减速器轴课程设计

2024-11-22

减速器轴课程设计（通用8篇）

减速器轴课程设计篇1

轴的设计

图1传动系统的总轮廓图

一、轴的材料选择及最小直径估算

根据工作条件，小齿轮的直径较小（选用45钢，正火，硬度HB=

。），采用齿轮轴结构，按扭转强度法进行最小直径估算，即

直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。

值由表26—3确定：

1、高速轴最小直径的确定

=112

初算轴径，若最小由轴器，设有一个键槽。则，因高速轴最小直径处安装联，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取，为电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166：，综合考虑各因素，取

2、中间轴最小直径的确定

。，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值

3、低速轴最小直径的确定

。，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值，参。

二、轴的结构设计

1、高速轴的结构设计

图2（1）、各轴段的直径的确定

：最小直径，安装联轴器

：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封），：滚动轴承处轴段，：过渡轴段，取：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取30208。（2）、各轴段长度的确定

：由联轴器长度查表6-96得，取

：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定：由滚动轴承确定

：由装配关系及箱体结构等确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由小齿轮宽度

2、中间轴的结构设计

确定，取

图3（1）、各轴段的直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，：低速级小齿轮轴段，滚动轴承选30206 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：高速级大齿轮轴段：滚动轴承处轴段（2）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、装配关系确定：由低速级小齿轮的毂孔宽度：轴环宽度

确定

：由高速级大齿轮的毂孔宽度：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定

3、低速轴的结构设计

图4（1）、各轴段的直径的确定：滚动轴承处轴段：低速级大齿轮轴段，滚动轴承选取30210

：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位：滚动轴承处轴段

：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封）

：最小直径，安装联轴器的外伸轴段（2）、各轴段长度的确定

：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由低速级大齿轮的毂孔宽：轴环宽度

确定

：由装配关系、箱体结构确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定

：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定：由联轴器的毂孔宽

确定

轴的校核

一、校核高速轴

1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30208轴承，从表6-67可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距速级小齿轮作用点到右支点，距B，高的距离为A

为

图5

2、计算轴上的作用力

如图4—1，求

：

；

3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面

图6

；

图7（2）、水平面

图8

；；

；

图9（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图

图10

1轴的弯矩图

图11

1轴的转矩图

（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。

已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得因此，严重富裕。，二、校核中间轴

1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

轴上安装30206轴承，它的负荷作用中心到轴承外端面距离为，跨距，高速级大齿轮的力作用点C到左支点A的距离，低速级小齿轮的力作用点D到右支点B的距离用点之间的距离轴的受力简图为：。

。两齿轮力作

图12

2、计算轴上作用力

齿轮2：

;

齿轮3：；

3、计算支反力

（1）、垂直面支反力

图13 由，得

由，得

由轴上合力校核：，计算无误

（2）、水平面支反力

图14 由，得

由，得

由轴上合力校核：，计算无误

（3）、总支反力为

（4）、绘制转矩、弯矩图

a、垂直面内弯矩图 C处弯矩

D处弯矩

图15

b、水平面内弯矩图 C处弯矩

D处弯矩

图16 c、合成弯矩图

图17 d、转矩图

图18（5）、弯扭合成校核

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度。去折算系数为

已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得。，因此

三、校核低速轴

1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30210轴承，从表12—6可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，低速级大齿轮作用点到右支点B的距离为A为，距

图19

2、计算轴上的作用力

如图4—15，求

：；

3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面

图20

；

图21（2）、水平面

图22

；；

；

图23（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图

图24

图25（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度

校核危险截面C的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。

已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得因此，强度足够。，则传动系统轮廓图为

图26

减速器轴课程设计篇2

关键词：减速机,密封,轴端防漏油,优化设计

1 目前减速器轴端密封的常见结构分析

1.1 毛毡圈密封

安装尺寸较紧凑, 拆装技术要求不高, 成本低廉, 但磨损太快, 要求轴的线速度不能过高。由于这种密封形式使用寿命;太短, 目前已很少应用于减速机轴端密封。

1.2 间隙节流沟槽密封

利用曲折间隙节流效应产生密封作用.属于非接触型密封, 其工作寿命长对保养要求不高。可用于高速和低速条件。在实际应用中, 单独依靠这种密封形式。使用效果并不理想.所以它只能作为辅助密封手段。

1.3 骨架油封密封

骨架油封主要是利用弹簧圈箍紧密封后。使之对轴径产生适当的径向力, 同时, 唇口磨损后能自动补偿。以保证唇口具有良好的密封性能。骨架油封属于接触型密封其结构简单, 安装位置小且紧凑, 密封性能较好对设备的振动和轴径的偏心有一定的适应性。但其对轴径、油封孔槽的尺寸公差、表面粗糙度及轴的表面硬度 (热处理) 要求较高.另外润滑油的粘度、油质及设备的使用环境温度等因素都会影响油封的密封效果和使用寿命。

综上分析, 传统单一的密封形式已经不适用于解决减速器的轴端密封要求。特别在低速重载场合, 更换维修密封件是非常困难麻烦的。笔者设计了一套完善高效, 简便可行的轴端密封结构的密封方案。

2 轴端密封的改进方案设计

2.1 减速器轴端密封实际要求

(1) 由于减速器的工作环境恶劣: (1) 粉尘进入减速器内, 污染润滑油, 进而引起齿轮与轴承过度磨损: (2) 粉尘与润滑油在齿轮的搅拌下充分混合, 会影响润滑油的润滑效果和流动性; (3) 粉尘油污在回油通道的聚积会阻塞润滑油的回流。

(2) 必须保证减速机齿轮、轴承的良好润滑.才能满足矿山机械大功率、重负荷的工作性质。目前, 多数使用单位为避免润滑油渗漏, 常来用控制加油量的方法。但由于润滑不充分, 引起齿轮过度磨损、点蚀现象及轴承发热等问题。

因此, 减速器轴端密封结构的设计应该在保证润滑充分的条件下, 实现对内防油, 对外防尘的双重功效。

2.2 减速器密封结构的改进方案

鉴于减速器的结构形式多种多样, 现以我公司最具代表性的立磨行星减速器为例说明。其它类型的通用平行轴减速器完全可以借鉴这套方案, 笔者就不在缀述。

2.2.1 减速器高速轴端密封结构形式的设计

由于减速器直交轴输入处速度快, 轴承润滑复杂等因素, 密封效果最难控制。结合前述密封失效形式的分析, 最终采用已非接触机械密封形式为主的一套密封结构。此结构兼有挡油环的作用, 阻止润滑油流向输入端外侧。鉴于对该种类型密封结构特点的评析, 仍会有部分润滑油会从低点, 通过重力的作用流回减速器箱体内。通过这种方法, 杜绝了润滑油在输入端盖处的堆积, 也就杜绝了漏油现象发生的可能。

2.2.2 减速器低速轴端密封结构形式的设计

在低速级的方案设计中, 将传统设计中的输出法兰设计成了法加密封环的两体组立结构, 实现了第一道密封;设有均布的回油通孔, 当润滑油溢入该密封槽时通过该组回油孔流回进箱体, 形成第二道密封;通过注油杯打入润滑干油脂, 该干油脂注满回油槽后, 就实现了第三道密封, 它可以对内防油, 对外防尘, 效果颇佳。设有碳素纤维盘根, 对内防油, 对外防尘, 此乃第四道密封。通过上述四道密封环节的设计, 从根本上杜绝了漏油现象放生的可能性。

综合对输入, 输出端密封结构的优化设计, 方便高效的解决了减速器漏油防尘的难题。

2.3 其它通用减速器的润滑方式简介

上述针对立磨行星减速器轴端密封结构的设计, 经过了实践的检验, 是高效可行的。其它普通通用减速器可以参照设计。另外普通减速器还可以根据需要设计成不同的密封结构, 现就其设计原则及注意事项简单介绍如下:

(1) 回油槽的宽度和深度 (或直径) 要适中, 以便于润滑油回流顺畅。在不影响减速机壳体强度的情况下, 回油槽的通流截面可适当大些;

(2) 采用螺旋密封时, 螺旋的旋向应与减速机齿轮轴的转向相适应。减速机应用于双向传动时, 应避免使用螺旋密封结构, 可改用迷宫密封结构;

(3) 应完善减速机各部位动的密封处的密封效果, 以保证润滑油的洁净;

(4) 密封通道各间隙值控制在0.20-0.30mm为宜。

(5) 减速器组装时, 齿轮两侧轴承空腔内尽量少涂润滑脂, 避免多余的润滑胞在减速机运行后甩出, 堵塞国油槽;

(6) 用于防尘密封, 尽量采用双唇油封, 并注意油封往轴上安装前, 需在主唇与防尘唇间涂满润滑脂 (最好采用二硫化钠) , 起降温、润滑唇口、辅助密封粉尘的作用;

(7) 减速器加油量以油面浸没末级齿轮两个齿高为适中。

2.4 其它注意事项

上述密封结构的设计, 可以充分实现密封的功效。但其前提是各相关件加工精度得到保证, 轴承, 齿轮等润滑点供油充分, 各回油通道流畅, 没有淤塞。只有这样, 才能确保这套密封结构百分之百的发挥功效。

参考文献

[1]胡亚杰, 王志强, 赵永极;机械密封失效原因分析[J];橡塑技术与装备;2002年08期[1]胡亚杰, 王志强, 赵永极;机械密封失效原因分析[J];橡塑技术与装备;2002年08期

[2]成大先《机械设计手册》化学工业出版社2002.1 (第四版) [2]成大先《机械设计手册》化学工业出版社2002.1 (第四版)

[3]范顺成, 马治平, 马洛刚.《机械设计基础》.机械工业出版社, 2002.[3]范顺成, 马治平, 马洛刚.《机械设计基础》.机械工业出版社, 2002.

[4]《机械工程标准手册》编委会《机械工程标准手册》中国标准出版社2003.5[4]《机械工程标准手册》编委会《机械工程标准手册》中国标准出版社2003.5

[5]李庆余, 张佳《.机械制造装备设计》, 北京:机械工业出版社2007.[5]李庆余, 张佳《.机械制造装备设计》, 北京:机械工业出版社2007.

汽车变速器前后轴承压装结构设计篇3

【关键词】汽车变速箱轴承装配

1 变速器轴承压装系统结构及原理

1.1 压装系统组成

压装系统主要由机械系统和液压系统组成。机械系统包括线体“升降小车”弯板“顶板夹紧装置“顶升油缸和压装油缸等，液压系统主要由推进油缸回路、顶升油缸回路组成。

1.2 压装系统工作原理

轴承压装工作原理如下：通过轨道小车将变速器箱体送至压装机工作位置$顶升油缸举升，利用定位装置使轴承承孔轴线和压装油缸轴线平行并夹紧，操作人员将齿轮轴或合件放入箱体内相应位置，启动推进油缸，顶尖伸出将齿轮轴顶起定位，准备压装；压装油缸将轴承压入齿轮轴及承孔；压装结束，压装油缸活塞退回；轴承压装过程结束。

1.3 技术术要求

该压装机必须要满足的技术要求为：

（l）压装机能同时满足同档箱中壳的中间轴、二轴锥轴承外圈的压装。

（2）压装机能适应不同档箱体中壳的中间轴、二轴锥轴承外圈的压装。

（3）压装过程满足基本动作且不产生偏差现象，稳定可靠，能将压力消耗在压机内部，

地面不承受压力。

（4）配备相应的上下料结构，保证起吊设备不与压装设备产生干涉。

（5）在进行品种切换时，保证该压机的调整时间符合节拍要求。

（6）设备在使用时具有足够的刚性、行程可调、环保、维修简单等。

通过分析发现，要实现该装配线中中壳轴承外圈装配的自动化工是一个非常棘手的问题，其中实现中间轴、二轴轴承外圈同时压装，同时满足两品种不同的中心距和压差，适应产品的柔性化装配线，这些都成了制约自动化装配的关键问题，基于这些问题，目前国内也没有出现能满足需求的设备出现。

2 轴承装配说明

变速器后盖总成轴承装配工序如下：a副箱中间轴总成（2件）放在装配胎具定位孔内；b安放同步器；c装副箱主轴、副箱减速齿轮等附件；d装后盖壳体；e装配轴承。3个轴承中心在一条直线上成“凸”字形，组合轴承 ’ 高出，轴承 "（2个）低，且在一个平面上。手工装配是先装两侧两个轴承（起定位作用），再装中间组合轴承。压装可以采用先压两侧两个轴承再压中间组合轴承或是3 个轴承同时压装的方式。

3 变速器关键轴承压装分析

3.1 变速器装配的关键过程

速器生产线由三十多个生产工序组成，对其实施 SPC，首先要识别关键生产工序及关键控制变量。变速器装配过程中的关键轴承压装，关键螺栓拧紧及垫片厚度选择等都是关键过程。

轴承是变速器的重要零件，为了实现齿轮配合严格定位及旋转要求，高速滚动轴承与轴及轴承座孔需采用过盈配合。当轴承过盈量过小，轴承会发生蠕变以致失效，当轴承过盈量过大，采用液力压装机冷压装时会划伤工件。要提高变速器装配生产线的装配质量，必需对关键轴承的装配严格把关，对其装配情况进行在线监控。可以确定，变速器轴承装配过程，是变速器装配生产线上最重要的工序之一。关键轴承装配主要包括前壳体和后壳体轴承的压装，差速器轴承的压装等。

实施 SPC 控制图时，轴承压装力，螺栓拧紧力和垫片厚度可作为控制变量。在监控计算机中，这些数据都可通过设备层现场总线从设备控制器中采集，各个设备控制一般由 PLC 实现，PLC通过压力传感器或位移传感器来获取相应变量值。统计过程控制要求控制变量服从正态分布，这是对变量应用控制图的基础。所以必须对控制变量进行分析，建立其数学模型，分析其变化规律。这对下一步控制图的实施具有重要意义。

3.2 轴承最大压装力分析

常用的轴承装配方法有温差法、冷压法以及温差与压装结合法。冷压法常见的有手锤配合套筒敲击法、螺旋加压法、液力压装机以及伺服压装机。变速器装配线上重要轴承的压装，压装力比较大，装配要求比较高，都使用专门设计的液力压装机，以保证轴承压装质量。液力压装机可以采集位移压力数据，并显示一次压装过程中的位移压力曲线和时间压力曲线。

由材料力学理论和弹性力学理论通过简化模型分析可计算出轴承压装力和过盈量的关系。对于轴颈与轴承内圈过盈配合产生的轴向摩擦力，可套用材料力学厚壁圆筒的处理方法。

3.3 轴承压装曲线

在实际压装过程中，将轴承压到与轴颈贴合时要保持数秒，此时的保持压力也就是贴合压力，贴合压力远大于最大压装力，这由工艺设计决定。到达最大压装力后瞬间即达到贴合压力。

液力压装机 PLC 一般采集贴合压力时间点前，与贴合压力时间点有一小段固定时间间隔的时间点的压力，作为轴承压装的最大压装力。监控计算机可采集 PLC 中此压力值，进行统计分析。以监控生产线上的轴承压装情况。

4 压装夹具的设计

压装采用下定位的方式，要求压机上压头与下面举升装置的定位顶杆有较高的位置度要求。工作时，压机自动初定位装配小车，举升装置油缸抬升，定位顶杆通过压装夹具的两个下定位孔二次定位压装夹具，压装夹具上的3个定位孔定位两根副箱中间轴和副箱主轴，这样保证了3根轴及其轴承分别与3个上压头有一定的同轴度，3个上压头内孔留有较大间隙以保证压装时与轴不发生干涉。压装时，压装夹具被抬起，与装配小车脱离，下工装板承受压力，小车不受压力。

【参考文献】

[1]蒋双庆.拖拉机汽车应用技术[M] .北京：中国农业出版社， 2002.

[2]王树梅，孙林，童燕.滚动轴承工作游隙的计算方法[J] .轴承， 1994，（2）.

[3]张祖隆，徐志伟，高清海，等.货车变速器滚动轴承的可靠性计算[ J] .汽车工程，1997， 19（4）：240-245.

二级减速器课程设计心得体会篇4

首先就是借鉴.鲁迅先生曾说过要“拿来”，对，在这次课程设计中，就要“拿来”不少子程序，比如将ascii码转换成bcd码，将bcd码转换成压缩bcd码，将压缩bcd码转换成ascii码等，这些子程序的设计是固定的，因此可以直接从指导资料中调用，至于设置光标的子程序，只需要修改几个参数就可以，这大大方便了我的设计，为我节省了很多的时间。还有就是指导老师提供的资料很重要.这次课程设计的大部分程序，都可以在李老师提供的资料中找到，这对我的程序设计很有帮助，从这些资料中，我可以看出这个时钟程序的基本流程，修改一些程序就可以实现这个时钟的基本功能，添加一些程序就可以实现这个时钟的附加功能，可以说，如果没有李老师提供的源程序，我将面临很大的困难。

一、设计的目的和意义

ⅱ设计的目的：

1、熟悉巩固所学的理论知识与实践技能。

2、学习掌握工程初步设计的基本技能。

3、培养学生查阅技术资料的能力，培养学生综合运用所学理论知识和实践知识独立完成课题的工作能力。

ⅱ、设计的意义：

数字钟是一种用数字电路技术实现时、分、秒计时的装置，与机械式时钟相比具有更高的准确性和直观性，且无机械装置，具有更长的使用寿命，因此得到了广泛的使用。数字钟从原理上讲是一种典型的数字电路，其中包括了组合逻辑电路和时序电路。

因此，我们此次设计数字钟就是为了了解数字中的原理，从而学会制作数字钟。而且通过数字钟的制作进一步的了解各种在制作中用到的中小规模集成电路的作用及使用方法。且由于数字钟包括组合逻辑电路和时序电路。通过它可以进一步学习和掌握各种组合逻辑电路和时序电路的原理与

二、设计原理

减速器轴课程设计篇5

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得Pr/min,T125.48Nm 12.74kw,n110252.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d170mm

Ft2T1225.4810005096Nd170

FrFttan5096Ntan20o1855N3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P115.54mm d1因为轴上应开键槽，所以轴径应增大5%得d16.317mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin25mm，查知带轮宽B75mm故此段轴长取73mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输入轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）第一段是与带轮连接的其d125mm l173mm

2）第二段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e21mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与第一段右端的距离为38mm。故取l260mm，因其右端面需制出一轴肩故取d230mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d230mm，查表初选6207号轴承，其尺寸为dDB35mm72mm17mm故d335mm，取l344mm。又右边采用轴肩定位取d448mm所以l475mm。

4）因为该轴是齿轮轴，故齿轮段轴径为d548mm，l550mm。齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，且继续选用6207轴承，则此处故取d635mm，l643mm。

（3）轴上零件的周向定位

带轮与轴之间的定位采用平键连接。按

d125由表查得平键截面bh87键槽用键槽铣刀加工长为63mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有

H7良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为

n6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.其他轴肩处圆倒角见图。7.2 中间轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面的计算得P22.60kw,n2266.23r/min,T293.25Nm 2.求作用在齿轮上的力

已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2174mm,d368mm

Ft12T21071.84Nmd2

Fr1Ft1tan1071.84Ntan200390.12Nm 同理可解得： Ft22T22742.65Nmd3

Fr2Ft2tan2742.65Nmtan200998.24Nm 3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理.据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P223.934mm T2 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5% 故dmin25.13mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6206号其尺寸为：dDB30mm62mm16mm故d130mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l144mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出中间轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）第二段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为45mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l240mm，d238mm。

2）第三段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l36mm，d350mm。

3）第四段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为73mm可取l470mm，d438mm。

4）第五段为轴承同样选用深沟球轴承6206号，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l544mm，d530mm。

（3）轴上零件的周向定位

两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d2由表查得平键bhL10832,按d4查得平键截面bhL10863其与轴的配合均为H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差n6为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆倒角见图。7.3 输出轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P32.47kw，n395.42r/minT3247.32Nm 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 d4190mm

Ft2T32603.37Nmd4

FrFttan200947.55Nm3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理,据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P333.14mm T3同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKAT3查[2]表14-1取KA1.3。则TcaKAT31.3247.32Nm321.516Nm

按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LT7型弹性柱销联轴器。其公称转矩为500Nm。半联轴器孔径d40mm，故取d140mm半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输出轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为满足半联轴器的轴向定位，第一段右端需制出一轴肩故第二段的直径d246mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故第一段长度应比L1略短一些，现取l182mm。

2）第二段是固定轴承的轴承端盖e21mm。据d246mm和方便拆装可取l275mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d246mm。查

表选6210型号其尺寸为dDB50mm90mm20mm，故l320mm由于右边是轴肩定位，d462mm，l464mm。

4）第五段轴肩定位，取d568mm，l512mm。

4）取安装齿轮段轴径为d660mm，已知齿轮宽为68mm取l664mm。齿轮右边为轴套定位，轴肩高h5mm则此处d750mm，取l751mm。（3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d1由表查得平键截面bh128键槽用键槽铣刀加工长为70mm。选择半联轴器与轴之间的配合为H7，齿轮与轴的连接用平键bh1811键槽用键槽铣刀加工长为56mm。齿k6H7轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选

n6轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

减速器优化设计论文篇6

结构优化的概念较早就已经提出。结构优化设计的任务在于对结构方式和外形尺寸等因素做参考进行优化设计。计算工作量较大，在计算机完全替代人工计算后，使这种方法的应用逐步变得广泛。我们把系统的设计限制来作为优化设计的束条件，将设计变量以及性能变量的一组不等式表示了出来，将可以反映设计要求的数值作为目标的函数，运用数学的方法和手段得到了满足全部条件且使目标函数为最佳的设计变量。这既是总体的设计优化方案思路也是该设计的精髓。

针对不同的设计问题，其最优设计程序通常是基本相同的，首先应当了解结构的技术以及使用的要求，完成基本布局。此后再用一组设计变量来表述结构的尺寸以及物理性能等变量，此后可以写出关于设计变量的荷载函数。并能够建立起结构分析的方法，最终形成设计变量的一种约束方程，也可以说对设计变量值进行限制。在完成最优化方案之前，应当用公式来给出一个判别指标，也就是目标函数作为设计变量的函数。使之最小的一组设计变量也将成为为最优方案。

2.减速器齿轮箱体的优化设计

本论文的优化目的在于在齿轮箱结构满足强度和刚度的基础上，进行减轻重量，并完成合理均匀分布应力的优化工作。我们提出的优化具体设计为：

第一步，针对结构确定设计方案，并通过CAD软件进行建模。

第二步，通过CAD软件和有限元分析软件的连接传递到有限元分析软件中，并获得相关的应力以及位移等参数。

第三步，据实际情况进一步确定优化目的，对设计进行计算结果分析和比较，明确能够修改的结构参数。

第四步，通过修改参数，重新进行分析，并通过这种方法获得结构参数以及相应的响应值。并完成最佳参数的选取，同时得到更加科学合理的结构和尺寸。

我们做出的优化主要是针对箱体的质量的。即在外载荷不变而且不改变结构布局的前提下，对齿轮箱进行优化。将重量当作优化的目标函数，采取结构优化设计技术能够在确保质量的情况下，有效节约成本，提高质量。实现安全性、可靠性、节约型等多个层面的兼顾。因为结构布局和材料是固定不变的，所以箱体结构也是不发生变化的，仅仅是把箱体的具体部位厚度作为设计变量，用箱体工作结构的最大位移作为状态变量，把结构的质量当作目标函数。也可以说是在原设计的基础上，不对其做大的调整和改变，仅仅是对结构最大允许最大范围进行调整，达到箱体最轻的优化设计效果。引入边界条件的方法，考虑边界条件。在边界条件发生改变时，场变量函数并不需要改变，这对于通用程序有大的简化。

3.减速器优化设计的数学模型

3.1目标函数

目标函数为A=min{f(x)} =min{f(x1, x2,…, xn)}其中： A为减速器总的中心距离，也就是各中心距的综合；x为设计变量(包含中心距和螺旋角以及齿数、模数等等)； n为变量的数目。

3.2约束条件

约束条件是用来判别目标函数当中变量的取值可行与否的规定，所以减速器优化设计中提出的任何一个方案都必须满足所有的约束条件的变量所构成。在给出优化设计的约束条件的情况下，需要从各个方面进行周密的考虑。比如设计变量本身的取值要求；齿轮和零件的紧密程度等等。一般来说要充分考虑到以下几个约束条件:

一是离散性约束。其中包括齿数，也就是每个齿轮的齿数需要是整数；模数：要求齿轮模数必须符合模数系列(GB1357-78)的要求；中心距：要以10mm为单位。

二是上下界约束。螺旋角：对于直齿轮应当为零，斜齿轮取8°~15°；总变位系数：因为总变位系数能够影响齿轮承载能力，通常取0~0.8。

三是强度约束。一般是指齿轮的齿面接触强度和轮齿的弯曲强度，依据GB3480-83标准进行。强度是否达标，需要根据实际安全系数进行实践检验。

四是根切约束。为规避根切现象，规定出最小的齿数，其中直齿轮是17，斜齿轮是14到16之间。

五是干涉约束。需要中心距和齿顶圆以及轴径满足没有干涉的关系。针对三级传动的减速器，干涉约束可以看作两个约束；第二级中心距需要比第一级大齿轮齿顶圆半径和三级小齿轮顶圆半径的总和；第三级中心距需要大于第二级大齿轮顶圆半径和第四轴半径的综合。二级齿轮传动以此类推。在完成优化设计后，能够可以获得响应，并直观地显示出参数的变化对函数的影响

4.结语

减速器输出轴建模与有限元分析篇7

利用Solid Works软件进行输出轴的三维建模和有限元分析, 为后续工作中会出现的问题提供基础。Solid Works是一个广泛应用于机械设计与制造、航空航天、汽车、造船等行业领域, 是一个集设计、运动仿真和有限元分析于一体的CAD/CAE软件, 在相关机械行业中有限元分析在产品设计中已是一个十分重要的规程, 对设计产品的强度、刚度、振动和热应力等问题在设计阶段解决, 而且建模和有限元分析在同一个软件中进行就不会出现在模型导入过程中丢失数据的问题, 从在很大程度上提高产品开发周期, 节约了企业的大量研发经费。Solid Works软件中有限元分析不仅可以保证研发产品的质量, 而且可以提高整个企业的设计研发能力。在有限元分析中网格划分是一个很重要的环节, 有限元分析网格划分是要遵守一定的有限元网格划分原则[1], 有限元分析的精度和准确性在一定程度上取决于网格划分质量的好坏[2~6]。比对分析结果, 对所设计的零部件中出现的问题及早发现, 可以在结构、材料或其它方面作出相应的修改, 以免不合格产品流入市场, 造成更大的损失, 而且还可以对其它工程机械的建模分析作进一步的研究。同样的研究方法可以为其它行业的产品设计研发提供参考。

1 带式运输机传动方案设计

二级斜齿圆柱齿轮减速器采用平面分布式结构, 减速器与工作机之间采用联轴器连接, 带式运输机传动方案如图1所示。

2 设计数据

运输带工作拉力F/N=4500N

运输带工作速度ν (m/s) =1.8m/s

卷筒直径r/mm=200mm

3 减速器输出轴力学模型和三维模型的建立

建立输出轴的力学模型和三维实体模型是有限元分析的基础, 输出轴的力学模型如图2所示, 左端通过平键安装联轴器, 另一端通过平键安装齿轮, 其三维实体模型如图3所示。

齿轮的三维建模是十分复杂的的过程, 但在Solid Works中利用Toolbox插件可以直接实现齿轮的建模, 这种建模简单方便、更为准确, 将其安装在输出轴上相应的位置, 装配齿轮模型如图4所示。

设P为输出轴的输出功率 (Kw) , 则:

式中:T为输出轴的输出扭矩 (Nm) , n3为输出轴的转速 (r/min) , i为减速器的传动比, n为电机转速 (r/min) 。

4 有限元分析模型的建立

在有限元分析键三维实体模型导入有限有分析时, 通常会丢失很多的数据, 从而影响最终的分析结果不准确;为了解决这一问题, 利用Solid Works软件中先建模, 然后导入Solid Works simulation功能块中进行有限元分析, 在同一环境中就不会出现这些问题。

输出轴的有限元分析可以分为3个部分:前期建模处理部分, 分析计算部分和后续分析部分。将建好的模型导入有限元分析模块中进行前期处理:应用材料的确定、定义约束夹具、添加外部载荷和网格自动划分或网格参数设置;然后进行算例运行, 得到分析结果, 对结果进行分析, 做出最终的分析总结。

该减速器选择的电动机额定功率[5,6]为P=11Kw, 满载转速n=1460r/min, 假设各级传动效率都为0.97, 输出轴的材料选择性能较好的进过调质处理的调质钢, 其弹性模量为2.05x1011pa, 泊松比为0.29, 质量密度7.858×103kg/m3, 屈服极限σs=280MPa, 安全系数ns=1.8, 则许用应力[σ]=σs/ns=155.6MPa。

5 输出轴的有限元分析

将在Solid Works中建好的输出轴模型导入有限元分析模块中, 选择应用材料、定义约束夹具、添加外部载荷和网格划分, 然后进行算例运行计算结果, 并对计算结果进行分析, 做出总结。

5.1 定义约束夹具

减速器输出轴上安装了2个轴承作为支撑, 其中1个轴承只允许转动, 另一个可以转动, 还允许有轴向的窜动;在输出轴的输出端安装了工作机, 受到扭转力矩, 另外在安装齿轮处还受到齿轮的啮合力。

5.2 添加外部载荷

根据齿轮受力[7,8]的相关知识:

分度圆直径:di=mizi

式中:an:齿轮法向压力角, an=20°;β:分度圆螺旋角, β=15°;

可以计算得到:

由于Fa、Fr是作用在齿轮上的力, 所以必须要转化到轴上, Ft可以直接转化为作用在齿轮上的力矩。

5.3 网格划分

在有限元分析中, 网格划分是一个非常重要的环节, 所以要遵循一定的有限元网格划分原则;网格划分的好坏在一定程度上决定了有限元分析的精度和准确性, 而网格划分质量的好坏主要依赖于网格类型、网格密度[9,10]、网格控制。雅克比点数和接触条件等本文中将雅克比点数设置为16点, 网格密度较小, 网格参数见表1。

其网格划分后的模型如图5所示。

6 有限元算例运行分析结果

通过Solid Works算例运行得到有限元分析结果:von Mises应力云图、位移云图和应变云图, 然后与应用材料的屈服极限对比, 找到输出轴的危险截面, 作出分析总结;在分析云图中显示出了屈服应力、位移和等量应变, 并用不同的颜色标记出来[8]。

6.1 应力云图

该减速器的输出轴的von Mises应力云图如图6所示。由图可知, 该输出轴的最大应力出现在安装齿轮的地方, 其最大屈服应力为16.85MPa, 其余应力主要集中在安装联轴器的部分轴, 所以在设计输出轴时要在安装联轴器的地方要进行倒圆角处理和表面强化处理, 使其满足设计要求。

6.2 位移云图

该减速器输出轴的位移云图如图7所示。由图示可知, 该输出轴发生位移变化最大的地方在安装齿轮处, 输出轴的最大变形量5.030mm。

6.3 应变云图

所谓应变就是机械零件和构件等物体内任一点 (单元体) 因外力作用引起的形状和尺寸的相对改变。其中线应变、角应变和体积应变都是无量纲的量。

该减速器的输出轴的应变云图如图8所示, 该输出轴应变最大出现在安装轴承和安装联轴器之间的地方, 但应变量是很小的, 几乎没有应变。

6.4 有限元结果分析

从上面的云图可以看到输出轴的应力、位移和应变的大小程度;该输出轴整体上发生变形最大也只有5.030mm, 变形应很小了, 几乎就没有变形, 完全满足刚度的设计要求;再从强度方面考虑, 输出轴在该工作环境下的最大屈服应力为16.85MPa, 这远小于材料的许用应力[σ]=155.6MPa。所以也满足强度的设计要求。

总起上来说:该减速器输出轴不论在在刚度要求, 还是强度要求都是满足设计要求的, 而且还有很大的裕度, 在正常工作情况下该输出轴的工作都是安全的, 这为轴的优化设计提供了很大的空间。

7 结论

利用Solid Works的超强建模功能和高级有限元分析功能, 在减速器的输出轴进行参数化的建模基础上, 对输出轴模型进行有限元模型的建立, 通过对输出轴应用材料的选择、约束夹具的定义、外部载荷的添加和网格的划分, 算例运行计算结果, 最终得到输出轴的可视化的计算结果显示:von Mises应力云图、位移云图和等量应变云图, 通过对输出轴最终的计算结果进行分析, 得出该减速器的输出轴是满足设计要求的;而且在Solid Works建模过程中也改变了以往的设计方式, 在同一个工作环境中进行三维实体建模和有限元分析, 这不仅消除了因模型导入丢失数据造成的分析误差, 而且在很大程度上缩短了产品的设计周期, 提高了设计人员的设计效率, 更重要的是提高了产品的使用性能。

摘要：应用Solid Works软件完成了减速器输出轴的建模与有限元分析。首先, 利用Solid Works的三维建模功能进行了输出轴的实体设计。然后利用simulation功能对其有限元分析, 其有限元分析的基本思想是将结构离散化, 对输出轴添加应用材料、定义约束夹具、添加外部载荷和网格自动划分及网格参数设置。最后得到分析运算结果, 包括应力云图、位移云图和应变云图等。结果表明:轴的应力远小于轴材料的许用应力, 所以满足其强度的设计要求, 轴的位移变形满足了刚度的设计要求。研究方法为减速器输出轴的模块化设计、优化与再创新设计设计提供了可靠的参考依据。

关键词：“三环四步”教学模式,微课,设计,应用

参考文献

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圆柱齿轮减速器设计开题报告篇8

齿轮减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。其特点是减速电机和大型减速机的结合。无须联轴器和适配器，结构紧凑。负载分布在行星齿轮上，因而承载能力比一般斜齿轮减速机高。满足小空间高扭矩输出的需要。广泛应用于大型矿山，钢铁，化工，港口，环保等领域。与K、R系列组合能得到更大速比。按照齿形分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆柱—圆锥齿轮减速器;二级圆柱齿轮减速器就是按其分类来命名的。圆柱齿轮减速器的设计是按传统方法进行的。设计人员按照各种资料、文献提供的数据，结合自己的设计实验，并对已有减速器做一番对比，初步定出一个设计方案，然后对这个方案进行一些验算，如果验算通过了，方案便被肯定了。显然，这个方案是可采用的。但这往往使设计的减速器有很大的尺寸富余量，造成财力、物力和人力的极大浪费。因此，优化圆柱齿轮减速器势在必行。

圆柱齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的圆柱齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。圆柱齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，圆柱齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。对这种减速器进行优化设计，必将获得可观的经济效益。

选做这个毕业设计，一方面对于减速器的内部结构和工作原理也有一定的了解和基础，其次通过对圆柱齿轮减速器这一毕业课题设计可以巩固我大学4年来所学的专业知识，对于我也是一种检验。可以全面检验我大学所学的知识是否全面，是否能灵活运用到实际生活工作中。在做的过程中我还可以不断学习和拓宽视野和思路，做到理论与实际相结合的运用。最重要的是对于即将离校走向社会的我是一种挑战，培养我独立思考，树立全局观念，为以后的我奠定坚实的基础。

二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：

随着时代进步，科技与时俱进，对于齿轮的传动越来越多的科技因素在起着主导地位。世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的圆柱传动技术，如封闭圆柱齿轮传动、圆柱齿轮变速传动和微型圆柱齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。圆柱齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对圆柱齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。

近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的齿轮传动技术有了迅速的发展。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平。纵观国内减速器行业的现状，为保持行业的健康可持续发展在充分肯定行业不断发展、进步的同时，更应看到存在的问题，并积极研究对策，采取措施，力争在较短时间内能有所进展。目前，同外减速器行业存在的比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次、缺乏有国际影响力的产品品牌、行业整体散、乱情况依然较为严重。基于此，推进行业优势企业间的购并、整合，尽快形成有着一定的市场影响力的品牌、有较大规模的和实力、有较强产品研发和技术支持能力的这样若干个集团型企业，如此放能在与国外同行的竞争中保持一定的优势并不断得以发展。

国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。

目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产 2 品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥——圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投方市场。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推动了PR系列的模块式齿轮减速器系列产品。但总体而言，国内同外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。

在通用减速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥——圆柱齿轮或者齿轮——蜗杆减速器系列产品，国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星减速器有限公司、江苏金象减速机有限公司、山西平遥减速机厂等。对象蜗杆减速器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆减速器、锥面包络圆柱蜗杆减速器、平面二次包络环面蜗杆减速器等多种类型，主要生产厂家有江苏金象减速机有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂、杭州万杰减速剂有限公司、天津万新减速机厂、上海浦江减速机有限公司等，对各种通用圆柱齿轮减速器、包括标准的NGW系列圆柱齿轮减速器，也包括各类回转圆柱减速器及封闭式圆柱齿轮检录其等，主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、内蒙兴华机械厂等。

在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的MDH28型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达7000KW，传动转矩达5000KN.m，总重46吨，生产的1700热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为30，重量达180吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的gwc70/76型1.2万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达6250KW。(转载中国锻压网)由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载圆柱齿轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用，其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列圆柱齿轮箱的输入功率已达1250KW，用于铝造轧机的圆柱齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品，广泛应用于国内风电行业。在大型齿圈的制造方面，国内目前最大直径为9.936米，净重达80吨的齿圈已由中信重机制造完成，并用于武钢集团年产500万吨氧化球生产线，至此用于大型烧结机、磨机、回转窑的大型驱动装置以及用于转炉及烧结设备的大型柔性传动装置国内均可圈套供货，而无需再行进口。

在其他类型新产品的开发方面，行业企业也取得了不少成果，如西安重型机械研究所开发的工程车辆变速箱和风机及泵用差动节能调速装置、洛阳中重齿轮箱有限公司的大型矿井提升机圆柱齿轮箱、江苏金象减速机公司的磨机驱动齿轮箱、北京太富力传动有限公司的大型三环传动齿轮箱及传动装置等，也都受到了市场的欢迎并得以广泛应用。

在行业企业的产能扩展及技术改造方面，近几年呈现出跨越式的发展，这一方面得益于近几年市场强劲需求的拉动，另一方面也是受企业扩大生产规模、提升加工制造水平、进而提升企业竞争力的主观愿望的驱动，国内主要产品厂家近二年购进的关键加工设备，如大型磨齿机、镗铣床、技工中心及热处理设备等，累计超过200余台（套），预计行业产能扩大一倍以上，技改工作的开展固然有提审行业企业规模和生产集中度及竞争力的客观效果，但由于仍存在行业企业数量多、规格小及水平参差不齐等实际问题，因之随着市场需求的回落和国外同行厂商大规模进入国内市场，行业竞争必将进一步加剧，这也必将促进行业企业间的购并、整合甚至转型。

据有关资料介绍，人们认为目前齿轮传动技术的发展方向如下：

（1）标准化、多品种目前世界上已经有50多个渐开线圆柱齿轮传动系列设计；而且还演化出多种形式的圆柱减速器、差速器和圆柱变速器等多种产品。

（2）硬齿面、高精度圆柱传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。

（3）高转速、大功率圆柱齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。

大规格、大转矩在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的圆柱齿轮传动已有了较大的发展。

三、研究内容及实验方案：

在圆柱齿轮传动的设计时，应该根据设计任务书所要求该圆柱传动的要求（原始数据及设计技术要求），进一步分析该传动所需的使用要求、工作状况和所需齿轮的机械特性，首先应了解和掌握该圆柱齿轮传动的已知条件；通常，已知的其原始数据为输入功率、输入转速、传动比、工作特性和载荷工况等。

建立优化设计模型，优化问题的数学是实际优化设计问题的数学抽象。在明确设计变量、约束条件、目标函数之后，优化设计问题就可以转化成一般数学问题。采用惩罚函数法对设计参数进行约束优化，以中心距最小为目标进行优化设计，并与常规设计进行比较。进而绘制出减速器装配图及主要零件图。

二级圆柱齿轮减速器的优化设计的一般原则是：

（1）各级传动的承载能力大致相等（可以最大性能的发挥减速器的承载能力）；

（2）在一定承载能力下，减速器具有最小的外形尺寸和重量；（3）各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。

四、目标、主要特色及工作进度