(好论文)减速器箱体进行有限元分析 毕业设计(论文)

目录摘要3第一章 引言1.1 本课题研究的理论与实际意义51.2 减速器的研究现状与发展51.3 研究方案51.4 本文所做的工作6第二章 圆柱齿轮减速器的优化设计2.1 优化设计概述 7 2.11、 优化的含义72.12、 机械优化设计的内容与目的 72.2 优化设计方法简介 82.3圆柱齿轮减速器中心距的优化设计 9优化的前期准备工作 9 1. 电机、传动方案、传动比的确定92. 电动机的选择103. 确定传动装置的3总传动比和分配传动比11 4. 减速器中心距优化设计112.4减速器的整体设计.17一、带齿轮各设计参数附表17 1.各传动比172.各轴转速n18 3.各轴输入功率 P184.各轴输入转矩 T185.带轮主要参数186.传动轴承和传动轴的设计197.键的设计和计算228.箱体结构的设计229.润滑密封设计2610.联轴器设计26第三章 减速器的三位实体建模、运动仿真及拆装动画263.1、输出轴段齿轮的特征分析以及建模263.2、输出轴的特征分析以及建模283.3、箱座的特征分析以及建模293.4、键的创建323.5、轴承323.6、套筒333.7、油尺343.8 三维实体装配图以及爆炸图操作流程34 3.9 二级圆柱齿轮减速器三维实体模型的运动仿真423.10 拆装动画 44 第五章输出轴的有限元分析 52第六章 结论 62致谢 63参考文献： 摘要机械减速器是机器的重要组成部分，为了提高减速器的整体设计水平，本文在二级圆柱齿轮减速器优化设计及减速器输出轴有限元分析方面进行了研究和探讨。减速器中心距参数优化设计问题是一个既有连续变量又有离散变量的非线性约束的混合变量优化设计问题，本文建立了这种减速器中心距优化设计的数学模型。优化计算表明，混合罚函数对求解混合离散变量的优化问题不失为一种有效的优化方法；优化后，减速器中心距减少了39.4%，节省了钢材，降低了减速器的制造成本。本文建立了圆柱齿轮减速器有限元分析的力学模型，给出了载荷和边界条件。有限元分析结果表明，二级圆柱齿轮减速器的轴在直径变小的情况下，其强度仍满足要求；输出轴除了局部应力较大外，其余大部分区域应力较小，强度富裕量大；减速器的最大变形发生在输出轴和轴承座相接触的地方，但减速器的正常工作不会产生不良影响；对减速器箱体进行有限元分析，可根据结果适当调整其结构尺寸，达到既满足使用要求，又节省钢材的目的。关键词：减速器 圆柱齿轮 中心距 优化设计 有限元分析 AbstractMechanical reducer is an important part of the machine, In order to improve the level of the overall design of speed reducer, this paper describes the research and discussion on the optimization design of two from the optimal gear reducer reducer and the finite element analysis. The optimization on output shaft design of two from the optimal gear reducer reducer is a continuous variable and discrete variable both nonlinear constrained mixed variable optimization problems, the optimal design of the mathematical model is established in this paper.The results indicste that it is an effective method to mixed scatter variable by using blend function.After optimizing ,the gear of output shaft is reduced 39.4%,thus the purpose of savong steel material and decreasing manufacture cost has obtained.In this paper,the mechanics model of the definite element analysis on retarder box of pumping unit is set up. The load distribution and boundary condition are proposed.The definite element analysis results show that the box bodys strength still meets the damand after decreasing the thickness of the top plate of the retarder.The most parts of the box body have small stress on them with strong strength.The maximum deformation of the retarder occurs on the bearing seat of output axis and its upper box plate without badect for the normal operation. By analyzing the box body with definite element method ,the structure can be adjusted properly to satisfy the operation need and save steel material according ti the analysis results.Key words: retarder , Gear ,Center Distance,optimization design ,definite element analysis第一章 引言1.1 本课题研究的理论与实际意义齿轮减速器是带式运输机的关键部件之一，它工作的好坏直接影响到运输机的正常运行。减速器的中心距是减速器体积的一个影响因素，要减小减速器的体积，提高整体设计水平和经济效益，对减速器的中心距进行研究不失是一种有效的方法。传统的减速器具有传动比可靠，工艺简单，变速范围大等特点，在带式运输机上得到了普遍的应用。但是如果没有进行优化，则减速器中心距较大，致使减速器体积较大，笨重，多项指标的富余量大，不仅浪费了钢材，增加了制造商的生产成本，而且也给用户的安装和维护带来不便，因此，对减速器做优化设计工作具有非常大的现实意义和较高的应用价值。1.2 减速器的研究现状与发展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，具有传递功率大，冲击小，维修方便，使用寿命长等许多优点。是一种广泛应用在工矿企业及运输，建筑等部门的机械部件。由于计算机的迅速发展与普及，优化设计和有限元分析在工程上得到了大量应用，促进了优化理论和有限元理论的发展，不断完善了各种优化和有限元程序。在带式运输机减速器设计中就可以看到这种情况。几年来，对各种减速器机构、减速器支架及游梁的优化设计有许多报道，给减速器的发展带来了积极的促进作用。圆柱齿轮减速器无论从结构上还是使用性能上都在不断得到完善，但是在缩小中心距、降低成本上还处于刚起步阶段。随着市场经济的发展，经济效益的逐步重视，对二级圆柱齿轮减速器的优化设计将得到工程技术人员的认识。目前，国内在其他行业上对齿轮减速器的优化做了一些工作。如河南农业大学所做的研究:“齿轮减速器优化设计参数的转换”（2），以单级圆柱齿轮减速器为例进行了优化设计，根据量纲理论，求出相似准则，将优化设计参数转化为不同设计要求的其他齿轮减速器的优化设计中。吉林化工学院做的研究工作：“二级圆柱齿轮减速器的模糊优化设计”（1），以各级传动的承载能力大致相等和在一定承载能力下减速器具有最小的外形尺寸和重量为多目标优化设计”等。随着国民经济的快速发展，优化设计必将在各行业用减速器上得到应用和发展。1.3 研究内容二级圆柱齿轮减速器主要由4个斜齿轮、主动轴总成、被动轴总成及箱体组成，其总体尺寸有圆柱齿轮控制，总重量主要由齿轮组和箱体构成。因此，只要减小圆柱齿轮组及箱体的尺寸，就可降低减速器的中心距。所以本项研究拟采取的方案为：对二级圆柱齿轮减速器的齿轮组做优化设计，确定最优的、满足工作要求的齿轮组的主要参数，设计轴系，选择轴承，然后设计减速器箱体，最后对设计的输出轴进行有限元分析校核。圆柱齿轮减速器由箱体、箱盖、主动轴总成、中间轴总成、输出轴总成等组成。1. 箱体、箱盖 采用剖分式结构铸造而成2. 主动轴总成由主动轴、圆柱齿轮、轴承、挡油环等组成。主动轴有一个外伸端，为动力输入端。3. 中间轴总成由中间轴、圆柱齿轮、轴承等组成。4. 输出轴总成由输出值、圆柱齿轮、轴承、挡油环等组成。输出轴有一个外伸端，通过联轴器与运输机连接。通过调研和对现有减速器结构的分析，从理论上研究确定优化方法及有限元分析技术，用相关的软件进行分析计算，最终达到优化后的二级圆柱齿轮减速器中心距减少10%的研究目标。1.4 本文所做的工作1. 二级圆柱齿轮减速器的优化设计 圆柱齿轮减速器中心距优化目标函数和约束条件的研究和确定； 优化计算 二级圆柱齿轮减速器的建模、运动仿真、拆装动画。2. 减速器输出轴的有限元分析； 减速器输出轴的结构设计； 减速器输出轴的载荷与受力分析； 输出轴有限元边界条件确定； 输出轴的有限元计算。第二章 圆柱齿轮减速器的优化设计21 优化设计概述 2.11、 优化的含义 优化的含义，就是处理各种事物的一切可能的方案中，寻求最优的方案。绝对的最优，只有在理论计算中才能达到。但实际事务中没有不受客观田间限制的情况，因而实用中的优化问题，都是在给定的情况下，从一切可能的方案中寻求最适当的方案。从这个意义上说，对于实际的事物，所谓最优化，无不带有一定的客观性和相对性。人类在发展的进程中，很早以前就有了最简单的优化意向，但是科学的表达出优化的概念，还是从17世纪时随着数学的发展而开始的。古典的优化方法，主要是应用微分法和变分法。直到本世纪40年代初，由于军事上的需要，优化技术才开始应用于解决实际问题。到了本世纪50年代，线性规划一开始应用到工业建设、交通建设、物资调配、生产管理等很多领域中，显示了初步的效能。特别是60年代，随着电子计算机的诞生和应用数学的发展，优化理论和方法已形成了专门的学科，并在各行各业中得到了日益广泛的应用。近20年来，优化技术已在工业、农业、交通、运输、能源、军事等各个领域发挥着重要的作用。我国对优化理论方法的研究虽然起步较晚，但经过科研部门，高等院校及生产建设单位的多方努力，也取得了较快的发展和客观的经济效益。现代优化方法主要以数学规划为核心，以高速电子计算机为工具，向着多目标、多变量、高效率、高精度方向发展，成为科学研究，经济发展，产品创新等工作中强有力的助手，并在各行各业的革新和竞争中日益显示威力。2.12、机械优化设计的内容与目的机械优化设计是把优化技术应用到机械设计中去，通过对机械零件、机构、部件、乃至整个机械系统的优化设计，确定出他们的最佳参数和结构尺寸。减速器优化设计的目的为： 提高了设计质量 由于计算机按照一定的计算步骤，先是形成众多的设计方案，后又根据指定的准则对这些方案作比较及判别，从中搜索到最好的设计方案。因此，毫无疑问，通过优化设计所得到的减速器的中心距将比传统设计 方案所得到的减速器的质量要高的多。实际上，常根据承载功率来设计减速器。在这种情况下进行优化设计，将得到能够承受同样功率、而体积及重量却比较小的减速器。这样，制造减速器所耗用的材料、机时、能源和成本自然就随之减少了，同时，还改善了减速器的安装性能和动力品质。在优化设计中，大量繁重复杂的计算工作由计算机来承担，避免了在传统设计中常易发生的人为差错，保证了设计方案的可能性。 加快了设计速度设计人员以传统的设计方法完成一台减速器的主要参数设计，是需要耗费相当多的时间的。如果欲使设计较为满意，安全系数的计算更为精确,那么需要的时间就更多。优化设计方法则发挥了计算机的速度优势，在很短的时间内可完成比手工计算多得多的工作量。因此，实用优化设计方法大大缩短了减速器的设计周期，加快了设计速度。 减轻了设计人员的劳动在传统的设计中，设计人员必须熟悉有关减速器的各种标准和规范，必须随时翻阅各种图册资料，查找各种要用的公式和图表。设计人员要在长时间的工作中，准确无误的采集各个数据，并且小心翼翼的进行各项计算，工作是相当繁重的，也极易产生差错。不仅如此，当在设计中遇到一时难以把握的问题时，设计人员还必须调动自己的全部经验和智慧来做出一些推断，则往往又是煞费苦心的。在优化设计中，这一切工作则全部交给计算机来完成。这样就把设计人员从繁重的劳动中解脱出来。 有利于深入研究减速器的设计问题采用优化设计方法能够以极低的代价、极短的时间取得理想的设计结果。这是深入研究减速器设计问题最为有利的条件。2.2 优化设计方法简介在机械优化设计过程中，除了要根据设计对象的工作原理、设计准则、工作条件以及其他技术经济指标等建立优化设计的数学模型外，另一重要的工作内容，就是选用合适的优化方法。随着数学规划论的发展，为机械设计提供了多种实用的设计方法。所谓优化方法，就是求解优化设计数学模型极小值问题的一种数值计算方法。由于求解问题的性质、规模以及解题思路和策略的不同，优化方法的种类很多。但是，每一种优化方法就其适用范围、解题功能而言，都有其各自的局限性，没有一种优化方法能适用一切问题的求解。机械优化设计问题，绝大多数属于非线性规划问题。求解这类问题的方法，称为约束优化方法。根据处理约束问题的不同，约束最优化方法分为直接法和间接法两种。直接法是直接从可行域内寻找最优解，最常用的就是复合形法。间接法则是将约束优化的求解，先经过适当的处理，转化为无约束问题，在通过解无约束问题求得原文题的最优解。最常用的是罚函数法。1. 复合形法复合形法的基本原理是：在n维设计空间的约束可行域内，构造一个由Kn+1个初始顶点构成的不规则多面体复合形。再对复合形各顶点的目标函数逐一进行比较，不断去掉最坏点，产生新的复合形。经过反复计算，使复合形逐渐向最优点移动、收缩，直到满足收敛精度为止。复合形法只要求目标和约束函数是可计算函数。在迭代过程中，不必计算目标函数的一阶和二阶导数。这点对于具有非连续变量的优化设计模型特别有意义。用复合形法处理变量不太多的中、小型优化设计问题比较适合。 罚函数法罚函数法是利用罚因子将不等式约束函数和等式约束函数分别构成惩罚项，加到目标函数上，构成一个新的无约束函数，称为惩罚函数简称罚函数。然后求无约束最优解。根据惩罚项构成形式的不同，又分为外点罚函数法、内点罚函数法和混合罚函数法三种。2.3二级圆柱齿轮减速器中心距的优化设计1.初始条件 设计一用于带式运输机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器（要求中心距最小的优化设计）原始数据运输带拉力F（kN）：2.0卷筒直径D（mm）：250运输带速度V（m/s）：1.3带速允许偏差（）：5使用年限（年）： 5工作制度（班/日）：1工作有轻震、经常满载、空载起动、单向旋转2. 电机、传动方案、传动比的确定.传动装置总体设计方案:. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图2.1 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.970.960.759；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。3.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/19001.3/10000.7593.25kW, 执行机构的曲柄转速为n=82.76r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）82.761324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 图2.2 电机简图表2.1方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02表2.2中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781236 8010 414. 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/82.7617.40（2） 分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为17.40/2.37.572.4、中心距最小的优化设计1 确定目标函数图2.3从减速器传动简图中可以看出，它有两对圆柱齿轮传动共四个齿轮组成，它们的齿数分别为z、z、z、z，相应的齿数比分别是i= z/ z和i= z/ z;两组传动齿轮的法面模数分别为m和m；齿轮的螺旋角为。在这里z、z、z、z、i、 i、m、m和都是设计参数。但由于设计时一给定总传动比i，且有i= i i，所以i= i/ i.从而四个齿轮的只要能确定两个即可。我们可以定两个小齿轮的齿数z、z 为设计变量。因此，这个优化设计问题的独立设计变量为：z、z 、m、m、i和六个。可见不是所有的设计参数都是设计变量。设计是要减速器的中心距A最小，写为A=保证中心距A为最小时应满足的条件是本优化设计问题的约束条件，他们是：齿面的接触强度和齿根的弯曲强度以及中间轴上的大齿轮z不与低速轴发生干涉。 齿面接触强度计算给出 和 式中 许用接触应力；T 高速轴的转矩；T 中间轴的转矩；K、K 载荷系数；【8】 齿宽系数。 齿根弯曲强度计算给出高速级大、小齿轮的齿根弯曲强度条件为和 低速级大、小齿轮的齿根弯曲强度条件为为 式中 、分别是齿轮z、z、z和z的许用弯曲应力；Y、Y、Y、Y、分别是齿轮z、z、z和z的齿形系数。 根据不干涉条件，有 式中 s低速轴的轴线和中间轴上大齿轮z齿顶间的距离。距离s=5mm.即得 另外 ，还要考虑传动平稳、轴向力不宜过大、高速级与低速级的大齿轮z和z浸油深度大致相同、小齿轮分度园尺寸不能太小等因素，来建立一些边界约束条件 式中，i=1，2，6（6是设计变量的个数）。这样，则可写出二级圆柱齿轮减速器优化设计的数学模型如下A= 或简化写成 A=s.t. 2.将目标函数及约束条件初始化根据机械设计【8】齿轮设计理论试选=1.6查机械设计【8】图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由机械设计【8】图10-26 则由机械设计【8】公式10-13计算应力值环数N=60nj =60626.091（283008）=1.442510hN= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=)查机械设计【8】 10-19图得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查机械设计【8】由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610N.m将上述数据带入(1)式中得到 同理由(2)-(14)可得如下式子 3 、将目标函数及约束条件转化为MATLAB程序将涉及总中心距 齿轮传动方案的六个独立参数作为设计变量式中， 分别为高速级和低速级齿轮副的模数； 分别为高速级和低速级小齿轮齿数； 为高速级传动比； 为齿轮副螺旋角。 减速器总中心距 最小的目标函数 性能约束包括：齿面接触强度条件，齿根弯曲强度条件，高速级大齿轮与低速轴不干涉条件等。根据齿轮材料与热处理规范，得到齿面许用接触应力和齿根许用弯曲应力。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，中间轴转矩，高速轴和低速轴载荷系数。边界约束包括：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；综合考虑传动平稳、轴向力不能太大、轴齿轮的分度圆直径不能太小与两级传动的大齿轮浸油深度大致相近等因素，估计两级传动大齿轮的齿数范围、高速级传动比范围和齿轮副螺旋角范围等。因此，建立了如下17个不等式约束条件。 n 高速级齿轮副接触强度条件n 低速级齿轮副接触强度条件n 高速级大齿轮齿根弯曲强度条件n 低速级大齿轮齿根弯曲强度n 大齿轮与轴不干涉条件n 高速级齿轮副模数的下限 n 高速级齿轮副模数的上限n 低速级齿轮副模数的下限n 低速级齿轮副模数的上限n 高速级小齿轮齿数的下限n 高速级小齿轮齿数的上限n 低速级小齿轮齿数的下限 n 低速级小齿轮齿数的上限n 高速级传动比的下限n 高速级传动比的上限n 齿轮副螺旋角的下限n 齿轮副螺旋角的上限n 这是一个有17个不等式约束的六维非线性优化问题。n 由 共12个线性不等式约束，列出各设计变量系数矩阵A的非零元素为n a( 1，1)=-1；a( 2，1)= 1n a( 3，2)=-1；a( 4，2)= 1n a( 5，3)=-1；a( 6，3)= 1n a( 7，4)=-1；a( 8，4)= 1n a( 9，5)=-1；a(10，5)= 1n a(11，6)=-1；a(12，6)= 1n 非线性不等式约束（性能约束）的常数向量n Ceq=0n 线性不等式约束（边界约束）的常数向量n b=-2 , 5，-2.5，4，-14，27，-16，33，-3.13，3.36，-12，15n 设计变量的上界和下界n lb= 2，3.5， 14，16，5.8，12n ub=5， 6， 22， 22， 7，15n 没有等式约束，故对应的系数矩阵参数Aeq和常数向量参数beq定义为空矩阵符号“ ”。4、编制函数fmincon要调用的两个函数文件：n 1）目标函数的函数文件jsq_f.mn % 两级斜齿轮减速器总中心距的目标函数n function f=jsq_f(x);n a1=x(1)*x(3)*(1+x(5);n a2=x(2)*x(4)*(1+7.57/x(5);n cb=2*cos(x(6)*pi/180);n f=(a1+a2)/cb;n 2）非线性不等式约束的函数文件jsq_y.mn % 非线性不等式约束函数(g1-g5)n functionc,ceq=jsq_y(x);n c(1)=cos(x(6)*pi/180).3-1.079e-6*x(1).3*x(3).3*x(5);n c(2)=x(5).2*cos(x(6)*pi/180).3-2.701e-4*x(2).3*x(4).3;n c(3)=cos(x(6)*pi/180).2-5.939e-5*(1+x(5)*x(1).3*x(3).2;n c(4)=x(5).2*cos(x(6)*pi/180).2-3.076e-4*(7.57+x(5)*x(2).3*x(4).2;n c(5)=x(5)*(2*(x(1)+50)*cos(x(6)*pi/180)+x(1)*x(2)*x(3)-x(2)*x(4)*(7.57+x(5);n ceq=;5、编制调用目标函数与非线性约束的函数文件jsq_fy.mn % 调用目标函数文件与非线性约束文件n % 设计变量的初始值n x=2;3;25;30;3.24;14;n % 设计变量的下界与上界n lb=2;2.5;14;16;3.13;12;n ub=5;4;27;33;3.36;15;n % 线性不等式约束(g6-g17)中设计变量的系数矩阵n a=zeros(12,6);n a( 1,1)=-1;a( 2,1)= 1;n a( 3,2)=-1;a( 4,2)= 1;n a( 5,3)=-1;a( 6,3)= 1;n a( 7,4)=-1;a( 8,4)= 1;n a( 9,5)=-1;a(10,5)= 1;n a(11,6)=-1;a(12,6)= 1;n % 线性不等式约束中常数项列阵n b=-2;5;-2.5;4;-14;27;-16;33;-3.13;3.36;-12;15;n % 调用多维约束优化函数n % 等式约束参数Aeq，beq定义为空矩阵符号“ ”n x,fval=fmincon(jsq_f,x0,a,b,lb,ub,jsq_y) 6、程序运行结果n x =n 2.0000 （高速级齿轮副模数）n 2.5000 （低速级齿轮副模数）n 22.9174 （高速级小齿轮齿数）n 25.2773 （低速级小齿轮齿数）n 3.1300 （高速级传动比）n 12.7361 （齿轮副螺旋角）n fval =n 207.7754 （两级斜齿轮传动总中心距） 7、优化结果处理n 经检验，最优点位于性能约束 和边界约束 、 、 、 的交集。n 高速级和低速级齿轮副模数按照规范圆整为标准值 ；n 高、低速级小齿轮齿数圆整为整数 ；Z=26n 根据高速级传动比 ，则高速级大齿轮齿数为 ；n 根据低速级传动比 ， 计算出低速级大齿轮齿数为 ；n 减速器总中心距n n nnn 如果将减速器总中心距圆整为 ，则齿轮副螺旋角调整为 。 8.后续计算低速级齿轮分度圆直径 d=47.16d=147.63 计算齿轮宽度圆整后取 9.与传统设计的齿轮减速器做比较 m=2.5mm 3.24 z=25 z=3.2425=81 m=3mm 2.33 z=30 z=302.33=70 计算大.小齿轮的分度圆直径d=64.44d=208.8计算齿轮宽度B=圆整的 与优化设计相比减少值=（290-208）/208 %=39.4%优化计算结果表明，用MATLAB对求解中心距最小优化问题不失为一种有效的优化方法：优化后，目标函数值下降了39.4%。由于齿宽减小了，输出轴大齿轮的直径也减小了，减小了减速器箱体、轴、轴承等部件的尺寸，减速器的重量降低了12.7%，节省了钢材，降低了减速器的制造成本。2.5、减速器的整体设计带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.132.412. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)3.12 2.902.702.574. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)47.58143.53311.35286.915. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90224471140056.传动轴的设计1. 传动轴承的设计（1）. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.DB轴承代号 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C 2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.传动轴总体设计结构图: (从动轴)(中间轴) (主动轴)7.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-19798.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）9. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 6.3密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。10.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=95509550333.5查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm第三章 减速器的三维实体建模、运动仿真及拆装动画3.1 齿轮建模由于齿轮的二次开发已经很完善