matlab与优化设计.docx

机械优化设计课程设计题目：齿轮减速器最优化设计班级：机械 班成员 2013年6月19日一 设计题目：二级斜齿圆柱减速器的最优化设计二 设计要求：要求减速器有最小的体积和最紧凑的结构三 原始数据：冲头压力（KN）生产效率Piece/min冲头行程（mm）原动机传动方式1104090三相交流异步电动机二级斜齿圆柱减速器四 设计内容1. 设计方案的拟定及说明2. 电动机的选择及参数计算3. 带轮的初选与计算4. 计算圆柱斜齿轮的输入转矩、传动比、转速，然后建立数学模型编写matlab语言程序，运行程序包括geardesign. m 齿轮系统设计主程序 Gearobjfun. m目标函数子程序 Gearconstr. m 约束条件子程序 Gearparameter.m许用应力计算子程序5. 输出结果1. 该减速器为二级斜齿圆柱减速器，低速级采用二级斜齿圆柱齿轮传动，选择三相交流异步电动机，v带传动2. 确定电动机的容量:选择电动机的容量应保证电动机的额定功率大于等于工作机所需要的功率电动机参数 t=60/40=1.5s v=s/t=6.0*10-3m/s P=0.5FV=0.5*110*60*0.001=3.3kw1. =1* 32*23*4*5 其中齿轮传动1=0.96滚动轴承2=0.98齿轮传动3=0.97联轴器4=0.99卷筒5=1.0 =0.96*0.983*0.972*0.99*1.00=0.84 Pd=3.30.84=2.93kw三，确定电动机的转速已知压片机的转速40piece/min带传动的传动比i1=24二级齿轮减速器的传动比i2=840，所以电动机的转动范围n=i1i2n=6406400r/min 可行方案如下确定电动机的转速 具体数据如下型号功率kw满载转速r/min额定转矩最大转矩Y100L2-4314202.22.2计算减速器输入转矩T1，输入转速n，总传动比ii=1420/40=35.5 初值i0=3计算i=i/i0=35.5/3=10.52转速n=nm/i0=1420/3=473.33r/min输入转矩Td=9550*3.93/1420=26.43N.m T=Td*i0*=26.43*3*0.96=72.12N.m轴名效率P（KW）转矩（N.M）转速（n.min）传动比效率输入输出电动机轴2.5126.43142030.96输入轴2.933.3,76.12473.3311.83输入转矩T1=76.12N.m，输入转速n1=473.33r/min,总传动比11.83建立二级减速器的数学模型，并用MATLAB语言编制求解程序，如下3. 程序如下：(1)%geardesign.m4. global rat;5. global kk;6. global tt1;7. global n0;8. global t;9. global hbs;10. global sigmahp;11. global sigmafp;12. kk=1.2;13. tt1=7.612e4;14. rat01=4;15. rat=11.83;16. n0=473.33;17. t=24000;18. hbs=280,240,280,240;19. sigmahp,sigmafp=gearparameter(rat01);20. x0=2,3,30,25,4,10,15,;21. options=optimset(Display,iter,TolFun,1e-8);22. lbnd=2,2,20,20,3,8,8;23. ubnd=4,4,40,40,5,16,16;24. x,f,exitflag,output=fmincon(gearobjfun,x0,lbnd,ubnd,gearconstr,options)(2) %gearobjfun.mfunction f=gearobjfun(x)global rat;f=(x(1)*x(3)*(1+x(5)/cos(x(6)*pi/180)+(x(2)*x(4)*(1+rat/x(5)/cos(x(7)*pi/180);(3) %约束条件子程序gearconstr.mfunction c,ceq=gearconstr(x)global rat;global tt1;global kk;global sigmahp;global sigmafp;beta(1)=x(6)*pi/180;beta(2)=x(7)*pi/180;epa(1)=(1.88-3.2*(x(5)+1)/x(3)/x(5)*cos(beta(1);epa(2)=(1.88-3.2*(rat+x(5)/x(4)/rat)*cos(beta(2);for i=1:2 yep(i)=1.053/epa(i); zep(i)=sqrt(yep(i); zh(i)=2.9027-0.3702*exp(beta(i);endzv(1)=x(3)/(cos(beta(1)3;zv(2)=x(5)*zv(1);zv(3)=x(4)/(cos(beta(2)3;zv(4)=rat/x(5)*zv(3);for i=1:4 yfa(i)=3.8193-0.3628*log(zv(i);%齿形系数 ysa(i)=1.1233+0.146*log(zv(i);%应力校正系数endfor i=1:2 epsbeta(i)=0.318*x(i+2)*tan(beta(i); ybeta(i)=1.0-epsbeta(i)*x(i+5)/120; if(ybeta(i)0.75)ybeta(i)=0.75; endendc(1)=zh(1)*zep(1)*(cos(beta(1)2*sqrt(1+1/x(5)/(x(1)*x(3)3)*sqrt(kk*tt1)-3.726e-3*sigmahp(2);c(2)=zh(2)*zep(2)*(cos(beta(2)2*sqrt(x(5)*(1+x(5)/rat)/(x(2)*x(4)3)*sqrt(kk*tt1)-3.802e-3*sigmahp(4);c(3)=(cos(beta(1)2/x(3)2/x(1)3*yfa(1)*ysa(1)*yep(1)*ybeta(1)*kk*tt1-0.5*sigmafp(1);c(4)=(cos(beta(1)2/x(3)2/x(1)3*yfa(2)*ysa(2)*yep(1)*ybeta(1)*kk*tt1-0.5*sigmafp(2);c(5)=x(5)*(cos(beta(2)2/x(4)2/x(2)3*yfa(3)*ysa(3)*yep(2)*ybeta(2)*kk*tt1-0.5208*sigmafp(3);c(6)=x(5)*(cos(beta(2)2/x(4)2/x(2)3*yfa(4)*ysa(4)*yep(2)*ybeta(2)*kk*tt1-0.5208*sigmafp(4);%非线性约束问题d1=x(1)*x(3)/cos(beta(1);d2=x(1)*x(3)*x(5)/cos(beta(1);d3=x(2)*x(4)/cos(beta(2);d4=x(2)*x(4)*rat*x(5)/cos(beta(2);a1=0.5*x(1)*x(3)*(1+x(5)/cos(beta(1);a2=0.5*x(2)*x(4)*(1+rat/x(5)/cos(beta(2);c(7)=d4-d2-20;c(8)=40+0.5*d2-a2;c(9)=d2-350;c(10)=d4-350;c(11)=50-d1;c(12)=abs(2*x(1)-round(2*x(1)-0.001;c(13)=abs(2*x(2)-round(2*x(2)-0.001;ceq=;(4) %gearparameter.mfunction sigmahp,sigmafp=gearparameter(rat01)global n0;global rat;global kk;global t;global hbs;for i=1:4 sigmah(i)=495+0.889*(hbs(i)-150); sigmaf(i)=170+0.3*(hbs(i)-150);endnr(1)=n0;nr(2)=nr(1)/rat01;nr(3)=nr(1)/rat01;nr(4)=n0/rat;for i=1:4 nn(i)=60*nr(i)*t; if(nn(i)1e+5) zn(i)=1.6; elseif(nn(i)1e+7) zn(i)=2.75-0.1006*log(nn(i); else zn(i)=1.0; end if(nn(i)1e+4) yn(i)=2.5; elseif(nn(i) 输出最优解如下：x = 2.5225 1.2726 40.4671 19.2726 2.2726 7.3134 7.2726f = 490.2449经过适当的圆整和标准化修正后的齿轮传动系统设计参数见表如下：参数 齿轮齿轮1齿