行星運動螺旋式混合機(jī)設(shè)計【含14張CAD圖紙+PDF圖】

行星運動螺旋式混合機(jī)設(shè)計【含14張CAD圖紙+PDF圖】,含14張CAD圖紙+PDF圖,行星,運動,螺旋式,混合,設(shè)計,14,CAD,圖紙,PDF 畢業(yè)設(shè)計中期檢查表 填表日期 2012年 5 月11 日 迄今已進(jìn)行 11 周剩余 5 周 學(xué)生姓名 鄧鵬 院系 機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)、班級 機(jī)械08-2班 指導(dǎo)教師姓名 劉亞娟 職稱 副教授 從事 專業(yè) 機(jī)械 是否外聘 □是■否 題目名稱 圓形件彎曲成形及自動送料裝置設(shè)計 學(xué) 生 填 寫 畢業(yè)設(shè)計工作進(jìn)度 已完成主要內(nèi)容 待完成主要內(nèi)容 1. 調(diào)查研究、收集資料。完成開題報告。 2. 確定方案、部分結(jié)構(gòu)尺寸，完成部分相關(guān)計算。 3. 總裝配圖的結(jié)構(gòu)草圖。 4. 部分零件圖。 1. 部分結(jié)構(gòu)尺寸及部分相關(guān)計算。 2. 總裝配圖及各個零件圖的繪制。 3. 說明書一份。 存在問題及努力方向 　 因為第一次設(shè)計，在設(shè)計方面有許多的不足，在設(shè)計中也有很多的小錯誤需要老師的指導(dǎo)改正。在設(shè)計上我努力改正老師指出的錯誤，結(jié)合書中的圖例和同學(xué)的圖仔細(xì)修改。 學(xué)生簽字：鄧鵬 指導(dǎo)教師 意 見 畢業(yè)設(shè)計進(jìn)度：超前□ 正?！? 滯后□ 嚴(yán)重滯后□ 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 系意見 系主任簽字： 年 月 日 本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計 行星運動螺旋式混合機(jī)設(shè)計 院系名稱： 機(jī)電工程系 專業(yè)班級： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化08-2 學(xué)生姓名： 鄧 鵬 指導(dǎo)教師： 劉亞娟 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學(xué) 院 二○一二年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of a Planetary Motion Helicism Mixer Candidate: Deng Peng Specialty: Mechanical design and manufacturing and automation Class：08-2 Supervisor：Associate Prof. Liu Yajuan Heilongjiang Institute of Technology 2012-06·Harbin 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)論文 摘 要 混合單元操作廣泛應(yīng)用于化工、醫(yī)藥、食品、粉末冶金、涂料、電子、軍工、材料等領(lǐng)域及新材料技術(shù)領(lǐng)域, 為保證固體粉末特別是對于有一定潮濕度和團(tuán)聚粘結(jié)傾向的半干粉料之間的均勻混合，混合機(jī)械設(shè)備的選擇至關(guān)重要。國產(chǎn)優(yōu)質(zhì)混合機(jī)基本上以采用上世紀(jì)80年代由合肥輕機(jī)（合肥中辰前身）引進(jìn)的日本三菱技術(shù)為主。但這一技術(shù)在大量產(chǎn)和自動化控制上已經(jīng)顯出不足。隨著飲料工業(yè)的持續(xù)、健康發(fā)展，國內(nèi)企業(yè)對高端設(shè)備的需求也在不斷增加，且一直依賴進(jìn)口。為了改變這一局面，我國憑借多年的研究、制作混合機(jī)的經(jīng)驗，組織技術(shù)力量在廣泛學(xué)習(xí)國外最新技術(shù)的基礎(chǔ)上。從1990年至今，混合機(jī)從無到有，并逐漸形成規(guī)模生產(chǎn)，已廣泛應(yīng)用于生產(chǎn)實踐中并且已有少量出口。在設(shè)計過程中，努力實現(xiàn)混合機(jī)的混合速度快、混合效果好。 本次設(shè)計的行星運動螺旋式混合機(jī)主要用于粉體混合。它的執(zhí)行機(jī)構(gòu)有兩部分；一是通過三對錐齒輪傳動的自轉(zhuǎn)部分，二是由一對直齒輪和一對蝸輪蝸桿傳動的公轉(zhuǎn)部分。該機(jī)的機(jī)構(gòu)設(shè)計，其主要設(shè)計內(nèi)容是傳動裝置的設(shè)計，電動機(jī)的選擇，減速器的設(shè)計，攪拌器的設(shè)計以及箱體的簡單設(shè)計。最后進(jìn)行總體的裝配，達(dá)到設(shè)計的要求，本設(shè)計說明書對其進(jìn)行了詳細(xì)的闡述。 關(guān)鍵詞：混合機(jī)；行星運動；自轉(zhuǎn)；公轉(zhuǎn)；減速器；螺旋 ABSTRACT Mixers are widely used in high-tech fields of chemicals, medication, food industry, powder and metallurgy, paints, electronics, military and materials. In order to warrantee the mild blend between powder of humidity and half-dried with tendency of aggregative cohersion, it is critical to choose the right blending machine.Domestic quality mixers are basically to use the last century 80 's the Hefei light machine (predecessor of the Hefei zhongchen) introduced by Japan Mitsubishi technology . But this technique has shown less than in a lot of production and Automation control .With the sustained and healthy development of the beverage industry, domestic enterprises ' increasing demand for high-end devices, and has relied on imports.In order to change this situation, with many years of experience in research, production mixer, organizational technology in a wide range of study abroad on the basis of the latest technologies.From 1990 to the present, mixing machine from scratch, and gradually achieve scale production, has been widely applied in practice and has a limited number of exports.During the design process to achieve mixer mixing speed, blend well. In this design the blending machine of spiral type with planetary motion is mainly used in blending different powders. There are two actuators in this machine, one is the autorotation driven by three pair of bevel gear, the other is the revolution driven by a pair of straight and worm gear transmission. And the main parts of this design are about the design of drive and decelerator, choose of motor, design of blender and box. In the end the assembly of whole parts and the requirement of design are elaborated. Key words: Blender；Planetary motion；Autorotation； Revolution；Decelerator; Helicism II 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………1 1.1選題的背景及意義…………………………………………………………2 1.2國內(nèi)外研究狀況……………………………………………………………2 第2章 機(jī)械傳動裝置的總體設(shè)計…………………………………………………3 2.1分析和擬定傳動裝置的運動……………………………………………………3 2.2電動機(jī)的選擇……………………………………………………………………4 2.3分配各級傳動比………………………………………………………………4 2.3.1自轉(zhuǎn)部分……………………………………………………………4 2.3.2計算自轉(zhuǎn)部分傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………5 2.3.3公轉(zhuǎn)部分……………………………………………………………6 2.3.4計算公轉(zhuǎn)部分傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………7 2.4 本章小結(jié)………………………………………………………………………7 第3章 機(jī)械傳動件的設(shè)計……………………………………………………………8 3 .1帶輪的設(shè)計和校核 ……………………………………………………………8 3 .2齒輪的設(shè)計和強(qiáng)度校核…………………………………………………………10 3.2.1自轉(zhuǎn)部分高速級齒輪傳動的設(shè)計計算…………………………………10 3.2.2高速級齒輪的校核………………………………………………………13 3.2.3自轉(zhuǎn)部分低速級齒輪傳動的設(shè)計計算…………………………………13 3.2.4低速級齒輪的校核………………………………………………………16 3.2.5公轉(zhuǎn)部分直齒輪設(shè)計與計算……………………………………………17 3.2.6直齒輪的校核……………………………………………………………20 3 .3公轉(zhuǎn)部分蝸桿傳動設(shè)計與計算…………………………………………………21 3.3. 1蝸桿的校核………………………………………………………………21 3 .4軸的設(shè)計和校核…………………………………………………………………23 3.4.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計……………………………………………………………23 3.4.2軸的最小直徑估算………………………………………………………24 3.4.3各軸段直徑和長度的確定………………………………………………25 3.4.4軸承的選擇………………………………………………………………27 3.4.5鍵的選擇…………………………………………………………………28 3.4.6軸的受力分析和剛度校核………………………………………………28 3.4.7軸承壽命核算……………………………………………………………30 3.4.8鍵校核………………………………………………………………31 3.4.9轉(zhuǎn)臂的校核…………………………………………………………31 3 .5本章小結(jié)…………………………………………………………………………32 第4章 尺寸公差與配合的選用……………………………………………………33 4 .1配合制的選擇……………………………………………………………………33 4 .2公差等級的選擇…………………………………………………………………33 4 .3配合的選擇………………………………………………………………………33 4 .4本章小結(jié)…………………………………………………………………………34 第5章 箱體的設(shè)計……………………………………………………………………35 5 .1零件的位置尺寸…………………………………………………………………35 5 .2軸承端蓋…………………………………………………………………………35 5 .3鑄鐵減速箱的結(jié)構(gòu)尺寸…………………………………………………………36 5 .4本章小結(jié)…………………………………………………………………………37 第6章 設(shè)計結(jié)果………………………………………………………………………38 6 .1各零件參數(shù)表……………………………………………………………………38 6 .2本章小結(jié) ………………………………………………………………………40 結(jié)論………………………………………………………………………………………41 參考文獻(xiàn) ………………………………………………………………………………42 致謝………………………………………………………………………………………44 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 第1章 緒 論 1.1 選題背景及意義 混合單元操作廣泛應(yīng)用于化工、醫(yī)藥、食品、粉末冶金、涂料、電子、軍工、材料等領(lǐng)域及新材料技術(shù)領(lǐng)域，為保證固體粉末特別是對于有一定潮濕度和團(tuán)聚粘結(jié)傾向的半干粉料之間的均勻混合，混合機(jī)械設(shè)備的選擇至關(guān)重要。隨著納米技術(shù)的發(fā)展,粉體混合更顯示出它的重要性。本次設(shè)計的行星運動螺旋式混合機(jī)，它的容器呈圓錐形，有利于粉料下滑。容器內(nèi)螺旋攪拌器軸平行于容器壁母線，上端通過轉(zhuǎn)臂與螺旋驅(qū)動軸連接。當(dāng)驅(qū)動軸轉(zhuǎn)動時，攪拌除自轉(zhuǎn)外，還被轉(zhuǎn)臂帶著公轉(zhuǎn)，這樣就使被混合物料既能產(chǎn)生垂直方向的流動，又能產(chǎn)生水平方向的位移，而且攪拌器還能消除靠近容器內(nèi)壁附近的滯留層。因此這種混合機(jī)的混合速度快、混合效果好。很有研究的意義。 1.2 國內(nèi)外研究狀況 國產(chǎn)優(yōu)質(zhì)混合機(jī)基本上以采用上世紀(jì)80年代由合肥輕機(jī)（合肥中辰前身）引進(jìn)的日本三菱技術(shù)為主，但這一技術(shù)在大產(chǎn)量和自動化控制上已經(jīng)顯出不足[1]。隨著飲料工業(yè)的持續(xù)、健康發(fā)展，國內(nèi)企業(yè)對高端設(shè)備的需求也在不斷增加，且一直依賴進(jìn)口。 為了改變這一局面，我國憑借多年研究、制作混合機(jī)的經(jīng)驗，組織技術(shù)力量在廣泛學(xué)習(xí)國外最新技術(shù)的基礎(chǔ)上，從1990年至今，混合機(jī)從無到有,并逐漸形成規(guī)模生產(chǎn)，已廣泛應(yīng)用于生產(chǎn)實踐中并且已有少量出口[2]。螺旋錐形混合機(jī)是我國設(shè)計制造的固體粉粒混合的新機(jī)種，經(jīng)過數(shù)十年發(fā)展，已形成系列產(chǎn)品[3]。隨著應(yīng)用范圍的擴(kuò)大，1995年蘭化公司化工機(jī)械廠借蘭化合成橡膠廠ABS裝置改擴(kuò)建之際，自行開發(fā)、研制出具有目前先進(jìn)技術(shù)水平的LHSY-11.5N雙螺旋錐形混合機(jī)。1997年初，該機(jī)正式投入使用。截止目前，該混合機(jī)運轉(zhuǎn)正常、性能穩(wěn)定，整機(jī)各項指標(biāo)均達(dá)到設(shè)計要求。我國混合機(jī)正向著更好更接近世界在發(fā)展[3]。 間歇、連續(xù)進(jìn)料混合機(jī)械以及單螺桿和雙螺桿擠出器是十九世紀(jì)末發(fā)展起來的混合器，主要用于食品工業(yè)和潤滑油的抽提，隨著橡膠工業(yè)和汽車輪胎工業(yè)的發(fā)展，二十世紀(jì)初逐漸發(fā)展起密封系統(tǒng)的擠出機(jī)，錯流雙螺桿混合器也隨之產(chǎn)生，直到1980年對于間歇和連續(xù)混合器的機(jī)理研究才逐漸發(fā)展起來。工程師們面對許多問題，如具有分離功能回旋軸混合器、含有絞合回旋桿分離器等的設(shè)計。眾多的連續(xù)式混合器的設(shè)計越來越復(fù)雜，這些系統(tǒng)可以實現(xiàn)單螺旋擠出、錯流雙螺旋桿擠出的效能，并且可以混合非常多的物種，這些混合器各有特點和優(yōu)缺點，適用于不同的場合[4]。 德國 Respecta 公司推出的 Vacu Cast 多組件混合機(jī)可進(jìn)行低壓排空且混合均勻，可將準(zhǔn)確測量的混合物從一混合噴嘴噴射到模腔里，還可以直接將混合物注射到模腔內(nèi)，該機(jī)與其他混合機(jī)相比其優(yōu)點是，混合固體和液體物質(zhì)以及排空工序均在單一組件內(nèi)進(jìn)行。Vacu Cast 混合機(jī)生產(chǎn)的混合物、填充劑和粘合劑的表面濕潤度極佳特別是對粉狀顆粒不但能提高成品的拉伸力而且能提高抗腐蝕性[4]。 在美國靜止型混合機(jī)已經(jīng)成為現(xiàn)在的主流。該機(jī)結(jié)果簡單、無死角很適合食品加工，它再現(xiàn)性良好、可準(zhǔn)確的實現(xiàn)均勻混合，而且省維修費用、省能源、省空間機(jī)體具有豐富的多樣性[4]。 混合機(jī)的專業(yè)廠家關(guān)東混合機(jī)工業(yè)公司，開始出售一種升降型立式混合機(jī)，該機(jī)大大改善了作業(yè)條件，符合衛(wèi)生、安全標(biāo)準(zhǔn)。KTM-200處于上升位置時的全高是2,1 SOmm,運行時1. 500mm，寬為1.230mm，全長1.700mmo攪拌用電機(jī)容量是7.SKW，升降用1.SkW、采用4級調(diào)速，各種轉(zhuǎn)速均在30~300rpm內(nèi)設(shè)定，機(jī)體為不銹鋼，易于沖洗，為防灰塵，制成密封型，改善了安全、衛(wèi)生、作業(yè)環(huán)境。當(dāng)然，成本有所提高，該公司正在努力降低成本，抑制價格上升[5]。 另外，該公司還開始經(jīng)營使用冷卻介質(zhì)、在攪拌物料過程進(jìn)行冷卻的世界第一臺“強(qiáng)制冷卻螺旋混合機(jī)”。至今冷卻是通過噴射冷風(fēng)式CO:進(jìn)行的，該機(jī)通過冷卻介質(zhì)的流動，達(dá)到所希望的溢度，它還帶有表示物料溫度的溫度顯示裝置。包括全部規(guī)格的混合機(jī)、與攪拌容器、升降裝置等結(jié)合可實現(xiàn)自動化[3]。 粉研公司正在經(jīng)營一種連續(xù)式噴射混合機(jī)。該機(jī)與供料器結(jié)合，在數(shù)秒內(nèi)可進(jìn)行粉狀物料的連續(xù)加沮、混煉、溶解、乳化，稱其為連續(xù)噴射混合裝置。該連續(xù)噴射混合裝置，采用了獨特的專利結(jié)構(gòu)，使氣液粉三相物料通過噴射混合，比率、混合精度高，品質(zhì)均勻一致，依靠物料的通過使其自潔，因在密閉環(huán)境中作業(yè)，無粉塵，無噪音。與卜機(jī)連動容易實現(xiàn)無人化，可大幅度地提高品質(zhì)，降低成本[5]。 連續(xù)式噴射混合裝置，采用獨特的連續(xù)加沮方式，實現(xiàn)了超過手排面的味道，在食品制造過程中，加濕、混煉、溶解是必要的過程，面團(tuán)等的制作左右著產(chǎn)品的質(zhì)量、成本。面團(tuán)制作的秘訣，首要的是優(yōu)質(zhì)的水，在不需施加力的數(shù)秒內(nèi)，使一粒粒均勻濕潤，使其釋放出天然的芳香，這樣即可作出超過手辮面的面。正確計量，均勻混是對所有坯料的要求，該機(jī)最先實現(xiàn)了這一理想[4]。 第2章 機(jī)械傳動裝置的總體設(shè)計 2.1 總體方案 傳動方案要滿足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率、使用維護(hù)便利、工藝和經(jīng)濟(jì)性好等要求。 經(jīng)過分析與比較,決定采用如圖2.1的運動方式： （a） （b） 1-主軸 2、3-圓柱齒輪 4-蝸桿 5-蝸輪 6-轉(zhuǎn)臂 7-轉(zhuǎn)臂體 8、9、11、12、13、14-圓錐齒輪 10-轉(zhuǎn)臂軸 15-攪拌器 圖2.1 行星運動螺旋式混合機(jī) 電動機(jī)通過V帶帶動輪將動力輸入水平傳遞軸，使軸轉(zhuǎn)動，再由此分成兩路傳動，一路經(jīng)1對圓柱齒輪2、3，一對蝸輪蝸桿4、5減速，帶動與蝸輪連成一體的轉(zhuǎn)臂6旋轉(zhuǎn)，裝在轉(zhuǎn)臂上的螺旋攪拌器15隨著沿容器內(nèi)壁公轉(zhuǎn)。另一路是經(jīng)過三對圓錐齒輪8、9、11、12、13、14變換兩次方向及減速，使螺旋攪拌器繞本身的軸自轉(zhuǎn)。這樣就實現(xiàn)了螺旋攪拌的行星運動。整個機(jī)構(gòu)的運動路線如下： 齒輪2/齒輪3→蝸桿4/蝸輪5→轉(zhuǎn)臂6→螺旋攪拌器公轉(zhuǎn) 軸1→ 圓錐齒輪8/圓錐齒輪9→圓錐齒輪11/圓錐齒輪12→圓錐齒輪13/圓錐 齒輪14→螺旋攪拌器自轉(zhuǎn) 2.2 電動機(jī)的選擇 電動機(jī)的容量（功率）選得是否合適，對電動機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。當(dāng)容量小于工作要求時，電動機(jī)不能保證工作裝置的正常工作，或電動機(jī)因長期過載而過早損壞；容量過大則電動機(jī)的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運動，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。 取工作機(jī)的有效功率為 Pw=5.5kW 從電動機(jī)到工作機(jī)之間的總效率 ==0.808 為V帶的效率；為軸承的效率；為齒輪的效率 ==6.8 kW 由此選擇Y132－2型Y系列鼠籠三相異步電動機(jī)。 =7.5 kW。其主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸見表2.1 表2.1 電動機(jī)主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸表 型號 額定功率/ kW 滿載轉(zhuǎn)速r/min 最大轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn)矩） Y132-2 7.5 2920 2.2 外形尺寸/ mm×mm×mm L×(AB/2+AD)+HD 中心高/mm H 安裝尺寸/mm A×B 軸伸尺寸/ mm×mm×mm D×E 475×350×315 132 216×140 38×80 2.3 分配各級傳動比 2.3.1 自轉(zhuǎn)部分 電動機(jī)選定后，根據(jù)電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速n m及工作軸的轉(zhuǎn)速n w即可確定傳動裝置的總傳動比 i=n m /n w =2930/70 =41.8 具體分配傳動比時，應(yīng)注意以下幾點： （1）各級傳動的傳動比最好在推薦范圍內(nèi)選取，對減速傳動盡可能不超過允許的最大值。 （2）應(yīng)注意使傳動級數(shù)少﹑傳動機(jī)構(gòu)數(shù)少﹑傳動系統(tǒng)簡單，以提高和減少精度的降低。 （3）應(yīng)使各級傳動的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)﹑勻稱利于安裝，絕不能造成互相干涉。 （4）應(yīng)使傳動裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。 為了使主軸箱結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪傳動的外輪廓尺寸不宜過大，因而取傳動比i帶 =3則 i減 = i/i帶 =41.8/3 =13.95 按展開式布置，取i1齒 =1.4i2齒 計算得 齒=4.42 齒=3.16 2.3.2 計算自轉(zhuǎn)部分傳動裝置的運動和動力參數(shù) I軸 = /min P1 = Po·η帶= 7.50.96 = 7.2 kW T1 = N·m II軸 由公式（2.4） n2= /min 由公式（2.5） P2 =·η軸承 ·η齒輪= 7.2×0.97×0.98 = 6.84 kW 由公式（2.6） T2 = N·m Ⅲ軸 n3=n2=221r/min 由公式（2.5） P3= P2·η軸承·η齒輪=16.84×0.97×0.98=6.5 kW 由公式（2.6） T3==280.97N·m Ⅳ軸 由公式（2.4） n4=/min 由公式（2.5） P4 = P3·η軸承 ·η軸承 ·η齒輪= 18.46×0.97×0.98 = 6.2 kW 由公式（2.6） T4 = N·m 2.3.3 公轉(zhuǎn)部分 根據(jù)I軸轉(zhuǎn)速n 1及公轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速n 6即可確定傳動裝置的總傳動比 i=n 1 /n 6 =976.7/3 =325.57 =325.57 單級圓柱齒輪傳動比8 取i=5.3 單級蝸桿傳動比=10-80 所以 ==325.575.3=61.4 計算得 =5.3 =61.4 2.3.4 計算公轉(zhuǎn)部分傳動裝置的運動和動力參數(shù) I軸 n1 = /min P1 =7.2 kW T1 = 70.4N·m 蝸桿軸 由公式（2.4） n蝸= /min 由公式（2.5） P蝸 =·η軸承 ·η齒輪= 7.2×0.97×0.98 = 6.84 Kw 由公式（2.6） = N·m 公轉(zhuǎn)軸 由公式（2.4） ==3r/min 由公式（2.5） = ·η軸承·η蝸桿=6.84×0.72×0.98=4.83 kW 由公式（2.6） ==15375.5N·m 2.4 本章小結(jié) 分析并擬定了混合機(jī)傳動裝置的運動過程，根據(jù)設(shè)計要求計算并選擇了電動機(jī)的類型與型號，合理的分配了各級傳動比，通過計算得出了公轉(zhuǎn)部分和自轉(zhuǎn)部分各傳動軸的傳遞扭矩、功率和轉(zhuǎn)速。 第3章 機(jī)械傳動件的設(shè)計 3.1 帶輪的設(shè)計和校核 1、 選擇V帶的型號 取工作系數(shù)Ka=1.3 Pca=KaP=1.3×7.2=9.36 kW 查參考文獻(xiàn)[6]得按Pca=9.36 kW，=2920r/min 選B型V帶 2、 確定帶輪的直徑 選取小帶輪的直徑=132mm 驗算帶速 V= = =20.25m/s 為小帶輪直徑 為電動機(jī)轉(zhuǎn)速 V在5～25m/s內(nèi)，合適。 dd2 =i(1-)dd1 =3×(1-0.001)=392.4mm 為帶的滑動率，通常取（1%-2%） dd2=375mm 3、 確定中心距a和帶長Ld0 初選中心距a0 0.7(dd1+dd2)≤a0 ≤2(dd1+dd2) a0 =700mm 求D帶輪的計算長度L0 L0=2a+ =2217.5mm 取L0=2240mm 4、 計算中心距a a= = =689mm 5、 確定中心距的調(diào)整范圍 =a+0.03ld =689+0.03×2217.5 =755mm =a-0.015 ld =700-0.015×2217.5 =667mm 6、 驗算小帶輪的包角α1 α1=180°- (dd2 -dd1 )×57.3°/a =160.4°﹥120° 符合要求 7、 確定V帶的根數(shù)Z dd1=132mm 帶速V=20.25m/s 傳動比i=3 查表得 P0=3.83kW 功率增量=1.04kW =4.63 符合 取Z=5 8、 計算V帶的初拉力 Q=0.10㎏/m = =2232.71N =2×5×232.71× =2293.1N Fmax=1.5Fq=3439.65N 9、 帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu) 3.2 齒輪的設(shè)計和強(qiáng)度校核 3.2.1 自轉(zhuǎn)部分高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度 (1) 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經(jīng)參考文獻(xiàn)[9]查得 MPa =900MPa (2) 齒輪精度 按GB/T10095-1998，選擇8級精度，齒跟噴丸強(qiáng)化。 2、 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 (1) 計算小齒輪傳遞的扭矩 ==0.704Nmm (2) 確定齒數(shù) 因為是硬齒面，故取=20，==204.41=88 傳動比誤差 i==4.4 =0.3%5% 允許。 (3) 初選齒寬系數(shù) =b/R 設(shè)計時通常取= 又取 b為錐齒輪工作寬度 R為錐距 (4) 確定分錐角 小齒輪分錐角 ==12.93 大齒輪分錐角 =90=77.07 (5) 載荷系數(shù) 試選載荷系數(shù)=1.44 (6) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) =17.5 =335 查參考文獻(xiàn)[9]得 =2.97 =1.52 =2.06 =1.97 (7) 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8 工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。 則小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ===8.439 則大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ==1.194 查參考文獻(xiàn)[9]得 壽命系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 MPa 所以 ==505.625MPa ==517.5MPa (8) 計算模數(shù) 式中： 載荷系數(shù)K=1.44 齒數(shù)比u=4.41 扭矩=1.998N 齒形系數(shù)=2.97 齒寬系數(shù)=1/3 應(yīng)力修正系數(shù)=1.52 查參考文獻(xiàn)[9]得，圓整標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m=4.5。 (9) 初算主要尺寸 初算中心距 a===205mm 分度圓直徑 =4.520=90mm =4.588=391mm 齒寬 (取整) =203 =65mm ==0.32 (10) 驗算載荷系數(shù)K 圓周速度 =3.48m/s 查參考文獻(xiàn)[9]得 動載系數(shù)=1.25 =0.32 65mm 查參考文獻(xiàn)[9]得 =1.074 又b/h==6.57 查參考文獻(xiàn)[9]得 齒向載荷分布系數(shù)1.095 使用系數(shù) 工作機(jī)輕微沖擊，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻(xiàn)[9]得=1.25。 齒間載荷分布系數(shù)1.0 載荷系數(shù) 則 引用公式（3.17）m =4.0 所以滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度。 3.2.2 齒輪的校核 設(shè)計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進(jìn)行校核。校核大齒輪 = 由參考文獻(xiàn)[9]確定式中各系數(shù)： 節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5 彈性系數(shù)=189.8 載荷系數(shù)K=1.44 轉(zhuǎn)矩=0.704N mm 齒寬系數(shù)=0.33 分度圓直徑=391mm 齒數(shù)比=4.41 計算得=538.5MPa ==15001.151.24=1391.1 MPa < 所以齒輪完全達(dá)到要求。 3.2.3 自轉(zhuǎn)部分低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度 (1) 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經(jīng)參考文獻(xiàn)[9]查得 MPa =900MPa (2) 齒輪精度 按GB/T10095-1998，選擇8級精度，齒跟噴丸強(qiáng)化。 2、 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 (1) 計算小齒輪傳遞的扭矩 =8.43Nmm (2) 確定齒數(shù) 因為是硬齒面，故取=17，==173.16=54 傳動比誤差 i==3.176 由公式（3.11）=0.5%5% 允許。 (3) 初選齒寬系數(shù) =b/R 設(shè)計時通常取= 又取 b為錐齒輪工作寬度 R為錐距 (4) 確定分錐角 小齒輪分錐角 由公式（3.12） ==17.47 大齒輪分錐角 =70=52.53 (5) 載荷系數(shù) 試選載荷系數(shù)=1.4 (6) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 由公式（3.13） =17.82 =179.876 查參考文獻(xiàn)[9]得 =2.97 =1.52 =2.12 =1.97 (7) 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8 工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。 則小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由公式（3.14） ===4.032 則大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由公式（3.15） ==1.28 查參考文獻(xiàn)[9]得 壽命系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 MPa 所以 由公式（3.16） ==562.5MPa ==562.5MPa (8) 計算模數(shù) 由公式（3.17） 式中： 載荷系數(shù)K=1.4 齒數(shù)比u=3.16 扭矩=2.393 齒形系數(shù)=2.97 齒寬系數(shù)=1/3 應(yīng)力修正系數(shù)=1.52 查參考文獻(xiàn)[9]得 圓整標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取m=6 (9) 初算主要尺寸 初算中心距 由公式（3.18） a===213mm 分度圓直徑 由公式（3.19） =617=102mm =654=324mm 齒寬 (取整) 由公式（3.20） =169.83 =55mm ==0.333 (10) 驗算載荷系數(shù)K 圓周速度 由公式（3.21） =0.376m/s 查參考文獻(xiàn)[9]得 動載系數(shù)=1.02 =0.333 55mm 查參考文獻(xiàn)[9]得 =1.074 又b/h==9.5 查參考文獻(xiàn)[9]得 齒向載荷分布系數(shù)1.081 使用系數(shù) 工作機(jī)輕微沖擊，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻(xiàn)[9]得=1.25。 齒間載荷分布系數(shù)1.0 載荷系數(shù) 由公式（3.22） 則 由公式（3.17） m =5.41 所以滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度。 3.2.4 齒輪的校核 設(shè)計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進(jìn)行校核。 大齒輪的數(shù)值大，取大齒輪校核。 大齒輪的彎曲強(qiáng)度 由公式（3.23） = 由參考文獻(xiàn)[9]確定式中各系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5 彈性系數(shù)=189.8 載荷系數(shù)K=1.4 轉(zhuǎn)矩=8.43N 齒寬系數(shù)=0.333 分度圓直徑=324mm 齒數(shù)比=3.16 計算得=435.5Mpa ==15001.131.24=1366.9 MPa < 所以齒輪完全達(dá)到要求。 3.2.5 公轉(zhuǎn)部分直齒輪設(shè)計與計算 1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度 (1) 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經(jīng)參考文獻(xiàn)[10]圖 MPa =900MPa (2) 齒輪精度 按GB/T10095-1998，選擇8級精度，齒跟噴丸強(qiáng)化。 2、 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 (1) 計算小齒輪傳遞的扭矩 ==0.704Nmm (2) 確定齒數(shù) 因為是硬齒面，故取=20，==205.3=106。 傳動比誤差 i==5.29 由公式（3.11） =0.2%5% 允許。 (3) 初選齒寬系數(shù) =0.9 (4) 載荷系數(shù) 試選載荷系數(shù)=1.3 (5) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 查參考文獻(xiàn)[10]得 =2.97 =1.52 =2.20 =1.78 (6) 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8 工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。 則小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由公式（3.14） ===8.439 則大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ==1.592 查參考文獻(xiàn)[10]得 壽命系數(shù) SH=1.0 許用彎曲應(yīng)力 MPa 所以 由公式（3.16） ==500.625MPa ==517.5MPa (7) 計算模數(shù) 式中： 載荷系數(shù)K=1.3 扭矩=2.393 齒形系數(shù)=2.97 齒寬系數(shù)=0.9 應(yīng)力修正系數(shù)=1.52 =20 查參考文獻(xiàn)[10]得 圓整標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取m=3 (8) 初算主要尺寸 初算中心距 由公式（3.18） a===160.5mm 分度圓直徑 由公式（3.19） =320=60mm =3106=318mm 齒寬 =0.960=54mm (9) 驗算載荷系數(shù)K 圓周速度 由公式（3.21） =2.60m/s 查參考文獻(xiàn)[10]得 動載系數(shù)=1.17 =0.9 54mm 查參考文獻(xiàn)[10]得 =1.074 又b/h==8.5 查參考文獻(xiàn)[10]得 齒向載荷分布系數(shù)1.09 使用系數(shù)工作機(jī)輕微沖擊，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻(xiàn)[10]得=1.25。 齒間載荷分布系數(shù)1.0 載荷系數(shù) 由公式（3.22） 則 m =2.68 所以滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度。 3.2.6 齒輪的校核 設(shè)計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進(jìn)行校核。 大齒輪的數(shù)值大，取大齒輪校核。 大齒輪的彎曲強(qiáng)度 = 由參考文獻(xiàn)[10]確定式中各系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5 彈性系數(shù)=189.8 載荷系數(shù)K=1.3 圓周力=3330N 分度圓直徑=318mm 齒數(shù)比=5.3 齒寬b=54 計算得=260.5MPa ==15001.21.24=1451.7 MPa < 所以齒輪完全達(dá)到要求。 3.3 公轉(zhuǎn)部分蝸桿傳動設(shè)計與計算 1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度 (1) 齒輪材料及熱處理 考慮到傳遞的功率不大轉(zhuǎn)速較抵，選用ZA蝸桿。 蝸桿選用45鋼，芯部調(diào)質(zhì)，表面滲碳淬火，硬度大于45HRC。 蝸輪選用ZCuZn10P1，金屬模鑄造。 (2) 齒輪精度 按GB/T10095-1998，選擇8級精度。 2、 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 (1) 計算小齒輪傳遞的扭矩 =1.53Nmm (2) 確定齒數(shù) 因為是硬齒面，故取=1， ==161.5=62 (3) 載荷系數(shù) 查參考文獻(xiàn)[10]得 =1， 由于載荷平穩(wěn) 取=1，取=1.05。 K==10.5 (4) 確定彈性系數(shù) =155 (5) 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8 工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。 ===2.59 ==1.58220=347.3MPa (6) 計算確定m和、q 9k（） =561.5 查參考文獻(xiàn)[10]得 取m=4 =71 （=1136） (7) 確定中心距 初算中心距 a==159.5mm 3.3.1 蝸桿的校核 設(shè)計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進(jìn)行校核。 (1) 計算蝸桿的倒程角 ==3.22 (2) 計算蝸桿當(dāng)量齒數(shù) ==62.60 (3) 確定齒形系數(shù) 由已知條件 查參考文獻(xiàn)[10]得 =2.26 (4) 確定螺旋角系數(shù) ==0.9619 (5) 計算許用應(yīng)力 查參考文獻(xiàn)[10]得 =56MPa =0.8878 =49.72MPa (6) 校核強(qiáng)度 ==36.37MPa小于 齒跟彎曲強(qiáng)度合格。 3.4 軸的設(shè)計和校核 3.4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計就是要確定軸的合理外形和結(jié)構(gòu)，以及包括各軸段長度、直徑及其他細(xì)小尺寸在內(nèi)的全部結(jié)構(gòu)尺寸。 軸的結(jié)構(gòu)主要取決以下因素：軸在機(jī)器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其他一些要求。由于影響因素很多，且其結(jié)構(gòu)形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)形式，設(shè)計具有較大的靈活性和多樣性。但是，不論具體情況人如何，軸的結(jié)構(gòu)一般應(yīng)滿足以下幾個方面的要求： （1）軸和軸上零件要有準(zhǔn)確的工作位置。 （2）軸上零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。 （3）軸應(yīng)具有良好的制造工藝性。 （4）軸的受力合理，有利于提高強(qiáng)度和剛度。 （5）節(jié)省材料，減輕重量。 （6）形狀及尺寸有利于減小應(yīng)力集中。 3.4.2 軸的最小直徑估算 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，一般已知裝配簡圖、軸的轉(zhuǎn)速、傳遞的功率及傳動零件的類型和尺寸等。 轉(zhuǎn)軸受彎扭組合作用，在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計前，其長度、跨距、支反力及其作用點的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合來確定轉(zhuǎn)軸上各段的直徑。為此應(yīng)先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件估算轉(zhuǎn)軸上僅受轉(zhuǎn)矩作徑。 d=A 式中： A——計算常數(shù)，取決于軸的材料和受載情況。 當(dāng)軸段上開有鍵槽時，應(yīng)適當(dāng)增大直徑以考慮鍵槽對軸的削弱：d>100mm時，單鍵槽增大3％，雙鍵槽增大7％；d100mm時，單鍵槽增大5％～7％，雙鍵槽增大10％～15％。最后對d進(jìn)行圓整。 （1）高速軸材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計算，初步計算直徑查表A=110。 dA=30.3mm 由于軸開鍵槽會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=35mm 。 （2）軸Ⅱ材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計算，初步計算直徑查表A=110。 dA=48.9mm 由于軸開鍵槽會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=55mm 。 （3）軸Ⅲ材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計算，初步計算直徑查表A=110。 dA=48.1mm 由于軸開鍵槽會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=52mm 。 （4）軸Ⅳ材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計算，初步計算直徑查表A=110。 dA=68mm 由于軸開鍵槽會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm取=75mm。 3.4.3 各軸段直徑和長度的確定 1、 各軸段的直徑 階梯軸各軸段直徑的變化應(yīng)遵循下列原則： （1）配合性質(zhì)不同的表面（包括配合表面與非配合表面），直徑應(yīng)有所不同。 （2）加工精度、粗糙度不同的表面，一般直徑亦應(yīng)有所不同。 （3）應(yīng)便于軸上零件的裝拆。 通常從初步估算的軸段最小直徑d開始，考慮軸上配合零部件的標(biāo)準(zhǔn)尺寸、結(jié)構(gòu)特點和定位、固定、裝拆、受力情況等對軸結(jié)構(gòu)的要求，一次確定軸段的直徑。具體操作時還應(yīng)注意以下幾個方面問題： （1）與軸承配合的軸頸，其直徑必須符合滾動軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)系列。 （2）軸上螺紋部分必須符合螺紋標(biāo)準(zhǔn)。 （3）軸肩定位是軸上零件最方便可靠的定位方法。軸肩分定位軸肩和非定位軸肩，定位軸肩通常用于軸向力較大的場合。 （4）定位軸肩是為加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒有嚴(yán)格的規(guī)定。與軸上傳動零件配合的軸頭直徑，應(yīng)盡可能圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑尺寸系列。 （5）非配合的軸身直徑，可不取標(biāo)準(zhǔn)值，但一般應(yīng)取成整數(shù)。 2、 各軸段的長度 各軸段的長度決定于軸上零件的寬度和零件固定的可靠性，設(shè)計時應(yīng)注意以下幾點： （1）軸頸的長度通常于軸承的寬度相同。 （2）軸頭的長度取決于與其相配合的傳動輪轂的寬度。 （3）軸身長度的確定應(yīng)考慮軸上各零件之間的相互位置關(guān)系和拆裝工藝要求，各零件間的間距查參考文獻(xiàn)[10]。 軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ及蝸桿軸的布置方案與具體尺寸分別如圖所示 圖3.1 Ⅰ軸 圖3.2 Ⅱ軸 圖3.3 Ⅲ軸 圖3.4 Ⅳ軸 圖3.5 蝸桿軸 3.4.4 軸承的選擇 選擇滾動軸承的類型，一般從載荷的大小、方向和性質(zhì)入手。在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，時用于載荷較大或有沖擊的場合。當(dāng)承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當(dāng)承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當(dāng)承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸球軸承。 根據(jù)軸的應(yīng)用場合可知，軸主要既受到的徑向力又受到軸向力。查詢常用滾動軸承的性能和特點，選擇角接觸球軸承。角接觸球軸承的性能特點：當(dāng)量摩擦系數(shù)較小，高轉(zhuǎn)速時可用來承受較大的軸向負(fù)荷。 Ⅰ軸選擇7010AC Ⅱ軸選擇7011AC Ⅲ軸選擇7012AC Ⅳ軸選擇7015AC 蝸桿軸選擇7010AC 3.4.5 鍵的選擇 Ⅰ軸選擇A型鍵，公稱尺寸為分別為10x90、12x40。 Ⅱ軸選擇鍵的公稱尺寸為分別為A18x60、C16x28。 Ⅲ軸選擇鍵的公稱尺寸為分別為C16x25、16x32。 Ⅳ軸選擇A型鍵，公稱尺寸為22x70。 蝸桿軸選擇A型鍵，公稱尺寸為16x36。 3.4.6 軸的受力分析和剛度校核 對Ⅳ軸來說所受轉(zhuǎn)矩最大所以對它進(jìn)行校合。 1、做出軸的空間受力簡圖（圖3.6 a） 2、做出垂直面受力、彎矩圖（圖3.6 b）。 RV1=7107.7N , RV2=3551.8N。 3、做出水平面受力、彎矩圖(圖3.6 c)。 RH1=17511N, RH2=17511N。 4、求出合成彎矩，并畫出合成彎矩圖（圖3.6 d）。 m 5、做出扭矩圖（圖3.6 e） T=2256.6N.m 6、求出當(dāng)量彎矩Memax 取 m 7、校核軸的強(qiáng)度 查參考文獻(xiàn)[10]得 圖3.6 軸的載荷和彎矩分布圖 所以軸合格。 3.4.7. 軸承壽命核算 1、 初選軸承型號 由工作條件初選軸承7015AC，由參考文獻(xiàn)[8]查得該軸承的Cor=46500N，Cr=49500N。 2、 求Fr1,Fr2 由 得 Fr1= =11156N Fr2= =7885N 3、 計算Fa 由參考文獻(xiàn)[10]得，軸承內(nèi)部軸向力 S=0.68Fr =0.68x Fr=7586N =0.68x F=5361.8N ==7586N =-3516=4070N 4、 計算軸承當(dāng)量動載荷P （1）查參考文獻(xiàn)[10]得 e=0.68 （2） , 由參考文獻(xiàn)[10]查表，則=1， =0。 （3）求P1,P2 由參考文獻(xiàn)[10]，fp=1.2~1.8，取fp=1.2,所以 13387.2N 9462N 5、 計算軸承的基本額定壽命 （取=10000小時，P取大值） =11905h> 所以，初選軸承7015AC符合要求，可以確定。 3.4.8. 鍵校核 齒輪傳遞的扭矩為2256Nm，對應(yīng)的轉(zhuǎn)矩為2256Nm。直徑、鍵高及鍵長分別為：d1=75mm,h=14mm,b=22，l1=70mm根據(jù)鍵連接的擠壓強(qiáng)度公式，它的擠壓應(yīng)力為 61.4MPa =60~90MPa,故所選鍵均滿足強(qiáng)度條件。 3.4.9轉(zhuǎn)臂的校核 由于轉(zhuǎn)臂承受徑向力所以對轉(zhuǎn)臂校核彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核和彎曲剛度進(jìn)行校核。 彎曲應(yīng)力的計算公式為 = 式中： 為彎矩 為極慣性矩 為距中心軸最遠(yuǎn)的表面 確定式中各參數(shù) 9.5 =72.9kg =729N FL =21900MPa =85 =0.8 經(jīng)計算得157.6MPa 有參考文獻(xiàn)[6]得=290MPa < 所以合格。 彎曲剛度用軸的撓度w或偏轉(zhuǎn)角來度量，其計算公式為 w≤[w] ≤[] 查文獻(xiàn)[10]得軸的變形許用值 ，得[y]=0.0002L ，[]=0.005rad ≤[w]=0.0002L=0.066mm []=0.005 rad 所以強(qiáng)度剛度合格。 3.5 本章小結(jié) 本章著重說明了混合機(jī)傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計的主要內(nèi)容。對V帶、帶輪、各級齒輪、蝸輪蝸桿、各傳動軸以及軸承的設(shè)計過程進(jìn)行了詳細(xì)的說明。 第4章 尺寸公差與配合的選用 公差與配合的選擇是機(jī)械設(shè)計與制造中至關(guān)重要的一環(huán)。公差與配合的選用是否恰當(dāng)，對機(jī)械的使用性能和制造成本都有很大的影響，有時甚至起決定性的作用。因此，公差和配合的選擇，實際上是尺寸的精度設(shè)計。 在設(shè)計工作中，公差和配合的選用主要包括配合制、公差等級和配合種類。 4.1 配合制的選擇 選用配合制時，應(yīng)從零件的結(jié)構(gòu)、工藝、經(jīng)濟(jì)幾方面來綜合考慮，權(quán)衡利弊。 一般情況下，設(shè)計時應(yīng)優(yōu)先采用基孔制配合。因為孔通常用定值刀具（如鉆頭、絞刀、拉刀等）加工，用極限量規(guī)檢查，所以采用基孔制配合可以減少孔公差帶的數(shù)量，大大減少用定值刀具和極限量規(guī)的規(guī)格和數(shù)量，顯然是經(jīng)濟(jì)和合理的。 有些情況下應(yīng)采用基軸制配合比較合理。例如： （1）在農(nóng)業(yè)機(jī)械、建筑機(jī)械等制造中，有時采用具有一定公差等級的冷拉鋼材，外徑不需要加工，可直接做軸。在此情況下，應(yīng)選用基軸制配合。 （2）在同一基本尺寸的軸上需要裝配幾個具有不同配合性質(zhì)的零件時，應(yīng)選用基軸制配合。 （3）與標(biāo)準(zhǔn)件相配合的孔和軸，應(yīng)以標(biāo)準(zhǔn)件為基準(zhǔn)件來確定配合制。 切斷軸的軸徑由于與滾動軸承（標(biāo)準(zhǔn)件）的內(nèi)圈相配合，應(yīng)選用基孔制的配合，而和滾動軸承外圓配合的孔則應(yīng)選用基軸制配合。 4.2 公差等級的選擇 選用公差等級時，要正確處理使用要求、制造工藝和成本之間的關(guān)系。因此，選用公差等級的基本原則：在滿足使用要求的前提下，盡量選用低等級的公差等級。選用公差等級時，還因考慮以下問題： （1）相關(guān)件和配合件的精度。 （2）加工成本。 4.3 配合的選擇 選擇配合主要是為了解決結(jié)合零件孔與軸在工作時相互關(guān)系，以保證機(jī)器正常工作。 間隙配合主要用于結(jié)合件有相對運動的配合（包括旋轉(zhuǎn)運動和軸向滑動），也可用于一般的定位配合。 過盈配合主要用于結(jié)合件沒有相對運動的配合，過盈配合不能拆卸。 過渡配合主要用于定位精確并要求拆卸的相對靜止的聯(lián)結(jié)。 在設(shè)計中應(yīng)盡可能選用優(yōu)先配合和常用配合。確定配合制之后選擇配合的大小確定軸和孔的基本偏差代號，同時確定基準(zhǔn)件及配合件的公差等級。 基孔制、和為常用間隙配合，零件可自由裝拆，而工作時一般靜止不動，在最大實體條件下的間隙為零，在最小實體零件下的間隙由公差等級確定。為常用過度配合，為常用的過盈配合，因此選擇這種配合。 4.4 本章小結(jié) 本章對傳單機(jī)構(gòu)所采用的配合制、公差等級及配合的選擇進(jìn)行了闡述，從而保證了傳動的精度。 第5章 箱體的設(shè)計 5.1 零件的位置尺寸 5.2 軸承端蓋 第一對軸承蓋 第二對軸承蓋 5.3 鑄鐵減速箱的結(jié)構(gòu)尺寸 表5.1 螺栓凸臺結(jié)構(gòu)尺寸 5 30 5 表5.2 底座螺栓凸臺結(jié)構(gòu)尺寸 40 36 60 10 8 40 8 5.4本章小結(jié) 本章詳細(xì)說明了混合機(jī)傳動裝置箱體的設(shè)計過程，在設(shè)計箱體的同時考慮了各零件的裝配工藝。從而保證了各零件的協(xié)調(diào)性。 第6章 設(shè)計結(jié)果 6.1 各零件參數(shù)表 表6.1 最終實際傳動比（i） V帶 高速錐級齒輪 低速級錐齒輪 單級圓柱齒輪 單級蝸桿 3 4.42 3.16 5.3 61.5 表6.2 各軸轉(zhuǎn)速（n） 976.7 221 221 70 195.34 3 表6.3 各軸輸入功率 （P） 20.43 19.42 18.46 17.54 19.42 13.7 表6.4 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 （T） 0.199 0.139 0.798 2.256 0.949 43.1 表6.5 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm） 中心距a（mm） 基準(zhǔn)長度（mm） 帶的根數(shù)z 132 375 712 2240 5 表6.6 高、低速級錐齒輪及圓柱齒輪參數(shù) 名稱 高速級 低速級 圓柱級 中心距a(mm) 205 213 160.5 摸數(shù)(mm) 4.5 6 3 齒數(shù) 20 17 20 88 54 106 分度圓直徑 （mm） 90 102 60 (mm) 396 324 318 齒頂圓直徑 （mm） 98.83 110.6 66 (mm) 404.76 331.6 324 齒根圓直徑 (mm) 79.4 314.9 52.5 (mm) 393.6 92.1 310.5 齒寬 （mm） 65 57 54 (mm) 393.6 92.1 310.5 齒輪等級精度 8 8 8 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 表6.7 蝸輪蝸桿的技術(shù)參數(shù) 名稱 蝸桿 蝸輪 中心距 160 160 模數(shù) 4 4 分度圓直徑 71 257.6 齒頂圓直徑 79 245.6 齒根圓直徑 62 — 直徑系數(shù) 17.75 — 倒程角 3.22 — 軸向齒距 12.57 — 倒程 12.57 — 軸向齒厚 6.28 — 齒輪等級精度 8 8 材料及熱處理 45鋼芯部調(diào)質(zhì)表面淬火 硬度≧45HRC ZCuSn10Pb1金屬模鑄造 6.2 本章小結(jié) 本章詳細(xì)的列出了在設(shè)計過程中各零件的技術(shù)參數(shù)。 結(jié) 論 本次畢業(yè)設(shè)計從選定題目到收集資料，再進(jìn)入工藝計算和設(shè)計計算過程中，學(xué)習(xí)了很多關(guān)于機(jī)械方面的書籍。在這次設(shè)計中我對機(jī)構(gòu)的傳動及相關(guān)零件的設(shè)計等都有了進(jìn)一不的理解。 在設(shè)計的轉(zhuǎn)臂是為了考慮好裝配我把轉(zhuǎn)臂分成了兩個部分這樣對箱體的結(jié)構(gòu)有簡化了。 在設(shè)計箱體時考慮到很多裝配關(guān)系的問題對箱體做了很多細(xì)節(jié)性的工作，也做了很多原來沒有嘗試過的想法，箱體基本達(dá)到了的要求并且滿足了零件的裝配工藝。但是不足之處是在箱體工作時只能選擇用潤滑脂潤滑，用油潤滑潤滑不全面并且會有輕微的泄露。 總的來說本次設(shè)計的行星運動螺旋式混合機(jī)基本達(dá)到了設(shè)計的要求。相信通過本次設(shè)計將會對以后的工作有很大的幫助。 參考文獻(xiàn) [1]張文華,趙厚林.縱談混合機(jī)與混和質(zhì)量[J].機(jī)電信息,2005(18):45-47. 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