机械毕业设计（论文）外文翻译-机床主轴传动齿轮箱的优化设计.doc

本科毕业设计（论文） 毕业设计(论文)外文资料翻译学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 G机械091 学生姓名： 学 号： 220911101 指导教师： 外文出处：(外文) Optimal machine tool spindle drive gearbox design 附 件：1.外文资料翻译译文； 2.外文原文 指导教师评语：签名： 年 月 日第 2 页 共 18 页机床主轴传动齿轮箱的优化设计萨尔加多阿隆索摘要 许多机床配备的电动机和齿轮箱，以延长机床的主轴驱动马达在低转速下的恒定功率范围。目前，在最新的主轴变速箱传动技术中,把水冷式马达和机床主轴的内部柱塞集成在齿轮箱上。关键词:主轴齿轮箱设计。优化设计。最小动能。优化。术语 接触应力 弯曲应力 接触疲劳极限 弯曲疲劳极限 额定接触应力 弯曲应力 接触疲劳强度值 弯曲疲劳强度值 压力角 齿轮切向力b 齿面宽度 螺旋角d 节圆直径m 模数 使用系数 按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数 按齿面接触疲劳强度计算时用的系数 按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数 按齿根弯曲疲劳强度计算时用的系数 齿形系数 弯曲强度寿命因数 相对粗糙度系数 应力校正系数 应力集中系数 抗弯强度尺寸系数 缺口相对灵敏度因子 抗弯强度重合度系数 抗弯强度的螺旋角系数 弹性影响系数 区域系数 粘度系数 耐点蚀的寿命因素 粗糙度耐点蚀性能的系数 速率因数 硬度比系数 尺寸对耐点蚀性能系数 螺旋角对耐点蚀性能的因数 耐点蚀接触率的系数 动载系数 行星轮的数目KE 动能 齿轮角速度 行星齿轮速度 齿轮质量 齿轮的惯性力矩 齿轮齿数 通过链接N和L形成齿轮副的齿比 星轮系的效率（主轴调速） 普通的或固定的齿轮副效率1 引言主轴是加工中心的主要部件之一，它的设计直接影响工件的加工质量和生产率。因此，主轴的相关设计已经在很多作品中被深入研究过了1-4。机床不能在整个速度范围内提供持续的高扭矩，除非电机是超大的。不过，虽然我们能使用一个超大型的电机来提供整个电机持续的高扭矩，但是却因为很高的功率消耗而使成本增加。此外，电机的重量将超过马达和变速箱的组合权重。结合上述原因，主轴变速箱被广泛使用。机床主轴传动齿轮箱是在恒功率范围内用于延长机床主轴电机驱动力之一。这个功率和转矩的扩展幅度，如图1所示，其中虚线代表电机与刀具轴之间的齿轮减速的引线扩展幅度，图1A代表的是力的延伸，图1B代表扭矩延伸与输出速度的关系（工业机床数据）。总之，减速齿轮箱的使用增加了生产的灵活性，使机床能够加工：高扭矩拱钢或铸铁（减速器的速度比R：1，r1）精车高速（直接的速度比为1:1）传统上，这些被安装在外部的马达和齿轮箱通常是用于常规用途，和主轴通过皮带、链条或者齿轮驱动。如今，齿轮箱被集成在水冷式电机和机床主轴的内部柱塞之间。这种集成使冷却液系统共享了机床内部柱塞的钻的孔。这种结构紧凑，重量轻的配置最大限度地提高效率同时最大限度地减少振动和噪声。目前对此的研究工作就是这个配置的设计。请注意，在内嵌式变速箱一体化设计中，优化设计主要取决于设计的传输所需的速度比和功率。因此，和上面提到的主轴设计出于同样的原因，主轴驱动齿轮箱的优化设计还需要进行更有深度的研究。在这种情况下，主轴箱设计中最为重要的因素是变速器所用极小的动能在加工过程中的获得最佳功能，并确保工作寿命长。行星齿轮系（石墨）常用于变速箱的设计，因为和普通齿轮系相比较它们提供了一个非常紧凑的（减少重量和尺寸）和有效的解决方案（高速比和高效率）。本文的目的是给出一组不同的功率和速度比的主轴变速箱的最优设计方案。尤其是，制造商在所有销售范围内对这两个配置不同功率和速度比主轴变速箱进行了研究，并在一定范围内对优化设计的结果进行了比较。2 主轴传动齿轮箱的设计上的注意事项在这一部分我们将会解释在主轴箱设计中必须考虑的一些注意事项。周转轮系按照他们与运动和链接类型的不同分成三种。在现在研究中，他们将被称为太阳轮，转臂，和行星轮。主轴变速箱制造商们通常使用两种不同的行星传动结构。他们是在图2的A和B。在图中，齿轮1和2是太阳轮，图3是转臂和4和4是行星轮。 2.1经济和经营方面的考虑主轴变速箱结构图2 b有着更引人关注的经济的优势，因为少一个内齿圈。原因是主轴变速箱齿轮必须调质，回火，避免表面过热,，表面齿圈比内齿圈更昂贵。此外，如果不是表面齿圈，热量积聚会发生更迅速，到达临界点会降低输入速度和转矩的大小。 2.2效率的考虑在主轴驱动变速器中另一个更引人注目的设计考虑是在这两种结构中如果把输入轴放在太阳轮上将会证明减速器效率可能更大。这就是为什么所有主轴变速箱设计减速器复合轮系中把太阳轮(齿轮1)作为输入把转臂(齿轮3)作为输出轴的原因， 如图中 2 中a和b所示。 2.3 各行星轮的考虑事项在主轴变速箱设计中，选择一个能满足所需的功率和速度比的最佳的行星轮数量是很重要的。因此，在周转轮系中大量的行星轮（）都设置在主要轴线周围布置。例如，在图2 中成品图c主轴变速箱显示有两个行星轮,即 = 2。此数量必须尽可能小，以减少重量和传输的动能，同时确保每个行星齿轮都能有良好的负载分布。这个数字可以是两个，三个，四个，或者甚至更多，根据不同的用途来确定。无论哪种情况下，行星轮必须以同心圆的方式排列在周转轮系周围的以保持主轴的平衡。 3制定主轴变速箱设计约束本节介绍了在主轴变速箱设计中的约束条件。根据约束的类型它们被分为三组，它们是：涉及齿轮尺寸和几何形状的约束行星齿轮传动的啮合要求接触和弯曲应力 3.1涉及齿轮尺寸和几何形状的约束第一个限制条件是在可接受的表面宽度b的范围内的实际限制。这种约束如下: 9m b m (1) 这里的m 是模数。所有的运动学和动力学参数的传输来源于齿比的值，是连接构件N和L齿轮副所形成的的齿比。特别是，被定义为： (2)定义的齿比要满足威利斯方程，即外齿为正内齿为负5。For the train of Fig. 2a对于图2A的轮系，就要取0 and 0。从理论上讲，齿数比可以取任意值，但在实践中，由于技术原因齿数比是有限的因为当齿轮的齿比超出一定范围是很难装配的。由此，在设计主轴变速箱时要考虑齿比是否相当接近穆勒的建议6和AGMA（美国齿轮制造商协会）的标准7。它们分别是：:0.2 5 (3)-7 -2.2 (4)其中，约束方程（3）为外齿轮，约束方程（4）为内齿轮。以这种方式，还可以确保齿轮之间不存在任何干涉。另一个约束，将施加在构成行星齿轮的直径的比值上（齿轮4和4）： (5) 因此这些轮系的几何形状必须满足其他关系，例如，在图2中轮系A图中的 和齿轮副构成了行星齿轮的半径。特别要注意的是，要必须满足以下几何关系： (6)在上述方程中的齿轮的模数，我们很容易就发现齿轮4和4的情况下直径比和齿轮副的比值是相等的。该比率是： (7)同样的，在图2的轮系B中我们可以得到: (8)最后，我们假定一个最小的齿轮齿数：: (9) 3.2行星轮系啮合要求AGMA发布了啮合要求相等的等距的的行星的结构如图2A和B的标准 7 , 那就是: = 整数 (10) 其中和是齿轮1和2上的齿数， 分数 和和分数分别是不可约分数，其中和是行星齿轮的齿数（见图2）：3.3接触应力和弯曲应力在主轴变速箱设计中被建议要考虑把每个齿轮的扭矩的功率损耗计算在内。这方面可以真正优化主轴变速箱的设计，不像在优化研究中不考虑这些损失8，9。在10中所述的步骤，用于确定的主轴齿轮箱的转矩和整体效率。对于每个齿轮，和赫兹接触应力和弯曲应力相关的必须满足如下约束： (11) (12) 在齿轮的计算时，按照ISO（国际标准）标准。方程式（11）和（12）中的应力的值由该规范中定义为： (13) (14) 和的值为： (15) (16) 要着重考虑到在计算转矩时，从功率损耗中获得的切向力。包括计算整体效率时的功率损失，我们使用普通的效率的概念 5，10 ，就是连接行星轮的转臂是相对固定的齿轮副的效率。借助于这种效率的说法，计算整体效率的引入式主轴变速箱的摩擦损失发生在各齿轮副。例如，如果，那么2%的功率将会通过构件1和4齿轮副之间的摩擦损失给消耗了。在设计过程中 ，我们取普通效率值为。在研究中不考虑这方面因素，所以切向力的值只是近似的，可能在周转轮系的情况下完全不同因为有动力循环的可能性5。 考虑到一般机床的启动特性，我们取工况系数。压力角为20度。所选齿轮的材料是钢，,，密度为。 最后， 根据行星轮的数量每个行星齿轮机构的载荷分布由AGMA 6123 A-88 推荐标准7 载荷横向分布系数确定。 4 主轴传动齿轮箱的优化设计 各种工厂已经提出研究方法对传统的传输装置进行优化11-12，但是只有少数人设计周转轮系8, 9。而且，近来的研究没有确切地计算每个齿轮受到的扭矩，因为他们不考虑周转轮系中不同齿轮副的功率损耗。这个问题在目前的工作中被考虑到了，以确保主轴传动齿轮箱的设计的优化。为活的最佳主轴齿轮箱的设计，动能必须是最小的。在数学方面，齿轮箱的设计在图2的a图和b图的基础上，下面的目标函数必须最小化： (17) 其中的是转动惯量，是转速，是质量，是第i个齿轮的移动速度（齿轮中心），是行星齿轮的数量。 在式（17）中转臂的能量一直被忽视，因为这个部件可以设计成不同的变量的形式，因为它大大小于行星系统。各个齿轮的齿数是设计变量，以及齿面宽度和螺旋角。这些设计参数的极小值是通过上面的目标函数确定的，周转轮系被这样完美定义. 5结果与讨论本文中所描述的主轴传动齿轮箱的优化问题，设置24个不同的设计方案（不同的速率和功率），涵盖了市场上所有销售范围。表1列出了这些设计和数字识别码。在这段代码中，字母标识的速度比；数标识额定输出转矩和最大输入速度。比如，D3代码表示主轴齿轮箱的速度比4.5:1，2,300 Nm的额定转矩，最大6,500 rpm每分钟转速下的输入速度。 表2和表3分别总结了基于图2A和B的不同结构方案优化的主轴箱设计结果如图2 的a和b，在这些表中， 根据表1中第一列具体的给出了主轴变速箱的设计的准则。第二、三、四列分别给出了螺旋角、模数、和由相应齿轮1和4组成的齿轮副齿面宽度，以下三列对齿轮2和4给出了相同的信息。第八和第九列给出了主轴变速箱优化设计中每个齿轮的齿数。最后，第十到第十三列分别给出了动能、转动惯量、体积和直径。 例如，在A1设计中（速率为3：1，额定转矩为230 Nm，最大输出转速为8000转每分钟），主轴齿轮箱优化设计的结构如图2的a图所示，齿轮1和4的螺旋角都为19.5，齿宽为21.00 mm 。而另一齿轮副齿轮2和4，螺旋角为26.1，模数为1.25 mm， 齿面宽度是13.95 mm。同样的，用这两种结构对24个不同的主轴变速箱进行优化设计（表2和表3）。请注意，通过这两个主轴结构观察和比较的结果，基于图2B设计的动能总是大于基于图2A的设计。此外，基于图2B设计的转动惯量，体积，总直径也几乎总是大于那些基于图A的设计。然而，最重要的是要记住它得到了最大的减速比，即5：1，转动惯量在图2a的设计中更大，在这两个设计中它的体积和总直径也最大。表4总结比较了这两种结构的优化设计。尤其是，对于每个速比，表4分别给出的基于图2a图设计的动能转动惯量体积和直径的平均值之间的比值。 分析表4的信息，需要特别注意的是，尽管动能总是大基于在图2b的设计，通过各种仪器的观察转动惯量之间的比率，体积，和总直径，两个主轴箱的设计是真的没有太大的区别，动能之间的比率之所以是高于其他比率的原因是给定了一个变速比，图2b的行星轮齿轮箱设计中用较高的旋转速度。图3比较了两种结构主轴齿轮箱的行星轮速度和输入速度。有了这些结果，你现在可以评估一个特定的主轴变速箱设计的最佳选择。第一个考虑的因素是分析速比，因为这个因素涉及到一定值的两种结构之间的差异。事实上，人们看到在表4中的速度比为3.5:1和4.75:1的比例对动能平均值有很高的价值，特别是在方案中的3.5:1比例。在这种情况下，同样转动惯量、体积和总直径的平均值也是很高的。对于这些设计，因而，最适合的结构是图2a的设计。正相反，那5：1减速率的设计却有着最小的动能平均值，甚至转动惯量、体积和总直径的平均值的和小于一。因此，在这种情况下，因基于图2b的较低的成本优势成为最有利的设计。 总而言之，结果表明，在最佳主轴变速箱结构最终的决定取决于其特定的特性（最大输入转速，额定输出速度，和速度比）和成本，因为基于图 2B的设计未使用的环形齿轮使之更便宜。从此，一般来说，当动能、转动惯量、体积和直径的平均值不是很高时，图2b的设计是比较适当的主轴变速箱的设计。反之这些比率很高时，.那么基于图2a的设计将是非常适合的。最终，我们计算了都被提出的主轴变速箱设计的总效率与普通效率不同 10 以验证他们的优化。在周转轮系设计中，这是一个必要的步骤，因为他们可以提出动力再循环，这种现象严重的降低了效率，是臭名昭著的。结果归纳在表5中。为了结束这项工作，我们进行了一些实验。在第一个实验中比较了不同厂家的不同的两个主轴箱，一个基于图2a设计的另一个是基于图2b设计的。两个主轴齿轮箱（厂家给出的）的特点是：一个3:1,功率630Nm，6，000转每分，1，980 kg mm 这是基于图2a设计的； 3:1, 620 Nm, 6,000 rpm, and 3,250 kg mm 是基于图2b设计的。每一主轴变速箱的动能的最大输入速度（6000转）是给定的。基于图2a设计的我们获得79焦耳的动能，基于图2b设计的获得696焦耳的动能。这意味着，在实验中使用的市售主轴箱（设计A2）比优化的最小动能主轴箱需要更大的动能（见表2和3）。特别是，它们大于基于图2a的设计16%，大于基于图2b的设计23%。在其他产品中，在表2和表3中给出了改变这些市售主轴变速箱的结构设计，同时保持轴承类型、轴承位置和主轴尺寸等等，设计需要更少的动能，尤其是最小动能的设计(表2和3中给定的设计)。另一个测试是测量每个主轴齿轮箱在不同的加工条件下的震动。为了这个目的，每个主轴齿轮箱都放置了一个加速计，加速度以信号形式通过数据采集卡直接连接到电脑上进行处理和记录，然后，记录管理服务程式记录确定的振动信号。随后，将变速箱内的（和）各主轴的RMS值进行了计算。得出值的比率为1.112。也就是说，基于图2b的结构设计的振动大11.2%。 最后，我们进行了另一项实验中，我们有计划的选择了一个专门从事制造和装配的机械变速器公司制造的两个主轴齿轮箱，选择具体的设计是D2，和图2b的结构相像。对变速箱进行动能需求最小化和体积最小化。最小化的动能设计对应于表3（D2）给出的数据。最小容积的设计特点是807 J, 5.930 kg mm，最小容积设计在其最大速度和最小的动能设计的动能之间的比率（每分钟8000转）为1.15。 用这两个变速器，进行另一项震动测试。两款变速器分别运行在不同的输入速度（3，000-6，000转每分），从加速度计的信号以相同的方式被记录和处理。结果的比值即在最小体积设计的振动水平大于最小动能设计的9.3%。 评价一下在加工中心的主轴驱动下的测得的振动水平是否满意，把结果同ISO和ISO 1940-1 10816-3规范给出的数据进行了比较。这允许确定一个机器的从降低振动水平(水平一,少振动级)水平的振动,到造成损害(水平D,最高的振动水平在ISO标准)的条件.A级是为“新机”，B级是“无限允许长期操作”，C级是“短期操作允许”，D级“震动时，引起损坏”。先前这个决定,，机器必须建立的规范，根据机器的安装和动力类型被分为四个组，因为各个振动等级范围取决于这个分类。这两个市售主轴变速箱，一个被归类在A级的最高值（基于图2a）。另一个在B级最低值（基于图2b），A我们所设计的变速箱等级被列为A级。这种方法也用在 21 确定主轴驱动器的分类和与这些ISO规范得到振动条件分析。 6结论本文提出了确定最优主轴变速箱的设计方法框架。该方法设计了24种不同的工业行业中使用的主轴变速箱，实验表明，所提出的方法确实是适合这项任务。从结果中可以得到以下结果的结论：主轴箱行星轮系的设计中结构方案的选用的和动能影响会主轴变速箱的功能,因此，这些行星轮系的设计必须进行优化。结果表明，在最佳主轴变速箱的结构最终决定取决于其特定的特性（最大输入转速，额定输出速度，和速度比）和此结构的成本。一般来说这个结论是：如果一个特定的主轴变速箱的设计比当动能、转动惯量/体积和直径的平均值不是很高时（对表2、3和4中的信息相比较），图2b的设计是比较适当的主轴变速箱的设计；反之这些比率很高时，那么基于图2a的设计将是非常适合的。以作者的观点，主轴驱动齿轮箱设计制造商和设计工程师会对这些结果产生极大的兴趣。参考文献1曹前田 O，Y,土耳其 Y（2005）专业主轴设计系统。国际马赫工具制造业45（4-5）:537-5482泰勒邱 S, BT，沃尔顿（1990）,机床主轴刚度微机优化。国际马赫工具制造业30（1）:151-1593王WR，张CN（1994年）,机床主轴轴承系统的动态分析和设计。J Vib Acoust，翻译ASME116（3）:280-2854.杨（1981）机床主轴静刚度的研究。国际马赫工具制造业21（1）:23-405德尔卡斯蒂略萨尔加多DR，JM（2005年）基于功率流图的行星齿轮系的选择和设计。ASMEJ 机械Des 127（1）:120-1346米勒WH（1982）行星齿轮传动系统。韦恩州立大学（Wayne State University）出版社，底特律7AGMA 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