小型搅拌器创新设计[传动装置]【11张CAD图纸、文档资料齐全】
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传动装置
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邵阳学院毕业设计（论文）摘要此小型搅拌器是在原传统的搅拌器基础上把它改小并加一个振动装置，同时也改变转动结构。它通过电动机带动，经蜗轮减速器减速改变方向，通过弹性柱销联轴器连接，带动筒体下的主动轴转动，因而使筒体转动，筒体在转动的同时，由于筒体本身和重力，以及微体内物料的冲击力，从而筒体底座下的弹簧来回收缩弹起，从而达到边转动边振动的目的。其内容包括：总体设计，传动装置及电动机的选择，联轴器的设计，蜗杆的设计，主动轴的设计，从动轴的设计，蜗轮轴及蜗轮的设计，筒体的设计，振动频率的设计。此搅拌器的创新之处就在于联轴器的选择和振动装置，本次设计是通过本人平时的观察思考以及查阅各种资料，以及指导老师的指点和自己的所学的理论知识的基础上完成的。关键词：传动装置，蜗轮减速箱，弹性柱销联轴器，主动轴，从动轴，筒体，振动频率。邵阳学院毕业设计（论文）SummaryThis small-scale agitator changes it small and adding a vibration device on the basis of original and traditional agitator , change the structure of rotating at the same time . It drives through the motor, is moderated the direction of changing by the worm gear decelerator, sell the shaft coupling to join through the elastic post, drive the initiative axle under the barrel to rotate, therefore make the barrel rotate, the barrel, while rotating, because of barrel and gravity, and a little internal shock power of supplies, thus spring , barrel of base is it blow to play to shrink to go back to come, thus achieve rotate purpose of vibration. Its content includes: Design overallly, the transmission device and choice of the motor, the design of the shaft coupling , the design of the worm, the design of the initiative axle , the design of the driven axle , the designs of snails shaft and worm gear, the design of the barrel, the design of the vibration frequency. The innovation of this agitator lies in the choice of the shaft coupling and vibration device , this design is to think and consult various kinds of materials through my observation at ordinary times , and the one that finish on the counselors instruction and foundation of ones own theory knowledge studied.Keyword: Transmission device , worm gear gearbox, the elastic post sells the shaft coupling , initiative axle , driven axle , the barrel, vibration frequency.邵 阳 学 院毕业设计（论文）开题报告书课 题 名 称 小型搅拌器创新设计 学 生 姓 名 唐 顺 祥 学 号 0231121034 院（系） 、专业 机械工程学院02 机电班 指 导 教 师 赵 小 林 2005 年 2 月 27 日1一、课题的来源、目的意义（包括应用前景） 、国内外现状及水平1、课题的来源： 通过我这几年的细心观察，认真思考，以及随着现代生产发展的需要，同时结合自己的专业知识对图书馆及互联网站的相关书籍、资料进行归纳综合，在指导教师的建议指导下，选择了本课题。2、目的意义：随着人们对物质文化的需要越来越高，这就对生产率的要求也就越来越高，生产工具的改进是生产率的的主要途径，所以生产设备的改进创新是对生产效率的提高具有重要的意义。本课题主要在较传统的设备上有较大的改进，即传统搅拌器的筒体仅作旋转滚动。被搅拌的物品容易粘在筒体上且混合不均匀。而本小型振动式搅拌器在筒体转动时给其以振动力，使物品搅拌均匀不易粘在筒体壁上，而且使用方便，重量较轻，功率损耗小。适用范围比较广泛，适用于各种实验室以及各种食品工业以及化学工业等领域，且不受环境的限制。因此本搅拌器对提高生产效率和产品的质量具有重大的作用。3国内外现状及水平：目前国内外市场上所用的搅拌器种类非常之多，五花八门，形状万千，总的来讲大都是传统的只作纯转动而不振动的，尽管也有小部分振动但效果并不理想，而且结构较复杂，成本较高，比较笨重，受环境约束较大。2二、试验研究的主要内容或工程技术方案和准备采取的措施1、试验研究的主要内容式工程技术方案：1） 本振动搅拌器通过电动机带动，通过蜗轮减速器减速后用弹性联轴器直接连接起来，功率损耗小，效率较一般搅拌器高。2） 本小型振动搅拌器因放料筒体没在固定的部位，筒体下面的弹簧在被搅拌的物品的重力的冲击下，进行径向振动。3） 本振动搅拌器在筒体转动时，给其以振动力，不仅可使物品混合均匀，而且可避免粉状物品粘在筒体壁上。3）本振动搅拌器操作方便可通过控制开关根据实际需要控制振动力的有无。2、采取的措施：1）通过图书馆查阅文献资料、报纸、相关刊物以及技术资料等方面的书籍。2）通过浏览相关网站，从网站中查找有关该课题的最新动态和相关观点。3）在毕业实习阶段，对相关的企业进行有关实地调查及资料和数据的收集。4）根据自己所学的专业知识，对调查的资料和数据进行分析整理、归纳总结。5）在学校或工厂做有关的实验。6）向指导教师请教。3三、现有基础和具备的条件1、 机械工程学院数控加工实验室;2、 机械工程学院公差配合与测量实验室;3、 校图书馆、指导老师及本人拥有的相关图书资料；4、 本在大学所学的专业理论知识。4四、总的工作任务，进度安排以及预期结果1、总的工作任务 在规定的时间内完成毕业设计，并符合邵阳学院毕业设计（论文）工作条例。2、进度安排 2004 年 12 月 27 日2005 年 1 月 7 日 选定课题交给指导老师，通过老师综合分析和思考后，确定论文题目。 2005 年 1 月 18 日3 月 10 日 根据指导老师下达的毕业论文任务书，确定论文的主要内容并写好开题报告，交给指导老师。 2005 年 3 月 10 日5 月 16 日 在现有的基础和条件下，定期和指导老师联系，进行课题论文的写作，独立完成初稿并交给指导老师。 2005 年 5 月 16 日5 月 22 日 根据指导老师修改意见来修改论文，并根据标准的论文格式打印出论文的改稿，并于 22 日前交给指导老师。 2005 年 5 月 23 日6 月 5 日 通过指导老师的评阅审定，毕业论文定稿并按论文要求装订完毕。 2005 年 6 月 6 日6 月 10 日 充分准备，进行毕业答辩。3、 预期效果 在规定的时间内完成任务，于 6 月 5 日前对毕业论文定稿，并得到老师的好评，在论文答辩中有出色的表现。 5五、指导教师审查意见指导教师（签名） 年 月 日 六、教研室审查意见教研室主任（签名） 年 月 日 七、院（系）审查意见院（系）主任（签名） 年 月 日 备 注6邵阳学院毕业设计（论文）任务书专业班级02 机电学生姓名唐顺祥学号34课题名称小型搅拌器创新设计设计（论文）起止时间2005 年 3 月 20 日至 2005 年 6 月 6 日课题类型工程设计课题性质模拟一、课题研究的目的与主要内容进一步提高机械（机构）的创新是现代技术和社会发展的需要，是人们生活生产的前提，特别是数控技术发展的基础。该课题的研究具有重要的现实意义，而且对学生也是一次很好的锻炼机会。主要内容：从创新机构、精密定位及机械零件的制造等方面来讨论和解决精密机械的设计问题。二、基本要求1、 了解现在机械技术发展情况，阐述机械设计的重要性；2、 通过定位、机械零件的设计与制造及精密机构的设计来阐述精密机械设计的方法及实现途径；3、 既要有理论阐述，更应具体的设计；4、 按要求写出开题报告、毕业论文。注：1、此表由指导导教师，经院（系） 、教研室主任审批生效；2、此表 1 式 3 份，学生、指导教师、教研室各 1 份。三、课题研究已具备的条件（包括实验室、主要仪器设备、参考资料）1、 机械工程学院数控加工实验室;2、 机械工程学院公差配合与测量实验室;3、 校图书馆、指导老师及学生本人拥有的相关图书资料.四、设计(论文)进度表3.203.31 收集、整理相关资料;4.14.10 开题报告;4.114.20 机械创新设计的理论探讨;4.205.15 机械创新设计的具体设计;5.155.20 整理论文、准备答辩.五、教研室审批意见 教研室主任(签名) 年 月 日六、院(系)审批意见院(系)负责人(签名) 单位(公章) 年 月 日指导老师(签名) 学生(签名) 邵 阳 学 院毕业设计(论文)课 题 名 称 小型搅拌器创新设计 学 生 姓 名 唐 顺 祥 学 号 0231121034 院(系)、专业 机械工程学院 02 机电班 指 导 教 师 赵 小 林 职 称 副 教 授 2005 年 5 月 30 日目 录前言1第 1 章 设计任务书2第 2 章 总体设计3第 2.1 节 设计依据3第 2.2 节 工作过程的拟定3第 2.3 节 传动方案的选择3第 2.4 节 传动比的分配4第 2.5 节 筒体结构的初步设计5第 3 章 传动装置及电动机的选择5第 3.1 节 选择传动方案5第 3.2 节 电动机的选择5第 3.3 节 传动比的分配6第 3.4 节 计算传动装置的运动参数和动力参数7第 4 章 联轴器设计9第 4.1 节 选择联轴器的类型9第 4.2 节 计算联轴器的转矩10第 4.3 节 联轴器的确定以及其基本尺寸10第 4.4 节 联轴器的附加说明10第 5 章 蜗杆的设计12第 5.1 节 选择蜗杆传动类型12第 5.2 节 选择材料12第 5.3 节 按齿面接触疲劳强度进行设计12第 5.4 节 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸13第 5.5 节 验算传动比14第 5.6 节 校核齿根弯曲疲劳强度14第 5.7 节 精度等级公差和表面粗糙度的确定15第 5.8 节 初步确定蜗杆上的最小直径15第 5.9 节 蜗杆的结构与各段直径和长度16第 5.10 节 初步选取滚动轴承16第 5.11 节 蜗杆上零件的周向定位17第 6 章 主动轴的设计18第 6.1 节 初步确定轴的最小直径18第 6.2 节轴的结构设计18第 6.3 节求轴上的载荷19第 6.4 节求作用在轴上的力20第 6.5 节按弯扭合成应力校核轴的强度20第 7 章主动轴的设计21第 7.1 节 从动轴的结构设计21第 7.2 节从动轴的工作结构图21第 8 章蜗轮轴的结构设计及蜗轮的结构设计22第 8.1 节 蜗轮结构22第 8.2 节 求出蜗轮上的功率 P 转速n22第 8.3节 求作用在蜗轮上的力22第 8.4 节 轴的结构设计23第 8.5 节 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度23第 8.6 节 确定轴上圆角和倒角尺寸25第 9 章 筒体的设计26第 9.1 节 筒体结构的确定26第 9.2 节 确定筒体的壁厚26第 9.3 节 送料孔和卸料孔的设计26第 9.4 节 筒体各部分尺寸的确定27第 9.5 节筒体的技术要求27第 10 章 振动频率的设计28第 10.1 节 用瑞利法求筒体的固有频率28第 10.2 节 振幅的设计30小结 33参考文献 34致谢35SummaryThis small scaled mixer change it small on the original and traditional mixer foundation and add a vibration equip, also changes to turn to move the construction.It passes the electric motor arouses, was turned by 蜗 an active stalk for decelerating machine decelerating changes direction, passing flexibility pillar 销联 stalk machine linking, arousing of 筒 descending to move, as a result make of 筒 turned to move, of 筒 is in turn move of at the same time, because of of 筒 oneself with gravity, and tiny the impact dint of the material, from but 筒 bottom a purpose for next spring coil back and forth contracting playing rising, from but attaining side turning moving side vibration.Its contents includes:Total design, spread to move the choice between device and electric motor, the design of the 联 stalk machine, the design of the pole of 蜗 , active and axial design, from move the axial design, the axle of 蜗 and a design for of design, of 筒 , the design of the vibration frequency.This mixer of the creative a choice for consisting in 联 stalk machine equips with the vibration, this design is a foundation that observation to pass oneself the peacetime considers and check every kind of data, and guide the teacher point out with own a theories for learning knowledge ascend to complete of.Key phrase:Spread to move the device, the 蜗 round decelerates box, flexibility pillar 销联 stalk machine, active stalk, from move the stalk, of 筒 , vibrate the frequency.邵阳学院毕业设计（论文）0前 言搅拌操作在食品工业以及化学工业中占有十分重要的地位，大多数面糖类食品以及化学药品都离不开搅拌，搅拌是借助于流动使两种或多种物质在彼此之中相互散布的一种操作。其作用可以实现物质的均匀混和，也可以促进溶解，气体吸收，强化热交换等物理化学的变化， “通过机机械动作，使物质按一定的规律流动的方法称为机械搅拌，简称搅作，这种机械称为搅拌机械”1传统搅拌器一般都只作纯旋转流动，被搅拌的物品易粘在筒体上且混合不均匀，或者就只是搅拌杆在运动，搅拌效果并不理想效率较低，而且引进结构复杂，质量较大。本搅拌器在传统的设备上有较大的改进，是通过电动机带动蜗轮减速器减速后用弹性联轴器直接连接起来，功率损耗小，能够实现装料筒体在转动时，给其以振动力，不仅可使物品混合均匀，而且可避免粉状物品粘在筒体壁上，可以根据实际需要方便操作控制振动力的大小有无，由于重量较轻，使用方便且不受环境的限制，所以适用范围比较广泛，适用于各种实验室以及各种食品工业以及化学工业等领域。随着人们对物质文化的需要越来越高，这就对生产力的要求也就越来越高，生产工具的改进是提高生产力的主要途径，只有生产工具不断的改进，生产率、产品质量不断的提高，才会在竞争日益激烈的社会中才有立锥之地。本搅拌器作为一种改进创新的生产设备，对生产效率和产品质量的提高有着举足轻重的作用。 设计者：唐顺祥 2005 月 4 年邵阳学院毕业设计（论文）1第一章 参数及设计内容小型多用途振动搅拌器设计 已知 ： （1）工作容积 V=9升 （2）转速 n=25r/min （3）振动频率 h100HZ（4）振幅 A0.02 mm（5）功率120W设计内容：()总装配图设计()减速系统设计()涂料筒的设计()大部分零件设计()设计说明书一份邵阳学院毕业设计（论文）2第二章 总体设计第 2.1 节 设计依据本次设计为实验用振动搅拌器的设计，已知条件为： （1）工作容积 V=9升 （2）转速 n=25r/min （3）振动频率 h100HZ（4）振幅 A0.02 mm（5）功率120W第 2.2 节 工作过程的拟定 本振动搅拌器可通过电动机带动,经过一个减速器把速度降低再传给主动轴,而主动轴上安装一对橡胶轮,即主动轴转动的同时橡胶轮也跟着转动,为使筒体转动稳定,可靠,同时在支架上也安装一个从动轴且从动轴上也安装一对橡胶轮,这样,筒体可直接放在主动轴和从动轴上,当主动轴转动时,筒体可平稳转动,但为使涂料搅拌均匀,不仅在筒体转动的同时也给其以振动,因此,为防止主动轴与蜗轮轴在振动时不在同一条直线上,以致损坏机器的正常工作和对人的危险,在主动轴与蜗轮之间用一根软轴连接。第 23 节 传动方案的选择因此振动搅拌器为实验室用品，其结构简单，尺寸比较紧凑，工作时应得证其性能可靠，下面拟定几种传动方案经比较再选择。如图 2.1：对方案 a 为带传动齿轮减速器，其宽度较大不适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境，承载能力较小，传递相同转矩时，结构尺寸较其它传动形式大，但其结构传动平稳，能缓冲减振，宜布置在高速级传动系统中。对方案 b 为蜗轮蜗杆减速器，其结构紧凑，传动平稳能实现较大的传动比，但邵阳学院毕业设计（论文）3其效率低，适用天中小功率间歇运转的场合。方案 c 为圆锥齿轮减速器，其圆锥齿轮加工困难，特别是大直径大模数的圆锥齿轮，一般只有在需改变轴的布置方向时采用。图2.1综观上述三种传动方案的比较，在此选用方案 b 较为合适。另外由于蜗轮蜗杆在开式传动的工作环境中润滑条件较差，寿命较短而振动搅拌器采用蜗轮蜗杆传动，传动效率本身就低，为改善此条件，减少磨损，故采用闭式蜗轮减速器。第 2.4 节 传动比的分配因蜗轮杆传动的传动比比较大，其一级蜗轮减速器的传动范围可在 10-60，最大可取 120 故如果传动比太小交失去意义，在此结合筒体的转动速度n=25r/min及橡胶轮转动时带动体转动其两面者之间存在一个传动比，同时也考虑电动机功率大约在 200 瓦左右时，所选电动机的转速初步确定总传动比为 112，其中蜗轮减速器的传动比为 30 橡胶轮与筒体间的传动比为 3.7。第 25 节 筒体结构的初步设计根据已知条件,筒体的体积 V=9 升,为了工作的方便以及外观的好看,初取筒体的直径d=200mm 长l=300mm,并且采用标准连续焊缝,两端略带 15的锥角，材料采用普钢 Q235，其厚度为 2mm。邵阳学院毕业设计（论文）4第三章 传动装置及电动机的选择第 31 节 选择传动方案根据总体设计中几种传动方案的选择比较，因蜗轮蜗杆传动可以实现较大的传动比。尺寸紧凑，传动平稳，适于中小功率间歇运转的场合，而此振动搅拌器基本与上述条件相吻合，故选择电动机蜗轮减速器的传动装置，且蜗杆采用下置式，一级蜗轮减速器，电动机与蜗杆用联轴器连接。第 32 节 电动机的选择3.2.1、电动机类型和结构式由于直流电动机需直流电源，价格较高，维护比较高不便，因此采用交流电动机且采用微型电动机 BO 系列相电阻起动异步电动机。23.2.2、电动机转速的确定因 BO 系列电动机有两种转速 2800r/min 1400r/min,初步取其转速为22800r/min（根据总体设计中的总传动比与筒体转速确定）而此时其总效率为 0.70-0.75(蜗丁头数为单头时)0.75-0.82(蜗杆头数为双头时)传动比的一般范围为 10-40最大传动比应小于 120 在此初步确定蜗杆头数为双头。323 电动机容量的确定“因电动机所需功率为： P =kw （3.1）dawPp 工作机所需工作功率，指工作机主动端运输带所需功率w电动机至工作机主动端运输带的总效率”1a1因此： P =kw =120/=152.87wdawP2820750“故选择电动机为 BO 其技术数椐如下：2系列 机座号 功率(w) 电流(A) 电压(U) 转速(r/min)邵阳学院毕业设计（论文）5 BO 1 180 1.95 220 28002频率(HZ) 效率 功率因数 起动转矩(N.min) 起动电流(A) 50 53% COS=0.72 1.3 173.2.4、电动机的外形和安装尺寸”3图3.1.LACADDMNHCHD2501301001111595125165EFGEABCHK2342.51008040637.0 表 3.1第 3.3 节 传动比的分配由选定的电动机满载转速和工作机筒体转动的转速n，以及总体设计中的总传动比结合考虑，可得传动装置总传动比为i=n /n=2800/25=112m即总传动比 i 与总体设计中的传动比相吻合故总传动比确定为i=112 因传动比为各级传动比 i、i 、i i的乘积即123ni=i i i12n邵阳学院毕业设计（论文）6但传动系统中只用蜗轮减速度器，橡胶轮与筒体间的减速则i=i .i01i 蜗轮减速器的传动比0i 橡胶轮与筒体间的传动比”1为使橡胶轮与筒体的外廓尺寸不致过大或过小，以及根据总体设计的值确定i =30、i =3.7 即：01i= i .i =303.7=111 则n=25.201筒体1112800minr因一般允许工作机实际转速与要求转速的相对误差为 （35）%，故传动比的确定及分配基本合理。第 34 节 计算传动装置的运动参数和动力参数为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩或功率，如将传动装运装置各轴高速至低速依次定位为 1 轴、2 轴以及“i，i i 为相邻两轴间的传动比12n ， 相邻两轴间传效率01121nn ,P ，P P 各轴的输入功率12n T,T T 各轴的输转矩”112n3.4.1、各轴的转速 因电动机输出轴与蜗杆通过联轴器连接，故蜗杆的转速几蜗杆=min2800rn蜗轮= = oin蜗杆302800min33.93r而蜗轮轴与主动轴间采用一根软轴连接。故： n主动轴=n蜗轮=min33.933r3.4.2、各轴的输入功率 因电动机输入输与蜗杆用联轴器连接，其间的效率为 0.970.98故： p蜗杆=180（0.970.99）/2=176.4w又因蜗轮减速器间的效率查有关资料为 0.750.82 取其为 0.8故：邵阳学院毕业设计（论文）7 p主动轴=p蜗轮轴=p蜗杆0.8=141.12w所以主动轴与筒体间的效率为： =85.03%12.1411203.4.3、各轴的输入转矩 因电动机的输转矩为： T电出=9550=9550=0.65N.m电电nP2800180所以蜗杆的输出转矩为：T蜗杆=0.651=0.6N.m299. 097. 0蜗轮轴的输入转矩为： T蜗轮轴=0.6300.8=14.4N.m主动轴的输入转矩为： T主动轴=14.410.99=14.26N.m筒体的输入转矩为： T筒体=14.43.70.85=45.29N.m运动和动力参数理如下：功率 W转矩 N.M轴名输入输出输入输出转速r/min传动比i效率电机轴1800.65280010.98蜗杆176.4141.120.614.42800300.8蜗轮轴141.1214014.414.2693.33主动轴14012014.2693.3310.99邵阳学院毕业设计（论文）8第四章 联轴器设计 第 4.1 节 选择联轴器的类型因联轴器的制造安装维护和成本在满足使用性能的前提下，应选用装拆方便维护简单成本低的联轴器，因在本机中械中联轴器转矩不大，对缓冲性能的要求较高，另外还要考虑安装调整后是否能使两轴严格精确对中或工作过程中两轴是否会产生较大的附加相对位以及联轴器工作时转速高低和离心力都必须予以确认，下面是几种联轴器的比较。411、刚性联轴器凸缘联轴器：对所联两轴的相对位移缺乏补偿能力，故对两轴对中性要求很高，当两轴间有相对位移时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，但它构造简单，成本低谦，可请大转矩。412、挠性联轴器(1)十字滑块联轴器：一般用于转速 n250r/min.轴的刚度较大，且无剧烈冲击处，效率=1-（35） （4.1）dfy这里为摩擦系数,一般取 0.150.25.y 为两轴间的径向位移量(mm)d为轴径,因其半联轴器与中间盘组成移动副,不能发生相对转动,故主动与从动轴的角速度应相等.且两轴间有相对位移时会产生很大的离心力,从而增大动载荷及磨损。（2）滑块联轴器：与十字滑块联轴器相似，但由于中间滑块的质量减小，又其有弹性，故允许较大的极限转速，且中间滑块也可用尼龙 6 制成，并在配制时加入少量的石墨或二硫化钼，在使用时可自行润滑其结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率，且高速无剧烈冲击处。（3）弹性柱销联轴器：制造容易，装方使，成本较低，但弹性套易磨损，寿命较短，适用于联接载荷邵阳学院毕业设计（论文）9平稳，需正反转或转动频率的传递中，小转矩的轴。根据以上积压联轴器的特点和性能结结合设计的已知条件，初步确定联轴器的类型为挠性滑块联轴器。第 42 节 计算联轴器的计算转矩由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现过载，所以按轴可能出现的最在转矩作为计算转矩 T：caT =K .T (4.2)caAK 工作情况系数AT公称转矩根据手册得K =1.7 已知T=0.65N.M,所以：T =1.70.65=1.105N.MAca第 4.3 节 联轴器的确定以及其基本尺寸根据的结论及其计算转矩T =1.105N.M，从手册中查得 N21 型滑块联ca轴器的允许最大转矩为 2.5N.MM，极限转速 n=1000r/min 故所选联轴器合用，其结尺寸如下：DD1LL1L2d允许最大转矩（N.M）C5032673914152.52质量（kg）转动惯量允许最大转速 r/minL30.70.000151000025 表 4.1第 4.4 节 联轴器的附加说明1) “为传递表中列出的扭矩,半联轴器与轴颈的配合采用 H/r6 配合。2) 滑块材料采用尼龙 6,其中增加少量石墨或二硫化钼。3) 两轴允许倾斜角40装配时允许径向位移0.2mm。邵阳学院毕业设计（论文）104) 半联轴器的材料为 Q235。 ”3图 4.1邵阳学院毕业设计（论文）11第五章 蜗杆的设计第 5.1 节 选择蜗杆传动类型根据 GB10085-88 的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)第 5.2 节 选择材料根据库存材料的情况,并考虑到蜗杆传动的功率不在速度只是中等,帮蜗杆用 45号钢，因希望效率高耐磨性好些，帮蜗杆的螺旋面要求淬火，硬度为大于 45HRC，蜗轮采用 ZcuSn10P (铸锡磷青铜)1第 5.3 节 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗牛杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校齿根弯曲疲劳强度，因传动中心距为：amm (5.1)322)(HeEZZKT5.3.1、确定作用在蜗轮上的转矩 T ,按 Z =2 估取效率 =0.8 则21T =9.5510=9.5510=14.81N.M2622np630/28001012.14135.3.2、确定载荷系数因工作载荷稳定,所以选取齿向载荷分布系数 K =1,由手册选取用系数K =1.15,由于转速不高冲击不大，可取动动载系数 K =1.05 则：AVK= K . K . K =1.1511.05=1.21 (5.2)AV5.3.3、确定弹性影响系数 ZE因选用的是铸磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配故 Z =160。EMPa5.3.4、确定接触系数 Zp假设蜗杆的分度圆直径 d /a =0.35 从而查手册得 Z =2.9。1p5.3.5、确定许用接角应力邵阳学院毕业设计（论文）12根据蜗轮材料为铸锡磷青铜,金属模铸造蜗杆硬度大于 45HRC,可从表中查得蜗轮的基本许用力=268mPaH所以应力循环次数为：N=60jn L =6012800Ln (5.3)2nL 寿命数此寿取 2000 小时h即： N=60993.332000=1.11910 (5.4)7寿命系数： K=0.9945 (5.5)HN87710119. 110则： =K=0.9945268=266.53Mpa (5.6)HNH5.3.6、计算中心距a37.87mm (5.7)32)53.2669 . 2160(1481021. 1取中心距a=42,因 I=30 故从表中取模数并结全实际情况及生产的需要取模数 m=1,蜗杆分度圆直径 d =22 这时 d /a=22/42=0.523 从而可得=2.65 因为11pZ，因此上取结果可以采用。pZpZ第 54 节蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸541、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸如下表：名称代号数值中心距a42蜗杆头数Z12蜗轮数Z262齿形角a20模数m1传动比i30蜗轮变位系数x20蜗杆直径系数q22蜗杆轴向齿距pa3.14蜗杆导程p22蜗杆分度圆直径d122蜗杆齿顶圆直径d1a24蜗杆齿根圆直径d1f19.5顶隙c1邵阳学院毕业设计（论文）13渐开线蜗杆基圆直径d1b531蜗杆导程角r519渐开线蜗杆圆导程角rd2064蜗杆齿宽b130蜗轮分度圆直径d262蜗轮齿顶圆直径d2a64蜗轮齿根直径d2f595蜗轮齿顶高h2a1蜗轮齿根高h2f125蜗轮齿高h2225蜗轮齿宽b220蜗轮齿宽角13076蜗杆轴向齿厚Sa157蜗杆法向齿厚Sn156蜗杆节圆直径d 122蜗轮节圆直径d 262表 5.1第 55 节 验算传动比 根据 I=Z /Z =62/2=31,这时传动比误差为=-3.3%是允许的故蜗轮蜗杆的齿21303130 数符合要求。第 56 节 校核齿根弯曲疲劳强度 =1.53kT YY /d d mcosr (5.8)F2Fa12FMPa当量齿数 Z=Z /cos r=62/ cos 5.16=62/0.988=62.762V233根据 x =0 Z=62.76 从图表中可查得齿形数 Y=2.3,螺旋角系数 Y =1-22V2Fa=0.957。120r因许用弯曲应力 = k从表中查得 ZcuSn10P 制造的蜗轮的基FFFFN1本许用弯曲应力 =56Mpa所以寿系数：FK=0.9144FN9761012. 110 =560.9144=51.21MpaF邵阳学院毕业设计（论文）14 =43.19F16. 52262957. 014403 . 22 . 153. 1COS故弯曲强度是满足的第 5.7 节 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从 GB10089-88 圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择 7 级精度,侧隙种类为 g 标注为 7Ggb10089-88, 然后由有关手册查得手册要求的公差项目及表面粗度如下：蜗杆公差公差检验项目代号公差或极限偏差fh0.014fhl0.032fpx0.011fpxl0.018fr0.015f1f0.016表 5.2蜗轮的公差组公差组检验项目代号公差或极限偏差齿距累积公差 FP0.045K 个齿距累积公差 F10P0.028齿圈径向跳动公差 Fr0.04齿距极限偏差 fpt0.014齿形公差 f2f0.011表 5.3第 58 节初步确定蜗杆上的最小直径：先按公式初步估算蜗杆上的归小直径，因蜗杆的材料为 45 号钢淬火处理，根据公式取 A =125 于是得：0邵阳学院毕业设计（论文）15d=A=125=5mm (5.9)min03/蜗杆蜗杆nP332800104 .176蜗杆的最小直径，显然是安装联轴器处的直径为了使所选的直径与联轴的孔径相适应，帮需同时选取联轴器的型号，联轴器根据前面设计半联轴器与轴配合的毂孔径d=25mm,故取 d=15mm。 第 59 节 蜗杆的结构与各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求-轴段右端需制出轴肩定位，故取 d-段的直径 d-=16mm 左端用挡圈定位半联轴器蜗杆配合的毂孔长度 L =25，为保证1挡圈只压半联轴器上而不压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L 略短一些，现取 L-=24。1第 510 节初步选取滚动轴承因轴承主要承受径向载荷，同时也承受较小的轴向载荷，故选用深沟球轴承参照工作要求并根据 d-=16mm 由轴承产品中目录中初步选取特轻系列 103 其基本尺寸为 dDB=173510 故 d-=17mm，为了加工的需要和方便-之间加工一段砂轮越尾槽，取其直径为 15mm 其轴向长度 2mm，轴承的左端用螺帽进行定位。根据对螺帽的设计（在此略） ，则知 L-，右端采用轴肩进行定位，另外，根椐蜗轮的直径 d蜗轮=62mm，以及蜗杆的齿宽 b (12+0.1Z )=18.2 取其1230mm 和蜗轮轮体距箱体内壁之间的距离取 10mm 故可以取 L-=L-=10mm，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，故 d-=17mm,L-=10mm，还有右端轴承采用轴肩定位由手册上查得 103 型轴承的定位轴肩高度 h=1mm 由此得 d-=d-=18mm,至此已基本上确定了各段直径和长度。邵阳学院毕业设计（论文）16第 511 节蜗杆上零件的周向定位半联轴器与蜗杆的周向定位采用平键连接，按 d-=15,由手册查得平键截面bh=55,键槽用铣刀加工，长为 18mm，同时半联轴器与轴的配合为 H7/k6，滚动轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。参考手册，取轴端倒角为 0.845各处轴肩的圆角半径为 R0.8。绘制工作图见零件图纸。邵阳学院毕业设计（论文）17第六章主动轴的设计因主动轴与蜗轮轴用一个软轴连接，所以工作时的转矩变化很小，又已知主动轴上的功率 P主动轴=141.12W.转速 n主动轴=93.33r/min 转矩 T=14.26N.M。第 61 节初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢，调质处理，根据手册，取 A =112 于是得：0d= A=112=12.855mm (6.1)min0333nP333.9314112. 0因主动由的最小直径与弹簧软轴相连，所以此时可取 d=12mm.第 62 节轴的结构设计621、初步拟定轴上零件的装配方案图 6.1622、根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）初步选定滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承，参观照工作需要并根邵阳学院毕业设计（论文）18据 d-=12mm 由轴承产品目录中初选取基本游隙组，标准精度的角接触球轴承35201 其尺寸 dDB=123210，右端轴承的定位采用轴肩进行定位，轴手册上查得 36201 的定位，轴间高度 h=1mm ，因此 d-=14mm ,左端用左支架内的孔凸台进行定位，轴环宽度 b1.4h,取 b=8。（2）取安装橡胶轮(的轮毂的)处的轴段 d-=16mm,其左端与轴承之间采用圆螺母锁紧定位，已知橡胶轮的轮毂的宽度为 72mm ,为了便于螺母端面可靠地压紧橡胶轮，此时可取螺杆长度为 26mm，橡胶轮的右端采用轴肩定位故取 L-=84mm, 故取轴肩高度 h=2mm,则 d-=20mm.(3 根据总讨设计筒体体积 v=9 升长为 L=300mm 直径 d=200mm 所以 L-=300+10+10+16=336 为了使筒体不与两支架距离太近，便于操作方便，并且使轴与蜗轮轴间连接方便，此时 L-=30mm 故可初选轴的总长为 410mm.(4)确定轴上圆角倒角尺寸参考手册取轴端倒角为 0.845各轴肩处的圆角半径为 R0.8第 6.3 节求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算图,在确定轴承的支点位位置时,应从手册中查取 a 值,对于 36201 型角接触轴承,由手册得 a=7.6mm.因此,作为简支粱的轴的支承跨距 L=410-20-7.62=372.8mm.根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图.从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面 c 处的计算弯矩最大,是轴的危险截面,现将计算出的截面 c 处的 M M M 及 M的值列于下表:HVca载荷水平面垂直面支反力RR=712N. R=713N1H2H214260R=713N R=713N1V214262V弯矩MH=713=132618N.mm2830410M=713186=132618N.mm1VM=-132618N.mm2v总弯矩M =187550.17N.mm M =187550.17N.mm122132618132618 2扭矩 TT=14260N.mm计算弯矩M=187745N.mm1ca22)142606 . 0(17.187550邵阳学院毕业设计（论文）19M= M =187550.17N.mm2ca2 表 6.1第 6.4 节求作用在轴上的力F =2T/d=14260N (6.2)t20142602F = F =14260Nrt F = F tg0 (6.3)atF 为圆角力, F 为径向力, F 为轴向力tra第 6.5 节按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核轴上承受最大计算弯矩的截面的强度,则由公式及上表中的数值可得:=23.47MPa (6.4)1caWMca13201 . 0187550前已选定轴的材料为 45 号钢调质处理,由表查得=60MPa 因此 11ca1所以安全。aTRH1MHMHFrRv2Rv1Mv2M1 M2Mca1Mca2McaTMMvMnFt图6.2邵阳学院毕业设计（论文）20第七章 从动轴的设计因从动由设计尺寸与主动轴的尺寸基本相同，只是从动轴的不需与任何其它轴联接，而其两端只装配角接触球轴，故从动由与主动轴相比少了与软轴相连接的那段长度，其它都相，故从动轴的总长度 L=410-20=390mm。第 71 节从动轴的结构设计711、拟定轴上零件的装配方案图7.1712、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径攻长度轴的知段直径和长度见主动轴。713、确定轴上圆角和倒角尺寸参考手册，取轴端倒角为 0.845各轴肩处的圆角半径为 R0.8。714、求轴上的载荷见主动轴。第 72 节 从动轴的工作结构图见零件图邵阳学院毕业设计（论文）21第八章 蜗轮轴的结构设计及蜗轮的结构设计第 81 节蜗轮结构根据蜗轮的齿顶圆直径 d =64mm 可以做成整体式结构，轮芯部分的结构尺寸如2下：d=12mm 键槽尺寸为 161.23于是，根据前面对蜗轮各尺寸的设计，蜗轮的结构如下：图8.1第 82 节求出蜗轮上的功率 P 转速 n 和转矩 T根据前面的设计得： P=141.12W蜗轮轴 n=93.33r/min蜗轮轴 T=14.4N.m蜗轮轴第 8.3 节求作用在蜗轮上的力因已知蜗轮分度圆直径为:d =mz =62mm (8.1)22Ft=2T /d =14400/62=464.52N (8.2)22邵阳学院毕业设计（论文）22 Fr=Ft=464.52=16.9N (8.3)cosntgacos20tgFa=Ft*tg=0N (8.4)Ft圆周力Fr径向力Fa轴向力第 8.4 节 轴的结构设计先按公式初小估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 号钢,根据地手册取 A =112 于0是得:d= A=112=12.86mm (8.5)min03/蜗轮轴蜗轮轴nP333.93/14112. 0因蜗轮轴与主动之间用软轴相连,故可取 d=12mm8.4.1、拟定轴上零件的装配方案图8.2第 8.5 节 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度8.5.1、因在此机械中轴的最小直径处是通过一根软轴与主动轴连接,即 d=12mm 同 邵阳学院毕业设计（论文）23时取其长度为 L=15mm。 852、考虑到减速器加油润滑，所以轴端需加密封装置以防止油液泄露，故在此设计一凸台，其半径为 d=15mm,长度 L=13mm。 853、初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向载荷，同时也承受了较小的轴向载荷故选用深沟球轴承，根据 d=15mm，并参照工作需要，轴轴承产品目录中初步选 取特轻系列 103，其尺寸为 dDB=173510 故 d=17mm, L=10mm,根据 蜗轮轮芯部分尺寸 d=12mm,所以在此右端轴承与左端轴承应为同一类型不同型号的轴承，由轴承产品目录中初选取特轻系列 101，其主要结构尺寸为dDB=12288 其右端用螺母定位为使结构简单紧凑，蜗轮与轴承之间相互进行轴向定位故 d=12mm，L=8+18=26mm。 854、蜗轮的周向定位蜗轮与轴的周向定位均采用平键联接，按 d=12mm 由手册查得平键尺寸为 bh=44(GB1095-79),键槽用铣刀加工长为 12（标准键长见（GB1096-79）同时为了了保证蜗轮与轴配合良好的对中性，故选取蜗轮轮毂的配合为 H7/n6。855、圆螺母的确定dk120C1DC45A8 Am3.23.2其余3.2图8.3根据 d=12mm,以及参照工作的需要，可由手册查得圆螺母的型号及其结构 如图 8.3. 尺寸为 M101，d =20mm,m=6mm,C =0.5mm,C=0.5mm (GB810-88)。为使k1邵阳学院毕业设计（论文）24轴承能牢固地轴向定位,故采用两个圆螺母,所以 d=10mm,L=12mm。 第 8.6 节 确定轴上圆角和倒角尺寸参考手册，取轴端倒角为 0.845。各轴肩处的圆角半径为 0.8mm。邵阳学院毕业设计（论文）25第九章 筒体的设计第 91 节筒体结构的确定因考虑到本产品属实验室用机械，不属于大批大量生产，故筒体采用焊接结构标准连续焊缝，并根据已知条件 V=9 升，由总体设计中初步确定的结构尺寸即涂料筒体长度 L=300mm，直径 d=200mm,可初步确定筒体的结构如下：图9.1第 9.2 节确定筒体的壁厚因筒体有别于压力容积,不要承受很大压力,故筒体的壁厚可以根据实际情况以及结合生产条件取值,在此取壁厚 S=2mm。第 9.3 节 送料孔和卸料孔的设计本机械属实验生产用机械，送料及卸料可不要求实现自动化，在此在筒体的右端开一个孔用一个接头与其连接，以便在筒体转动搅拌时没有搅拌均匀的涂料就泄露，用一个螺帽与接头连接，在螺帽与接头加密封圈，另外，为了上料方便在筒体邵阳学院毕业设计（论文）26的端平面中心安装一个提手。第 94 节 筒体各部分尺寸的确定9.4.1、由于筒体的两端与橡胶轮之间产生磨擦,并由橡胶轮带动筒体转动,为了提高生产率,使橡胶轮与筒体能更好接触并结合实际工作的需要,在筒体的两端作成一个锥台,其锥角为 R=15,锥台的长度为 L=50mm。942、送料孔卸料孔尺寸的确定为了生产的方便，送料孔与卸料孔实际做成了一个孔，根据筒体两端的直径D=200-250*sin15=174.1mm 取送料孔与卸料孔的中心距筒体中心的距离取d=53mm,另外送料孔与卸料孔的半径 r=22mm。943、加强圈的设计筒体在橡胶轮的带动下作传动的同时，为使涂料混合均匀，在筒体的中间加一个振动力，使筒体既转动又作径向振动，为了使筒体在振动时能够承受足够的振动力，给筒体加一个加强圈，加强圈采用焊接结构，采用标准连续焊缝，在此取加强圈的宽度为 a=200mm。第 95 节筒体的技术要求1）筒体采用焊接结构，标准连续焊缝。2）两锥圆修光整，无明显凹凸不平。3）外表面吹砂。4）与接头焊后镀锌。邵阳学院毕业设计（论文）27第十章振动频率的设计因筒体入于主动轴与从动轴上，由主动轴的橡胶轮带动筒体转动的同时又有振动力使筒体产生径向振动，而筒体并不固定于某个部件上，故必须计算出筒体的固有振动频率即基频，以使实际振动频率不等于固有振动频率，以免筒体产生共振幅过大而产生危险。第 101 节用瑞利法求筒体的固有频率“离散系统主模态数与自由度数相同，为估算固有频率，必须假定动力振型或模态向量，一般瑞利法用于求基频，因为对于更高阶频率估算模态向量更困难，若所假定的振型是精确的动力振型，则计算出的频率也是精确的，若所假定的振型不是精确的动力振型，它相当于对振动系统附加一个约束，因此计算出来的频率高于实际什，这样，瑞利法相对估算法的频率趋于给出的较高值，下面是几种典型的用瑞利法求基频。a.多转子系统图10.1假设的轴挠度曲线轴的静挠度曲线邵阳学院毕业设计（论文）28 显然，对于基频的动挠度由线应假设成上图 C 的形式，在上图 a 中轴的质量忽略不计，系统的势能是弯曲变形，使它等于静载荷所做的功，最大势能是：V=（m y +m y+m y ）g (10.1)max21112233m g、m g、m g是由转子形成的静载荷123y 、y、 y 转子挠度123对于简谐振动，由于转子的最大动能 T是：maxT=（m y +m y +m y ） （10.2）max22w121222323W振动频率使V与 T其等化简后可得:maxmaxW = g(m y +m y+m y ）/（m y +m y +m y ） (10.3)2112233121222323或 W= (10.4)niiiniiiymymg121如图 10.2 a 所示为轴承支承具有两圆盘的均质轴,设轴的静挠度,如图 10.2 b 所示则可算出系统的基频。 ”7假定轴是个质量集中的筒体支梁，忽略轴的质量应用上式得：W = g(m y +m y+m y ）/（m y +m y +m y ）2112233121222323=62310)12. 0(101012. 01081. 9=81750所
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