单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　[2]胡新华.单级圆柱齿轮减速器的优化设计[J].组合机床与自动化加工技术，2006.

　　[3]陈立平，张云清，任卫群等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程.清华大学出版社，2005.

　　[4]梁晓光.优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用[J].山西机械，2003.

　　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效果，但一般不是最佳的。为了使减速器发挥最佳性能，必须对减速器进行优化设计，减速器的优化设计可以在不同的优化目标下进行。除了一些极为特殊的场合外，通常可以分为从结构形式上追求最小的体积(重量)、从使用性能方面追求最大的承载能力、从经济效益角度考虑追求最低费用等三大类目标。第一类目标与第二类目标体现着减速器设计中的一对矛盾，即体积(重量)与承载能力的矛盾。在一定体积下，减速器的承载能力是有限的；在承载能力一定时，减速器体积(重量)的减小是有限的。由此看来，这两类目标所体现的本质是一样的。只是前一类把一定的承载能力作为设计条件，把体积(重量)作为优化目标；后一类反之，把一定的体积(重量)作为设计条件，把承载能力作为优化目标。第三类目标的实现，将涉及相当多的因素，除减速器设计方案的合理性外，还取决于企业的劳动组织、管理水平、设备构成、人员素质和材料价格等因素。但对于设计人员而言，该目标最终还是归结为第一类或第二类目标，即减小减速器的体积或增大其承载能力。

　　单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　[1]孙元骁等著.圆柱齿轮减速器优化设计.机械工业出版社，1988.摘要：减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置。减速器设计的优劣直接影响机械设备的传动性能。本文通过对两种减速器主要优化设计方法的分析，提出了减速器设计中应考虑的约束条件、目标函数和变量等。

　　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效果，但一般不是最佳的。为了使减速器发挥最佳性能，必须对减速器进行优化设计，减速器的优化设计可以在不同的优化目标下进行。除了一些极为特殊的场合外，通常可以分为从结构形式上追求最小的体积(重量)、从使用性能方面追求最大的承载能力、从经济效益角度考虑追求最低费用等三大类目标。第一类目标与第二类目标体现着减速器设计中的一对矛盾，即体积(重量)与承载能力的矛盾。在一定体积下，减速器的承载能力是有限的；在承载能力一定时，减速器体积(重量)的减小是有限的。由此看来，这两类目标所体现的本质是一样的。只是前一类把一定的承载能力作为设计条件，把体积(重量)作为优化目标；后一类反之，把一定的体积(重量)作为设计条件，把承载能力作为优化目标。第三类目标的实现，将涉及相当多的因素，除减速器设计方案的合理性外，还取决于企业的劳动组织、管理水平、设备构成、人员素质和材料价格等因素。但对于设计人员而言，该目标最终还是归结为第一类或第二类目标，即减小减速器的体积或增大其承载能力。

　　单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　[2]胡新华.单级圆柱齿轮减速器的优化设计[J].组合机床与自动化加工技术，2006.

　　[3]陈立平，张云清，任卫群等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程.清华大学出版社，2005.

　　[4]梁晓光.优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用[J].山西机械，2003.

　　单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　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效果，但一般不是最佳的。为了使减速器发挥最佳性能，必须对减速器进行优化设计，减速器的优化设计可以在不同的优化目标下进行。除了一些极为特殊的场合外，通常可以分为从结构形式上追求最小的体积(重量)、从使用性能方面追求最大的承载能力、从经济效益角度考虑追求最低费用等三大类目标。第一类目标与第二类目标体现着减速器设计中的一对矛盾，即体积(重量)与承载能力的矛盾。在一定体积下，减速器的承载能力是有限的；在承载能力一定时，减速器体积(重量)的减小是有限的。由此看来，这两类目标所体现的本质是一样的。只是前一类把一定的承载能力作为设计条件，把体积(重量)作为优化目标；后一类反之，把一定的体积(重量)作为设计条件，把承载能力作为优化目标。第三类目标的实现，将涉及相当多的因素，除减速器设计方案的合理性外，还取决于企业的劳动组织、管理水平、设备构成、人员素质和材料价格等因素。但对于设计人员而言，该目标最终还是归结为第一类或第二类目标，即减小减速器的体积或增大其承载能力。

　　单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。公务员之家

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　[1]孙元骁等著.圆柱齿轮减速器优化设计.机械工业出版社，1988.[2]胡新华.单级圆柱齿轮减速器的优化设计[J].组合机床与自动化加工技术，2006.

　　[3]陈立平，张云清，任卫群等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程.清华大学出版社，2005.

　　[4]梁晓光.优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用[J].山西机械，2003.

　　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效果，但一般不是最佳的。为了使减速器发挥最佳性能，必须对减速器进行优化设计，减速器的优化设计可以在不同的优化目标下进行。除了一些极为特殊的场合外，通常可以分为从结构形式上追求最小的体积(重量)、从使用性能方面追求最大的承载能力、从经济效益角度考虑追求最低费用等三大类目标。第一类目标与第二类目标体现着减速器设计中的一对矛盾，即体积(重量)与承载能力的矛盾。在一定体积下，减速器的承载能力是有限的；在承载能力一定时，减速器体积(重量)的减小是有限的。由此看来，这两类目标所体现的本质是一样的。只是前一类把一定的承载能力作为设计条件，把体积(重量)作为优化目标；后一类反之，把一定的体积(重量)作为设计条件，把承载能力作为优化目标。第三类目标的实现，将涉及相当多的因素，除减速器设计方案的合理性外，还取决于企业的劳动组织、管理水平、设备构成、人员素质和材料价格等因素。但对于设计人员而言，该目标最终还是归结为第一类或第二类目标，即减小减速器的体积或增大其承载能力。

　　单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题。

　　采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。

　　混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。

　　该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。

　　对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。

　　约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：

　　齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。

　　螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。

　　齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。

　　要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。公务员之家

　　机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。

　　胡新华.单级圆柱齿轮减速器的优化设计[J].组合机床与自动化加工技术，2006.

　　陈立平，张云清，任卫群等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程.清华大学出版社，2005.

　　梁晓光.优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用[J].山西机械，2003.

　　在Pro/ENC制造模块环境中，以“缺省”模式将行星减速器支架的参照模型装配到制造环境中，如建立制造模型时，为了方便毛坯工件的装配，在建模过程中，将毛坯工件与参照模型建立一致的坐标系，将毛坯工件以“缺省”模式和参照模型装配到一起，建立了行星减速器支架的制造模型。

　　根据行星减速器支架结构尺寸图及其毛坯件结构尺寸图，分析可知，主要是对行星支架上的3个圆柱体进行加工，包括圆柱柱面外形轮廓、圆柱顶表面、圆柱顶面的凹槽及孔的加工。该毛坯件属锻造件，在锻造时，考虑到锻造工艺性，设置了拔模角度，故圆柱的毛坯外形呈圆锥状。当采用镗削加工时，由于圆锥根部的吃刀量较大，需要分层镗削加工，每加工一层就需要手动调整一次镗刀，才能使镗刀实现径向进刀，降低了效率，而且镗刀属单刃形式，其结构刚度较差，镗刀刀杆易变形，根据误差复映原理，加工出的柱面也会呈椎状，从而降低了加工精度。而采用铣削加工时，不需要手动调整刀具，完全可以实现自动进刀，而且铣刀属多刃形式，其结构刚度大，变形量小，若同时采用轴向和径向2个方向的分层铣削方式，可以提高其加工精度。采用铣削加工时，该件的主要加工工艺：3个圆柱体顶面的表面铣削、3个圆柱体柱面的外轮廓铣削、3个圆柱体顶面凹槽铣削及3个圆柱体顶面处孔的钻削。

　　在Pro/ENC制造模块中设置制造参数，设置内容主要包括NC机床设置、机床零点设置和退刀曲面设置。根据工艺分析，在NC机床设置中机床类型和轴数分别设置为铣床和三轴。加工零点设置在圆柱上表面和中心孔轴线相交点处。退刀面设置在距离圆柱上表面20mm位置处的平面。

　　根据工艺分析，分别设置各工艺的NC序列，并生成相应的刀具路径，然后利用Pro/ENC制造模块中的虚拟加工模块VERICUT6.0.6进行仿真，从而验证加工路径的正确性。

　　在Pro/E4.0制造模块中建立第1个序列，其加工方式设置为表面铣削方式，并分别设置其刀具、切削用量、跨度、步长深度及扫描类型等参数。

　　在Pro/ENC制造模块新建第2个序列，其加工方式设置为轮廓铣削方式，同样设置相应的刀具、切削用量、步长深度及扫描类型等参数。

　　在Pro/ENC制造模块新建第3个序列，其加工方式设置为腔槽加工铣削方式，同样设置相应的刀具、切削用量、跨度、步长深度及扫描类型等参数。

　　在Pro/ENC制造模块新建第4个序列，其加工方式设置为孔加工方式，同样设置相应的刀具、切削用量及孔径等参数。

　　上面设置了各加工工艺的NC序列，确认正确后，对其进行后置处理并生成CL数据。Pro/ENC具有较强大的NC后置处理功能，能够生成ASCII格式的刀位（CL）数据文件，即得到零件加工的刀具运动轨迹文件。然而，实际加工机床并不能够识别这些文件，需将这些文件处理成相应数控机床能够识别的数控加工代码（即MCD文件），该过程称为后置处理过程。在Pro/ENC制造模块中，利用其后置处理功能，生成行星减速器支架所需要的数控加工NC代码。在对NC代码进行检查和编辑，确认无误后，将Pro/ENC生成的*.TAP格式文件通过CF卡拷贝到数控机床上进行加工。

　　为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即

　　一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。

　　按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。

　　式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：

　　为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，

　　我们知道行星减速器主要用于行星的减速作用，是连接传动装置传输减小动力的主要装置，而齿轮轴是行星减速器中最为重要的装置。齿轮轴性能的好坏以及机械加工工艺是否精湛直接关系到行星系统的安全，因此我们对于行星减速器的要求很高。在行星减速器的制作工艺过程中，行星减速器齿轮轴的热处理技术以及机械加工制作工艺是判定行星减速器质量好坏的关键因素。在我们日常的生产工作中，通过科学的理论以及不断地实践总结，我们通过三级行星减速器的加工制作工艺，能够准确的分析出减速效果，保证传输动力的精确度，并且使用寿命比传统技术制造的寿命要延长。因此，笔者在实践总结中，本文重点介绍行星减速器齿轮轴的热处理与机械加工工艺研究。

　　行星齿轮减速机又称为行星减速机，伺服减速机。在减速机家族中，行星减速机以其体积小，传动效率高，减速范围广，精度高等诸多优点，而被广泛应用于伺服电机、步进电机、直流电机等传动系统中。其作用就是在保证精密传动的前提下，主要被用来降低转速增大扭矩和降低负载/电机的转动惯量比。行星齿轮减速机主要传动结构为：行星轮，太阳轮，内齿圈。行星减速机因为结构原因，单级减速最小为3，最大一般不超过10，常见减速比为：3/4/5/6/8/10，减速机级数一般不超过3，但有部分大减速比定制减速机有4级减速。相对其他减速机，行星减速机具有高刚性、高精度(单级可做到1分以内)、高传动效率(单级在97%-98%)、高的扭矩/体积比、终身免维护等特点。因为这些特点，行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上，用来降低转速，提升扭矩，匹配惯量。行星减速机额定输入转速最高可达到18000rpm(与减速机本身大小有关，减速机越大，额定输入转速越小)以上，工作温度一般在-25℃到100℃左右，通过改变润滑脂可改变其工作温度。精密行星减速机因搭配伺服电机所以背隙等级(弧分)相当重要，不同背隙等级价格差异相当大，行星减速机可做多齿箱连结最高减速比达100000。

　　目前，服务于工业中的行星减速器主要是有二级或者三级工艺加工生产的，这种加工工艺对于减速器齿轮轴的精度要求很高，所以制造行星减速器的要求会很高。行星减速器的工作原理主要是通过主动转轴连接浮动齿套，再通过浮动齿轮将传输动力以及减速动力传输给太阳轮，太阳轮会将这两种动力传输给分布在太阳齿轮周围的太阳星轮，行星轮在旋转的同时会会绕着太阳轮以及固定内齿轮转动，通过以上的简单分析，我们发现齿轮轴在行星减速器中的作用是必要而且是非常重要的，并且能够起到关键性的作用，由此我们知道齿轮轴的重要性，齿轮轴作为行星减速器的核心关键技术，主要连接传输动力以及减速动力，所以行星减速器的齿轮轴建工工艺要严密并且精湛，否则会影响到整个行星气器的安全以及使用。在齿轮轴的机加工过程中，制作齿轮轴材料的选择也是重中之中，因为这直接影响到齿轮抽的使用寿命以及行星器的安全。齿轮轴主要是传输动力的中间介质，齿轮轴的工作形式要求其必须承受强大的压力以及负荷，这对齿轮轴的性能要求极其高，因此，对于齿轮轴的材料选择要求其首先具有耐磨性、以及承压性。在这样的条件下，一般性的首选材料是碳钢，但选择碳钢之后首先进行淬火加回温的不断锻造，以保证其耐磨性，这就是所谓的热处理技术。热处理技术是非常繁琐并且要求极高的吗，对于精度的要求非常高，并且必须达到要求才能使用，只有这样才能保证齿轮轴的耐磨性以及承压性，使其具有极高的综合性能。

　　上文，我们已经简单介绍了行星齿轮轴热处理技术，以及行星齿轮轴的简介，我们都已经基本了解行星齿轮轴的工作原理，那么，笔者将简单介绍行星减速器齿轮轴的热处理技术以及机械建工工艺的研究，以期望提高我国的行星齿轮轴热处理技术与机械加工工艺。由于行星减速器齿轮轴的机构非常复杂，材料选择也十分严苛，因此对于行星减速器的齿轮轴热处理技术要求也极高，为了使得齿轮轴能够更坚韧，保证其较强的耐磨性和抗压性，充分发挥其优良的性能，我们的热处理技术主要是正火、调制、淬火加低温调制。齿轮轴的机械加工工艺主要分为下料、锻造、正火（预备热处理）、毛坯粗加工、整体调制（中间热处理）、半漕加工、滚淬火、低温回火、（最终热处理）、磨削、以及检验。这是齿轮轴机械加工工艺的过程，其中的任何一步都关系到齿轮轴最终形成的合格性能。因此，我们如果想要提高我国的行星减速器齿轮轴的热处理技术以及机械加工工艺，就必须在这些步骤中多加研究。

　　本文笔者通过实际研究操作，重点介绍了行星减速器齿轮轴热处理技术以及加工工艺的研究。齿轮轴质量的好坏以及处理技术的好坏将之间影响到行星减速器的使用效果。通过时间证明，优化生产后的行星减速器比传统知道工艺生产的使用效果要良好许多，使用寿命要延长一倍，稳定性能也获得了极大地提高，综合性能分析性能要提高许多。但这并不是我们的最终目标，我们前进的脚步换不能懈怠，我们还需要不断的努力研究，争取做最好的行星齿轮轴热处理技术以及机械加工工艺的研究。

　　[1]韩荣东，吴立新，龚桂仙，张友登.变速箱齿轮轴断裂分析[A];全国冶金物理测试信息网建网30周年学术论文集

　　在旋转机械的测试中，除了常见的温度、压力信号需要测试外，转速、扭矩及功率因是衡量不同工况工作的关键指标，也占据着重要地位，有时为了润滑、冷却的需要，流量参数的测试也会受到关注。这样一来，需测试的通道数不仅增多，而且信号的种类也趋多样化，从而使整个测试系统的构建亦变得复杂起来。本文介绍的某大型减速器的测试，正是这类测试中极具代表性的一个，它除了要实现不同工况下的监测外，还要完成从一个工况过渡到另一个工况（即：过渡过程）的测试，后者对大型旋转机械的出厂实验是非常重要的。

　　当被测通道信号频率较高时，通常用测频法，其原理如图1所示，图2示出了测频工作波形。图1中时基电路产生的标准时基信号2，经过门控电路后转化为门控信号3，该门控信号在T1时间内开通闸门，使加在闸门输入端的被测信号fx即1（通常整形为方波）通过闸门，得到被计数的方波4，进而送到计数器进行计数；门控信号3在T2时间内则会关闭闸门，禁止被测信号1通过闸门，从而禁止计数，同时计算机或微处理器则可利用该时间T2从计数器中取出所计的脉冲个数Nf，并作相关操作，为下一次计数做好准备；当已知时间T1及所计的脉冲个数Nf时，可由式fx=Nf/T1算得被测信号的频率。当T1一定时，若被测信号fx逐渐变小，Nf的值也会随之减小，则采用测频法引起的±1误差就会越来越大，当fx低于一定值时，±1误差可能会大得不能容忍，这时则应选用测周法[1]。

　　测周原理方框图如图3所示，图4示出了测周工作波形示意图。因待测信号Tx（即波形2）的占空比不一定相等，故在门控电路中用二分频电路尽可能地将其转换为等占空比的方波3，然后去控制闸门，当闸门开通时，经分频器得到的时标脉冲1（设其周期为Ts）则会通过闸门，得到波形4，并送至计数器进行计数，如计数值为NT，则Tx=NT*Ts，从而可计算出待测信号频率fx=1/Tx；因为待测信号频率fx较小，故Tx较大，而时标脉冲1的频率可以很高，所以NT的值可以很大，即可使±1误差减小，这样就提高了待测信号的测量精度。

　　基于上述测频、测周原理，我们提出了一种并行、多通道频率信号的测试方法，其设计思想为：在时间T内，无论是测频通道，还是测周通道，均要进行一次完整而有效的计数，并且将各通道计数结果用中断的方式快速地取出。其工作波形如图5所示，为了讨论简单且不失一般性，图中只给出了两路并行输入的频率信号，其中一路被测信号fXH的频率较高，用测频法；另一路TXL频率较低（图5中TXL为被测信号二分频后的波形，以使其占空比尽量相等），考虑用测周法。时间T为每次测点的间隔，它决定了采样率，T1为实际允许计数的时间限，T2为CPU中断读取各通道计数值及进行相关操作的时间。因测频、测周的门控信号互不相同，为实现上述设计思想，其关键在于各自门控信号的设计。

　　相比较而言，测频通道门控信号的设计较简单，可直接用时标波形TC来合成，使其在T1时间内开通计数，在T2时间内引发CPU中断，以读取所有通道计数值，并进行相关操作以准备下一次计数；很显然，若采样率一定，即测点的时间间隔T一定时，为了提高测频精度，应尽量增加T1时间，减少T2时间，但T2最小不能小于CPU执行中断程序所需的时间；因时标波形TC可由标准时间脉冲Tclk经定时/计数器8254分频得到，所以T2正好为标准时间脉冲信号Tclk的一个时钟周期，故调整Tclk的频率，即可改变T2的值。

　　对于测周通道，要在每次间隔时间T内也完成一次采集，必需在时标波形TC的T1时间内，对测周通道进行一次完整而有效的计数，以便在T2时间内，计算机能读取其计数值，并为下一时间T内的采集做好准备。因为TXL在T1时间内可能有一个或多个完整的Tx（TXL为被测信号二分频后的波形，即Tx实际为被测信号的周期）到来，且Tx到来具体个数是不可预知的，所以不能直接用TXL来合成测周通道的门控信号。为了保证测周通道计数的有效性，其门控信号应满足如下条件：即在T1时间内，无论被测信号TXL来了多少个Tx（但至少有一个完整的Tx），应仅仅只在一个完整的Tx时间内进行计数。四、应用举例

　　根据上述思想，并针对某大型减速器的性能测试要求，我们设计了一基于ISA总线的八通道、并行频率信号采集卡，以组成并行、多通道频率信号测试系统，该测试系统要求能进行过渡过程测试和稳态监测，其测试精度要求为0.2%。其中采集卡上设计有两路测频通道，两路测周通道，另有四路同时测频、测周通道，用以分别测两路扭矩、两路流量及四路转速信号。经综合考虑，两路测周通道时标脉冲TS取为250KHz。四路转速测周时的时标脉冲TS取为2.5MKHz。因现场条件恶劣，干扰大，所用传感器均为频率输出型传感器，其分别为：

　　1）、测输入转速、扭矩选用的是：JN338系列转矩传感器，它能同时输出转速、扭矩信号，其中转速信号为50Hz~7.2KHz的脉冲方波，扭矩信号为5KHz~15KHz的脉冲方波。

　　2）、测流量选用的是：LWGY型涡轮流量传感器，其输出信号频率为40Hz~450Hz。

　　3）、测输出转速选用的是：SZMB型转速传感器，其输出信号频率为50Hz~5KHz。

　　在进行过渡过程测试时，其采样率要求每秒8点，即要求采样间隔T为0.125S，因计算机读取各通道计数值及作相关操作还需一定时间T2（参考图二），若分配给T21mS(实际测得只需约70μS)的时间，则T1只有0.124S，为此我们可以在保证其测量精度0.2%的前提下（即计数器的计数值N不小于500），得出各通道的测量范围：、两路测频信号（即扭矩）的测试范围为：4.033KHz~528.6KHz；、两路测周信号（即流量）的测试范围为：25Hz~500Hz；、四路测频、测周（即转速信号）的测试范围为：39Hz~528.6KHz。

　　对于稳态测试而言，要求每5分钟记录一次数据，为此我们实际采样率设为每4秒测一点，这样在5分钟内可采样75点，然后取其平均值作为一次记录数据。此时，T为4S，T2仍取1mS，则T1为3.999S，同理可计算出稳态测试时各通道的测量范围：、两路测频通道(扭矩)的测试范围为：126Hz~16.38KHz；、两路测周通道（流量）的测试范围为：3.9Hz~500Hz；、四路测频、测周通道（转速信号）的测试范围为：39Hz~16.38KHz。