花生聯(lián)合收割機齒輪箱設計【含CAD圖紙+文檔】

壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,均可直接下載獲得文件，所見所得，電腦查看更方便。Q 197216396 或 11970985 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第10周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）本次是共性的要求：1、將零件圖全部掃尾，轉入下一部工作；2、按每個人任務書要求，進入設計說明書或者論文的寫作；3、注意查閱所提供的各類文獻資料以及老師提供的參考書；4、工藝方案分析比較要細，然后確定所需磨具的結構，這是本次設計的關鍵；5、時間要求：5月20日前后初步提交老師初審。指導教師簽名： 20*年4月25日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：在說明書編寫過程中將隨時上網交流，請教老師。 學生簽名： 20*年4月26日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第11周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、布置學生按規(guī)定的格式編寫論文，注意重點及論文的要求。指導教師簽名： 20*年5月5日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、隨時與指導老師在網上交流。2、多查閱文獻。 學生簽名： 20*年5月6日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第12周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、重點指導校核及計算。指導教師簽名： 20*年5月9日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、我先復習所學過的有關課程。2、要寫的內容很多。3、計算量較大。 學生簽名： 20*年5月9日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第13周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、繪制一張手工零件圖。指導教師簽名： 20*年5月16日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、手繪圖紙嚴格按照老師指定的標準，字跡工整，保持圖紙表面的整潔和規(guī)范。 學生簽名： 20*年5月16日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第14周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、零件圖中少線條及技術要求；指導教師簽名： 20*年5月23日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、根據(jù)老師提出的意見和指出的錯誤，及時修改圖中的錯誤。 學生簽名： 20*年5月23日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第15 周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、修改格式及字體；2、檢查自己的任務是否完成；3、熟悉圖紙和論文內容；4、準備答辯指導教師簽名： 20* 年5月30日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：先熟悉圖紙，再熟悉文章 學生簽名： 20*年5月30日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、交外文翻譯（與專業(yè)相關的外文資料）漢字3000左右（含譯文與原文）2、公布本次畢業(yè)設計有關題目，選題。3、題目：花生聯(lián)合收割機齒輪箱設計。3、擬開題報告初稿。指導教師簽名： 20* 年2月22日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、完成外文翻譯資料并上交。2、了解開題報告的格式要求，并準備相關資料。3、對畢業(yè)設計題目進行了解。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、開題報告格式按照有關規(guī)定進行調整。2、下達畢業(yè)設計任務書。3、初步檢查開題報告編寫進度。指導教師簽名： 20*年 2 月 29日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、完成開題報告，并對其格式進行修改。2、向導師匯報進度，了解整體安排。3、對課題內容準備資料。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、本次采用的方式：網上指導。2、譯文格式，字體、段落要重新處理一下。3、開題報告內容的大框架還可以，有的地方需細化。指導教師簽名： 20*年3 月7 日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、對外文翻譯的格式進行重新編排。2、完成開題報告，修改細節(jié)內容。3、準備繪制圖紙，進行設計。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）本次現(xiàn)場統(tǒng)一布置和講解：1、主要講解每位所設計的題目，如何開始進行設計和構思。2、統(tǒng)一設計時使用的圖紙標題欄要求。3、設計時使用CAD軟件繪圖，除cad繪圖外必須有手工繪制的一張3號圖。指導教師簽名： 20*年3月14日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、了解設計題目的設計思路，了解其結構及運動過程。2、對圖紙所用的標題欄格式進行統(tǒng)一。3、準備設計資料，并查詢繪制基準。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、查閱資料，參考同類產品的基礎上構思自己所設計結構。2、齒輪箱的設計中涉及到的齒輪傳動、傳動軸設計等內容都是機械專業(yè)的基礎知識，復習機械設計課程中的相關內容。3、去圖書館查閱相關資料，啟發(fā)設計思路。4、認真閱讀所提供參考書的相關章節(jié)，了解齒輪箱原理。指導教師簽名： 20* 年3 月 21 日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、閱讀相關資料，了解其他同類產品在其結構設計的理念。2、對設計中用到的齒輪知識，進行相關的了解，查閱以前設計的內容。3、了解相關知識，對齒輪箱結構原理有一定的了解。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）該生因工作缺席指導，但提交了電子文檔，其完成總裝圖的設計，能按進度完成要求，圖紙中有小部分結構設計錯誤，經修改后達到要求。另外要按新國標進行圖紙的繪制。指導教師簽名： 20* 年3 月28 日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、繪制好總裝配圖及部分零件圖，并修改部分錯誤。2、修改尺寸、技術要求等方面問題。3、將新國標進行了解，運用到繪圖過程中。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）網上指導：1、總裝圖總體布置合理，視圖選擇正確，表達方法正確，投影規(guī)律正確，但一些細節(jié)結構表達有問題或未表達。2、標注上有一些問題。3、貫徹國標要加強。指導教師簽名： 20*年4月4 日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、對總裝配圖進行修改，完成所有圖紙的繪制。2、標注部分出現(xiàn)差錯，進行修改。3、對國標進一步的了解。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫）教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）本周集中指導，主要講解共性的問題。1、從整體情況看圖紙設計進度基本一致，但大部分同學零件圖設計方面還有少量尺寸遺漏，粗糙度標的不完善，回去仔細檢查一下。2、總裝圖還有尺寸標注問題。3、技術要求要標注清楚。4、抓緊時間處理完圖紙問題，接下去著手論文寫作。指導教師簽名： 20*年4月11日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、修改總裝配圖尺寸問題，對裝配圖進行完善。2、對于圖紙中的技術要求進行修正。3、完成所要圖紙，并準備資料進行論文編寫。 學生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設計（論文）指導情況記錄表（本表由學生和指導教師按指導情況分別如實填寫） 第9周教師指導意見及指導方式（教師填寫）：（指導學生開題、查閱文獻資料、綜合運用知識、方案設計、論文寫作、外文應用、實驗、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、總裝圖缺少必要的配合尺寸尺寸。2、標準件應采用新標準，用caxa中的標準即可。指導教師簽名： 20*年 4月 18日學生意見（任務完成情況及需要解決的問題）：1、標出了總裝圖的一些配合尺寸；2、標準件按新標準重新選用。 學生簽名： 20*年4月18日注：此頁可根據(jù)需要自行復制，每指導一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設計(論文)外文資料翻譯院 系專業(yè)學生姓名班級學號外文出處Int J Adv Manuf Technol (2009) 40:637647附件：1.外文資料翻譯譯文（約3000漢字）； 2.外文資料原文(與課題相關的1萬印刷符號左右)。指導教師評語：指導教師簽名：年月日高速加工機械主軸調速齒輪箱的最佳設計摘要：有很多不同的解決方法升級傳統(tǒng)機床高速切削加工(HSM)，其中最便宜的解決方案是使用機械主軸超速。機械主軸超速允許增加一個有變速箱手段的機床，并已成功應用于各種加工過程，如鉆，銑，攻絲甚至磨。它們主要用于模具和模具行業(yè)，因為它們提供一個有效的解決方案升級現(xiàn)有的較低速度的機床。在這項工作中，在所有行星齒輪列車設計（PGTs）中，現(xiàn)有的機械主軸優(yōu)化是通過減小體積和動能齒輪箱，它們的功能直接取決于這些兩個標準。在作者看來，其結果可能有很大為主軸調速裝置制造商的利益考慮。關鍵字：主軸調速變速箱設計、行星齒輪變速機構的行星、高速切削加工、優(yōu)化。詞匯：H ：赫茲接觸應力 F 彎曲應力HP 許用赫茲接觸應力 FP 允許彎曲應力HO 名義赫茲接觸應力 FO 名義彎曲應力Hlim 最大允許的赫茲接觸應力 Flim 最大允許的彎曲應力 壓力角 Ft切向齒輪力b面寬度 螺旋角d節(jié)圓直徑 m模塊KA應用因素 KH反式.負載共享因素抗點蝕KH長.負載共享因素抗點蝕 KF反式.負載共享因子對彎曲強度KF長.負載共享因子對彎曲強度 YFa形狀因子為彎曲強度YNT生活的彎曲強度因子 YRrel相對粗糙度的因素YSa應力集中系數(shù) YST應力集中系數(shù)YX彎曲強度的大小因素 u之間的比例直徑的齒輪嚙合，大于1rugosity在小規(guī)模的變化測量身體表面的高度YrelT 缺口相對靈敏度因子 Y聯(lián)系抗彎強度比因素Y抗彎強度的螺旋角因子 ZE物質因素ZH耐點蝕性能的幾何因素 ZL粘度系數(shù)ZN耐點蝕的生活因素 ZR粗糙度因子為耐點蝕ZV速度因子 ZW硬度比因子ZX耐點蝕的大小因素 Z耐點蝕性能的螺旋角因子Z聯(lián)系耐點蝕的比例因子 KV動態(tài)因素Np行星齒輪的數(shù)量 KE動能的行星系統(tǒng)i齒輪i的的角速度 v4行星齒輪的速度mi質量齒輪I Ii慣性矩的齒輪Zi齒輪的數(shù)量 Znl齒輪副齒比連接形成的n和l 行星齒輪變速機構的行星的效率(主軸飛行)0 普通或固定齒輪副效率1介紹以目前的發(fā)展趨勢，高速加工（HSM）以知識為基礎的系統(tǒng)旨在最大限度地提高生產能力。HSM正在迅速增長，它提供了幾個比較傳統(tǒng)的加工，如減少加工時間，減少機械應力，減少加熱工件表面質量高，使用更小的工具等，這增加了HSM的行業(yè)的必要性，增加大幅金額在這一領域的研究1-4。此外，HSM代表一個良好的加工解決方案，輕金屬（鋁，鎂汽車和航空航天領域），陶瓷加工鑄鐵插入，加工復合材料和其他材料，包括可伐，鈦，鉻鎳鐵合金等。有很多不同的解決機床HSM的方案，這里提供了一個優(yōu)秀的、低成本的方案，可以節(jié)省大量的投資資本。最便宜的解決方案之一是使用機械主軸超速。主軸超速以其可靠的性能，應用于各種開發(fā)加工過程，如鉆，銑，攻絲甚至磨?？傮w上，機械主軸超速是一個低成本的選擇，允許常規(guī)機的速度增加HSM的高速工具。主軸是其中一個主要的機械部件，因為它的設計直接影響工件的加工生產率和加工質量。因此，對主軸設計（靜態(tài)和動態(tài)剛度，尺寸，軸軸承的設計配置等）進行了研究，在深入5-8?！皺C械主軸超速的功能取決于主要傳輸?shù)膬?yōu)化設計需要速比和功率。特別是，有兩個因素必須考慮到，因為他們的重要性，主軸調速體積最小的優(yōu)化設計：傳輸和最小的動能。主軸調速裝置的體積必須是最小的低體重并沒有減少操作空間機床。但是，同樣，機械主軸超速必須設計的工作壽命長，所以，動能能量的傳輸必須是最小的，以確保最佳功能。主軸調速裝置設計這些要求基于行星齒輪行列使用的傳輸（PGTs），由于PGTs提供一個非常緊湊和高效解決方案（減少重量和體積比較普通齒輪），結合高速率和高效率。PGTs也用在許多機床電機變速箱配備的不斷擴大機床主軸驅動電機在低功率范圍速度。近來，他們的設計已被作者優(yōu)化9。常見的機械主軸設計是一個多元化攔截因子，3.5到8,這取決于制造商。一個廠商提供了一個機械主軸飛行，這臺機器的速度能增加10倍以上,有最大飛行40000每分鐘轉速和輸出2 kW的能力。圖1顯示一個機械主軸飛行。本文的目標是讓一組最佳機械主軸超速，設計不同的權力和速度的比率，尤其是主軸調速裝置的配置。目前對制造商使用的所有研究力量和速度比、銷售范圍，以及這些配置的優(yōu)化設計（每個電源速度之比）對所有的范圍進行了比較。2機械主軸超速設計的注意事項在本節(jié)中，我們解釋了一些重要的因素，然后主軸調速裝置必須考慮，機械主軸超速由四人設計PGT，這是使用最廣泛的配置商業(yè)，因為它幾乎覆蓋了整個范圍受聘于工業(yè)應用的速度比，即簡單PGT建設。此PGT有六個不同的施工方案，取決于這些成員如何設計。這六個方案中顯示在圖2中，即施工圖的六個解決方案。2可以考慮為主軸調速設計。圖1 a會員的行星齒輪行列(PGT)。b是一個機械主軸飛行PGTs成員的不同類型,而且他們會的被稱為太陽、吊環(huán)、臂和行星在目前的工作(見圖1)。在圖2、會員3是一只手臂和4和4成員的行星上。會員1和2是不同的成員,根據(jù)建筑解決方案,所以會員1是一個太陽齒輪結構解在圖2 a、c、d等多個行業(yè)是一個環(huán)形齒輪。在同樣的方式,成員在2號是一個太陽齒輪結構。圖2 b， d, e,這是一個環(huán)形齒輪在其余的構造的解圖2。對齒輪的鏈接，會員之間1和4、會員之間2和4。與轉彎的副臂之間的聯(lián)系(會員3)和行星。在現(xiàn)在的工作,但表達簡單行星”將用于配置一個單一的一顆行星齒輪,比如行星的圖2 a,b,“雙星”，一個由兩檔,如行星圖2 c-f。一個更詳細的解釋PGTs結構可能會發(fā)現(xiàn)在9、11。2.1效率考慮基于四個PGT較高,以證實乘數(shù)的效率是可能的,它是設計與一個輸入的手臂(會員3)。這是為什么四名成員PGTs所有的機械設計為主軸超速手臂輸入乘數(shù)。2.2經濟和經營方面的考慮雙行星配置的解決方案（圖2C-F）該圖。2D是從經濟更有趣的角度來看，是有一定的優(yōu)勢的，因為它提供了齒圈。這樣做的原因是，主軸調速齒輪必須硬化，回火和地面，以避免高加熱，地面環(huán)形齒輪比更昂貴地面非齒圈。此外，如果不勤，齒圈熱量積聚在較短的時間內發(fā)生，這加熱限制和減少輸入的速度和轉矩。施工圖的解決方案。2A提出的構造簡單的行星（圖2b）在齒圈固定成員的其他解決方案的優(yōu)勢。出于這個原因，施工圖的解決方案。2b是不是用于機械主軸調速設計，因為它增加的主軸調速裝置的動能相當。這同樣的道理，建筑圖解決方案。2E，F(xiàn)是不恰當?shù)呐渲秒p行星構造的解決方案。2.3行星成員考慮主軸調速裝置的設計，它是很重要的選擇所需的力量和速度的行星的最佳數(shù)量比率。可以從兩個行星成員的數(shù)量（NP）三，四個，甚至更多，取決于應用程序它的設計。例如，機械主軸調速裝置圖。1A有三個行星成員（NP =3）。這必須盡可能小，以減少重量和動能的傳輸，而確保一個良好的負載分布到地球的每個齒輪。無論的情況下，行星必須始終獎學的主軸同心周圍安排平衡的質量分布?？傊?，為機械主軸超速，只施工圖的解決方案。2A，C，D，必須考慮最佳主軸調速設計。特別是，這些施工方案是最常見的那些用于制造商。3機械主軸調速設計上的約束在本節(jié)中，機械主軸的限制調速裝置的設計進行了闡述。他們被分為三個套，根據(jù)約束類型。它們是：-涉及齒輪尺寸和幾何形狀的約束-嚙合要求獎學-接觸和彎曲應力3.1涉及齒輪的大小和幾何約束第一個約束是一個范圍內的實際限制接受面寬度b。這個約束如下：9m b14m （1） 其中m是模塊。模塊表示齒的大小，是齒的齒輪節(jié)圓直徑的比例。網的齒輪，他們的模塊必須是平等的。齒輪ISO標準和設計方法的基礎上的模塊。所有的運動學和動力學參數(shù)傳輸依賴于齒比Znl值，Znl就是形成齒輪副的齒比聯(lián)成員n和l。特別是，Znl被定義為Znl = 對于齒比的定義，以滿足威利斯方程，Znl必須是積極的，如果是外部的齒輪（嚙合齒輪）和消極的，如果它是內部的（網格齒圈齒輪）10，11。圖列車。2A，一個必須采取Z14 0和Z240。從理論上講，齒比可以采取任何價值，但在實踐中，他們主要是由于技術原因的限制因為在組裝一個外齒輪的困難齒比的一定范圍內。在這項工作中，齒比為機械主軸超速的設計相當接近米勒12和美國的建議齒輪制造商協(xié)會（AGMA）的規(guī)范13，是：0.2 Znl 5 (3)-7 Znl -2:2 (4)定式的約束。3存在外部齒輪和式。4內部齒輪。重要的是要注意這些限制是設計有效的，具有不同行星號（NP）。在尊重這些價值觀，一實現(xiàn)了機械主軸調速設計更小，更輕，更便宜。另外的設計上，將施加的約束雙行星主軸超速的比例構成一個雙行星齒輪的直徑是：其中d4行星齒輪的直徑與網格成員2和D4是行星齒輪的直徑，與成員1的網格（見圖2）。在施工機械主軸超速上獎學圖。2C，D，齒比Z14和Z240構成行星齒輪的半徑有關。特別是，以下的幾何關系，必須滿意在主軸調速裝置配置圖。2C： (6)對上述方程模塊齒輪，它是直接找到的比例直徑齒輪4和4條件Z14和價值Z24：這個比例是： (7)同樣，獲得配置的情況下圖2d的表達： （8）最后，假設最小的齒輪齒數(shù)：Zmin 18 （9）3.2行星齒輪傳動嚙合要求嚙合要求AGMA規(guī)范13。以下約束（式10）是設計圖2a： （10）Z1是哪里的齒數(shù)太陽齒輪(會員1)是和本體的齒數(shù)環(huán)形齒輪(會員2)。上Eq。10取決于轉向太陽和環(huán)形齒輪用胳膊修好了。負面的標志時一定要用太陽和環(huán)形齒輪，胳膊成員方向不變。行星系統(tǒng)必須采用雙行星。11低于(見AGMA標準13) an integer （11）其中P1和P2的分子和分母束縛分數(shù)相當于分數(shù)Z4/Z4的,其中Z4是行星齒輪的齒數(shù)量與網格成員2和Z4是行星齒輪的齒數(shù)量成員1，網格（見圖2）：3.3聯(lián)系人和彎曲應力對每個建議主軸調速齒輪的扭矩設計考慮功率損耗計算。這方面，允許一個真正優(yōu)化的機械主軸調速裝置設計，不同的優(yōu)化研究這些損失不考慮14，15?！矮@得的扭矩和程序的整體效率主軸調速裝置所描述由卡斯蒂略11。對于每個主軸調速配置的齒輪，以下約束相對Hertz接觸必須滿足和彎曲應力:HHP (12)FFP (13)為齒輪的計算，ISO標準其次。式壓力值。12日和13日本規(guī)范定義為(14) (15)HP和FP值給出： (16 ) (17)重要的是要強調，切向力FT獲得的力矩采取的計算考慮功率損耗。包括在功率損失整體效率的計算，我們使用的概念普通效率10，11，這是什么效率,如果齒輪副臂與行星是固定的。通過這種效率，一個介紹到PGT整體效率計算采取在每個齒輪副的摩擦損失。對于這一點，0 =0.98普通效率的價值，即2的動力傳遞通過每個齒輪副丟失這些齒輪之間的摩擦。在不采取的研究考慮到這個功率損耗，切向值力量只是近似，可能是完全不同的因為權力的可能性的情況下PGTs再循環(huán)10。由于機床的啟動特性在一般情況下，我們采取的KA=1的應用因素。壓力角是偽=20擄。齒輪選擇的材料是：最后，負載分布，每個受到被確定使用行星齒輪分布的因素，建議在艾格瑪6123A -88規(guī)范13作為一個行星（NP）的數(shù)量的功能。4目標函數(shù)和設計變量各項工作都提出了優(yōu)化方法傳統(tǒng)的傳輸14-23，但只有少數(shù)研究提出了優(yōu)化技術設計PGTs20，21。此外，這些研究PGTs24，25，計算準確的力矩每個齒輪承受，因為他們不考慮中的獎學不同的齒輪副的功率損失。不過，據(jù)了解，在這些力量的損失傳輸可能比在一個更大的10，11，因此，最佳的普通齒輪傳動設計必須考慮到這個因素。事實上，不考慮功率損耗，以及確保最佳的機械主軸調速設計，阻礙從確切知道它的整體效率。在本節(jié)中，我們描述了目標函數(shù)和設計變量。目標函數(shù)是音量功能和動能功能。重要的是要牢記這些功能有不同的表達，這取決于所采用的施工解決方案主軸調速裝置設計。尤其是音量功能用簡單的行星的建筑解決方案（圖2a）表示如下：(18)其中，Va代表齒輪的總量。同一施工圖的解決方案為目標函數(shù)。2C另一種形式，并表示如下（19）施工圖的解決方案。2D，表示為： （20）其中B14是齒輪1和4面寬度，和B240齒輪2和4臉的寬度。動能功能也不同施工方案簡單和雙行星，可以很容易地推導出。建筑的功能圖解決方案。2A表現(xiàn)在以下表格： （21）I4中，W4和m4的慣性矩，轉動速度和質量的行星齒輪，分別和v4行星齒輪中心的翻譯速度。在上述表達，I1是太陽的慣性力矩成員和NP是行星齒輪的數(shù)量。為相同的目標函數(shù)的構造圖解決方案。2C，D表示如下 （22）在方程。21日和22日，一直手臂的能量被忽視的，因為這個成員可以在不同的設計變量形式，因為它是大大低于的行星系統(tǒng)。施工方案的設計變量選擇圖。2A，C，D，行星齒輪（NP），齒輪（MI），齒數(shù)模塊每個齒輪（子），臉的寬度（BI）和螺旋角（i）。當這些設計參數(shù)的確定通過減少上述目標的功能，GTA完美定義。5結果和討論機械主軸超速的優(yōu)化問題。本文描述了一套不同設計主軸超速，即不同的速度比覆蓋整個銷售范圍。表1和2總結所有的個案研究的基礎上，設計施工圖的解決方案。2a和顯示最佳設計。在這些表中，第一和第二列的列表速比，輸入功率和最大輸出每個設計的速度。第一列也表明了齒數(shù)體積最小和最小動能解決方案的每個成員。例如，對于速度之比為1:3.5時，我們選擇了兩個乘法器的設計，為10千瓦和16千瓦的功率，不同的最大輸出速度，這是8000轉，10,000 RPM，分別。對于這種設計，最佳齒數(shù)根據(jù)目標函數(shù)是：Z1的輸出成員= 24，行星齒輪Z4的= 18，Z2的齒圈= 60。對應的兩行相同的功率和最大輸出速度對應的體積最小，最小動能解決方案。 第三，第四和第五列給出模塊，列出寬度和螺旋角。第六列列出了由齒輪和占用體積第七和第八列的動能當它與兩個（KE2）或設計的齒輪系統(tǒng)三（KE3）行星齒輪。動能表示獨立的特定值的密度鋼用在齒輪。單位，因此，mm5/s2。最后，第九列給出的總直徑行星齒輪傳動。繼續(xù)與速比1:3.5的情況下，特別是為10千瓦，8000轉，它可以看到，體積最小和最小的動能設計，齒輪模塊為1.25。為最低體積設計，所有齒輪必須擁有11.91毫米的臉的寬度必須構建一個25螺旋角。相反，如果你想設計動能最低限度，臉的寬度必須是14.84毫米，螺旋角14。從這個數(shù)據(jù)，任何齒輪的直徑可以直截了當?shù)赝茖?。例如，直徑成員1的行星的直徑33.10毫米，24.82毫米和齒圈直徑為82.75毫米體積最小的解決方案。對于這部分的具體設計主軸調速裝置（1:3.5，10千瓦和8000轉），它可以是核實最低的動能解決方案，有8.6體積比體積最小的解決方案。最小體積設計，然而，只有5.5。比最佳的動能設計的動能。從表1和2，有幾個結論可以獲得。舉例來說，重要的是要牢記，如果體積最小和最低的動能設計為一個特定的主軸調速設計對應不同的模塊，齒輪之間的差異這兩個設計是更大的。在主軸超速集這項工作的研究，這個速度兩例發(fā)生在比為1:6。特別是，這些都是設計：2.5千瓦，18000轉，和7千瓦和5000轉。在第一種情況，即1:6，2.5千瓦，18,000 rpm的，它可以驗證這一比例之間的體積最小的動能設計和最低的動能設計，為30.14。然而，這兩個量之間的比率設計是只有1.82。在第二種情況下，即1:6，7千瓦5000轉，結果是相似的：這些百分比看上稍大，分別為33.85和4.00。在總結時，這兩個最佳的齒輪設計有不同的模塊，在動力學的差異兩個設計的能量大于案件這兩項擬議設計的齒輪具有相同的模塊。在這些情況下，機械設計主軸最低的動能解決方案的基礎上進行設計。另一個重要的結果是1:4的設計，45千瓦和8000轉，1:5，7千瓦和24,000 RPM只有一個解決方案，即體積最小和最低動能設計是同一個。他們是唯一的情況下，在這兩個設計不謀而合。表1中，這些主軸設計，以及優(yōu)化設計，設計相應的= 0。最后，優(yōu)化設計結果的基礎上，施工圖的解決方案。2A（1和表2）顯示，總直徑最小的動能設計始終是小于最小直徑量主軸調速設計，是可以預期的1先驗。表3和表4總結主軸調速裝置設計根據(jù)施工圖的解決方案。2C，D，分別。與這些建筑的解決方案，只有少數(shù)表1和2中提出的設計進行了分析。這種情況的主要原因是，這些解決方案只提出優(yōu)勢速度比大于1:12 10，這是不是在機械主軸超速的范圍。在這些情況下，每個主軸調速裝置設計（速比，功率和最大輸出速度），只有一個解決方案給定的，因為任何主軸調速裝置的設計，這些建筑的解決方案是比這些更壞的結果得出上圖。2A，從點的看法乘數(shù)的功能。這種設計對應一個之間的最小體積和妥協(xié)的解決辦法最小動能設計。例如，對于一個1時05機械主軸調速裝置，5千瓦和13000轉速，適當?shù)脑O計基礎上的建筑圖解決方案。表3給出了2C。第一列本表列出的速比，功率和最大的輸出速度。第二至第六列給出了螺旋角，模塊，臉的寬度和所有齒輪的直徑。在這主軸調速裝置設計，齒輪相應的數(shù)據(jù)形成對齒輪1和4：24螺旋角，模塊0.9，臉寬11.08毫米，19.75毫米，直徑和24.69毫米，分別為。形成齒輪2和齒輪副4，有8螺旋角，0.8模塊，臉寬9.98毫米，直徑64.64毫米和20.20毫米，分別。“在最下面一行顯示每個齒輪的齒數(shù)這個主軸調速設計。它們分別是：Z1 = 20，Z2 = 80，Z4的= 25和Z4025：第七和第八列給齒輪系統(tǒng)的體積和動能。最后，第九列給出了機械的總直徑主軸調速裝置。以同樣的方式，有關的信息機械主軸調速裝置基礎上的建筑圖解決方案。2D是在表4。分析表3和4所提供的資料和比較表1和2的信息，有些機械優(yōu)化設計的有趣的結論可以得出主軸超速。這種比較是合成圖。3。從圖3，可以推斷，主軸超速必須設計施工圖的解決方案的基礎上。2A，自其他兩個可能的有趣建筑解決方案有更大的體積和動能。此外，施工圖的解決方案。2D是一個貧窮的解決方案比圖。2C，很容易推導出圖。3。這是這主要是因為地球自轉速度是較高設計圖。在圖中所提出的設計比2D。2C相同的速度比。這個建筑的解決方案（圖2D）只介紹不使用齒圈的優(yōu)勢，這是一個比一個功能考慮經濟。這就是為什么這個建筑的解決方案中使用的原因其他變速箱機床（見9圖2b），變速箱設計的情況下延長機床主軸驅動電機恒功率范圍。另一個值得注意的結果是，之間的比率數(shù)量和動能下降的速度比增加。事實上，在1:10的情況下，數(shù)量和動能主軸調速裝置的基礎上設計圖。2C少比數(shù)量和獲得的動能根據(jù)設計施工圖的解決方案。2A（見表2和表3）。這也是值得注意的是，總直徑主軸調速裝置的基礎上，施工圖的解決方案。2C的速度比為1:6，1:8和1:10不到，基于上圖。2A（見表2和3），是類似的獲得的速度比1:5（見表1和3）。最后，所有的建議的整體效率機械主軸調速設計計算已考慮功率損失11不同的普通效率。結果總結于表5。6結論據(jù)在這項工作中所取得的成果，也可以是得出的結論是，在一般情況下，最好的機械設計主軸調速裝置的基礎上的建筑解決方案圖2A，這是最經常使用的機械主軸調速裝置制造商。在所有可能的主軸調速裝置基礎上的建筑設計圖解決方案。2A每個速比，功率和最大輸出速度，在表1中給出的結果和2提供最合適的解決方案，即最低體積最小動能解決方案。在作者認為，這些結果可能是極大的興趣涉及制造商和營銷工程師機械主軸超速和設計。此外，重要的是要注意的施工圖解決方案。2C可用于高速率（速度比值比為1:10更大）任務書題 目花生聯(lián)合收割機齒輪箱設計論文時間20*年2月20日至 20*年6月1日課題的主要內容及要求(含技術要求、圖表要求等)隨著我國經濟的不斷發(fā)展，農戶對農機具的需求日益高漲，尤其需要基本形農機具，其成本低，適用于一個農戶家庭的收割作業(yè)。需要設計一個精密型花生聯(lián)合收割機于12馬力手扶拖拉機向配套，有效利用拖拉機動機，設計相應的齒輪箱，成本控制在1萬元左右。設計一種花生聯(lián)合收割機齒輪箱，完成總裝圖及零件。編寫設計說明書；完成專業(yè)外文資料翻譯1份。課題的實施的方法、步驟及工作量要求設計方法：學生在指導教師的指導下，利用所學的課程并自學有關知識，掌握機械設計的特點、方法，借助機械設計手冊等技術資料，完成本機設計。設計步驟：調研收集設計資料根據(jù)所給定的參數(shù)制定總體設計方案完成總裝圖及部裝圖完成零件圖編寫設計說明書。 工作量要求：設計圖紙工作量合計3張零號圖紙（A03張、A10張、A23張、A31張、A40張）；畢業(yè)設計說明書不少于8000漢字；外文資料原文(與課題相關的1萬印刷符號左右)，外文資料翻譯譯文（約3000漢字）。指定參考文獻 1 濮良貴.機械設計（第七版）M. 北京：北京高等教育出版社， 2001 2 吳相憲.實用機械設計手冊M. 北京： 機械工業(yè)出版社，19943 李天無.簡明機械工程師手冊M.云南：云南科技出版社，1988年。4 候鎮(zhèn)冰.機械設計制圖手冊 M. 上海：同濟大學出版社,19915 北京農業(yè)機械化學院.農業(yè)機械學M.北京：農業(yè)出版社，1986年6 王樹人.機械設計便覽（參編）M.天津：天津科技出版社，1988畢業(yè)設計(論文)進度計劃(以周為單位) 第 1 周（20*年 2月20日-20*年 2 月 26 日）：下達設計任務書，明確任務，熟悉課題，收集資料，上交外文翻譯、參考文獻和開題報告。第2周第8周（20*年 2 月 27 日-20*年4 月 15 日）：制定總體方案，繪制總裝圖草圖。第 9 周第14周（20*年4月16 日-20*年 5月 27日）：修改并完成總裝圖及部裝圖，完成有關零件圖的設計。第15 周第 16 周（20*年 5 月28日-20*年 6 月5 日）：編寫設計說明書第 16 周（20*年 6月 6日-20*年6 月 8 日）：準備答辯備注注：表格欄高不夠可自行增加。此表由指導教師在畢業(yè)設計（論文）工作開始前填寫，每位畢業(yè)生兩份，一份發(fā)給學生，一份交院（系）留存。ORIGINAL ARTICLE Optimal mechanical spindle speeder gearbox design for high speed machining D R Salgado and the turning pair is the link between the arm member 3 and the planet In the present work the expression simple planet will be used for a planet constructed with a single gear such as the planet of Fig 2a b and double planet for one constructed with two gears such as the planets of Fig 2c f A more detailed explanation of the structure of PGTs may be found in 9 11 2 1 Efficiency considerations It is possible to prove that the efficiency of the multiplier based on the four member PGT is higher if it is designed with an input by the arm member 3 This is the reason why all mechanical spindle speeders are designed as multiplier four member PGTs with an input by the arm member 2 2 Economic and operating considerations Of the solutions with a double planet configuration Fig 2c f that of Fig 2d is more interesting from an economic point of view since it offers the advantage of not using a ring gear The reason for this is that spindle speeder gears must be hardened tempered and ground to avoid high heating and a ground ring gear is more expensive than a ground non ring gear Also if the ring gear is not ground heat buildup will occur in a shorter period of time and this heating limits and reduces the input speed and torque The constructional solution of Fig 2a presents the advantage over the other solution constructed with simple a bcdef Fig 2 The six constructional solutions of the four member PGT Fig 1 a Members of a plane tary gear train PGT b A mechanical spindle speeder Int J Adv Manuf Technol 2009 40 637 647 639 planets Fig 2b in that the ring gear is the fixed member For this reason the constructional solution of Fig 2b is not used for mechanical spindle speeder design since it increases the kinetic energy of the spindle speeder considerably Following this same reasoning the construc tional solutions of Fig 2e f are not appropriate config urations from the solutions constructed with double planets for mechanical spindle speeder design 2 3 Planet member considerations In spindle speeder design it is quite important to choose an optimal number of planets for the required power and speed ratio The number of planet members N p can vary from two to three four or even more depending on the application for which it is designed For example the mechanical spindle speeder of Fig 1a has three planet members N p 3 This number must be as small as possible in order to reduce the weight and the kinetic energy of the transmission while ensuring a good distribution of the load to each of the planet gears Whichever the case the planets must always be arranged concentrically around the PGT s principal axis to balance the mass distribution In short for mechanical spindle speeders only the constructional solutions of Fig 2a c d must be considered for an optimal spindle speeder design In particular these constructional solutions are the ones that are most often used by manufacturers 3 Constraints on mechanical spindle speeder design In this section the constraints for the mechanical spindle speeder design are described They are grouped into three sets according to the type of constraint These are Constraints involving gear size and geometry PGT meshing requirements Contact and bending stresses 3 1 Constraints involving gear size and geometry The first constraint is a practical limitation of the range for the acceptable face width b This constraint is as follows 9m C20 b C20 14m 1 where m is the module The module indicates the tooth size and is the ratio of the pitch diameter to the number of teeth in the gear For gears to mesh their modules must be equal Gear ISO standards and design methods are based on the module All of the kinematic and dynamic parameters of the transmission depend on the values of the tooth ratios Z nl where Z nl is the tooth ratio of the gear pair formed by the linking members n and l In particular Z nl is defined as Z nl Z n Z l 2 For the definition of the tooth ratios to satisfy the Willis equations Z nl must be positive if the gear is external meshing gear gear and negative if it is internal meshing ring gear gear 10 11 For the train of Fig 2a one would have to take Z 14 0 and Z 24 0 In theory the tooth ratios can take any value but in practice they are limited mainly for technical reasons because of the difficulty in assembling gears outside of a certain range of tooth ratios In this work the tooth ratio for the design of mechanical spindle speeders are quite close to the recommendations of M ller 12 and the American Gear Manufacturers Association AGMA norm 13 and are 0 2 Z nl 5 3 C07 Z nl C02 2 4 with the constraint given by Eq 3 being for external gears and that by Eq 4 for internal gears It is important to note that these constraints are valid for designs with different numbers of planets N p In respecting these values one achieves mechanical spindle speeder designs that are smaller lighter and cheaper Another constraint that will be imposed on the design of spindle speeders with double planets is that the ratio of the diameters of the gears constituting a double planet is 1 3 d 4 d 0 4 3 5 where d 0 4 is the diameter of the planet gear that meshes with member 2 and d 4 is the diameter of the planet gear that meshes with member 1 see Fig 2 In the constructional mechanical spindle speeders based on the PGT of Fig 2c d the tooth ratios Z 14 and Z 24 0 are related to the radii of the gears constituting the planet In particular the following geometric relationship must be satisfied in the spindle speeder configuration of Fig 2c 1 2 d 1 d 4 1 2 d 2 C0 d 0 4 C0C1 6 Expressing the above equation in terms of the module of the gears it is straightforward to find that the ratio of the diameters of gears 4 and 4 conditions the value of Z 14 and Z 24 0 This ratio is d 0 4 d 4 Z 14 1 Z 24 0jjC0 1 7 640 Int J Adv Manuf Technol 2009 40 637 647 Likewise one obtains for the case of the configuration in Fig 2d the expression d 0 4 d 4 Z 14 1 Z 24 0 1 8 Lastly one assumes a minimum pinion tooth number of Z min C21 18 9 3 2 Planetary gear train meshing requirements The meshing requirements are given by the AGMA norm 13 The following constraint Eq 10 is for the design of Fig 2a Z 2 C6 Z 1 N p an integer 10 where Z 1 is the number of teeth on the sun gear member 1 and Z 2 is the number of teeth on the ring gear member 2 The sign in Eq 10 depends on the turning direction of the sun and ring gear with the arm fixed The negative sign must be used when the sun and ring gear turn in the same direction with the arm member fixed Planetary systems with double planets must either of which factorise with the number of planets in the sense of Eq 11 below see AGMA norm 13 Z 2 P 2 C6 Z 1 P 1 N p an integer 11 where P 1 and P 2 are the numerator and denominator of the irreducible fraction equivalent to the fraction Z 0 4 Z 4 where Z 0 4 is the number of teeth of the planet gear that meshes with member 2 and Z 4 is the number of teeth of the planet gear that meshes with member 1 see Fig 2 Z 0 4 Z 4 P 1 P 2 3 3 Contact and bending stresses The torques on each gear of the proposed spindle speeder designs were calculated taking power losses into account This aspect allows one to really optimise the mechanical spindle speeder design unlike the optimisation studies in which these losses are not considered 14 15 The procedure for obtaining torques and the overall efficiency of the spindle speeder is that described by Castillo 11 For each of the gears of the spindle speeder configura tion the following constraints relative to the Hertz contact and bending stresses must be satisfied s H s HP 12 s F s FP 13 For the calculation of the gears the ISO norm was followed The values of the stresses of Eqs 12 and 13 are defined by this norm as H K A C1 K V C1 K H C1 K H p C1 Z H C1 Z E C1 Z C1 Z F t b C1 d C1 u 1 u r 14 F K A C1 K V C1 K F C1 K F C1 F t b C1 m C1 Y F C1 Y S C1 Y C1 Y 15 The values of HP and FP are given by s HP s Hlim C1 Z N C1 Z L C1 Z R C1 Z V C1 Z W C1 Z X 16 s FP s Flim C1 Y ST C1 Y NT C1 Y drelT C1 Y RrelT C1 Y X 17 It is important to emphasise that the tangential force F t was obtained from the calculation of the torques taking the power losses into account To include power losses in the overall efficiency calculation we used the concept of ordinary efficiency 10 11 which is what the efficiency of the gear pair would be if the arm linked to the planet were fixed By means of this efficiency one introduces into the overall efficiency calculation of the PGT the friction losses that take place in each gear pair For this we took a value of 0 0 98 for the ordinary efficiencies i e 2 of the power passing through each gear pair is lost by friction between these gears In studies that do not take this power loss into account the value of the tangential forces is only approximate and may be quite different in the case of PGTs because of the possibility of power recirculation 10 Given the start up characteristics of machine tools in general we took an application factor of K A 1 The pressure angle is 20 The material chosen for the gears is a steel with Hlim 1 360 N C14 mm 2 and Flim 350 N C14 mm 2 Lastly the distribution of the loads to which each of the planet gears is subjected was determined using the distribution factors recommended in the AGMA 6123 A 88 norm 13 as a function of the number of planets N p Int J Adv Manuf Technol 2009 40 637 647 641 4 Objective functions and design variables Various works have presented methods for the optimisation of a conventional transmission 14 23 but only a few studies have proposed optimisation techniques for the design of PGTs 20 21 In addition none of these studies on PGTs 24 25 calculate exactly the torques to which each of the gears is subjected since they do not consider the power losses in the different gear pairs of the PGT Nevertheless it is known that power losses in these transmissions may be considerably greater than in an ordinary gear train 10 11 and therefore an optimal design must take this factor into account Indeed not considering power losses as well as not ensuring an optimal mechanical spindle speeder design impedes one from knowing its overall efficiency with certainty In this section we describe the objective functions and the design variables The objective functions are the volume function and the kinetic energy function It is important to bear in mind that these functions have different expressions depending on the constructional solution adopted for the spindle speeder design In particular the volume function for the constructional solution with simple planets Fig 2a is expressed as follows V a p 4 b 14 d 1 2d 4 2 18 where V a represents the total volume of the gears The same objective function for the constructional solution of Fig 2c takes another form and is expressed as follows V c p 4 b 14 b 24 0 C1max d 1 2d 4 d 2 2d 4 0 2 19 and for the constructional solution of Fig 2d it is expressed as V d p 4 b 14 b 24 0 C1max d 1 2d 4 d 2 2 20 where b 14 is the face width of gears 1 and 4 and b 24 0 is the face width of gears 2 and 4 The kinetic energy function is also different for the constructional solutions with simple and double planets as can easily be deduced The function for the constructional solution of Fig 2a is expressed in the following form KE a 1 2 I 1 w 2 1 N p 1 2 m 4 v 2 4 1 2 I 4 w 2 4 C18C19 21 where I 4 w 4 and m 4 are the moment of inertia the rotational speed and the mass of the planet gear respectively and v 4 is the translation speed of the centre of the planet gear In the above expression I 1 is the moment of inertia of the sun member and N p is the number of planet gears Table 1 Optimal designs of spindle speeders based on the constructional solution of Fig 2a Spindle design P in kW n rpm m mm b mm mm Vol mm 3 KE 2 10 C06 mm 5 s 2 C16C17 KE 3 10 C06 mm 5 s 2 C16C17 T mm 1 3 5 Z 1 24 Z 4 18 Z 2 60 10 kW 1 25 14 84 14 69 850 860 905 1 057 741 77 30 8 000 rpm 1 25 11 91 25 64 285 908 152 1 115 791 82 75 16 kW 1 25 17 03 18 83 448 1 672 529 2 054 933 78 86 10 000 rpm 1 25 15 23 25 82 142 1 812 970 2 227 485 82 75 1 4 Z 1 18 Z 4 18 Z 2 54 20 kW 2 5 30 75 15 471 718 1 754 273 2 280 555 139 76 3 000 rpm 2 5 25 32 25 441 278 1 864 076 2 423 300 148 96 30 kW 2 5 26 22 16 406 100 4 235 937 5 506 718 140 44 5 000 rpm 2 5 23 62 21 387 891 4 289 504 5 576 355 144 60 45 kW 2 5 32 4 0 463 769 11 443 060 14 875 978 135 00 8 000 rpm 2 5 22 71 18 359 411 9 804 361 12 745 669 141 95 1 5 Z 1 18 Z 4 27 Z 2 72 1 7 kW 0 6 6 26 0 9 181 166 090 230 173 43 20 24 000 rpm 0 6 5 45 8 8 150 104 760 145 181 43 62 2 kW 0 7 9 75 17 21 270 69 271 95 988 52 70 10 000 rpm 0 7 8 48 25 20 598 74 688 103 506 55 61 3 5 kW 0 7 9 65 15 20 640 213 482 295 851 52 18 18 000 rpm 0 7 7 77 27 19 545 237 579 329 244 56 56 5 kW 0 9 11 68 14 40 934 361 818 501 420 66 78 13 000 rpm 0 9 9 65 25 38 754 392 580 544 051 71 50 6 4 kW 1 11 92 15 52 045 573 010 794 095 74 54 13 000 rpm 1 9 93 25 49 223 615 591 853 106 79 44 7 kW 1 13 92 17 62 011 593 508 822 503 75 30 12 000 rpm 1 11 21 28 58 557 657 453 911 120 81 54 8 kW 1 25 12 00 11 87 770 865 087 1 198 865 91 68 10 000 rpm 1 25 11 25 20 81 077 872 034 1 208 492 95 78 642 Int J Adv Manuf Technol 2009 40 637 647 The same objective function for the constructional solutions of Fig 2c d is expressed as follows KE cd 1 2 I 1 w 2 1 N p 2 m 4 m 4 0 v 2 4 N p 2 I 4 I 4 0 w 2 4 22 In Eqs 21 and 22 the energy of the arm has been neglected because this member can be designed in different and variable forms and because it is considerably less than that of the planetary system The design variables are of the constructional solution chosen from those of Fig 2a c d the number of planet gears N p the module of the gears m i the number of teeth on each gear Z i the face width b i and the helix angle i When these design parameters are determined by minimising the above objective functions the PGT is perfectly defined Table 2 Optimal designs of spindle speeders based on the constructional solution of Fig 2a cont Spindle design P in kW n rpm m mm b mm Vol mm 3 KE 2 10 C06 mm 5 s 2 C16C17 KE 3 10 C06 mm 5 s 2 C16C17 T mm 1 6 Z 1 18 Z 4 36 Z 2 90 2 5 kW 0 7 6 30 20 22 247 248 709 355 298 67 04 18 000 rpm 0 6 8 50 22 22 653 191 109 273 013 58 24 5 3 kW 0 9 10 57 15 58 355 708 768 1 012 526 83 86 15 000 rpm 0 9 8 76 25 54 946 758 054 1 082 934 89 37 7 kW 1 5 12 21 25 212 852 667 212 953 160 148 95 5 000 rpm 1 25 17 67 27 221 326 498 477 712 111 126 26 7 kW 1 25 12 11 15 129 047 798 786 1 141 124 116 47 9 000 rpm 1 25 11 25 20 126 682 828 543 1 183 633 119 72 9 3 kW 1 25 12 29 14 129 760 1 928 215 2 754 593 115 94 12 000 rpm 1 25 11 25 19 126 682 2 007 100 2 867 285 119 72 10 kW 1 25 15 77 14 166 484 1 718 698 2 455 284 115 94 10 000 rpm 1 25 11 43 30 151 508 1 963 409 2 804 871 129 90 1 7 Z 1 18 Z 4 45 Z 2 108 3 kW 1 13 70 19 140 453 251 865 365 659 114 22 5 000 rpm 1 10 60 30 129 475 276 759 401 801 124 70 5 kW 0 8 11 11 23 76 852 835 980 1 213 682 93 86 15 000 rpm 0 8 9 31 30 72 790 894 546 1 298 709 99 76 7 kW 0 8 10 83 14 67 466 1 834 027 2 662 653 89 05 25 000 rpm 0 8 7 65 30 59 792 2 040 360 2 962 218 99 76 1 8 Z 1 18 Z 4 54 Z 2 126 3 kW 0 6 8 24 14 39 271 615 788 902 415 77 91 25 000 rpm 0 6 6 67 25 36 468 655 435 960 516 83 42 4 kW 0 6 8 06 18 40 012 1 069 958 1 567 985 79 49 32 000 rpm 0 6 6 91 25 37 770 1 112 217 1 629 914 83 42 1 10 Z 1 18 Z 4 72 Z 2 162 3 kW 0 6 5 71 19 47 403 1 339 693 1 982 746 102 80 32 000 rpm 0 6 5 43 21 46 279 1 341 915 1 986 034 104 12 4 kW 0 6 6 25 18 51 238 2 236 335 3 309 776 102 20 40 000 rpm 0 6 5 48 25 49 520 2 380 045 3 522 466 107 25 Table 3 Optimal designs of spindle speeders based on the constructional solution of Fig 2c Spindle design 14 24 0 m 14 m 24 0 mm b 14 b 24 0 mm d 1 d 4 mm d 1 d 4 0 mm Vol mm 3 KE 2 10 C06 mm 5 s 2 C16C17 T mm 1 5 5 kW 13 000 rpm 24 0 9 11 08 19 75 64 64 78 475 668 153 69 13 8 0 8 9 98 24 69 20 20 Z 1 20 Z 2 80 Z 4 25 Z 4 0 25 1 6 5 3 kW 15 000 rpm 26 0 9 10 12 18 02 72 17 89488 865 896 78 10 4 0 8 8 56 30 04 24 05 Z 1 18 Z 2 90 Z 4 30 Z 4 0 30 1 8 3 kW 25 000 rpm 4 0 6 7 36 12 03 65 53 58 743 719 211 72 17 16 0 9 7 00 30 07 23 40 Z 1 20 Z 2 70 Z 4 50 Z 4 0 25 1 10 4 kW 40 000 rpm 13 0 6 6 14 12 30 59 58 49 422 1 271 833 73 78 25 0 6 5 42 30 74 16 55 Z 1 20 Z 2 90 Z 4 50 Z 4 0 25 Int J Adv Manuf Technol 2009 40 637 647 643 5 Results and discussion The optimisation problem of mechanical spindle speeders described in this paper was applied to a set of different designs of spindle speeders i e different speed ratios and powers covering the entire marketed range Tables 1 and 2 summarise all of the cases studied for the design based on the constructional solution of Fig 2a and show the optimal designs In these tables the first and second columns list the speed ratio the input power and the maximum output speed for each design The first column also indicates the tooth number of each member for the minimum volume and Table 4 Optimal designs of spindle speeders based on the constructional solution of Fig 2d Spindle design 14 24 0 m 14 m 24 0 mm b 14 b 24 0 wmm d 1 d 4 mm d 1 d 4 0 mm Vol mm 3 KE 2 10 C06 mm 5 s 2 C16C17 T mm 1 5 5 kW 13 000 rpm 17 1 125 10 15 21 17 47 66 182 947 4 964 871 105 85 24 5 0 8 10 64 42 34 15 88 Z 1 18 Z 2 54 Z 4 36 Z 4 0 18 1 6 5 3 kW 15 000 rpm 28 3 1 125 10 15 22 99 53 63 221 436 8 157 084 114 97 20 0 8 11 18 45 99 15 32 Z 1 18 Z 2 63 Z 4 36 Z 4 0 18 1 8 3 kW 25 000 rpm 30 0 6 7 35 12 47 39 31 104 920 4 136 545 95 59 17 0 7 7 27 41 56 14 55 Z 1 18 Z 2 54 Z 4 60 Z 4 0 20 1 10 4 kW 40 000 rpm 26 0 6 6 62 12 01 39 98 91 889 6 682 166 92 11 8 0 6 7 17 40 05 12 11 Z 1 18 Z 2 66 Z 4 60 Z 4 0 20 1 5 1 6 1 7 1 8 1 9 1 10 2 4 6 8 10 12 14 Speed ratio Ratio between the volume and kinetic energy of the spindle speeder gearbox based on the constructional solucion of Fig 2 c and Fig 2 d and the volume and kinetic energy of that based on the constructional solution of Fig 2 a V c V a KE c KE a V d V a KE d KE a volume kinetic energy Fig 3 Ratio between the volume and kinetic energy of the optimal spindle speeder gearbox designs based on the constructional solutions of Fig 2c and Fig 2d and the corresponding gearbox designs based on the constructional solution of Fig 2a for different speed ratios The dots represent the ratio between the volumes and the open diamonds show the ratio between the kinetic energies The dashed line represents the comparison between the design based on the construc tional solutions of Fig 2c a and the continuous line for the comparison between Fig 2d a 644 Int J Adv Manuf Technol 2009 40 637 647 minimum kinetic energy solutions For example for the case of speed ratio 1 3 5 we chose two multiplier designs one for a power of 10 kW and another for 16 kW with different maximum output speeds which are 8 000 rpm and 10 000 rpm respectively For this design the optimal number of teeth according to the objective functions are for the output member Z 1 24 for the planet gear Z 4 18 and for the ring gear Z 2 60 The two rows corresponding to the same power and maximum output speed correspond to the minimum volume and minimum kinetic energy solutions The third fourth and fifth columns give the module the face width and the helix angle respectively The sixth column lists the volume occupied by the gears and the seventh and eighth columns are the kinetic energies of the gear system when it is designed with two KE 2 or with three KE 3 planet gears The kinetic energy is expressed independently of the specific value of the density of the steel used in the gears The units are therefore mm 5 s 2 Finally the ninth column gives the total diameter of the planetary transmission Continuing with the case of speed ratio 1 3 5 and in particular for 10 kW and 8 000 rpm it can be seen that for both the minimum volume and minimum kinetic energy designs the module of the gears is 1 25 For the minimum volume desig