小型攪拌器創(chuàng)新設(shè)計[傳動裝置]【11張CAD圖紙+PDF圖】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 邵陽學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 前 言 攪拌操作在食品工業(yè)以及化學(xué)工業(yè)中占有十分重要的地位，大多數(shù)面糖類食品以及化學(xué)藥品都離不開攪拌，攪拌是借助于流動使兩種或多種物質(zhì)在彼此之中相互散布的一種操作。其作用可以實現(xiàn)物質(zhì)的均勻混和，也可以促進(jìn)溶解，氣體吸收，強(qiáng)化熱交換等物理化學(xué)的變化，“通過機(jī)機(jī)械動作，使物質(zhì)按一定的規(guī)律流動的方法稱為機(jī)械攪拌，簡稱攪作，這種機(jī)械稱為攪拌機(jī)械”[1] 傳統(tǒng)攪拌器一般都只作純旋轉(zhuǎn)流動，被攪拌的物品易粘在筒體上且混合不均勻，或者就只是攪拌桿在運動，攪拌效果并不理想效率較低，而且引進(jìn)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，質(zhì)量較大。 本攪拌器在傳統(tǒng)的設(shè)備上有較大的改進(jìn)，是通過電動機(jī)帶動蝸輪減速器減速后用彈性聯(lián)軸器直接連接起來，功率損耗小，能夠?qū)崿F(xiàn)裝料筒體在轉(zhuǎn)動時，給其以振動力，不僅可使物品混合均勻，而且可避免粉狀物品粘在筒體壁上，可以根據(jù)實際需要方便操作控制振動力的大小有無，由于重量較輕，使用方便且不受環(huán)境的限制，所以適用范圍比較廣泛，適用于各種實驗室以及各種食品工業(yè)以及化學(xué)工業(yè)等領(lǐng)域。 隨著人們對物質(zhì)文化的需要越來越高，這就對生產(chǎn)力的要求也就越來越高，生產(chǎn)工具的改進(jìn)是提高生產(chǎn)力的主要途徑，只有生產(chǎn)工具不斷的改進(jìn)，生產(chǎn)率、產(chǎn)品質(zhì)量不斷的提高，才會在競爭日益激烈的社會中才有立錐之地。本攪拌器作為一種改進(jìn)創(chuàng)新的生產(chǎn)設(shè)備，對生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質(zhì)量的提高有著舉足輕重的作用。 設(shè)計者：唐順祥 2005月4年 第一章 參數(shù)及設(shè)計內(nèi)容 小型多用途振動攪拌器設(shè)計 已知 ： （1）工作容積 V=9升 （2）轉(zhuǎn)速 n=25r/min （3）振動頻率 h≤100HZ （4）振幅 A≯0.02 mm （5）功率　?。校?20W 設(shè)計內(nèi)容： (１) 總裝配圖設(shè)計 (２) 減速系統(tǒng)設(shè)計 (３) 涂料筒的設(shè)計 (４) 大部分零件設(shè)計 (５) 設(shè)計說明書一份 第二章 總體設(shè)計 第2.1節(jié) 設(shè)計依據(jù) 本次設(shè)計為實驗用振動攪拌器的設(shè)計，已知條件為： （1）工作容積 V=9升 （2）轉(zhuǎn)速 n=25r/min （3）振動頻率 h≤100HZ （4）振幅 A≯0.02 mm （5）功率　?。校?20W 第2.2節(jié) 工作過程的擬定 本振動攪拌器可通過電動機(jī)帶動,經(jīng)過一個減速器把速度降低再傳給主動軸,而主動軸上安裝一對橡膠輪,即主動軸轉(zhuǎn)動的同時橡膠輪也跟著轉(zhuǎn)動,為使筒體轉(zhuǎn)動穩(wěn)定,可靠,同時在支架上也安裝一個從動軸且從動軸上也安裝一對橡膠輪,這樣,筒體可直接放在主動軸和從動軸上,當(dāng)主動軸轉(zhuǎn)動時,筒體可平穩(wěn)轉(zhuǎn)動,但為使涂料攪拌均勻,不僅在筒體轉(zhuǎn)動的同時也給其以振動,因此,為防止主動軸與蝸輪軸在振動時不在同一條直線上,以致?lián)p壞機(jī)器的正常工作和對人的危險,在主動軸與蝸輪之間用一根軟軸連接。 第2．3節(jié) 傳動方案的選擇 因此振動攪拌器為實驗室用品，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸比較緊湊，工作時應(yīng)得證其性能可靠，下面擬定幾種傳動方案經(jīng)比較再選擇。如圖2.1： 對方案a為帶傳動齒輪減速器，其寬度較大不適應(yīng)繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境，承載能力較小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其它傳動形式大，但其結(jié)構(gòu)傳動平穩(wěn)，能緩沖減振，宜布置在高速級傳動系統(tǒng)中。 對方案b為蝸輪蝸桿減速器，其結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)能實現(xiàn)較大的傳動比，但其效率低，適用天中小功率間歇運轉(zhuǎn)的場合。 方案c為圓錐齒輪減速器，其圓錐齒輪加工困難，特別是大直徑大模數(shù)的圓錐齒輪，一般只有在需改變軸的布置方向時采用。 綜觀上述三種傳動方案的比較，在此選用方案b較為合適。另外由于蝸輪蝸桿在開式傳動的工作環(huán)境中潤滑條件較差，壽命較短而振動攪拌器采用蝸輪蝸桿傳動，傳動效率本身就低，為改善此條件，減少磨損，故采用閉式蝸輪減速器。 第2.4節(jié) 傳動比的分配 因蝸輪桿傳動的傳動比比較大，其一級蝸輪減速器的傳動范圍可在10-60，最大可取120故如果傳動比太小交失去意義，在此結(jié)合筒體的轉(zhuǎn)動速度n=25r/min及橡膠輪轉(zhuǎn)動時帶動體轉(zhuǎn)動其兩面者之間存在一個傳動比，同時也考慮電動機(jī)功率大約在200瓦左右時，所選電動機(jī)的轉(zhuǎn)速初步確定總傳動比為112，其中蝸輪減速器的傳動比為30橡膠輪與筒體間的傳動比為3.7。 第2．5節(jié) 筒體結(jié)構(gòu)的初步設(shè)計 根據(jù)已知條件,筒體的體積 V=9升,為了工作的方便以及外觀的好看,初取筒體的直徑d=200mm長l=300mm,并且采用標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫,兩端略帶15°的錐角，材料采用普鋼Q235，其厚度為2mm。 第三章 傳動裝置及電動機(jī)的選擇 第3．1節(jié) 選擇傳動方案 根據(jù)總體設(shè)計中幾種傳動方案的選擇比較，因蝸輪蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比。尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，適于中小功率間歇運轉(zhuǎn)的場合，而此振動攪拌器基本與上述條件相吻合，故選擇電動機(jī)—蝸輪減速器的傳動裝置，且蝸桿采用下置式，一級蝸輪減速器，電動機(jī)與蝸桿用聯(lián)軸器連接。 第3．2節(jié) 電動機(jī)的選擇 3.2.1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)式 由于直流電動機(jī)需直流電源，價格較高，維護(hù)比較高不便，因此采用交流電動機(jī)且采用微型電動機(jī)BO系列相電阻起動異步電動機(jī)。 3.2.2、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定 因BO系列電動機(jī)有兩種轉(zhuǎn)速2800r/min 1400r/min,初步取其轉(zhuǎn)速為2800r/min（根據(jù)總體設(shè)計中的總傳動比與筒體轉(zhuǎn)速確定）而此時其總效率為0.70-0.75(蝸丁頭數(shù)為單頭時)0.75-0.82(蝸桿頭數(shù)為雙頭時)傳動比的一般范圍為10-40最大傳動比應(yīng)小于120在此初步確定蝸桿頭數(shù)為雙頭。 3．2．3電動機(jī)容量的確定 “因電動機(jī)所需功率為： P=kw （3.1） p—工作機(jī)所需工作功率，指工作機(jī)主動端運輸帶所需功率 η—電動機(jī)至工作機(jī)主動端運輸帶的總效率”[1] 因此： P=kw =120/=152.87w “故選擇電動機(jī)為BO其技術(shù)數(shù)椐如下： 系列 機(jī)座號 功率(w) 電流(A) 電壓(U) 轉(zhuǎn)速(r/min) BO >1 180 1.95 220 2800 頻率(HZ) 效率 功率因數(shù) 起動轉(zhuǎn)矩(N.min) 起動電流(A) 50 53% COSΨ=0.72 1.3 17 3.2.4、電動機(jī)的外形和安裝尺寸” . L AC AD D M N HC HD 250 130 100 11 115 95 125 165 E F GE A B C H K 23 4 2.5 100 80 40 63 7.0 表3.1 第3.3節(jié) 傳動比的分配 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)筒體轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)速n，以及總體設(shè)計中的總傳動比結(jié)合考慮，可得傳動裝置總傳動比為 i=n/n=2800/25=112 即總傳動比i與總體設(shè)計中的傳動比相吻合故總傳動比確定為i=112因 傳動比為各級傳動比i、i、i…i的乘積即 i=ii…i 但傳動系統(tǒng)中只用蝸輪減速度器，橡膠輪與筒體間的減速則 i=i.i i—蝸輪減速器的傳動比 i—橡膠輪與筒體間的傳動比” 為使橡膠輪與筒體的外廓尺寸不致過大或過小，以及根據(jù)總體設(shè)計的值確定 i=30、i=3.7 即： i= i.i=30×3.7=111則n==25.2 因一般允許工作機(jī)實際轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的相對誤差為（3～5）%，故傳動比的確定及分配基本合理。 第3．4節(jié) 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 為進(jìn)行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩或功率，如將傳動裝運裝置各軸高速至低速依次定位為1軸、2軸…以及 “i，i…i—為相鄰兩軸間的傳動比 ， …—相鄰兩軸間傳效率 P，P…P— 各軸的輸入功率 T,T…T— 各軸的輸轉(zhuǎn)矩”[1] 3.4.1、各軸的轉(zhuǎn)速 因電動機(jī)輸出軸與蝸桿通過聯(lián)軸器連接，故蝸桿的轉(zhuǎn)速幾蝸桿= n蝸輪= == 而蝸輪軸與主動軸間采用一根軟軸連接。故： n主動軸=n蝸輪= 3.4.2、各軸的輸入功率 因電動機(jī)輸入輸與蝸桿用聯(lián)軸器連接，其間的效率為0.97—0.98 故： p蝸桿=180×（0.97＋0.99）/2=176.4w 又因蝸輪減速器間的效率查有關(guān)資料為0.75—0.82 取其為0.8 故： p主動軸=p蝸輪軸=p蝸桿×0.8=141.12w 所以主動軸與筒體間的效率為： η==85.03% 3.4.3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 因電動機(jī)的輸轉(zhuǎn)矩為： T電出=9550=9550=0.65N.m 所以蝸桿的輸出轉(zhuǎn)矩為： T蝸桿=0.65×1×=0.6N.m 蝸輪軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： T蝸輪軸=0.6×30×0.8=14.4N.m 主動軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： T主動軸=14.4×1×0.99=14.26N.m 筒體的輸入轉(zhuǎn)矩為： T筒體=14.4×3.7×0.85=45.29N.m 運動和動力參數(shù)理如下： 軸名 功率W 轉(zhuǎn)矩N.M 轉(zhuǎn)速r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電機(jī)軸 180 0.65 2800 1 0.98 蝸桿 176.4 141.12 0.6 14.4 2800 30 0.8 蝸輪軸 141.12 140 14.4 14.26 93.33 1 0.99 主動軸 140 120 14.26 93.33 第四章 聯(lián)軸器設(shè)計 第4.1節(jié) 選擇聯(lián)軸器的類型 因聯(lián)軸器的制造安裝維護(hù)和成本在滿足使用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便維護(hù)簡單成本低的聯(lián)軸器，因在本機(jī)中械中聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩不大，對緩沖性能的要求較高，另外還要考慮安裝調(diào)整后是否能使兩軸嚴(yán)格精確對中或工作過程中兩軸是否會產(chǎn)生較大的附加相對位以及聯(lián)軸器工作時轉(zhuǎn)速高低和離心力都必須予以確認(rèn)，下面是幾種聯(lián)軸器的比較。 4．1．1、剛性聯(lián)軸器 凸緣聯(lián)軸器： 對所聯(lián)兩軸的相對位移缺乏補(bǔ)償能力，故對兩軸對中性要求很高，當(dāng)兩軸間有相對位移時，就會在機(jī)件內(nèi)引起附加載荷，使工作情況惡化，但它構(gòu)造簡單，成本低謙，可請大轉(zhuǎn)矩。 4．1．2、撓性聯(lián)軸器 (1)十字滑塊聯(lián)軸器： 一般用于轉(zhuǎn)速n<250r/min.軸的剛度較大，且無劇烈沖擊處， 效率η=1-（3～5） （4.1） 這里?為摩擦系數(shù),一般取0.15～0.25.y為兩軸間的徑向位移量(mm)d為軸徑,因其半聯(lián)軸器與中間盤組成移動副,不能發(fā)生相對轉(zhuǎn)動,故主動與從動軸的角速度應(yīng)相等.且兩軸間有相對位移時會產(chǎn)生很大的離心力,從而增大動載荷及磨損。 （2）滑塊聯(lián)軸器： 與十字滑塊聯(lián)軸器相似，但由于中間滑塊的質(zhì)量減小，又其有彈性，故允許較大的極限轉(zhuǎn)速，且中間滑塊也可用尼龍6制成，并在配制時加入少量的石墨或二硫化鉬，在使用時可自行潤滑其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，適用于小功率，且高速無劇烈沖擊處。 （3）彈性柱銷聯(lián)軸器： 制造容易，裝方使，成本較低，但彈性套易磨損，壽命較短，適用于聯(lián)接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或轉(zhuǎn)動頻率的傳遞中，小轉(zhuǎn)矩的軸。 根據(jù)以上積壓聯(lián)軸器的特點和性能結(jié)結(jié)合設(shè)計的已知條件，初步確定聯(lián)軸器的類型為撓性滑塊聯(lián)軸器。 第4．2節(jié) 計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 由于機(jī)器起動時的動載荷和運轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)過載，所以按軸可能出現(xiàn)的最在轉(zhuǎn)矩作為計算轉(zhuǎn)矩T： T=K.T (4.2) K—工作情況系數(shù) T—公稱轉(zhuǎn)矩 根據(jù)手冊得K=1.7 已知T=0.65N.M,所以：T=1.7×0.65=1.105N.M 第4.3節(jié) 聯(lián)軸器的確定以及其基本尺寸 根據(jù)的結(jié)論及其計算轉(zhuǎn)矩T=1.105N.M，從手冊中查得N21型滑塊聯(lián)軸器的允許最大轉(zhuǎn)矩為2.5N.MM，極限轉(zhuǎn)速n=1000r/min故所選聯(lián)軸器合用，其結(jié)尺寸如下： D D L L L d 允許最大轉(zhuǎn)矩（N.M） C 50 32 67 39 14 15 2.5 2 質(zhì)量（kg） 轉(zhuǎn)動慣量 允許最大轉(zhuǎn)速r/min L 0.7 0.00015 10000 25 表4.1 第4.4節(jié) 聯(lián)軸器的附加說明 1) “為傳遞表中列出的扭矩,半聯(lián)軸器與軸頸的配合采用H/r6配合。 2) 滑塊材料采用尼龍6,其中增加少量石墨或二硫化鉬。 3) 兩軸允許傾斜角≤40°裝配時允許徑向位移≤0.2mm。 4) 半聯(lián)軸器的材料為Q235?！盵3] 第五章 蝸桿的設(shè)計 第5.1節(jié) 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB10085-88的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 第5.2節(jié) 選擇材料 根據(jù)庫存材料的情況,并考慮到蝸桿傳動的功率不在速度只是中等,幫蝸桿用45號鋼，因希望效率高耐磨性好些，幫蝸桿的螺旋面要求淬火，硬度為大于45HRC，蝸輪采用ZcuSn10P(鑄錫磷青銅) 第5.3節(jié) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸牛桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，再校齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，因傳動中心距為： a≥mm (5.1) 5.3.1、確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T,按Z=2估取效率η=0.8則 T=9.55×10=9.55×10=14.81N.M 5.3.2、確定載荷系數(shù) 因工作載荷穩(wěn)定,所以選取齒向載荷分布系數(shù)K=1,由手冊選取用系數(shù)K=1.15,由于轉(zhuǎn)速不高沖擊不大，可取動動載系數(shù)K=1.05則： K= K. K. K=1.15×1×1.05=1.21 (5.2) 5.3.3、確定彈性影響系數(shù)Z 因選用的是鑄磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配故Z=160。 5.3.4、確定接觸系數(shù)Z 假設(shè)蝸桿的分度圓直徑d/a =0.35從而查手冊得Z=2.9。 5.3.5、確定許用接角應(yīng)力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅,金屬模鑄造蝸桿硬度大于45HRC,可從表中查得蝸輪的基本許用力[σ]′=268mPa 所以應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為： N=60jnL=60×1×2800Ln (5.3) L—壽命數(shù)此壽取2000小時 即： N=60×9×93.33×2000=1.119×10 (5.4) 壽命系數(shù)： K==0.9945 (5.5) 則： [σ]=K[σ]′=0.9945×268=266.53Mpa (5.6) 5.3.6、計算中心距 a≥≈37.87mm (5.7) 取中心距a=42,因I=30故從表中取模數(shù)并結(jié)全實際情況及生產(chǎn)的需要取模數(shù)m=1,蝸桿分度圓直徑d=22這時d/a=22/42=0.523從而可得′=2.65因為 ′〈，因此上取結(jié)果可以采用。 第5．4節(jié) 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 5．4．1、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸如下表： 名稱 代號 數(shù)值 中心距 a 42 蝸桿頭數(shù) Z 2 蝸輪數(shù) Z 62 齒形角 a′ 20° 模數(shù) m 1 傳動比 i 30 蝸輪變位系數(shù) x 0 蝸桿直徑系數(shù) q 22 蝸桿軸向齒距 p 3.14 蝸桿導(dǎo)程 p 2 蝸桿分度圓直徑 d 22 蝸桿齒頂圓直徑 d 24 蝸桿齒根圓直徑 d 19.5 頂隙 c 1 漸開線蝸桿基圓直徑 d 5．31 蝸桿導(dǎo)程角 r 5．19° 漸開線蝸桿圓導(dǎo)程角 r 20．64° 蝸桿齒寬 b 30 蝸輪分度圓直徑 d 62 蝸輪齒頂圓直徑 d 64 蝸輪齒根直徑 d 59．5 蝸輪齒頂高 h 1 蝸輪齒根高 h 1．25 蝸輪齒高 h 2．25 蝸輪齒寬 b 20 蝸輪齒寬角 θ 130．76 蝸桿軸向齒厚 S 1．57 蝸桿法向齒厚 S 1．56 蝸桿節(jié)圓直徑 d′ 22 蝸輪節(jié)圓直徑 d′ 62 表5.1 第5．5節(jié) 驗算傳動比 根據(jù)I=Z/Z=62/2=31,這時傳動比誤差為=-3.3%是允許的故蝸輪蝸桿的齒數(shù)符合要求。 第5．6節(jié) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 σ=1.53kTYY/ddmcosr≤[σ] (5.8) 當(dāng)量齒數(shù) Z=Z/cosr=62/ cos5.16=62/0.988=62.76 根據(jù)x=0 Z=62.76從圖表中可查得齒形數(shù)Y=2.3,螺旋角系數(shù)Y=1-=0.957。 因許用彎曲應(yīng)力[σ]=[σ]′k從表中查得ZcuSn10P制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[σ]′=56Mpa所以壽系數(shù)： K==0.9144 [σ]=56×0.9144=51.21Mpa [σ]==43.19 故彎曲強(qiáng)度是滿足的 第5.7節(jié) 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機(jī)械減速器,從GB10089-88圓柱蝸桿,蝸輪精度中選擇7級精度,側(cè)隙種類為g標(biāo)注為7Ggb10089-88, 然后由有關(guān)手冊查得手冊要求的公差項目及表面粗度如下： 蝸桿公差 公差 檢驗項目代號 公差或極限偏差 Ⅰ Ⅱ f 0.014 Ⅱ f 0.032 Ⅱ f ±0.011 Ⅱ f 0.018 Ⅱ f 0.015 Ⅲ f 0.016 表5.2 蝸輪的公差組 公差組 檢驗項目代號 公差或極限偏差 Ⅰ 齒距累積公差F 0.045 Ⅰ K個齒距累積公差F 0.028 Ⅰ 齒圈徑向跳動公差F 0.04 Ⅱ 齒距極限偏差f ±0.014 Ⅱ 齒形公差f 0.011 表5.3 第5．8節(jié) 初步確定蝸桿上的最小直徑： 先按公式初步估算蝸桿上的歸小直徑，因蝸桿的材料為45號鋼淬火處理，根據(jù)公式取A=125于是得： d=A=125=5mm (5.9) 蝸桿的最小直徑，顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑為了使所選的直徑與聯(lián)軸的孔徑相適應(yīng)，幫需同時選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器根據(jù)前面設(shè)計半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔徑d=25mm,故取d=15mm。 第5．9節(jié) 蝸桿的結(jié)構(gòu)與各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出軸肩定位，故取dⅡ-Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=16mm左端用擋圈定位半聯(lián)軸器蝸桿配合的轂孔長度L=25，為保證擋圈只壓半聯(lián)軸器上而不壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取LⅡ-Ⅲ=24。 第5．10節(jié) 初步選取滾動軸承 因軸承主要承受徑向載荷，同時也承受較小的軸向載荷，故選用深溝球軸承參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=16mm由軸承產(chǎn)品中目錄中初步選取特輕系列103其基本尺寸為d×D×B=17×35×10故dⅡ-Ⅲ=17mm，為了加工的需要和方便 Ⅳ-Ⅴ之間加工一段砂輪越尾槽，取其直徑為15mm其軸向長度2mm，軸承的左端用螺帽進(jìn)行定位。根據(jù)對螺帽的設(shè)計（在此略），則知LⅡ-Ⅲ，右端采用軸肩進(jìn)行定位，另外，根椐蝸輪的直徑d蝸輪=62mm，以及蝸桿的齒寬b≥(12+0.1Z)=18.2取其30mm和蝸輪輪體距箱體內(nèi)壁之間的距離取10mm故可以取LⅤ-Ⅵ=LⅦ-Ⅷ=10mm，右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，故dⅨ-Ⅹ=17mm,LⅨ-Ⅹ=10mm，還有右端軸承采用軸肩定位由手冊上查得103型軸承的定位軸肩高度h=1mm由此得dⅤ-Ⅵ= dⅦ-Ⅷ=18mm,至此已基本上確定了各段直徑和長度。 第5．11節(jié) 蝸桿上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與蝸桿的周向定位采用平鍵連接，按dⅠ-Ⅱ=15,由手冊查得平鍵截面b×h=5×5,鍵槽用銑刀加工，長為18mm，同時半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 參考手冊，取軸端倒角為0.8×45°各處軸肩的圓角半徑為R0.8。 繪制工作圖見零件圖紙。 第六章 主動軸的設(shè)計 因主動軸與蝸輪軸用一個軟軸連接，所以工作時的轉(zhuǎn)矩變化很小，又已知主動軸上的功率P主動軸=141.12W.轉(zhuǎn)速n主動軸=93.33r/min轉(zhuǎn)矩T=14.26N.M。 第6．1節(jié) 初步確定軸的最小直徑 先按公式初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)手冊，取A=112于是得： d= A=112×=12.855mm (6.1) 因主動由的最小直徑與彈簧軟軸相連，所以此時可取dⅠ=12mm. 第6．2節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6．2．1、初步擬定軸上零件的裝配方案 6．2．2、根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選定滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承，參觀照工作需要并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=12mm由軸承產(chǎn)品目錄中初選取基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度的角接觸球軸承35201其尺寸d×D×B=12×32×10，右端軸承的定位采用軸肩進(jìn)行定位，軸手冊上查得36201的定位，軸間高度h=1mm ，因此dⅥ-Ⅶ=14mm ,左端用左支架內(nèi)的孔凸臺進(jìn)行定位，軸環(huán)寬度b≥1.4h,取b=8。 （2）取安裝橡膠輪(的輪轂的)處的軸段dⅢ-Ⅳ=16mm,其左端與軸承之間采用圓螺母鎖緊定位，已知橡膠輪的輪轂的寬度為72mm ,為了便于螺母端面可靠地壓緊橡膠輪，此時可取螺桿長度為26mm，橡膠輪的右端采用軸肩定位故取LⅢ-Ⅳ=84mm, 故取軸肩高度h=2mm,則dⅣ-Ⅴ=20mm. (3根據(jù)總討設(shè)計筒體體積v=9升長為L=300mm 直徑d=200mm所以LⅡ-Ⅷ=300+10+10+16=336為了使筒體不與兩支架距離太近，便于操作方便，并且使軸與蝸輪軸間連接方便，此時LⅠ-Ⅱ=30mm故可初選軸的總長為410mm. (4)確定軸上圓角倒角尺寸 參考手冊取軸端倒角為0.8×45°各軸肩處的圓角半徑為R0.8 第6.3節(jié) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算圖,在確定軸承的支點位位置時,應(yīng)從手冊中查取a值,對于36201型角接觸軸承,由手冊得a=7.6mm.因此,作為簡支粱的軸的支承跨距L=410-20-7.6×2=372.8mm.根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖. 從軸的結(jié)構(gòu)圖和計算彎矩圖中可以看出截面c處的計算彎矩最大,是軸的危險截面,現(xiàn)將計算出的截面c處的M M M及 M的值列于下表: 載荷 水平面 垂直面 支反力R R=712N. R=713N R==713N R=713N 彎矩 M =713×=132618N.mm M=713×186=132618N.mm M=-132618N.mm 總彎矩 M==187550.17N.mm M=187550.17N.mm 扭矩T T=14260N.mm 計算彎矩 M==187745N.mm M= M=187550.17N.mm 表6.1 第6.4節(jié) 求作用在軸上的力 F=2T/d==14260N (6.2) F= F=14260N F= Ftg0° (6.3) F為圓角力, F為徑向力, F為軸向力 第6.5節(jié) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核軸上承受最大計算彎矩的截面的強(qiáng)度,則由公式及上表中的數(shù)值可得: σ===23.47MPa (6.4) 前已選定軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)處理,由表查得[σ]=60MPa因此σ<[σ] 所以安全。 第七章 從動軸的設(shè)計 因從動由設(shè)計尺寸與主動軸的尺寸基本相同，只是從動軸的不需與任何其它軸聯(lián)接，而其兩端只裝配角接觸球軸，故從動由與主動軸相比少了與軟軸相連接的那段長度，其它都相，故從動軸的總長度L=410-20=390mm。 第7．1節(jié) 從動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 7．1．1、擬定軸上零件的裝配方案 7．1．2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑攻長度 軸的知段直徑和長度見主動軸。 7．1．3、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考手冊，取軸端倒角為0.8×45°各軸肩處的圓角半徑為R0.8。 7．1．4、求軸上的載荷 見主動軸。 第7．2節(jié) 從動軸的工作結(jié)構(gòu)圖 見零件圖 第八章 蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 第8．1節(jié) 蝸輪結(jié)構(gòu) 根據(jù)蝸輪的齒頂圓直徑d=64mm可以做成整體式結(jié)構(gòu)，輪芯部分的結(jié)構(gòu)尺寸如下： d=12mm 鍵槽尺寸為16×1.2×3 于是，根據(jù)前面對蝸輪各尺寸的設(shè)計，蝸輪的結(jié)構(gòu)如下： 第8．2節(jié) 求出蝸輪上的功率P轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 根據(jù)前面的設(shè)計得： P=141.12W n=93.33r/min T=14.4N.m 第8.3節(jié) 求作用在蝸輪上的力 因已知蝸輪分度圓直徑為: d=mz=62mm (8.1) Ft=2T/d=14400/62=464.52N (8.2) Fr=Ft=464.52×=16.9N (8.3) Fa=Ft*tgβ=0N (8.4) Ft—圓周力 Fr—徑向力 Fa—軸向力 第8.4節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 先按公式初小估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45號鋼,根據(jù)地手冊取A=112于是得: d= A=112=12.86mm (8.5) 因蝸輪軸與主動之間用軟軸相連,故可取d=12mm 8.4.1、擬定軸上零件的裝配方案 第8.5節(jié) 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 8.5.1、 因在此機(jī)械中軸的最小直徑處是通過一根軟軸與主動軸連接,即d=12mm同時取其長度為L=15mm。 8．5．2、 考慮到減速器加油潤滑，所以軸端需加密封裝置以防止油液泄露，故在此設(shè)計一凸臺，其半徑為d=15mm,長度L=13mm。 8．5．3、 初步選擇滾動軸承，因軸承主要承受徑向載荷，同時也承受了較小的軸向載荷故選用深溝球軸承，根據(jù)d=15mm，并參照工作需要，軸軸承產(chǎn)品目錄中初步選取特輕系列103，其尺寸為d×D×B=17×35×10故d=17mm, L=10mm,根據(jù)蝸輪輪芯部分尺寸d=12mm,所以在此右端軸承與左端軸承應(yīng)為同一類型不同型號的軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取特輕系列101，其主要結(jié)構(gòu)尺寸為d×D×B=12×28×8其右端用螺母定位為使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，蝸輪與軸承之間相互進(jìn)行軸向定位故d=12mm，L=8+18=26mm。 8．5．4、蝸輪的周向定位 蝸輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按d=12mm由手冊查得平鍵尺寸為b×h=4×4(GB1095-79),鍵槽用銑刀加工長為12（標(biāo)準(zhǔn)鍵長見（GB1096-79）同時為了了保證蝸輪與軸配合良好的對中性，故選取蝸輪輪轂的配合為H7/n6。 8．5．5、圓螺母的確定 根據(jù)d=12mm,以及參照工作的需要，可由手冊查得圓螺母的型號及其結(jié)構(gòu)如圖8.3. 尺寸為M10×1，d=20mm,m=6mm,C=0.5mm,C=0.5mm (GB810-88)。為使軸承能牢固地軸向定位,故采用兩個圓螺母,所以d=10mm,L=12mm。 第8.6節(jié) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考手冊，取軸端倒角為0.8×45°。各軸肩處的圓角半徑為0.8mm。 第九章 筒體的設(shè)計 第9．1節(jié) 筒體結(jié)構(gòu)的確定 因考慮到本產(chǎn)品屬實驗室用機(jī)械，不屬于大批大量生產(chǎn)，故筒體采用焊接結(jié)構(gòu)標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫，并根據(jù)已知條件V=9升，由總體設(shè)計中初步確定的結(jié)構(gòu)尺寸即涂料筒體長度L=300mm，直徑d=200mm,可初步確定筒體的結(jié)構(gòu)如下： 第9.2節(jié) 確定筒體的壁厚 因筒體有別于壓力容積,不要承受很大壓力,故筒體的壁厚可以根據(jù)實際情況以及結(jié)合生產(chǎn)條件取值,在此取壁厚S=2mm。 第9.3節(jié) 送料孔和卸料孔的設(shè)計 本機(jī)械屬實驗生產(chǎn)用機(jī)械，送料及卸料可不要求實現(xiàn)自動化，在此在筒體的右端開一個孔用一個接頭與其連接，以便在筒體轉(zhuǎn)動攪拌時沒有攪拌均勻的涂料就泄露，用一個螺帽與接頭連接，在螺帽與接頭加密封圈，另外，為了上料方便在筒體的端平面中心安裝一個提手。 第9．4節(jié) 筒體各部分尺寸的確定 9.4.1、 由于筒體的兩端與橡膠輪之間產(chǎn)生磨擦,并由橡膠輪帶動筒體轉(zhuǎn)動,為了提高生產(chǎn)率,使橡膠輪與筒體能更好接觸并結(jié)合實際工作的需要,在筒體的兩端作成一個錐臺,其錐角為R=15°,錐臺的長度為L=50mm。 9．4．2、送料孔卸料孔尺寸的確定 為了生產(chǎn)的方便，送料孔與卸料孔實際做成了一個孔，根據(jù)筒體兩端的直徑D=200-2×50*sin15°=174.1mm取送料孔與卸料孔的中心距筒體中心的距離取d=53mm,另外送料孔與卸料孔的半徑r=22mm。 9．4．3、加強(qiáng)圈的設(shè)計 筒體在橡膠輪的帶動下作傳動的同時，為使涂料混合均勻，在筒體的中間加一個振動力，使筒體既轉(zhuǎn)動又作徑向振動，為了使筒體在振動時能夠承受足夠的振動力，給筒體加一個加強(qiáng)圈，加強(qiáng)圈采用焊接結(jié)構(gòu)，采用標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫，在此取加強(qiáng)圈的寬度為a=200mm。 第9．5節(jié) 筒體的技術(shù)要求 1） 筒體采用焊接結(jié)構(gòu)，標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫。 2） 兩錐圓修光整，無明顯凹凸不平。 3） 外表面吹砂。 4） 與接頭焊后鍍鋅。 第十章 振動頻率的設(shè)計 因筒體入于主動軸與從動軸上，由主動軸的橡膠輪帶動筒體轉(zhuǎn)動的同時又有振動力使筒體產(chǎn)生徑向振動，而筒體并不固定于某個部件上，故必須計算出筒體的固有振動頻率即基頻，以使實際振動頻率不等于固有振動頻率，以免筒體產(chǎn)生共振幅過大而產(chǎn)生危險。 第10．1節(jié) 用瑞利法求筒體的固有頻率 “離散系統(tǒng)主模態(tài)數(shù)與自由度數(shù)相同，為估算固有頻率，必須假定動力振型或模態(tài)向量，一般瑞利法用于求基頻，因為對于更高階頻率估算模態(tài)向量更困難，若所假定的振型是精確的動力振型，則計算出的頻率也是精確的，若所假定的振型不是精確的動力振型，它相當(dāng)于對振動系統(tǒng)附加一個約束，因此計算出來的頻率高于實際什，這樣，瑞利法相對估算法的頻率趨于給出的較高值，下面是幾種典型的用瑞利法求基頻。 顯然，對于基頻的動撓度由線應(yīng)假設(shè)成上圖C的形式，在上圖a中軸的質(zhì)量忽略不計，系統(tǒng)的勢能是彎曲變形，使它等于靜載荷所做的功，最大勢能是： V=（my+my+my）g (10.1) mg、mg、mg－是由轉(zhuǎn)子形成的靜載荷 y、y、 y－轉(zhuǎn)子撓度 對于簡諧振動，由于轉(zhuǎn)子的最大動能T是： T=（my+my+my） （10.2） W—振動頻率 使V與T其等化簡后可得: W= g(my+my+my）/（my+my+my） (10.3) 或 W= (10.4) 如圖10.2 a所示為軸承支承具有兩圓盤的均質(zhì)軸,設(shè)軸的靜撓度,如圖10.2 b所示則可算出系統(tǒng)的基頻。”[7] 假定軸是個質(zhì)量集中的筒體支梁，忽略軸的質(zhì)量應(yīng)用上式得： W= g(my+my+my）/（my+my+my） = =81750 所以：W=285.92弧度/秒。 T===0.0219 f=1/T=45.5Hz 即筒體的固有頻率f=45.5Hz，結(jié)合生產(chǎn)中用電的頻率為50Hz，即筒體的固有頻率小于工作時電磁鐵的振動頻率，即筒體在工作時不產(chǎn)生共振，故工作過程中筒體的振幅不會很大，是安全的。 第10.2節(jié) 振幅的設(shè)計 10.2.1、振動方程的確定 根據(jù)已知條件得振幅A≯0.02mm寫出筒體振動的振動方程： X=Acos(wt+Ψ) (10.5) A— 振幅 w—角頻率 Ψ—初相角 因頻率w是由振動系統(tǒng)本身性質(zhì)所決定的，在角頻率已經(jīng)確定的條件下，振幅A和初相角Ψ由初始時刻，振動物體的運動狀態(tài)決定，設(shè)t=0時， x=x,v=v由式x=Acos(wt+Ψ)和v==-Awsin(wt+Ψ) （10.6） 有: x=AcosΨ v=-AwsinΨ 于是: A= (10.7)而有信 tgΨ=- v/wx (10.8) 其中: A=0.02 x=0 Ψ=π/2 所以振動方程x=0.02cos(285.92t+π/2) 10．2．1、電磁鐵的確定 “下面是幾種電磁鐵用途及工作條件的比較”[7] 系列型號 系列名稱 用途 工作條件 不宜應(yīng)用的場合 海拔 環(huán)境溫度 MZS1 三相交流制動電磁鐵 適用于長行閘瓦或帶式制動器 100米 -45°-35°C 1、充滿水蒸汽境或不能 防止雪及液體浸入的地方。 2、有劇烈振動或強(qiáng)力顛簸的地方。 3、含有能損壞金屬和絕緣腐蝕性氣體及蒸汽的環(huán)境。 4、有爆炸危險的環(huán)境（MZS581除外）。 5、MZZ2不宜用于充滿導(dǎo)電塵埃的環(huán)境。 MZZ2 直流制動電磁鐵 適用于閘瓦制動器 -30°-40°C MZS581 工廠用隔爆型交流制動電磁鐵 適用于閘瓦制動器 MQ1 牽引電磁鐵 用于機(jī)床及制動化系統(tǒng)操作各種機(jī)構(gòu) MFJO MFJ1 交流閥用電磁鐵 與液壓閥或氣閥組成石磁閥用于液壓或氣壓傳動系統(tǒng)中 MFZ1 直流閥用磁鐵 表10.1 根據(jù)以上比較的結(jié)果，初步選定MQ1系列的牽引電磁鐵，另外，根據(jù)MQ1系列選用電磁鐵，型號為MQ1-1.5T推動式電磁鐵，其技術(shù)數(shù)據(jù)為： 電磁鐵型號 使用方法 額定吸力 （公斤） 額定行程 （mm） 通電持續(xù)率（%） 操作次數(shù) （次/時） 鈄鐵重量 （公斤） MQ1-1.5T 推動式 1.5 20 60 600 0．30 表10.2 電磁鐵的特性曲線 小結(jié) 通過本次設(shè)計，使我基本懂得了設(shè)計的一般過程以及設(shè)計的一般技巧，培養(yǎng)了自己查閱資料，撰寫論文的能力，同時，也懂得了設(shè)計過程的艱辛以及設(shè)計和發(fā)明一種新產(chǎn)品對社會的工業(yè)的推動是一種不估量的貢獻(xiàn)。 另外，本次設(shè)計的振動攪拌器，其性能以及加工的精度要求較企業(yè)用來加工和生產(chǎn)別的物件的機(jī)床要低，有些零件的設(shè)計只是根據(jù)實際情況而設(shè)計而不按標(biāo)準(zhǔn)取值，如蝸輪減速器中蝸輪蝸桿中心距的設(shè)計以模數(shù)的取值，還有由于所參考的資料不同，有的零件所采用的標(biāo)準(zhǔn)為1988年新標(biāo)準(zhǔn)有的為1979年標(biāo)準(zhǔn)，所以有些零件的設(shè)計可能稍有不同，特別是對筒體的設(shè)計因其有別于壓力容積，故在設(shè)計過程中要求較低，采用焊接結(jié)構(gòu)表面無明凹凸不平，吹砂鍍鋅即可并其尺寸可根據(jù)需要而定而無標(biāo)準(zhǔn)定額。 由于時間倉促，設(shè)計者的水平有限以及經(jīng)驗的不足，蔬忽和錯誤在所難免，敬請批評評指正。 設(shè)計者：唐順祥 2005年5月2日 參考文獻(xiàn) [1]龔淮義主編、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》、2000 、 高等教育出版社 [2] 《機(jī)械設(shè)計師手冊》編寫組編、1975、《機(jī)械設(shè)計師手冊》、 機(jī)械工業(yè)出版 [3]《機(jī)械設(shè)計師手冊》編寫組編、《機(jī)械設(shè)計手冊》 、1980 、化學(xué)工業(yè)出版社 [4]齊占慶主編、《機(jī)床電氣控制技術(shù)》、1994、 機(jī)械工業(yè)出版社 [5]無錫輕工業(yè)學(xué)院 天津工業(yè)學(xué)院、編、《食品工廠機(jī)械與設(shè)備》、1988、中國食品工業(yè)出版社 [6]濮良貴 紀(jì)名剛主編、《機(jī)械設(shè)計》、1979、 高等教育出版社[2]、 [7] F.S.謝 I．E．摩爾 R．I．亨克樂著、《機(jī)械振動—理論及應(yīng)用》、1991、國防工業(yè)出版社 [8] 國家教委高等教育司 北京市教育委員會編、《高等學(xué)校畢業(yè)設(shè)計（論文）指導(dǎo)手冊》、2003、高等教育出版社 經(jīng)濟(jì)日報出版社 致 謝 經(jīng)過一個學(xué)期的努力，畢業(yè)設(shè)計到現(xiàn)在已基本完成了。在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，通過對自己所選課題的資料收集、總結(jié)和應(yīng)用，使我對所學(xué)的知識有了更深的了解。雖然設(shè)計中難免有許多不完善的地方，但是我認(rèn)為通過畢業(yè)設(shè)計進(jìn)一步提高了自己的自學(xué)能力，為以后的學(xué)習(xí)和工作打下了基礎(chǔ)。 在此，首先感謝指導(dǎo)老師趙老師的悉心指導(dǎo)，在整個設(shè)計期間不厭其煩地為我們解決各種困難并指出設(shè)計中的錯誤，引導(dǎo)我們圓滿地完成畢業(yè)設(shè)計。同時也感謝其它老師平時對我的教導(dǎo)指點，在設(shè)計上給予寶貴的建議，使我對所學(xué)知識有了更深的理解。 在整個設(shè)計方面，要感謝我的同窗們，他們給了我極大的幫助，提出了許多寶貴的意見和建議。在此一并表示深深的謝意！ 唐順祥 2005年6月 ` 34