摘要：HD600多向运动混合机广泛应用于医药、食品、轻工业等行业，能在三维空间实现回转、平移、翻转等复杂运动，是一种高效的混合设备。在该设计任务书中，我综合分析了该混合机的空间运动结构，并对该混合机传动系统进行了详细的说明计算，同时对空间6杆机构进行运动分析，最后绘制出该混合机的装配图和各主要零件的零件图。

　　　该机的混合筒多方向运动，物料无离心力作用，无比重偏析及分层、积聚现象，各组分可有悬殊的重量比，混合率达99.9％以上，是目前各种混合机中的一种较理想产品。筒体装料率大，最高可达90％（普通混合机仅为40％），效率高，混合时间短。筒体各处为圆弧过渡，经过精密抛光处理。多向运动混合机的优势在于其特殊的工作原理，以及桶体结构的设计无死角，不污染物料，出料方便，清洗容易，操作简单等优点。

多向运动混合机的混料桶具有X、Y、Z方向的三维运动，多方向运动的功能，物料在容器内作旋转、翻转、湍动和剪切作用，使物料在混合时不产生积聚现象，对不同比重，不同密度和状态的物料混合不产生离心力的影响和偏折；混合时间短，某些物料5-8分钟即可混合均匀。既提高了工作效率，又达到了极高的均匀度，混合均匀性达到99.9%以上。因其最大装载系数可达0.9(普通混合机为0.4～0.6)这一特点，大大缩短了混合物料的时间，提高了混合物料效率。

关键词：混合机传动系统空间6杆机构除以上优点外，多向运动混合机还具备以下优点： 1.低噪音，低耗能，寿命长； 2.体积小，结构简单，便于操作和维护； 3.根据物料混合要求，可任意调节转速，并可设置混合时间。

1.9多向运动混合机混合过程的基本要素

各种物料在多向运动混合机中是怎样工作的？需要经历哪些过程呢？构成多向运动混合机混合的基本要素又有哪些呢？???? 多向运动混合机混合过程主要是通过剪切、分流、位置交换三要素，使共混物在一定的体积空间内均匀分布，最终得到一种宏观上的分散混合体。在混合过程中，被混物料一般不发生冲突（有时也有少量发生相变）。而混炼过程增加了压缩、拉伸和重新集聚的作用。物料在压缩状态下所承受的高剪切速率所产生的磨擦热（有时还有輔助外加热），往往足以使共混物发生，使其变为熔体。这样，才使共混物中在固体状态下集聚的较大的颗粒粉碎、熔融和细化，从而得到更为理想的均化共混物。????物料的混合过程是一个动态平衡过程，即在一定的剪切场的作用下，分散相不断被粉碎，与此同时，在分子热运动的作用下，破碎的分散相又趋向重新集聚，最终使分散相达到该条件下的平衡粒径的过程。一般以为，无论使用何种设备做混合操作，混合过程都应具备以下混合要素，即剪切、分流和位置交换。同时，混炼过程还应有压缩、拉伸和分配置换等作用。

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内容简介：: 湘潭大学兴湘学院毕业论文题目： HD600多向混合机的设计专业：机械设计制造及其自动化学号： 20007964238 姓名：刘洋指导教师：文美纯完成日期： 2011年5月20日 59湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题目： HD600多向混合机的设计专业：机械设计制造及其自动化学号： 2007964238 姓名：刘洋指导教师：文美纯完成日期： 2011年5月20日目录第一章概述1第二章传动系统的设计62.1传动方案的设计62.2带轮传动的设计82.3第一级齿轮传动的设计102.4第二级齿轮传动的设计152.5链轮传动的设计18第三章部分轴的设计213.1轴的设计213.2轴的设计243.3轴的设计27第四章其他零件的设计28设计心得30参考文献31附录31HD600多向运动混合机的设计摘要：HD600多向运动混合机广泛应用于医药、食品、轻工业等行业，能在三维空间实现回转、平移、翻转等复杂运动，是一种高效的混合设备。在该设计任务书中，我综合分析了该混合机的空间运动结构，并对该混合机传动系统进行了详细的说明计算，同时对空间6杆机构进行运动分析，最后绘制出该混合机的装配图和各主要零件的零件图。该机的混合筒多方向运动，物料无离心力作用，无比重偏析及分层、积聚现象，各组分可有悬殊的重量比，混合率达99.9以上，是目前各种混合机中的一种较理想产品。筒体装料率大，最高可达90（普通混合机仅为40），效率高，混合时间短。筒体各处为圆弧过渡，经过精密抛光处理。多向运动混合机的优势在于其特殊的工作原理，以及桶体结构的设计无死角，不污染物料，出料方便，清洗容易，操作简单等优点。多向运动混合机的混料桶具有X、Y、Z方向的三维运动，多方向运动的功能，物料在容器内作旋转、翻转、湍动和剪切作用，使物料在混合时不产生积聚现象，对不同比重，不同密度和状态的物料混合不产生离心力的影响和偏折；混合时间短，某些物料5-8分钟即可混合均匀。既提高了工作效率，又达到了极高的均匀度，混合均匀性达到99.9%以上。因其最大装载系数可达0.9(普通混合机为0.40.6)这一特点，大大缩短了混合物料的时间，提高了混合物料效率。关键词：混合机传动系统空间6杆机构 HD600 multi-sport mixer to the design Abstract: HD 600multi-sport mixer widely used in medicine ,food and light industries, can realize rotary, translation, roller and some other complex sports in the three-dimensional. Its a highly efficient hybrid device. In this design of the assignment, I have analyzed the HD400 mixer of more space to the sports movement mixer structure comprehensively, and the mixer containing a detailed description of transmission, while using the 6R outfit of mixer. At last, I drew a assembly map and all the major parts maps of this mixer.Hybrid multi-barrel machine direction, material is not centrifugal force, no specific gravity segregation and stratification, accumulation of the phenomenon, each component may have poor weight ratio, mixing rate of 99.9%, and is one of a variety of mixer kinds of better products. Cylinder loading rate is high, up to 90% (ordinary mixer only 40%), high efficiency, short mixing time. Throughout the transition for the arc tube, after the polishing treatment. Multi-directional movement mixer has the advantage of special works, as well as the design of barrel structure no dead, no contaminated material, the material convenient, easy to clean, and easy operation. Multi-directional movement mixer mixing bucket with X, Y, Z direction of the three-dimensional motion, multi-direction function, the material in the container for rotating, flipping, turbulence and shear, so that does not produce the material in the mixed accumulation phenomenon, different specific gravity, density, and status of different materials mixed centrifugal force does not produce the impact and deflection; mixing time is short, some of the material can be mixed for 5-8 minutes. Not only improves the work efficiency, but also to achieve a high uniformity, mixing uniformity of 99.9% or more. Its maximum load factor of up to 0.9 (normal mixer 0.4 0.6) this feature, greatly reducing the time the mixed materials to improve the efficiency of the hybrid materials.Key words: mixer transmission system 6R outfit 第一章概述多向混合机广泛应用于化工、医药、食品、粉末冶金、涂料、电子、军工、材料等粉体混合领域。粉体混合的质量有时在生产过程中起着关键的作用,例如在化工生产中，均匀的粉体混合为反应创造良好条件；在医药固体制剂的生产中,极微量的药效成分与大量增量剂混合的均匀水平直接影响着药的质量；在粉末冶金中各种不同成分的混合均匀水平影响着材料的强度。混合设备的发展直接影响着粉体混合单元操作的效果。随着纳米技术的发展,粉体混合更显示出它的重要性。1.1混合机的概念混合机是利用机械力和重力等，将两种或两种以上物料均匀混合起来的机械。混合机械广泛用于各类工业和日常生活中。混合机可以将多种物料配合成均匀的混合物，如将水泥、砂、碎石和水混合成混凝土湿料等；还可以增加物料接触表面积，以促进化学反应；还能够加速物理变化，例如粒状溶质加入溶剂，通过混合机械的作用可加速溶解混匀。常用的混合机分为气体和低粘度液体混合器、中高粘度液体和膏状物混合机械、热塑性物料混合机、粉状与粒状固体物料混合机械四大类。1.气体和低黏度液体混合机械的特点是结构简单，且无转动部件，维护检修量小，能耗低。这类混合机械又分为气流搅拌、管道混合、射流混合和强制循环混合等四种。2.中、高黏度液体和膏状物的混合机械，一般具有强的剪切作用；热塑性的物料混合机主要用于热塑性物料(如橡胶和塑料)与添加剂混合；不同膏状物的混合主要是将待混物料反复分割并使其受到压、辗、挤等动作所产生的强剪切作用，随后又经反复合并、捏合，最后达到所要求的混合程度。这种混合很难达到理想混合，仅能达到随机混合。粉状固体与少量液体混合后为膏状物，其混合机理与膏状物料混合的机理相同。 3.不同的热塑性物料以及热塑性物料与少量粉状固体的混合，需要依靠强剪切作用，反复地揉搓和捏合，才能达到随机混合。4.粉状、粒状固体物料混合机械多为间歇操作，也包括兼有混合和研磨作用的机械，如轮辗机等。少量不溶解的粉状固体与液体的混合机理，与密度成分不同，互不相溶的液体的混合机理相同，只是搅拌不能改变粉状固体的粒度。若混合前固体颗粒不能使其沉降速度小于液体的流动速度，无论采用何种搅拌方式都形不成均匀的悬浮液。1.2混合机的结构该机由机座，传动系统，电器控制系统，多向运机构。 1.3混合机的优点由于混合桶体具有多方向的运动，使桶体内的物料交叉混合点多，混合效果高，均匀度可达99.9%以上最大装载系数可达0.9(普通混合机为0.40.6)。混合时间短，效率高。三维混合机混合桶体型设计独特，桶体内壁经过精细抛光，无死角，不污染物料，出料方便，清洗容易操作简单等优点。1.4混合机的工作环境混合时要求所有参与混合的物料均匀分布。混合的程度分为理想混合、随机混合和完全不相混三种状态。各种物料在混合机械中的混合程度，取决于待混物料的比例、物理状态和特性，以及所用混合机械的类型和混合操作持续的时间等因素。液体的混合主要靠机械搅拌器、气流和待混液体的射流等，使待混物料受到搅动，以达到均匀混合。搅动引起部分液体流动，流动液体又推动其周围的液体，结果在溶器内形成循环液流，由此产生的液体之间的扩散称为主体对流扩散。当搅动引起的液体流动速度很高时，在高速液流与周围低速液流之间的界面上出现剪切作用，从而产生大量的局部性漩涡。这些漩涡迅速向四周扩散，又把更多的液体卷进漩涡中来，在小范围内形成的紊乱对流扩散称为涡流扩散。机械搅拌器的运动部件在旋转时也会对液体产生剪切作用，液体在流经器壁和安装在容器内的各种固定构件时，也要受到剪切作用，这些剪切作用都会引起许多局部涡流扩散。搅拌引起的主体对流扩散和涡流扩散，增加了不同液体间分子扩散的表面积减少了扩散距离，从而缩短了分子扩散的时间。若待混液体的粘度不高，可以在不长的搅拌时间内达到随机混合的状态；若粘度较高，则需较长的混合时间。对于密度、成分不同、互不相溶的液体，搅拌产生的剪切作用和强烈的湍动将密度大的液体撕碎成小液滴并使其均匀地分散到主液体中。搅拌产生的液体流动速度必须大于液滴的沉降速度。1.5混合机的工作原理：混合机究竟是怎么工作的，其工作原理又是怎样的呢？三维混合机在运行中，由于混合桶体具有多方向运转动作，使各种物料在混合过程中，加速了流动和扩散作用，同时避免了一般混合机因离心力作用所产生的物料比重偏析和积聚现象，混合无死角，能有效确保混合物料的最佳品质。混合机工作起来主要靠其自身的机械搅拌器、气流还有待混液体的射流等辅助工作，以搅动待混物料，使之混合均匀。而在胶东过程中会引起部分液体流动，流动液体又推动其周围的液体，结果在溶器内形成循环液流，由此产生的液体之间的扩散我们称之为主体对流扩散。搅动引起的液体流动速度很高时，在高速液流与周围低速液流之间的界面上出现剪切作用，从而产生大量的局部性漩涡。这些漩涡迅速向四周扩散，又把更多的液体卷进漩涡中来，在小范围内形成的紊乱对流扩散称为涡流扩散。1.6 多向运动混合机图1.3多向运动混合机1.7多向运动混合机的概述多向运动混合机用于制药、化工、食品、轻工、电子、机械、矿冶、国防工业以及科研单位的粉状、颗粒状物料的高均匀度混合。混合机、多向运动混合机，是一种新颖结构的容器旋转型混合机，是无菌、无尘、全封闭式的高效节能混和机。混合机、多向运动混合机由机座、调速电机、回转连杆及混合筒体等部分组成，其中筒体为工作（杆）部件。混合机、多向运动混合机的工作原理是装料的筒体在主轴的带动下作平移、翻滚等复合运动，促使物料沿着筒体作环向、径向、轴向的三向复合运动，使物料相互流动扩散，掺杂，当主传动轴旋转时，筒体的几何中心线也是回转中心线在三维空间周期性地改变其在空间的位置，而筒体则在空间的任何位置上始终绕其回转中心线旋转，致使固定于筒体内的容器中的物料周期性地进行旋转，颠倒和平移摇动的三维运动并连续改变物料间的相互位置，达到高效混合的目的。混合机、多向运动混合机混合筒多方向运动，物料无离心力作用，无比重偏析及分层积聚、现象，混合率高达99.9，是目前各种混合机中较理想的产品。混合机、多向运动混合机筒体装料率大，利用率最高可达90，最佳添充率80，混合时间短、效率高、混合时无升温现象。多向运动混合机利用独特的三度摆动，在主动轴的带动下，作周而复始的平移、转动和翻滚等复合运动，从而实现多种物料的互相流动、扩散、积聚、掺杂，以达到均匀混合的目的。多向运动混合机因其混合快速且均匀的特点，被广泛的运用于制药、化工、食品、电子、矿冶、国防工业及科研单位的粉状、颗粒物料的高均匀度的混合。1.8多向运动混合机的特殊功能及特点该机的混合筒多方向运动，物料无离心力作用，无比重偏析及分层、积聚现象，各组分可有悬殊的重量比，混合率达99.9以上，是目前各种混合机中的一种较理想产品。筒体装料率大，最高可达90（普通混合机仅为40），效率高，混合时间短。筒体各处为圆弧过渡，经过精密抛光处理。多向运动混合机的优势在于其特殊的工作原理，以及桶体结构的设计无死角，不污染物料，出料方便，清洗容易，操作简单等优点。多向运动混合机的混料桶具有X、Y、Z方向的三维运动，多方向运动的功能，物料在容器内作旋转、翻转、湍动和剪切作用，使物料在混合时不产生积聚现象，对不同比重，不同密度和状态的物料混合不产生离心力的影响和偏折；混合时间短，某些物料5-8分钟即可混合均匀。既提高了工作效率，又达到了极高的均匀度，混合均匀性达到99.9%以上。因其最大装载系数可达0.9(普通混合机为0.40.6)这一特点，大大缩短了混合物料的时间，提高了混合物料效率。除以上优点外，多向运动混合机还具备以下优点： 1.低噪音，低耗能，寿命长； 2.体积小，结构简单，便于操作和维护； 3.根据物料混合要求，可任意调节转速，并可设置混合时间。1.9多向运动混合机混合过程的基本要素各种物料在多向运动混合机中是怎样工作的？需要经历哪些过程呢？构成多向运动混合机混合的基本要素又有哪些呢？多向运动混合机混合过程主要是通过剪切、分流、位置交换三要素，使共混物在一定的体积空间内均匀分布，最终得到一种宏观上的分散混合体。在混合过程中，被混物料一般不发生冲突（有时也有少量发生相变）。而混炼过程增加了压缩、拉伸和重新集聚的作用。物料在压缩状态下所承受的高剪切速率所产生的磨擦热（有时还有輔助外加热），往往足以使共混物发生，使其变为熔体。这样，才使共混物中在固体状态下集聚的较大的颗粒粉碎、熔融和细化，从而得到更为理想的均化共混物。物料的混合过程是一个动态平衡过程，即在一定的剪切场的作用下，分散相不断被粉碎，与此同时，在分子热运动的作用下，破碎的分散相又趋向重新集聚，最终使分散相达到该条件下的平衡粒径的过程。一般以为，无论使用何种设备做混合操作，混合过程都应具备以下混合要素，即剪切、分流和位置交换。同时，混炼过程还应有压缩、拉伸和分配置换等作用。第二章传动系统的设计2.1传动方案的设计2.1.1选用传动方案根据混合机的功能要求，考虑题设功能参数及约束条件，可构思出一系列传动方案，经初步淘汰，现列举两种传动方案。方案一：传动系统示意图如2.1所示。(a)(b)图2.1 方案一传动系统示意图其中，图2.1（b）为、轴的展开图，其空间位置可由图2.1（a）看出。传动链由电动机经V带传动、两级齿轮传动再通过链传动传至轴。方案二：传动方案示意图如2.2所示（a）（b）图2.2 方案二传动示意图方案一和方案二均能满足HD400多向混合机的功能要求，但方案一与方案二相比有结构紧凑，传动平稳，传动效率高，成本低等优点，故最终选用方案一。2.1.2计算总传动比及分配各级传动比传动装置的总传动比为由于拟采用带传动和两级齿轮传动以及链轮传动减速，按1表1-8的推荐范围，初定i1=3.4, i2=3.4, i3=2.9, i4=计算传动装置的运动和动力参数从电机到执行机构有四轴依次为、轴，则1)各轴转速： 2)各轴功率：由1表1-7查得各轴之间的传动效率为：m=0.96, =0.98， =0.98,=0.97故 P=Pmm=2.20.96=2.12kw； P=P=2.120.98=2.07kw；P= P=2.070.98=2.03kw；P= P=2.030.97=1.99kw2.2带轮传动的设计1.确定计算功率Pca由2中表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAPm=1.12.2kw=2.42kw2.选择V带的带型根据Pca、KA由图8-11选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮基准直径dd1。由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。2)验算带速v。按式（8-13）验算带的速度因为5m/sv30m/s,故带速合适。3)计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a)，计算大带轮的基准直径dd2dd2=i1 dd1=3.490mm=306mm 根据表8-8，圆整为dd2=315mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1)根据式(8-20)，初定中心距a0=500mm。2)由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度Ld=1600mm。3)按式(8-23)计算实际中心距a。中心距的变化范围为443515mm。5.验算小带轮上的包角16.计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和nm=1430r/min,查表8-4a得P0=1.064kw。根据nm=1430r/min，i=3.4和A型带，查表8-4b的。查表8-5得K=0.925，表8-2得KL=0.99，于是2)计算V带的根数z。取4根。7.计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力F0(F0)min。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为9.带轮结构设计小带轮的结构形式采用实心式，大带轮采用轮辐式，其他有关尺寸按图8-14荐用的经验公式设计，小带轮、大带轮如下图所示图2.3 小带轮图2.4大带轮2.3第一级齿轮传动的设计1.选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按选用的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2)混合机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3)材料选择。由表10-1选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS。4)选用小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=3.423=78.2,取z2=79。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式(9-10a)进行试算，即(1)确定公式内的个计算数值1)试选用载荷系数Kt=1.3。2)计算小齿轮传递的转矩。3)由3表13-1-79选取齿宽系数d=0.6。4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa。6)由式10-13计算应力循环次数。N1=60njLh=60423.531（830015）=9.148108N2=N1/3.4=9.1481083.4=2.691087)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92；KHN2=0.96。8)计算接触疲劳许应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得(2)计算1)试算小齿轮分度圆的直径d1t，代入H中较小的值。2)计算圆周速度v。3)计算齿宽b。4)计算齿宽与齿高之比。模数齿高 5)计算载荷系数。根据v=1.622m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08；直齿轮KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.208。由，KH=1.203查图10-13得KF=1.17；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.0811.208=1.3056)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7)计算模数m3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.914；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得4)计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.0811.17=1.2645)查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.69； YFa2=2.222.6)查取应力校正系数。由表10-5查得 YSa1=1.575； YSa2=1.772。7)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。(2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲强度算得的模数2.22并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=73.247mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数z2=3.430=1024.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=z1m=302.5mm=75mm； d2=z2m=1022.5mm=255mm(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度b=dd1=0.675mm=45mm 取B2=45mm，B1=50mm5.齿轮结构设计由于小齿轮的齿顶圆直径小于160mm，故选用实心结构，而大齿轮齿顶圆直径小于500mm，故选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按图10-39荐用的结构尺寸设计，所设计的大、小齿轮如下：图2.5 小齿轮图2.6 大齿轮2.4第二级齿轮传动的设计1.选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按选用的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2)混合机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。3)材料选择。由表10-1选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS。4)选用小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=2.923=66.7,取z2=67。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式(9-10a)进行试算，即(1)确定公式内的个计算数值1)试选用载荷系数Kt=1.3。2)计算小齿轮传递的转矩。3)由3表13-1-79选取齿宽系数d=0.6。4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa。6)由式10-13计算应力循环次数。N1=60njLh=60124.571（830015）=2.69108N2=N1/2.9=2.691082.9=9.281077)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；KHN2=0.98。8)计算接触疲劳许应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得(2)计算1)试算小齿轮分度圆的直径d1t，代入H中较小的值。2)计算圆周速度v。3)计算齿宽b。4)计算齿宽与齿高之比。模数齿高 5)计算载荷系数。根据v=1.622m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05；直齿轮KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.2795。由，KH=1.2795查图10-13得KF=1.21；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.0511.2795=1.34346)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7)计算模数m3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(2) 确定公式内的各计算值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.914,KFN2=0.934；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得4)计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.0511.21=1.27055)查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.69； YFa2=2.2526)查取应力校正系数。由表10-5查得 YSa1=1.575； YSa2=1.81。7)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。(2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲强度算得的模数3.336mm并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=110.348mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数z2=2.928814.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=z1m=284mm=112mm； d2=z2m=814mm=324mm(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度b=dd1=0.6112mm=67.2mm 取B2=68mm，B1=73mm5.齿轮结构设计齿轮的结构设计如第一级齿轮。2.2、2.3、2.4节中所用公式，所查图表若无说明均来自书2。2.5链轮传动的设计1选择链轮齿数取小链轮齿数z1=23，大链轮齿数为z2=i4z1=3.623=83。2.确定设计功率由表12-2-3查得KA=1.0，则设计功率Pd=KAP=12.03=2.03kw由表12-2-4查得Kz=1.23，由表12-2-5查得Kp=1则特定条件下单排链条传递的功率3.选择链条型号和节距根据P0=2kw和n=42.66r/min，查图12-2-1，可选16A-1。查2中表9-1，链条节距p=25.4mm4.计算链节数和中心距初选中心距a0=（3050）p=（3050）25.4mm=7621270mm。取a0=900mm。以节距计的初定中心距a0p=a0/p=900/25.4=35.43链条节数式中k由表12-2-7查得。链条长度计算中心距ac=p（2Lp-z1-z2）Ka=25.4(2126-23-83)0.24112=894.169mm实际中心距a=ac-a=894.169-1.7883mm=892.38mm5.计算链速v，确定润滑方式由v=0.418m/s和链号16A-1，查2中图9-14可知应采用滴油润滑。6计算压轴力Fp有效圆周力为:链轮垂直布置时的压轴力系数KFp=1.05，则压轴力为FpKFpFe=1.058822.79263.8N6链轮的结构设计小链轮采用整体式，大链轮采用孔板式，其具体参数参照2表9-3和9-4进行设计，设计出最终链轮如下图所示：图2.7 小链轮图2.8 大链轮2.5节中所用公式，所查图表若无说明均来自书3。第三章部分轴的设计3.1轴的设计1求轴上的转矩 2.求作用在齿轮上的力因已知第一级小齿轮的分度圆直径为75mm,故圆周力径向力 3.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得4.轴的结构设计(1)初步拟定轴的结构根据轴上所需安装的零件，经分析拟定轴结构如下：图3.1 轴结构图(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)由结构图可知，-轴段为轴的最小直径处，将最小直径圆整为30mm，即d-=30mm。由于-轴段是安装大带轮处，而带轮宽度为63mm，又为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比带轮宽度略短一些，现取L-=62mm2)为了满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=36mm。为了方便轴承的拆装及便于操作，取带轮的右端面到轴承的左端面的距离为50mm，故L-=50mm3)初步选择滚动轴承。因轴承受的径向力较小，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d-=36mm，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6008，其尺寸为dDB=406815mm，故d-=d-=40mm；而L-=15mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取d-=46mm。4)取安装齿轮处的轴段-的直径d-=44mm；齿轮的左端于左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L-=47mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d-=52mm。轴环宽度L-=8mm。5)根据总体结构，经综合分析L-=145.5mm，L-=118.5mm。至此已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d-由表6-1查得平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的的配合为；同样，带轮与轴的连接，选用平键10mm8mm50mm，带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。5.求轴上的载荷根据轴的结构图（图3.1）做出轴的计算简图如下:图3.2 轴的计算简图通过手册查出轴承的支点位置及轴的相关尺寸可计算出L1=88.5mm，L2=160mm,L3=159mm。图3.3 轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表（参看图3.2和3.1）。表3.1载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2569.33N, FNH2=850.67NFNV1=418.68N, FNV2=421.32N弯矩MMH1=-98235Nmm,MH2=135257.8NmmMV=66988.8Nmm总弯矩扭矩TT=8.659104Nmm6.轴的强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据2中式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa。因此ca-1，故安全。7滚动轴承的寿命计算选用的滚动轴承为6008，其基本额定动载荷Cr=17KN；滚动轴承所承受的径向载荷 ;当量动载荷P=XFr+YFa=1Fr+0Fa=2603.22N 轴承基本额定寿命如按轴承每天工作8小时，每年工作300天则，则滚动轴承每4.5年需更换一次。3.2轴的设计1. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112则，取轴的最小直径为40mm2.轴的结构设计轴的结构设计具体过程与轴相似，这里不再重复说明，最终结构如下图：图3.4 轴结构图3.求轴上载荷图3.5轴计算简图图中L1=160mm，L2=81mm，L3=78mm Fr2=840N，Ft2=2310N，Fr1=1873.8N，Ft1=5148.2N图3.6 轴的载荷分析图从轴的结构图以及图4.4中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表（参看上图）表3.2载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=107.43N, FNH2=2730.8NFNV1=876.9N, FNV2=1836.9N弯矩MMH=212897NmmMV=143292.9Nmm总弯矩扭矩TT=2.883105Nmm4.校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa。因此ca-1，故安全。3.3轴的设计1. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112则2.轴的结构设计轴的结构如下图:图3.7 轴3轴的强度校核经计算轴满足强度要求，故此轴安全（计算过程可参看轴轴）。第四章其他零件的设计HD400多向运动混合机由机座、驱动系统、万向摇臂机构、独特形状混料桶等部件组成。机座：该机机座由型钢制成，外覆不锈钢面板。机座结构合理，能有效地稳定整机。其结构如下图：图4.3 箱体万向摇臂机构为了使混料桶能在立体三维空间做复杂的平移、转动、摇滚运动，该机设计了一对摇臂。万向摇臂机构采用全不锈钢材料，并经镜面抛光，造型美观。结构图如图4.2。混合桶本机混合桶置于两个空间交叉又相互垂直，分别由Y型万向摇臂连接的主、从动轴间。混合桶由桶身、正锥台进料端、出料端及密封装置组成。混合桶采用优质不锈钢精制，其内壁及外壁经镜面抛光处理。桶体气密性好，平滑光洁无死角、五残留、易清洗。其结构示意图如图4.3。图4.2 摇杆图4.3 混合桶设计心得随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。我的心得也就这么多了，总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。在此要感谢我的指导老师文美纯对我悉心的指导，感谢老师给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。参考文献： 1 孙恒，陈作模主编.机械原理（第六版）.北京：高等教育出版社，2000 2 张启新编著.空间机构的分析与综合.北京：机械工业出版社，1984 3 纪名刚主编.机械设计（第七版）.北京：高等教育出版社，2001 4 陈志平、章序文、林兴华等编著.搅拌与混合设备选用手册.北京：化学工业出版社，2004 5 张剑澄、黄胜、王天翔编著.proe高级篇.北京：机械工业出版社，2004 6 余国宗主编.化工机械工程手册.北京：化学工业出版社，2003 7 羊拯民主编.传动轴和万向节.北京：人民交通出版社，1986 8 徐灏主编.机械设计手册（第4卷）.北京：机械工业出版社，1991 9 范德顺，王雷.摆动式混合机性能研究J.北京化工学院学报,1994, (21)：42-45. 附录外文资料翻译译文摘要圆锥渐开线齿轮(斜面体齿轮)被用于交叉或倾斜轴变速器和平行轴自由侧隙变速器中。圆锥齿轮是在齿宽横断面上具有不同齿顶高修正(齿厚)的直齿或斜齿圆柱齿轮。这类齿轮的几何形状是已知的，但应用在动力传动上则多少是个例外。ZF公司已将该斜面体齿轮装置应用于各种场合:4W D轿车传动装置、船用变速器(主要用于快艇)机器人齿轮箱和工业传动等领域。斜面体齿轮的模数在0. 7 mm-8 mm之间，交叉传动角在0- 25。之间。这些边界条件需要对斜面体齿轮的设计、制造和质量有一个深入的理解。在锥齿轮传动中为获得高承载能力和低噪声所必须进行的齿侧修形可采用范成法磨削工艺制造。为降低制造成本，机床设定和由于磨削加工造成的齿侧偏差可在设计阶段利用仿真制造进行计算。本文从总体上介绍了动力传动变速器斜面体齿轮的研发，包括:基本几何形状、宏观及微观几何形状的设计、仿真、制造、齿轮测量和试验。1前言在变速器中如果各轴轴线不平行的话，转矩传递可采用多种设计，例如:伞齿轮或冠齿轮、万向节轴或圆锥渐开线齿轮(斜面体齿轮)。圆锥渐开线齿轮特别适用于小轴线角度(小于15)，该齿轮的优点是在制造、结构特点和输入多样性等方而的简易。圆锥渐开线齿轮被用于直角或交叉轴传动的变速器或被用于平行轴自由侧隙工况的变速器。由于锥角的选择并不取决于轴线交角，配对的齿轮也可能采用圆柱齿轮。斜面体齿轮可制成外啮合和内齿轮，整个可选齿轮副矩阵见表1，它为设计者提供了高度的灵活性。圆锥齿轮是在齿宽横截面上具有不同齿顶高修正(齿厚)量的直齿轮或斜齿轮。它们能与各种用同一把基准齿条刀具切制成的齿轮相啮合。斜面体齿轮的几何形状是已知的，但它们很少应用在动力传动上。过去，未曾对斜面体齿轮的承载能力和噪声进行过任何大范围的试验研究。标准(诸如适用于圆柱齿轮的IS06336)、计算方法和强度值都是未知的。因此，必须开发计算方法、获得承载能力数值和算出用于生产和质量保证的规范。在过去的15年中，ZF公司已为锥齿轮开发了多种应用:1、输出轴具有下倾角的船用变速1、3图.12、转向器13、机器人用小齿隙行星齿轮装置(交叉轴角度1一3)24、商用车辆的输送齿轮箱(垃圾倾倒车)5、AWD用自动变速器 4，图22齿轮几何形状2. 1 宏观几何形状简而言之，斜面体齿轮可看成是一个在齿宽横截面上连续改变齿顶高修正的圆柱齿轮，如图3。为此，根据齿根锥角刀具向齿轮轴线倾斜 1。结果形成了齿轮基圆尺寸。螺旋角，左/右tan=tancos (l)横向压力角左/右（2）基圆直径左/右 (3) 左右侧不同的基圆导致斜齿轮齿廓形状的不均匀，图3。采用齿条类刀具加工将使得齿根锥具有相应的根锥角。齿顶角设计成这样以使得顶端避免与被啮合齿轮发生干涉，并获得最大接触区域。由此导致在齿宽横截面上具有不同的齿高。由于几何设计限制了根切和齿顶形状，实际齿宽随锥角增加而减小。锥齿轮传动合适的锥角最大约为15。2. 2微观几何形状一对伞齿轮通常形成点状接触。除接触外，在齿侧还存在间隙，如图7。齿轮修形设计的目的是减小这些间隙以形成平坦而均匀的接触。通过逐步应用啮合定律有可能对齿侧进行精确的计算5,图4。最后，在原始侧生成半径为rp和法向矢量为n的P1点。这生成速度矢量V及对于在啮合一侧所生成的点，有半径矢量rp: (4) (5)和速度矢量（6）角速度根据齿轮速比确定：（7）角度被反复迭代直至满足下代。 (8)啮合点Pa偏转角度（9）绕齿轮轴转动，形成共轭点P。3传动装置设计3. 1根切和齿顶形状斜面体齿轮的可用齿宽受到大端齿顶形状和小端根切的限制，见图3。齿高愈高(为获得较大的齿高变位量)，理论可用齿宽愈窄。小端根切和大端齿顶形状导致齿高变位量沿齿宽方向发生变化。当一对齿轮的锥角大致相同时可获得最大的可用齿宽。若齿轮副中小齿轮愈小，则该小齿轮必须采用更小的锥角。齿顶锥角小于齿根锥角时，通常能在小端获得有用的渐开线，而在大端处有足够齿顶间隙，这时大端的齿顶形状并不太严重。3. 2工作区域和滑动速度斜面体齿轮工作区域产生扭歪的原因是圆锥半径有形成平行四边形趋势。另外，工作压力角在齿宽横截面方向的改变也造成工作区域的扭曲。图5是一个例子。在交叉轴传动的斜面体齿轮上存在一滚动轴;如同圆柱齿轮副的滚动点一样，在该轴上不存在滑动。对于倾斜轴布置而言，在轮齿啮合处总存在另外的轴向滑动。由于工作压力角在齿宽横截面上变化，从小端到大端的接触区内的接触轨迹有很大的变化。因此，沿齿宽方向在齿顶和齿根处具有明显不同的滑动速度。在齿轮中部，齿顶高修正的选择是基于圆柱齿轮副的规范;在主动齿轮根部的接触轨迹将小于齿顶的接触轨迹。图6给出了斜面体齿轮副主动齿轮滑动速度的分布。4接触分析和修形4. 1点接触和间隙在未修正齿轮传动中，由于轴线倾斜，通常仅有一点接触。沿可能接触线出现的间隙可大致解释为螺旋凸起和齿侧廓线角度的偏差所致。圆柱齿轮左右侧间隙与轴线交叉无关。对于螺旋齿轮而言，当两斜面体齿轮锥角大致相同时，其产生的间隙也几乎相等。随两齿轮锥角和螺旋角不一致的增加，左右侧间隙的不同程度也增加。在工作压力角较小时将导致更大的间隙。图7给出了具有相同锥角交叉轴传动的斜面体齿轮副所出现的间隙。图8显示了具有相同10交叉轴线和30螺旋角齿轮在左右侧间隙方而的差异。两侧平均间隙的数值在很大程度上与螺旋角无关，但与两齿轮的锥角相关。螺旋角和锥角的选择决定了齿轮左右侧平均间隙的分布。倾斜轴线布置对接触间隙产生额外影响。这将有效减少齿轮一侧的螺旋凸形。如果垂直轴线与总基圆半径相同，并且基圆柱螺旋角之差等于交叉轴角的话,间隙减小到零并出现线接触。然而,在另一侧将出现明显的间隙。如果正交的轴线进一步扩大直至变成圆柱交叉轴螺旋齿轮副的话,其两侧间隙等同于较小的螺旋凸形。除螺旋凸形外,明显的齿廓扭曲(见图8)也是斜面体齿轮的间隙特征。随螺旋角增加齿廓扭曲也随之增加。图9表明图7所示齿轮装置的齿廓是如何扭曲。为补偿齿轮啮合中所存在的间隙,必须采用齿侧拓扑修形,该类修形可明显补偿螺旋凸形和轮廓扭曲。未对齿廓扭曲作补偿的话,在工作区域仅有一个对角线状的接触带,见图10。4.2齿侧修形对于一定程度的补偿而言,必需的齿面形状可由实际间隙所决定。图11给出了这些样品的齿形几何特征。采用修正后的接触率得到了很大改善如图12所示。为应用在系列生产中,其目标总是能使用磨床加工这类齿面,对此的选择在第6节论述。除间隙补偿外,齿顶修形也是有益的。修形减少了啮合开始和结束阶段的负荷,并能提供一较低的噪声激励源。然而,斜面体齿轮的齿顶修形在齿宽横截面上的加工总量上和长度上是不同的。问题主要出现在具有一个大根锥角但顶锥角与根锥角存在偏差的齿轮上。因此齿顶修形在小端明显大于大端。如齿轮需要在啮合开始和结束处修形,则必须接受这种不均匀的齿顶修形。利用其它锥角如根锥角进行齿顶修形加工也是可行的。但是,这样需要专门用于齿顶卸载的专用磨削设备。与范成法磨削方法无关,齿侧修正可采用诸如珩磨等手段;但在斜面体齿轮上应用这些方法尚处在早期开发阶段。5承载能力和噪声激励5.1计算标准的应用斜面体齿轮齿侧和根部承载能力仅可用圆柱齿轮的计算标准(ISO 6336, DIN 3990, AGMAC95) 作近似估算。具体计算时用圆柱齿轮副替代斜面体齿轮,用斜面体齿轮中部的齿宽来定义圆柱齿轮的参数。虽然斜面体齿轮齿廓是非对称的,但在替代齿轮中可不予考虑。替代齿轮的中心距由斜面体齿轮中部齿宽处的工作节圆半径确定。当计及齿宽横截面时,各项独立的参数都会变化,这将明显影响承载能力。表2给出了影响齿根和齿侧承载能力的主要因素。由于沿大端方向减小轮齿齿根圆角半径所产生较大的凹口效应阻止了根部齿厚的增加。另外,在大端处,较大的节圆直径可获得较小的切向力;然而,大端处的齿高变位量也随之变小。由于主要影响得到很好的平衡,因此可用替代齿轮副获得十分近似的承载能力计算结果。齿宽横截面上的载荷分布可用齿宽系数(例如DIN/ISO标准中的K和K)表示和利用补充的负载曲线图分析来确定。5.2轮齿接触分析如同在圆柱齿轮副中那样,更精确的承载能力计算可采用三维轮齿接触分析。同样采用替代齿轮,而且齿侧处接触状况被认为非常理想。该齿侧形状通过叠加经齿侧修正的无负载接触间隙而获得。在这里,接触线由替代齿轮所确定,它们和斜面体齿轮的接触状况稍有不同。图13给出了以这方法获得的载荷分布,并与已有的负载曲线图作对比,两者的相关性非常好。轮齿接触分析也将生成一个作为激振源的由轮齿啮合产生的传动误差。然而这仅能作为一个粗略的引导。在传动误差方面,斜面体齿轮接触计算的不精确性是一个比载荷分布更大的影响因素。5.3采用有限元法的精确建模斜面体齿轮的应力也能利用有限元法计算。图14是齿轮横断面建模的实例。图15给出了使用PERMAS软件由计算机生成的主动齿轮在啮合位置的轮齿啮合区模型和应力分布计算值7。可对多个啮合位置进行计算,并能求出齿轮旋转产生的传动误差。5.4承载能力和噪声试验在交叉轴背靠背试验台上对AWD变速器进行试验以测量其承载能力,图16。试验齿轮采用不同的修正,以确定它们对承载能力的影响。承载能力的试验与有限元计算结果相当吻合。值得注意的是,由于大端硬度提高使得载荷曲线图朝大端由一个额外的移动。这种移动在替代的圆柱齿轮副计算中不能被辨别。在进行承载能力试验的同时,传动误差和旋转加速度的测量在通用噪声试验台上进行,图17。除了载荷影响外,这些试验还测量了附加轴线倾斜所引起的噪声激励,关于轴线附加倾斜,试验中未发现有明显的影响。6仿真制造借助于仿真制造,可获得机床设置及连续范成磨削和产生齿廓扭曲的运动。齿廓受迫扭曲现象可在变速器设计阶段就被认识到并与承载能力及噪声一并进行分析。斜面体齿轮制造仿真软件由ZF公司开发,详见9。6.1适用于斜面体齿轮的制造方法斜面体齿轮仅可用范成法加工,因为齿廓形状沿齿宽方向有明显的变化。尽管是锥角非常小的斜面体齿轮,必须承认在修整处理中仍然会出现齿廓角度偏差。滚刀最方便用于预切削。理论上也可采用刨削,但是,所需的运动在现有机床上很难实现。内齿圆锥齿轮仅能用类似小齿轮的刀具精确制造,如果刀具轴线和工具轴线平行并且锥角是通过改变中心距生成的。如果内齿轮利用轴线倾斜的小齿轮刀具如同加工差速器锥齿轮那样来制造的话,将导致齿沟凸起和无修正运动的齿廓扭曲。对于小锥角而言这些偏差足够小,可以被忽略。对于终加工,范成法螺旋磨削是一个最佳选择。如果工件或机床夹具能被另外倾斜,也可采用部分范成法。如果齿轮锥角处于机床控制范围内,拓扑磨削工艺也是可能的(例如5轴机床),但是会耗费巨大的努力。原则上,珩磨等方法也能被用于加工,但是,在斜面体齿轮应用这些方法仍需大量的开发工作。双齿侧范成法磨削工艺并利用中心距弧形减少方法可实现齿沟凸起的目标。该方法所得到的齿廓扭曲与造成啮合间隙的齿廓扭曲相反。因此该方法可在很大程度上补偿齿廓扭曲并可承受比圆柱齿轮更大的载荷。6.2 工件表面形状以下的关于工件描述被应用在仿真中: 原始齿轮(留有磨削所需的余量) 理想齿轮(来自齿轮数据,无齿侧修形)完成的齿轮(具有制造偏差和齿侧修形)参考文献：1. J. A. MacBain, J. J. Conover, and A. D. Brooker, “Full-vehicle simulation for series hybrid vehicles,” presented at the SAE Tech. Paper, Future Transportation Technology Conf., Costa Mesa, CA, Jun. 2003, Paper 2003-01-2301.2. X. He and I. Hodgson,“Hybrid electric vehicle simulation and evaluation for UT-HEV,”prmented at the SAE Tech. Paper Series, Future Transpotation Technology Conf., Costa Mesa, CA, Aug. 2000, Paper 2000-01-3105.3. K. E. Bailey and B. K. Powell,“A hybrid electric vehicle powertrain dynamic model,”inProc. Amer. Control Conf., Jun. 21-23, 1995, vol. 3, pp. 1677-1682.4. B. K. Powell, K. E. Bailey, and S. R. Cikanek,“Dynamic modeling and control of hybrid electrie vehicle powertrain system,”IEEE Control Syst. Mag., vol, 18, no. 5. pp. 17-33, Oct. 1998.5. K. L. Butler, M. Ehsani, and P. Kamath,“A Matlabbared modeling and simulation package for electric and hybrid electric vehicle design,”IEEE Trans. Veh.Technol., vol. 48, no. 6, pp. 1770-1778, Nov. 1999.6. K. B. Wipke, M. R. Cuddy, and S. D. Burch,“ADVISOR 2.1: A user-friendly advanced powertrain simulation using a combined backward/forward approach,” IEEE Trans. Veh. Technol., vol. 48. no. 6, pp.1751-1761, Nov. 1999.7. T. Markel and K. Wipke,“Modeling grid-connected hybrid electric vehicles using ADVISOR,”inProc.16th Annu. Battery Conf. Appl. and Adv.,Jan. 9-12.2001. pp. 23-29.8. S. M. Lukic and A. Emadi,“Effects of drivetrain hybridization on fuel economy and dynamic performance of parallel hybrid electric vehicles,”IEEE Trans. Veh.Technol., vol. 53, no. 2, pp. 385-389, Mar. 2004.9. A. Emadi and S. Onoda,“PSIM-based modeling of automotive power systems: Conventional, electric, and hybrid electric vehicles,”IEEE Trans. Veh. Technol.,vol. 53, no. 2, pp. 390-400, Mar. 2004.10. J. M. Tyrus, R. M. Long, M. Kramskaya, Y. Fertman, and A. Emadi,“Hybrid electric sport utility vehicles,”IEEE Trans. Veh. Technol., vol. 53, no. 5,pp. 1607-1622, Sep. 2004.附件2：外文原文 ABSTRACT Conical involute gears (beveloids) are used in transmissions with intersecting or skew axes and for backlash-free transmissions with parallel axes. Conical gears are spur or helical gears with variable addendum modification (tooth thickness) across the face width. The geometry of such gears is generally known, but applications in power transmissions are more or less exceptional. ZF has implemented beveloid gear sets in various applications: 4WD gear units for passenger cars, marine transmissions (mostly used in yachts), gear boxes for robotics, and industrial drives. The module of these beveloids varies between 0.7 mm and 8 mm in size, and the crossed axes angle varies between 0and 25. These boundary conditions require a deep understanding of the design, manufacturing, and quality assurance of beveloid gears. Flank modifications, which are necessary for achieving a high load capacity and a low noise emission in the conical gears, can be produced with the continuous generation grinding process. In order to reduce the manufacturing costs, the machine settings as well as the flank deviations caused by the grinding process can be calculated in the design phase using a manufacturing simulation. This presentation gives an overview of the development of conical gears for power transmissions: Basic geometry, design of macro and micro geometry, simulation, manufacturing, gear measurement, and testing.1IntroductionIn transmissions with shafts that are not arranged parallel to the axis, torque transmission ispossible by means of various designs such as bevel or crown gears , universal shafts , or conical involute gears (beveloids). The use of conical involute gears is particularly ideal for small shaft angles (less than 15), as they offer benefits with regard to ease of production, design features, and overall input. Conical involute gears can be used in transmissions with intersecting or skew axes or in transmissions with parallel axes for backlash-free operation. Due to the fact that selection of the cone angle does not depend on the crossed axes angle, pairing is also possible with cylindrical gears. As beveloids can be produced as external and internal gears, a whole matrix of pairing options results and the designer is provided with a high degree of flexibility;Table 1.Conical gears are spur or helical gears with variable addendum correction (tooth thickness)across the face width. They can mesh with all gears made with a tool with the same basic rack. The geometry of beveloids is generally known, but they have so far rarely been used in power transmissions. Neither the load capacity nor the noise behavior of beveloids has been examined to any great extent in the past. Standards (such as ISO 6336 for cylindrical gears ), calculation methods, and strength values are not available. Therefore, it was necessary to develop the calculation method, obtain the load capacity values, and calculate specifications for production and quality assurance. In the last 15 years, ZF has developed various applications with conical gears: Marine transmissions with down-angle output shafts /1, 3/, Fig. 1 Steering transmissions /1/ Low-backlash planetary gears (crossed axes angle 13) for robots /2/ Transfer gears for commercial vehicles (dumper) Automatic car transmissions for AWD /4/, Fig. 22GEAR GEOMETRY2.1MACRO GEOMETRYTo put it simply, a beveloid is a spur gear with continuously changing addendum modification across the face width, as shown in Fig. 3. To accomplish this, the tool is tilted towards the gear axis by the root cone angle ? /1/. This results in the basic gear dimensions:Helix angle, right/lefttan=tancos (1)Transverse pressure angle right/left (2)Base circle diameter right/left (3)The differing base circles for the left and right flanks lead to asymmetrical tooth profiles at helical gears, Fig. 3. Manufacturing with a rack-type cutter results in a tooth root cone with root cone angle . The addendum angle is designed so that tip edge interferences with the mating gear are avoided and a maximally large contact ratio is obtained. Thus, a differing tooth height results across the face width.Due to the geometric design limits for undercut andtip formation, the possible face width decreases as the cone angle increases. Sufficiently well-proportioned gearing is possible up to a cone angle of approx. 15.2.2MICRO GEOMETRYThe pairing of two conical gears generally leads to a point-shaped tooth contact. Out-side this contact, there is gaping between the tooth flanks , Fig. 7. The goal of the gearing correction design is to reduce this gaping in order to create a flat and uniform contact. An exact calculation of the tooth flank is possible with the step-by-step application of the gearing law /5/, Fig. 4. To that end , a point (P) with the radiusrP1and normal vectorn1is generated on the original flank. This generates the speed vector V with (4)For the point created on the mating flank, the radial vector rp: (5)and the speed vector apply (6)The angular velocities are generated from the gear ratio: (7)The angle is iterated until the gearing law in the form (8)is fulfilled. The meshing point Pa found is then rotated through the angle (9)around the gear axis, and this results in the conjugate flank point P.3GEARING DESIGN3.1UNDERCUT AND TIP FORMATIONThe usable face width on the beveloid gearing is limited by tip formation on the heel and undercut on the toe as shown in Fig. 3. The greater the selected tooth height (in order to obtain a larger addendum modification), the smaller the theoretically useable face width is. Undercut on the toe and tip formation on the heel result from changing the addendum modification along the face width. The maximum usable face width is achieved when the cone angle on both gears of the pairing is selected to be approximately the same size. With pairs having a significantly smaller pinion, a smaller cone angle must be used on this pinion. Tip formation on the heel is less critical if the tip cone angle is smaller than the root cone angle, which often provides good use of the available involute on the toe and for sufficient tip clearance in the heel.3.2FIELD OF ACTION AND SLIDING VELOCITYThe field of action for the beveloid gearing is distorted by the radial conicity with a tendency towards the shape of a parallelogram. In addition, the field of action is twisted due to the working pressure angle change across the face width. Fig. 5 shows an example of this. There is a roll axis on the beveloid gearing with crossed axes; there is no sliding on this axis as there is on the roll point of cylindrical gear pairs. With a skewed axis arrangement, there is always yet another axial slide in the tooth engagement. Due to the working pressure angle that changes across the face width, there is varying distribution of the contact path to the tip and root contact. Thus, significantly differing sliding velocities can result on the tooth tip and the tooth root along the face width. In the center section, the selection of the addendum modification should be based on the specifications for the cylindrical gear pairs; the root contact path at the driver should be smaller than the tip contact path. Fig. 6 shows the distribution of the sliding velocity on the driver of a beveloid gear pair.4CONTACT ANALYSIS AND MODIFYCATIONS4.1POINT CONTACT AND EASE-OFFAt the uncorrected gearing, there is only one point in contact due to the tilting of the axes. The gaping that results along the potential contact line can be approximately described by helix crowning and flank line angle deviation. Crossed axes result in no difference between the gaps on the left and right flanks on spur gears. With helical gearing, the resulting gaping is almost equivalent when both beveloid gears show approximately the same cone angle. The difference between the gap values on the left and right flanks increases as the difference between the cone angles increases and as the helix angle increases. This process results in larger gap values on the flank with the smaller working pressure angle. Fig.7 shows the resulting gaping (ease-off) for a beveloid gear pair with crossed axes and beveloid gears with an identical cone angle. Fig.8 shows the differences in the gaping that results for the left and right flanks for the same crossed axes angle of 10 and a helical angle of approx. 30. The mean gaping obtained from both flanks is, to a large extent, independent of the helix angle and the distribution of the cone angle to both gears.The selection of the helical and cone angles only determines the distribution of the mean gaping to the left and right flanks. A skewed axis arrangement results in additional influence on the contact gaping. There is a significant reduction in the effective helix crowning on one flank. If the axis perpendicular is identical to the total of the base radii and the difference in the base helix angle is equivalent to the (projected) crossed axes angle, then the gaping decreases to zero and line contact appears. However, significant gaping remains on the opposite flank. If the axis perpendicular is further enlarged up to the point at which a cylindrical crossed helical gear pair is obtained, this results in equivalent minor helix crowning in the ease-off on both flanks. In addition to helix crowning, a notable profile twist (see Fig. 8) is also characteristic of the ease-off of helical beveloids. This profile twist grows significantly as the helix angle increases. Fig.9 shows how the profile twist on the example gear set from Fig.7 is changed depending on the helix angle. In order to compensate for the existing gaping in the tooth engagement, topological flank corrections are necessary; these corrections greatly compensate for the effective helix crowning as well as the profile twist. Without the compensation of the profile twist, only a diagonally patterned contact strip is obtained in the field of action, as shown in Fig. 10.4.2FLANK MODIFICATIONSFor a given degree of compensation, the necessary topography can be determined from the existing ease-off. Fig. 11 shows these types of typographies, which were produced on prototypes. The contact ratios have improved greatly with these corrections as can be seen in Fig.12. For use in series production, the target is always to manufacture such topographies on commonly used grinding machines. The options for this are described in Section 6. In addition to the gaping compensation, tip relief is also beneficial. This relief reduces the load at the start and at the end of meshing and can also provide lower noise excitation. However, tip relief manufactured at beveloid gears is not constant in amount and length across the face width. The problem primarily occurs on gearing with a large root cone angle and a tip cone angle deviating from this angle. The tip relief at the toe is significantly larger than that at the heel. This uneven tip relief must be accepted if relief of the start and end of meshing is required. The production of tip relief using another cone angle as the root cone angle is possible; however, this requires an additional grinding step only for the tip relief. Independently of the generating grinding process, targeted flank topography can be manufactured by coroning or honing; the application of this method on beveloids, however, is still in the early stages of development.5LOAD CAPACITY AND NOISE EXCITATION5. 1APPLICATION OF THE CALCULATION STANDARDSThe flank and root load capacity of beveloid gearing can only approximately be deter-mined using the calculation standards (ISO6336, DIN3990,AGMA C95) for cylindrical gearing. A substitute cylindrical gear pair has to be used, which is defined by the gear parameters at the center of the face width. The profile of the beveloid tooth is asymmetrical; that can, however, be ignored on the substitute gears. The substitute center distance is obtained by adding up the operating pitch radii at the center of the face width.When viewed across the face width, individual parameters will change, which significantly influence the load capacity. Table 2 shows the main influences on the root and flank load capacities. The larger notch effect due to the decrease in the tooth root fillet radius towards the heel is in opposition to the increase in the root thickness. In addition, there is a smaller tangential force on the larger operating pitch circle at the heel; at the same time, however, the addendum modification on the heel is smaller. The primary influences are nearly well-balanced so that the load capacity can be calculated sufficiently approximate with the substitute gear pair. The load distribution across the face width can be considered with the width factors (e. g. Kand K in DIN/ISO) and should be determined from additional load pattern analyses.5.2USE OF THE TOOTH CONTACT ANALYSISA more precise calculation of the load capacity is possible with a three-dimensional tooth contact analysis, as used at cylindrical gear pairs. The substitute cylindrical gear pair can be used in this analysis and the contact conditions are considered very well with flank topography. This topography is obtained from the superimposition of the load-free contact ease-off with the flank corrections used on the gear. In this process, the contact lines are determined on the substitute cylindrical gear and they differ slightly from the contact at the beveloid gear. Fig. 13 shows the load distributions calculated in this manner as compared to the load patterns recorded, and a very goodcorrelation can be seen.This tooth contact analysis also generates the transmission error resulting from the tooth mesh as vibrational excitation. It can, however, only be used as a rough guide. The impreciseness in the contact behavior calculated has a stronger effect on the transmission error than it does on the load distribution.5.3EXACT MODELING USING THE FINITE-ELEMENT METHODThe stress at the beveloid gears can also be calculated using the finite-element method. Fig. 14 shows examples of the modeling of the transverse section on the gears. Fig. 15 shows the computer-generated model in the tooth mesh section and the stress distribution calculated with PERMAS /7/ on the driven gear in a mesh position. The calculation was carried out for multiple mesh positions and the transmission error can be determined from the rotation of the gears.5.4TESTS REGARDING LOAD CAPACITY AND NOISEA back-to-back test bench with crossed axes, upon which gear pairs from AWD transmissions were tested, was used to determine the load capacity, Fig.16. Different corrections were produced on the test gears in order to ascertain their influence on the load capacity. There was good correlation between the load capacity in the test and the FE (finite element) results. Particularly noteworthy is an additional shift of the load pattern towards the heel due to the increased stiffness in this area. This shift is not discernable in the calculation with the substitute cylindrical gear pair. Simultaneous to the load capacity tests, measurements of the transmission error and rotational acceleration were conducted in a universal noise test box, Fig. 17. In addition to the load influence, the influence of additional axis tilt on the noise excitation was also examined in these tests. With regard to this axis tilt, no large amount of sensitivity in the tested gear sets was found.6MANUFACTURING SIMULATIONWith the assistance of the manufacturing simulation, machine settings and movements with continuous generation grinding as well as the produced profile twist can be obtained. Production-constrained profile twist can be considered as early as the design phase of a transmission and can be incorporated into the load capacity and noise analyses. Simulation software for the manufacturing of beveloids was specially developed at ZF, which is comparable to /9/.6.1PRODUCTION M

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