多向运动混合机的设计说明书及.docx

毕业论文

题 目： HD200多向运动混合机的设计

学 院：
专 业：
学 号：
姓 名：
指导教师：

完成日期： 20 年6月

毕业论文（设计）任务书

论文（设计）题目： HD200多向运动混合机的设计及运动仿真

学号： 姓名： 专业：机械设计制造及其自动化
指导教师： 系主任：
一、主要内容及基本要求
1、结构分析与设计
主要是对HD200型多向运动混合机的运动结构进行分析与设计；
2、6R机构的运动分析；
3、设计图纸HD200多向运动混合机图纸折合成Ａ0图纸一张；Ａ1图纸一张；Ａ3图纸4张；
4、说明书
要求8000字以上，要求有传动系统设计和主要零部件的设计的详细过；
5、外文翻译（包含原文）
原文要求7000字符以上，中文翻译要求通顺。

二、重点研究的问题
1、HD200多向运动混合机的传动方案的设计；
2、6R机构的运动分析； 　　　　　　　　　

三、主要技术指标
1、混合桶容积200L；最大装料容积160L；最大装料重量100kg；整机重量800kg；
2、 电机功率2.2kw ; 电机转速1430r/min；
3、外形尺寸1800×1400×1600；
4、工作速度：12r/min
5、工作寿命：10年。

四、进度安排

序号
各阶段完成的内容
完成时间
1
资料调研
第3～4周
2
结构原理研究分析
第5周
3
结构设计及控制系统的研究设计
第6～14周
4
翻译和整理说明书
第15周
5
答辩
第16周

五、应收集的资料及主要参考文献
[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]
[4]纪名刚主编·机械设计（第七版）·北京·高等教育出版社·2001
[5]徐灏主编·机械设计手册第四卷·北京·机械工业出版社·1991
[6] 陈志平，章序文，林文华等编著·搅拌与混合设备选用手册·北京：化学工出版社，2004
[7]徐学林主编·互换性与测量技术基础·湖南大学出版社·2008

毕业论文（设计）评阅表
学号 姓名 专业 机械设计制造及其自动化
毕业论文（设计）题目：HD200多向运动混合机的设计及运动仿真
评价项目
评 价 内 容

选题
1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；
2.难度、份量是否适当；
3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。

能力
1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；
2.是否有综合运用知识的能力；
3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力；
4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；
5.工科是否有经济分析能力。

论文
（设计）质量
1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；
2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；
3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。

综

合

评

价
选题符合培养目标，基本达到综合训练的目的，难度、分量适当，具有查阅文献、综合归纳资料的能力和计算机应用能力图纸基本符合国家标准，说明书内容完整，建议成绩中等。

评阅人：
年 月

毕业论文（设计）鉴定意见

学号： 姓名： 专业：机械设计制造及其自动化
毕业论文（设计说明书） 51 页 图 表 18 张

论文（设计）题目： HD200多向运动混合机的设计及运动仿真

内容提要： HD200多向运动混合机广泛用于医药、食品、轻工业等行业，能在三维空

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
时用Proe软件对空间6杆机构进行运动仿真，最后绘制出该混合机的装配图和各主要
零件的零件图，完成设计说明书的编写。

指导教师评语
在毕业设计中表现出基本知识与基本技能掌握一般，

指导教师：

年 月 日
答辩简要情况及评语

答辩小组组长：
年 月 日
答辩委员会意见

答辩委员会主任：

年 月 日

目 录
摘要 I
Abstract. II
第一章 概述 8
第二章 传动系统的设计 8
2.1传动方案的设计 8
2.2带轮传动的设计 10
2.3第一级齿轮传动的设计 12
2.5链轮传动的设计 19
第三章 部分轴的设计 21
3.1轴Ⅱ的设计 21
3.2轴Ⅲ的设计 24
3.3轴Ⅳ的设计 27
第四章其他零件的设计 28
第五章 执行机构的运动分析以及Solid Edge仿真 29
5.1.空间六杆机构的分析 29
5.2. Solid Edge运动仿真 32
设计心得 35
致 谢 36
附录 译文与原文 37

HD200多向运动混合机的设计及运动仿真
摘要：HD200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，同时用Proe软件对空间6杆机构进行运动仿真，最后绘制出该混合机的装配图和各主要零件的零件图。
关键词：混合机 传动系统 Proe 空间6杆机构 运动仿真

HD200 multi-sport mixer to the design and simulation
Abstract: HD 200multi-sport mixer widely used in medicine ,food and light industries, can realize rotary, translation roller and some other complex sports in the three-dimensional. It’s a highly efficient hybrid device. In this design of the assignment, I have analyzed the HD200 mixer of more space to the sports movement mixer structure comprehensively, and the mixer containing a detailed description of transmission, while using Proe to imitate the 6R outfit of mixer. At last, I drew a assembly map and all the major parts maps of this mixer.
Key words: mixer transmission system Proe 6R outfit Simulation

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。

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Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ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Ⅴ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HD200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=3.6
2.13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Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ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：ηmⅡ=0.95, ηⅡⅢ=0.99， ηⅢⅣ=0.99,ηⅣⅤ=0.97
故 PⅡ=PmηmⅡ=2.2×0.95=2.09kw；
PⅢ=PⅡηⅡⅢ=2.09×0.99=2.07kw；
PⅣ= PⅢηⅢⅣ=2.07×0.99=2.05kw；
PⅤ= PⅣηⅣⅤ=2.05×0.97=1.99kw

2.2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=1.1×2.2kw=2.42kw
2.选择V带的带型
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮基准直径dd1。

2)验算带速v。按式（8-13）验算带的速度

因为5m/s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=1400mm。
3)按式(8-23)计算实际中心距a。

5.验算小带轮上的包角α1

6.计算带的根数z
1)计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=75m和nm=1440r/min,查表8-4a得P0=0.68
根据nm=1440r/min，iⅠ=3.4和A型带，查表8-4b的。
查表8-5得Kα=0.93，表8-2得KL=0.96，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，
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、大带轮如图所示。
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=24大齿轮齿数z2=3.4×24=69.6，。
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φd=1。
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δHlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa。
6)由式10-13计算应力循环次数。
N1=60nⅡjLh=60×423.53×1×（8×300×15）=9.148×108
N2=N1/3.4=9.148×108÷3.4=2.69×108
7)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[σH]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=1.117m/s,；
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由，KHβ=1.42
6)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m

3.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σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380Mpa；
2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88
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。

5)查取齿形系数。
由表10-5查得 YFa1=265 YFa2=2.226。
6)查取应力校正系数。
由表10-5查得 YSa1=1.58； YSa2=1.764。
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1.65大齿轮齿数z2=3.4×28=95.2 取z2=95
4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径

(2)计算中心距

(3)计算齿轮宽度
b=φdd1=1×56m=56mm 取B2=56mm，B1=60mm
5.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、小齿轮如图纸上所示。
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=24，大齿轮齿数z2=2.9×24=69.6,取z2=70。
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φd=1。
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δHlim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa。
6)由式10-13计算应力循环次数。
N1=60nⅢjLh=60×124.57×1×（8×300×15）=2.69×108
N2=N1/2.9=2.69×108÷2.9=9.28×107
7)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[σH]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=0.492m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02
直齿轮KHα=KFα=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，KHβ=1.426。由，KHβ=1.426查图10-13得KFβ=1.35；故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.02×1×1.426=1.455
6)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m

3.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σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2380Mpa；
2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.95；
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=KAKVKFαKFβ=1×1.02×1×1.35=1.377
5)查取齿形系数。
由表10-5查得 YFa1=2.65； YFa2=2.24
6)查取应力校正系数。
由表10-5查得 YSa1=1.58； YSa2=1.75。
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2.259mm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=78.342mm，算出小齿轮齿数
取z1=32
大齿轮齿数z2=2.9×32=92.8 取z2=93
4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
d1=z1m=32×2.5mm=80mm； d2=z2m=93×2.5mm=232.5mm
(2)计算中心距

(3)计算齿轮宽度
b=φdd1=1×80mm=80mm 取B2=80mm，B1=85mm
5.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=24，大链轮齿数为z2=i4·z1=3.6×24=86.4 取z2=87。
2.确定设计功率
由表12-2-3查得KA=1.0，则设计功率Pd=KAPⅣ=1×2.05=2.05kw
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=1.67kw和nⅣ=42.95r/min，查图12-2-1，可选16A-1。查[2]中表9-1，链条节距p=25.4mm
4.计算链节数和中心距
初选中心距a0=（30～50）p=（30～50）25.4mm=762～1270mm。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

链条长度
链传动的最大中心距为：
ac=f1p（2Lp-z1-z2）式中，f1为中心距计算系数，由表9-7查的f1=0.24048代入数据计算得ac=910.12mm
实际中心距a=ac-Δa=910.12-1.7883mm=908.33mm
5.计算链速v，确定润滑方式

由v0.436m/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
Fp≈KFpFe=1.05×4747.6≈4984.98N
6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Ⅱ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
圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fａ的方向如图3.3所示。
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=110，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Ⅱ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，Ⅰ-Ⅱ轴段为轴的最小直径处，将最小直径圆整为30mm，即dⅠ-Ⅱ=30mm。由于Ⅰ-Ⅱ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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比带轮宽度略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=62mm
2)为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=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LⅡ-Ⅲ=50mm
3)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dⅡ-Ⅲ=36mm，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40×68×15mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm；而LⅦ-Ⅷ=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dⅥ-Ⅶ=46mm。
4)取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=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56mm，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LⅣ-Ⅴ=54mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h﹥0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=58mm。轴环宽度LⅤ-Ⅵ=8mm。
5)根据总体结构，经综合分析LⅢ-Ⅳ=145.5mm，LⅥ-Ⅶ=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dⅣ-Ⅴ由表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm，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6mm×6mm×50mm，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=112mm，L2=194.5mm,L3=141.5mm。

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F
FNH1=1535.4N, FNH2=463.4N
FNV1=147.8N, FNV2=602.45N
弯矩M
MH1=-25002N·mm,MH2=20322.5N·mm
MV=63719N·mm
总弯矩

扭矩T
T=4.616×104N·mm
6.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α=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[σ-1]=60Mpa。因此σca﹤[σ-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=1×Fr+0×Fa=3140N
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21年需更换一次。

3.2轴Ⅲ的设计

则，
取轴Ⅲ的最小直径为30mm

因轴承受的径向力较小，故选用深沟球轴承
图3.5轴Ⅲ计算简图
图中L1=174.5mm，L2=87.5mm，L3=70mm
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F
FNH1=107.43N, FNH2=2730.8N
FNV1=876.9N, FNV2=1836.9N
弯矩M
MH=212897N·mm
MV=143292.9N·mm
总弯矩

扭矩T
T=2.883×105N·mm
4.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α=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[σ-1]=60Mpa。因此σca﹤[σ-1]，故安全。
3.3轴Ⅳ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Ⅳ
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Ⅱ轴Ⅲ）。

第五章 执行机构的运动分析以及Solid Edge仿真
5.1.空间六杆机构的分析
HD200多向运动混合机的执行机构采用的是特殊的6R机构。，下图为标有坐标系的机构简图，这种6R机构所以具有一个自由度是由于存在下列的结构特点：两个连架转动副的轴线互相平行而其余相邻转动副的轴线均互相垂直，并且BC=CD=DE= BE= L .构件0和与构件5之间的转动副可变换为平面副，0与5之间无轴向运动.其特殊位置关系使该六杆机构的自由度为1，具体可通过设输入角，则待分析的运动参数（输出角）、、、、。利用余弦矩阵，可得他们与输入角之间的关系，

该特殊6R机构确实是具有一个自由度的空间六杆机构。这种特殊的6R机构的闭合约束数，此即表示机构具有一个过约束（）。可以认为，这个过约束发生在构件5和固定件0组成的转动副处。经推算得出结论，构件5和机架之间的圆柱副可转换成转动副。

图 2-19
该特殊的6R空间结构，使物料在混合过程中除了被抛落颠倒、平移外还做翻转运动，使物料在无离心力作用下进行混合，从而避免了不同密度的物料产生偏析和积聚现象。
我所设计的HD400混合机的执行机构示意原理图如下：

图 2-20 HD 200 多向运动混合机的执行机构
1—轴承座 2—机架 3—从动轴 4—右摇臂 5—混合筒 6—左摇臂 7—主动轴

当主动轴以等角速度旋转（取其角位移作为自变量）时，其余各相邻连杆的角速度可分别按以下各式计算。
从动轴的角速度
左摆叉的角速度
料筒相对左摆叉的角速度
料筒的瞬时角速度
由以上诸式很容易得出结论，并可绘制角速度的变化曲线，

图 2-21 角速度变化曲线图
从而很明显地看出，
和曲线的变化都要经历从负到正或从正到负范围，亦即表明摆叉的摆动和料筒的翻滚均是可倒置（可逆）的，这对于加速物料的混合和提高混合精度都市极为有利的。
5.2. Solid Edge运动仿真
 Solid Edge由Microsoft Windows操作系统平台开发而成.Solid Edge借助于所有Windows功能以提高工程设计工作效率，减少学习难度，降低培训成本和管理费用。Solid Edge与MicrosoftOffice98互相兼容，支持Windows OLE技术。确保Solid Edge界面与Windows软件相似，而且与大家熟悉的Windows字处理，电子表格，数据库，演示以及电子邮件等软件能很好地一起协同工作，并且能与其他支持OLE的软件系统集成。Solid Edge是Velocity系列产品的核心组件，它也是UGS公司全面可升级的、行业领先的产品生命周期管理（PLM）产品家族的组成部分。Solid Edge 是EDS PLM系统的一个分支，具有极佳的可扩展性，能与Unigraphics NX无缝集成。同时内置的Insight数据管理功能，将设计与管理融为一体，帮助设计者有序、高效地管理产品数据。
“运动仿真（Motion）”是Solid Edge 装配环境内一个独立的功能环境。用于设计零件的运动方式，分析运动的轨迹，检查零件的干涉情况，并且能够输出模拟的运动动画。
设计“运动仿真”所需的过程分为三个阶段：
生成运动模型阶段：“运动模型”指使用装配关系将单个零件装配成机械装配件，装配关系定义了零件间如何进行相对运动；而添加其他特定于“运动模型”的实体将定义装配件运动的方式。
运动模拟阶段：在此阶段中，“运动模型”被分解为一系列的数学方程式，由“运动解算器（Motion Solver）”进行解算。解算器使用的“牛顿运动定律”计算每个零件的位移，并将得到的数值将显示在“结果查看器（Results Viewer）”中。
查看结果阶段：在此阶段中模拟过程的结果将以各种可见的形式显示或者生成动画效果，以便查看、演示装配件的运动特性。
根据特殊6R机构，根据实际情况，计算后取得所设计的BC=CD=DE= =627mm，BE= L=1086 mm 进行Solid Edge 运动仿真。

图 2-22 仿真截图（1）

图 2-23 仿真截图（2）

图 2-24 仿真截

致 谢
本设计是在文美纯老师的悉心指导下完成的。文老师那渊博的知识令我深深佩服；那严谨的治学态度令我受益终身。老师对科学前沿敏锐的洞察力和不畏艰难的坚强毅力，给我留下了深刻的印象。老师的谆谆教诲和鼓励，学生将铭记终身。在此向我的毕业设计指导老师文老师表示最深的谢意！
感谢所有帮助过我的老师和同学们！
感谢我的家人和所有关心我的朋友所给予的鼓励和支持！

李祚智