二級斜齒輪減速器優(yōu)化設計

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1、 摘 要 齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是： ① 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力； ② 適用的功率和速度范圍廣； ③ 傳動效率高，η=0.92-0.98； ④ 工作可靠、使用壽命長； ⑤ 外輪廓尺寸小、結(jié)構(gòu)緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用,在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大

2、型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。 當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。 針對減速器存在的問題，本課題

3、采用優(yōu)化設計的方法，力求使減速器的體積達到最小，建立數(shù)學模型，并通過matlab語言編輯后，得到一組優(yōu)化數(shù)據(jù)，到達預期目標，使減速器的體積比傳統(tǒng)的經(jīng)驗設計結(jié)果減小20%--30%。并對輸出軸做了機械加工工藝分析。 關鍵字：減速器 優(yōu)化設計 齒輪 機械傳動 III Abstract Wheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage BE:The

4、① spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks;Power and speed scope ② applies are wide; ③ spreads to move an efficiency high, η =0.92-0.98; ④ work is dependable, service li

5、fe long; ⑤ Outline size outside the is small, structure tightly packed.The wheel gear constituted tofrom wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function

6、of turning , the application is extremely extensive in the modern machine. ⑥ Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low pr

7、oblem.There are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt long.The deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advanta

8、ge in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve like The direction wh

9、ich decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly, and have

10、already produced various structure forms and various products of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, p

11、ushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty turns. For the reducer problem, the issue of optimal design approach in effort to minim

12、ize the size reducer, made the mathematical model, and edited by matlab language, get a set of optimal data to reach the target, so that the volume reducer experience than the traditional design results was reduced by 20%-30%. And the output shaft of the machining process of doing .

13、 Key words：Reduction gear、 Optimal design、gear 、mechanical drive 目錄 摘 要 I Abstract II 緒論 2 1 優(yōu)化設計 3 1.1原始數(shù)據(jù)及優(yōu)化目標 3 1.2優(yōu)化方案的選擇 3 1.3數(shù)學模型的建立 4 1.4算法的選取與建立 7 1.5 matlab語言程序編輯 9 2 軸承和傳動軸的設計 13 2.1.軸的結(jié)構(gòu)設計 13 2.2 軸的強度校核 15 3 鍵、聯(lián)軸器和電動機的選擇計算 20 3.1 鍵的選擇計算 20

14、3.2 聯(lián)軸器設計 20 3.3 電動機的選擇 21 4 箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設計 22 4.1 箱體結(jié)構(gòu)的設計 22 4.2 附件設計 22 4.3 潤滑密封設計 24 5 減速箱輸出軸的工藝性分析 25 5.1 輸出軸整體工藝分析 25 5.2 選擇毛坯、確定毛坯尺寸、設計毛坯圖 27 5.3 選擇減速箱輸出軸的加工方法，制定工藝路線 28 5.4 機床設備的選用 31 5.5 工序加工余量的確定，工序尺寸及公差的計算 31 5.6 機械加工工藝過程卡片 36 結(jié) 論 38 致 謝 39 參考文獻 40 附 錄 41 緒論 齒輪減速

15、器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。 60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，

16、是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。新型的"內(nèi)平動齒輪減速器"與國內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：（1）傳動比范圍大，自I=10起，最大可達幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優(yōu)點。（2）傳遞功率范圍大：并可與電動機聯(lián)成一體制造。（3）結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3左右。（4）機械效率高。嚙合效率大于95%，整機效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。（5）本減速器采用的傳動是二級斜齒圓柱齒輪傳動。 通過對減速器輸出軸的機械加工工藝過程的設計,編制零件的機

17、械加工工藝規(guī)程,是一項實踐性很強的工作,需要熟練掌握工藝規(guī)程制定的原則,內(nèi)容和步驟.在課程設計的過程中體會到: 首先要做好工藝編制前的前期準備工作;要熟悉零件的結(jié)構(gòu)特點,技術要求,所用材料,生產(chǎn)批量,該零件的作用和具體的生產(chǎn)條件,這些方面直接決定了零件的加工工藝規(guī)程. 隨著社會以及工業(yè)技術的不斷發(fā)展，當前數(shù)控加工機床不斷普及、數(shù)控加工技術日益成熟，現(xiàn)有標準減速器也可以充分利用CAD/CAM軟件進行幾何造型建模，利用上述數(shù)控設備加工，這對現(xiàn)有標準減速器生產(chǎn)質(zhì)量和效率的提高，有很大的現(xiàn)實意義。 1 優(yōu)化設計 1.1 原始數(shù)據(jù)及優(yōu)化目標 1、原始數(shù)據(jù)：高速軸輸入功率P1=44kW，

18、高速軸轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，用電動機驅(qū)動，長期工作，載荷有中等沖擊，總傳動比i=20，高速級和低速級齒輪的齒寬系數(shù)分別為和，高速級和低速級上小齒輪比大齒輪分別寬和，高速級與低速級的齒輪傳動誤差分別為和，大齒輪用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為59HRC，小齒輪用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為59HRC，材料密度為。 2、優(yōu)化目標：設計二級斜齒圓柱齒輪減速器，要求在滿足強度、剛度和壽命等條件下，使體積小。 1.2優(yōu)化方案的選擇 優(yōu)化方法可以選用多目標優(yōu)化方法，也可以采用單目標優(yōu)化方法,多目標優(yōu)化方法的特點是，在約束條件下，各個目標函數(shù)不是被同等的采用，而是按不同的優(yōu)先

19、層次先后的進行優(yōu)化。由于這類問題要同時考慮多個指標，而且有時會碰到多個定性指標，且有時難于判斷說哪個決策好。這就造成多目標函數(shù)優(yōu)化問題的特殊性。多目標優(yōu)化設計問題要求各分量目標都達到最優(yōu)，如能獲得這樣的結(jié)果，當然是十分理想的。但是一般比較困難，尤其是各個目標的優(yōu)化互相矛盾時更是如此，例如本課題的體積小和轉(zhuǎn)動慣量大的要求互相矛盾。所以解決多目標優(yōu)化設計問題也是一個復雜的問題，比起單目標優(yōu)化設計問題來，在理論上和計算方法上都還不夠完善，也不夠系統(tǒng)，多目標優(yōu)化問題與單目標優(yōu)化問題還有一個本質(zhì)的不同點：多目標優(yōu)化是一個向量函數(shù)的優(yōu)化，即函數(shù)值大小的比較，而向量函數(shù)值大小的比較，要比標量值大小的比較復雜

20、。在單目標優(yōu)化問題中，任何兩個解都可以比較其優(yōu)劣，因此是完全有序的?？墒菍τ诙嗄繕藘?yōu)化問題，任何兩個解不一定都可以比出其優(yōu)劣，因此只能是半有序的。單目標優(yōu)化方法可以選擇設計目標中的最重要因素作為優(yōu)化目標而達到最優(yōu),基于此，本課題采用單目標優(yōu)化方法。 按照優(yōu)化目標要求，取體積最小作為最終優(yōu)化目標，它可以歸結(jié)為使減速器的總中心矩a為最小。 1.3數(shù)學模型的建立 1 變量的選取 一個設計方案可以用一組基本參數(shù)的數(shù)值來表示.這些基本參數(shù)可以是構(gòu)件長度,截面尺寸,某些點的坐標值等幾何量,也可以是重量,慣性矩力等物理量,還可以是應力,變形,固有頻率,效率等代表工作性能的導出量。但是，對

21、一個具體的優(yōu)化設計問題，并不是要求對所有的基本參都用優(yōu)化方法進行調(diào)整。例如，對某個機械結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設計，一些工藝，結(jié)構(gòu)布置等方面的參數(shù)，或者某些工作性能的參數(shù)，可以根據(jù)已有的經(jīng)驗預先取為定值。這樣，對這個設計方案來說，它們就成為設計常數(shù)。而除此之外的基本參數(shù)，則需要在優(yōu)化設計過程中不斷進行修改，調(diào)整，一直處于變化的狀態(tài)，這些基本參數(shù)稱為設計變量，又叫做優(yōu)化參數(shù)。 二級斜齒圓柱齒輪減速器由兩對斜齒圓柱齒輪傳動共四個齒輪組成，它們的齒數(shù)分別為相應的齒數(shù)比分別為,和,兩組傳動齒輪的法向模數(shù)分別設為Mn1和Mn2；齒輪的螺旋叫角為。這里都是設計參數(shù)，但由于設計時已給定總傳動比i，且有所以從而四

22、個齒輪的齒數(shù)只要能確定兩個即可，定兩個小齒輪的齒數(shù)Z1和Z3位設計變量，因此這個優(yōu)化設計問題的獨立設計變量為:六個。 2 目標函數(shù) 在所有的可行設計中，有些設計比另一些要“好些”，如果確實是這樣，則“較好”的設計比“較差”的設計必定具備某些更好的性質(zhì)。倘若這種性質(zhì)可以表示為設計變量的一個可計算函數(shù)，則我們可以考慮優(yōu)化這個函數(shù)，以得到更好的設計。這個用來使設計得以優(yōu)化的函數(shù)稱作目標函數(shù)。用它可以評價設計方案的好壞，所以它又被稱作評價函數(shù)，計作f(x),用以強調(diào)它對設計變量的依賴性。 上面提到，本課題的優(yōu)化目標選為體積最小，并歸結(jié)為使減速器的總中心距a最小，寫成

23、 (1-1) 3 約束函數(shù) 設計空間是所有設計方案的集合，但這些設計方案有些是工程上所不能接受的。如果一個設計滿足所有對它提出的要求，就稱為可行設計，反之則稱為不可行設計。一個可行設計必須滿足某些設計限制條件，這些限制條件稱為約束條件。在工程問題中，根據(jù)約束的性質(zhì)可以把它們區(qū)分成性能約束和側(cè)面約束兩大類，針對性能要求而提出的限制條件稱作性能約束，不針對性能要求，只是對設計變量的取值范圍加以限制的約束稱作側(cè)面約束，也稱作邊界約束。 本課題保證總中心距a為最小時應滿足的條件是本優(yōu)化設計問題的約束條件，性能約束有：齒面的接觸強度和齒根的彎曲

24、強度以及中間軸上的大齒輪不與低速軸發(fā)生干涉。 (1) 齒面接觸強度計算給出 (1-2) 和 (1-3) 式中 --需用接觸應力； —高速軸的轉(zhuǎn)矩； —中間軸的轉(zhuǎn)矩； 載荷系數(shù)； --尺寬系數(shù)。 （2）齒根彎曲強度計算給出 高速級小大齒輪的齒根彎曲強度條件為 (1-4)

25、 (1-5) 低速級小大齒輪的齒根彎曲強度條件為 (1-6) (1-7) 式中 ，， 分別是齒輪的許用彎曲應力；分別是齒輪的齒形系數(shù)。 （3）根據(jù)不干涉條件 (1-8) 邊界約束條件有： （1）不跟切條件 (1-9)

26、 (1-10) （2） 動力傳動模數(shù) (1-11) (1-12) (3) 圓柱齒輪傳動比 (1-13) 4 標準數(shù)學模型 將以上物理模型轉(zhuǎn)化為標準數(shù)學模型 (1) 設計變量 (1-14) (2)目標函數(shù) (1-15) (3)約束函數(shù) st （高速級齒輪接觸強度條件） (1-1

27、6) （低速級齒輪接觸強度條件） (1-17) （高速級小齒輪彎曲強度條件） (1-18) （高速級大齒輪彎曲強度條件 (1-19) （低速級小齒輪彎曲強度條件）(1-20) （低速級大齒輪彎曲強度條件）(1-21) （大齒輪與軸不干涉條件） (1-22) （高速級齒輪副模數(shù)的下限） (1-23) （高速級齒輪副模數(shù)的上限） (1-24) （低速級齒輪副模數(shù)的下限） (1-25) （低速級齒輪副

28、模數(shù)的上限） (1-26) （高速級小齒輪齒數(shù)的下限） (1-27) （高速級小齒輪齒數(shù)的上限） (1-28) （低速級小齒輪齒數(shù)的下限） (1-29) （低速級小齒輪齒數(shù)的上限） (1-30) （高速級傳動比的下限） (1-31) （高速級傳動比的上限）

29、 (1-32) （齒輪副螺旋角的下限） (1-33) （齒輪副螺旋角的上限） (1-34) 1.4算法的選取與建立 由目標函數(shù)和約束函數(shù)的形式知選擇外點懲罰函數(shù)進行計算較為合理。懲罰函數(shù)法是一種使用很廣泛，很有效的間接算法。它的基本原理是將約束優(yōu)化問題中的不等式和等式約束函數(shù)經(jīng)過加權(quán)轉(zhuǎn)化后，和原目標函數(shù)結(jié)合成新的目標函數(shù)---懲罰函數(shù)，求解該新目標函數(shù)的無約束極小值，以期得到原問題的約束最優(yōu)解。為此，按一定的法則改變加權(quán)因子的值

30、，構(gòu)成一系列的無約束優(yōu)化問題，求得一系列的無約束最優(yōu)解，并不斷地逼近原約束優(yōu)化問題的最優(yōu)解。外點懲罰函數(shù)法簡稱外點法，新目標函數(shù)定義在可行域之外，序列迭代點從可行域之外逐漸逼近約束邊界上的最優(yōu)點。外點法可以用來求解含不等式和等式約束的優(yōu)化問題。 算法方框圖如圖1： 圖1 1.5 matlab語言程序編輯 1 Matlab 簡介 在科學研究和工程應用中，往往要進行大量的數(shù)學計算，其中包括矩陣運算。這些運算一般來說難以用手工精確和快捷地進行，而要借助計算機編制相應的程序做近似計算。

31、美國Mathwork公司于1967年推出了“Matrix Laboratory”（縮寫為Matlab）軟件包，并不斷更新和擴充。目前最新的5.x版本（windows環(huán)境）是一種功能強、效率高便于進行科學和工程計算的交互式軟件包。其中包括：一般數(shù)值分析、矩陣運算、數(shù)字信號處理、建模和系統(tǒng)控制和優(yōu)化等應用程序，并集應用程序和圖形于一便于使用的集成環(huán)境中。在此環(huán)境下所解問題的Matlab語言表述形式和其數(shù)學表達形式相同，不需要按傳統(tǒng)的方法編程。不過，Matlab作為一種新的計算機語言，要想運用自如，充分發(fā)揮它的威力，也需先系統(tǒng)地學習它。但由于使用Matlab編程運算與人進行科學計算的思路和表達方式完

32、全一致，所以不象學習其它高級語言--如Basic、Fortran和C等那樣難于掌握。實踐證明，你可在幾十分鐘的時間內(nèi)學會Matlab的基礎知識，在短短幾個小時的使用中就能初步掌握它.從而使你能夠進行高效率和富有創(chuàng)造性的計算。 Matlab大大降低了對使用者的數(shù)學基礎和計算機語言知識的要求，而且編程效率和計算效率極高，還可在計算機上直接輸出結(jié)果和精美的圖形拷貝，所以它的確為一高效的科研助手。自推出后即風行美國，流傳世界。 綜上所述，Matlab語言有如下特點：1．編程效率高 2．用戶使用方便 3．擴充能力強 4．語句簡單，內(nèi)涵豐富 5．高效方便的矩陣和數(shù)組運算 6．方便的繪圖功能

33、2 matlab編程 本課題調(diào)用函數(shù)為多維約束優(yōu)化命令fmincon,及子函數(shù)目標函數(shù)jsqyh_f和非線性約束函數(shù)jsqyh_g. fmincon函數(shù)的基本形式為 x = fmincon(fun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub,nonlcon，options) 其中fun為你要求最小值的函數(shù)，可以單寫一個文件設置函數(shù)。 （1）.如果fun中有N個變量，如x y z, 或者是X1, X2,X3, 什么的，自己排順序，在fun中統(tǒng)一都是用x(1),x(2）....x(n) 表示的。 （2）. x0, 表示初始的猜測值，大小要與變量數(shù)目相同 (3). A b 為線性

34、不等約束，A*x <= b， A應為n*n階矩陣，學過線性代數(shù)應不難寫出A和b (4) Aeq beq為線性相等約束，Aeq*x = beq。 Aeq beq同上可求 (5) lb ub為變量的上下邊界， 正負無窮用 -Inf和Inf表示， lb ub應為N階數(shù)組 (6) nonlcon 為非線性約束，可分為兩部分，非線性不等約束 c，非線性相等約束ceq 。 程序如下 編制優(yōu)化設計的M 文件 （main.m） % 1----減速器中心距優(yōu)化設計主程序 % 設計變量的初始值 x0=[3;19;5;19;5;14]; % 設計變量的下界與上界 lb=[2;14;2

35、;14;3;8]; ub=[6;22;6;22;6;20]; % 使用多維約束優(yōu)化命令fmincon(調(diào)用目標函數(shù)jsqyh_f 和非線性約束函數(shù)jsqyh_g) % 不定義線性不等式約束中設計變量的系數(shù)矩陣a=[]和常數(shù)項向量b=[] % 沒有等式約束,則參數(shù)：系數(shù)矩陣Aeq=[]和常數(shù)項向量beq=[] [x,fn]=fmincon(@jsqyh_f,x0,[],[],[],[],lb,ub,@jsqyh_g); disp ******** 兩級斜齒輪傳動中心距優(yōu)化設計最優(yōu)解 ******** fprintf (1, 高速級齒輪副模數(shù) Mn1 = %3.4f

36、mm \n,x(1)) fprintf (1, 低速級齒輪副模數(shù) Mn2 = %3.4f mm \n,x(3)) fprintf (1, 高速級小齒輪齒數(shù) z1 = %3.4f \n,x(2)) fprintf (1, 低速級小齒輪齒數(shù) z3 = %3.4f \n,x(4)) fprintf (1, 高速級齒輪副傳動比 i1 = %3.4f \n,x(5)) fprintf (1, 齒輪副螺旋角 beta = %3.4f 度 \n,x(6)) fprintf (1, 減速器總中心距 a12 = %3.4f mm \n,fn) % 調(diào)用多維約束優(yōu)化非線性約束函數(shù)(js

37、qyh_g)計算最優(yōu)點x*的性能約束函數(shù)值 g=jsqyh_g(x); disp ======== 最優(yōu)點的性能約束函數(shù)值 ======== fprintf (1, 高速級齒輪副接觸疲勞強度約束函數(shù)值 g1 = %3.4f \n,g(1)) fprintf (1, 低速級齒輪副接觸疲勞強度約束函數(shù)值 g2 = %3.4f \n,g(2)) fprintf (1, 高速級小齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值 g3 = %3.4f \n,g(3)) fprintf (1, 高速級大齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值 g4 = %3.4f \n,g(4)) fprintf (1, 低速級

38、小齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值 g5 = %3.4f \n,g(4)) fprintf (1, 低速級大齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值 g6 = %3.4f \n,g(4)) fprintf (1, 大齒輪齒頂與軸不干涉幾何約束函數(shù)值 g7 = %3.4f \n,g(5)) （jsqyh_f.m） % 2----兩級斜齒輪減速器總中心距的目標函數(shù)(jsqyh_f) function f=jsqyh_f(x); hd=pi/180; a1=x(1)*x(2)*(1+x(5)); % 3----兩級斜齒輪減速器優(yōu)化設計的非線性不等式約束函數(shù)(jsqyh_g

39、) function [g,ceq]=jsqyh_g(x); hd=pi/180; g(1)=cos(x(6)*hd)^3-3.4e-8*x(1)^3*x(2)^3*x(5); g(2)=x(5)^2*cos(x(6)*hd)^3-834e-7*x(3)^3*x(4)^3; g(3)=cos(x(6)*hd)^2-3e-4*(1+x(5))*x(1)^3*x(2)^2; g(4)=cos(x(6)*hd)^2-2.39e-4*(1+x(5))*x(1)^3*x(2)^2; g(5)=x(5)^2.*cos(x(6)*hd)^2-3.67e-4*(20+x(

40、5))*x(3)^3*x(4)^2; g(6)=x(5)cos(x(6)*hd)^2-2.9e-4*(1+20/x(5))*x(3)^3*x(4)^2; g(7)=x(5)*(2*(x(1)+50)*cos(x(6)*hd)+x(1)*x(2)*x(5))-x(2)*x(4)*(20+x(5)); ceq=[]; M 文件的運行結(jié)果為： ******** 兩級斜齒輪傳動中心距優(yōu)化設計最優(yōu)解 ******** 高速級齒輪副模數(shù) Mn1 = 2.621 mm 高速級小齒輪齒數(shù) z1 = 16.1131 低速級齒輪副模數(shù) Mn2 = 4.2778 mm 低速級小齒輪

41、齒數(shù) z3 = 18.208 高速級齒輪副傳動比 i1 = 5.1168 齒輪副螺旋角 beta = 12.7904 度 減速器總中心距 a12 = 340.1603 mm ======== 最優(yōu)點的性能約束函數(shù)值 ======== 高速級齒輪副接觸疲勞強度約束函數(shù)值 g1 = 0.0000 低速級齒輪副接觸疲勞強度約束函數(shù)值 g2 = 0.0000 高速級小齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值 g3 = -1.0052 高速級大齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值 g4 = -15.3782 低速級小齒輪齒根彎曲強度約束函數(shù)值g5 = -3.2578 低速級大齒輪齒根彎曲強度約束

42、函數(shù)值 g6 = -26.8536 大齒輪齒頂與軸不干涉幾何約束函數(shù)值 g7= -761.7929 3 優(yōu)化結(jié)果處理 高速級和低速級齒輪副模數(shù)按照規(guī)范圓整為標準值3mm 4.5mm；高速級小齒輪齒數(shù)圓整為整數(shù)Z1=16；低速級小齒輪齒數(shù)圓整為Z3=18根據(jù)高速級傳動比i1 ,=則高速級大齒輪齒數(shù)為z2=81；根據(jù)低速級傳動比20/i1 ，則高速級大齒輪齒數(shù)為Z4=71 減速器總中心距 (1-35) 如果將減速器各中心距圓整為，則齒輪副螺旋角調(diào)整為 43 2 軸承和傳動軸的設計 2.1.軸的結(jié)構(gòu)設計 ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，

43、轉(zhuǎn)矩 P=41.4KW =72r/min = ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =327 而 F= (2-1) (2-2) F= Ftan=N (2-3) 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶. 初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取

44、 (2-4) 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號 選取 (2-5) 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 選取HL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為10000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 ⑷. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現(xiàn)取 ② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力

45、和軸向力的作用,故選用單列圓錐磙子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列圓錐磙子軸承32021型 對于選取的單列圓錐磙子軸承其尺寸為的,故;而 . 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得32021型軸承定位軸 肩高度mm, ③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定 位.已知齒輪的寬度為110mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高7.5,取.軸環(huán)寬度,取b=20mm. ④ 軸承端蓋的總寬度為48mm(由減速器及軸承端蓋的

46、結(jié)構(gòu)設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知圓椎磙子軸承寬度33mm 高速齒輪輪轂長L=64,則 (2-6) (2-7) 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度. 2.2 軸的強度校核 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點

47、位置時, 于32021型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. (2-8) (2-9) (2-10) (2-11) (2-12) (2-13)

48、 (2-14) (2-15) (2-16) (2-17) 從動軸的載荷分析如圖2: 圖2 1. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度 根據(jù) == (2-18) 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表15-1得[]=60MP

49、〈 [] 此軸合理安全 2. 精確校核軸的疲勞強度. ⑴. 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可. ⑵.

50、 截面Ⅶ左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35 截面上的彎曲應力 (2-19) 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 == (2-20) 軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。 由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得 2.0 =1.31 軸性系數(shù)為 =0.85 K=1+

51、=1.82 K=1+（-1）=1.26 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 (2-21) S13.71 (2-22) ≥S=1.5 (2-23) 所以它是安全的 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 M=133560

52、截面Ⅳ上的扭矩為 =295 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 ==K= (2-24) K= (2-25) 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 (2-26) S13.71 (2-27) ≥S=1.5 (2-2

53、8） 所以它是安全的 3 鍵、聯(lián)軸器和電動機的選擇計算 3.1 鍵的選擇計算 1選擇齒輪鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據(jù) d=66 d=110 查表?。? 鍵寬 b=20 h=12 =50 b=28 h=16 =90 2校和鍵聯(lián)接的強度 查表得 []=110MP 工作長度 50-20=20 90-28=62 3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=6 K=0.5 h=8 由式（6-1）得：

54、 ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵2：2050 A GB/T1096-1979 鍵3：2890 A GB/T1096-1979 3.2聯(lián)軸器設計 1.類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器. 2.載荷計算. 公稱轉(zhuǎn)矩： 查選取 所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設計手冊》 選取輸入軸連軸器為HL3型彈性柱銷連軸器,公稱轉(zhuǎn)矩630N.m，半連軸器的孔徑 半連軸器的長度，半連軸器與軸配合的轂孔長度為 選取輸出軸連軸器為HL8型彈性柱銷連軸器,公稱轉(zhuǎn)矩10000N.m，半連軸

55、器的孔徑 半連軸器的長度，半連軸與軸配合的轂孔長度為 3.3 電動機的選擇 由工作要求，高速軸的輸入功率 1 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2 電動機容量 電動機輸出功率，其中為彈性連軸器的效率，取=0.98 則 3 由電動機的輸出功率45kw，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min.電動機可選Y225M-4較為合適。 4 箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設計 4.1箱體結(jié)構(gòu)的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳

56、合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用配合. 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為50mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精刨，其表面粗糙度為6.3. 3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為12，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 4.2 附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行

57、操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D 通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔蓋上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡. E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺

58、紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 定位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如表1： 表1 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 12 箱蓋壁厚 10 箱蓋凸緣厚度 15 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 M20 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑

59、 M16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M16 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 8 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 10 ，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 24 22 18 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28 16 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 > 10 機蓋，機座肋厚 9 8.5 軸承端蓋外徑 +

60、（5~5.5） 126（1軸）166（2軸） 196（3軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 130（1軸）180（2軸） 216（3軸） 4.3潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 由于本次優(yōu)化結(jié)果充分考慮了減小體積,使高速級傳動的大齒輪與低速級傳動的大齒輪半徑相差較大,因此添加一個甩油輪,確保兩級傳動都能潤滑,其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精刨，其

61、表面粗度應為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太 大，取100mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 5 減速箱輸出軸的工藝性分析 5.1 輸出軸整體工藝分析 1.軸的工作原理：軸套上的齒輪置于減速箱內(nèi)，連軸器置于輸出終端，作用是輸出轉(zhuǎn)矩，傳遞動力，所以材料具有較高的抗彎強度、扭轉(zhuǎn)強度。 2.零件圖樣分析 （1）該零件軸段的安排是呈階梯型，中間粗兩端細，符合強度外形原則，便于安裝和拆卸。其加工精度要求較高，要有較高的形位公差，表面粗糙度最高達到了0.8m。零件的中心軸是設計基準和工藝基準。 （2）φmm對公共軸線的

62、圓跳動為0.012mm。 （3）125mm的兩端面對公共軸線的圓跳動度為0.015mm。 （4）105mm對公共軸線的的圓跳動度為0.012mm。 （5）φmm90mm鍵槽對基準D對稱度 0.020mm。 （6）φmm140mm鍵槽對基準C的對稱度0.020mm （7）零件的材料為45鋼。 （8）調(diào)質(zhì)處理,硬度為217—225HBS （9）φmm為軸承配合，所以軸表面的精度，配合要求較高，Ra為0.8m。 （10）各軸肩處過度圓角R=2.5。 （11）軸端加工出45倒角，是為了便與裝配。 3.零件的工藝分析 （1）零件的毛坯材料為45，是典型的軸用材料，綜合機械性能良好

63、。該材料是優(yōu)質(zhì)碳素鋼，經(jīng)調(diào)制處理之后具有良好的力學性能和切削加工性能。經(jīng)淬火加高溫回火后具有良好的綜合力學性能，具有較高的強度、較好的韌性和塑性。 （2）該軸式階梯軸，其結(jié)構(gòu)復雜程度一般，其有三個過渡臺階。根據(jù)表面粗糙度要求和生產(chǎn)類型，表面加工應分為粗加工和精加工。加工時應把精加工和粗加工分開，這樣經(jīng)多次加工以后逐漸減少了零件的變形誤差。 （3）此零件的毛坯為模鍛件，外形不需要加工。 （4）該軸的加工以車削為主，車削時應保證外圓的同軸度。 （5）在精車前安排了熱處理工藝，以提高軸的疲勞強度和保證零件的內(nèi)應力減少，穩(wěn)定尺寸、減少零件變形。并能保證工件變形之后能在半精車時糾正。 （6）同

64、一軸心線上各軸 孔的同軸度誤差會導致軸承裝置時歪斜，影響軸的同軸度和軸承的使用壽命。所以在車削磨削過程中，要保證其同軸度。 4 減速箱輸出軸的表面粗糙度、形狀和位置精度要求與表面粗糙度要求見表2 表2 加工表面 尺寸及偏差（mm） 公差及精度等級 表面粗糙度Ra（m） 形位公差 主軸左軸面 φ IT7 0.8 ↗ 0.012 A 主軸左軸面 φ IT6 1.6 35軸面 φ IT7 0.8 ↗ 0.012 A 主軸右軸面 φ IT5 1.6 主軸右端內(nèi)螺孔 B3.15/10 5 審查零件的結(jié)構(gòu)

65、工藝性 （1）結(jié)構(gòu)力求簡單、對稱，橫截面尺寸不應該有突然地變化。 （2）應有合理的模面和圓角半徑 （3）45剛具有良好的鍛性 5.2 選擇毛坯、確定毛坯尺寸、設計毛坯圖 1．毛坯的選擇 因為減速箱輸出軸在工作過程中要承受沖擊載荷、扭轉(zhuǎn)力矩。且載荷比較大。為增強它的抗扭強度和沖擊韌度，毛坯應選用優(yōu)質(zhì)低碳鋼。應為生產(chǎn)類型屬于小批量生產(chǎn)，為了提高生產(chǎn)效率宜采用模鍛方法制造毛坯。 2確定毛坯的尺寸公差及機械加工余量 公差等級 根據(jù)零件圖個部分的加工精度要求，鍛件的尺寸公差等級為8-12級，加 工余量等級為普通級，故取IT=12級。 （1） 零件表面粗糙度

66、 根據(jù)零件圖可知該軸各加工表面的粗糙度至少為0.8m。 （2） 毛坯加工余量的確定 根據(jù)上面估算的鍛件的質(zhì)量、形狀復雜系數(shù)與零件的長度，查表可得單邊余量的范圍為1.7～2.2mm。由于零件為階梯軸，可以把臺階相差不大的軸的毛坯合成為同一節(jié)。 ① 對軸左端φ的外圓表面粗糙度0.8m的要求，對其加工方案為粗車——半精車——磨削。 查工藝手冊得：磨削的加工余量為0.4,半精車的加工余量為1.5，粗車的加工余量為4.5，總得加工余量為6.4，所以去總的加工余量為6，將粗車的加工余量修正為4.1 。 精車后工序的基本尺寸為105mm，其它各工序的基本尺寸為： 磨削：105+0.4=105.4 半精車：105.4+1.5=106.9 粗車：106.9+4.1=111 確定各工序的加工經(jīng)濟精度和表面粗糙度：由工藝手冊查得：精車后為IT7，Ra為0.8m。半精車后為IT8,Ra為3.2m，粗車后為IT11,Ra為16m。 ② 對于110和125的外圓端面，為了提高加工效