一種常用傳動裝置的設計
一種常用傳動裝置的設計,一種常用傳動裝置的設計,一種,常用,經(jīng)常使用,傳動,裝置,設計
沈陽化工大學科亞學院2012屆本科畢業(yè)生畢業(yè)論文（設計）開題任務書
論文（設計）題目
一種常用傳動裝置的設計
姓名
周煒
專業(yè)班級
機制1202
學 號
3122020221
課題的目的與要求：
畢業(yè)論文是學生在校期間十分重要的綜合性實踐教學環(huán)節(jié)，是學生全面運用所學基礎理論、專業(yè)知識和技能，對實際問題進行研究或設計的綜合性訓練。旨在檢驗學生獨立工作能力、分析和解決問題的能力、創(chuàng)新能力和科學精神，為學生畢業(yè)后走向工作崗位做好準備。
掌握典型機械系統(tǒng)一般步驟和方法，學會需求分析與方案調(diào)研、可行性分析、方案設計等工程設計的步驟。具有機械設計，圖紙繪制。說明書字跡工整，語句通順，表達準確，格式符合規(guī)定，字數(shù)約1多萬，英文翻譯要求內(nèi)容準確，語句通順。
論文的主要內(nèi)容（或設計的技術要求與數(shù)據(jù)）：
結合設計任務書了解設計基本結構，掌握機械傳動基本原理，設計總體方案，并對總體方案進行分析比較和論證，最后確定總體設計方案。翻譯外文，編寫設計說明書。
查閱參考文獻、資料要求：
機械設計手冊
機械設計及機械原理教材
二級減速器的結構設計
進度計劃：
（2016.2.29～3.6）第1周：下達畢業(yè)設計任務書，畢業(yè)設計開始運行
（2016.3.7～4.3）第2～5周：文獻檢索、收集資料，完成開題報告；
（2016.4.4～4.10）第6周： 中期檢查。學院自查，對達不到設計要求的及時整改；畢業(yè)設計（論文）完成的進度與質(zhì)量過程檢查。
（2016.5.9～5.15）第11周： 畢業(yè)設計（論文）修改
（2016.5.16～5.22）第12周：后期檢查。論文修改定稿，畢業(yè)論文答辯資格審查。
（2016.6.1之前）第12～13周：論文評閱。
（2016.6.6～6.8）第13周：畢業(yè)論文答辯。
論文 (設計)工作起止日期： 2016.2.29——2016.5.30
任務下達人（簽字）： 年 月 日
任務接受人（簽字）： 年 月 日 年 月 日
沈陽化工大學科亞學院
本科畢業(yè)論文
題 目： 一種常用傳動裝置的設計
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
班 級： 1202
學生姓名： 周煒
指導教師： 侯志敏
論文提交日期： 2016年 6月 1日
論文答辯日期： 2016年 6月 6日
摘要
帶式輸送機是由承載的輸送帶兼作牽引機構的連續(xù)運輸設備，由于它具有運輸能力大、運輸阻力小、耗電量低、運行平穩(wěn)、在運輸途中對貨物的損傷小等優(yōu)點，被廣泛應用于礦井巷道內(nèi)采用帶式輸送機運送煤炭、礦石等貨物，對建設現(xiàn)代化礦井有重要作用。本設計依據(jù)原始數(shù)據(jù)，結合所學知識，綜合各科對礦用固定式帶式輸送機進行選型設計。首先對膠帶輸送機作了簡單的概述；接著分析了帶式輸送機的選型原則及計算方法；然后依照這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計。
關鍵詞：帶式輸送機、計算、選型設計
Abstract
Consists of bearing conveyor belt and belt conveyor for traction mechanism of continuous transportation equipment, because it has a large transport capacity, transport small resistance, low power consumption, stable operation, the advantages of small material damage in transit, is widely used in mine roadway in the belt conveyor transport materials such as coal, ore, play an important role in construction of modern mines.This design on the basis of the original data, combined with the knowledge, comprehensive selection of various branches of mine fixed belt conveyor design.First of all made simple overview of belt conveyor,Then analyzed the principle of type selection of belt conveyor and calculation methods;And then according to these design criteria in accordance with the requirements for a given parameter selection and calculation method for type selection design.
Keywords: design, calculation and selection of belt conveyor
目 錄
第一章輸送機簡介 1
1.1輸送機的工作原理 1
1.2主要部件結構原理 1
1.3常見故障及處理 4
第二章 電機的選擇 6
2.1 初選電機 6
2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 7
2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 8
第三章 V帶傳動設計 10
3.1 初選普通v帶 10
3.2 驗算帶速v 10
3.3 確定中心距和帶的基準長度 10
第四章 齒輪傳動設計 13
4.1 高速級設計 13
4.1.1 選取齒輪的材料、熱處理及精度 13
4.1.2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 13
4.1.3 校核齒面接觸疲勞強度 17
4.1.4 計算幾何尺寸 18
4.2 低速級設計 18
4.2.1 選取齒輪的材料、熱處理及精度 18
4.2.2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 19
4.2.3 校核齒面接觸疲勞強度 22
4.2.4 計算幾何尺寸 24
第五章 軸承壽命校核 25
5.1 I軸校核 25
5.2 II軸校核 26
5.3 III軸校核 27
第六章 基于SOLIDWORKS軟件進行的建模及裝配 30
6.1 solidworks軟件建模與裝配概述 30
6.2 運用SolidWorks軟件進行零件設計 30
6.3運用SolidWorks軟件進行零件裝配 33
第七章 結論與展望 34
7.1 結論 34
7.2展望 34
參考文獻 35
致謝 36
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章電機的選擇
第一章輸送機簡介
1.1輸送機的工作原理
輸送機是以運輸帶作為主要牽引和承載部件的連續(xù)運輸機械。運輸帶繞經(jīng)驅(qū)動滾筒和各種改向滾筒，由拉緊裝置提供合理的張緊力，運作時在驅(qū)動裝置的驅(qū)動下，在滾筒與運輸帶之間的摩擦力和張緊力下，使運輸帶運行。貨物被連續(xù)地送到運輸帶上，并隨著輸送帶一起傳動，從而實現(xiàn)對貨物的輸送。
1.2主要部件結構原理
帶式輸送機主要部件包括驅(qū)動裝置、運輸帶、滾筒組、托輥組、垂直拉緊裝置、清掃器、安全保護裝置等。
驅(qū)動裝置主要由電機、二級減速器、液力耦合器、聯(lián)軸器、底座等部件組成。其布置形式如圖所示。
圖1 帶式輸送機
電機減速器都采用標準件，結構及原理不做過多闡述。
驅(qū)動滾筒：它是傳遞動力的主要部件，在運輸帶與滾筒間的摩擦力下運行。它由筒體、軸和軸承等組成，驅(qū)動滾筒為菱形溝槽鑄膠面。
機頭改向滾筒：主要原理是提高運輸帶在驅(qū)動滾筒上的包角，來提高皮帶和驅(qū)動滾筒的摩擦力。
機尾改向滾筒：主要原理提高運輸帶在機尾滾筒上的包角，來提高皮帶和機尾滾筒的摩擦力。
垂直拉緊裝置：主要原理是上下改向滾筒和配重滾筒結構，作用是通過配重拉緊配重滾筒，使全部皮帶處于拉緊狀態(tài)。
托輥組件：托輥組起到支撐運輸帶和其上面貨物的部件，分為槽型前傾托輥組，緩沖托輥組，槽型托輥組，V行前傾下托輥組和V行下托輥組等。每個托輥組具有重量輕、運行阻力小、密封性能好的特點。使用壽命長等特點。其中緩沖托輥具有緩沖貨物，減小貨物對輸送帶沖擊的作用。
皮帶保護裝置：皮帶保護裝置有帶式綜保、防撕、欠速、網(wǎng)式防撕、縱撕、防堵、拉繩、跑偏、急停等保護裝置。
a.帶式防撕裂——把扁鐵彎成弧形并在下方焊接60mm螺栓，兩端用鋼絲繩和行程開關相連接。當皮帶上有堅硬物件碰到扁鐵或者螺栓時，觸動行程開關，皮帶停止。保護皮帶不被堅硬物體劃傷。安裝在皮帶落料點前方，上下皮帶中間。
b.網(wǎng)式防撕裂——把寬度和皮帶寬度相等，長度比寬度較長的方行網(wǎng)兜四個角用鋼絲繩相關連接到四個行程開關上，行程開關安裝到上皮帶架上，必要時可做支撐架，固定在上下皮帶之間。當皮帶發(fā)生撕裂時，會有貨物漏到網(wǎng)兜上，觸動行程開關動作，保護減少皮帶不被撕裂。
c.縱撕——是由一塊安裝在下皮帶上方的擋板和一個行程開關組成，安裝在皮帶機尾滾筒前。作用：防止下皮帶上的貨物卡到皮帶和滾筒之間損壞皮帶和滾筒。當貨物順著下皮帶碰到機尾擋板時，觸動行程開關動作，皮帶停止。需要及時檢查和處理。
d.欠速——放在不是驅(qū)動滾筒上的靠近裝置，當滾筒轉(zhuǎn)動時，會產(chǎn)生周期性信號到調(diào)度室。當皮帶崩斷、打滑等造成安裝靠近裝置滾筒不能正常運作時。上位機會警報、欠速停止。需要立即檢查。
e.綜?！姍C集成保護裝置簡稱綜保，安放在配電室拉匣上，實時監(jiān)控電機的電流、電壓。如電機產(chǎn)生過電壓、欠電壓、過電流、缺項等，會發(fā)送到綜保上。綜保各項都設置范圍，如在范圍內(nèi)會顯像到上位機上，如超出范圍，警報停機。需要立即檢查，處理。
f.防堵——利用防堵塞重球開關，安裝在滑道里或滑道口，豎直不動。當有貨物堆放或撞擊，使重球傾斜度數(shù)大于20度時，內(nèi)部裝置跳閘，報警停止。需及時檢驗是誤處還是滑道堵。
g．跑偏——由裝放在皮帶兩端的兩組開關組成，處在常開狀態(tài)。當皮帶輕跑偏時，碰撞跑偏裝置，輕跑偏裝置跳閘，上位機報警不停止。皮帶繼續(xù)跑偏，重跑偏開關跳閘，機器停止。
h．急停——現(xiàn)場緊急斷開電源，當現(xiàn)場人員發(fā)生緊急狀況時，立即按下，停止機器。
i 拉繩開關——由人工操作的安全保護裝置，由拉繩、機械傳動機構和開關組成。當工作中的鏈式輸送機發(fā)生不良現(xiàn)象或危害人身安全時，輸送機邊緣任何人都可以就地拽下拉繩，經(jīng)過開關接點的合并或跳閘，傳給鏈式輸送機電氣控制一個停車指令，達到緊急停車。拉繩裝置設有利用人工復位的機械閉鎖原理，以確保維修人員的安全和確定故障點的地方。利用單片微控計算機技術、有位置指示和顯示的智能型拉繩開關，可更快捷、更準確地知道故障位置。
1.3常見故障及處理
1.托輥損壞現(xiàn)象，托輥壞掉一般會發(fā)出很大的聲音。產(chǎn)生托輥壞掉現(xiàn)象必須及時更換。否則會刮傷皮帶。對生產(chǎn)造成后果。
2.滾筒軸承有噪聲，軸承破損。要調(diào)換軸承。
3.皮帶斷開，看狀況對斷裂地方進行維修，如整個皮帶破損嚴重，更換皮帶。調(diào)換皮帶時要對接頭硫化。硫化依照《柴溝洗煤廠皮帶硫化單》進行。
4.清潔裝置起不到清潔效果。查看清掃器清掃刀刃磨損狀況，消耗不嚴重，把清掃器拉緊螺絲向上擰；清掃器破損嚴重，卸下清掃器對磨損嚴重刀刃維修，磨平可以。
5.皮帶跑偏解決辦法
a、機頭錯位時，如因滾筒安裝不正產(chǎn)生，按下圖調(diào)整機頭滾筒。
圖2 皮帶
b、當機尾錯位后，如因滾筒安裝歪斜，看下圖指示，滾筒調(diào)整尾部，一般拉緊裝置機尾滾筒處，緊對應方位的鎖緊螺栓就能調(diào)整機尾歪斜。
圖3 皮帶
c、在中部錯位時，下皮帶和上皮帶分別參照如下辦法調(diào)試。在開車狀況，托輥架螺絲松開，擊打托輥架用錘子，不能過多調(diào)整度數(shù)，多調(diào)整幾組必要時可按照下面所示調(diào)整方向，緊固托輥架調(diào)整完畢后。
圖4 皮帶
第二章 電機的選擇
2.1 初選電機
利用展平式圓柱齒輪二級減速器按照工況初，結合v帶傳動降速，選用籠型三相異步電機，結構封閉式，380v電壓，y型
從電機到軸的整體傳動功效為：
η=η×η×η×η
其中，η，η，η，η，分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器的傳動效率。
η取0.94，η取0.98，η取0.97，η取0.99。
滾子軸承預選，斜齒圓柱齒輪8級，思考到載荷相對大而且有相應的沖擊，兩軸線同軸度對系統(tǒng)有一定的影響，可思考齒輪聯(lián)軸器。
則η=0.94×××=0.83
則電機所需要的功率===22kw
依照推薦的手冊傳動比范圍合理，v帶傳動的傳動比取為=2～4，圓柱齒輪減速器二級傳動比=8～40，整體傳動比的范圍合理則為=16～160，電機轉(zhuǎn)速故范圍可選為=xn=（16～16）x14=224～2240r/min
這一范圍的同步轉(zhuǎn)速符合有750,1000，1500,2200 r/min等。
考慮速度太小的電機價格、體積、重量等因素，我們由現(xiàn)代機械設計手冊第5冊，秦大同，謝里陽主編的，第25篇電動機，25-54頁，1.3.1.5M2QA/QA系列三相異步電機的表25-1-46全封閉三相異步鑄鐵電動機（IP55、IC411）技術數(shù)據(jù)查的，選定的電機型號為M2QA 180M2A,它的功率為22kw，電機轉(zhuǎn)速為2120r/min，效率90.8%，功率因數(shù)為0.91cosθ，電流為40.45A，額定轉(zhuǎn)矩為71.46N.m，堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為2.3N.m，最大額定轉(zhuǎn)矩為2.8N.m，轉(zhuǎn)動慣量為0.08805kg.m2，質(zhì)量為170kg，聲壓級為75db。
2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
==2120/14=151.43
分配傳動比，初選v帶=2.8，以致其外廓尺寸不致過大，
==151.43/2.8=50.08。
圖5 減速器傳動圖
則展開式齒輪減速器，由機械手冊展開式曲線查的高速級=6.28，則==50.08/6.28=8.61。
2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
將傳動裝置各軸由高速至低速依次定位I、II、III軸；
以及，，為相鄰兩軸間的傳動比；
，，為相鄰兩軸間的傳動效率；
，，為各軸間的輸入功率（kw）；
，，為各軸間的輸入轉(zhuǎn)矩（kw）；
，，為每軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。
則各軸的轉(zhuǎn)速為：
I軸的轉(zhuǎn)速 ==2120/2.8=757.5r/min
II軸的轉(zhuǎn)速 ==757.5/6.28=120.62r/min
III軸的轉(zhuǎn)速 ==120.62/3.99=30.23r/min
曲柄轉(zhuǎn)軸==30.23r/min
各軸的輸入功率：
I軸 =x=x=22x0.94=20.68kw
II軸 =x=xx=20.68x0.98x0.97=19.66kw
III軸 =x=xx=19.66x0.98x0.97=18.69kw
曲柄轉(zhuǎn)軸=x=x=18.69x0.99=18.50kw
各軸輸出功率分別為輸入功率成軸承效率0.98，
則=0.98x=0.98x20.68=20.27kw
=0.98x=0.98x19.66=19.27kw
=0.98x=0.98x18.69=18.32kw
=0.98x=0.98x18.50=18.13kw
各軸輸出轉(zhuǎn)矩
=9550=9550x=99.10N.m
I軸 =xx=99.1x2.8x0.94=260.84N.m
II軸 =xx=260.84x6.28x0.98x0.97=1557.16N.m
III軸 =xx=1557.16x3.99x0.98x0.97=5906.15N.m
曲柄轉(zhuǎn)軸 =xx=5906.15x0.99=5847.08N.m
I--III軸的扭矩輸出則分別為各軸輸入扭矩乘軸承功效0.97.
38
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章V帶傳動設計
第三章 V帶傳動設計
3.1 初選普通v帶
=
查看資料，載荷由于變動較大取1.32，P=50kw
故=1.3x51=66.3kw，=2120r/min
選取D規(guī)格帶，。看表初用=375mm 小皮帶輪子355～400mm
大輪準直徑=i（1-ξ）=2.8x3.75x0.99=1040mm，在允許范圍內(nèi)取=1060mm
3.2 驗算帶速v
v==3.14x375x2120/60x1000=41.61m/s
3.3 確定中心距和帶的基準長度
⑴初定中心距0.7（+）≤≤2(+)
0.7（375+1060）≤≤2(375+1060)
1004.5≤≤2870
⑵帶長
=2+（+）+初選=1800mm
所以=2x1800+（375+1060）+=5918mm
查表取=5600mm
⑶實際中心距
實際中心距調(diào)節(jié)范圍推薦值為：
⑷驗算小帶輪包角
?包角合適
⑸確定帶的根數(shù)
因=375mm,=2120mmr/min, 傳動比? i=2.8，由表線性插值得
??
?? 則? 取z=4 根
⑹確定初拉力F。
普通每根V帶的初使拉力?? D型帶?q=0.6kg/m
⑺ 計算帶輪軸所受壓力
??
⑻帶輪結構設計(如下)
小帶輪
大帶輪
圖6 帶輪示意圖
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章齒輪傳動設計
第四章 齒輪傳動設計
4.1 高速級設計
輸入功率P=20.68kW,小齒輪轉(zhuǎn)速=757.5r/min，傳動比。
4.1.1 選取齒輪的材料、熱處理及精度
設工作時長10年（每年運轉(zhuǎn)300天）
(1)齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料選用20CrMnTi。滲碳淬火齒面，齒面硬度達到５６～６２HRC，有效硬化層深0.5～0.9mm。有圖查得，，，最終齒面成型工藝磨齒。
(2)齒輪精度 ８級
4.1.2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸
因選為傳動硬齒面，它有強大的齒面抗點蝕能力，所以首先按齒根彎曲疲勞強度設計，齒面接觸疲勞強度再校核。
(1)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
=9.55x=9.55xx=260718.15N.m
(2)確定齒數(shù)z
取，
傳動比誤差
允許
(3)初選齒寬系數(shù)
按非對稱布置，由表查得=0.6
(4)初選螺旋角
(5)載荷系數(shù) K
使用系數(shù)，由表查得
估算齒輪轉(zhuǎn)速度v=5m/s,則由資料查看=1.2；
運動動載荷數(shù),
?????? 齒向載荷系數(shù)，預估齒寬? b=40mm,由表查得，初取b/h=6,再查圖得=1.15；
?????? 齒間載荷分配系數(shù)，由表查得
?????? 載荷系數(shù)K
(6)齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)
當量齒數(shù)
查表
(7)重合度系數(shù)
端面重合度近似為：
則
(8)螺旋角系數(shù)
軸向重合度
?????????
(9)許用彎曲應力
安全系數(shù)由表查得
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)
查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應力修正系數(shù)
????由圖表預取尺寸系數(shù)
??? 許用彎曲應力
????
取
(10) 計算模數(shù)
按表圓整模數(shù)，取
(11)初算主要尺寸
第一次算中心距 , 取a=356mm
修正螺旋角
?? 分度圓直徑
?? 齒寬 ，取
?? 齒寬系數(shù)
(12) 驗算載荷系數(shù) K
圓周速度 v===10.8m/s,
??? 由圖查得
按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=59/(2.25*5)=5.3由圖查得，不變
又和不變，則K=2.90也不變
故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。
4.1.3 校核齒面接觸疲勞強度
(1)確定載荷系數(shù)
載荷系數(shù)
???????
(2)確定各系數(shù)
材料彈性系數(shù) ，由表查得
節(jié)點區(qū)域系數(shù)
重合度系數(shù)
螺旋角系數(shù)
(3)許用接觸應力
試驗齒輪的齒面疲勞極限
壽命系數(shù) ，由圖查得
尺寸系數(shù) ，；安全系數(shù)
則許用接觸應力取
(4) 校核齒面接觸強度
滿足齒面接觸強度
4.1.4 計算幾何尺寸
4.2 低速級設計
輸入功率P=19.66kW,小齒輪轉(zhuǎn)速=120.62r/min，傳動比。
4.2.1 選取齒輪的材料、熱處理及精度
設工作壽命10年（每年工作300天）
(1)齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料選用20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為５６～６２HRC，有效硬化層深0.5～0.9mm。有圖查得，，，齒面最終成型工藝為磨齒。
(2)齒輪精度８級
4.2.2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸
因所選為硬齒面?zhèn)鲃?，它具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。
(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
=9.55x=9.55xx=1556566N.m
(2)確定齒數(shù)z
取，
傳動比誤差
允許
(3)初選齒寬系數(shù)
按非對稱布置，由表查得=0.6
(4)初選螺旋角
(5)載荷系數(shù) K
使用系數(shù)，由表查得
動載荷系數(shù),估計齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得=1.03；
?????? 齒向載荷系數(shù)，預估齒寬? b=120mm,由表查得，初取b/h=6,再查圖得=1.16；
?????? 齒間載荷分配系數(shù)，由表查得
?????? 載荷系數(shù)K
(6)齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)
當量齒數(shù)
查表
(7)重合度系數(shù)
端面重合度近似為：
則
(8)螺旋角系數(shù)
軸向重合度
?????????
(9)許用彎曲應力
安全系數(shù)由表查得
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)
查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應力修正系數(shù)
?????? 由圖表預取尺寸系數(shù)
?????? 許用彎曲應力
?????? 比較
取
(10) 計算模數(shù)
按表圓整模數(shù)，取
(11)初算主要尺寸
初算中心距 , 取a=476mm
修正螺旋角
?? 分度圓直徑 ??
齒寬 取
?? 齒寬系數(shù)
(12) 驗算載荷系數(shù) K
圓周速度 v===1.2015m/s,
由圖查得
按,，
又因b/h=b/(2.25)=115/(2.25*6)=8.5由圖查得，不變
又和不變，則K=2.51也不變
故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。
4.2.3 校核齒面接觸疲勞強度
(1)確定載荷系數(shù)
載荷系數(shù)
??
(2)確定各系數(shù)
材料彈性系數(shù) ，由表查得
節(jié)點區(qū)域系數(shù)
重合度系數(shù)
螺旋角系數(shù)
(3)許用接觸應力
試驗齒輪的齒面疲勞極限
壽命系數(shù) ，由圖查得
尺寸系數(shù) ，；安全系數(shù)
則許用接觸應力
取
(4) 校核齒面接觸強度
?? 滿足齒面接觸強度
4.2.4 計算幾何尺寸
???
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章軸承壽命校核
第五章 軸承壽命校核
5.1 I軸校核
I軸：由手冊查得30314
???? ，取
⑴? 計算附加軸向力
26798N
?
(2)計算軸承所受軸向載荷
??
?? ∴I軸右端軸承被“放松”
????
(3)計算當量動載荷
左： 查表知 X=0.40 Y=1.7
則
右： 查表知 X=1 Y=0
則
(4)軸承壽命計算
? ?按左軸承計算
?? ?∴所選軸承合格
5.2 II軸校核
II軸：由手冊查得32222
???? ，取
(1) 計附加軸向力 ，25300N?
?
(2)計算軸向載荷
?
??? ∴II軸右端軸承被“放松”
?
(3)計算當量動載荷
左： 查表知 X=1? Y=0
則
右： 查表知 X=0.4? Y=1.4
則
(4)軸承壽命
? ?按右軸承計算
?? ?∴滿足工程要求
?5.3 III軸校核
III軸：由手冊查得32032
? ，取
⑴計算附加軸向力
77500N?
?
?(2)計算軸向載荷
?
??? ∴III軸左端軸承被“放松
?
(3)計算當量動載荷
左： 查表知 X=1? Y=0
則
右： 查表知 X=0.4? Y=1.3
則
(4)軸承壽命
? ?按右軸承計算
?? ?∴滿足工程要求綜上可得，該設計符合工程要求
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第六章基于solidworks軟件進行的建模及裝配
第六章 基于solidworks軟件進行的建模及裝配
6.1 solidworks軟件建模與裝配概述
首先熟練掌握solidworks的零件圖繪畫，以及零部件圖的裝配，以及最后的渲染，選材料，爆炸圖等等。
其次自己查閱資料以及老師提供的數(shù)據(jù)參考開始進行整體規(guī)劃，先在紙上畫出整個中藥系統(tǒng)的整個框架模型，設計出整體的尺寸與數(shù)據(jù)，讓后才能進行整體的建模。
其中要考慮到整體的尺寸，結構部分，以及設計參數(shù)，還有工藝流程等一系列的因素。這些必須在solidworks建模前就要完成設計。其中，要查閱大量的資料，等一些相關于三效降膜蒸發(fā)系統(tǒng)的歷史數(shù)據(jù)。完成這步后才能開始建模。
在具體建模過程中要進行修正。
6.2 運用SolidWorks軟件進行零件設計
依照前面的查閱的資料以及自己設計出來的結構進行建模。先進性零部件圖的繪畫。
工作界面如下：
圖7 SolidWorks工作界面
主要用的操作命令有拉伸旋轉(zhuǎn)，由于該系統(tǒng)結構曲線較少，所以用到的掃描命令較少。主要幾個零部件的建模如下：
圖8 減速器
圖9 上箱蓋
圖10 滾筒
圖11 減速器內(nèi)部結構
圖12 箱體
6.3運用SolidWorks軟件進行零件裝配
把畫好的零部件進行整體的裝配主要注意的是基準，得到了裝配圖。
注意事項如下：
1.打開Solidworks 工作軟件，按下文件下拉菜單中的新建圖標 出現(xiàn)如下圖所示的方框，點擊裝配體，按下確定，可以建好一個新建的裝配體文件。
2.在打開的頁面里，敲擊插入零部件，單擊左側的瀏覽圖標，即可出現(xiàn)你放部件的文件夾，選用你要進行裝配的工件。用同樣的辦法加入第二個模型
3.零件導入后，下一步就是對零件進行裝配。打開插入零部件靠近的關聯(lián)按圖標，在打開的左側圖框中點擊一次選擇要裝配的兩個面，要實現(xiàn)兩個孔處于一條直線，可以點擊兩個孔的面，然后點擊下面的同圓心圖標，兩個孔的軸線便在一條直線上了。
4.兩個孔在一條直線上是不完善，還需要重合。則再點擊兩個需要重合的面，按下下面的重合按鈕。
5.最后，用同樣的方法，實現(xiàn)兩外兩個面的平行。
最后得到的系統(tǒng)的整體裝配圖如圖所示：
圖13 輸送機
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第七章結論與展望
第七章 結論與展望
7.1 結論
本次設計中，在老師的指導下，我上網(wǎng)查閱了大量的資料并且參考了一些關于機器人伺服滑臺系統(tǒng)方面的書籍。
處在設計過程里，我懷著精益求精的思想，對所設計的輸送機統(tǒng)分析進行了反復的修改并認真的研究，特別是在各部分的選擇過程中，認真進行了計算與比較，最終確定其中較好的方案。
在整個設計過程中，對此次的輸送機的總體設計進行了認真的分析，并進行了多次的修改和比較。通過這次畢業(yè)設計使我對輸送機部分的知識有了更多的認識和提高，由于本人能力有限，設計中難免會出現(xiàn)錯誤，還望老師諒解，我會在以后的學習中不斷地完善自己，努力提高自己在機械方面的知識。
7.2展望
經(jīng)過幾個月緊張有序的工作，我完成了輸送機的設計。
我認為這次畢業(yè)設計我對在學校四年間的所有知識有了一個系統(tǒng)的復習和總結，對各個科目有了更深刻的認識，還通過各種渠道對所學知識進行了一定的擴展和深入，還學到了很多以前不知道的東西，才知道以前的自己對課本上的內(nèi)容只是知其然不知其所以然，并不知道如何把自己所學到的知識應用起來，通過這次的設計我才了解到所學知識是多么的重要，以前只是茫然的在學，現(xiàn)在感覺好像找到了目標一樣，相信這次的畢業(yè)設計會對我以后的工作和生活有很大的影響的，以后我會更加努力的，學習更多的知識來武裝自己！
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 參考文獻
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沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 致謝
致謝
光陰似箭，日月如梭，四年的時光轉(zhuǎn)眼間已經(jīng)過去，四年前承載著夢想與希望踏進了沈陽化工大學科亞學院，不管生活中還是學習上四年間學會了很多很多?，F(xiàn)在最多的就是感恩與不舍，在這個可愛的校園里，已經(jīng)從一個懵懂無知的少年蛻變成一個沉著睿智的少年，感謝命運的安排，遇到了這么多的良師益友。四年的尾巴，就是最后論文的撰寫與答辯！
論文的撰寫是一次系統(tǒng)知識在學習的過程，在此論文完成之際，向我尊敬的老師表達最崇高的敬意，非常幸運成為你們的學生，在這短短的四年時間里，聆聽老師們孜孜不倦的教會，不光學到了許多知識，感受到了各位老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和做人的道理。更要感謝焦老師細心地指導，在論文的撰寫過程中，不耐其煩，沒有老師的細心指導，不會有今天成型的論文，同時也感謝期刊文獻作者。感謝沈陽化工大學科亞學院這四年來對我的栽培，還有所有認課老師對我的厚愛，感謝所有的同學，讓我更加珍惜友情，讓我懂得友情的重要性。即將畢業(yè)，我要向所有的老師表示最衷心的感謝與祝福，祝所有老師身體健康，萬事如意，工作順利！
即將走出學校走向社會，需要學習的東西太多太多，這是新的開始，我要感謝我的父母，想到他們，總有一股暖意涌上心間，有了他們的支持才有了今天堅強的我，謝謝你們，你們的哺育之恩，愛護之情讓我永生難忘，在我成功的時候，他們告訴我不要驕傲，他們的笑容里散發(fā)著滿足與幸福感，在我失敗的時候，他們給我無限的鼓勵與激勵，在你們的眼神中散發(fā)著包容與理解。讓我有勇氣繼續(xù)前進！感謝所有關心我、愛護我的人們，祝福你們身體健康，萬事如意!
黃河科技學院畢業(yè)設計（文獻翻譯） 第 27 頁
畢業(yè)設計
文獻翻譯
院（系）名稱
工學院機械系
專業(yè)名稱
機械設計制造及其自動化
學生姓名
王方成
指導教師
李安生
2012年 03 月 10 日
外文出處：Mechanism and Machine Theory
動力傳動圓錐漸開線齒輪的設計、制造和應用
Dr. J. B?rner, K. Humm, Dr. F. Joachim, Dr. H. akaria,
ZF Friedrichshafen AG , 88038Friedrichshafen, Germany；
摘要：圓錐漸開線齒輪(斜面體齒輪)被用于交叉或傾斜軸變速器和平行軸自由側隙變速器中。圓錐齒輪是在齒寬橫斷面上具有不同齒頂高修正(齒厚)的直齒或斜齒圓柱齒輪。這類齒輪的幾何形狀是已知的，但應用在動力傳動上則多少是個例外。ZF公司已將該斜面體齒輪裝置應用于各種場合:4W D轎車傳動裝置、船用變速器(主要用于快艇)機器人齒輪箱和工業(yè)傳動等領域。斜面體齒輪的模數(shù)在0. 7 mm-8 mm之間，
交叉?zhèn)鲃咏窃?°- 25°。之間。這些邊界條件需要對斜面體齒輪的設計、制造和質(zhì)量有一個深入的理解。在錐齒輪傳動中為獲得高承載能力和低噪聲所必須進行的齒側修形可采用范成法磨削工藝制造。為降低制造成本，機床設定和由于磨削加工造成的齒側偏差可在設計階段利用仿真制造進行計算。本文從總體上介紹了動力傳動變速器斜面體齒輪的研發(fā)，包括:基本幾何形狀、宏觀及微觀幾何形狀的設計、仿真、制造、齒輪測量和試驗。
關鍵字：機械傳動 漸開線齒輪
1前言
在變速器中如果各軸軸線不平行的話，轉(zhuǎn)矩傳遞可采用多種設計，例如:傘齒輪或冠齒輪、萬向節(jié)軸或圓錐漸開線齒輪(斜面體齒輪)。圓錐漸開線齒輪特別適用于小軸線角度(小于15°)，該齒輪的優(yōu)點是在制造、結構特點和輸入多樣性等方而的簡易。圓錐漸開線齒輪被用于直角或交叉軸傳動的變速器或被用于平行軸自由側隙工況的變速器。由于錐角的選擇并不取決于軸線交角，配對的齒輪也可能采用圓柱齒輪。斜面體齒輪可制成外嚙合和內(nèi)齒輪，整個可選齒輪副矩陣見表1，它為設計者提供了高度的靈活性。 圓錐齒輪是在齒寬橫截面上具有不同齒頂高修正(齒厚)量的直齒輪或斜齒輪。它們能與各種用同一把基準齒條刀具切制成的齒輪相嚙合。斜面體齒輪的幾何形狀是已知的，但它們很少應用在動力傳動上。過去，未曾對斜面體齒輪的承載能力和噪聲進行過任何大范圍的試驗研究。標準(諸如適用于圓柱齒輪的IS06336)、計算方法和強度值都是未知的。因此，必須開發(fā)計算方法、獲得承載能力數(shù)值和算出用于生產(chǎn)和質(zhì)量保證的規(guī)范。在過去的15年中，ZF公司已為錐齒輪開發(fā)了多種應用:
1、輸出軸具有下傾角的船用變速[1、3]圖.1
2、轉(zhuǎn)向器[1]
3、機器人用小齒隙行星齒輪裝置(交叉軸角度1°一3°)[2]
4、商用車輛的輸送齒輪箱(垃圾傾倒車)
5、AWD用自動變速器[ 4]，圖2
2.齒輪幾何形狀
2. 1 宏觀幾何形狀
簡而言之，斜面體齒輪可看成是一個在齒寬橫截面上連續(xù)改變齒頂高修正的圓柱齒輪，如圖3。為此，根據(jù)齒根錐角δ刀具向齒輪軸線傾斜[ 1]。結果形成了齒輪基圓尺寸。
螺旋角，左/右
tanβ=tanβ·cosδ (l)
橫向壓力角 左/右
（2）
基圓直徑 左/右
(3)
左右側不同的基圓導致斜齒輪齒廓形狀的不均勻，圖3。采用齒條類刀具加工將使得齒根錐具有相應的根錐角δ。齒頂角設計成這樣以使得頂端避免與被嚙合齒輪發(fā)生干涉，并獲得最大接觸區(qū)域。由此導致在齒寬橫截面上具有不同的齒高。由于幾何設計限制了根切和齒頂形狀，實際齒寬隨錐角增加而減小。錐齒輪傳動合適的錐角最大約為15°。
2. 2微觀幾何形狀
一對傘齒輪通常形成點狀接觸。除接觸外，在齒側還存在間隙，如圖7。齒輪修形設計的目的是減小這些間隙以形成平坦而均勻的接觸。通過逐步應用嚙合定律有可能對齒側進行精確的計算[5],圖4。最后，在原始側生成半徑為rp和法向矢量為n的P1點。這生成速度矢量V及對于在嚙合一側所生成的點，有半徑矢量rp:
(4)
(5)
和速度矢量
（6）
角速度根據(jù)齒輪速比確定：
（7）
角度γ被反復迭代直至滿足下代。
(8)
嚙合點Pa偏轉(zhuǎn)角度
（9）
繞齒輪軸轉(zhuǎn)動，形成共軛點P。
3傳動裝置設計
3. 1根切和齒頂形狀
斜面體齒輪的可用齒寬受到大端齒頂形狀和小端根切的限制，見圖3。齒高愈高(為獲得較大的齒高變位量)，理論可用齒寬愈窄。小端根切和大端齒頂形狀導致齒高變位量沿齒寬方向發(fā)生變化。當一對齒輪的錐角大致相同時可獲得最大的可用齒寬。若齒輪副中小齒輪愈小，則該小齒輪必須采用更小的錐角。齒頂錐角小于齒根錐角時，通常能在小端獲得有用的漸開線，而在大端處有足夠齒頂間隙，這時大端的齒頂形狀并不太嚴重。
3. 2工作區(qū)域和滑動速度
斜面體齒輪工作區(qū)域產(chǎn)生扭歪的原因是圓錐半徑有形成平行四邊形趨勢。另外，工作壓力角在齒寬橫截面方向的改變也造成工作區(qū)域的扭曲。圖5是一個例子。在交叉軸傳動的斜面體齒輪上存在一滾動軸;如同圓柱齒輪副的滾動點一樣，在該軸上不存在滑動。對于傾斜軸布置而言，在輪齒嚙合處總存在另外的軸向滑動。由于工作壓力角在齒寬橫截面上變化，從小端到大端的接觸區(qū)內(nèi)的接觸軌跡有很大的變化。因此，沿齒寬方向在齒頂和齒根處具有明顯不同的滑動速度。在齒輪中部，齒頂高修正的選擇是基于圓柱齒輪副的規(guī)范;在主動齒輪根部的接觸軌跡將小于齒頂?shù)慕佑|軌跡。圖6給出了斜面體齒輪副主動齒輪滑動速度的分布。
4接觸分析和修形
4. 1點接觸和間隙
在未修正齒輪傳動中，由于軸線傾斜，通常僅有一點接觸。沿可能接觸線出現(xiàn)的間隙可大致解釋為螺旋凸起和齒側廓線角度的偏差所致。圓柱齒輪左右側間隙與軸線交叉無關。對于螺旋齒輪而言，當兩斜面體齒輪錐角大致相同時，其產(chǎn)生的間隙也幾乎相等。隨兩齒輪錐角和螺旋角不一致的增加，左右側間隙的不同程度也增加。
在工作壓力角較小時將導致更大的間隙。圖7給出了具有相同錐角交叉軸傳動的斜面體齒輪副所出現(xiàn)的間隙。圖8顯示了具有相同10°交叉軸線和30°螺旋角齒輪在左右側間隙方而的差異。兩側平均間隙的數(shù)值在很大程度上與螺旋角無關，但與兩齒輪的錐角相關。
螺旋角和錐角的選擇決定了齒輪左右側平均間隙的分布。傾斜軸線布置對接觸間隙產(chǎn)生額外影響。這將有效減少齒輪一側的螺旋凸形。如果垂直軸線與總基圓半徑相同，并且基圓柱螺旋角之差等于交叉軸角的話,間隙減小到零并出現(xiàn)線接觸。然而,在另一側將出現(xiàn)明顯的間隙。如果正交的軸線進一步擴大直至變成圓柱交叉軸螺旋齒輪副的話,其兩側間隙等同于較小的螺旋凸形。除螺旋凸形外,明顯的齒廓扭曲(見圖8)也是斜面體齒輪的間隙特征。隨螺旋角增加齒廓扭曲也隨之增加。圖9表明圖7所示齒輪裝置的齒廓是如何扭曲。為補償齒輪嚙合中所存在的間隙,必須采用齒側拓撲修形,該類修形可明顯補償螺旋凸形和輪廓扭曲。未對齒廓扭曲作補償?shù)脑?在工作區(qū)域僅有一個對角線狀的接觸帶,見圖10。
4.2 齒側修形
對于一定程度的補償而言,必需的齒面形狀可由實際間隙所決定。圖11給出了這些樣品的齒形幾何特征。采用修正后的接觸率得到了很大改善如圖12所示。為應用在系列生產(chǎn)中,其目標總是能使用磨床加工這類齒面,對此的選擇在第6節(jié)論述。除間隙補償外,齒頂修形也是有益的。修形減少了嚙合開始和結束階段的負荷,并能提供一較低的噪聲激勵源。然而,斜面體齒輪的齒頂修形在齒寬橫截面上的加工總量上和長度上是不同的。問題主要出現(xiàn)在具有一個大根錐角但頂錐角與根錐角存在偏差的齒輪上。因此齒頂修形在小端明顯大于大端。如齒輪需要在嚙合開始和結束處修形,則必須接受這種不均勻的齒頂修形。利用其它錐角如根錐角進行齒頂修形加工也是可行的。但是,這樣需要專門用于齒頂卸載的專用磨削設備。與范成法磨削方法無關,齒側修正可采用諸如珩磨等手段;但在斜面體齒輪上應用這些方法尚處在早期開發(fā)階段。5 承載能力和噪聲激勵
5.1 計算標準的應用
斜面體齒輪齒側和根部承載能力僅可用圓柱齒輪的計算標準(ISO 6336, DIN 3990, AGMAC95) 作近似估算。具體計算時用圓柱齒輪副替代斜面體齒輪,用斜面體齒輪中部的齒寬來定義圓柱齒輪的參數(shù)。雖然斜面體齒輪齒廓是非對稱的,但在替代齒輪中可不予考慮。替代齒輪的中心距由斜面體齒輪中部齒寬處的工作節(jié)圓半徑確定。當計及齒寬橫截面時,各項獨立的參數(shù)都會變化,這將明顯影響承載能力。
表2給出了影響齒根和齒側承載能力的主要因素。由于沿大端方向減小輪齒齒根圓角半徑所產(chǎn)生較大的凹口效應阻止了根部齒厚的增加。另外,在大端處,較大的節(jié)圓直徑可獲得較小的切向力;然而,大端處的齒高變位量也隨之變小。由于主要影響得到很好的平衡,因此可用替代齒輪副獲得十分近似的承載能力計算結果。齒寬橫截面上的載荷分布可用齒寬系數(shù)(例如DIN/ISO標準中的K和K)表示和利用補充的負載曲線圖分析來確定。
5.2 輪齒接觸分析
如同在圓柱齒輪副中那樣,更精確的承載能力計算可采用三維輪齒接觸分析。同樣采用替代齒輪,而且齒側處接觸狀況被認為非常理想。該齒側形狀通過疊加經(jīng)齒側修正的無負載接觸間隙而獲得。在這里,接觸線由替代齒輪所確定,它們和斜面體齒輪的接觸狀況稍有不同。圖13給出了以這方法獲得的載荷分布,并與已有的負載曲線圖作對比,兩者的相關性非常好。輪齒接觸分析也將生成一個作為激振源的由輪齒嚙合產(chǎn)生的傳動誤差。然而這僅能作為一個粗略的引導。在傳動誤差方面,斜面體齒輪接觸計算的不精確性是一個比載荷分布更大的影響因素。
5.3 采用有限元法的精確建模
斜面體齒輪的應力也能利用有限元法計算。圖14是齒輪橫斷面建模的實例。圖15給出了使用PERMAS軟件由計算機生成的主動齒輪在嚙合位置的輪齒嚙合區(qū)模型和應力分布計算值[7]?？蓪Χ鄠€嚙
合位置進行計算,并能求出齒輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的傳動誤差。
5.4 承載能力和噪聲試驗
在交叉軸背靠背試驗臺上對AWD變速器進行試驗以測量其承載能力,圖16。試驗齒輪采用不同的修正,以確定它們對承載能力的影響。承載能力的試驗與有限元計算結果相當吻合。值得注意的是,由于大端硬度提高使得載荷曲線圖朝大端由一個額外的移動。這種移動在替代的圓柱齒輪副計算中不能被辨別。在進行承載能力試驗的同時,傳動誤差和旋轉(zhuǎn)加速度的測量在通用噪聲試驗臺上進行,圖17。除了載荷影響外,這些試驗還測量了附加軸線傾斜所引起的噪聲激勵,關于軸線附加傾斜,試驗中未發(fā)現(xiàn)有明顯的影響。
6 仿真制造
借助于仿真制造,可獲得機床設置及連續(xù)范成磨削和產(chǎn)生齒廓扭曲的運動。齒廓受迫扭曲現(xiàn)象可在變速器設計階段就被認識到并與承載能力及噪聲一并進行分析。斜面體齒輪制造仿真軟件由ZF公司開發(fā),詳見[9]。
6.1 適用于斜面體齒輪的制造方法斜面體齒輪僅可用范成法加工,因為齒廓形狀沿齒寬方向有明顯的變化。盡管是錐角非常小的斜面體齒輪,必須承認在修整處理中仍然會出現(xiàn)齒廓角度偏差。滾刀最方便用于預切削。理論上也可采用刨削,但是,所需的運動在現(xiàn)有機床上很難實現(xiàn)。內(nèi)齒圓錐齒輪僅能用類似小齒輪的刀具精確制造,如果刀具軸線和工具軸線平行并且錐角是通過改變中心距生成的。如果內(nèi)齒輪利用軸線傾斜的小齒輪刀具如同加工差速器錐齒輪那樣來制造的話,將導致齒溝凸起和無修正運動的齒廓扭曲。對于小錐角而言這些偏差足夠小,可以被忽略。對于終加工,范成法螺旋磨削是一個最佳選擇。如果工件或機床夾具能被另外傾斜,也可采用部分范成法。如果齒輪錐角處于機床控制范圍內(nèi),拓撲磨削工藝也是可能的(例如5軸機床),但是會耗費巨大的努力。原則上,珩磨等方法也能被用于加工,但是,在斜面體齒輪應用這些方法仍需大量的開發(fā)工作。雙齒側范成法磨削工藝并利用中心距弧形減少方法可實現(xiàn)齒溝凸起的目標。該方法所得到的齒廓扭曲與造成嚙合間隙的齒廓扭曲相反。因此該方法可在很大程度上補償齒廓扭曲并可承受比圓柱齒輪更大的載荷。
6.2 工件表面形狀
以下的關于工件描述被應用在仿真中:
? 原始齒輪(留有磨削所需的余量)
?理想齒輪(來自齒輪數(shù)據(jù),無齒側修形)
?完成的齒輪(具有制造偏差和齒側修形)
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Foreign source ：Mechanism and Machine Theory
Application, Design, and Manufacturing of Conical Involute Gears for Power Transmissions
Dr. J. B?rner, K. Humm, Dr. F. Joachim, Dr. H. Yakaria,
ZF Friedrichshafen AG , 88038Friedrichshafen, Germany；
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 0°and 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.
KEYWORDS: Mechanical transmission Involute gear
1 Introduction
In 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 1…3°) for robots /2/
? Transfer gears for commercial vehicles (dumper)
? Automatic car transmissions for AWD /4/, Fig. 2
2 GEAR GEOMETRY
2.1 MACRO GEOMETRY
To 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/left
tanβ=tanβ·cosδ (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 δ. 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 and tip formation, the possible face width decreases as the cone ngle increases. Sufficiently well-proportioned gearing is possible up to a cone angle of approx. 15°.
2.2 MICRO GEOMETRY
The 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 γ 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.
3 GEARING DESIGN
3.1 UNDERCUT AND TIP FORMATION
The 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.
3.2 FIELD OF ACTION AND SLIDING VELOCITY
The 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.
4 CONTACT ANALYSIS AND MODIFYCATIONS
4.1 POINT CONTACT AND EASE-OFF
At 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.
4.2 FLANK MODIFICATIONS
For 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.
5 LOAD CAPACITY AND NOISE EXCITATION
5. 1 APPLICATION OF THE CALCULATION STANDARDS
The 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 sh
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