二级减速器优化设计论文最终版

1、毕业设计(论文)正文题 目减速器优化设计与制造-设计专 业机械设计制造及其自动化班 级汽车服务0811班姓 名代军军学 号指导教师职 称刘海生副教授2012年5月16 日减速器优化设计与制造-设计摘要：传统的减速器设计一般通过反复的试凑、校核确定设计方案，虽然也能获得满足给定条件的设计方案，实践证明，按照传统设计方法作出的设计方案，大部分都有改进的余地，不是最佳方案。本文将对二级斜齿圆柱齿轮减速器进行优化设计。考虑到以中心距最小为目标，在此采用了惩罚函数法。通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定，建立了斜齿圆柱齿轮减速器设计的数学模型。编写了优化设计程序，通过在计算机上运行和计算，得出优

2、化设计各参数的大小。结果表明，采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大降低了，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。关键词：斜齿轮；减速器；优化设计；惩罚函数法；中心距 Reducer to optimize the design and manufacturing - designAbstract：Traditionally, in order to get satisfied design data of reducer, you must cut and try again and again. Although this design can satisfy co

3、nditions given. Proved by the practice, according to the traditional design method to the design, most of them have room for improvement, it is not optimal. In this article we will two-grade helical cylindrical gear redactor conduct optimal design . Taking account the minimum distance of center into

4、 the goal, penalty function used in this method . In this paper, by the way of selecting design variable , setting up goal function and restriction condition , the mathematical model of cylindrical gear reducer is established . The preparation of the optimal design program , run by the computer and

5、calculating the optimal design parameters . The results show that the optimal design methods , strength requirements are met under the premise of the size reducer greatly reduced, reducing the timber and the cost , improve the design efficiency and quality.Key words: Helical Cylindrical Gear Redacto

6、r ； optimal design ； penalty function ； Center distance； Conventional Design目 录1绪 论12概 述22.1机械优化设计与减速器设计现状22.2课题的主要任务33二级斜齿圆柱齿轮减速器的优化设计43.1原始数据及优化目标43.1.1原始数据43.1.2优化目标43.2减速器优化方案的确定43.3减速器的数学模型53.3.1确定变量53.3.2建立目标函数53.3.3建立约束函数63.3.4标准数学模型73.4算法的选取与建立93.5 matlab语言程序编辑93.5.1 Matlab简介103.5.2 matlab编程

7、103.5.3优化结果处理134轴的设计计算154.1高速轴的设计154.1.1求输入轴上的功率P1，转速n1，转矩T1154.1.2求作用在齿轮上的力154.13初步确定轴的最小直径154.2中间轴的设计174.2.1计算作用在齿轮上的力174.2.2初步估算轴的直径184.2.3轴的结构设计184.3低速轴的设计204.3.1求输出轴上的功率,转速，转矩204.3.2求作用在齿轮上的力204.3.3初步确定轴的最小直径204.3.4轴的结构设计215轴校核235.1高速轴的校核235.2中间轴的校核275.3输出轴的校核296键和联轴器的选择326.1键的设计和计算326.1.1高速轴上键

8、的设计326.1.2中间轴上键的设计326.2联轴器的选择346.2.1类型选择346.2.2载荷计算347电动机的选择367.1电动机类型和结构形式367.2电动机容量368箱体结构及附件的设计378.1箱体结构的设计378.2附件设计378.3 润滑密封设计39结 论40【参考文献】41致 谢4239 / 44文档可自由编辑打印1绪 论齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。60年代开

9、始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。新型的"内平动齿轮减速器"与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：（1）传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优

10、点。（2）传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。（3）结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。（4）机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。（5）本减速器采用的传动是二级斜齿圆柱齿轮传动。 随着社会以及工业技术的不断发展，当前数控加工机床不断普及、数控加工技术日益成熟，现有标准减速器也可以充分利用CAD/CAM软件进行几何造型建模，利用上述数控设备加工，这对现有标准减速器生产质量和效率的提高，有很大的现实意义。2概 述2.1机械优化设计与减速器设计现状机械优化设计是在电子计算机广泛应用的基

11、础上发展起来的一门先进技术。它是根据最优化原理和方法，利用电子计算机为计算工具，寻求最优化设计参数的一种现代设计方法。实践证明，优化设计是保证产品具有优良的性能、减轻重量或体积、降低成本的一种有效设计方法。机械优化设计的过程是首先将工程实际问题转化为优化设计的数学模型，然后根据数学模型的特征，选择适当的优化设计计算方法及其程序，通过计算机求得最优解。概括起来，最优化设计工作包括两部分内容：（1）将设计问题的物理模型转变为数学模型。建立数学模型时要选取设计变量，列出目标函数，给出约束条件。目标函数是设计问题所要求的最优指标与设计变量之间的函数关系式。（2）采用适当的最优化方法，求解数学模型。可归

12、结为在给定的条件（例如约束条件）下求目标函数的极值或最优值问题。减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装备中，因此，提高其承载能力，延长使用寿命，减小其体积和质量等，都是很有意义的，而目前在二级传动齿轮减速器的设计方面，许多企业和研究所都是应用手工设计计算的方法，设计过程琐碎而且在好多方面都是通过先估计出参数然后再校核计算的过程。这对于设计者来说是枯燥无味的，进行的是重复性工作，基本没有创造性；对于企业来说增加了产品的成本且不易控制产品质量。这些对提高生产力，提高经济效益都是不利的。现代最优化技术的发展为解决这些问题提供了有效途径。目前，最优化方法在齿轮传动中的应用已深入到设计和研究等许

13、多方面。例如，关于对齿面接触强度最佳齿廓的设计；关于形成最佳油膜或其它条件下齿轮几何参数的最优化设计；关于齿轮体最优结构尺寸的选择；关于齿轮传动装置传动参数的最优化设计；在满足强度要求等约束条件下单位功率质量或体积最小的变速器的最优化设计；以总中心距最小和以转动惯量最小作为目标的多级齿轮传动系统的最优化设计；齿轮副及其传动系统的动态性能的最优化设计（动载荷和噪音最小化的研究，惯性质量的最优化分配及弹性参数的最优选择）等。即包括了对齿轮及其传动系统的结构尺寸和质量，齿轮几何参数和齿廓形状，传动参数等运动学问题，振动、噪音等动力学问题的最优化。本次毕业设计就是针对二级斜齿圆柱齿轮减速器的体积进行优

14、化设计，其意义在于利用已学的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设计方法、理念应用于设计中，为新技术时代的到来打下基础。2.2课题的主要任务（1）两人合作完成减速器的设计计算，优化程序；（2）绘制装配图，零件图；（3）确定可行的优化设计方法，编写计算机程序；（4）完成8000字以上的设计说明书；（5）确定出目标函数，各种约束条件。3二级斜齿圆柱齿轮减速器的优化设计3.1原始数据及优化目标3.1.1原始数据：高速轴输入功率P1=44kW，高速轴转速n1=1440r/min，用电动机驱动，长期工作，载荷有中等冲击，总传动比i=20，高速级和低速级齿轮的齿宽系数分别为和，高速级和

15、低速级上小齿轮比大齿轮分别宽和，高速级与低速级的齿轮传动误差分别为和，大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为59HRC，小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为59HRC，材料密度为。3.1.2优化目标：设计二级斜齿圆柱齿轮减速器，要求在满足强度、刚度和寿命等条件下，使体积小。3.2减速器优化方案的确定 优化方法可以选用多目标优化方法，也可以采用单目标优化方法,多目标优化方法的特点是，在约束条件下，各个目标函数不是被同等的采用，而是按不同的优先层次先后的进行优化。由于这类问题要同时考虑多个指标，而且有时会碰到多个定性指标，且有时难于判断说哪个决策好。这就造成多目标函数优化问题的特殊性。多目标

16、优化设计问题要求各分量目标都达到最优，如能获得这样的结果，当然是十分理想的。但是一般比较困难，尤其是各个目标的优化互相矛盾时更是如此，例如本课题的体积小和转动惯量大的要求互相矛盾。所以解决多目标优化设计问题也是一个复杂的问题，比起单目标优化设计问题来，在理论上和计算方法上都还不够完善，也不够系统，多目标优化问题与单目标优化问题还有一个本质的不同点：多目标优化是一个向量函数的优化，即函数值大小的比较，而向量函数值大小的比较，要比标量值大小的比较复杂。在单目标优化问题中，任何两个解都可以比较其优劣，因此是完全有序的。可是对于多目标优化问题，任何两个解不一定都可以比出其优劣，因此只能是半有序的。单目

17、标优化方法可以选择设计目标中的最重要因素作为优化目标而达到最优,基于此，本课题采用单目标优化方法。按照优化目标要求，取体积最小作为最终优化目标，它可以归结为使减速器的总中心矩a为最小。3.3减速器的数学模型3.3.1确定变量 一个设计方案可以用一组基本参数的数值来表示.这些基本参数可以是构件长度,截面尺寸,某些点的坐标值等几何量,也可以是重量,惯性矩力等物理量,还可以是应力,变形,固有频率,效率等代表工作性能的导出量。但是，对一个具体的优化设计问题，并不是要求对所有的基本参都用优化方法进行调整。例如，对某个机械结构进行优化设计，一些工艺，结构布置等方面的参数，或者某些工作性能的参数，可以根据已

18、有的经验预先取为定值。这样，对这个设计方案来说，它们就成为设计常数。而除此之外的基本参数，则需要在优化设计过程中不断进行修改，调整，一直处于变化的状态，这些基本参数称为设计变量，又叫做优化参数。 二级斜齿圆柱齿轮减速器由两对斜齿圆柱齿轮传动共四个齿轮组成，它们的齿数分别为相应的齿数比分别为,和,两组传动齿轮的法向模数分别设为Mn1和Mn2；齿轮的螺旋压力角为。这里都是设计参数，但由于设计时已给定总传动比i，且有所以从而四个齿轮的齿数只要能确定两个即可，定两个小齿轮的齿数Z1和Z3为设计变量，因此这个优化设计问题的独立设计变量为:六个。3.3.2建立目标函数 在所有的可行设计中，有些设计比另一些

19、要“好些”，如果确实是这样，则“较好”的设计比“较差”的设计必定具备某些更好的性质。倘若这种性质可以表示为设计变量的一个可计算函数，则我们可以考虑优化这个函数，以得到更好的设计。这个用来使设计得以优化的函数称作目标函数。用它可以评价设计方案的好坏，所以它又被称作评价函数，计作f(x),用以强调它对设计变量的依赖性。 上面提到，本课题的优化目标选为体积最小，并归结为使减速器的总中心距a最小，写成 3-13.3.3建立约束函数 设计空间是所有设计方案的集合，但这些设计方案有些是工程上所不能接受的。如果一个设计满足所有对它提出的要求，就称为可行设计，反之则称为不可行设计。一个可行设计必须满足某些设计

20、限制条件，这些限制条件称为约束条件。在工程问题中，根据约束的性质可以把它们区分成性能约束和侧面约束两大类，针对性能要求而提出的限制条件称作性能约束，不针对性能要求，只是对设计变量的取值范围加以限制的约束称作侧面约束，也称作边界约束。 本课题保证总中心距a为最小时应满足的条件是本优化设计问题的约束条件，性能约束有：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不与低速轴发生干涉。 (1) 齿面接触强度计算给出 3-2和 3-3式中-需用接触应力；高速轴的转矩；中间轴的转矩；载荷系数； -尺宽系数。（2）齿根弯曲强度计算给出 高速级小大齿轮的齿根弯曲强度条件为 3-4 3-5 低速级小大齿轮的

21、齿根弯曲强度条件为 3-6 3-7式中 ，分别是齿轮的许用弯曲应力；分别是齿轮的齿形系数。（3）根据不干涉条件 3-8边界约束条件有：不根切条件 3-9 3-10 动力传动模数 3-11 3-12圆柱齿轮传动比 3-133.3.4标准数学模型 将以上物理模型转化为标准数学模型有：设计变量 3-14 目标函数 a minf(x)= 3-15约束函数 st （高速级齿轮接触强度条件） 3-16 （低速级齿轮接触强度条件） 3-17 （高速级小齿轮弯曲强度条件） 3-18（高速级大齿轮弯曲强度条件） 3-19 （低速级小齿轮弯曲强度条件）3-20 （低速级大齿轮弯曲强度条件）3-21（大齿轮与轴不干

22、涉条件） 3-22 （高速级齿轮副模数的下限） 3-23 （高速级齿轮副模数的上限） 3-24 （低速级齿轮副模数的下限） 3-25 （低速级齿轮副模数的上限） 3-26 （高速级小齿轮齿数的下限） 3-27 （高速级小齿轮齿数的上限） 3-28（低速级小齿轮齿数的下限） 3-29（低速级小齿轮齿数的上限） 3-30（高速级传动比的下限） 3-31（高速级传动比的上限） 3-32（齿轮副螺旋角的下限） 3-33（齿轮副螺旋角的上限） 3-343.4算法的选取与建立 目标函数和约束函数的形式知选择外点惩罚函数进行计算较为合理。惩罚函数法是一种使用很广泛，很有效的间接算法。它的基本原理是将约束优化

23、问题中的不等式和等式约束函数经过加权转化后，和原目标函数结合成新的目标函数-惩罚函数，求解该新目标函数的无约束极小值，以期得到原问题的约束最优解。为此，按一定的法则改变加权因子的值，构成一系列的无约束优化问题，求得一系列的无约束最优解，并不断地逼近原约束优化问题的最优解。外点惩罚函数法简称外点法，新目标函数定义在可行域之外，序列迭代点从可行域之外逐渐逼近约束边界上的最优点。外点法可以用来求解含不等式和等式约束的优化问题。算法方框图如图2.1: 图3.1 算法方框图3.5 matlab语言程序编辑3.5.1 Matlab简介 在科学研究和工程应用中，往往要进行大量的数学计算，其中包括矩阵运算。这

24、些运算一般来说难以用手工精确和快捷地进行，而要借助计算机编制相应的程序做近似计算。美国Mathwork公司于1967年推出了“Matrix Laboratory”（缩写为Matlab）软件包，并不断更新和扩充。目前最新的5.x版本（windows环境）是一种功能强、效率高便于进行科学和工程计算的交互式软件包。其中包括：一般数值分析、矩阵运算、数字信号处理、建模和系统控制和优化等应用程序，并集应用程序和图形于一便于使用的集成环境中。在此环境下所解问题的Matlab语言表述形式和其数学表达形式相同，不需要按传统的方法编程。不过，Matlab作为一种新的计算机语言，要想运用自如，充分发挥它的威力，也

25、需先系统地学习它。但由于使用Matlab编程运算与人进行科学计算的思路和表达方式完全一致，所以不象学习其它高级语言-如Basic、Fortran和C等那样难于掌握。实践证明，你可在几十分钟的时间内学会Matlab的基础知识，在短短几个小时的使用中就能初步掌握它.从而使你能够进行高效率和富有创造性的计算。 Matlab大大降低了对使用者的数学基础和计算机语言知识的要求，而且编程效率和计算效率极高，还可在计算机上直接输出结果和精美的图形拷贝，所以它的确为一高效的科研助手。自推出后即风行美国，流传世界。 综上所述，Matlab语言有如下特点：1编程效率高 2用户使用方便 3扩充能力强 4语句简单，内

26、涵丰富 5高效方便的矩阵和数组运算 6方便的绘图功能3.5.2 matlab编程 本课题调用函数为多维约束优化命令fmincon,及子函数目标函数jsqyh_f和非线性约束函数jsqyh_g.fmincon函数的基本形式为:x = fmincon(fun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub,nonlcon，options)其中fun为你要求最小值的函数，可以单写一个文件设置函数。 如果fun中有N个变量，如x y z, 或者是X1, X2,X3, 什么的，自己排顺序，在fun中统一都是用x(1),x(2）.x(n) 表示的。 x0, 表示初始的猜测值，大小要与变量数目相同 A b 为线性

27、不等约束，A*x <= b， A应为n*n阶矩阵，学过线性代数应不难写出A和b Aeq beq为线性相等约束，Aeq*x = beq。 Aeq beq同上可求 lb ub为变量的上下边界， 正负无穷用 -Inf和Inf表示， lb ub应为N阶数组 nonlcon 为非线性约束，可分为两部分，非线性不等约束 c，非线性相等约束ceq 。程序如下:编制优化设计的M 文件（main.m） % 1-减速器中心距优化设计主程序% 设计变量的初始值x0=3;19;5;19;5;14; % 设计变量的下界与上界lb=2;14;2;14;3;8; ub=6;22;6;22;6;20; % 使用多维约束

28、优化命令fmincon(调用目标函数jsqyh_f 和非线性约束函数jsqyh_g) % 不定义线性不等式约束中设计变量的系数矩阵a=和常数项向量b= % 没有等式约束,则参数：系数矩阵Aeq=和常数项向量beq= x,fn=fmincon(jsqyh_f,x0,lb,ub,jsqyh_g); disp ' * 两级斜齿轮传动中心距优化设计最优解 *' fprintf (1,' 高速级齿轮副模数 Mn1 = %3.4f mm n',x(1) fprintf (1,' 低速级齿轮副模数 Mn2 = %3.4f mm n',x(3) fprintf

29、(1,' 高速级小齿轮齿数 z1 = %3.4f n',x(2) fprintf (1,' 低速级小齿轮齿数 z3 = %3.4f n',x(4) fprintf (1,' 高速级齿轮副传动比 i1 = %3.4f n',x(5) fprintf (1,' 齿轮副螺旋角 beta = %3.4f 度 n',x(6) fprintf (1,' 减速器总中心距 a12 = %3.4f mm n',fn) % 调用多维约束优化非线性约束函数(jsqyh_g)计算最优点x*的性能约束函数值g=jsqyh_g(x); dis

30、p ' = 最优点的性能约束函数值 =' fprintf (1,' 高速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g1 = %3.4f n',g(1) fprintf (1,' 低速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g2 = %3.4f n',g(2) fprintf (1,' 高速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g3 = %3.4f n',g(3) fprintf (1,' 高速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g4 = %3.4f n',g(4) fprintf (1,' 低速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g5 =

31、 %3.4f n',g(4) fprintf (1,' 低速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g6 = %3.4f n',g(4) fprintf (1,' 大齿轮齿顶与轴不干涉几何约束函数值 g7 = %3.4f n',g(5) （jsqyh_f.m） % 2-两级斜齿轮减速器总中心距的目标函数(jsqyh_f) function f=jsqyh_f(x); hd=pi/180; a1=x(1)*x(2)*(1+x(5); % 3-两级斜齿轮减速器优化设计的非线性不等式约束函数(jsqyh_g) function g,ceq=jsqyh_g(x); hd

32、=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(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;

33、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 文件的运行结果为： * 两级斜齿轮传动中心距优化设计最优解 *' 高速级齿轮副模数 Mn1 = 2.621 mm 高速级小齿轮齿数 z1 = 16.1131 低速级齿轮副模数 Mn2 = 4.2778 低速级小齿轮齿数 z3 = 18.208高速级齿轮副传动比 i1 = 5.1168齿轮副螺旋角 beta = 12.7904 度减速器总中心距 a12 = 340.1603 mm = 最优点的性能约束函数值 =' 高速级齿轮

34、副接触疲劳强度约束函数值 g1 = 0.0000 低速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g2 = 0.0000 高速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g3 = -1.0052 高速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g4 = -15.3782 低速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值g5 = -3.2578低速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g6 = -26.8536 大齿轮齿顶与轴不干涉几何约束函数值 g7= -761.79293.5.3优化结果处理高速级和低速级齿轮副模数按照规范圆整为标准值3mm 4.5mm；高速级小齿轮齿数圆整为整数Z1=16；低速级小齿轮齿数圆整为Z3=18根据高速级传动比i1 ,

35、=则中速级大齿轮齿数为z2=81；根据低速级传动比20/i1 ，则高速级大齿轮齿数为Z4=71 ；减速器总中心距： F(x)=x/2cosx 3-35如果将减速器各中心距圆整为，则齿轮副螺旋角调整为.4轴的设计计算4.1高速轴的设计4.1.1求输入轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 P1= 44 kw n1=1440r/min T1=2.918×10N·mm 4-14.1.2求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d=49.5 mm 4-2 而 F=N=1.178×10N 4-3 F= Ftancos=1.178×10×tan20&

36、#176;cos14.07°=4420 N 4-4 F= Ftan=1.178×10×tan14.07°=2952 N 4-54.13初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取;根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响,则 d=×(1+5%)=36.77 mm 4-6 显然，轴的最小直径是安装联轴器处的直径。 同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为，根据工作情况，取，则： 4.377 × N·mm 4-7 按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T 52722002，

37、根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为LX3,许用转矩 N.m。与输入轴联接的半联轴器孔d=38mm，因此选取轴段1-2的直径为d=38mm。半联轴器轮毂总长度L=82mm（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L=60mm。4.1.4轴的结构图4.1输入轴的结构图（1） 拟定轴上的各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图3.1的方案，因为轴径与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。 （2）根据轴向定位的要求确定各轴段的直径和长度 1) 为了满足半联轴器的定位要求，轴段1-2右端要制出一轴肩，取轴段2-3的直径为d=44 mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45

38、mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故轴段1-2的长度应比L略短一些，现取L=58 mm。 2）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，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据d=44mm，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的深沟滚子轴承，型号6008，尺寸d×D×B=45 mm×75 mm×16 mm,故d= d=45 mm；故取L=16 mm。 3）按定位要求，取轴段4-5直径为d=49 mm。取齿轮处的轴段5-6的直径d=50 mm。由高速级上大齿轮的齿宽B=

39、d=0.4×218.87mm=87.548mm 。圆整为B=88 mm，则根据题目要求有B=92 mm ，则L=92 mm. 4) 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装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的右端面间的距离l=30 mm ,故取L=50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距离箱体内壁一段距离s=8 mm，则L=a+s+B=16+16+8 mm=40mm。 6）轴段4-5的长度为中间轴左端箱体内壁到输入轴轴段5-6左边的水平距离，即L=a+172

40、mm+20mm+（44-46）=206 mm。4.2中间轴的设计4.2.1计算作用在齿轮上的力P=0.97P=0.97×44 Kw=42.68 Kw 4-8 n= r/mi 4-9 T=1.445×10 N.mm 4-10 d=218.87 mm 4-11 d=78.83 mm 4-12 大齿轮上受到的力为： 圆周力：F= N 4-13 径向力：F N 4-14 轴向力：F3309.31 N 4-15 小齿轮上受到的力为： 圆周力：F N 4-16 径向力：F N 4-17 轴向力：F N 4-184.2.2初步估算轴的直径 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 。取，根据公

41、式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响。查表取A=112,则： d=A（1+5%）=62.67mm 4-194.2.3轴的结构设计 （1） 拟定轴上的各零件的装配方案：该轴（中间轴）左端齿轮轴，大圆柱齿轮从右端装入，然后分别自两端装入挡油板和轴承。结构如图3.2：图4.2 中间轴的结构图（2） 根据轴向定位的要求确定各轴段的直径和长度： 1）由于B=×d=0.5×327mm=163.5 mm,圆整为B=164 mm。则B=164 mm，故由题目要求知B=164mm+8mm=172 mm。轴承右端采用套筒定位，为了使套筒端面可以紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L

42、=168 mm。 2）轴段1-2为支撑轴颈，预选轴承型号为6013深沟球轴承，尺寸d×D×B=65 mm×100 mm×18 mm,故d=d=65mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距离箱体内壁一段距离s=8 mm，则L=4 mm+s+a+B=4mm+8 mm+16 mm+18 mm=46 mm。轴5-6段轴承安装跟轴1-2段相同，故L= L=46 mm。 3） 按轴承装配要求，取d=71 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5 mm,则轴环处的直径d=81 mm,又齿轮与齿轮

43、之间的距离取为20 mm，则轴肩宽度为L=20 mm。 4） 因为B=88 mm,又为了使套筒端面可以紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，则取L=84 mm。取d=71 mm。4.3低速轴的设计4.3.1求输出轴上的功率,转速，转矩P=41.4KW =72r/min =5.49 N.mm4.3.2求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:=327 而 F=2T/d= N 4-20 F N 4-21 F 4-224.3.3初步确定轴的最小直径 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 。取，根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响。查表取A=112,则： d=A（1+5%）=97.7

44、9mm ， 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.选取K=1.5。则： T=KT=1.5×5.49×10=8.235×10 N.mm 4-23因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LX7型弹性柱销联轴器其公称转矩为11200 N.m,半联轴器的孔径d=100 mm,故取d=100 mm.半联轴器的长度L=212 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=167 mm.4.3.4轴的结构设计（1）拟定轴上的各零件的装配方案： 该轴（输出轴）左端先后装入大圆柱齿轮、轴承、轴承套，右端装入轴承。联轴器将在传动系统装

45、配完时安装，减速器装配过程中不应装配。结构图如图3.3。图4.3 输出轴的结构图（2）根据轴向定位的要求确定各轴段的直径和长度： 1) 轴段6-7安装半联轴器，故d=100 mm 。 半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=167 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故轴段6-7的长度应比L略短一些，故取L=165 mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴6-7左端需制出一轴肩，故取d=110 mm . 2) 轴段5-6用来安装轴承的，初选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承，型号

46、6022，尺寸d×D×B=110 mm×170 mm×28 mm, 故取d=110 mm.同理d=110 mm.3) 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装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的左端面间的距离l=30 mm ,故取L=78 mm。4) 根据轴承的安装尺寸要求，取d=119 mm.同理，取d=119mm。又因为B=164 mm, 轴承右端采用套筒定位，为了使套筒端面可以紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=160 mm. 5）齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,则取

47、h=8.5,故d=136mm。轴环宽度b1.4h,取L=12 mm。 6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距离箱体内壁一段距离s=8 mm，则L=B+s+a+（172-164）2+4mm=60。按同理，求得L=（86+20+88+16-82-12） mm=116 mm。5轴校核5.1高速轴的校核 高速轴的弯扭组合强度的校核，分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图4.1：图5.1 高速轴的受力及弯矩图 （1）求反力 H水平面： N 5-1 N 5-2V垂直面： N 5-3 N 5-4 (2) 求齿宽中点处的弯矩H水平面： N.m 5-5V垂直面： N.m 5-6合成弯矩M：=3.85×10 N.mm 5-7扭矩T： Nmm 5-8当量弯矩： =2.62×10 N.mm 5-9 （3）弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，同常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即齿轮中心截面）的强度。W=0.1d=0.1×50 mm=12500 mm 5-10 轴的计算应力为 20.92 Mpa 5-11轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计课本查得=60 Mpa 。 因