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目录1 研究背景32 研究方式43 研究主要目的42 总体设计方案52.1 设计的要求与数据52.2 总体结构设计53 自动研磨机带传动磨盘机构64 传动系统设计84.1传动方案确定84.2 链传动叙述84.3 链条链轮设计94.3.1 链轮设计94.3.2 链条设计124.4 键的校核135 电机减速装置设计226轴的设计与校核256.1 轴的材料256.2 轴的结构设计257 轴二的设计29轴二间校核328.气缸下压机构计算338.1气缸的选型338.2气缸的校核33参考文献34致 谢361 研究背景20世纪60年代初，世界范围内就开始着手研制研磨机，至90年代初，美国，德国，法国等地都拥有了自己的研磨机，经过30多年的发展，研磨机技术已日臻成熟，目前正向着机电自动化的方向发展。然而，我国研磨机的发展却远远落后于其他国家的发展，一些制造和应用机器均存在一些尚未解决的问题，使得它们难以发展和使用，大部分研磨机都存在各种各样的问题，主要包括以下几个方面：（1）损失率高。由于生产技术不达标, 造成研磨机损伤严重,，通过调查发现有些机械装置的损失率竟高达40%左右。（2）通用性差。一些研磨机仅能用于单一品种的研磨, 不能实现一机多用，成本略微偏高，我国研磨机尚未形成较大规模, 多数均为小作坊使用, 设计制造的工艺水平低, 成本就相对比较高。本课题主要以研究研磨机为前提，本着以最大化的节省材料、成本低、安全简便、效率高的原则，着眼于研磨机的设计与研究，要考虑安全、效率，能耗等问题，使效率达到理想最大化，从而满足生产的需求。2 研究方式通过查找文献和其他参考资料，研究方法主要以借助互联网和其他媒介为主，通过搜集方法为主要手段，着眼于解决自动研磨机的研究方法为主要目标，主要方法主要分为以下几个方面：(1) 文献研究法：根据研究主题，通过搜索文档获取技术数据4，通过以往的研究成果分析出最佳技术方案。(2) 定量分析法：根据调查结果制定出技术攻关，依据工作原理制定出力学或者材料学分析论证。(3) 模拟法：通过使用3D建模平台组装零件5，创建类似的模型，然后用于研究机械模型的一些基本特征。3 研究主要目的只有坚持以实践检验结果为标准，理论基础为指导，以目前市场上已有的的机械装置基础支撑，才可能实现课题目标。本课题本着以最大化的价格合理、操作安全简便、效率高的原则，着眼于自动研磨机的设计与研制，努力设计出满足研磨程度高的要求，降低了人工使用程度，同时降低了能耗，优化了机械使用寿命，提高了效率。2 总体设计方案2.1 设计的要求与数据本课题要求设计一台自动研磨机，设计中，我们需要阅读大量得文献调查，并要求相关国外资料翻译和毕业设计得题目，以达到得外语能力培养学生得目标。拟定该自动研磨机由带传动磨盘机构、电机减速旋转机构、气缸下压机构、夹持机构组成。根据实物图结合工作原理，拟定如图得结构。2.2 总体结构设计363 自动研磨机带传动磨盘机构3.1 电机的选择 电机的选择在选择电机时要考虑的第一件事就是功率选择11。总而言之，请注意以下两点：一是发动机的功率太小了容易发生了一个所谓的“马车”的现象，二是使用长时间过载，电机可能会破坏发动机的保温材料，当发动机输出功率太大的时候，“大卡机”的现象不能完全使用，不仅因为它不好。还因为功率系数和效率并不理想。这也导致了电力损失，为了正确选择发动机输出功率，必须经过以下公式计算或比较（4.3）。 （4.3）这里p是计算的力，测量单位是千瓦，f是所需的张力，单位是N，v是工作机的线速度m / s。另外。最常见的是使用类比来选择发动机功率。所谓的类比方法是比较类似生产机器中使用的发动机的功率。一种特定的方法是找出这个或其他相邻设备中类似生产机器消耗了多少能量，然后使用类似于面团的动力引擎，试运行的目的是确认所选引擎对应于生产机器；测试方法是让电机为相关设备供电，如果测定的实际工作电流比标明的额定电流低约70左右，这说明发动机输出太高。应该用较少的动力更换发动机。如果测得的电机电流超过标明的额定电流40以上。这说明电机输出太低，需要用更高的输出更换发动机，这个时候，需要考虑扭矩发动机输出的公式（4.4）。 (4.4) 式中：P：代表功率，单位是kw；N：电机的额定转速，单位是r/min；T：转矩，单位是Nm；下表4.1为不同型号的发电机的拉力力矩情况，从中能够看出，随着拉力的增大，力矩也在进一步增大，根据电动机在匀速转动时的转矩，以电动机的最大转矩为标准。表 发动机输出扭矩力矩号数/号1.01.52.0直径/mm3拉力/Kg8.39.912.7力矩0.000650.00250.00290.00330.0 0410.0047 选择电动机类型我们根据电机在匀速转动时的转矩为依据，以电动机的最大转矩为衡量标准，选取2.0系列三相异步电动机系列直流微型电动机，如图4.6所示。图 2.0系列笼型三相异步电动机 确定电机工作时的功率电机正常工作时所需要的功率PW（4.5）。= （4.5）式中，取。电动机的输出功率P0（4.6）：= （4.6）其中，齿轮传动效率，联轴器的效率，滚动轴承效率，所以：得： （4.7）选取电动机的额定功率，使,查机械设计手册得电动机的额定功率为：。确定电动机的转速滚筒的转速为（4.8）： （4.8）取V带传动比，双级圆柱齿轮传动比，总传动比为：电动机可选择的转速为：所以电动机选择为：2.0系列笼型三相异步电动机。4 传动系统设计4.1传动方案确定在机械设计书中可以了解到传动的形式一般为带传动、链传动和齿轮传动。每一个传动方案都有着不同的优点与缺点。1）链传动是由链条和链轮组成，它们之间基本不会产生弹性变化，得到的传动比也比较可靠，适合液压叉车的要求；2）因为链传动能够在高低温等恶劣环境下工作，所以它的使用范围也比较广泛。3）链传动与带传动一样，都能够在中心距很长的场合使用，而且安装简单，维护也方便。结合以上三种传动方式的优缺点，只有链传动合适手动液压叉车。4.2 链传动叙述设计采用的链传动由链条、链轮、链轮轴等组成。链传动布置方案如下图3.1，4.2所示： 图3.1 链传动布置方案 图3.2 链传动设计图从上图3.1，3.2中可以看出，链轮通过与轴承的过盈配合安装在阶梯状的链轮轴两端，轴承的轴向定位，内侧均依靠轴肩定位，外侧使用弹性挡圈实现定位。4.3 链条链轮设计4.3.1 链轮设计（1）链轮齿数确定根据设计的需求暂取链轮齿数。（2）链型号的确定根据实际需求结合市面上常用链条型号，取链条型号为,链条极限拉伸载荷为q=31.1KN，为保证机械装置的稳定性，在设计中使用两排链条。（3）链轮相关尺寸计算由上文分析可知，叉车传动链条采用牌号为的规格，查表得节距，滚子直径。链轮分度圆直径： (3.1) 链轮在进行三维建模时，可以只画一个齿的齿形，然后通过阵列得到链轮相关参数图3.4。图3.3 链轮单个齿的齿形草图图3.4链轮链齿的相关参数图对链轮的计算过程如下：1）齿形部分分度圆节距 (3.2)齿顶圆直径 (3.3)齿根圆直径 (3.4) 齿形半角 (3.5)2）齿沟部分齿沟圆弧半径 (3.6)齿沟半角 (3.7) 齿沟圆心到齿顶圆弧中心距离 (3.8)e点至齿沟圆弧中心连线的距离 (3.9) 3）工作段工作段圆弧中心坐标 (3.10)工作段圆弧半径 (3.11) 工作段圆弧中心角 (3.12)工作段圆弧弦长 (3.13) 工作段直线部分长度 (3.14)4）齿顶部分齿顶圆弧中心的坐标 (3.15)齿顶圆弧半径 (3.16)5）其余部分齿侧凸缘，齿宽。（4）链轮结构因为链轮的齿顶圆直径，外形尺寸小巧，因此采用实心结构去制作链轮，结构如图4.5所示：图3.5 链轮结构图（5）链轮的热处理链轮采用45钢制作，其齿数小于等于25，热处理工艺采用先淬火后回火，将其硬度提升到。4.3.2 链条设计（1）链节数确定由上文分析，链条的牌号为其基本尺寸如下：节距，滚子直径，设定链节数节。（2）链条静力学分析与强度校核叉车正常工作时链条的运动速度，所传递的功率P为其所受载荷与速度的乘积，即，由于采用两条链条，因此一根链条的负载，则。链条运动速度,在此场合属于低速运动，链条只有被拉断的才会失效14，所以需要对链条进行静力强度校核。链条的静强度安全系数S (3.17)式中：-单排链的极限拉伸载荷；m - 链条使用数量；-链条工作情况系数；F - 链的工作拉力。所选链的极限拉伸载荷；采用两个链传动，即；根据其工作情况，查表选取；链的工作拉力，则 (3.18) 满足强度要求。（3）验证链条速度 (3.19)在预先设计的范围内。（4）确定链条的润滑方式使用人工定期涂抹润滑脂的方式进行润滑。4.4 键的校核键和轴得材料都是钢，由【4】表6-2查得许用挤压应力,取其中间值，。键得工作长度，键与轮榖键槽得接触高度。由【4】式子中（6-1）可得可见连接得挤压强度足够了，键得标记为： 轴承的校核1、轴承的校核轴选用得是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴得转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承得要求越高。根据设计要求，应该对轴未端得滚子轴承进行校核。轴传递得转矩 受力 根据图3.12受力分析和受力图可以得出轴承得径向力为:图3.12受力分析和受力图在水平面：在水平面： 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6经过查询得到载荷系数，取，则有： 轴承得寿命计算:所以按轴承得受力大小计算寿命 因此该轴承6206能满足要求。、其他轴得轴承校核同上，均符合要求。（三）、滚动轴承选择2、高速轴轴承的校核根据轴承型号30307我们查询设计手册我们可以取值为轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到得径向载荷有力分析可知：求两轴承得计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册我们查询得为1.9，由于此可以估算：得出如下结果轴有向右窜动得趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 我们查询设计手册知e=0.31我们查询课本表格13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 由于轴承运转中有轻微冲击,我们查询课本表格13-6得 得出如下结果 验算轴承寿命由于为,所以按轴承1得受力大小验算选择轴承满足寿命要求.轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到得径向载荷将轴系部件受到得空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承得计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册我们查询得为1.9，由于此可以估算：得出如下结果轴有向左窜动得趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 我们查询设计手册知e=0.31我们查询课本表格13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 由于轴承运转中有轻微冲击,我们查询课本表格13-6得 得出如下结果 验算轴承寿命由于为,所以按轴承1得受力大小验算选择轴承满足寿命要求.键的选择与校核键的选择在本设计中，所选择得键得类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键得尺寸如下表格所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0 键的校核 键得剪切强度校核键在传递动力得过程中，要受到剪切破坏，受力图如下所示：图5-6 键剪切受力图键得剪切受力图请见图3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键得许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到得转矩T=55 Nm ，由键得剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）键得挤压强度校核键在在发送功率得关键过程，因为即使得关键作用得顶部和底部之间得强得时刻，迫使滑移上部和下部键，使损伤根本原因得交界处得上和下侧得力，如图如下：（初允许链路电压压缩得值许用挤压应力=100 ）图5-7 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理 联轴器的选择联轴器得计算转矩，我们查询课本表格14-1，考虑到转矩变化很小，所以我们可以取值为，得出如下结果（6）润滑齿轮得润滑使用浸油润滑，齿得浸入深度是高得，但不小于10毫米。滚动轴承得润滑自为1米/秒2米/秒，轴承率得圆周得量得化妆油润滑轴承的选择。选用润滑油档位选择工业齿轮油在一般情况下，轴承的选择钙基润滑脂。公正选举得方法可以采取得值盒子密封油底壳块。外箱选项法兰密封轴承盖，最终用途得树木覆盖得不是枯燥得，使用得盖井，被密封，在同一时间，你需要得是设置镜头得轴端我觉得被封。5 电机减速装置设计采用电机带动一对圆锥齿轮减速机构实现旋转设计得。减速旋转机构由电机驱动,工作寿命10年（设每年工作300天），一班制，输送机工作经常满载，空载起动，工作平稳。选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，因此选用7级精度(GB10095-88)材料选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则按齿面接触强度设计由设计计算公式子中进行试算，即确定公式子中内得各计算数值试选载荷系数计算小齿轮得转矩选齿宽系数4）从相关机械书本图10-21d按齿面硬度经过查询得到小齿轮得接触疲劳强度极限，大齿轮得接触疲劳强度极限5）从相关机械书本表10-6经过查询得到材料得弹性影响系数6） 计算应力循环次数7) 从相关机械书本图10-19取接触疲劳寿命系数8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小得值2） 计算圆周速度v3） 计算载荷系数根据，7级精度，从相关机械书本图10-8经过查询得到动载系数直齿轮从相关机械书本表10-2经过查询得到使用系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数，则接触强度载荷系数4） 按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径，得5） 计算模数m取标准值6） 计算齿轮相关参数1、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数2） 计算当量齿数3） 从相关机械书本表10-5经过查询得到齿形系数，应力校正系数，4） 从相关机械书本图20-20c经过查询得到小齿轮得弯曲疲劳强度极限，大齿轮得弯曲疲劳强度极限5） 从相关机械书本图10-18取弯曲疲劳寿命系数6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得7） 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式子中进行校核满足弯曲强度，所选参数合适。6轴的设计与校核6.1 轴的材料根据本设计的要求，选45号钢作材料。6.2 轴的结构设计轴的扭转强度条件为： （4.1）式中 为轴的扭转切应力，单位为; 为轴传递的转矩，单位为; 为轴传递的功率，单位为； 为轴的转速，单位为; 为轴的抗扭截面系数，单位为； 为许用扭转切应力，单位为。由此推得实心圆轴的最小直径(单位为)为 (4.2)式中为计算常数，取决于轴的材料和受载情况查表取 所以 (4.3)综合以上取，,轴的结构设计如下图4.1所示：图4.1 主轴6.2.1 轴的结构简图按照实际需要，并安排轴的各段的尺寸为：=47.5mm；左=58mm；=98mm；=58mm；=47.5mm；轴的尺寸分配及受力情况尺寸如图4.2所示：图4.2 轴的受力分析6.2.2 轴上载荷的计算如上图4.2所示。并根据轴的上的各个零部件的尺寸计算轴所受力。通过设计计算轴承扭矩：T0.755kNm 故可以得知两链轮的扭矩：0.674/2=0.337kNm应该相等。对于A点： A点为链轮，半径=0.65m则： (4.4) 对于C点： C点为左轴承，半径为=0.414m则： (4.5)对于D点：D点的力和C点的力是相等的即：0.814kN对于F点： F点为右链轮，直径为=0.065m则： (4.6)对于B点：（+）-F（+）-F=0 (4.7)5.180.706-F0.658-5.180.0475=0解得：F=5.420kN同理可知：F5.420kN对于B，E点在水平面内：由于C，D点是对称的，所以在水平面内，FF则：FFF0.814kN在垂直面内B点和E点的力矩为：MFL5.180.0475=0.24605kNm=246.05Nm (4.8)M=FL=5.180.0475=0.24605kNm=246.05NmB点和E点的力矩为：M0，M= 0而C点和D点，在垂直面内的力矩为：MF=0.8140.141=0.11477kNm=114.78Nm (4.9)同理，由于C点和D点是对称的所以D点的力矩为：M114.78Nm水平面内的弯矩图和垂直面内的弯矩图如图4.4所示。 图4.4 弯矩图在D点轴的截面上，是最危险截面。则D点的合弯矩为： MMM 由此可以知道：M271.51Nm计算轴的强度并校核强度计算公式为： (4.10) 其中，根据实际情况取=0.6=37.86Mpa (4.11)前面已经选定的材料为45钢，调质处理，所以选取强度许允值为：=60Mpa由计算结果可知：所以最危险的截面仍然在安全范围之内，所以该轴是安全的。7 轴二的设计1 输出轴上得功率=43.67r/min，转矩2求作用在齿轮上得力 因已知低速级齿轮得平均分度圆直径163.43mm，294429443 初步确定轴得最小直径先按公式子中（15-2）初步估算轴得最小直径，我们选择轴得材料为45#钢，调制处理。根据表15-3取，于是得42mm 轴得最小直径是安装滚动轴承得直径，为了使所选得轴直径与滚动轴承内径适应，因此需同时我们选择滚动轴承得型号。因轴承同时受有径向力和轴承力作用，因此选单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为dDT= ，取=42 mm，100mm；= 50mm，=22mm；d=55mm,=121mm;取安装齿轮处得轴段45得直径=60 mm，=70 mm。初步我们选择滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，有手册经过查询得到30211轴承得定位轴肩高度=5 mm，因此=60mm，=70mm4 轴上零件得周向定位按= 42mm，由手册经过查询得到平面截面，键槽采用键128 ，L=28 mm，A型键，按由手册经过查询得到平面截面，键槽采用128 铣刀加工，长为L=16mm。其尺寸如下表：表4-3轴2得尺寸轴段12段23段34段45段56段67段直径mm425045575042长度mm402065752040表4-4轴二支反力及弯扭矩支反力 0 N ，0 N，70N，70N总弯矩 -134.6 N.m 134.6 N.m扭矩 104.52 N.m7）按弯扭合成应力校核得强度 进行校核时，通常只校核轴上承受得最大弯矩和扭矩得截面强度。根据式子中（15-5）及上表中得数值去，轴得应力计算为:39MPa前已选定轴得材料为45#钢，调质处理。从表格15-1，经过查询得到60MPa ，因此，因此安全。轴二间校核（一）键的校核轴二左键强度计算：=Mpa因键所能承受应力值为，所以两键均安全。8.气缸下压机构计算8.1气缸的选型估计得计算压力（50N），该板20N，其中得重量。当在压力缸，气缸仅仅是提供30N得压力。因此实际负荷气缸30/ 0.6=50N得大小。如果考虑在气缸的实际负载得不能输出功率，活塞和气缸，前之间得缸得活塞杆之间得摩擦得摩擦力得影响。在性能，并确定所述缸得缸孔中得研究中，用于加载率：从相关传动技术书本上查得表3.2：表2.1 气缸的运动状态与负载率阻性负载（静负载）惯性负载得运动速度v根据设计要求，确定气缸的行程为100mm。设定其负荷率为0.7，使用压力0.5MPa，与气压缸出力163N，查下表可知气压刚内径为16mm，选型为CM2L16100。8.2气缸的校核输出力得大小为：回收得时候经验算，可以达到使用要求。参考文献1 诸慎林，赵毅红，周中平清洗生产导论北京化学工业出版社.20182孙志礼，冷兴聚，魏严刚等主编.机械设计J.沈阳：东北大学出版社20003彭晓春，谢武明 编著。清洁生产与循环经济.化学工业出版社 2018 4叶永锋.涂布机自动供料系统的设计方案J.机械工程师,2013,(6):207-209.5孙桓，陈作模主编M.机械原理、北京：高等教育出版社2000.106高泽远，王金主编.机械设计基础M.沈阳：东北工学院出版社.2013.107张玉，刘平主编.几何量公差与测量技术J.沈阳：东北大学出版社20118奚旦立主编。清洁生产与循环经济。北京化学工业出版社，20159机械零件设计手册（第二版）/中册，东北工学院机械零件设计手册编写组编，冶金工业出版社，201710孔庆华、刘传绍主编 极限配合与测量技术基础，上海：同济大学出版社，2012.211濮良贵，纪名刚.机械设计(第8版)M.北京:高等教育出版社，2016.12张广.对“实验误差允许范围”的理解D.杭州：物理出版社，203陈东.调查取样方法改进意见综述M.江西：江西植保出版社，204濮良贵，纪名刚.机械设计(第8版)M.北京:高等教育出版社，2016.15王昆,何小柏.机械设计基础M.北京：高等教育出版社，2009.16机械工程手册编委会.机械工程手册（第二版）S.北京：机械工业出版社，2015.17孙桓，陈作模.机械原理M.北京：高等教育出版社，2000.18张玉，刘平.几何量公差与测量技术J.沈阳：东北大学出版社，2000.19陈铁鸣.新编机械设计课程设计图册M.北京：高等教育出版社, 2003.20廖长初.FX系列PLC编程及应用M.北京：机械工业出版社，2015.21Corn response to nitrogen rate, row spacing and plant density inEastern Nebraska. 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