor软件系统的应用中, 只要根据零件的特点, 有针对性的应用适宜的关联设计, 可以达到很好的效果, 不仅能够降低出错率, 还可以缩短设计的周期, 最终实现提高设计质量和效率的目的。

参考文献

[1]王小玲.基于Inventor的装配与“驱动约束”运动仿真设计法[J].煤矿机械, 2010 (6) .

[2]许晖.基于Autodesk Inventor的减振器三维建模[J].机械研究, 2009 (11) .