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

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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(dòng)比的分配 由選定的電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)筒體轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速n，以及總體設(shè)計(jì)中的總傳動(dòng)比結(jié)合考慮，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 i=n/n=2800/25=112 即總傳動(dòng)比i與總體設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)比相吻合故總傳動(dòng)比確定為i=112因 傳動(dòng)比為各級(jí)傳動(dòng)比i、i、i…i的乘積即 i=ii…i 但傳動(dòng)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(dòng)比 i—橡膠輪與筒體間的傳動(dòng)比” 為使橡膠輪與筒體的外廓尺寸不致過(guò)大或過(guò)小，以及根據(jù)總體設(shè)計(jì)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(shí)際轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的相對(duì)誤差為（3～5）%，故傳動(dòng)比的確定及分配基本合理。 第3．4節(jié) 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù) 為進(jìn)行傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩或功率，如將傳動(dòng)裝運(yùn)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(dòng)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(dòng)機(jī)輸出軸與蝸桿通過(guò)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(dòng)軸間采用一根軟軸連接。故： n主動(dòng)軸=n蝸輪= 3.4.2、各軸的輸入功率 因電動(dòng)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(dòng)軸=p蝸輪軸=p蝸桿×0.8=141.12w 所以主動(dòng)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(dòng)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(dòng)軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： T主動(dòng)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(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)理如下： 軸名 功率W 轉(zhuǎn)矩N.M 轉(zhuǎn)速r/min 傳動(dòng)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(dòng)軸 140 120 14.26 93.33 第四章 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 第4.1節(jié) 選擇聯(lián)軸器的類(lèi)型 因聯(lián)軸器的制造安裝維護(hù)和成本在滿(mǎn)足使用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便維護(hù)簡(jiǎn)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(duì)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(duì)中或工作過(guò)程中兩軸是否會(huì)產(chǎn)生較大的附加相對(duì)位以及聯(lián)軸器工作時(shí)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(duì)所聯(lián)兩軸的相對(duì)位移缺乏補(bǔ)償能力，故對(duì)兩軸對(duì)中性要求很高，當(dāng)兩軸間有相對(duì)位移時(shí)，就會(huì)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(jiǎn)單，成本低謙，可請(qǐng)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(wú)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(pán)組成移動(dòng)副,不能發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng),故主動(dòng)與從動(dòng)軸的角速度應(yīng)相等.且兩軸間有相對(duì)位移時(shí)會(huì)產(chǎn)生很大的離心力,從而增大動(dòng)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(shí)加入少量的石墨或二硫化鉬，在使用時(shí)可自行潤(rùn)滑其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，適用于小功率，且高速無(wú)劇烈沖擊處。 （3）彈性柱銷(xiāo)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(dòng)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(diǎn)和性能結(jié)結(jié)合設(shè)計(jì)的已知條件，初步確定聯(lián)軸器的類(lèi)型為撓性滑塊聯(lián)軸器。 第4．2節(jié) 計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 由于機(jī)器起動(dòng)時(shí)的動(dòng)載荷和運(yùn)轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)過(guò)載，所以按軸可能出現(xiàn)的最在轉(zhuǎn)矩作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩T： T=K.T (4.2) K—工作情況系數(shù) T—公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩 根據(jù)手冊(cè)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(jì)算轉(zhuǎn)矩T=1.105N.M，從手冊(cè)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(dòng)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(shuō)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(shí)允許徑向位移≤0.2mm。 4) 半聯(lián)軸器的材料為Q235。”[3] 第五章 蝸桿的設(shè)計(jì) 第5.1節(jié) 選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型 根據(jù)GB10085-88的推薦,采用漸開(kāi)線(xiàn)蝸桿(ZI) 第5.2節(jié) 選擇材料 根據(jù)庫(kù)存材料的情況,并考慮到蝸桿傳動(dòng)的功率不在速度只是中等,幫蝸桿用45號(hào)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(jì) 根據(jù)閉式蝸牛桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，因傳動(dòng)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(cè)選取用系數(shù)K=1.15,由于轉(zhuǎn)速不高沖擊不大，可取動(dòng)動(dòng)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(cè)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(shí) 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(jì)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(shí)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(shí)d/a=22/42=0.523從而可得′=2.65因?yàn)? ′〈，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(chēng) 代號(hào) 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(dòng)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(kāi)線(xiàn)蝸桿基圓直徑 d 5．31 蝸桿導(dǎo)程角 r 5．19° 漸開(kāi)線(xiàn)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(yàn)算傳動(dòng)比 根據(jù)I=Z/Z=62/2=31,這時(shí)傳動(dòng)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(mǎn)足的 第5.7節(jié) 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng),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(jí)精度,側(cè)隙種類(lèi)為g標(biāo)注為7Ggb10089-88, 然后由有關(guān)手冊(cè)查得手冊(cè)要求的公差項(xiàng)目及表面粗度如下： 蝸桿公差 公差 檢驗(yàn)項(xiàng)目代號(hào) 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(yàn)項(xiàng)目代號(hào) 公差或極限偏差 Ⅰ 齒距累積公差F 0.045 Ⅰ K個(gè)齒距累積公差F 0.028 Ⅰ 齒圈徑向跳動(dòng)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(hào)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(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器根據(jù)前面設(shè)計(jì)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(zhǎng)度 為了滿(mǎn)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(zhǎng)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(zhǎng)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(dòng)軸承 因軸承主要承受徑向載荷，同時(shí)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(zhǎng)度2mm，軸承的左端用螺帽進(jìn)行定位。根據(jù)對(duì)螺帽的設(shè)計(jì)（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(dòng)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(cè)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(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面b×h=5×5,鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為18mm，同時(shí)半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動(dòng)軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 參考手冊(cè)，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(jiàn)零件圖紙。 第六章 主動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 因主動(dòng)軸與蝸輪軸用一個(gè)軟軸連接，所以工作時(shí)的轉(zhuǎn)矩變化很小，又已知主動(dòng)軸上的功率P主動(dòng)軸=141.12W.轉(zhuǎn)速n主動(dòng)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(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)手冊(cè)，取A=112于是得： d= A=112×=12.855mm (6.1) 因主動(dòng)由的最小直徑與彈簧軟軸相連，所以此時(shí)可取dⅠ=12mm. 第6．2節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(zhǎng)度 （1）初步選定滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)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(cè)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(tái)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(shí)可取螺桿長(zhǎng)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(jì)筒體體積v=9升長(zhǎng)為L(zhǎng)=300mm 直徑d=200mm所以L(fǎng)Ⅱ-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(shí)LⅠ-Ⅱ=30mm故可初選軸的總長(zhǎng)為410mm. (4)確定軸上圓角倒角尺寸 參考手冊(cè)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(jì)算圖,在確定軸承的支點(diǎn)位位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查取a值,對(duì)于36201型角接觸軸承,由手冊(cè)得a=7.6mm.因此,作為簡(jiǎn)支粱的軸的支承跨距L=410-20-7.6×2=372.8mm.根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計(jì)算彎矩圖. 從軸的結(jié)構(gòu)圖和計(jì)算彎矩圖中可以看出截面c處的計(jì)算彎矩最大,是軸的危險(xiǎn)截面,現(xiàn)將計(jì)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(jì)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(jì)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(hào)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(dòng)軸的設(shè)計(jì) 因從動(dòng)由設(shè)計(jì)尺寸與主動(dòng)軸的尺寸基本相同，只是從動(dòng)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(dòng)由與主動(dòng)軸相比少了與軟軸相連接的那段長(zhǎng)度，其它都相，故從動(dòng)軸的總長(zhǎng)度L=410-20=390mm。 第7．1節(jié) 從動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(zhǎng)度 軸的知段直徑和長(zhǎng)度見(jiàn)主動(dòng)軸。 7．1．3、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考手冊(cè)，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(jiàn)主動(dòng)軸。 第7．2節(jié) 從動(dòng)軸的工作結(jié)構(gòu)圖 見(jiàn)零件圖 第八章 蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(duì)蝸輪各尺寸的設(shè)計(jì)，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(jì)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(jì) 先按公式初小估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45號(hào)鋼,根據(jù)地手冊(cè)取A=112于是得: d= A=112=12.86mm (8.5) 因蝸輪軸與主動(dòng)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(zhǎng)度 8.5.1、 因在此機(jī)械中軸的最小直徑處是通過(guò)一根軟軸與主動(dòng)軸連接,即d=12mm同時(shí)取其長(zhǎng)度為L(zhǎng)=15mm。 8．5．2、 考慮到減速器加油潤(rùn)滑，所以軸端需加密封裝置以防止油液泄露，故在此設(shè)計(jì)一凸臺(tái)，其半徑為d=15mm,長(zhǎng)度L=13mm。 8．5．3、 初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承主要承受徑向載荷，同時(shí)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(lèi)型不同型號(hào)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(jiǎn)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(cè)查得平鍵尺寸為b×h=4×4(GB1095-79),鍵槽用銑刀加工長(zhǎng)為12（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn)（GB1096-79）同時(shí)為了了保證蝸輪與軸配合良好的對(duì)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(cè)查得圓螺母的型號(hào)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(gè)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(cè)，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(jì) 第9．1節(jié) 筒體結(jié)構(gòu)的確定 因考慮到本產(chǎn)品屬實(shí)驗(yàn)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(jì)中初步確定的結(jié)構(gòu)尺寸即涂料筒體長(zhǎng)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(shí)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(jì) 本機(jī)械屬實(shí)驗(yàn)生產(chǎn)用機(jī)械，送料及卸料可不要求實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化，在此在筒體的右端開(kāi)一個(gè)孔用一個(gè)接頭與其連接，以便在筒體轉(zhuǎn)動(dòng)攪拌時(shí)沒(méi)有攪拌均勻的涂料就泄露，用一個(gè)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(gè)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(dòng)筒體轉(zhuǎn)動(dòng),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(shí)際工作的需要,在筒體的兩端作成一個(gè)錐臺(tái),其錐角為R=15°,錐臺(tái)的長(zhǎng)度為L(zhǎng)=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(shí)際做成了一個(gè)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(jì) 筒體在橡膠輪的帶動(dòng)下作傳動(dòng)的同時(shí)，為使涂料混合均勻，在筒體的中間加一個(gè)振動(dòng)力，使筒體既轉(zhuǎn)動(dòng)又作徑向振動(dòng)，為了使筒體在振動(dòng)時(shí)能夠承受足夠的振動(dòng)力，給筒體加一個(gè)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(wú)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(dòng)頻率的設(shè)計(jì) 因筒體入于主動(dòng)軸與從動(dòng)軸上，由主動(dòng)軸的橡膠輪帶動(dòng)筒體轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)又有振動(dòng)力使筒體產(chǎn)生徑向振動(dòng)，而筒體并不固定于某個(gè)部件上，故必須計(jì)算出筒體的固有振動(dòng)頻率即基頻，以使實(shí)際振動(dòng)頻率不等于固有振動(dòng)頻率，以免筒體產(chǎn)生共振幅過(guò)大而產(chǎn)生危險(xiǎn)。 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(dòng)力振型或模態(tài)向量，一般瑞利法用于求基頻，因?yàn)閷?duì)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(dòng)力振型，則計(jì)算出的頻率也是精確的，若所假定的振型不是精確的動(dòng)力振型，它相當(dāng)于對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)附加一個(gè)約束，因此計(jì)算出來(lái)的頻率高于實(shí)際什，這樣，瑞利法相對(duì)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(duì)于基頻的動(dòng)撓度由線(xiàn)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(jì)，系統(tǒng)的勢(shì)能是彎曲變形，使它等于靜載荷所做的功，最大勢(shì)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(duì)于簡(jiǎn)諧振動(dòng)，由于轉(zhuǎn)子的最大動(dòng)能T是： T=（my+my+my） （10.2） W—振動(dòng)頻率 使V與T其等化簡(jiǎn)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(pán)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?！盵7] 假定軸是個(gè)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(shí)電磁鐵的振動(dòng)頻率，即筒體在工作時(shí)不產(chǎn)生共振，故工作過(guò)程中筒體的振幅不會(huì)很大，是安全的。 第10.2節(jié) 振幅的設(shè)計(jì) 10.2.1、振動(dòng)方程的確定 根據(jù)已知條件得振幅A≯0.02mm寫(xiě)出筒體振動(dòng)的振動(dòng)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(dòng)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(shí)刻，振動(dòng)物體的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)決定，設(shè)t=0時(shí)， 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(dòng)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(hào) 系列名稱(chēng) 用途 工作條件 不宜應(yīng)用的場(chǎng)合 海拔 環(huán)境溫度 MZS1 三相交流制動(dòng)電磁鐵 適用于長(zhǎng)行閘瓦或帶式制動(dòng)器 100米 -45°-35°C 1、充滿(mǎn)水蒸汽境或不能 防止雪及液體浸入的地方。 2、有劇烈振動(dòng)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(xiǎn)的環(huán)境（MZS581除外）。 5、MZZ2不宜用于充滿(mǎn)導(dǎo)電塵埃的環(huán)境。 MZZ2 直流制動(dòng)電磁鐵 適用于閘瓦制動(dòng)器 -30°-40°C MZS581 工廠(chǎng)用隔爆型交流制動(dòng)電磁鐵 適用于閘瓦制動(dòng)器 MQ1 牽引電磁鐵 用于機(jī)床及制動(dòng)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(dòng)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(hào)為MQ1-1.5T推動(dòng)式電磁鐵，其技術(shù)數(shù)據(jù)為： 電磁鐵型號(hào) 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(shí)） 鈄鐵重量 （公斤） MQ1-1.5T 推動(dòng)式 1.5 20 60 600 0．30 表10.2 電磁鐵的特性曲線(xiàn) 小結(jié) 通過(guò)本次設(shè)計(jì)，使我基本懂得了設(shè)計(jì)的一般過(guò)程以及設(shè)計(jì)的一般技巧，培養(yǎng)了自己查閱資料，撰寫(xiě)論文的能力，同時(shí)，也懂得了設(shè)計(jì)過(guò)程的艱辛以及設(shè)計(jì)和發(fā)明一種新產(chǎn)品對(duì)社會(huì)的工業(yè)的推動(dòng)是一種不估量的貢獻(xiàn)。 另外，本次設(shè)計(jì)的振動(dòng)攪拌器，其性能以及加工的精度要求較企業(yè)用來(lái)加工和生產(chǎn)別的物件的機(jī)床要低，有些零件的設(shè)計(jì)只是根據(jù)實(shí)際情況而設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)可能稍有不同，特別是對(duì)筒體的設(shè)計(jì)因其有別于壓力容積，故在設(shè)計(jì)過(guò)程中要求較低，采用焊接結(jié)構(gòu)表面無(wú)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(wú)標(biāo)準(zhǔn)定額。 由于時(shí)間倉(cāng)促，設(shè)計(jì)者的水平有限以及經(jīng)驗(yàn)的不足，蔬忽和錯(cuò)誤在所難免，敬請(qǐng)批評(píng)評(píng)指正。 設(shè)計(jì)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(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》、2000 、 高等教育出版社 [2] 《機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》編寫(xiě)組編、1975、《機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》、 機(jī)械工業(yè)出版 [3]《機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》編寫(xiě)組編、《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 、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(wú)錫輕工業(yè)學(xué)院 天津工業(yè)學(xué)院、編、《食品工廠(chǎng)機(jī)械與設(shè)備》、1988、中國(guó)食品工業(yè)出版社 [6]濮良貴 紀(jì)名剛主編、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、1979、 高等教育出版社[2]、 [7] F.S.謝 I．E．摩爾 R．I．亨克樂(lè)著、《機(jī)械振動(dòng)—理論及應(yīng)用》、1991、國(guó)防工業(yè)出版社 [8] 國(guó)家教委高等教育司 北京市教育委員會(huì)編、《高等學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)手冊(cè)》、2003、高等教育出版社 經(jīng)濟(jì)日?qǐng)?bào)出版社 致 謝 經(jīng)過(guò)一個(gè)學(xué)期的努力，畢業(yè)設(shè)計(jì)到現(xiàn)在已基本完成了。在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，通過(guò)對(duì)自己所選課題的資料收集、總結(jié)和應(yīng)用，使我對(duì)所學(xué)的知識(shí)有了更深的了解。雖然設(shè)計(jì)中難免有許多不完善的地方，但是我認(rèn)為通過(guò)畢業(yè)設(shè)計(jì)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(gè)設(shè)計(jì)期間不厭其煩地為我們解決各種困難并指出設(shè)計(jì)中的錯(cuò)誤，引導(dǎo)我們圓滿(mǎn)地完成畢業(yè)設(shè)計(jì)。同時(shí)也感謝其它老師平時(shí)對(duì)我的教導(dǎo)指點(diǎn)，在設(shè)計(jì)上給予寶貴的建議，使我對(duì)所學(xué)知識(shí)有了更深的理解。 在整個(gè)設(shè)計(jì)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(jiàn)和建議。在此一并表示深深的謝意！ 唐順祥 2005年6月 ` 34