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毕业设计(论文)任务书· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(2) 摘要和关键· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·

· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(4) 1.搅拌机构设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(5) 2.选择电动机· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(10) 3.传动比分配· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(11) 4.减速器设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(12) 5.蜗杆设计及校核· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(15) 6.蜗轮轴的设计及校核· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(19) 7.链传动设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(22) 8.执行机构主轴的设计及校核· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(26) 9.主机机架设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(30) 参考文献· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(31) 致 谢· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·(32)

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毕业设计说明书

江苏工业学院毕业设计(论文)任务书
(机械、能源类)
机械工程 系 机械设计制造及自动化 专业 机制 004 班 谷志运 同学:

一、设计(论文)题目 塑料混合搅拌机 二、设计(论文)参数及依据 根据常州市恒力机械有限公司的实际需要,要求设计参数为: 1.每次混合搅拌量小于等于 200kg; 2.搅拌轴转速为 22rpm。

三、设计(论文)内容及目标 设计内容: 塑料搅拌混合机包括减速装置、传动装置、执行装置及控制单元。 设计目标: 1.塑料搅拌混合机能将塑料粒子及色母料进行有效均匀地混合搅拌; 2.塑料搅拌混合机造型美观、工作安全可靠、价格低廉。

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毕业设计说明书 四、进度安排 周次
1~4 5~6 7 8~10 11~14 15~16 17

工作内容
查阅、文献、翻译外文资料 工厂实习调研、收集资料 拟订方案、进行方案比较 设计计算 绘制图纸 撰写设计计算说明书 撰写小论文、答辩准备

预定目标及检查方式
外文字符不少于 2.5 万, 完成文献综述报告 (还 校) 完成实习报告(返校) 确定最佳方案(返校) 确定基本参数和结构参数(返校) CAD 绘制装配图、手工绘制搅拌轴部件、完成 相关零件图(还校) 打印出设计计算说明书(返校) 打印出小论文一篇(还校)

五、毕业设计时间: 2004 年 六、本设计必须完成的内容

2 月 16 日到 2004 年 6

月 11 日

1. 调查研究、查阅文献和搜集资料; 2. 阅读和翻译与研究内容有关的外文资料(外文翻译不能少于 2.5 万字) ; 3. 撰写文献综述,确定设计方案; 4. 工艺计算;结构和强度设计计算;材料的选择;自控部分计算机程序软件等; 5. 撰写毕业设计说明书(含中英文摘要) 。 6. 绘制图纸(总装配图、部件图、零件图)。 说明:以设计为主的学生应独立完成 2000 字以内的小论文一篇; 以论文为主的学生应独立完成一份小设计。 七、备注 1. 本任务书一式四份,系、指导教师(校内、校外) 、学生各执一份; 2. 学生须将此任务书作为毕业设计说明书的附件,装订在说明书中。

教研室 教研室主任:

指导教师: 系主任:
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摘要和关键词
摘 要: 塑料是以树脂为基本成分组成的具有可塑化成型、 且在成型后可保持最终形状不变 的一类材料。而仅仅由树脂单一成分组成的塑料是很少的,在塑料中加入各种添加剂组 成多成分的塑料则是普遍的,既然塑料大多数由多种成分组成,因而其配制(混合)过 程就成为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种均匀的复合物。 本设计的任务是为满足常州市恒力机械有限公司客户的要求。 该机器主要实现将塑 料粒子及色母料有效均匀混合。由减速装置、传动装置和执行机构组成。其结构简单、 造型美观、工作安全可靠、价格低廉。 关键词: 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 joined 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 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

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毕业设计说明书 1.搅拌机构设计 1.1 料仓设计 在前面的开题报告中已论证了螺带式执行机构的可行性,料仓的端面形状为“U” 形。根据客户要求,塑料混合搅拌机一次搅拌量不小于 m=200kg,塑料粒子的密度为ρ =910kg/m3,体积 V=m/ρ =0.21978m3=219780mm3,现考虑到塑料粒子为圆柱状,颗粒间 有间隙,设计料仓的尺寸如图 1

图1 考虑到折弯机的折弯能力,选用料仓材料为 Q235A,板厚为 6mm。 1.2 搅拌机构设计 执行机构的尺寸应根据料仓的尺寸而定,考虑到主轴的一端要伸出套上从动链论, 因此,主轴长度定为:1495mm。料仓的下面部分是半径为 R=375mm 的圆,焊接好的 叶片和料仓之间的间隙为 5mm,支撑杆的长度定位 310mm,直径为 ?27mm,数量为 8 根。支撑杆和主轴之间的联结采用固定套,固定套上开有 ?28mm 的和两个对称的 M8 螺孔。?28mm 孔用于焊接支撑杆,M8 螺孔内旋合螺钉,用于固定套的轴向固定,防止 固定套轴向窜动。执行机构如图 2,固定套如图 3

图2
5

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图3
1.3 搅拌叶片设计

搅拌叶片是绕主轴旋绕的,其叶片展开尺寸如图所示,两叶片之间的距离(四分之 一螺距)为 L=310mm,厚度为 8mm,叶片宽度为 100mm,叶片数目为四片,大径和小 径分别为 R1=364mm 和 R2=264mm。搅拌叶片如图 4

图4 1.4 执行机构受力分析 在确定电机功率之前,首先分析旋转叶片的受力情况,叶片的受力分析较为复杂, 现在研究单个螺旋叶片的阻力矩,如图 5 所示,该主轴被单个螺旋叶片环绕的轴向长度 为 L,叶片最宽端面(垂直于主轴的截面)的宽度为 H,离主轴轴线的距离为 R,叶片 的螺旋角为 a,由于叶片犹如绕在圆锥上,所以叶片的任一端面离主轴轴线的距离为 r1, 与 R 之间符合如下关系:
6

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图5

叶片运动尺寸及几何参数

图 6 微元体 L—叶片轴向长度 dr—径向宽度
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毕业设计说明书 H—叶片宽度 db—主轴轴向长度 a—叶片螺旋角 dp—法向力 b—叶片任一端面的轴向坐标 h—叶片任一端面的径向坐标 r、r1、r2—叶片任一端面离主轴轴线的距离 R—叶片半径
r1 ( L ? b) ? R L

r1 ? R (1 ?

b ) L

(1)

假设叶片各端面的宽度 h 随该端面离开主轴轴线距离的缩小而同比缩小, 则有如下 关系:
H R
h ?

?

h r1

r1 ? H b ? H (1 ? ) R L

(2)

在叶片上取一微元体,如图 6 所示,它沿主轴轴向的长度为 db,沿径向的宽度为 dr, 物料作用在微元体面积上的力的情况比较复杂,但主要有沿螺旋面法向的工作压力,为 简化公式,采用一般的经验做法,将其它的力忽略不计,只考虑法向力,设微元体上该 法向力为 dp,则微元体上阻力的大小为:

d p ? k ? db ? d r
k—为单位面积上的运动阻力,根据文献(8)可取 k=7kg/cm2, dp 沿主轴径向的分力为:

d p cos(900 ? a) ? d p sin a
径向分力对轴线取矩:

dT ? kdb dr sin ar
r 为微元体的回转半径,对该点进行双重积分,即得单个叶片受到的总阻力矩:
T ?
?

?d ?
0 b
l 0

l

r2

r1

k sin ardr

?

1 k sin a ( r 2 2 ? r12 ) d b 2

(3)

式(3)中 r 2 ? r1 ? h

则有:

r 2 2 ? r12 ? 2r1h ? h 2
r 2 2 ? r12 ? r12 ? 2r1h ? h 2 ? r12 ? 2r1h ? h 2
8

毕业设计说明书 将式(1) (2)代人又得:

2 HR ? H 2 r 2 ? r1 ? ( L ? 2bL ? b )( ) L2
2 2 2 2

再将该式代人(3)即得:
l 1 2 HR ? H 2 T? k sin a ? ( L2 ? 2bL ? b 2 )d b 2 0 2 L

式中 H, 将四个搅拌叶片的阻力矩总合起来,则可求得使叶片旋转所需功率: 4nT P? (kw) (5) 95500 式中 n 为执行机构的旋转转速,n=22r/min. 将叶片设计的参数 H=100mm R=264mm L=310mm a=7.70 代人(4) (5)得: T = 314500 Nmm P = 2.84 kw

1 k sin a (2 HR ? H 2 ) L (kgcm) 6 50 ? k sin a(2 HR ? H 2 ) L (Nmm) 3 R, L 均以 mm 为单位。 ?

(4)

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毕业设计说明书 2.选择电动机 2.1 电机型号 本减速器在常温下不连续工作,载荷平稳对起动无特殊要求,采用异步电动机,封 闭式结构,电压为 380V。 2.2 确定电动机的额定功率 2.2.1 确定工作电机所需功率 Pw: 在 1.1 中已求得工作机所需功率为 Pw =2.84kw 2.2.2 计算电动机的工作功率 Po:
Po ? Pw

?

? ? ?1?2?3?4
由表 16-2 查取:η1( (弹性联轴器) η2(滚动轴承): η3(一级普通圆柱蜗轮蜗杆); η4(链传动) ,代入得: η=0.995x0.993 x0.75x0.97 =0.702
Po =

Pw

?

?

2.84 ? 3.988kw 0.702

查机械手册表 23-1-23,选用 Y 系列三相异步电动机,性能参数如下表: 表 1 电机参数
电机型号 Y112M-4 额定功率 4kw 同步转速 1500r/min 满载转速 1440r/min

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毕业设计说明书 3.传动比分配 3.1 总传动比的计算 执行行机构转速为 n=22r/min,总传动比分配应为:
no 1440 ? ? 65.455 n' 22

i=

3.2 传动比分配 正如前面总体方案中所讨论的,将主要的减速任务分配给涡轮涡杆减速器,以充分 发挥链传动的优点,初步确定涡轮涡杆减速器传动比为 i=1:60,则链传动分配传动比 i = 1440 ? 1.09 60 ? 22

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毕业设计说明书 4.减速器设计 4.1 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085-1988 的推荐,采用剪开线蜗杆(ZI) 4.2 选择材料 根据库材料的情况,并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,速度只是中等,故蜗杆用 45 钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 45~55HRC。 蜗轮齿圈才用离心浇注铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,其它部分采用灰铸铁 HT100。 4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计
a ?
3
E ZP KT ( Z )2 ?H

4.3.1 确定作用在蜗轮上的转距 T2 按 Z1 = 1,效率 η = 0.995x0.99x0.75=0.739,则

T2 ? 9.55? 106

P2 4 ? 0.739 ? 9.55? 106 ? 1106482 N .m m n2 1440/ 60

4.3.2 确定载荷系数 K 因工作载荷稳定, 故取载荷分布不均匀系数 Kβ = 1; 由表 11-5 选取使用系数 KA = 1; 由转速不高,冲击不大,可取动载系数 KV = 1.1;则

K ? K A ? K ? ? KV ? 1?1?1.1 ? 1.1
4.3.3 确定弹性影响系数 ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗论和钢蜗杆相配,故 ZE = 160Mpa1/2。 4.3.4 确定接触系数 Zp 先假使蜗杆分度圆直径 d1 传动中心距 a 的比值 d1/a = 0.4, 从图 11-18 中可查得 Zp = 2.75。 4.3.5 确定许用接触应力[ó H] 根据蜗轮材料铸青铜 ZcuSn10P1,离心浇注,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力[ó H]’=268Mpa。 1440 ? 12000 ? 5.22 ? 10 7 应力循环次数 N=60jn2Lh= 60 ? 60 寿命系数 则

K HN ? 8

10 7 5.22?10 7

? 0.8134

[ó x268 ? 218MPa H]= K HN [? H ] ? 0.8134
'

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毕业设计说明书 4.3.6 计算中心距
?2.75 a ? 3 1.1 ? 1106482 ? ( 160218 ) ? 170.52m m 2

取中心距 a = 200mm,因 i = 60 ,故从表中取模数 m= 5mmm,蜗杆分度圆直径 d1=90mm, 这时 d1/a = 90/200 = 0.45, 从图 11-18 中可查得接触系数 Z’p = 2.7, 因为 Z’p<Zp, 因此以上计算结果可用。 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 4.4.1 蜗杆 轴向齿距 Pa = ?m = 15.708mm; 直径系数 q = 18 齿顶圆直径 da1 = d1 + 2ha1 = 100mm 齿根圆直径 df1 = d1 – 2hf1 = 78mm 分度圆导程角 γ = 3?10’47” 蜗杆轴向齿厚 Sa =
1 ?m ? 7.854 mm 2

4.4.2 蜗轮 蜗轮齿数 Z2 = 62;变位系数 x2 = 0 验算传动比 i ?

z 2 62 62 ? 60 2 ? ? 0.033 ? 3.3 0 0 ,是允 ? ? 62 ,这时传动比误差为 60 60 z1 1

许的。 蜗轮分度圆直径 d2 = mz2 = 5x62 = 310mm 蜗轮吼圆直径 da2 = d2 + 2ha2 = 320mm 蜗轮齿根圆直径 df2 = d2 – hf2 = 298mm
1 蜗轮咽喉母圆半径 ra2 = a ? d a 2 ? 40 mm 2

4.5 校核齿根弯曲疲劳强度[2]

?F ?

1.53KT2 YFa2Y? ? ?? F ? d1 d 2 m

当量齿数 zV 2 ?

z2 62 ? ? 62.316 3 3 cos ? cos 3.180

根据 x 2 ? 0, zV 2 ? 62.316 ,从图 11-19 中可查得齿形系数 YFa2 ? 2.3 。
3.180 ? 1? ? 0.9773 螺旋角系数 Y? ? 1 ? 1400 1400

?

许用弯曲应力 ?? F ? ? ?? F ? ? K FN
'

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毕业设计说明书 从表 11-8 中查得由 ZcuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 ?? F ? ? 56MPa
'

寿命系数

YFN ? 9

10 6 5.22?10 7

? 0.6 4 4

1.53 ? 1.1 ? 1106482 ? 2.3 ? 0.9773 ? 30.006 MPa 90 ? 310 ? 5 弯曲强度是满足的。

?F ?

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毕业设计说明书 5. 蜗杆设计及校核 5.1 蜗杆受力分析[1]

图 7 蜗杆轴扭距 T1 ? 95.5 ? 105 P1 ? 4 ? 0.995? 0.99 ? 26313 N .m m n1 1440 圆周力:

Ft1 ? Fa 2 ?
轴向力:

2T1 2 ? 26313 ? ? 585N d1 90

P2 ? P0?1?2?3 ? 4 ? 0.995? 0.99? 0.75 ? 2.955KW
T2 ? 95.5 ? 105 Fa1 ? Ft 2 ? P2 2.955 ? ? 1175903 N .m m n2 1440/ 60

2T2 2 ? 1175903 ? ? 7586N d2 310

Fr1 ? Fr 2 ? Tt 2 tana ? 7586? tg3.18? ? 421N
5.2 初步确定轴的最小直径[3] 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,调质处理,根据 表 15-3,取 Ao=110 于是得
d min ? A0 3
P 1 n1

? 1103

3.9402 1440

? 15.385m m

输出轴的最小直径显然是联结电机的联轴器处,见下图最右端,为了使所选用的轴 直径与联轴器的孔径及所选用的电机伸出轴相适应,故需同时选取联轴器型号。

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毕业设计说明书

图 8 联轴器的计算转距 Tca ? K AT3 ,查表 14-1,考虑到转距变化不大,故取 K A ? 1.3 , 则:

Tca ? K AT1 ? 1.3 ? 26131 N.mm ? 33970 N.mm 按照计算转距 Tca 应小于联轴器公称转距的条件,查标准 GB5843-86 或手册,选用 YL3 联轴器 J1B28x44 钢性联轴器,其公称转距为 160000N.mm ,半联轴器的孔径 d1=28mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=44mm。所以,轴的最小直径应为 28mm。
5.3 轴的结构设计 5.3.1 拟订轴上零件的装配方案 (1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求,7-8 用轴肩定位,6-7 直径 d=34mm;左端用轴 端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 D=70mm。 (2)初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 6-7 段的直径;由轴承产品目录中选用单列圆锥滚子轴承 6414。 (3)轴承的定位均由挡油环来实现。见上图 7-4 所示。 5.3.4 轴上零件的周向定位 联 轴 器 处 用 键 联 接 , 按 7-8 段 查 手 册 得 半 圆 键 截 面 bxh=8x7mm 。 ( GB/T1095-1979) ,键槽用键槽洗刀加工,长 40mm(标准键长见 GB/T1096-1979) , 半联轴器与轴的配合为 H7/k6。 5.3.5 求蜗杆上的载荷 先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,从手册中查得 a 植。对于 2007914 型圆锥滚子轴承,由手册中查得 a=19mm,因此,两支点间的跨距为 283mm.。根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图。
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毕业设计说明书 轴的结构图以及弯距和扭距图中可以看出,截面 A 是轴的危险截面,现将计算出的 截面 A 处的 MH、Mv 及 M 值列于下表。 表 2
载荷 支反力 F 弯距 M 总弯距 扭距 T 水平面 H
FNH1=FNH2=292.5N MH=76285N.mm

垂直面 V
FNV1=16285N FNV2=8231N MV1=2377610N.mm MV2=1201726 N.mm M1=2377993N.mmM2= 1202484N.mm

T1 = 26131N.mm

图9
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毕业设计说明书 5.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行较核时,通常只校核承受最大弯距截面的强度,根据式(15-5)及数值、并取 a = 0.6,轴的计算应力

? ca ?

M 1 ? ?aT1 ? W

2

? 50.1MPa

前面选轴的材料为 45 钢, 调质处理, 由表 15-1 查得[σ-1]=60Mpa, 因此, σca < [σ-1], 故安全。 5.3.7 蜗杆刚度校核 蜗杆刚度校核按公式 y ? 0.0025d 校核蜗杆的刚度,蜗杆同时受径向力和圆周力, 径向力和圆周力使蜗杆发生弯曲,已知蜗杆材料为 45 钢,弹性模量为 E=189.9x103, 轴承之间的距离为 292mm, I ? ?d ? 3.14 ? 78 ? 186261 m m4
4 4

64

64

径向力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度为
fC ? Pl 3 421? 2923 ? ? 0.00617 mm 48EI 48 ? 189.9 ? 103 ? 186261 Pl 3 585? 2923 ? ? 0.00858 mm 48EI 48 ? 189.9 ? 103 ? 186261

圆周力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度为
fC ?

径向力和圆周力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度合成 f 合 ? 0.00617 2 ? 0.00858 2 ? 0.01057 mm
y ? 0.0025 d ? 0.0025? 78 ? 0.195mm

因为 f 合 ? y ,所以蜗杆的刚度符合要求。

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毕业设计说明书 6.蜗轮轴的设计及校核 6.1 蜗轮受力分析 蜗轮受力与蜗杆所的力是三对大小相等、方向相反的力。 6.2 初步确定轴的最小直径 估算公式同蜗杆估算公式。
d min ? A0 3
P2 n2

? 110? 3

2.95515 24

? 54.7m m

取 55mm

6.3 轴的结构设计 6.3.1 拟订轴上零件的装配方案,结构设计见下图:

图 10 6.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 输出轴的伸出段套上主动链轮,其长度要小于主动链轮轮毂的长度,取 L=75mm, 直径 d=55mm,链轮用轴肩和轴端挡圈定位;蜗轮采用轴肩和套筒定位,轴径 d=60mm。 6.3.3 轴上零件的周向定位 齿轮、链轮与轴的周向定位均采用平键联接。经查手册,联接主动链轮处的平键截 面 bxh=16x10 mm (GB/1095-1979),键槽用键槽铣刀加工,长为 70mm ( 标准键长见 GB/T1096-1979)。 蜗轮处键的截面 bxh = 18x11 mm,长为 80 mm。 6.3.4 初步选用滚动轴承 因轴承同时受径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承,彩照工作要求并 根据此处直径,初步选用单列圆锥滚子轴承 61812。 6.4 求轴上的载荷
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毕业设计说明书 根据 6.31 中的轴结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支撑点,从手册中查得 a 值。对于 7271E 单列圆锥滚子轴承, a=22.4mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距为 105.2mm。根据轴的计算简图作出弯距图和扭距图。

图 11
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毕业设计说明书 从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出,截面 C 是轴的危险截面。现将计算 出的截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表 3, 表3
载荷 支反力 F 弯距 M 总弯距 扭距 T 水平面 H
FNH1=FNH2=1045N MH=54967N.mm

垂直面 V
FNV1=10718N FNV2=13798N MV1=563766.8N.mm MV2=725774.8N.mm

M1=566440N.mm M2 =727853N.mm T2 =1175903N.mm

6.5 按弯扭合成应力校核轴的强度[3] 很显然,危险截面是 C 面,根据式(15-5)及以上数据,并取 a = 0.6,轴的计算应 力

? ca ?

M 2 ? ?aT2 ?
2

2

W

? 0.38M P a

轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得[σ-1]=60Mpa,因此,σca < [σ-1],故安 全。

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毕业设计说明书 7.链传动设计[2] 2 链轮传递功率 P3 ? P0?1?2 ?3 ? 2.9256 kw ,主动链轮转速 n3 = n2 =24 r/min,从动链 轮转速 n4 = 22r/min,及执行机构主轴的转速,链传动比 i = 24/22 = 1.09,链传动中心距 初步设计为 620mm(上下呈一定角度布置)。 7.1 链传动的设计计算 7.1.1 确定工况系数 f1 由表 5.2-13 查得 f1(轻微振动) 。 7.1.2 选择链轮齿数 Z1、Z2 按优选的最小齿数选取, 取主动链轮 Z1 = 23, 从动链轮 Z2 = 25 , 由图 5.2-15 查得, 齿数系数 f2 = 1.2。 7.1.3 按功率曲线选择链条规格 计算设计功率 PC

PC ? P3 f1 f 2 ? 2.9256?1.1?1.2 ? 3.8618 kw
当 PC ? 3.8618 kw 和 n3 ? 24r / min时,由图 5.2-13 和 5.2-14 查得适用的链条为 12A,其 链节距为 19.05mm。 7.1.4 计算链速
V ? n3 z1 p 24 ? 23? 19.05 ? ? 0.18m / s 60000 60000

7.1.5 确定润滑方式 由图 5.2-16,按 12A 链条与链速为 0.18m./s,确定为人工定期润滑。 7.1.6 链长计算 由式 5.2-17 计算链长(由表 5.2-5 查得 C = 0.101)

L P ? 2a 0 p ?
? 2?

z1 ? z 2 C ? 2 a0 P

620 23 ? 25 0.101 ? 19.05 ? ? 19 .05 2 620

? 89.09

圆整为 LP = 90 节 7.1.7 中心距精确计算 由式 5.2-19 计算中心距(由表 5.2-6 查得 Ka = 0.25)

a ? p?2LP ? z 2 ? z1 ?K a
? 19.05?2 ? 90 ? 25 ? 23? ? 0.25
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毕业设计说明书 7.2 链轮结构设计 7.2.1 链轮材料及热处理 链轮材料选用 45 钢 ,齿面高频淬火:45~50HRC 7.2.2 链轮结构 由于链轮尺寸不大,采用整体结构。 7.2.3 链轮尺寸计算 (1)主动链轮 分度圆直径 d
d? p sin(180o / z1 )

? pK
? 19.05 ? 7.3439 ? 139 .90 mm

式中 K 查表 5.2-27 可得 K = 7.3439 齿顶圆直径 da

d a max ? d ? 1.25p ? d1
? 139 .9 ? 1.25 ? 19.05 ? 11.91 ? 151 .8025 mm

d a min ? d ? p(1 ?

1.6 ) ? d1 z1 1.6 ) ? 19.05 z1

? 139.90 ? 19.05? (1 ?
? 145 .71478 mm

取 da = 148mm 齿根圆直径 d f
d f ? d ? d1 ? 139.90 ? 11.91 ? 127.99mm

齿宽 b f

b f ? 0.95b1 ? 0.95?12.57 ? 11.94mm
式中 b1 查表 5.2-7 得 b1 = 12.57mm 轮廓厚度 h
h?K? dR ? 0.01d 6
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毕业设计说明书
? 6.4 ? 11.91 ? 0.01 ? 139 .90 6 ? 9.784 mm

轮廓直径 dh

d h ? d k ? 2h ? 55 ? 2 ? 9.784 ? 74.568m m
取 75mm 轮廓长度 l 原则上按 l ? 3.3h 来确定轮廓长度,但由于所选用的蜗杆蜗轮减速器的出力轴伸出部分 (装配链轮)长度为 80mm,取 l ? 70 mm 。 (2)主动链轮 分度圆直径 d

d?

p sin(180o / z1 )

? pK ? 19.05 ? 7.9787 ? 151.99m m
齿顶圆直径 da

d amzx ? d ? 1.25 p ? d1 ? 151.99 ? 1.25 ? 19.05 ? 11.91 ? 163.8925m m
d a min ? d ? p (1 ? 1.6 ) ? d1 z2 1. 6 ) ? 11.91 25

? 151.99 ? 19.05 ? (1 ? ? 157.9108 mm

取 da = 160.1mm 齿根圆直径 df

d f ? d ? d1 ? 151.99 ? 11.91 ? 140.08mm
齿宽 bf

b f ? 0.95b1 ? 0.95?12.57 ? 11.94mm
式中 b1 查表 5.2-7 得 b1 = 12.57 mm 轮廓厚度 h

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毕业设计说明书

dR ? 0.01d 6 11.91 ? 9.5 ? ? 0.01? 151.99 6 ? 13.0049m m h?K?
轮廓直径 d h

d h ? d k ? 2h ? 46 ? 13.0049? 72.0098 mm
取 75mm 轮廓长度 l 原则上按 l ? 3.3h 来确定轮廓长度,但由于所选用的蜗杆减速器的出力轴伸出部分 (装配链轮)长度为 45mm,取 60mm。

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毕业设计说明书 8.执行机构主轴的设计及校核 8.1 轴的结构设计 8.1.1 拟订轴上零件的装配方案 先将加工好主轴从料仓一端侧板插入料仓,在插入的过程中套上传动套,焊接支撑 杆,最后焊接叶片。 8.1.2 初步选用轴承 由于料仓的壁厚只有 6mm,在料仓上开防油槽不便且降低了料仓的强度,所以选 用带座轴承,这种轴承的密封件和滚珠是一体的,使用方便。 8.1.3 轴上零件的轴向固定 在轴和叶片旋转的过程中,套在轴上的固定套及叶片可能发生轴向窜动,因此,在 固定套上加工螺纹孔,用螺钉进行轴向固定。 8.1.4 求轴上载荷 将作用在叶片上的径向力移动平移到旋转轴上,由于叶片为四片,且为对称布置。 轴向力忽略不计,在 1.1 中我们已经求出了主轴所受的阻力 T=314500Nmm.则每个叶片 所受的径向力为 F=314500Nmm/264mm=1191N。则旋转轴受水平和垂直两个方向的力, 在水平和垂直方向上作弯距图和扭距图。 从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出, 截面 C~F 是轴的危险截面, 现将计 算出的 MH、MV 及 M 的值列于下表 4 表4
载荷 支反力 F 弯距 M 总弯距 扭距 T 水平面 H
FNH1=FNH2=595.5N MH=92302.5Nmm M = 130535Nmm T3 = 1258000Nmm

垂直面 V
FNV1= FNV2=595.5N MV =92302.5Nmm

8。2 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据公式(15-5)及以上的数据,并取 a = 0.6,轴的计算应力

? ca ?

M 1 ? (aT3 ) W

2

2

2 130535 ? (0.6 ? 1258000 ) ? 0.1 ? 55 ? 46MPa

2

轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-5 查得[ ? ?1 ]=60 Mpa

? ca ? [? ?1 ] ,故安全。

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毕业设计说明书

图 12 8.3 轴承选用和校核校核 轴承的校核,我们采用机械设计手册软件版 V 2.0。蜗轮蜗杆减速器选用单列圆锥 滚子轴承选型及校核见图 13
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毕业设计说明书

图 13 蜗轮轴的选型和校核见图 14

图 14 8.4 键的选用和校核 8.4.1 键的选用
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毕业设计说明书 轴的直径为 55 mm,且不在轴的端部,故选用圆头普通平键(A 型) ,从表 6-1 查 得键的截面尺寸为: bxh = 16x10mm ,由固定套宽度并参考键的长度系列,取键长 l ? 40 mm , 键的标记为: 键 16x10 GB1096-79; 从动链轮处的键的截面尺寸为: bxh =14x9 mm,取键长 l ? 40 mm ,键的标记为:键 C14x40 GB1096-79。 8.4.2 校核键联接的强度 键、轴和固定套的材料都是钢,由表 6-2 查得许用应力[ ? P ]=100~120Mpa,取平均 值 110Mpa ,键的工作长度 l ? L ? b ? 40 ? 10 ? 30mm ,键与传动套的键槽的接触高度 k ? 0.5h ? 0.5 ? 10 ? 5mm ; 从 动 链 轮 处 键 的 工 作 长 度 l ? L ? b ? 40 ? 7 ? 33mm , k ? 0.5 ? 9 ? 4.5mm 。由式(6-1)可得: 固定套处 ? P ? 从动链处 ? P ?
2T ? 103 ? 15.2MPa ? [? P ] ? 110MPa kld 2T ? 103 ? 92.1MPa ? [? P ] ? 110MPa kld

都合格。

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毕业设计说明书 9.主机机架设计 9.1 撑脚、侧覆板设计 料仓和执行机构在搅拌机上部, 料箱放在料箱下面, 料仓采用四个 8#槽钢撑脚支撑, 0 撑脚的长度由料箱决定,撑脚的上部为 45 斜面(见图纸 SM-200.1-11) ,撑脚焊接在料 仓的两端旁板上,焊接要牢固。 侧覆板的设计主要是为了增加塑料混合搅拌机的强度和美观。在开题报告中,我们 已经初定确定,链轮是安装在搅拌机的外部,侧覆板(下)将链轮遮在里面,防止链轮 的旋转对人造成伤害,增加了塑料混合搅拌机的工作安全性能。侧覆板(上)开有孔, 便于安装电器开关。 9.2 横撑、底撑设计 横撑和底撑都采用 14#槽钢,要求焊接光滑,焊接牢固。 9.2 防油板设计 在链轮旋转的过程中,可能将链轮上的油甩出,因此设计防油板,电器开关线路置 于纺油板内(见图 SM-200.1-13) 。

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毕业设计说明书 [1] [2] [3] [4] [5] [6] [7] 参考文献 徐灏.机械设计手册(第 3 卷).北京:机械工业出版社,1998. 濮良贵.机械设计.北京:高等教育出版社,2001.100-105,253-374. 成大先.机械设计手册(第 2 卷).北京:化学工业出版社,1997. 成大先.机械设计手册(第 5 卷).北京:化学工业出版社,1997. 成大先.机械设计手册(第 1 卷).北京:化学工业出版社,1997. 福建南安轴承厂 带座外球面球轴承产品样本. 无锡天一机械有限公司 电机产品样本.

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毕业设计说明书 致 谢 首先感谢的是我的父母,因为有了他们无私的奉献,我才会有今天的一切!本次毕 业设计的全过程始终是在胡老师和杨工的悉心指导和无私的帮助下完成的。 胡老师总是 经常和我约定时间检查我的设计情况。她那严谨的治学之风、诲人不倦的态度、渊博的 知识。而杨工具有几十年丰富的塑料机械设计经验和忘我的工作精神使我深受启迪。他 们不仅教了我们应该怎样学习, 更重要的是他的那种学习态度和精神教给我的真的是一 生的财富。在此我对胡老师和杨工表示崇高的敬意和衷心的感谢。

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