优化机床主轴驱动器变速箱设计

1、附件1：外文资料翻译译文优化机床主轴驱动器变速箱设计摘要 许多机床配有汽车变速箱以便扩大机床刀具主轴驱动电机的恒功率范围，使机床刀具主轴驱动电机低速行驶。目前，在最新主轴驱动电机技术中，变速箱是介于综合水冷式发动机和主轴内机床的内存之间的。主轴变速箱的功能直接取决于其结构方案，以及相应的本能方案。在这项工作中，主轴变速箱优化把这一设计因素考虑在内。在作者看来，结果可能会使主轴驱动器变速箱生产商受到极大兴趣。关键词 主轴变速箱设计 优化设计 微型动力学能源1简介 在加工中心时主轴是一个主要的机械部件，因为它的设计直接影响到工件的成品质量和加工效率。 因此，主轴设计一直在几个工程中深入研究。在整个

2、速度范围内机床不能提供高扭矩，除非电动机超大。然而，超大电动机提供一致的扭矩跨越机床速度范围，这样的要求不仅增加电机的费用，而且经营成本高。此外，汽车的重量会超过电动机变速箱组合的重量。由于这些原因，就有了主轴驱动齿轮箱。使用机床主轴驱动器变速箱允许机床主轴驱动电机扩大恒功率范围。此范围内的力和延长扭矩的说明如图 1 ，其中虚线代表减速器变速箱之间的电机和工具轴的范围扩展。图1a 代表力的延伸和图1b代表扭矩延长的输出速度（数据来自于一个工业机床）。总之，减速齿轮箱的灵活性在生产中增加应用，使机床 工具运行在：高扭矩的拱出钢或铸铁（减速器速度比r ：1 ，r1 ） 高速抛光削减（直速比1:1

3、） 图1力的范围扩展和使用主轴变速箱的扭矩 传统上，这些变速箱中的使用常规应用于马达和变速箱安装以外的启闭和主轴驱动皮带，连锁，或齿轮。如今，变速箱集成内嵌与水冷式电机和主轴内机床的内存。这种集成使单位融入机床主轴和冷却系统分享。结构紧凑，重量轻，最大限度地提高效率，同时最大限度地降低振动和噪音。目前的工作是设计这个配置研究。注意，在符合变速箱综合设计时， 优化设计主要取决于设计传输所需速比和力量。因此，和上述同样的理由因为是主轴设计，主轴驱动器变速箱还需要进行深入的优化设计。在此背景下，最重要的设计因素，主轴驱动器变速箱该动能传输最小，并为最佳加工过程中的功能，并确保长期工作。 行星齿轮火车

4、用于变速箱设计，和普通齿轮火车相比它们提供了一个非常紧凑（减少重量和 大小）和有效的解决办法（高速率，高 效率）。本文件的目的是使一组最优主轴变速箱设计为不同的力和速度的比率。尤其是，这两个主轴变速箱的配置由所使用的制造商正在研究的所有销售的广泛的力和速度的比率，和优化设计这些配置相比较，给出的一切范围。2思考主轴驱动器变速箱的设计在本节中，我们解释一些重要的因素，必须考虑到主轴变速箱设计。pgts有三种类型，这取决于他们与其他成员的行动和联系。在目前的工作，他们将被称为太阳，武器，和行星。主轴变速箱生产商使用两种不同的pgt配置。他们显示在图2a和b， 1和2是太阳，3是手臂，4和4 是行星

5、。2.1经济和业务的考虑主轴变速箱配置图2b干扰素具有的优点是经济，因为它不包括齿圈。原因是主轴变速箱齿轮必须硬化，锻造，和地面避免高暖气，和一个地面齿圈更比非地面齿圈有价值。此外，如果环齿轮不是地面，热量积聚会发生得更快，这暖气的限制减少了输入速度和扭矩。2.2效率的考虑另一个有趣的主轴变速箱的设计是，如果他们的设计考滤到太阳会员，它可能证明减速器基于这两个配置是更大pgt的效率。这就是为什么所有主轴变速箱作为减速器pgts与太阳（会员1 ）输入和手臂（会员3 ）输出的设计，如图2a和b所示。2.3星球会员考虑主轴变速箱设计， 最佳一些行星所需要的力和速度比率这是很重要的选择。在此背景下，安

6、排在pgt的主轴的一些成员是星球 pgt （np）其中一些成员。例如，商业主轴变速箱图2c所示，有两个星球成员，即np= 2 。此数字尽可能小以便减少重量和动能的传输，同时保证了每一个行星齿轮的良好的负荷分布。这个数字可是二，三， 四，甚至更多，这取决于应用程序。在这两者的情况下，行星必须安排与pgt的主轴平衡质量分布同心。图 2a，b，是pgts用来延长恒功率范围的方案。 是一个以图2b干扰基于pgt主轴变速箱的例子 3制定限制主轴变速箱的设计 本节描述主轴变速箱设计中遇到的制约因素。他们分为三组，根据类型的限制。这些是：涉及齿轮的大小和几何形状的约束 行星轮系啮合要求 约束和弯曲应力3.1

7、涉及设备的大小和几何形状的制约因素第一个制约因素是一个实用的可接受的宽度限制范围，这一制约因素如下： （1）若m是模块。所有的运动学和动力学参数传输取决于齿比znl 的值，znl是齿轮副n和l组成的齿比，特别是，znl的定义为： （2）定义的齿比，以满足威利斯方程，znl必须是积极的，如果是外部和齿轮 如果是负面的内部。火车的图2a，必须采取z140和z24 0 。从理论上讲，牙齿的比例可以采取任何值，但在实践中他们主要限于技术原因，因为装配齿轮超过一定范围牙齿的比率很困难。在这项工作中，设计主轴变速箱牙齿的比率是相当接近米勒的建议和齿轮制造学。他们是： （3） （4）公式 （ 3 ）是用于外

8、部齿轮，而（ 4 ）是用于内部齿轮。这样还要保证齿轮之间不存在干涉。另一个制约因素将是强加的比率，齿轮构成的行星直径（成员4和4 ） ： （5）其他关系必须满足这些pgts 。例如，在pgt的 图2a，齿比z14和z24相关的齿轮构成的行星半径。特别是，下面的几何关系必须满足： （6）对上述方程中的模块齿轮，它是直截了当地发现，齿轮4和4 直径的值， z14 和z24 的值。这个比例是： （7）同样，对于pgt的图2b干扰素表达： （8）最后，一个假设的最小齿轮齿数： （9）3.2行星轮系啮合要求啮合同样距离的行星轮如图2a和b是由齿轮制造而得： （10）z1和z2是成员1和2的齿数，分别与p

9、1和p2等同于分数z4/ z4 ，其中z4/ z4是行星齿轮齿数对（见图2 ） ： 3.3约束和弯曲应力每个齿轮扭矩的设计计算要将主轴变速箱得损失考虑在内。 这方面允许一个优化主轴变速箱的设计，而这些损失不予考虑。主轴变速箱中描述得程序确定扭矩和整体效率。为每一个齿轮，下面的限制相对赫兹接触和弯曲强度必须满足： （11） （12）计算齿轮，按照iso规范。公式（ 11 ）和 公式（ 12 ）值是由准则： （13） （14）hp和fp的值已给出： （15） （16）重要强调的是，电力损失考虑到从计算力矩获得切力ft。要包括电源损失的整体效率的计算，我们使用了普通效率概念，这个齿轮副的效率是固定的

10、。通过这一效率，引进整体效率计算，主轴变速箱的摩擦损失发生在每一个齿轮副。例如，如果14 = 0.98 ，那么2 的电力通过齿轮副的成员1和4丢失于这些齿轮之间的摩擦。在设计过程中，我们采取了价值0 = 0.98的普通效率。研究中没有考虑这方面的问题，因为有可能使力回流，只有切向力的值，可能是完全不同的pgts情况。总的来讲鉴于启动特性机床，我们取了一个应用因子ka= 1 。那个压力角 = 20 。齿轮选择的材料是钢hlim = 1630 n/mm2 ， flim = 500 n/mm2和 7000 kg/m3的密度。最后，分配负载的每一个行星齿轮受到离心力的作用，分配因素中的齿轮制造学612

11、3a88的规范作为一个行星的功能（np）。4 主轴驱动器变速箱的优化设计各项工作提出常规的优化方法，但只有少数的pgts设计。此外，后者没有准确的计算出每一齿轮遭受的力矩，因为他们认为力的损失在齿轮对的pgt中是不同的。目前的工作考虑到这个问题，以确保最佳主轴驱动器变速箱设计。实现最佳的主轴变速箱设计，必须使动能微乎其微。在数学方面，对齿轮箱的设计基于图2a和b，下面的目标函数必须尽量减少： （17）ii是惯性矩，wi是转速，mi是大众，vi是速度（中心齿轮），i和np是行星齿轮的一些参数。公式（ 17 ）的能量被忽视，因为这公式可以有不同的设计和变量形式，因为它低于行星系统。设计变量是行星齿

12、轮（np）一些参数，该齿轮的模块（ mi ）i，每个齿轮的齿数（zi） ，齿宽（bi） 和螺旋角（ i ）。当这些设计参数已确定，尽量减少上述目标函数，pgt完全确定。5 结果与讨论主轴驱动器变速箱的优化问题，本文介绍了适用于一组24个不同的设计（即不同的速度比和力）涵盖所有市场销售的范围。表1列出这些设计和数字识别码。在此代码，该信识别速度比，这个数字的确定输出扭矩和最大输入速度。例如， 代码d3代表与主轴变速箱速比为4.5:1 ，2，300 nm的扭矩，最大输入转速为6500rpm。表2和表3是总结的最佳结果，主轴变速箱设计基于不同的施工如图2a和b。在这些表中，根据代码见表1，第一栏给出

13、了具体的主轴变速箱设计。第二， 第三，和第四栏给予齿轮相应的齿轮副1和4的螺旋角，模数和齿宽。以下三个栏提供相同的信息即2和4 。第八和第九栏给最佳主轴变速箱设计的每个齿数。最后，列10至13给予主轴变速箱设计的最佳动能，转动惯量，体积和直径的。表1数据设计 表2主轴变速箱优化设计基于解决图2a表3主轴变速箱优化设计基于解决图2b例如，对a1设计（速比3:1 ，名义扭矩230nm，最大输入转速8000rmp）中，主轴变速箱优化设计基于图 2a，已知z1 = 20 ，z4 = 22 ，z2 = 88 和z4 = 40 。1和4的螺旋角为19.5 ，模数1.5mm，齿宽为21mm。其他齿轮副，2和

14、4 螺旋角 为26.1 ，模数为1.25mm，齿宽为13.95mm。同样，优化设计的24个不同主轴变速箱研究，给出了两种配置（表2和表3 ）。请注意，通过比较结果，这两个主轴配置之一指出，基于2b干扰素的动能的设计图总是大于设计图2a。此外，图2b设计的转动惯量，该卷，总直径也几乎总是大于图2a的那些设计。然而，重要的是要记住，最大的减速比，即5:1 ，图2a设计的转动惯量总是大的数量和大的总直径两个设计。表4总结了优化设计两个配置的比较。特别是，每个速比，表4 给出了比率的平均数之间的动力学能源（ke（b/a） ，转动惯量（j（b/a），卷 （vol（b/a） ，和直径（b/a）基于图2a和

15、b的设计。分析信息表4 ，重要的是要注意到，在设计图2b中尽管动能始终是更大的，两个主轴变速箱设计没有不同的机械，因为一个人观察到它们之间的比率转动惯量（j（b/a），卷（vol（b/a），总直径（b/a）的两个优化设计。比例动力学能源高于其他的比率， 速比的原因是行星变速箱设计图2b干扰素有更高的转速。图3显示的是星球之间的速度和输入速度两个优化主轴变速箱配置的比较。有了这些结果，可以评估目前最佳的主轴变速箱设计。第一，因子分析是高速率，因为某些价值观更多地参与两国间的分歧配置。事实上，人们看到在表4的速度比率3.5:1和4.75:1有很高的值ke（b/a）， 特别是速度比率为3.5:1。在

16、这种情况下， j（b/a），vol（b/a），和（b/a）很高。因此，最合适的配置就是图2a。与此相反，5:1高速率有最小的ke（b/a），甚至比j（b/a），vol（b/a）和（b/a）还少。在这种情况下，因此，最有利的设计是基于图2b干扰素，还有另外的优点是其成本较低。总之，结果表明，最终决定最佳主轴变速箱配置取决于其具体特点（最大输入速度，名义输出速度，速度比）和费用配置，因为没有使用齿圈基于图2b干扰素的设计不太昂贵。因此，一般情况下，ke（b/a），j（b/a），vol（b/a）和（b/a）不是很高，适当的主轴变速箱的设计将是 图2b干扰素，而如果这些比率都高，那么适当的设计将是图2

17、a。图3两个最佳主轴变速箱设计之间的比例星球和输入速度表4两个最佳主轴变速箱设计之间的比率特征表5最佳主轴变速箱设计的效率最后，我们计算了所有拟议的主轴变速箱设计的整体效率，不同的效率 ，以便确认他们是最佳的。这是pgt设计的一个必要步骤，因为目前电力可以再循环，以及这种现象严重降低效率。结果列于表5 。为了完成这一工作，我们进行了多次实验。在第一个实验中，我们比较两个不同制造商的主轴变速箱，一个是基于配置图2a，另一个是基于配置图2b干扰素。这两个主轴变速箱（由制造商）是：3:1 ，630nm，6000rpm和3250kgmm2基于图2a;和3:1 ，620nm，6000rpm和3250kg

18、mm2基于图2b干扰素。每个主轴变速箱的动能由最大输入速度 （ 6000rpm）决定。我们获得了动能基于图2a 的79 j设计图和基于图2b干扰素的696 j的设计图。这意味着，商业提供主轴变速箱（设计a2）中使用产生更大的动能比主轴变速箱优化最低动能（见表2和表3 ） 。特别是，图2a的设计是大于16 的和图2b的设计是大于23 的。在其他工程，改变了设计配置的这些商业主轴变速箱，与表2给出了3 ，同时还保留了轴承类型，轴承位置，主轴轴尺寸等，设计以较少的动能得到，特别是最低动能设计（在表2和表3中已给出）。另一个测试是衡量主轴变速箱不同的加工条件。为此，一个加速计被安置在每个主轴变速箱，加

19、速度信号的处理和记录通过数据采集卡直接连接到电脑上。然后， rms值的记录由振动信号决定。随后，（ rms（a）和rms（b） ）rms值为每个主轴变速箱的计算。价值的比率（ rms（b/a）被认为是1.112 。换言之，爆炸产生的震动11.2 是基于配置图2b干扰素的设计。最后，我们进行了另一次实验，我们两个主轴变速箱设计专业制造和组装的机械传输。具体的设计选择是d2，并配置了图2b干扰素。一个变速箱最大限度地优化数量和尽量减少动能。设计相应的最低动能在表3（d2）中 。那个设计的最低量是：807 j ，5930kgmm2和1380 10-3mm3。动能最小容积设计和最低动能设计的最高时速 （ 8000rpm）是1.15 。与这两个传输，以衡量振动进行的另一次测试。这两个传输在不同的输入速度（ 3000和6000rmp）中运行 ，以及记录加速度信号和以同样的方式处理以前的实验。结果rms（vol/ke）= 1.093 ，即水平振动中的最小体积设计，比最低动能设计大了9.3 。如