外啮合齿轮泵传动轴
设计
领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计
的参数化研究
1??62 ??
《机床与液压 》2005No11
外啮合齿轮泵传动轴设计的参数化研究
1, 2 1 2 2
李玉龙 , 刘 , 周
莹 , 王锡明
1合肥工业大学机械与汽车工程学院 , 安徽合肥 230009;
2 合肥学院机械系 , 安徽
合肥 230022
摘要 : 利用 U G软件提供的
表
关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf
达式和优化模块 , 能
一次成功地优化出外啮合齿轮泵传动轴和联接花键的基本参数 , 从
而避免了传统的 “先试算后校核再调整 ”的做法 。进而利用 U G软件的
主模型功能 , 可以很方便地实现上述设计的
完全参
数化 , 所得结果与已有结果比较吻合 。
关键词 : 齿轮泵 ; 传动轴 ; 优化 ; U G
中图分类号 : TH325 文献标识码 : A 文章编号 :
100 1 - 3881 2005 11 - 162 - 3
The Param eter D e sign of Tran sm ission Sh ift for Ex terna l Joggling Gear Pum p
1, 2 1 2 2
L I Yu long , L IU Kun , ZHOU Ying , WAN G X im ing
1M echan ical & Automotive Engineering College, Hefei Un iversity of Technology, H efei 230009, Ch ina;
2 D ep t of M echan ical, H efei U n iversity, H efei 230022 , Ch ina
A b stract: B a sed on both the op tim um modu le and the w indow for inpu tting exp re ssion s under U G software, the basic p aram eters
of tran sm ission sh ift and sp line were op tim ized, wh ich avoid s the traditional de sign shortage that these basic p aram eters p rearranged
mu st be verifiedThe resu lts from op tim izing p rogram are coinciden t w ith the accurate data in a great m easu re
Keywords: Gear pump ; Tran sm ission sh ift; Op tim ization; U n igrap h ics
0 引言 铰链双
支点梁, 支点的选取以及径向力的转化等如图
外啮合齿轮泵作为液压传动和控制系统的基本组
1所示, 假定齿轮两端的轴长均为 L Z , 则两个假想铰
件 , 被广泛应用于机械行业 。由于其主 、从传动轴的
设计涉及到大量的图表和公式 , 所以, 传统上常采用
的
方法
快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载
是 “先试算后校核再调整 ”, 这种带有 “经验
试凑 ”的办法 , 不仅周期长 , 而且可靠性差 , 已经
越来越不能满足齿轮泵企业对产品的更高、更快 、更
好的要求 。U G作为一个很好的 CAD / CA E 集成软件 ,
利用其 自身的优化模块 , 可以一步到位地设计出主 、
从传动轴的基本参数 ; 甚者 , 利用 U G 的主模型架
构 , 可以很方便地实现设计的参数化 。大大缩短了产
品开发的周期和设计质量 。
1 轴参数的优化设计
我们知道 , 当外啮合齿轮泵主 、从两轴尺寸完全
图 1 受力简化示意图
相同时 , 由于从动轴所受到的总径向力 F2 较主动轴
链上的反力[ 2 ] :
为大 , 故主 、从传动轴的轴径 D Z 和轴长 L Z 应由从动 F F 05q ×B 05F
A B C 2
轴决定 [ 1 ] 。 作
用在危险断面处的弯曲扭矩 :
由参考文献 [ 1 ] 知 : M
F ×05 ×L 025F ×L
A Z 2 Z
Δ [ 2 ]
F2 085 p ×B ×D e 危险
断面处的对称循环弯曲应力 :
Δ
其中: p ―压力差 M Pa ; M 32M 8F2 ×L Z
σ
B ―齿轮宽度 mm ; a W π 3 π 3
D Z D Z
D e ―齿顶圆直径 mm 。 故
强度约束 :
考虑主 、从动轴与齿轮为一体时的体积最小为设 σ ε
- 1 σ
g 1 1 - 0
计 目标, 设计变量 D 和 L , 则 目标函数 : ηKσσ
Z Z W a
π 2 式中:
η―危险断面处的弯曲强度许用安全系数;
V L Z , D Z 025 L Z D Z W
σ ―对称循环弯曲疲劳极限;
11 弯曲强度约束 - 1
由参考文献 [ 1] 知, 可视从动轴为图 1 的可动
Kσ―弯曲的有效应力集中系数;
基金项 目: 安徽省教育厅 自然科学研究项 目 项 目编号 :
2004KJ3 17
《机床与液压 》2005No11
1??63 ??
ε
σ―绝对尺寸对弯 曲的疲劳极 限影响系数 。 q―齿轮泵排量 mL / r ;
ψ
12 弯曲刚度约
束 ―各齿间载荷
不均匀系数;
由于从动轴上没有扭矩的作用, 所以只计算它的 h ―花键齿工作高度, 常取 h m ;
H H H
L ―花键齿工作长度 mm ;
弯曲刚度 挠度 , 在两侧采用滑动轴承的条件下,
H
过大的从动轴挠度, 会使滑动轴承的局部单位压力剧 D ―花键平均直径 mm , D mH ×ZH 。
增, 从而使润滑油膜破裂, 造成烧伤 。为了防止这种 2 1 花键抗弯强度约束
破坏, 首先必须尽可能地减少从动轴的挠度 。在计算
2 T
σ
k 1 - 1 0
ψ σ
Z h L D
轴的挠度时, 对于滑动轴承假定轴径上所受的载荷为 H H H - 1
均布载荷 q , 载荷加在轴承的轴线上 。 2 2 主动轴抗扭强度约束
Z
17F ×L 3 T
[ 1] 2 Z τ
由图 1知 : yA C , 得弯曲刚度约束 :
k 2 2W τ - 1 0
768E I P - 1
3
π
[ y ] 其中:
WP ―抗扭断面系数, WP D Z / 16;
g 2 - 1 0
y τ ―抗扭转疲劳极限 M Pa 。
A C - 1
式中: yA C ―轴的挠度 mm ; 2 3 主动轴扭转刚度约束 [ 2]
[ y ] ―轴许用挠度 取 [ y ] 0005mm[ 2 ] ; π L Z +LH +LS 32 T
5 2 k 3 - 4 0
360000 π
E ―弹性模量 取 E 2 1 ×10 N /mm ; G D Z
D4 32 T π L Z +LH +LS
I―轴径截面惯性矩 I Z mm4 。
k 4 4 - 0
64 π 180000
G D Z
13 滑动轴承宽径比约束 [ 2 ] :
4
其中:
G―轴材料的剪切弹性模量 8 ×10 M Pa ;
L Z LH ―主动轴伸出壳体的工作长度 mm 。
g 3 07 - 0
D Z 2 4 花
键宽径比约束[ 2 ]
g 4 L Z - 15 0 k 5 04 - LH 0
D Z mH ZH
14 滑动轴承平均压强约束[ 2]
LH
k 6 - 14 0
F2 mH ZH
g 5 5 - 0
L Z D Z 2 5 几
何约束
F2 DH
g 6 L Z D Z - 15 0 k 7 D Z - 1 0
15 几何约束
D Z
k 8 12 - 0
Df DH
g 7 16 - 0
D Z 则
花键参数的优化设计模型为:
则从动轴参数优化设计的模型为:
2 T
2 M inσ mH , ZH , LH 2
π ψ
M inV L Z , D Z 025 L Z D Z Z h L m
H H H H
stg u 0 u 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
stk i 0 i 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8
2 花键参数的优化设计
我们知道 : 主动轴常通过端面花键与外部原动机
相联接, 而花键的设计常是先选择模数 mH 和齿数
ZH , 再根据强度公式计算出花键的工作长度 LH 。首
先假设选用 30 ?渐开线的花键, 则花键的模数 mH 范
围为 025 ,10[ 2 ] , 齿数 ZH 范围为 10 ,70[ 2 ] 。
以花键的抗弯强度为设计 目标, 设计变量为 mH 、
ZH 、LH , 则 目标函数 [ 1] :
2 T 2 T
σ mH , ZH , LH 2
ψ
Z h L D ψ
H H H Z h L m
H H H H
Δ [ 1]
图 2 优化表达式输入和配置示意图
500 p q
式中: T―转矩 N ??mm , T πη ,
3 U G中优化的实现
m
η―机械效率, 常取 088 ,091; 首先, 合并以上两优化项 目为:
m
1??64 ??
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2
α π
M inf L Z , D Z , mH , ZH , LH ×0125 L Z D Z + 数化
建模 ; 而花键和齿轮的 CAD 模型则要利用到 U G
2 T 软件
的规律 曲线 , 并需要一定技巧 。结果如图 3 所
β
2 2
ψ
LH mH ZH 示 , 具体的实现过程可参阅参考文献 [ 4 ] , 这样建
stg u 0 u 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8 立的主 、从动轴 CAD 模型可直接供下一步 CA E 分析
stk i 0 i 1, 2, 3, 4, 5, 6 和工程出图使用 。
α β
式中: , 分别为数量级和重要程度系数 。
6 结束语
其次, 在图 2 左侧的 U G表达式窗口中, 输入
以 1 U G软件的表达式功能 , 能实现主 、从
传动
上所有 目标函数和约束函数以及设计变量初值 。
轴基于设计要求及齿轮基本参数的函数描述 ;
最后, 在图 2 右侧的 U G优化向导窗口中, 分别 2 U G软件的优化模块 , 能优化出传动轴和
花
配置 目标函数 、设计变量 、约束函数和收敛准则后, 键的基本参数 , 其结果能自动跟随设计要求变化而变
就可以执行优化功能, 其优化值将返回到表达式窗 化 , 人为参与极少 , 并且节省了大量优化程序的编制
口。 时
间, 很大程度上方便了用户的操作 ;
由于设计变量 L Z 、D Z 、mH 、ZH 、LH 中的变量 3 基于 U G设计平台的外啮合齿轮泵传动轴设
mH 、ZH 为离散型, 而且轴径 D Z 也需要根据
标准
excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载
轴
计 , 能真正实现其全参数优化设计 、有限元分析 、自
承的 内径进行 圆整 。对于 m 、Z 的优化值
m 、
H H H 动出
图的无缝连接 ;
Z , 可以通过分别计算与它们相邻的四组 目标函数 α β
H 4 , 的取值对优化结果影响很大 ;
值, 取其最 小值, 可确定 m 、Z 的圆整值 m
e 、 5 根据需要 , 目标函数和约束条件可以互换 ;
H H H
Z e , 对于 D 的圆整可以利用 U G表达式的逻辑判断
6 为了节省优化时间, 可允许部分违背次要
H Z
约
束 ;
“if 判断条件 执行 else 执行 ”语句来进行 。
4 实例运算
7 文中所涉及到的齿轮宽度 B 和齿顶圆直径
Δ
Δ
现以 20CrMnTi材料为例 , 各项参数如下 : p D e , 其实也是由设计指标 p 和 q优化的结果 , 其优
174M Pa; B 266mm ; D 36208mm ; η 15; 化算
法可参阅文献 [ 5 ] 。
e W
σ 525M Pa; K 22; ε 095; η 09; q 参
考文献
- 1 a σ m
16mL / r; ψ 075; τ 300M Pa; 设计变量的初始 【1 】何存兴 液压元件 [M ] 北京 : 机械工业 出版社 ,
- 1
值 : D 0 20mm ; L 0 10mm ; m 0 1; Z 0 15;
1985
Z Z H H
0 0 【2 】
杨黎明等 机械零件设计手册 [M ] 北京 : 国防工
LH 25mm ; LS 20mm ; 收敛准则是相对精度为
业出版社 , 1995
00 1; 取
【3 】李志华 液压齿轮泵 CAD I [D ] 合肥 : 合肥工
0
2 T
α
业大学 , 1993
2334
0 0 0 0 0
ψ
ZH ZH mH mH LH 【4 】
李玉龙 U G下车用齿轮泵齿轮强度分析 [ J ] 哈尔
β π 0 0 0
0125 × ×L Z ×D Z ×D Z 157 1 滨 : 机械工程师 , 2003 10
4 1 优化结果
【5 】李玉龙 基于 SUM T技术的汽车油泵优化设计 [ J ]
0
D Z 1778; L Z 2509; mH 059; ZH 成都 : 西华大学 , 2003 2
2216; LH 1005 作者简介 : 李玉龙 1968 , , 男 , 讲师 , 江苏扬州
4 2 圆整结果
人 , 199 1毕业于甘肃工业大学化机专业 , 1994 年合肥工业
e e e e e 大学
机械学硕士研 究生毕业 , 现在合肥联合大学从事
D Z 18; L Z 25; mH 05; ZH 22; LH
CAD /CAM 的教学和科研工作 。主要研究对象是产品优化
10
[ 3 ] 设计 。
电话 : 0551 - 2 158424 办公室 , E - m ail: leo -
以上结果与参考文献所提供的数据 完全吻
合 。
world@ 163com 。
5 参数化 CAD 模型建立
收稿时间: 2004 - 06 - 14
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般的特征建模就可以实现参图 3 自动参数绘制结果图