花生聯(lián)合收割機(jī)齒輪箱設(shè)計(jì)【含CAD圖紙+文檔】

壓縮包內(nèi)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(shè)計(jì)（論文）評閱表 （指導(dǎo)教師填寫）學(xué)生姓名學(xué) 號 設(shè)計(jì)(論文)題目花生聯(lián)合收割機(jī)齒輪箱設(shè)計(jì)學(xué)生工作態(tài)度好 一般 較差開題報(bào)告 好 一般 較差 無中文摘要 好 一般 較差 無英文摘要 好 一般 較差 無外文資料翻譯好 一般 較差 無此項(xiàng)要求軟硬驗(yàn)收表（無此要求不須填寫） 有 無設(shè)計(jì)(論文)約 字指導(dǎo)教師評閱意見該生態(tài)度認(rèn)真，能按進(jìn)度完成畢業(yè)設(shè)計(jì)的內(nèi)容。圖紙繪制基本符合國標(biāo)，論文層次清楚，觀點(diǎn)明確，文筆通順，論證充分；該課題來自工程實(shí)際，選題較好，有一定的實(shí)用價(jià)值。是否同意參加答辯：同意評分：指導(dǎo)教師可參考以下標(biāo)準(zhǔn)評分：工作態(tài)度與紀(jì)律滿分20分；基本理論、基本知識、外文、計(jì)算機(jī)水平滿分30分；設(shè)計(jì)（論文）質(zhì)量水平及主要?jiǎng)?chuàng)新點(diǎn)滿分50分； 指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）評閱表（評閱教師填寫）學(xué)生姓名題 目花生聯(lián)合收割機(jī)齒輪箱設(shè)計(jì)選題情況難易程度偏難適中偏易過易工作量偏大適中偏少過少設(shè)計(jì)（論文）規(guī)范性優(yōu)良中差圖紙質(zhì)量（無此項(xiàng)要求不填）優(yōu)良中差實(shí)物性能（無此項(xiàng)要求不填）符合任務(wù)書指標(biāo)要求基本符合任務(wù)書要求較差評閱教師評閱意見:是否同意參加答辯：評分：評閱教師可參考以下標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行評分：設(shè)計(jì)（論文）內(nèi)在質(zhì)量滿分70分；設(shè)計(jì)（論文）創(chuàng)造性、實(shí)用性滿分30分評閱教師簽名： 年 月 日3 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第10周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(zhuǎn)入下一部工作；2、按每個(gè)人任務(wù)書要求，進(jìn)入設(shè)計(jì)說明書或者論文的寫作；3、注意查閱所提供的各類文獻(xiàn)資料以及老師提供的參考書；4、工藝方案分析比較要細(xì)，然后確定所需磨具的結(jié)構(gòu)，這是本次設(shè)計(jì)的關(guān)鍵；5、時(shí)間要求：5月20日前后初步提交老師初審。指導(dǎo)教師簽名： 20*年4月25日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：在說明書編寫過程中將隨時(shí)上網(wǎng)交流，請教老師。 學(xué)生簽名： 20*年4月26日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第11周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、布置學(xué)生按規(guī)定的格式編寫論文，注意重點(diǎn)及論文的要求。指導(dǎo)教師簽名： 20*年5月5日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、隨時(shí)與指導(dǎo)老師在網(wǎng)上交流。2、多查閱文獻(xiàn)。 學(xué)生簽名： 20*年5月6日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第12周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、重點(diǎn)指導(dǎo)校核及計(jì)算。指導(dǎo)教師簽名： 20*年5月9日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、我先復(fù)習(xí)所學(xué)過的有關(guān)課程。2、要寫的內(nèi)容很多。3、計(jì)算量較大。 學(xué)生簽名： 20*年5月9日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第13周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(dǎo)教師簽名： 20*年5月16日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、手繪圖紙嚴(yán)格按照老師指定的標(biāo)準(zhǔn)，字跡工整，保持圖紙表面的整潔和規(guī)范。 學(xué)生簽名： 20*年5月16日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第14周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(shù)要求；指導(dǎo)教師簽名： 20*年5月23日學(xué)生意見（任務(wù)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(cuò)誤，及時(shí)修改圖中的錯(cuò)誤。 學(xué)生簽名： 20*年5月23日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第15 周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(wù)是否完成；3、熟悉圖紙和論文內(nèi)容；4、準(zhǔn)備答辯指導(dǎo)教師簽名： 20* 年5月30日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：先熟悉圖紙，再熟悉文章 學(xué)生簽名： 20*年5月30日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(guān)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(shè)計(jì)有關(guān)題目，選題。3、題目：花生聯(lián)合收割機(jī)齒輪箱設(shè)計(jì)。3、擬開題報(bào)告初稿。指導(dǎo)教師簽名： 20* 年2月22日學(xué)生意見（任務(wù)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(bào)告的格式要求，并準(zhǔn)備相關(guān)資料。3、對畢業(yè)設(shè)計(jì)題目進(jìn)行了解。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、開題報(bào)告格式按照有關(guān)規(guī)定進(jìn)行調(diào)整。2、下達(dá)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書。3、初步檢查開題報(bào)告編寫進(jìn)度。指導(dǎo)教師簽名： 20*年 2 月 29日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、完成開題報(bào)告，并對其格式進(jìn)行修改。2、向?qū)焻R報(bào)進(jìn)度，了解整體安排。3、對課題內(nèi)容準(zhǔn)備資料。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、本次采用的方式：網(wǎng)上指導(dǎo)。2、譯文格式，字體、段落要重新處理一下。3、開題報(bào)告內(nèi)容的大框架還可以，有的地方需細(xì)化。指導(dǎo)教師簽名： 20*年3 月7 日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、對外文翻譯的格式進(jìn)行重新編排。2、完成開題報(bào)告，修改細(xì)節(jié)內(nèi)容。3、準(zhǔn)備繪制圖紙，進(jìn)行設(shè)計(jì)。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(shè)計(jì)的題目，如何開始進(jìn)行設(shè)計(jì)和構(gòu)思。2、統(tǒng)一設(shè)計(jì)時(shí)使用的圖紙標(biāo)題欄要求。3、設(shè)計(jì)時(shí)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(dǎo)教師簽名： 20*年3月14日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、了解設(shè)計(jì)題目的設(shè)計(jì)思路，了解其結(jié)構(gòu)及運(yùn)動(dòng)過程。2、對圖紙所用的標(biāo)題欄格式進(jìn)行統(tǒng)一。3、準(zhǔn)備設(shè)計(jì)資料，并查詢繪制基準(zhǔn)。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）1、查閱資料，參考同類產(chǎn)品的基礎(chǔ)上構(gòu)思自己所設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)。2、齒輪箱的設(shè)計(jì)中涉及到的齒輪傳動(dòng)、傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)等內(nèi)容都是機(jī)械專業(yè)的基礎(chǔ)知識，復(fù)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)課程中的相關(guān)內(nèi)容。3、去圖書館查閱相關(guān)資料，啟發(fā)設(shè)計(jì)思路。4、認(rèn)真閱讀所提供參考書的相關(guān)章節(jié)，了解齒輪箱原理。指導(dǎo)教師簽名： 20* 年3 月 21 日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、閱讀相關(guān)資料，了解其他同類產(chǎn)品在其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的理念。2、對設(shè)計(jì)中用到的齒輪知識，進(jìn)行相關(guān)的了解，查閱以前設(shè)計(jì)的內(nèi)容。3、了解相關(guān)知識，對齒輪箱結(jié)構(gòu)原理有一定的了解。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）該生因工作缺席指導(dǎo)，但提交了電子文檔，其完成總裝圖的設(shè)計(jì)，能按進(jìn)度完成要求，圖紙中有小部分結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)錯(cuò)誤，經(jīng)修改后達(dá)到要求。另外要按新國標(biāo)進(jìn)行圖紙的繪制。指導(dǎo)教師簽名： 20* 年3 月28 日學(xué)生意見（任務(wù)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(cuò)誤。2、修改尺寸、技術(shù)要求等方面問題。3、將新國標(biāo)進(jìn)行了解，運(yùn)用到繪圖過程中。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）網(wǎng)上指導(dǎo)：1、總裝圖總體布置合理，視圖選擇正確，表達(dá)方法正確，投影規(guī)律正確，但一些細(xì)節(jié)結(jié)構(gòu)表達(dá)有問題或未表達(dá)。2、標(biāo)注上有一些問題。3、貫徹國標(biāo)要加強(qiáng)。指導(dǎo)教師簽名： 20*年4月4 日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、對總裝配圖進(jìn)行修改，完成所有圖紙的繪制。2、標(biāo)注部分出現(xiàn)差錯(cuò)，進(jìn)行修改。3、對國標(biāo)進(jìn)一步的了解。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫）教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、指出存在問題及解決辦法等簡況）本周集中指導(dǎo)，主要講解共性的問題。1、從整體情況看圖紙?jiān)O(shè)計(jì)進(jìn)度基本一致，但大部分同學(xué)零件圖設(shè)計(jì)方面還有少量尺寸遺漏，粗糙度標(biāo)的不完善，回去仔細(xì)檢查一下。2、總裝圖還有尺寸標(biāo)注問題。3、技術(shù)要求要標(biāo)注清楚。4、抓緊時(shí)間處理完圖紙問題，接下去著手論文寫作。指導(dǎo)教師簽名： 20*年4月11日學(xué)生意見（任務(wù)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(jìn)行完善。2、對于圖紙中的技術(shù)要求進(jìn)行修正。3、完成所要圖紙，并準(zhǔn)備資料進(jìn)行論文編寫。 學(xué)生簽名： 年 月 日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)情況記錄表（本表由學(xué)生和指導(dǎo)教師按指導(dǎo)情況分別如實(shí)填寫） 第9周教師指導(dǎo)意見及指導(dǎo)方式（教師填寫）：（指導(dǎo)學(xué)生開題、查閱文獻(xiàn)資料、綜合運(yùn)用知識、方案設(shè)計(jì)、論文寫作、外文應(yīng)用、實(shí)驗(yàn)、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(biāo)準(zhǔn)件應(yīng)采用新標(biāo)準(zhǔn)，用caxa中的標(biāo)準(zhǔn)即可。指導(dǎo)教師簽名： 20*年 4月 18日學(xué)生意見（任務(wù)完成情況及需要解決的問題）：1、標(biāo)出了總裝圖的一些配合尺寸；2、標(biāo)準(zhǔn)件按新標(biāo)準(zhǔn)重新選用。 學(xué)生簽名： 20*年4月18日注：此頁可根據(jù)需要自行復(fù)制，每指導(dǎo)一次，填寫一次，不受頁數(shù)限制。1畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)外文資料翻譯院 系專業(yè)學(xué)生姓名班級學(xué)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(guān)的1萬印刷符號左右)。指導(dǎo)教師評語：指導(dǎo)教師簽名：年月日高速加工機(jī)械主軸調(diào)速齒輪箱的最佳設(shè)計(jì)摘要：有很多不同的解決方法升級傳統(tǒng)機(jī)床高速切削加工(HSM)，其中最便宜的解決方案是使用機(jī)械主軸超速。機(jī)械主軸超速允許增加一個(gè)有變速箱手段的機(jī)床，并已成功應(yīng)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?yàn)樗鼈兲峁┮粋€(gè)有效的解決方案升級現(xiàn)有的較低速度的機(jī)床。在這項(xiàng)工作中，在所有行星齒輪列車設(shè)計(jì)（PGTs）中，現(xiàn)有的機(jī)械主軸優(yōu)化是通過減小體積和動(dòng)能齒輪箱，它們的功能直接取決于這些兩個(gè)標(biāo)準(zhǔn)。在作者看來，其結(jié)果可能有很大為主軸調(diào)速裝置制造商的利益考慮。關(guān)鍵字：主軸調(diào)速變速箱設(shè)計(jì)、行星齒輪變速機(jī)構(gòu)的行星、高速切削加工、優(yōu)化。詞匯：H ：赫茲接觸應(yīng)力 F 彎曲應(yīng)力HP 許用赫茲接觸應(yīng)力 FP 允許彎曲應(yīng)力HO 名義赫茲接觸應(yīng)力 FO 名義彎曲應(yīng)力Hlim 最大允許的赫茲接觸應(yīng)力 Flim 最大允許的彎曲應(yīng)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(yīng)用因素 KH反式.負(fù)載共享因素抗點(diǎn)蝕KH長.負(fù)載共享因素抗點(diǎn)蝕 KF反式.負(fù)載共享因子對彎曲強(qiáng)度KF長.負(fù)載共享因子對彎曲強(qiáng)度 YFa形狀因子為彎曲強(qiáng)度YNT生活的彎曲強(qiáng)度因子 YRrel相對粗糙度的因素YSa應(yīng)力集中系數(shù) YST應(yīng)力集中系數(shù)YX彎曲強(qiáng)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(qiáng)度比因素Y抗彎強(qiáng)度的螺旋角因子 ZE物質(zhì)因素ZH耐點(diǎn)蝕性能的幾何因素 ZL粘度系數(shù)ZN耐點(diǎn)蝕的生活因素 ZR粗糙度因子為耐點(diǎn)蝕ZV速度因子 ZW硬度比因子ZX耐點(diǎn)蝕的大小因素 Z耐點(diǎn)蝕性能的螺旋角因子Z聯(lián)系耐點(diǎn)蝕的比例因子 KV動(dòng)態(tài)因素Np行星齒輪的數(shù)量 KE動(dòng)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(zhì)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(jī)構(gòu)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(chǔ)的系統(tǒng)旨在最大限度地提高生產(chǎn)能力。HSM正在迅速增長，它提供了幾個(gè)比較傳統(tǒng)的加工，如減少加工時(shí)間，減少機(jī)械應(yīng)力，減少加熱工件表面質(zhì)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(lǐng)域的研究1-4。此外，HSM代表一個(gè)良好的加工解決方案，輕金屬（鋁，鎂汽車和航空航天領(lǐng)域），陶瓷加工鑄鐵插入，加工復(fù)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(jī)床HSM的方案，這里提供了一個(gè)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(jī)械主軸超速。主軸超速以其可靠的性能，應(yīng)用于各種開發(fā)加工過程，如鉆，銑，攻絲甚至磨。總體上，機(jī)械主軸超速是一個(gè)低成本的選擇，允許常規(guī)機(jī)的速度增加HSM的高速工具。主軸是其中一個(gè)主要的機(jī)械部件，因?yàn)樗脑O(shè)計(jì)直接影響工件的加工生產(chǎn)率和加工質(zhì)量。因此，對主軸設(shè)計(jì)（靜態(tài)和動(dòng)態(tài)剛度，尺寸，軸軸承的設(shè)計(jì)配置等）進(jìn)行了研究，在深入5-8?！皺C(jī)械主軸超速的功能取決于主要傳輸?shù)膬?yōu)化設(shè)計(jì)需要速比和功率。特別是，有兩個(gè)因素必須考慮到，因?yàn)樗麄兊闹匾?，主軸調(diào)速體積最小的優(yōu)化設(shè)計(jì)：傳輸和最小的動(dòng)能。主軸調(diào)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(jī)床。但是，同樣，機(jī)械主軸超速必須設(shè)計(jì)的工作壽命長，所以，動(dòng)能能量的傳輸必須是最小的，以確保最佳功能。主軸調(diào)速裝置設(shè)計(jì)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(gè)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(jié)合高速率和高效率。PGTs也用在許多機(jī)床電機(jī)變速箱配備的不斷擴(kuò)大機(jī)床主軸驅(qū)動(dòng)電機(jī)在低功率范圍速度。近來，他們的設(shè)計(jì)已被作者優(yōu)化9。常見的機(jī)械主軸設(shè)計(jì)是一個(gè)多元化攔截因子，3.5到8,這取決于制造商。一個(gè)廠商提供了一個(gè)機(jī)械主軸飛行，這臺機(jī)器的速度能增加10倍以上,有最大飛行40000每分鐘轉(zhuǎn)速和輸出2 kW的能力。圖1顯示一個(gè)機(jī)械主軸飛行。本文的目標(biāo)是讓一組最佳機(jī)械主軸超速，設(shè)計(jì)不同的權(quán)力和速度的比率，尤其是主軸調(diào)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(shè)計(jì)（每個(gè)電源速度之比）對所有的范圍進(jìn)行了比較。2機(jī)械主軸超速設(shè)計(jì)的注意事項(xiàng)在本節(jié)中，我們解釋了一些重要的因素，然后主軸調(diào)速裝置必須考慮，機(jī)械主軸超速由四人設(shè)計(jì)PGT，這是使用最廣泛的配置商業(yè)，因?yàn)樗鼛缀醺采w了整個(gè)范圍受聘于工業(yè)應(yīng)用的速度比，即簡單PGT建設(shè)。此PGT有六個(gè)不同的施工方案，取決于這些成員如何設(shè)計(jì)。這六個(gè)方案中顯示在圖2中，即施工圖的六個(gè)解決方案。2可以考慮為主軸調(diào)速設(shè)計(jì)。圖1 a會(huì)員的行星齒輪行列(PGT)。b是一個(gè)機(jī)械主軸飛行PGTs成員的不同類型,而且他們會(huì)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(huì)員3是一只手臂和4和4成員的行星上。會(huì)員1和2是不同的成員,根據(jù)建筑解決方案,所以會(huì)員1是一個(gè)太陽齒輪結(jié)構(gòu)解在圖2 a、c、d等多個(gè)行業(yè)是一個(gè)環(huán)形齒輪。在同樣的方式,成員在2號是一個(gè)太陽齒輪結(jié)構(gòu)。圖2 b， d, e,這是一個(gè)環(huán)形齒輪在其余的構(gòu)造的解圖2。對齒輪的鏈接，會(huì)員之間1和4、會(huì)員之間2和4。與轉(zhuǎn)彎的副臂之間的聯(lián)系(會(huì)員3)和行星。在現(xiàn)在的工作,但表達(dá)簡單行星”將用于配置一個(gè)單一的一顆行星齒輪,比如行星的圖2 a,b,“雙星”，一個(gè)由兩檔,如行星圖2 c-f。一個(gè)更詳細(xì)的解釋PGTs結(jié)構(gòu)可能會(huì)發(fā)現(xiàn)在9、11。2.1效率考慮基于四個(gè)PGT較高,以證實(shí)乘數(shù)的效率是可能的,它是設(shè)計(jì)與一個(gè)輸入的手臂(會(huì)員3)。這是為什么四名成員PGTs所有的機(jī)械設(shè)計(jì)為主軸超速手臂輸入乘數(shù)。2.2經(jīng)濟(jì)和經(jīng)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(jīng)濟(jì)更有趣的角度來看，是有一定的優(yōu)勢的，因?yàn)樗峁┝她X圈。這樣做的原因是，主軸調(diào)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(shí)間內(nèi)發(fā)生，這加熱限制和減少輸入的速度和轉(zhuǎn)矩。施工圖的解決方案。2A提出的構(gòu)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(gè)原因，施工圖的解決方案。2b是不是用于機(jī)械主軸調(diào)速設(shè)計(jì)，因?yàn)樗黾拥闹鬏S調(diào)速裝置的動(dòng)能相當(dāng)。這同樣的道理，建筑圖解決方案。2E，F(xiàn)是不恰當(dāng)?shù)呐渲秒p行星構(gòu)造的解決方案。2.3行星成員考慮主軸調(diào)速裝置的設(shè)計(jì)，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?？梢詮膬蓚€(gè)行星成員的數(shù)量（NP）三，四個(gè)，甚至更多，取決于應(yīng)用程序它的設(shè)計(jì)。例如，機(jī)械主軸調(diào)速裝置圖。1A有三個(gè)行星成員（NP =3）。這必須盡可能小，以減少重量和動(dòng)能的傳輸，而確保一個(gè)良好的負(fù)載分布到地球的每個(gè)齒輪。無論的情況下，行星必須始終獎(jiǎng)學(xué)的主軸同心周圍安排平衡的質(zhì)量分布?？傊?，為機(jī)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(diào)速設(shè)計(jì)。特別是，這些施工方案是最常見的那些用于制造商。3機(jī)械主軸調(diào)速設(shè)計(jì)上的約束在本節(jié)中，機(jī)械主軸的限制調(diào)速裝置的設(shè)計(jì)進(jìn)行了闡述。他們被分為三個(gè)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(jiǎng)學(xué)-接觸和彎曲應(yīng)力3.1涉及齒輪的大小和幾何約束第一個(gè)約束是一個(gè)范圍內(nèi)的實(shí)際限制接受面寬度b。這個(gè)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(wǎng)的齒輪，他們的模塊必須是平等的。齒輪ISO標(biāo)準(zhǔn)和設(shè)計(jì)方法的基礎(chǔ)上的模塊。所有的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)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(nèi)部的（網(wǎng)格齒圈齒輪）10，11。圖列車。2A，一個(gè)必須采取Z14 0和Z240。從理論上講，齒比可以采取任何價(jià)值，但在實(shí)踐中，他們主要是由于技術(shù)原因的限制因?yàn)樵诮M裝一個(gè)外齒輪的困難齒比的一定范圍內(nèi)。在這項(xiàng)工作中，齒比為機(jī)械主軸超速的設(shè)計(jì)相當(dāng)接近米勒12和美國的建議齒輪制造商協(xié)會(huì)（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(nèi)部齒輪。重要的是要注意這些限制是設(shè)計(jì)有效的，具有不同行星號（NP）。在尊重這些價(jià)值觀，一實(shí)現(xiàn)了機(jī)械主軸調(diào)速設(shè)計(jì)更小，更輕，更便宜。另外的設(shè)計(jì)上，將施加的約束雙行星主軸超速的比例構(gòu)成一個(gè)雙行星齒輪的直徑是：其中d4行星齒輪的直徑與網(wǎng)格成員2和D4是行星齒輪的直徑，與成員1的網(wǎng)格（見圖2）。在施工機(jī)械主軸超速上獎(jiǎng)學(xué)圖。2C，D，齒比Z14和Z240構(gòu)成行星齒輪的半徑有關(guān)。特別是，以下的幾何關(guān)系，必須滿意在主軸調(diào)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(jià)值Z24：這個(gè)比例是： (7)同樣，獲得配置的情況下圖2d的表達(dá)： （8）最后，假設(shè)最小的齒輪齒數(shù)：Zmin 18 （9）3.2行星齒輪傳動(dòng)嚙合要求嚙合要求AGMA規(guī)范13。以下約束（式10）是設(shè)計(jì)圖2a： （10）Z1是哪里的齒數(shù)太陽齒輪(會(huì)員1)是和本體的齒數(shù)環(huán)形齒輪(會(huì)員2)。上Eq。10取決于轉(zhuǎn)向太陽和環(huán)形齒輪用胳膊修好了。負(fù)面的標(biāo)志時(shí)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(biāo)準(zhǔn)13) an integer （11）其中P1和P2的分子和分母束縛分?jǐn)?shù)相當(dāng)于分?jǐn)?shù)Z4/Z4的,其中Z4是行星齒輪的齒數(shù)量與網(wǎng)格成員2和Z4是行星齒輪的齒數(shù)量成員1，網(wǎng)格（見圖2）：3.3聯(lián)系人和彎曲應(yīng)力對每個(gè)建議主軸調(diào)速齒輪的扭矩設(shè)計(jì)考慮功率損耗計(jì)算。這方面，允許一個(gè)真正優(yōu)化的機(jī)械主軸調(diào)速裝置設(shè)計(jì)，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(diào)速裝置所描述由卡斯蒂略11。對于每個(gè)主軸調(diào)速配置的齒輪，以下約束相對Hertz接觸必須滿足和彎曲應(yīng)力:HHP (12)FFP (13)為齒輪的計(jì)算，ISO標(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)調(diào)，切向力FT獲得的力矩采取的計(jì)算考慮功率損耗。包括在功率損失整體效率的計(jì)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(gè)介紹到PGT整體效率計(jì)算采取在每個(gè)齒輪副的摩擦損失。對于這一點(diǎn)，0 =0.98普通效率的價(jià)值，即2的動(dòng)力傳遞通過每個(gè)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(gè)功率損耗，切向值力量只是近似，可能是完全不同的因?yàn)闄?quán)力的可能性的情況下PGTs再循環(huán)10。由于機(jī)床的啟動(dòng)特性在一般情況下，我們采取的KA=1的應(yīng)用因素。壓力角是偽=20擄。齒輪選擇的材料是：最后，負(fù)載分布，每個(gè)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(gè)行星（NP）的數(shù)量的功能。4目標(biāo)函數(shù)和設(shè)計(jì)變量各項(xiàng)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(shù)設(shè)計(jì)PGTs20，21。此外，這些研究PGTs24，25，計(jì)算準(zhǔn)確的力矩每個(gè)齒輪承受，因?yàn)樗麄儾豢紤]中的獎(jiǎng)學(xué)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(gè)更大的10，11，因此，最佳的普通齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)必須考慮到這個(gè)因素。事實(shí)上，不考慮功率損耗，以及確保最佳的機(jī)械主軸調(diào)速設(shè)計(jì)，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(biāo)函數(shù)和設(shè)計(jì)變量。目標(biāo)函數(shù)是音量功能和動(dòng)能功能。重要的是要牢記這些功能有不同的表達(dá)，這取決于所采用的施工解決方案主軸調(diào)速裝置設(shè)計(jì)。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(biāo)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(dòng)能功能也不同施工方案簡單和雙行星，可以很容易地推導(dǎo)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(zhuǎn)動(dòng)速度和質(zhì)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(dá)，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(biāo)函數(shù)的構(gòu)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?yàn)檫@個(gè)成員可以在不同的設(shè)計(jì)變量形式，因?yàn)樗谴蟠蟮陀诘男行窍到y(tǒng)。施工方案的設(shè)計(jì)變量選擇圖。2A，C，D，行星齒輪（NP），齒輪（MI），齒數(shù)模塊每個(gè)齒輪（子），臉的寬度（BI）和螺旋角（i）。當(dāng)這些設(shè)計(jì)參數(shù)的確定通過減少上述目標(biāo)的功能，GTA完美定義。5結(jié)果和討論機(jī)械主軸超速的優(yōu)化問題。本文描述了一套不同設(shè)計(jì)主軸超速，即不同的速度比覆蓋整個(gè)銷售范圍。表1和2總結(jié)所有的個(gè)案研究的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)施工圖的解決方案。2a和顯示最佳設(shè)計(jì)。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(gè)設(shè)計(jì)的速度。第一列也表明了齒數(shù)體積最小和最小動(dòng)能解決方案的每個(gè)成員。例如，對于速度之比為1:3.5時(shí)，我們選擇了兩個(gè)乘法器的設(shè)計(jì)，為10千瓦和16千瓦的功率，不同的最大輸出速度，這是8000轉(zhuǎn)，10,000 RPM，分別。對于這種設(shè)計(jì)，最佳齒數(shù)根據(jù)目標(biāo)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(yīng)的兩行相同的功率和最大輸出速度對應(yīng)的體積最小，最小動(dòng)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(dòng)能當(dāng)它與兩個(gè)（KE2）或設(shè)計(jì)的齒輪系統(tǒng)三（KE3）行星齒輪。動(dòng)能表示獨(dú)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(dòng)。繼續(xù)與速比1:3.5的情況下，特別是為10千瓦，8000轉(zhuǎn)，它可以看到，體積最小和最小的動(dòng)能設(shè)計(jì)，齒輪模塊為1.25。為最低體積設(shè)計(jì)，所有齒輪必須擁有11.91毫米的臉的寬度必須構(gòu)建一個(gè)25螺旋角。相反，如果你想設(shè)計(jì)動(dòng)能最低限度，臉的寬度必須是14.84毫米，螺旋角14。從這個(gè)數(shù)據(jù)，任何齒輪的直徑可以直截了當(dāng)?shù)赝茖?dǎo)。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(shè)計(jì)主軸調(diào)速裝置（1:3.5，10千瓦和8000轉(zhuǎn)），它可以是核實(shí)最低的動(dòng)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(shè)計(jì)，然而，只有5.5。比最佳的動(dòng)能設(shè)計(jì)的動(dòng)能。從表1和2，有幾個(gè)結(jié)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(dòng)能設(shè)計(jì)為一個(gè)特定的主軸調(diào)速設(shè)計(jì)對應(yīng)不同的模塊，齒輪之間的差異這兩個(gè)設(shè)計(jì)是更大的。在主軸超速集這項(xiàng)工作的研究，這個(gè)速度兩例發(fā)生在比為1:6。特別是，這些都是設(shè)計(jì)：2.5千瓦，18000轉(zhuǎn)，和7千瓦和5000轉(zhuǎn)。在第一種情況，即1:6，2.5千瓦，18,000 rpm的，它可以驗(yàn)證這一比例之間的體積最小的動(dòng)能設(shè)計(jì)和最低的動(dòng)能設(shè)計(jì)，為30.14。然而，這兩個(gè)量之間的比率設(shè)計(jì)是只有1.82。在第二種情況下，即1:6，7千瓦5000轉(zhuǎn)，結(jié)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(jié)時(shí)，這兩個(gè)最佳的齒輪設(shè)計(jì)有不同的模塊，在動(dòng)力學(xué)的差異兩個(gè)設(shè)計(jì)的能量大于案件這兩項(xiàng)擬議設(shè)計(jì)的齒輪具有相同的模塊。在這些情況下，機(jī)械設(shè)計(jì)主軸最低的動(dòng)能解決方案的基礎(chǔ)上進(jìn)行設(shè)計(jì)。另一個(gè)重要的結(jié)果是1:4的設(shè)計(jì)，45千瓦和8000轉(zhuǎn)，1:5，7千瓦和24,000 RPM只有一個(gè)解決方案，即體積最小和最低動(dòng)能設(shè)計(jì)是同一個(gè)。他們是唯一的情況下，在這兩個(gè)設(shè)計(jì)不謀而合。表1中，這些主軸設(shè)計(jì)，以及優(yōu)化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)相應(yīng)的= 0。最后，優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果的基礎(chǔ)上，施工圖的解決方案。2A（1和表2）顯示，總直徑最小的動(dòng)能設(shè)計(jì)始終是小于最小直徑量主軸調(diào)速設(shè)計(jì)，是可以預(yù)期的1先驗(yàn)。表3和表4總結(jié)主軸調(diào)速裝置設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)進(jìn)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(jī)械主軸超速的范圍。在這些情況下，每個(gè)主軸調(diào)速裝置設(shè)計(jì)（速比，功率和最大輸出速度），只有一個(gè)解決方案給定的，因?yàn)槿魏沃鬏S調(diào)速裝置的設(shè)計(jì)，這些建筑的解決方案是比這些更壞的結(jié)果得出上圖。2A，從點(diǎn)的看法乘數(shù)的功能。這種設(shè)計(jì)對應(yīng)一個(gè)之間的最小體積和妥協(xié)的解決辦法最小動(dòng)能設(shè)計(jì)。例如，對于一個(gè)1時(shí)05機(jī)械主軸調(diào)速裝置，5千瓦和13000轉(zhuǎn)速，適當(dāng)?shù)脑O(shè)計(jì)基礎(chǔ)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(diào)速裝置設(shè)計(jì)，齒輪相應(yīng)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?！霸谧钕旅嬉恍酗@示每個(gè)齒輪的齒數(shù)這個(gè)主軸調(diào)速設(shè)計(jì)。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(dòng)能。最后，第九列給出了機(jī)械的總直徑主軸調(diào)速裝置。以同樣的方式，有關(guān)的信息機(jī)械主軸調(diào)速裝置基礎(chǔ)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(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)的有趣的結(jié)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(shè)計(jì)施工圖的解決方案的基礎(chǔ)上。2A，自其他兩個(gè)可能的有趣建筑解決方案有更大的體積和動(dòng)能。此外，施工圖的解決方案。2D是一個(gè)貧窮的解決方案比圖。2C，很容易推導(dǎo)出圖。3。這是這主要是因?yàn)榈厍蜃赞D(zhuǎn)速度是較高設(shè)計(jì)圖。在圖中所提出的設(shè)計(jì)比2D。2C相同的速度比。這個(gè)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(gè)比一個(gè)功能考慮經(jīng)濟(jì)。這就是為什么這個(gè)建筑的解決方案中使用的原因其他變速箱機(jī)床（見9圖2b），變速箱設(shè)計(jì)的情況下延長機(jī)床主軸驅(qū)動(dòng)電機(jī)恒功率范圍。另一個(gè)值得注意的結(jié)果是，之間的比率數(shù)量和動(dòng)能下降的速度比增加。事實(shí)上，在1:10的情況下，數(shù)量和動(dòng)能主軸調(diào)速裝置的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)圖。2C少比數(shù)量和獲得的動(dòng)能根據(jù)設(shè)計(jì)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(diào)速裝置的基礎(chǔ)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(jī)械主軸調(diào)速設(shè)計(jì)計(jì)算已考慮功率損失11不同的普通效率。結(jié)果總結(jié)于表5。6結(jié)論據(jù)在這項(xiàng)工作中所取得的成果，也可以是得出的結(jié)論是，在一般情況下，最好的機(jī)械設(shè)計(jì)主軸調(diào)速裝置的基礎(chǔ)上的建筑解決方案圖2A，這是最經(jīng)常使用的機(jī)械主軸調(diào)速裝置制造商。在所有可能的主軸調(diào)速裝置基礎(chǔ)上的建筑設(shè)計(jì)圖解決方案。2A每個(gè)速比，功率和最大輸出速度，在表1中給出的結(jié)果和2提供最合適的解決方案，即最低體積最小動(dòng)能解決方案。在作者認(rèn)為，這些結(jié)果可能是極大的興趣涉及制造商和營銷工程師機(jī)械主軸超速和設(shè)計(jì)。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(wù)書題 目花生聯(lián)合收割機(jī)齒輪箱設(shè)計(jì)論文時(shí)間20*年2月20日至 20*年6月1日課題的主要內(nèi)容及要求(含技術(shù)要求、圖表要求等)隨著我國經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展，農(nóng)戶對農(nóng)機(jī)具的需求日益高漲，尤其需要基本形農(nóng)機(jī)具，其成本低，適用于一個(gè)農(nóng)戶家庭的收割作業(yè)。需要設(shè)計(jì)一個(gè)精密型花生聯(lián)合收割機(jī)于12馬力手扶拖拉機(jī)向配套，有效利用拖拉機(jī)動(dòng)機(jī)，設(shè)計(jì)相應(yīng)的齒輪箱，成本控制在1萬元左右。設(shè)計(jì)一種花生聯(lián)合收割機(jī)齒輪箱，完成總裝圖及零件。編寫設(shè)計(jì)說明書；完成專業(yè)外文資料翻譯1份。課題的實(shí)施的方法、步驟及工作量要求設(shè)計(jì)方法：學(xué)生在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下，利用所學(xué)的課程并自學(xué)有關(guān)知識，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的特點(diǎn)、方法，借助機(jī)械設(shè)計(jì)手冊等技術(shù)資料，完成本機(jī)設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)步驟：調(diào)研收集設(shè)計(jì)資料根據(jù)所給定的參數(shù)制定總體設(shè)計(jì)方案完成總裝圖及部裝圖完成零件圖編寫設(shè)計(jì)說明書。 工作量要求：設(shè)計(jì)圖紙工作量合計(jì)3張零號圖紙（A03張、A10張、A23張、A31張、A40張）；畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書不少于8000漢字；外文資料原文(與課題相關(guān)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(xiàn) 1 濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)（第七版）M. 北京：北京高等教育出版社， 2001 2 吳相憲.實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊M. 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社，19943 李天無.簡明機(jī)械工程師手冊M.云南：云南科技出版社，1988年。4 候鎮(zhèn)冰.機(jī)械設(shè)計(jì)制圖手冊 M. 上海：同濟(jì)大學(xué)出版社,19915 北京農(nóng)業(yè)機(jī)械化學(xué)院.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)M.北京：農(nóng)業(yè)出版社，1986年6 王樹人.機(jī)械設(shè)計(jì)便覽（參編）M.天津：天津科技出版社，1988畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)進(jìn)度計(jì)劃(以周為單位) 第 1 周（20*年 2月20日-20*年 2 月 26 日）：下達(dá)設(shè)計(jì)任務(wù)書，明確任務(wù)，熟悉課題，收集資料，上交外文翻譯、參考文獻(xiàn)和開題報(bào)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(guān)零件圖的設(shè)計(jì)。第15 周第 16 周（20*年 5 月28日-20*年 6 月5 日）：編寫設(shè)計(jì)說明書第 16 周（20*年 6月 6日-20*年6 月 8 日）：準(zhǔn)備答辯備注注：表格欄高不夠可自行增加。此表由指導(dǎo)教師在畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）工作開始前填寫，每位畢業(yè)生兩份，一份發(fā)給學(xué)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