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1、畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書 目 錄 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(2) 摘要和關(guān)鍵(4) 1．?dāng)嚢铏C(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)(5) 2．選擇電動(dòng)機(jī)(10) 3．傳動(dòng)比分配(11) 4．減速器設(shè)計(jì)(12) 5．蝸桿設(shè)計(jì)及校核(15) 6．蝸輪軸的設(shè)計(jì)及校核(19) 7．鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)(22) 8．執(zhí)行機(jī)構(gòu)主軸的設(shè)計(jì)及校核(26) 9．主機(jī)機(jī)架設(shè)計(jì)(30) 參考文獻(xiàn)(31) 致 謝(32) 江蘇工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書 （機(jī)械、能源類） 機(jī)械工程 系 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 專業(yè) 機(jī)制004 班 谷志運(yùn) 同學(xué)： 一、設(shè)計(jì)（論文）題目 塑料混合攪拌機(jī) 二、

2、設(shè)計(jì)（論文）參數(shù)及依據(jù) 根據(jù)常州市恒力機(jī)械有限公司的實(shí)際需要，要求設(shè)計(jì)參數(shù)為： 1.每次混合攪拌量小于等于200kg； 2.攪拌軸轉(zhuǎn)速為22rpm。 三、設(shè)計(jì)（論文）內(nèi)容及目標(biāo) 設(shè)計(jì)內(nèi)容： 塑料攪拌混合機(jī)包括減速裝置、傳動(dòng)裝置、執(zhí)行裝置及控制單元。 設(shè)計(jì)目標(biāo)： 1.塑料攪拌混合機(jī)能將塑料粒子及色母料進(jìn)行有效均勻地混合攪拌； 2.塑料攪拌混合機(jī)造型美觀、工作安全可靠、價(jià)格低廉。 四、進(jìn)度安排 周次 工作內(nèi)容 預(yù)定目標(biāo)及檢查方式 1~4 查閱、文獻(xiàn)、翻譯外文資料 外文字符不少于2.5萬(wàn)，完成文獻(xiàn)綜述報(bào)告（還校） 5~6 工廠實(shí)習(xí)調(diào)研、收集

3、資料 完成實(shí)習(xí)報(bào)告（返校） 7 擬訂方案、進(jìn)行方案比較 確定最佳方案（返校） 8~10 設(shè)計(jì)計(jì)算 確定基本參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)（返校） 11~14 繪制圖紙 CAD繪制裝配圖、手工繪制攪拌軸部件、完成相關(guān)零件圖（還校） 15~16 撰寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書 打印出設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書（返校） 17 撰寫小論文、答辯準(zhǔn)備 打印出小論文一篇（還校） 五、畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)間： 2004 年 2 月 16 日到 2004 年 6 月 11日 六、本設(shè)計(jì)必須完成的內(nèi)容 1. 調(diào)查研究、查閱文獻(xiàn)和搜集資料； 2. 閱讀和翻譯與研究?jī)?nèi)容有關(guān)的外文資料（

4、外文翻譯不能少于2.5萬(wàn)字）； 3. 撰寫文獻(xiàn)綜述，確定設(shè)計(jì)方案； 4. 工藝計(jì)算；結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算；材料的選擇；自控部分計(jì)算機(jī)程序軟件等； 5. 撰寫畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書（含中英文摘要）。 6. 繪制圖紙(總裝配圖、部件圖、零件圖)。 說(shuō)明：以設(shè)計(jì)為主的學(xué)生應(yīng)獨(dú)立完成2000字以內(nèi)的小論文一篇； 以論文為主的學(xué)生應(yīng)獨(dú)立完成一份小設(shè)計(jì)。 七、備注 1. 本任務(wù)書一式四份，系、指導(dǎo)教師（校內(nèi)、校外）、學(xué)生各執(zhí)一份； 2. 學(xué)生須將此任務(wù)書作為畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書的附件，裝訂在說(shuō)明書中。 教研室 指導(dǎo)教師：

5、 教研室主任： 系主任： 摘要和關(guān)鍵詞 摘 要： 塑料是以樹脂為基本成分組成的具有可塑化成型、且在成型后可保持最終形狀不變的一類材料。而僅僅由樹脂單一成分組成的塑料是很少的，在塑料中加入各種添加劑組成多成分的塑料則是普遍的，既然塑料大多數(shù)由多種成分組成，因而其配制（混合）過(guò)程就成為必不可缺的了完成塑料配制的方法大都靠混合以使其形成一種均勻的復(fù)合物。 本設(shè)計(jì)的任務(wù)是為滿足常州市恒力機(jī)械有限公司客戶的要求。該機(jī)器主要實(shí)現(xiàn)將塑料粒子及色母料有效均勻混合。由減速裝置、傳動(dòng)裝置和執(zhí)行機(jī)構(gòu)組成

6、。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造型美觀、工作安全可靠、價(jià)格低廉。 關(guān)鍵詞： 塑料 配制 混合 Abstract & Key words Abstract: Plastics is a petrochemistry material that is composed of resin,and can keep final form.But it is exceptional that only is joined in the plastics by a single element.and it is widespread that many component are joi

7、ned in the plastions,the mixed process becomes necessarily ,the method of completing the plastics mix mostly depend on mix tomake it compound. The mission of this design is satisly regnest of Chang zhou Hengli machine CO.,LTD′customers, The machine primarily realizeses valid admixture of plastics

8、and colorific object.It is composed of brake ,spread and working equip.Its construction is simple,the shape is beautiful ,work safety dependable, the price is cheap. Key words: Plastics prepares admixture 1．?dāng)嚢铏C(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 1．1 料倉(cāng)設(shè)計(jì) 在前面的開題報(bào)告中已論證了螺帶式執(zhí)行機(jī)構(gòu)的可行性，料倉(cāng)的端面形狀為“U”形。根據(jù)客戶要求，塑料混

9、合攪拌機(jī)一次攪拌量不小于m=200kg，塑料粒子的密度為ρ=910kg/m3，體積V=m/ρ=0.21978m3=219780mm3，現(xiàn)考慮到塑料粒子為圓柱狀，顆粒間有間隙，設(shè)計(jì)料倉(cāng)的尺寸如圖1 圖1 考慮到折彎?rùn)C(jī)的折彎能力，選用料倉(cāng)材料為Q235A，板厚為6mm。 1．2 攪拌機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的尺寸應(yīng)根據(jù)料倉(cāng)的尺寸而定，考慮到主軸的一端要伸出套上從動(dòng)鏈論，因此，主軸長(zhǎng)度定為：1495mm。料倉(cāng)的下面部分是半徑為R=375mm的圓，焊接好的葉片和料倉(cāng)之間的間隙為5mm，支撐桿的長(zhǎng)度定位310mm，直徑為27mm，數(shù)量為8根。支撐桿和主軸之間的聯(lián)結(jié)采用固定套，固定套上開有28mm的

10、和兩個(gè)對(duì)稱的M8螺孔。28mm孔用于焊接支撐桿，M8螺孔內(nèi)旋合螺釘，用于固定套的軸向固定，防止固定套軸向竄動(dòng)。執(zhí)行機(jī)構(gòu)如圖2，固定套如圖3 圖2 圖3 1．3 攪拌葉片設(shè)計(jì) 攪拌葉片是繞主軸旋繞的，其葉片展開尺寸如圖所示，兩葉片之間的距離（四分之一螺距）為L(zhǎng)=310mm，厚度為8mm，葉片寬度為100mm，葉片數(shù)目為四片，大徑和小徑分別為R1=364mm和R2=264mm。攪拌葉片如圖4 圖4 1．4執(zhí)行機(jī)構(gòu)受力分析 在確定電機(jī)功率之前，首先分析旋轉(zhuǎn)葉片的受力情況，葉片的受力分析較為復(fù)雜，現(xiàn)在研究單個(gè)螺旋葉片的阻力矩，如圖5所示，該主軸被單個(gè)螺旋葉片

11、環(huán)繞的軸向長(zhǎng)度為L(zhǎng)，葉片最寬端面（垂直于主軸的截面）的寬度為H，離主軸軸線的距離為R，葉片的螺旋角為a,由于葉片猶如繞在圓錐上，所以葉片的任一端面離主軸軸線的距離為r1， 與R之間符合如下關(guān)系： 圖5 葉片運(yùn)動(dòng)尺寸及幾何參數(shù) 圖6 微元體 L—葉片軸向長(zhǎng)度 dr—徑向?qū)挾? H—葉片寬度 db—主軸軸向長(zhǎng)度 a—葉片螺旋角 dp—法向力 b—葉片任一端面的軸向坐標(biāo) h—葉片任一端面的徑向坐標(biāo) r、r1、r2—葉片任一端面離主軸軸線的距離 R—葉片半徑 （1） 假設(shè)葉片各端面的寬度h隨該端面離開主軸軸線距離的縮小

12、而同比縮小，則有如下關(guān)系： (2) 在葉片上取一微元體，如圖6所示，它沿主軸軸向的長(zhǎng)度為db,沿徑向的寬度為dr, 物料作用在微元體面積上的力的情況比較復(fù)雜，但主要有沿螺旋面法向的工作壓力，為簡(jiǎn)化公式，采用一般的經(jīng)驗(yàn)做法，將其它的力忽略不計(jì)，只考慮法向力，設(shè)微元體上該法向力為dp,則微元體上阻力的大小為： k—為單位面積上的運(yùn)動(dòng)阻力，根據(jù)文獻(xiàn)（8）可取k=7kg／cm2， dp沿主軸徑向的分力為： 徑向分力對(duì)軸線取矩： r為微元體的回轉(zhuǎn)半徑，對(duì)該點(diǎn)進(jìn)行雙重積分，即得單個(gè)葉片受到的總阻力矩： (3) 式（3）中

13、 則有： 將式（1）（2）代人又得： 再將該式代人（3）即得： （kgcm） (Nmm) (4) 式中H, R, L均以mm 為單位。 將四個(gè)攪拌葉片的阻力矩總合起來(lái)，則可求得使葉片旋轉(zhuǎn)所需功率： (kw) (5) 式中n為執(zhí)行機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速，n=22r/min. 將葉片設(shè)計(jì)的參數(shù)H=100mm R=264mm L=310mm a=7.70代人（4）（5）得： T = 314500 Nmm P = 2

14、.84 kw 2．選擇電動(dòng)機(jī) 2．1 電機(jī)型號(hào) 本減速器在常溫下不連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)對(duì)起動(dòng)無(wú)特殊要求，采用異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。 2．2確定電動(dòng)機(jī)的額定功率 2．2．1 確定工作電機(jī)所需功率Pw： 在1.1中已求得工作機(jī)所需功率為Pw =2.84kw 2．2．2 計(jì)算電動(dòng)機(jī)的工作功率Po： 由表16-2查?。害?( (彈性聯(lián)軸器) η2(滾動(dòng)軸承)： η3(一級(jí)普通圓柱蝸輪蝸桿)； η4（鏈傳動(dòng)），代入得： η=0.995x0.993 x0.75x0.97

15、=0.702 Po = kw 查機(jī)械手冊(cè)表23-1-23，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，性能參數(shù)如下表： 表 1電機(jī)參數(shù) 電機(jī)型號(hào) 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 Y112M-4 4kw 1500r/min 1440r/min 3．傳動(dòng)比分配 3．1總傳動(dòng)比的計(jì)算 執(zhí)行行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速為n=22r/min,總傳動(dòng)比分配應(yīng)為： i = 3．2傳動(dòng)比分配 正如前面總體方案中所討論的，將主要的減速任務(wù)分配給渦輪渦桿減速器，以充分發(fā)揮鏈傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，初步確定渦輪渦桿減速器傳動(dòng)比為i=1:60,則鏈傳動(dòng)分

16、配傳動(dòng)比i = 4．減速器設(shè)計(jì) 4．1選擇蝸桿傳動(dòng)類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用剪開線蝸桿（ZI） 4．2選擇材料 根據(jù)庫(kù)材料的情況，并考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪齒圈才用離心澆注鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，其它部分采用灰鑄鐵HT100。 4．3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 4．3．1 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)距T2 按Z1 = 1，效率η = 0.995x0.99x0.75=0

17、.739，則 4．3．2 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)Kβ = 1；由表11-5選取使用系數(shù)KA = 1；由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)KV = 1.1；則 4．3．3 確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸論和鋼蝸桿相配，故ZE = 160Mpa1/2。 4．3．4 確定接觸系數(shù)Zp 先假使蝸桿分度圓直徑d1傳動(dòng)中心距a的比值d1/a = 0.4，從圖11-18中可查得Zp = 2.75。 4．3．5 確定許用接觸應(yīng)力[H] 根據(jù)蝸輪材料鑄青銅ZcuSn10P1，離心澆注，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的基

18、本許用應(yīng)力[H]’=268Mpa。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh= 壽命系數(shù) 則 [H]= 4．3．6 計(jì)算中心距 取中心距a = 200mm，因i = 60 ,故從表中取模數(shù)m= 5mmm，蝸桿分度圓直徑d1=90mm，這時(shí)d1/a = 90/200 = 0.45，從圖11-18中可查得接觸系數(shù)Z’p = 2.7，因?yàn)閆’p

19、1 = d1 – 2hf1 = 78mm 分度圓導(dǎo)程角γ = 3?10’47” 蝸桿軸向齒厚Sa = 4．4．2 蝸輪 蝸輪齒數(shù)Z2 = 62；變位系數(shù)x2 = 0 驗(yàn)算傳動(dòng)比，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為，是允許的。 蝸輪分度圓直徑d2 = mz2 = 5x62 = 310mm 蝸輪吼圓直徑 da2 = d2 + 2ha2 = 320mm 蝸輪齒根圓直徑df2 = d2 – hf2 = 298mm 蝸輪咽喉母圓半徑ra2 = 4．5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度[2] 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-

20、8中查得由ZcuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力 壽命系數(shù) 彎曲強(qiáng)度是滿足的。 5． 蝸桿設(shè)計(jì)及校核 5．1蝸桿受力分析[1] 圖 7 蝸桿軸扭距 圓周力： 軸向力： 5．2初步確定軸的最小直徑[3] 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取Ao=110于是得 輸出軸的最小直徑顯然是聯(lián)結(jié)電機(jī)的聯(lián)軸器處，見(jiàn)下圖最右端，為了使所選用的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑及所選用的電機(jī)伸出軸相適應(yīng)

21、，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 圖 8 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化不大，故取，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5843-86或手冊(cè)，選用YL3聯(lián)軸器J1B28x44鋼性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為160000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑d1=28mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=44mm。所以，軸的最小直徑應(yīng)為28mm。 5．3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5．3．1 擬訂軸上零件的裝配方案 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8用軸肩定位，6-7直徑d=34mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直

22、徑D=70mm。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)6-7段的直徑；由軸承產(chǎn)品目錄中選用單列圓錐滾子軸承6414。 （3）軸承的定位均由擋油環(huán)來(lái)實(shí)現(xiàn)。見(jiàn)上圖7-4所示。 5．3．4 軸上零件的周向定位 聯(lián)軸器處用鍵聯(lián)接，按7-8段查手冊(cè)得半圓鍵截面bxh=8x7mm。（GB/T1095-1979），鍵槽用鍵槽洗刀加工，長(zhǎng)40mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn)GB/T1096-1979），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。 5．3．5 求蝸桿上的載荷 先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查得a植。對(duì)于20079

23、14型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=19mm，因此，兩支點(diǎn)間的跨距為283mm.。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎距圖和扭距圖。 軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距和扭距圖中可以看出，截面A是軸的危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面A處的MH、Mv及M值列于下表。 表 2 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=FNH2=292.5N FNV1=16285N FNV2=8231N 彎距M MH=76285N.mm MV1=2377610N.mm MV2=1201726 N.mm 總彎距 M1=2377993N.mmM2= 1202484N.mm 扭距T T1 = 26

24、131N.mm 圖9 5．3．6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行較核時(shí)，通常只校核承受最大彎距截面的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5）及數(shù)值、并取a = 0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前面選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[σ-1]=60Mpa，因此，σca < [σ-1]，故安全。 5．3．7 蝸桿剛度校核 蝸桿剛度校核按公式校核蝸桿的剛度，蝸桿同時(shí)受徑向力和圓周力，徑向力和圓周力使蝸桿發(fā)生彎曲，已知蝸桿材料為45

25、鋼，彈性模量為 E=189.9x103，軸承之間的距離為292mm， 徑向力在蝸輪蝸桿嚙合處產(chǎn)生的繞度為 圓周力在蝸輪蝸桿嚙合處產(chǎn)生的繞度為 徑向力和圓周力在蝸輪蝸桿嚙合處產(chǎn)生的繞度合成 因?yàn)椋晕仐U的剛度符合要求。 6．蝸輪軸的設(shè)計(jì)及校核 6．1 蝸輪受力分析 蝸輪受力與蝸桿所的力是三對(duì)大小相等、方向相反的力。 6．2 初步確定軸的最小直徑 估算公式同蝸桿估算公式。 取55mm 6．3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6．3．1 擬訂軸上零件的裝配方案，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見(jiàn)下圖： 圖10 6．3．2 根據(jù)軸向定位的要求

26、確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 輸出軸的伸出段套上主動(dòng)鏈輪，其長(zhǎng)度要小于主動(dòng)鏈輪輪轂的長(zhǎng)度，取L=75mm，直徑d=55mm，鏈輪用軸肩和軸端擋圈定位；蝸輪采用軸肩和套筒定位，軸徑d=60mm。 6．3．3 軸上零件的周向定位 齒輪、鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。經(jīng)查手冊(cè)，聯(lián)接主動(dòng)鏈輪處的平鍵截面bxh=16x10 mm (GB/1095-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70mm (標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn)GB/T1096-1979)。 蝸輪處鍵的截面bxh = 18x11 mm，長(zhǎng)為80 mm。 6．3．4 初步選用滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸

27、承，彩照工作要求并根據(jù)此處直徑，初步選用單列圓錐滾子軸承61812。 6．4 求軸上的載荷 根據(jù)6.31中的軸結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。確定軸承的支撐點(diǎn)，從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于7271E單列圓錐滾子軸承， a=22.4mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為105.2mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出彎距圖和扭距圖。 圖11 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出，截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3， 表3 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=FNH2=1045N FNV1=10718N FNV2=13798N 彎距M M

28、H=54967N.mm MV1=563766.8N.mm MV2=725774.8N.mm 總彎距 M1=566440N.mm M2 =727853N.mm 扭距T T2 =1175903N.mm 6．5 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度[3] 很顯然，危險(xiǎn)截面是C面，根據(jù)式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取a = 0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[σ-1]=60Mpa，因此，σca < [σ-1]，故安全。 7．鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)[2] 鏈輪傳遞功率 ，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n3 =

29、 n2 =24 r/min，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n4 = 22r/min，及執(zhí)行機(jī)構(gòu)主軸的轉(zhuǎn)速，鏈傳動(dòng)比i = 24/22 = 1.09，鏈傳動(dòng)中心距初步設(shè)計(jì)為620mm(上下呈一定角度布置)。 7．1 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 7．1．1 確定工況系數(shù)f1 由表5.2-13查得f1（輕微振動(dòng)）。 7．1．2 選擇鏈輪齒數(shù)Z1、Z2 按優(yōu)選的最小齒數(shù)選取，取主動(dòng)鏈輪Z1 = 23，從動(dòng)鏈輪Z2 = 25 ，由圖5.2-15查得，齒數(shù)系數(shù)f2 = 1.2。 7．1．3 按功率曲線選擇鏈條規(guī)格 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 當(dāng)和時(shí)，由圖5.2-13和5.2-14查得適用的鏈條為12A，其鏈節(jié)距為19.0

30、5mm。 7．1．4 計(jì)算鏈速 7．1．5 確定潤(rùn)滑方式 由圖5.2-16，按12A鏈條與鏈速為0.18m./s，確定為人工定期潤(rùn)滑。 7．1．6 鏈長(zhǎng)計(jì)算 由式5.2-17計(jì)算鏈長(zhǎng)（由表5.2-5查得C = 0.101） 圓整為L(zhǎng)P = 90節(jié) 7．1．7 中心距精確計(jì)算 由式5.2-19計(jì)算中心距（由表5.2-6查得Ka = 0.25） 7．2 鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7．2．1 鏈輪材料及熱處理 鏈輪材料選用45鋼 ，齒面高頻淬火：45~50HRC 7．2．2 鏈輪結(jié)構(gòu) 由于鏈輪尺寸不大，采用整體結(jié)構(gòu)。 7．2．3 鏈輪

31、尺寸計(jì)算 （1）主動(dòng)鏈輪 分度圓直徑d 式中K查表5.2-27可得K = 7.3439 齒頂圓直徑da 取da = 148mm 齒根圓直徑 齒寬 式中b1查表5.2-7得b1 = 12.57mm 輪廓厚度h 輪廓直徑dh

32、 取75mm 輪廓長(zhǎng)度 原則上按來(lái)確定輪廓長(zhǎng)度，但由于所選用的蝸桿蝸輪減速器的出力軸伸出部分（裝配鏈輪）長(zhǎng)度為80mm，取。 （2）主動(dòng)鏈輪 分度圓直徑d 齒頂圓直徑da 取da = 160.1mm 齒根圓直徑df 齒寬bf 式中b1查表5.2-7得b1 = 12.57 mm 輪廓厚度h 輪廓直徑 取75mm 輪廓

33、長(zhǎng)度 原則上按 來(lái)確定輪廓長(zhǎng)度，但由于所選用的蝸桿減速器的出力軸伸出部分（裝配鏈輪）長(zhǎng)度為 45mm，取60mm。 8．執(zhí)行機(jī)構(gòu)主軸的設(shè)計(jì)及校核 8．1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 8．1．1 擬訂軸上零件的裝配方案 先將加工好主軸從料倉(cāng)一端側(cè)板插入料倉(cāng)，在插入的過(guò)程中套上傳動(dòng)套，焊接支撐桿，最后焊接葉片。 8．1．2初步選用軸承 由于料倉(cāng)的壁厚只有6mm，在料倉(cāng)上開防油槽不便且降低了料倉(cāng)的強(qiáng)度，所以選用帶座軸承，這種軸承的密封件和滾珠是一體的，使用方便。 8．1．3 軸上零件的軸向固定

34、在軸和葉片旋轉(zhuǎn)的過(guò)程中，套在軸上的固定套及葉片可能發(fā)生軸向竄動(dòng)，因此，在固定套上加工螺紋孔，用螺釘進(jìn)行軸向固定。 8．1．4 求軸上載荷 將作用在葉片上的徑向力移動(dòng)平移到旋轉(zhuǎn)軸上，由于葉片為四片，且為對(duì)稱布置。軸向力忽略不計(jì)，在1.1中我們已經(jīng)求出了主軸所受的阻力T=314500Nmm.則每個(gè)葉片所受的徑向力為F=314500Nmm/264mm=1191N。則旋轉(zhuǎn)軸受水平和垂直兩個(gè)方向的力，在水平和垂直方向上作彎距圖和扭距圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出，截面C~F是軸的危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的MH、MV及M的值列于下表4 表4 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F

35、 FNH1=FNH2=595.5N FNV1= FNV2=595.5N 彎距M MH=92302.5Nmm MV =92302.5Nmm 總彎距 M = 130535Nmm 扭距T T3 = 1258000Nmm 8。2 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)公式（15-5）及以上的數(shù)據(jù)，并取a = 0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-5查得[]=60 Mpa ，故安全。 圖12 8．3 軸承選用和校核校核 軸承的校核，我們采用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軟件版V 2.0。蝸輪蝸桿減速器選用單列圓錐滾子軸承選型及校核見(jiàn)圖13 圖

36、13 蝸輪軸的選型和校核見(jiàn)圖14 圖14 8．4 鍵的選用和校核 8．4．1 鍵的選用 軸的直徑為55 mm，且不在軸的端部，故選用圓頭普通平鍵（A型），從表6-1查得鍵的截面尺寸為：bxh = 16x10mm，由固定套寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)，鍵的標(biāo)記為：鍵16x10 GB1096-79；從動(dòng)鏈輪處的鍵的截面尺寸為：bxh =14x9 mm，取鍵長(zhǎng)，鍵的標(biāo)記為：鍵C14x40 GB1096-79。 8．4．2校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、軸和固定套的材料都是鋼，由表6-2查得許用應(yīng)力[]=100~120Mpa，取平均值110Mpa，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與傳動(dòng)套的鍵槽的接觸高度

37、；從動(dòng)鏈輪處鍵的工作長(zhǎng)度，。由式（6-1）可得： 固定套處 從動(dòng)鏈處 都合格。 9．主機(jī)機(jī)架設(shè)計(jì) 9．1 撐腳、側(cè)覆板設(shè)計(jì) 料倉(cāng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)在攪拌機(jī)上部，料箱放在料箱下面，料倉(cāng)采用四個(gè)8#槽鋼撐腳支撐，撐腳的長(zhǎng)度由料箱決定，撐腳的上部為450斜面（見(jiàn)圖紙SM-200.1-11），撐腳焊接在料倉(cāng)的兩端旁板上，焊接要牢固。 側(cè)覆板的設(shè)計(jì)主要是為了增加塑料混合攪拌機(jī)的強(qiáng)度和美觀。在開題報(bào)告中，我們已經(jīng)初定確定，鏈輪是安裝在攪拌機(jī)的外部，側(cè)覆板（下）將鏈輪遮在里面，防止鏈輪的旋轉(zhuǎn)對(duì)人造成傷害，增加了塑料

38、混合攪拌機(jī)的工作安全性能。側(cè)覆板（上）開有孔，便于安裝電器開關(guān)。 9．2 橫撐、底撐設(shè)計(jì) 橫撐和底撐都采用14#槽鋼，要求焊接光滑，焊接牢固。 9．2 防油板設(shè)計(jì) 在鏈輪旋轉(zhuǎn)的過(guò)程中，可能將鏈輪上的油甩出，因此設(shè)計(jì)防油板，電器開關(guān)線路置于紡油板內(nèi)（見(jiàn)圖SM-200.1-13）。 參考文獻(xiàn) [1] 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第3卷）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998. [2] 濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2001.100-105，253-374. [3] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手

39、冊(cè)（第2卷）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1997. [4] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第5卷）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1997. [5] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第1卷）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1997. [6] 福建南安軸承廠 帶座外球面球軸承產(chǎn)品樣本. [7] 無(wú)錫天一機(jī)械有限公司 電機(jī)產(chǎn)品樣本. 致 謝 首先感謝的是我的父母，因?yàn)橛辛怂麄儫o(wú)私的奉獻(xiàn)，我才會(huì)有今天的一切！本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的全過(guò)程始終是在胡老師和楊工的悉心指導(dǎo)和無(wú)私的幫助下完成的。胡老師總是經(jīng)常和我約定時(shí)間檢查我的設(shè)計(jì)情況。她那嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)之風(fēng)、誨人不倦的態(tài)度、淵博的知識(shí)。而楊工具有幾十年豐富的塑料機(jī)械設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和忘我的工作精神使我深受啟迪。他們不僅教了我們應(yīng)該怎樣學(xué)習(xí)，更重要的是他的那種學(xué)習(xí)態(tài)度和精神教給我的真的是一生的財(cái)富。在此我對(duì)胡老師和楊工表示崇高的敬意和衷心的感謝。 35