畢業(yè)設計（論文）攪拌桶焊接裝置升降裝置

《畢業(yè)設計（論文）攪拌桶焊接裝置升降裝置》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）攪拌桶焊接裝置升降裝置（44頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 分類號 UDC 單位代碼 10644 密 級 公 開 學 號 xxxxxxx 本科畢業(yè)設計 攪拌桶焊接裝置-升降裝置設計 學生姓名： xxxx 二級學院： 物理與機電工程學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 班 級： 201xx級x班 學 號： 2011xxx 指導教師：

2、xxxxxx 完成時間： 年 月 日 中 國 達 州 年 月 1 摘要 - 1 - Abstract:. - 2 - 1.引言 - 3 - 2. 總體方案設計與選擇 - 4 - 3. 電動機的選擇 - 5 - 3.1電動機類型和結構的選擇 - 5 - 3.1.1電動機容量的選擇 - 5 - 3.1.2電動機轉速的選擇 - 5 - 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) - 6 - 4.1

3、傳動裝置的總傳動比及其分配 - 6 - 4.1.1計算總傳動比 - 6 - 4.1.2合理分配各級傳動比 - 6 - 4.2各軸轉速 - 6 - 4.3各軸的輸入功率 - 6 - 4.4各軸的輸入轉矩 - 7 - 4.5運動和動力參數(shù)表 - 7 - 5.傳動零件的設計計算 - 8 - 5.1傳動零件類型 - 8 - 5.2 V帶傳動的設計 - 8 - 5.2.1計算的功率 - 8 - 5.2.2選擇V帶的類型 - 8 - 5.2.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v - 8 - 5.2.4確定中心距,并選擇V帶的基準長度 - 9 - 5.2.5驗算小帶輪上的包角 - 9

4、 - 5.2.6確定帶的根數(shù)Z - 10 - 5.2.7確定帶的初拉力 - 10 - 5.2.8計算帶傳動的壓軸力 - 10 - 5.3V帶輪的設計 - 10 - 5.3.1V帶輪的設計內(nèi)容 - 11 - 5.3.2帶輪的材料 - 11 - 5.3.3帶輪的結構形成 - 11 - 5.3.4帶的尺寸 - 12 - 5.3.5 V帶輪的輪槽 - 12 - 5.4蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計算 - 13 - 5.4.1傳動參數(shù) - 13 - 5.4.2 蝸輪蝸桿材料及強度計算 - 13 - 5.4.3 計算相對滑動速度與傳動效率 - 14 - 5.4.4確定主要集合尺寸 -

5、 15 - 5.4.5熱平衡計算 - 15 - 5.4.6蝸桿傳動的幾何尺寸計算 - 15 - 5.5.2按齒面接觸強度設計 - 16 - 5.5.3幾何尺寸計算 - 17 - 5.6直齒圓錐齒輪傳動設計 - 18 - 5.6.1齒輪的材料及熱處理方法 - 18 - 5.6.2齒輪疲勞強度設計 - 18 - 5.6.3驗算輪齒彎曲疲勞強度 - 19 - 6.絲杠的選擇 - 19 - 7.平臺的受力計算及校核 - 19 - 7.1平臺的材料及材料的形狀 - 19 - 7.2平臺的受力分析 - 20 - 7.3平臺的支撐桿受力校核 - 20 - 7.4平臺的支撐桿穩(wěn)定性

6、的校核 - 21 - 8.軸的設計計算及校核 - 22 - 8.1輸出軸的設計 - 22 - 8.1.1選擇軸的材料及熱處理 - 22 - 8.1.2初算軸的最小直徑 - 22 - 9.聯(lián)軸器的選擇 - 24 - 9.1載荷計算 - 24 - 9.2選擇聯(lián)軸器的型號 - 24 - 10.軸承的選擇及校核 - 25 - 10.1初選輸入軸的軸承型號 - 25 - 10.1.1計算蝸桿軸的受力 - 25 - 11.軸的結構設計 - 27 - 11.1蝸桿軸的結構 - 27 - 11.2蝸桿軸的徑向尺寸的確定 - 27 - 11.3蝸桿軸的軸向尺寸的確定 - 28 -

7、11.4蝸輪軸的結構 - 28 - 造型如下： - 28 - 11.5蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配 - 29 - 11.6蝸輪軸的徑向尺寸的確定 - 29 - 11.7蝸輪軸的軸向尺寸的確定 - 29 - 11.8蝸輪的強度校核 - 30 - 12.鍵連接設計計算 - 32 - 12.1蝸桿聯(lián)接鍵 - 32 - 12.2蝸輪鍵的選擇與校核 - 32 - 13.箱體的設計計算 - 33 - 13.1箱體的構形式和材料 - 33 - 13.2箱體主要結構尺寸和關系 - 33 - 14.螺栓等相關標準的選擇 - 34 - 14.1螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇 - 34 -

8、 14.2銷，墊圈墊片的選擇 - 35 - 14.3減速器結構與潤滑的概要說明 - 35 - 14.4減速器的結構 - 35 - 14.5減速箱體的結構 - 36 - 14.6速器的潤滑與密封 - 36 - 14.7減速器附件簡要說明 - 36 - 15.總結 - 37 - 參考文獻 - 38 - 謝 辭 - 39 - III 攪拌桶焊接裝置-升降裝置 機械工程及自動化 2011級xx班：xxx 指導教師：xxxx 摘要：隨著當代機械業(yè)的快速發(fā)展，社會對生產(chǎn)率的要求也越來越高，因此，具有緊湊結構，操作方便，升降平穩(wěn)等優(yōu)點的升降裝置起著極其重

9、要的作用。同時，升降裝置對提高搬運效率，減輕了勞動強度等都有著重要的意義。為此，我們針對焊接攪拌桶的特點，提出了專門用于焊接的升降裝置的方法。本文對傳動零件的設計和加工工藝進行了研究。本文根據(jù)實際生產(chǎn)情況和研究的需求，通過分析根據(jù)需要算出相應的參數(shù)。 關鍵詞：升降裝置；齒輪；軸承；減速器 Centrifugal Fan Impeller Mechanical engineering and automation The class x of grade 2011: xxxx The instructor: x

10、xxx Abstract:Withtherapiddevelopmentofmodernmechanics,societyisbecomingmoreandmorehightotherequirementofproductivity,therefore,hasacompactstructure,convenientoperation,steadyliftingtheadvantagesofliftingdeviceplaysanextremelyimportantrole.Atthesametime,theliftingdevicetoimprovethehandlingefficien

11、cy,reducethelaborintensityandsoonallhaveimportantmeaning.Tothisend,weaccordingtothecharacteristicsoftheweldingstirringbarrels,speciallyfortheweldingoftheliftinggearmethodisproposed.Inthispaper,thedesignofthetransmissionpartsandprocessingtechnologywerestudied.Inthispaper,accordingtotheactualproductio

12、nsituationandresearchneeds,throughtheanalysisaccordingtotheneedtocalculatethecorrespondingparameters. Key words: Liftinggear; Gear; Bearing ; Reducer 1.引言 畢業(yè)設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環(huán)節(jié)。本次是設計一個攪拌焊接裝置的升降結構，攪拌焊接裝置的升降結構是用于攪拌桶焊接過程中調(diào)節(jié)焊接的高度的升降的一個傳動裝置。本攪拌焊接裝置的升降結構（電機——減速器——傳動裝置

13、——平臺），本人是在指導老師指導下完成的。該課程設計內(nèi)容包括：參數(shù)選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數(shù)計算，V帶及V帶輪的設計，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，直齒輪和變相齒輪的設計計算，平臺的設計及校核，減速器箱體的結構設計，減速器其他零件的選擇，減速器的潤滑等。設計參數(shù)的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。 攪拌焊接裝置的升降結構的計算機輔助機械設計，計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，通過本課題的研究，將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。本文主要介紹攪拌焊接裝置的升降結構的設計

14、過程及其相關零、部件的CAD圖形。計算機輔助設計（CAD），計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，能清楚、形象的表達減速器的外形特點。 該攪拌焊接裝置的升降結構的設計基本上符合生產(chǎn)設計要求，限于作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。 2. 總體方案設計與選擇 通過對設計要求的閱讀了解，大體總結并設計出了以下兩個方案： 方案一：用一個折疊式的升降形式，通過折疊結構的收縮達到預期的要求，能夠運動的范圍較廣，但支撐穩(wěn)定性較差，速度控制一般； 方案二：用一個絲杠作為支撐，通過絲杠的轉動

15、達到預期的要求，運動范圍稍小，但支撐穩(wěn)定性較好，速度控制較好。 通過對兩個方案進一步的了解加深，由于該裝置的運動范圍的要求較低，穩(wěn)定性要求較高，速度控制要求較高，故選擇方案二。 下面則為方案二的部分傳動結構簡圖： 3. 電動機的選擇 3.1電動機類型和結構的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷較平穩(wěn)、雙向--旋轉。所以選用常用的封閉式Y系列的電動機。其中V帶傳動；渦輪蝸桿減速器聯(lián)軸器；錐齒輪傳動；圓柱齒輪傳動；絲杠傳動。 3.1.1電動機容量的選擇 工作機所需功率Pw 初步估算工作臺總量G=15000

16、N 運動速度 傳動裝置的總效率 電動機的輸出功率 初定絲杠選擇為10016-4 故 3.1.2電動機轉速的選擇 推算電動機轉速可選范圍，查得渦輪蝸桿傳動比范圍=10~80，則電動機轉速可選范圍為： 初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較后，選定同步轉速為1000r/min的Y90S-6，參數(shù)如下： 表3-1 電機型號選擇 電動機型號 額定功率（kw） 滿載功率（r/min） 軸徑（mm） Y90S-6 0.75 910 2.0 2.0 24 4.計算傳動裝置

17、的運動和動力參數(shù) 4.1傳動裝置的總傳動比及其分配 4.1.1計算總傳動比 由電動機的滿載轉速和工作機主動軸轉速可確定傳動裝置應有的總傳動比為：==29.12 4.1.2合理分配各級傳動比 分別為渦輪蝸桿減速器傳動比、直齒輪傳動裝置傳動比、錐齒輪傳動裝置減速器、V帶傳動裝置傳動比。故: 4.2各軸轉速 ； ； ； ； ； ； ； ； 4.3各軸的輸入功率

18、 4.4各軸的輸入轉矩 用公式計算 ; ; ; ; 4.5運動和動力參數(shù)表 表4-1 運動和動力參數(shù) 項目 電動機軸 一級渦輪蝸桿減速器 變相錐齒輪1 1 2 3 5 6 轉速(r/min) 910 910 31.25 31.25 31.25 功率(kw) 0.75 0.705 0.4935 0.2419 0.2395 轉矩(N*m) 7.871 7.399 150.81

19、 73.92 73.19 傳動比 1 29.12 1 效率 0.94 0.70 0.94 項目 中間軸 直齒輪 變相錐齒輪2 4 7 8 9 轉速(r/min) 31.25 31.25 31.25 31.25 功率(kw) 0.2443 0.2443 0.2296 0.2158 轉矩(N*m) 74.66 74.66 70.18 65.96 傳動比 1 1 1 效率 0.99 0.94 0.94 5.傳動零件的設計計算 5.1傳動零件類型 （1）V帶；（2）渦輪蝸桿減速

20、器；（3）直齒輪傳動；（4）錐齒輪傳動； 5.2 V帶傳動的設計 5.2.1計算的功率 ； ； 5.2.2選擇V帶的類型 根據(jù)計算功率 ；和小帶輪的轉速，從機械設計基礎圖8-11選取普通V帶的類型 ∴選擇Z型 5.2.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑 根據(jù)V帶的帶型，參考機械設計基礎表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直， 且使 ∴選擇 2） 驗算帶速v 根據(jù)式 ∴符合條件 3） 計算大帶

21、輪的基準直徑 由，得 5.2.4確定中心距,并選擇V帶的基準長度 1） 中心距的計算 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結合式： 初定 得到 ∴初定 2）計算相應的帶長 由此初定 3）計算中心距及其變動范圍 傳動的實際中心距近似為 變動范圍 5.2.5驗算小帶輪上的包角 由式： 可知，小帶輪上的包角大于等于大帶輪上的包角又由式 可知，小帶輪上帝總摩擦力相應的小于大帶輪上的總摩擦力。因此打滑也只可能在小帶輪上發(fā)生，為提高帶傳動的工作能力，應使

22、 5.2.6確定帶的根數(shù)Z ∴取帶的根數(shù)為3 5.2.7確定帶的初拉力 由式： 并計入離心力和包角的影響，可得單根V帶所需的最小初拉力為： 安裝初拉力 運轉后初拉力 5.2.8計算帶傳動的壓軸力 為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力 5.3V帶輪的設計 5.3.1V帶輪的設計內(nèi)容 根據(jù)帶輪的基準直徑和帶輪轉速等已知條件，確定帶輪的材料，結構形式、 輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺

23、寸、公差和表面粗糙度以及相關技術要求。 5.3.2帶輪的材料 常用的帶輪材料為HT150或者HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或者用鋼板沖壓后焊接而成，小功率時可采用鑄鋁或塑料。 ∵帶輪的轉速為： ∴材料選用HT200 5.3.3帶輪的結構形成 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成 V帶輪的結構形式與基準直徑有關當帶輪基準直徑為（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時，可采用實心式，當時，可采用腹板式；當同時時，可采用孔板式；當時，可采用輪輻式。 ∵ ∴采用腹板式 輪轂和輪輻的尺寸參見機械設計基礎圖8

24、-14中的經(jīng)驗公式得： 圖5-1 V帶輪的結構 5.3.4帶的尺寸 Z型 ；；；； 5.3.5 V帶輪的輪槽 V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應 V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面的夾角發(fā)生變化。 為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密結合，將V帶輪輪槽的工作面夾角做成小于40 V帶安裝到輪槽中后，一般不應超出帶輪外圓，也不應與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度 輪槽工作表面的粗糙度為1.6或3.2 ；；； ； 圖5-2 V帶的結構

25、 5.4蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計算 5.4.1傳動參數(shù) 蝸桿輸入功率P=0.705 kW，蝸桿轉速，蝸輪轉速，理論傳動比i=29.12，實際傳動比i=29，蝸桿頭數(shù)，蝸輪齒數(shù)為 蝸輪轉速 5.4.2 蝸輪蝸桿材料及強度計算 減速器的為閉式傳動，蝸桿選用材料45鋼經(jīng)表面淬火，齒面硬度 >45 HRC,蝸輪緣選用材料ZCuSn10Pb1,砂型鑄造。 蝸輪材料的許用接觸應力，由《機械設計基礎》表4-5可知,=180MPa. 估取嚙合效率： 蝸輪軸轉矩： 載荷系數(shù)：載荷平

26、穩(wěn)，蝸輪轉速不高，取K=1.1. 計算值 = = 模數(shù)及蝸桿分度圓直徑由《機械設計基礎》表4-1取標準值，分別為： 模數(shù) m=5 蝸桿分度圓直徑 5.4.3 計算相對滑動速度與傳動效率 蝸桿導程角 蝸桿分度圓的圓周速度 相對活動速度 當量摩擦角取 驗算嚙合效率 （與初取值相近）。 傳動總效率

27、 （在表4-4所列范圍內(nèi)）。 5.4.4確定主要集合尺寸 蝸輪分度圓直徑： 中心距 5.4.5熱平衡計算 環(huán)境溫度 取 工作溫度 取 傳熱系數(shù) 取 需要的散熱面積 5.4.6蝸桿傳動的幾何尺寸計算 名 稱 公式說明及結果 表5-1 蝸桿傳動的幾何尺寸計算 所以 ，與蝸桿螺旋線方向相同 蝸桿齒距 蝸桿齒頂高

28、 蝸桿頂隙 蝸桿齒根高 蝸桿齒高 蝸桿分度圓直徑 蝸桿齒頂圓直徑 蝸桿齒根圓直徑 蝸 桿 導 程 角 蝸 桿 齒 寬 蝸輪分度圓直徑 蝸輪 喉圓 直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪 外圓 直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸 輪 螺 旋 角 蝸 輪 齒 寬 中 心 距

29、 5.5直齒輪的設計計算 5.5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按照總的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）該齒輪只是用于傳動，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。 3）材料選擇。由機械設計基礎表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選擇小齒輪的齒數(shù)z1＝24，大齒

30、輪齒數(shù)z2＝24 5.5.2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行計算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選＝1.6，＝1.0， ；=189.8，KHN1＝0.90； KHN2＝0.95；=600MPa，S1=1,＝550MPa， ==540MPa, ==522.5MPa, ==531.25MPa 則72.48mm，圓周速度v==0.119，b==72.48mm， ， ，， 計算載荷系數(shù)K。 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1，=1.04，=1.4，=1.3，， 故載荷系數(shù) =2.23 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑

31、 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計 mn≥ 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)=2.07 查表得=1.58，＝0.75 YFa1=2.80，YFa2=2.20 Ysa1=1.55；Ysa2=1.78 小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲強度極限；彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.88，彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， =303.57MPa =238.86MPa 計算大、小齒輪的并加以比較 =0.0143，=0.0164 大齒輪的數(shù)值大。

32、 設計計算 1.3mm，故取=2.0mm，已可滿足彎曲強度。 但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=80.95mm 來計算應有的齒數(shù)。于是由 =24.02，取=24，則=24，取=24 5.5.3幾何尺寸計算 計算中心距 圓整后取81mm 計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 b==72.48mm，圓整后取B2=75mm，B1=80mm。 5.6直齒圓錐齒輪傳動設計 5.6.1齒輪的材料及熱處理方法 小齒輪選用40Cr，調(diào)質處理，齒面硬度為260HBS。大齒輪選

33、用45鋼，調(diào)質處理，齒面硬度220HBS，HBS1-HBS2=260-220=40,合適。 查得σFlim1=240Mpa, σFlim2=240Mpa,SF=1.3 故 粗選8級精度；取小齒輪齒數(shù)Z1=24 大齒輪齒數(shù)Z2=24 ,與要求一致 5.6.2齒輪疲勞強度設計 查表，取載荷系數(shù)K=1.1，推薦齒寬系數(shù)ΨR=0.25-0.3，取ΨR=0.3 （1）計算分度圓錐角 δ1=arctan= arctan=45；δ2=90-δ1=90-45=45 （2）計算當量齒數(shù) Zv1===46； Zv2===46 （3）計算模數(shù) 查的

34、YF1=3.02, YF2=2.16 因為==0.023，==0.011；＞，故將代入計算。mm≥ （4）計算大端模數(shù) m ===3.67；查表取m=4.5 （5）計算分度圓直徑 d1=mZ1=4.524=108mm d2=mZ2=4.524=108mm (6)計算外錐距 R===152.74mm (7)計算齒寬 b=ΨRR=0.3152.74=45.82mm；取b1=b2=50mm (8)計算齒輪的圓周速度 齒寬中點處直徑dm1=d1(1-ΨR)=108(1-0.3)=75.6mm 則圓周速度 v = 由表可知，選擇

35、8級精度合適。 5.6.3驗算輪齒彎曲疲勞強度 σF1===47.29Mpa [σF1]=129Mpa, σF1＜[σF1]，故安全。 6.絲杠的選擇 根據(jù)任務要求，工作臺的重量不超過1500KG，移動速度為0.5m/min，通過最開始的傳動分配中可知，絲杠的轉動速度約為31.25r/min，由此，初定絲杠選擇為10016-4，10016-4的承重量為2000KG，導程為16mm，速度V=16mm31.25r/min=0.5m/min 故：10016-4的絲杠符合要求 7.平臺的受力計算及校核 7.1平臺的材料及材料的形狀

36、 考慮到平臺的承重為1500KG，故選Q235B鋼，鋼的類型選擇角鋼 7.2平臺的受力分析 7.3平臺的支撐桿受力校核 圖中G為平臺的自重，F(xiàn)為站在平臺上的工作人員的重量，F(xiàn)n為絲杠的支持力Fe和Ft分別為豎的支撐架的支持力，其中G=15000N,F=3000N,每根橫鋼和豎鋼長度L=1.2m 有圖可得： 橫桿與豎桿的接觸點的彎矩為零 ∴ ∴桿所受的壓力在承受范圍之內(nèi) 7.4平臺的支撐桿穩(wěn)定性的校核 查閱資料知，本次采用的角鋼為10﹟規(guī)格的45鋼制成，其中，桿的相關查閱數(shù)據(jù)如下：

37、 1） 由題得： 支撐桿簡化成兩端鉸支桿，μ=1。截面為L型，。柔度為 所以不能用歐拉公式計算臨界壓力。為確定如用直線公式，由材料力學表9.2查得優(yōu)質碳鋼的a和b分別是： 可見桿的柔度滿足，是中等柔度壓桿。由直線公式求出臨界應力為 臨界壓力是 支撐桿的工作安全因素為 所以支撐桿滿足穩(wěn)定性要求 8.軸的設計計算及校核 8.1輸出軸的設計 8.1.1選擇軸的材料及熱處理 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的45鋼，調(diào)質處理。 8.1.2初算軸的最小直

38、徑 已知軸的輸入功率為0.705kW，轉速為910 r/min. 根據(jù)《機械設計基礎》表7-4可知，C值在106~118間。 ∴渦輪蝸桿輸入軸的最小直徑： 但是，由于軸上有1個鍵槽，計入鍵槽的影響： 已知輸出軸的輸入功率為0.4935kW，轉速為31.25r/min，則 渦輪蝸桿輸出軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 已知變相齒輪1輸入軸的輸入功率為0.2419kW，轉速為31.25r/min，則 變相齒輪輸入軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 已知變相齒輪1輸出軸的輸入功率為0.2395kW，轉速為31.25r

39、/min，則 變相齒輪輸出軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 已知中間軸的輸入功率為0.2443kW，轉速為31.25r/min，則 中間軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 已知直齒輪輸入軸的輸入功率為0.2443kW，轉速為31.25r/min，則 直齒輪輸入軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 已知直齒輪輸出軸的輸入功率為0.4935kW，轉速為31.25r/min，則 直齒輪輸出軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 已知變相錐齒輪2輸入軸的輸入功率為0.2158kW，轉速為3

40、1.25r/min，則 變相錐齒輪2輸入軸的最小直徑： 由于軸上由2個鍵槽，故 9.聯(lián)軸器的選擇 9.1載荷計算 已知蝸輪軸計算轉矩為150.81N.m，直齒輪的計算轉矩為74.66N.m，中間軸的轉矩74.66N.m，變相齒輪的計算轉矩為73.92N.m 9.2選擇聯(lián)軸器的型號 查《機械設計課程設計指導書》表14.2可知，渦輪的直徑D=32mm，直齒輸入端直徑d=25mm，中間軸直徑d=25mm,變相齒輪輸入端直徑d=25mm 查《機械設計課程設計指導書》表13.1可知，渦輪軸的輸出端選用GYH4型彈性柱銷聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器標記 GYH4聯(lián)軸器 公稱

41、轉矩 許用轉速 查《機械設計課程設計指導書》表13.1可知，中間軸的輸入端選用GYH3型彈性柱銷聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器標記 GYH3聯(lián)軸器 公稱轉矩 許用轉速 查《機械設計課程設計指導書》表13.1可知，中間軸的輸入端選用GYH3型彈性柱銷聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器標記 GYH3聯(lián)軸器 公稱轉矩 許用轉速 10.軸承的選擇及校核 10.1初選輸入軸的軸承型號 據(jù)已知工作條件和渦輪蝸桿輸入軸的軸頸，由《機械設計基礎》附表8-5初選軸承型號為圓錐滾子軸承30302（一對），其尺寸：D=42mm,d

42、=15mm,B=13mm。 據(jù)已知工作條件和渦輪蝸桿輸出軸的軸頸，由《機械設計基礎》附表8-5初選軸承型號為圓錐滾子軸承32907（一對），其尺寸：D=55mm,d=35mm,B=14mm。 據(jù)已知工作條件和變相齒輪輸入軸的軸頸，由《機械設計基礎》附表8-5初選軸承型號為圓錐滾子軸承30206（一對），其尺寸：D=62mm,d=30mm,B=16mm。 據(jù)已知工作條件和變相齒輪輸出軸的軸頸，由《機械設計基礎》附表8-5初選軸承型號為圓錐滾子軸承30206（一對），其尺寸：D=62mm,d=30mm,B=16mm。 基本額定動載荷 C=63000N 計算系數(shù) e=0

43、.37 軸向載荷系數(shù) Y=1.6 10.1.1計算蝸桿軸的受力 蝸桿軸的切向力，軸向力和徑向力 蝸桿軸： 蝸輪軸： 1)計算軸承內(nèi)部軸向力 軸承的內(nèi)部軸向力： 2)計算軸承的軸向載荷 軸承2的軸向載荷 由已知得，與方向相同，其和為 （軸承2為“壓緊”端），所以 軸承1的軸向載荷 （軸承1為“放松”端） 3)計算當量動載荷 軸

44、承1的載荷系數(shù) 根據(jù)，由表8-8可知 軸承2的載荷系數(shù) 根據(jù)，由表8-8可知 軸承1的當量動載荷 軸承2的當量動載荷 所以軸承的當量動載荷取、中較大者，所以 4)計算軸承實際壽命 溫度系數(shù) 由《機械設計基礎》表8-6可知 載荷系數(shù) 由《機械設計基礎》表8-7可知 壽命指數(shù) 滾子軸承 軸承實際壽命 軸承預期壽命 結論

45、 由于 軸承30208滿足要求 11.軸的結構設計 11.1蝸桿軸的結構 造型如下： 11.2蝸桿軸的徑向尺寸的確定 從聯(lián)軸段開始逐漸選取軸段直徑，起固定作用，定位軸肩高度，故 。該直徑處安裝密封氈圈，標準直徑，應??；與軸承的內(nèi)徑相配合，為便與軸承的安裝，取，選定軸承型號為30208，與蝸輪相配合，取蝸桿的齒根圓直徑，按標準直徑系列，?。慌c軸承的內(nèi)徑配合，與相同，故?。黄鸲ㄎ蛔饔?，定位軸肩高度故，取。 11.3蝸桿軸的軸向尺寸的確定 聯(lián)軸段取；軸肩段取；與軸承配合的軸段長度，查軸承寬度為18mm；左軸承到蝸桿齒寬；蝸桿

46、齒寬；即，??；蝸桿齒寬右面到右軸承間的軸環(huán)與左面相同取；與右軸承配合的軸段長度，查軸承寬度為18mm；軸的總長為320mm。 11.4蝸輪軸的結構 造型如下： 圖11-1 輸出軸的彎矩和轉矩 11.5蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配 單級減速器中，可將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸固定，軸向固定靠平鍵和過渡配合。兩軸承分別一軸肩和套筒定位，軸向則采用過渡配合或過盈配合固定。聯(lián)軸器以軸肩軸向定位，右面用軸端擋圈軸向固定，鍵聯(lián)接作軸向固定。軸做

47、成階梯形，左軸承從左面裝入，蝸輪、套筒、右軸承和聯(lián)軸器依次從右面裝到軸上。 11.6蝸輪軸的徑向尺寸的確定 從左軸承段與軸承的內(nèi)徑相配合，為便與軸承的安裝取，選定軸承型號為30214開始逐漸選取軸段直徑，起固定作用，定位軸肩高度，該直徑處安裝密封氈圈，標準直徑，應取；與蝸輪孔徑相配合，取蝸輪的內(nèi)徑，按標準直徑系列，?。?與軸承的內(nèi)徑配合，與相同，故?。宦?lián)軸段；起定位作用，定位軸肩高度故?。? 11.7蝸輪軸的軸向尺寸的確定 左面與軸承配合的軸段長度，查軸承寬度為；左軸承到蝸輪齒寬間的套筒??；蝸輪齒寬，故??；蝸輪齒寬右面到右軸承間的軸環(huán)與左面相同取；與右軸承配合的軸段長度，查軸承寬

48、度為24mm；右軸肩段，聯(lián)軸段，故軸的總長為280mm。 11.8蝸輪的強度校核 已知蝸輪的切向力 蝸輪的徑向力 蝸輪軸向力 求水平面支反力： 水平面彎矩： 垂直面支反力，由,即 ，得 在鉛垂方向上，由，即,得 垂直面彎矩 根據(jù)合成彎矩 得 C截面左

49、側彎矩 C截面右側彎矩 轉矩T 當量彎矩 由當量彎矩圖和軸的結構圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應分別計算其當量彎矩，此處可將軸的鈕切應力視為脈動循環(huán)，取，則 C截面左側當量彎矩 C截面右側當量彎矩 所以C截面處當量彎矩在以上兩數(shù)值中取較大者，即 D截面彎矩 D截面合成彎矩

50、 D截面當量彎矩 求危險截面處軸的計算直徑 許用應力，軸的材料用45鋼，由《機械設計基礎》表7-1可知， C截面直徑計算 D截面直徑計算 經(jīng)與結構設計圖比較，C截面和D截面的計算直徑分別小于其結構設計確定的直徑，故軸的強度足夠。 12.鍵連接設計計算 12.1蝸桿聯(lián)接鍵 表12-1 蝸桿鍵的選擇 鍵的選擇和參數(shù) 選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計課程設計指導書》表11.27查得d=30mm時。應選用鍵 GB/T1096 轉

51、矩 鍵長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查《機械設計基礎》表2-12鍵連接鋼的許用擠壓應力為 故滿足要求 12.2蝸輪鍵的選擇與校核 表12-2 渦輪鍵的選擇 鍵的選擇和參數(shù) 選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計課程設計指導書》表11.27查得d=55時。應選用鍵 GB/T1096 轉 矩 鍵長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查《機械設計基礎》表2-12鍵連接鋼的許用擠壓應力為 故滿足要求 鍵的選擇和參數(shù) 選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計課程設計指導書》表11.27查得d=55

52、時。應選用鍵 GB/T1096 轉 矩 鍵長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查《機械設計基礎》表2-12鍵連接鋼的許用擠壓應力為 故滿足要求 13.箱體的設計計算 13.1箱體的構形式和材料 采用下置剖分式蝸桿減速器（由于V=5m/s） 鑄造箱體，材料HT150。 13.2箱體主要結構尺寸和關系 表13-1 箱體的選擇 名稱 減速器型式及尺寸關系 箱座壁厚δ δ=11mm 箱蓋壁厚δ1 δ1=10mm 箱座凸緣厚度b

53、1， 箱蓋凸緣厚度b， 箱座底凸緣厚度b2 b=1.5δ=16mm b1=1.5δ1=15mm b2=2.5δ=28mm 地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14mm 箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓 直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3=9mm 螺釘數(shù)目4 檢查孔蓋螺釘直徑

54、 d4=6mm Df，d1，d2至外壁 距離 df，d2至凸緣 邊緣距離 C1=26,20,16 C2=24,14 軸承端蓋外徑 D1=80mm D2=125mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm 軸承旁凸臺半徑 R1=16mm 軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定 箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm 蝸輪外圓與箱 內(nèi)壁間距離

55、 12mm 蝸輪輪轂端面 與箱內(nèi)壁距離 10mm 14.螺栓等相關標準的選擇 本部分含螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇墊圈，墊片的選擇，具體內(nèi)容如下： 14.1螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇 表14-1 螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用 螺栓GB5782-86 M10*35 數(shù)量為3個 M12*100 數(shù)量為6個 螺母GB6170-86 M10 數(shù)量為2個

56、 M10 數(shù)量為6個 螺釘GB5782-86 , M6*20 數(shù)量為2個 M8*25 數(shù)量為24個 M6*16 數(shù)量為12個 *（參考裝配圖） M10*35 M12*100 M10 M12 M6*20 M8*25 M6*16 14.2銷，墊圈墊片的選擇 表14-2 銷，墊圈墊片的選擇 選用銷GB117-86，B8*30， 數(shù)量為2個 選用墊圈GB93-87 數(shù)量為8個 選用止動墊片

57、 1個 選用石棉橡膠墊片 2個 選用08F調(diào)整墊片 4個 *（參考裝配圖） GB117-86 B8*30 GB93-87 止動墊片 石棉橡膠墊片 08F調(diào)整墊片 有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖 14.3減速器結構與潤滑的概要說明 在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結構，減速器箱體的結構，軸承端蓋的結構尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。 14.4減速器的結構 本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸

58、和軸承，聯(lián)結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。 箱體為剖分式結構，由I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封住；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內(nèi)油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內(nèi)腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或

59、地基上。（具體結構詳見裝配圖） 14.5減速箱體的結構 該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式，具體結構詳見裝配圖 14.6速器的潤滑與密封 蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為118cSt（100C）查表10.6《機械設計課程設計指導書》 潤滑油118Cst 軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為ZL-2查表10.7 《設計課程設計指導書》 潤滑脂ZL-2 14.7減速器附件簡要說明 該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。

60、 15.總結 攪拌桶焊接裝置升降裝置的設計是一個較為復雜的過程，通過這次設計覺得自己受益匪淺。機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切的結合起來。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。

61、通過本次畢業(yè)設計，還提高了我的計算和制圖能力；同時對減速器的結構和設計步驟有了一個大概的了解，對之前所學的專業(yè)知識作了一個很好的總結，設計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學習工作中來彌補。設計過程中我能夠比較熟悉地運用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關的國家標準和行業(yè)標準（如GB、JB等），獲得了一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。 當一份比較象樣的畢業(yè)設計完成的時候，我的內(nèi)心無法用文字來表達。幾天以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書，讓我感覺做一個大學生原來也可以這么辛苦。但是，所有的這一切，都是值得的，它讓我感覺大學是如此的充實

62、。 參考文獻 【1】宋寶玉.機械設計課程設計指導書.北京:高等教育出版社，2006.8 【2】李秀珍.機械設計基礎(少學時).北京：機械工業(yè)出版社，2005.1 【3】羅宗澤.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，2012.5 【4】孫桓.機械原理.北京：高等教育出版社，2006.5 【5】孫成奇.理論力學.北京：高等教育出版社，2009.7 【6】劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社，2011.1 【7】濮良貴、紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社，2006.5 【8】趙衛(wèi)軍.機械設計基礎課程設計.北京：高等教育出版社，2006 謝 辭 在畢業(yè)設計即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到設計的順利完成，有多少可敬的師長、同學給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！同時我還要特別感謝謝趙宗銀老師對我這次課程設計指導付出的苦心與汗水，謝謝你們。要是沒有你們的指導與幫助，我想也許我自己一個人無法這么快這么順利的完成了。 - 40 -