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邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 前 言 攪拌操作在食品工業(yè)以及化學工業(yè)中占有十分重要的地位，大多數(shù)面糖類食品以及化學藥品都離不開攪拌，攪拌是借助于流動使兩種或多種物質在彼此之中相互散布的一種操作。其作用可以實現(xiàn)物質的均勻混和，也可以促進溶解，氣體吸收，強化熱交換等物理化學的變化，“通過機機械動作，使物質按一定的規(guī)律流動的方法稱為機械攪拌，簡稱攪作，這種機械稱為攪拌機械”[1] 傳統(tǒng)攪拌器一般都只作純旋轉流動，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，而且引進結構復雜，質量較大。 本攪拌器在傳統(tǒng)的設備上有較大的改進，是通過電動機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，能夠實現(xiàn)裝料筒體在轉動時，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)以及化學工業(yè)等領域。 隨著人們對物質文化的需要越來越高，這就對生產力的要求也就越來越高，生產工具的改進是提高生產力的主要途徑，只有生產工具不斷的改進，生產率、產品質量不斷的提高，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創(chuàng)新的生產設備，對生產效率和產品質量的提高有著舉足輕重的作用。 設計者：唐順祥 2005月4年 第一章 參數(shù)及設計內容 小型多用途振動攪拌器設計 已知 ： （1）工作容積 V=9升 （2）轉速 n=25r/min （3）振動頻率 h≤100HZ （4）振幅 A≯0.02 mm （5）功率　?。校?20W 設計內容： (１) 總裝配圖設計 (２) 減速系統(tǒng)設計 (３) 涂料筒的設計 (４) 大部分零件設計 (５) 設計說明書一份 第二章 總體設計 第2.1節(jié) 設計依據(jù) 本次設計為實驗用振動攪拌器的設計，已知條件為： （1）工作容積 V=9升 （2）轉速 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帶動,經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,即主動軸轉動的同時橡膠輪也跟著轉動,為使筒體轉動穩(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,當主動軸轉動時,筒體可平穩(wěn)轉動,但為使涂料攪拌均勻,不僅在筒體轉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，其結構簡單，尺寸比較緊湊，工作時應得證其性能可靠，下面擬定幾種傳動方案經比較再選擇。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，傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其它傳動形式大，但其結構傳動平穩(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，其結構緊湊，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，在此結合筒體的轉動速度n=25r/min及橡膠輪轉動時帶動體轉動其兩面者之間存在一個傳動比，同時也考慮電動機功率大約在200瓦左右時，所選電動機的轉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) 筒體結構的初步設計 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,并且采用標準連續(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 傳動裝置及電動機的選擇 第3．1節(jié) 選擇傳動方案 根據(jù)總體設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—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，電動機與蝸桿用聯(lián)軸器連接。 第3．2節(jié) 電動機的選擇 3.2.1、電動機類型和結構式 由于直流電動機需直流電源，價格較高，維護比較高不便，因此采用交流電動機且采用微型電動機BO系列相電阻起動異步電動機。 3.2.2、電動機轉速的確定 因BO系列電動機有兩種轉速2800r/min 1400r/min,初步取其轉速為2800r/min（根據(jù)總體設計中的總傳動比與筒體轉速確定）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最大傳動比應小于120在此初步確定蝸桿頭數(shù)為雙頭。 3．2．3電動機容量的確定 “因電動機所需功率為： P=kw （3.1） p—工作機所需工作功率，指工作機主動端運輸帶所需功率 η—電動機至工作機主動端運輸帶的總效率”[1] 因此： P=kw =120/=152.87w “故選擇電動機為BO其技術數(shù)椐如下： 系列 機座號 功率(w) 電流(A) 電壓(U) 轉速(r/min) BO >1 180 1.95 220 2800 頻率(HZ) 效率 功率因數(shù) 起動轉矩(N.min) 起動電流(A) 50 53% COSΨ=0.72 1.3 17 3.2.4、電動機的外形和安裝尺寸” . 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 由選定的電動機滿載轉速和工作機筒體轉動的轉速n，以及總體設計中的總傳動比結合考慮，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 因一般允許工作機實際轉速與要求轉速的相對誤差為（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) 為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩或功率，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— 各軸的輸轉矩”[1] 3.4.1、各軸的轉速 因電動機輸出軸與蝸桿通過聯(lián)軸器連接，故蝸桿的轉速幾蝸桿= 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、各軸的輸入轉矩 因電動機的輸轉矩為： T電出=9550=9550=0.65N.m 所以蝸桿的輸出轉矩為： T蝸桿=0.65×1×=0.6N.m 蝸輪軸的輸入轉矩為： T蝸輪軸=0.6×30×0.8=14.4N.m 主動軸的輸入轉矩為： T主動軸=14.4×1×0.99=14.26N.m 筒體的輸入轉矩為： 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 轉矩N.M 轉速r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 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和成本在滿足使用性能的前提下，應選用裝拆方便維護簡單成本低的聯(lián)軸器，因在本機中械中聯(lián)軸器轉矩不大，對緩沖性能的要求較高，另外還要考慮安裝調整后是否能使兩軸嚴格精確對中或工作過程中兩軸是否會產生較大的附加相對位以及聯(lián)軸器工作時轉速高低和離心力都必須予以確認，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償能力，故對兩軸對中性要求很高，當兩軸間有相對位移時，就會在機件內引起附加載荷，使工作情況惡化，但它構造簡單，成本低謙，可請大轉矩。 4．1．2、撓性聯(lián)軸器 (1)十字滑塊聯(lián)軸器： 一般用于轉速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)生相對轉動,故主動與從動軸的角速度應相等.且兩軸間有相對位移時會產生很大的離心力,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量減小，又其有彈性，故允許較大的極限轉速，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構簡單，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)，需正反轉或轉動頻率的傳遞中，小轉矩的軸。 根據(jù)以上積壓聯(lián)軸器的特點和性能結結合設計的已知條件，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)軸器的計算轉矩 由于機器起動時的動載荷和運轉中可能出現(xiàn)過載，所以按軸可能出現(xiàn)的最在轉矩作為計算轉矩T： T=K.T (4.2) K—工作情況系數(shù) T—公稱轉矩 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)的結論及其計算轉矩T=1.105N.M，從手冊中查得N21型滑塊聯(lián)軸器的允許最大轉矩為2.5N.MM，極限轉速n=1000r/min故所選聯(lián)軸器合用，其結尺寸如下： D D L L L d 允許最大轉矩（N.M） C 50 32 67 39 14 15 2.5 2 質量（kg） 轉動慣量 允許最大轉速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。”[3] 第五章 蝸桿的設計 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) 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸牛桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校齒根彎曲疲勞強度，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)并結全實際情況及生產的需要取模數(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 蝸桿導程角 r 5．19° 漸開線蝸桿圓導程角 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度 σ=1.53kTYY/ddmcosr≤[σ] (5.8) 當量齒數(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。 因許用彎曲應力[σ]=[σ]′k從表中查得ZcuSn10P制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[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 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB10089-88圓柱蝸桿,蝸輪精度中選擇7級精度,側隙種類為g標注為7Ggb10089-88, 然后由有關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，幫需同時選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器根據(jù)前面設計半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔徑d=25mm,故取d=15mm。 第5．9節(jié) 蝸桿的結構與各段直徑和長度 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行定位。根據(jù)對螺帽的設計（在此略），則知LⅡ-Ⅲ，右端采用軸肩進行定位，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 主動軸的設計 因主動軸與蝸輪軸用一個軟軸連接，所以工作時的轉矩變化很小，又已知主動軸上的功率P主動軸=141.12W.轉速n主動軸=93.33r/min轉矩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，調質處理，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) 軸的結構設計 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由軸承產品目錄中初選取基本游隙組，標準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 ,左端用左支架內的孔凸臺進行定位，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)軸的結構圖作出軸的計算圖,在確定軸承的支點位位置時,應從手冊中查取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. 從軸的結構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) 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核軸上承受最大計算彎矩的截面的強度,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號鋼調質處理,由表查得[σ]=60MPa因此σ<[σ] 所以安全。 第七章 從動軸的設計 因從動由設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) 從動軸的結構設計 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) 從動軸的工作結構圖 見零件圖 第八章 蝸輪軸的結構設計及蝸輪的結構設計 第8．1節(jié) 蝸輪結構 根據(jù)蝸輪的齒頂圓直徑d=64mm可以做成整體式結構，輪芯部分的結構尺寸如下： 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計，蝸輪的結構如下： 第8．2節(jié) 求出蝸輪上的功率P轉速n和轉矩T 根據(jù)前面的設計得： 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) 軸的結構設計 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為同一類型不同型號的軸承，由軸承產品目錄中初選取特輕系列101，其主要結構尺寸為d×D×B=12×28×8其右端用螺母定位為使結構簡單緊湊，蝸輪與軸承之間相互進行軸向定位故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（標準鍵長見（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構如圖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 筒體的設計 第9．1節(jié) 筒體結構的確定 因考慮到本產品屬實驗室用機械，不屬于大批大量生產，故筒體采用焊接結構標準連續(xù)焊縫，并根據(jù)已知條件V=9升，由總體設計中初步確定的結構尺寸即涂料筒體長度L=300mm，直徑d=200mm,可初步確定筒體的結構如下： 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)實際情況以及結合生產條件取值,在此取壁厚S=2mm。 第9.3節(jié) 送料孔和卸料孔的設計 本機械屬實驗生產用機械，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生磨擦,并由橡膠輪帶動筒體轉動,為了提高生產率,使橡膠輪與筒體能更好接觸并結合實際工作的需要,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、加強圈的設計 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，給筒體加一個加強圈，加強圈采用焊接結構，采用標準連續(xù)焊縫，在此取加強圈的寬度為a=200mm。 第9．5節(jié) 筒體的技術要求 1） 筒體采用焊接結構，標準連續(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動的同時又有振動力使筒體產生徑向振動，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，以免筒體產生共振幅過大而產生危險。 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假設成上圖C的形式，在上圖a中軸的質量忽略不計，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－是由轉子形成的靜載荷 y、y、 y－轉子撓度 對于簡諧振動，由于轉子的最大動能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軸,設軸的靜撓度,如圖10.2 b所示則可算出系統(tǒng)的基頻。”[7] 假定軸是個質量集中的筒體支梁，忽略軸的質量應用上式得： 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，結合生產中用電的頻率為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)本身性質所決定的，在角頻率已經確定的條件下，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 用于機床及制動化系統(tǒng)操作各種機構 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 通過本次設計，使我基本懂得了設計的一般過程以及設計的一般技巧，培養(yǎng)了自己查閱資料，撰寫論文的能力，同時，也懂得了設計過程的艱辛以及設計和發(fā)明一種新產品對社會的工業(yè)的推動是一種不估量的貢獻。 另外，本次設計的振動攪拌器，其性能以及加工的精度要求較企業(yè)用來加工和生產別的物件的機床要低，有些零件的設計只是根據(jù)實際情況而設計而不按標準取值，如蝸輪減速器中蝸輪蝸桿中心距的設計以模數(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準為1988年新標準有的為1979年標準，所以有些零件的設計可能稍有不同，特別是對筒體的設計因其有別于壓力容積，故在設計過程中要求較低，采用焊接結構表面無明凹凸不平，吹砂鍍鋅即可并其尺寸可根據(jù)需要而定而無標準定額。 由于時間倉促，設計者的水平有限以及經驗的不足，蔬忽和錯誤在所難免，敬請批評評指正。 設計者：唐順祥 2005年5月2日 參考文獻 [1]龔淮義主編、《機械設計課程設計指導書》、2000 、 高等教育出版社 [2] 《機械設計師手冊》編寫組編、1975、《機械設計師手冊》、 機械工業(yè)出版 [3]《機械設計師手冊》編寫組編、《機械設計手冊》 、1980 、化學工業(yè)出版社 [4]齊占慶主編、《機床電氣控制技術》、1994、 機械工業(yè)出版社 [5]無錫輕工業(yè)學院 天津工業(yè)學院、編、《食品工廠機械與設備》、1988、中國食品工業(yè)出版社 [6]濮良貴 紀名剛主編、《機械設計》、1979、 高等教育出版社[2]、 [7] F.S.謝 I．E．摩爾 R．I．亨克樂著、《機械振動—理論及應用》、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、《高等學校畢業(yè)設計（論文）指導手冊》、2003、高等教育出版社 經濟日報出版社 致 謝 經過一個學期的努力，畢業(yè)設計到現(xiàn)在已基本完成了。在指導老師的指導下，通過對自己所選課題的資料收集、總結和應用，使我對所學的知識有了更深的了解。雖然設計中難免有許多不完善的地方，但是我認為通過畢業(yè)設計進一步提高了自己的自學能力，為以后的學習和工作打下了基礎。 在此，首先感謝指導老師趙老師的悉心指導，在整個設計期間不厭其煩地為我們解決各種困難并指出設計中的錯誤，引導我們圓滿地完成畢業(yè)設計。同時也感謝其它老師平時對我的教導指點，在設計上給予寶貴的建議，使我對所學知識有了更深的理解。 在整個設計方面，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 ` 35