一級直齒圓柱齒輪減速器的設計說明書

1、目 錄【內(nèi)嵌文件提取方法：下載完整版DOC個時候打開，雙擊DOC文件內(nèi)內(nèi)嵌的文件的圖標可直接編輯（需安裝了AUTOCAD,編輯時就可選擇另存文件到.）】下面為3個內(nèi)嵌DWG格式文件：分別為軸/齒輪/裝配圖設計任務書一、傳動方案的擬定及電動機的選擇2二、V帶選擇 4三高速級齒輪傳動設計6四、軸的設計計算 9五、滾動軸承的選擇及計算13六、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算14七、聯(lián)軸器的選擇14八、減速器附件的選擇14九、潤滑與密封15十、設計小結16十一、參考資料目錄16說明書后附有關于減速器的一個附錄設計題號：3數(shù)據(jù)如下:已知帶式輸送滾筒直徑320mm，轉(zhuǎn)矩T=130 N·m，帶速 V=1.6

2、m/s，傳動裝置總效率為=82%。一、擬定傳動方案由已知條件計算驅(qū)動滾筒的轉(zhuǎn)速n,即r/min一般選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min 的電動機作為原動機，因此傳動裝置傳動比約為10或15。根據(jù)總傳動比數(shù)值，初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。2.選擇電動機1）電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2）電動機容量（1）滾筒輸出功率Pw （2）電動機輸出功率P 根據(jù)傳動裝置總效率及查表2-4得：V帶傳動1=0.945；滾動軸承2 =0.98；圓柱齒輪傳動 3 =0.97；彈性聯(lián)軸器4 =0.99；滾筒軸滑動

3、軸承5 =0.94。（3）電動機額定功率Ped 由表20-1選取電動機額定功率Ped =2.2kw。3）電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍i1 =24,單級圓柱齒輪傳動比范圍i2 =36，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd= n·i1·i2 =5732292r/min方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）電動機質(zhì)量（kg）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動單級減速器1Y100L1-42.2150014203414.8734.962Y112M-62.21000940459.842.53.94 由表

4、中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，方案1相對價格便宜，但方案2的傳動比較小，傳動裝置結構尺寸較小，整體結構更緊湊，價格也可下調(diào)，因此采用方案2，選定電動機的型號為Y112M-6。4）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表20-1，20-2查出Y112M-6 型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備用（略）。3.計算傳動裝置傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置傳動比2）分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比i1 =2.5，則單級圓柱齒輪減速器傳動比為所得i2值符合一般圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為0軸，減速器高速軸為I軸，低速軸

5、為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 n0=nm=940r/min nI=n0/i1=940/2.5376nII=nI/i2=376/3.9495.5r/min2）各軸輸入功率按電動機額定功率Ped 計算各軸輸入功率，即P0=Ped=2.2kwPI=P01=2.2x0.9452.079kwPII=PI2 3 =2.079x0.98x0.971.976kw3）各軸轉(zhuǎn)矩 To=9550x P0/n0=9550x2.2/940=22.35N·mTI=9550x PI/nI=9550x2.079/376=52.80N·mTII=9550x PII/nII=9550x1.976/95.5=197.6N&

6、#183;m二、V帶選擇1 選擇V帶的型號根據(jù)任務書說明，每天工作8小時，載荷平穩(wěn)，由精密機械設計的表7-5查得KA =1.0。則Pd=PI·KA =1.0×2.2=2.2kW 根據(jù)Pd=2.2和n1=940r/min,由機械設計基礎課程設計圖7-17確定選取A型普通V帶。2 確定帶輪直徑D1，D2。由圖7-17可知，A型V帶推薦小帶輪直徑D1=125140mm。考慮到帶速不宜過低，否則帶的根數(shù)將要增多，對傳動不利。因此確定小帶輪直徑D1=125mm。大帶輪直徑，由公式D2=iD1（1-） (其中取0.02) 由查機械設計基礎課程設計表9-1，取 D2=315mm。3 檢驗

7、帶速v v=1.6m/s<25m/s4 確定帶的基準長度根據(jù)公式729：0.7（D1+D2）<a<2（D1+D2）初定中心距500mm依據(jù)式（7-12）計算帶的近似長度L= 1708.9mm由表7-3選取Ld=1800mm，KL=1.015 確定實際中心距a=545.6mm6 驗算小帶包角1 =16007 計算V帶的根數(shù)z。由表7-8查得P01.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得P0=0.11，則V帶的根數(shù) =1.52根 取z=28 計算帶寬BB=（z-1）e+2f由表7-4得：B=35mm三高速級齒輪傳動設計1） 選擇材料、精度及參數(shù)小齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)，

8、HB1 =240大齒輪：45鋼，正火，HB2 =190模數(shù)：m=2齒數(shù)：z1=24 z2=96齒數(shù)比： u=z2/z1=96/24=4精度等級：選8級（GB10095-88）齒寬系數(shù)d: d =0.83 （推薦取值：0.81.4）齒輪直徑：d1=mz1=48mm d2=mz2=192mm壓力角：a=200齒頂高：ha=m=2mm齒根高：hf=1.25m2.5mm全齒高：h=(ha+hf)=4.5mm中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm小齒輪寬：b1=d·d1=0.83×48=39.84mm大齒輪寬：根據(jù)機械設計基礎課程設計P24,為保證全齒寬接觸，通常使小齒輪較大齒

9、輪寬，因此得：b2=40mm1 計算齒輪上的作用力設高速軸為1，低速軸為2圓周力：Ft1=2T1/d=2200N Ft2=2T/d=2058.3N徑向力：Fr1=F1t·tana=800.7N Fr2=F2t·tana=749.2N軸向力為幾乎為零 2）齒輪許用應力H F 及校驗ZH節(jié)點齒合系數(shù)。對于標準直齒輪，an=20º,=0,ZH=1.76ZE彈性系數(shù)，。當兩輪皆為鋼制齒輪（=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）時，ZE=271；Z重合系數(shù)，。對于直齒輪，Z=1。.K載荷集中系數(shù)，由精密機械設計圖8-38選取，k =1.08Kv動載荷系數(shù)，精密機械

10、設計圖8-39，kv=1.02計算得 H=465.00 N·mm-2對應于NHO的齒面接觸極限應力其值決定于齒輪齒輪材料及熱處理條件，精密機械設計表8-10；=2HBS+69=240x2+69=549N·mm-2。SH安全系數(shù)。對于正火、調(diào)質(zhì)、整體淬火的齒輪，去SH=1.1；KHL壽命系數(shù)。式中NHO：循環(huán)基數(shù)，查精密機械設計圖8-41，NHO=1.5x107；NH：齒輪的應力循環(huán)次數(shù)，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；取KHL =1.06=529.04 N·mm-2H=465.00 N·mm-2=529.04 N·

11、;mm-2因此接觸強度足夠B齒寬，=0.83x48=39.84；許用彎曲應力；查表8-11得=1.8x240=432 N·mm-2，=1.8，=1 （齒輪雙面受載時的影響系數(shù)，單面取1，雙面區(qū)0.70.8），（壽命系數(shù)）循環(huán)基數(shù)取4x106 ,循環(huán)次數(shù)=60nt=60x376x60x8=1.08288x107 KFL =0.8471YF齒形系數(shù)。查精密機械設計圖8-44，YF=3.73計算得=240 N·mm-2F=113.45 N·mm-2F因此彎曲強度足夠四、軸的結構設計1 軸的材料選用45鋼2 估算軸的直徑根據(jù)精密機械設計P257式(10-2)，查表10-2

12、軸的最小直徑取C=110或=30計算得d1min20mmd2min30mm取 d1=20mm，d2=30mm3 軸的各段軸徑根據(jù)機械設計基礎課程設計P26，當軸肩用于軸上零件定位和承受內(nèi)力時，應具有一定高度，軸肩差一般可取610mm。用作滾動軸承內(nèi)圈定位時，軸肩的直徑應按軸承的安裝尺寸取。如果兩相鄰軸段直徑的變化僅是為了軸上零件裝拆方便或區(qū)分加工表面時兩直徑略有差值即可，例如取15mm也可以采用相同公稱直徑而不同的公差數(shù)值。按照這些原則高速軸的軸徑由小到大分別為：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速軸的軸徑由小到大分別為：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35

13、mm。4 軸的各段長度設計1) 根據(jù)機械設計基礎課程設計表3-1，表4-1以及圖4-1，得取8mm, 1取8mm, 齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離：1=10mm 齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離：2=10mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離（軸承用油潤滑時）：3=5mm 箱體外壁至軸承座孔端面的距離：L1=+C1+C2+(510)=45mm 軸承端蓋凸緣厚度：e=10mm 2) 帶輪寬：35mm 聯(lián)軸器端：60mm1) 軸承的厚度B01=15mm,B02=17mm根據(jù)上面數(shù)據(jù)，可以確定各段軸長，由小端到大端依次為：高速軸：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速軸：60mm,40m

14、m,30mm，40mm，10mm,17mm5 軸的校核計算（精密機械設計P257P262，機械設計手冊）對于高速軸校核：FrFtFzLc LaLb L垂直面內(nèi)支點反力：La:28.5帶輪中徑到軸承距離，Lb：67.5mm兩軸承間距離。·校核FrA= Fr+ FrB1065.5N=（749.2+316.3）N類似方法求水平面內(nèi)支點反力：V帶在軸上的載荷可近似地由下式確定： ； F0單根V帶的張緊力（N）Pd計算功率Pd=2.079Kw ;ZV帶的根數(shù)；=6.2 m·s-1（為帶速）Ka包角修正系數(shù)Ka=0.95qV帶單位長度質(zhì)量q=0.10（kg·m-1）精密機械設

15、計表7-11計算得F0=144.7Fz=570N（lc =Lc =67中軸到軸承距離）N,MA=Fr·La=21352.2N·mmMB=0同理求得： M=A=Ft·La=58662.4 N·mmM=B=Fz·Lc=38190 N·mmN·mmN·mm已知T=52800N·mm，選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)正火處理。查精密機械設計表10-1，其強度極限=600N·mm-2 ，并查表10-3與其對應的=55N· mm-2，=95 N·mm-2故可求出N·mm同理得MvB=

16、31098.7 N·mmmm在結構設計中定出的該處直徑dA=25mm,故強度足夠。同理對高速軸的校核中： d=33.2mm, 在結構設計中定出的該處直徑d=35mm,故強度足夠。五、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)任務書上表明的條件：載荷平穩(wěn)，以及軸承主要受到軸向力，所以選擇圓錐滾子軸承。由軸徑的相應段根據(jù)機械設計基礎課程設計表15-7選擇輕窄（2）系列，其尺寸分別為：內(nèi)徑：d1=25mm,d2=35mm外徑：D1=52mm. D2=72mm寬度：B1=15mm，B2=17mm滾動軸承的當量載荷為：0，X=1；Y=0；則C額定動載荷，機械設計基礎課程設計表15-7而題目要求的軸承壽命為&

17、lt;，故軸承的壽命完全符合要求六、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1根據(jù)軸徑的尺寸，由機械設計基礎課程設計表14-1高速軸與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵C8X30 GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 12X32 GB1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵C8X50 GB1096-792鍵的強度校核 齒輪與軸上的鍵 ：鍵C12×32 GB1096-79b×h=12×8,L=32,則Ls=L-b=20mm圓周力：Fr=2TII/d=2×197600/40=9880N擠壓強度：=123.5<125150MPa=p因此擠壓強度足夠剪切強度：=82.3<120MP

18、a=因此剪切強度足夠鍵C8×30 GB1096-79和鍵C8×56 GB1096-79根據(jù)上面的步驟校核，并且符合要求。七、 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸徑的和機械設計基礎課程設計表17-1選擇聯(lián)軸器的型號：GB3852-83 J1一對組合軸孔直徑：d=30mm,長度：L=60mm 八、減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M16×1.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳，雙螺釘起吊螺釘放油螺塞選用外六角油塞及墊片M14×1.5根據(jù)機械設計基礎課程設計表13-7選擇適當型號：起蓋螺釘型號：GB578386 M6&#

19、215;20,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M6×20,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M6×20,材料Q235螺栓：GB578286 M10×80，材料Q235九、潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3.潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15

20、潤滑油。4.密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十、設計小結課程設計體會這次課程設計是繼上次電子技術課程設計的一次延續(xù)，雖然不同科目，但是他們都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經(jīng)歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！課程設計過程中出現(xiàn)的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要

21、不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。十一、參考資料目錄1機械設計基礎課程設計，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版；2精密機械設計，機械工業(yè)出版社 龐振基，黃其圣主編 2005年1月第一版3機械設計手冊，化學工業(yè)出版社 成大先主編 1994年4月第三版附錄：（上一章）（返回主頁）（下一章）（上一章）（返回主頁）（下一章）高速、中載圓柱齒輪減速器的穩(wěn)健設計張蕾盧玉明石均(東南大學機械工程系210018)1前言眾

22、所周知，齒輪的誤差對齒輪的壽命會產(chǎn)生很大的影響，特別是在一些重要機構中，研究齒輪誤差的影響、使齒輪誤差的綜合影響最小，已經(jīng)成為目前研究的一個熱點和難點。在以往的設計中，為了提高齒輪的壽命，我們往往對齒輪的精度和使用條件提出更高要求，認為只有提高精度、限制使用條件才能減少誤差產(chǎn)生的不良影響。但事實并非如此。齒輪的精度等級或誤差對齒輪的壽命或噪聲等性能的影響是非線性的,在不同設計方案中,同樣的誤差程度，所產(chǎn)生的性能波動不盡相同，而且，提高精度等級或限制使用條件的同時大大增加了制造和使用的成本。穩(wěn)健設計的出現(xiàn)解決了這個難題，這種方法的核心是找到一種設計方案，使得最終產(chǎn)品既滿足性能要求，對誤差又不是十

23、分敏感，同時達到了降低成本的目的。本文即是在這樣的目的下，對現(xiàn)有的某高速、中載發(fā)動機減速器齒輪傳動副進行穩(wěn)健設計，建立了相應的數(shù)學模型，并求得了更佳的設計方案。2機械產(chǎn)品穩(wěn)健設計的工程分析在這一部分中，本文將分析穩(wěn)健設計的基本思路，按照穩(wěn)健設計的基本步驟，建立機械產(chǎn)品穩(wěn)健設計的一般模型。21確定產(chǎn)品的性能指標在這一步中，我們對產(chǎn)品進行分析，定義產(chǎn)品的綜合性能指標或者說是我們感興趣的產(chǎn)品性能指標。這個指標可能是產(chǎn)品的某一性能指標，也可能是產(chǎn)品的各項指標的加權平均，但是這些指標應該能夠表示成參數(shù)的相應函數(shù)形式。22對設計參數(shù)分類有些變量的設計值在設計過程中選定，稱為控制變量；有的變量由于產(chǎn)品制造、

24、使用過程中的種種原因，會產(chǎn)生一定的偏差，這樣的變量稱為干擾變量。按照這樣的分類標準，我們可以將所有設計變量分為四類：常量、控制變量、干擾變量、混合變量?；旌献兞渴侵冈O計值可以改變且存在誤差的設計變量。分類如圖1所示。圖1變量分類圖為了分析方便，假設設計變量的集合為V=（A,B,C,D)，其中：A、B、C、D分別表示常量集、控制變量集、干擾變量集、混合變量集。2.3建立優(yōu)化設計方案的數(shù)學模型純粹從數(shù)學角度而言，所謂穩(wěn)健設計也就是尋找一種方案，使得設計出的產(chǎn)品，性能Y滿足一定需要，而性能波動X又相對比較小，也即受參數(shù)誤差的影響較小，容許變量有較大的變動范圍，從而降低產(chǎn)品的實際成本。表示成數(shù)學形式即

25、為：minX=F(A，B，C，D，A，B，C，D)(1)s.t.Y=G(A,B,C,D)YA，B，C，D屬于求解空間這里F和G可能不是顯式的函數(shù)表達式，而只是一種函數(shù)影響關系，但為了分析上的方便，可以認為這樣的表達式是存在的。3齒輪傳動副穩(wěn)健設計的實現(xiàn)某型發(fā)動機是輕型民用渦漿飛機的動力裝置，其發(fā)動機體內(nèi)減速器如圖2所示。下面本文即對該二級減速器進行穩(wěn)健設計，尋求滿足給定條件的更佳設計方案。3.1原設計方案已知減速器傳遞功率為551.25 kW。輸入轉(zhuǎn)速為41350 r/min，輸出轉(zhuǎn)速為2200 r/min，高速級主從動輪和低速級主動輪的材料均為優(yōu)質(zhì)專用合金鋼。所有齒輪為表面淬火，輪齒表面硬度

26、HRc5962。齒輪精度等級為5-4-4GM GB10096-88。其主要設計參數(shù)見表1：圖2某齒輪減速器傳動簡圖表1原設計方案齒輪類別齒數(shù)Z齒寬B(mm)法向模數(shù)mn(mm)螺旋角(°)法向變位系數(shù)高速級25/96251.388.9290.35/-0.35低速級19/93272.259.9170.4/03.2穩(wěn)鍵設計要求以原定型減速器的有關參數(shù)和設計規(guī)范為基礎，在滿足齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度的可靠度要求以及幾何、邊界約束的條件下，使減速器具有最穩(wěn)定的可靠度。3.3數(shù)學模型的建立設計變量可取二級圓柱斜齒輪的法向模數(shù)mnh、mnl，齒數(shù)Z1、Z2、Z3、Z4，分度圓螺旋角h、

27、l，中心距a、高低速級齒輪變位系數(shù)Xn1、Xn2、Xn3、Xn4作為設計變量，為提高承載能力，高速級采用高變位，同時為配湊中心距，低速級采用角變位。其中Z4=18.794 Z1 Z3/Z2、h=arccos(mnh(Z1+Z2)/2a)、Xn1=-Xn2,Xn3和Xn4可以按照設計手冊取值；另外，為簡化計算，可參考原始設計方案，根據(jù)齒輪強度條件，給定高低速級齒輪法向模數(shù)：mnh=1.38 mm,mnl=2.25 mm，于是我們得到設計變量如下：X=(X1,X2,X3,X4,X5,X6)T=(Z1,Z2,Z3,l,a,Xn1)T (2)目標函數(shù)根據(jù)參考文獻3，齒輪接觸強度可靠度99.99%對應于

28、安全系數(shù)Sh1.5；彎曲強度可靠性R99.99%對應于Sf1.6。由實驗發(fā)現(xiàn)，高速級齒輪多發(fā)生點蝕破壞，所以我們將齒輪接觸強度作為減速器的性能指標，要求Sh1.5前提下具有最小的波動。設Sh的波動為sh，Sh的中心值為sh，設計目標是sh大、sh小。目標函數(shù)可寫為：min(shsh)=min(Shi-sh)2)1/2sh(3)約束條件(1)強度約束G1(X)=sh-1.50(4)(2)邊界約束根據(jù)高速、中載齒輪發(fā)動機體內(nèi)減速器的設計經(jīng)驗和設計規(guī)范，我們給每個設計變量一個取值范圍：X(i)minX(i)X(i)max(5)4模型求解4.1對變量進行分析對于一個齒輪，其接觸疲勞安全系數(shù)為：Sh=H

29、H=ZE ZH Z Z(KFb(±1)/bd1)1/2(6)其中：系數(shù)K=KA KV K K。表達式涉及12個變量。由于在制造和安裝過程中，實際參數(shù)與設計參數(shù)之間誤差在所難免，而且又存在制造精度、材料性能、安裝等誤差，上式中的12個變量也會因這些誤差的出現(xiàn)而產(chǎn)生波動，從而導致Sh的波動。4.2實際制造過程的計算機模擬各種誤差對齒輪制造的影響是多種多樣的。我們可以用計算機模擬正交實驗的方法來模擬這種實際制造過程。正交實驗法是通過事先設計好的一套正交表來安排實驗的。借助正交表可以選出具有代表性的實驗，對以較少的實驗次數(shù)所獲得的數(shù)據(jù)進行統(tǒng)計分析，而得到滿意的結果。我們選出影響Sh的五個主要

30、因素：精度等級、材質(zhì)性能、螺旋角、中心距a、齒寬B。各因素誤差水平如表2所示：表2誤差水平表精度等級(級)材質(zhì)性能lim(MPa)螺旋角(°)中心距a(mm)齒寬B(mm)第一水平5-4-4GM95%lim-0.1a-aB-1第二水平6-5-5GLlimaB第三水平105%lim+0.1a+aB+1選用正交表L18(21×37)，得到正交實驗結果如表3所示(在Sh1.5的情況下的備選方案有多組，這里我們僅拿出3組正交實驗結果，其中一組為優(yōu)選方案，一組為原方案)。將這三組方案的Sh的波動情況表現(xiàn)在圖上，得到圖3。值得說明的是，第一試驗點的S設嚴格對應設計條件和參數(shù)，即是沒有考

31、慮設計參數(shù)和制造過程中的誤差影響而得到的設計安全系數(shù)。從圖上可以明顯看出，優(yōu)化方案的安全系數(shù)波動最小，且始終滿足Sh1.5的要求。故而得優(yōu)化方案如表4所示。 表3正交實驗結果表優(yōu)選方案原方案另一方案Z1/Z2=24/97Z3/Z4=20/93a=85 mmBh=30 mmBl=28 mmXn1=-Xn2=0Xn3=0.45Xn4=0.68h=10.82°l=6.0°Z1/Z2=25/96Z3/Z4=19/93a=85 mmBh=25 mmB1=27 mmXn1=-Xn2=0.35Xn3=0.4Xn4=0h=8.93°l=9.92°Z1/Z2=24/97Z3/Z4=20/93a=85 mmBh=30 mmBl=26 mmXn1=-Xn2=0Xn3=0.5Xn4=0.75h=10.81°l=5.0°ISISISISISIS11.671101.54911.553101.49611.740101.54921.649111.50121.482111.52021.762111.49031.673121.55631.613121.40331.694121.59341.635131.51641.529131.40241.652131.56451.609141.55251.589141.49751.609141.552