小型振动搅拌器创新设计-毕业论文.doc

XX学院毕业设计（论文）
前 言

搅拌操作在食品工业以及化学工业中占有十分重要的地位，大多数面糖类食品以及化学药品都离不开搅拌，搅拌是借助于流动使两种或多种物质在彼此之中相互散布的一种操作。其作用可以实现物质的均匀混和，也可以促进溶解，气体吸收，强化热交换等物理化学的变化，“通过机机械动作，使物质按一定的规律流动的方法称为机械搅拌，简称搅作，这种机械称为搅拌机械”[1]
传统搅拌器一般都只作纯旋转流动，被搅拌的物品易粘在筒体上且混合不均匀，或者就只是搅拌杆在运动，搅拌效果并不理想效率较低，而且引进结构复杂，质量较大。
本搅拌器在传统的设备上有较大的改进，是通过电动机带动蜗轮减速器减速后用弹性联轴器直接连接起来，功率损耗小，能够实现装料筒体在转动时，给其以振动力，不仅可使物品混合均匀，而且可避免粉状物品粘在筒体壁上，可以根据实际需要方便操作控制振动力的大小有无，由于重量较轻，使用方便且不受环境的限制，所以适用范围比较广泛，适用于各种实验室以及各种食品工业以及化学工业等领域。
随着人们对物质文化的需要越来越高，这就对生产力的要求也就越来越高，生产工具的改进是提高生产力的主要途径，只有生产工具不断的改进，生产率、产品质量不断的提高，才会在竞争日益激烈的社会中才有立锥之地。本搅拌器作为一种改进创新的生产设备，对生产效率和产品质量的提高有着举足轻重的作用。

设计者：
年 月 日

第一章 参数及设计内容

小型多用途振动搅拌器设计
已知 ： （1）工作容积 V=9升
（2）转速 n=25r/min
（3）振动频率 h≤100HZ
（4）振幅 A≯0.02 mm
（5）功率　　Ｐ＝120W
设计内容：
(１) 总装配图设计
(２) 减速系统设计
(３) 涂料筒的设计
(４) 大部分零件设计
(５) 设计说明书一份

第二章 总体设计

第2.1节 设计依据

本次设计为实验用振动搅拌器的设计，已知条件为：
（1）工作容积 V=9升
（2）转速 n=25r/min
（3）振动频率 h≤100HZ
（4）振幅 A≯0.02 mm
（5）功率　　Ｐ＝120W

第2.2节 工作过程的拟定

本振动搅拌器可通过电动机带动,经过一个减速器把速度降低再传给主动轴,而主动轴上安装一对橡胶轮,即主动轴转动的同时橡胶轮也跟着转动,为使筒体转动稳定,可靠,同时在支架上也安装一个从动轴且从动轴上也安装一对橡胶轮,这样,筒体可直接放在主动轴和从动轴上,当主动轴转动时,筒体可平稳转动,但为使涂料搅拌均匀,不仅在筒体转动的同时也给其以振动,因此,为防止主动轴与蜗轮轴在振动时不在同一条直线上,以致损坏机器的正常工作和对人的危险,在主动轴与蜗轮之间用一根软轴连接。

第2．3节 传动方案的选择

因此振动搅拌器为实验室用品，其结构简单，尺寸比较紧凑，工作时应得证其性能可靠，下面拟定几种传动方案经比较再选择。如图2.1：
对方案a为带传动齿轮减速器，其宽度较大不适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境，承载能力较小，传递相同转矩时，结构尺寸较其它传动形式大，但其结构传动平稳，能缓冲减振，宜布置在高速级传动系统中。
对方案b为蜗轮蜗杆减速器，其结构紧凑，传动平稳能实现较大的传动比，但其效率低，适用天中小功率间歇运转的场合。
方案c为圆锥齿轮减速器，其圆锥齿轮加工困难，特别是大直径大模数的圆锥齿轮，一般只有在需改变轴的布置方向时采用。

综观上述三种传动方案的比较，在此选用方案b较为合适。另外由于蜗轮蜗杆在开式传动的工作环境中润滑条件较差，寿命较短而振动搅拌器采用蜗轮蜗杆传动，传动效率本身就低，为改善此条件，减少磨损，故采用闭式蜗轮减速器。

第2.4节 传动比的分配

因蜗轮杆传动的传动比比较大，其一级蜗轮减速器的传动范围可在10-60，最大可取120故如果传动比太小交失去意义，在此结合筒体的转动速度n=25r/min及橡胶轮转动时带动体转动其两面者之间存在一个传动比，同时也考虑电动机功率大约在200瓦左右时，所选电动机的转速初步确定总传动比为112，其中蜗轮减速器的传动比为30橡胶轮与筒体间的传动比为3.7。

第2．5节 筒体结构的初步设计

根据已知条件,筒体的体积 V=9升,为了工作的方便以及外观的好看,初取筒体的直径d=200mm长l=300mm,并且采用标准连续焊缝,两端略带15°的锥角，材料采用普钢Q235，其厚度为2mm。

第三章 传动装置及电动机的选择

第3．1节 选择传动方案

根据总体设计中几种传动方案的选择比较，因蜗轮蜗杆传动可以实现较大的传动比。尺寸紧凑，传动平稳，适于中小功率间歇运转的场合，而此振动搅拌器基本与上述条件相吻合，故选择电动机—蜗轮减速器的传动装置，且蜗杆采用下置式，一级蜗轮减速器，电动机与蜗杆用联轴器连接。

第3．2节 电动机的选择

3.2.1、电动机类型和结构式
由于直流电动机需直流电源，价格较高，维护比较高不便，因此采用交流电动机且采用微型电动机BO系列相电阻起动异步电动机。
3.2.2、电动机转速的确定
因BO系列电动机有两种转速2800r/min 1400r/min,初步取其转速为2800r/min（根据总体设计中的总传动比与筒体转速确定）而此时其总效率为0.70-0.75(蜗丁头数为单头时)0.75-0.82(蜗杆头数为双头时)传动比的一般范围为10-40最大传动比应小于120在此初步确定蜗杆头数为双头。
3．2．3电动机容量的确定
“因电动机所需功率为：
P=kw （3.1）
p—工作机所需工作功率，指工作机主动端运输带所需功率
η—电动机至工作机主动端运输带的总效率”[1]
因此：
P=kw =120/=152.87w
“故选择电动机为BO其技术数椐如下：
系列 机座号 功率(w) 电流(A) 电压(U) 转速(r/min)
BO >1 180 1.95 220 2800

频率(HZ) 效率 功率因数 起动转矩(N.min) 起动电流(A)
50 53% COSΨ=0.72 1.3 17
3.2.4、电动机的外形和安装尺寸”

.
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节 传动比的分配

由选定的电动机满载转速和工作机筒体转动的转速n，以及总体设计中的总传动比结合考虑，可得传动装置总传动比为
i=n/n=2800/25=112
即总传动比i与总体设计中的传动比相吻合故总传动比确定为i=112因
传动比为各级传动比i、i、i…i的乘积即
i=ii…i

但传动系统中只用蜗轮减速度器，橡胶轮与筒体间的减速则

i=i.i
i—蜗轮减速器的传动比
i—橡胶轮与筒体间的传动比”
为使橡胶轮与筒体的外廓尺寸不致过大或过小，以及根据总体设计的值确定
i=30、i=3.7 即：
i= i.i=30×3.7=111则n==25.2
因一般允许工作机实际转速与要求转速的相对误差为（3～5）%，故传动比的确定及分配基本合理。

第3．4节 计算传动装置的运动参数和动力参数

为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩或功率，如将传动装运装置各轴高速至低速依次定位为1轴、2轴…以及
“i，i…i—为相邻两轴间的传动比
， …—相邻两轴间传效率
P，P…P— 各轴的输入功率
T,T…T— 各轴的输转矩”[1]
3.4.1、各轴的转速
因电动机输出轴与蜗杆通过联轴器连接，故蜗杆的转速几蜗杆=
n蜗轮= ==
而蜗轮轴与主动轴间采用一根软轴连接。故：
n主动轴=n蜗轮=
3.4.2、各轴的输入功率
因电动机输入输与蜗杆用联轴器连接，其间的效率为0.97—0.98
故：
p蜗杆=180×（0.97＋0.99）/2=176.4w
又因蜗轮减速器间的效率查有关资料为0.75—0.82 取其为0.8
故：
p主动轴=p蜗轮轴=p蜗杆×0.8=141.12w
所以主动轴与筒体间的效率为：
η==85.03%
3.4.3、各轴的输入转矩
因电动机的输转矩为：
T电出=9550=9550=0.65N.m
所以蜗杆的输出转矩为：
T蜗杆=0.65×1×=0.6N.m
蜗轮轴的输入转矩为：
T蜗轮轴=0.6×30×0.8=14.4N.m
主动轴的输入转矩为：
T主动轴=14.4×1×0.99=14.26N.m
筒体的输入转矩为：
T筒体=14.4×3.7×0.85=45.29N.m
运动和动力参数理如下：
轴名
功率W
转矩N.M
转速r/min
传动比
i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电机轴

180

0.65
2800
1
0.98
蜗杆
176.4
141.12
0.6
14.4
2800
30
0.8
蜗轮轴
141.12
140
14.4
14.26
93.33
1
0.99
主动轴
140
120
14.26

93.33

第四章 联轴器设计

第4.1节 选择联轴器的类型

因联轴器的制造安装维护和成本在满足使用性能的前提下，应选用装拆方便维护简单成本低的联轴器，因在本机中械中联轴器转矩不大，对缓冲性能的要求较高，另外还要考虑安装调整后是否能使两轴严格精确对中或工作过程中两轴是否会产生较大的附加相对位以及联轴器工作时转速高低和离心力都必须予以确认，下面是几种联轴器的比较。
4．1．1、刚性联轴器
凸缘联轴器：
对所联两轴的相对位移缺乏补偿能力，故对两轴对中性要求很高，当两轴间有相对位移时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，但它构造简单，成本低谦，可请大转矩。
4．1．2、挠性联轴器
(1)十字滑块联轴器：
一般用于转速n<250r/min.轴的刚度较大，且无剧烈冲击处，
效率η=1-（3～5） （4.1）
这里ƒ为摩擦系数,一般取0.15～0.25.y为两轴间的径向位移量(mm)d为轴径,因其半联轴器与中间盘组成移动副,不能发生相对转动,故主动与从动轴的角速度应相等.且两轴间有相对位移时会产生很大的离心力,从而增大动载荷及磨损。
（2）滑块联轴器：
与十字滑块联轴器相似，但由于中间滑块的质量减小，又其有弹性，故允许较大的极限转速，且中间滑块也可用尼龙6制成，并在配制时加入少量的石墨或二硫化钼，在使用时可自行润滑其结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率，且高速无剧烈冲击处。
（3）弹性柱销联轴器：
制造容易，装方使，成本较低，但弹性套易磨损，寿命较短，适用于联接载荷平稳，需正反转或转动频率的传递中，小转矩的轴。
根据以上积压联轴器的特点和性能结结合设计的已知条件，初步确定联轴器的类型为挠性滑块联轴器。

第4．2节 计算联轴器的计算转矩

由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现过载，所以按轴可能出现的最在转矩作为计算转矩T：
T=K.T (4.2)
K—工作情况系数
T—公称转矩
根据手册得K=1.7 已知T=0.65N.M,所以：T=1.7×0.65=1.105N.M

第4.3节 联轴器的确定以及其基本尺寸

根据的结论及其计算转矩T=1.105N.M，从手册中查得N21型滑块联轴器的允许最大转矩为2.5N.MM，极限转速n=1000r/min故所选联轴器合用，其结尺寸如下：
D
D
L
L
L
d
允许最大转矩（N.M）
C
50
32
67
39
14
15
2.5
2
质量（kg）
转动惯量
允许最大转速r/min

L
0.7
0.00015
10000

25
表4.1

第4.4节 联轴器的附加说明

1) “为传递表中列出的扭矩,半联轴器与轴颈的配合采用H/r6配合。
2) 滑块材料采用尼龙6,其中增加少量石墨或二硫化钼。
3) 两轴允许倾斜角≤40°装配时允许径向位移≤0.2mm。
4) 半联轴器的材料为Q235。”[3]

第五章 蜗杆的设计

第5.1节 选择蜗杆传动类型
根据GB10085-88的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)

第5.2节 选择材料

根据库存材料的情况,并考虑到蜗杆传动的功率不在速度只是中等,帮蜗杆用45号钢，因希望效率高耐磨性好些，帮蜗杆的螺旋面要求淬火，硬度为大于45HRC，蜗轮采用ZcuSn10P(铸锡磷青铜)

第5.3节 按齿面接触疲劳强度进行设计

根据闭式蜗牛杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校齿根弯曲疲劳强度，因传动中心距为：
a≥mm (5.1)
5.3.1、确定作用在蜗轮上的转矩T,按Z=2估取效率η=0.8则
T=9.55×10=9.55×10=14.81N.M
5.3.2、确定载荷系数
因工作载荷稳定,所以选取齿向载荷分布系数K=1,由手册选取用系数K=1.15,由于转速不高冲击不大，可取动动载系数K=1.05则：
K= K. K. K=1.15×1×1.05=1.21 (5.2)
5.3.3、确定弹性影响系数Z
因选用的是铸磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配故Z=160。
5.3.4、确定接触系数Z
假设蜗杆的分度圆直径d/a =0.35从而查手册得Z=2.9。
5.3.5、确定许用接角应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜,金属模铸造蜗杆硬度大于45HRC,可从表中查得蜗轮的基本许用力[σ]′=268mPa
所以应力循环次数为：
N=60jnL=60×1×2800Ln (5.3)
L—寿命数此寿取2000小时
即： N=60×9×93.33×2000=1.119×10 (5.4)
寿命系数： K==0.9945 (5.5)
则： [σ]=K[σ]′=0.9945×268=266.53Mpa (5.6)
5.3.6、计算中心距
a≥≈37.87mm (5.7)
取中心距a=42,因I=30故从表中取模数并结全实际情况及生产的需要取模数m=1,蜗杆分度圆直径d=22这时d/a=22/42=0.523从而可得′=2.65因为
′〈，因此上取结果可以采用。

第5．4节 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

5．4．1、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸如下表：
名称
代号
数值
中心距
a
42
蜗杆头数
Z
2
蜗轮数
Z
62
齿形角
a′
20°
模数
m
1
传动比
i
30
蜗轮变位系数
x
0
蜗杆直径系数
q
22
蜗杆轴向齿距
p
3.14
蜗杆导程
p
2
蜗杆分度圆直径
d
22
蜗杆齿顶圆直径
d
24
蜗杆齿根圆直径
d
19.5
顶隙
c
1
渐开线蜗杆基圆直径
d
5．31
蜗杆导程角
r
5．19°
渐开线蜗杆圆导程角
r
20．64°
蜗杆齿宽
b
30
蜗轮分度圆直径
d
62
蜗轮齿顶圆直径
d
64
蜗轮齿根直径
d
59．5
蜗轮齿顶高
h
1
蜗轮齿根高
h
1．25
蜗轮齿高
h
2．25
蜗轮齿宽
b
20
蜗轮齿宽角
θ
130．76
蜗杆轴向齿厚
S
1．57
蜗杆法向齿厚
S
1．56
蜗杆节圆直径
d′
22
蜗轮节圆直径
d′
62
表5.1

第5．5节 验算传动比

根据I=Z/Z=62/2=31,这时传动比误差为=-3.3%是允许的故蜗轮蜗杆的齿数符合要求。

第5．6节 校核齿根弯曲疲劳强度
σ=1.53kTYY/ddmcosr≤[σ] (5.8)
当量齿数 Z=Z/cosr=62/ cos5.16=62/0.988=62.76
根据x=0 Z=62.76从图表中可查得齿形数Y=2.3,螺旋角系数Y=1-=0.957。
因许用弯曲应力[σ]=[σ]′k从表中查得ZcuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[σ]′=56Mpa所以寿系数：
K==0.9144
[σ]=56×0.9144=51.21Mpa
[σ]==43.19
故弯曲强度是满足的

第5.7节 精度等级公差和表面粗糙度的确定

考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB10089-88圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择7级精度,侧隙种类为g标注为7Ggb10089-88, 然后由有关手册查得手册要求的公差项目及表面粗度如下：
蜗杆公差
公差
检验项目代号
公差或极限偏差
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
蜗轮的公差组
公差组
检验项目代号
公差或极限偏差
Ⅰ
齿距累积公差F
0.045
Ⅰ
K个齿距累积公差F
0.028
Ⅰ
齿圈径向跳动公差F
0.04
Ⅱ
齿距极限偏差f
±0.014
Ⅱ
齿形公差f
0.011
表5.3

第5．8节 初步确定蜗杆上的最小直径：

先按公式初步估算蜗杆上的归小直径，因蜗杆的材料为45号钢淬火处理，根据公式取A=125于是得：
d=A=125=5mm (5.9)
蜗杆的最小直径，显然是安装联轴器处的直径为了使所选的直径与联轴的孔径相适应，帮需同时选取联轴器的型号，联轴器根据前面设计半联轴器与轴配合的毂孔径d=25mm,故取d=15mm。

第5．9节 蜗杆的结构与各段直径和长度

为了满足半联轴器的轴向定位要求Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出轴肩定位，故取dⅡ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=16mm左端用挡圈定位半联轴器蜗杆配合的毂孔长度L=25，为保证挡圈只压半联轴器上而不压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取LⅡ-Ⅲ=24。

第5．10节 初步选取滚动轴承

因轴承主要承受径向载荷，同时也承受较小的轴向载荷，故选用深沟球轴承参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=16mm由轴承产品中目录中初步选取特轻系列103其基本尺寸为d×D×B=17×35×10故dⅡ-Ⅲ=17mm，为了加工的需要和方便
Ⅳ-Ⅴ之间加工一段砂轮越尾槽，取其直径为15mm其轴向长度2mm，轴承的左端用螺帽进行定位。根据对螺帽的设计（在此略），则知LⅡ-Ⅲ，右端采用轴肩进行定位，另外，根椐蜗轮的直径d蜗轮=62mm，以及蜗杆的齿宽b≥(12+0.1Z)=18.2取其30mm和蜗轮轮体距箱体内壁之间的距离取10mm故可以取LⅤ-Ⅵ=LⅦ-Ⅷ=10mm，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，故dⅨ-Ⅹ=17mm,LⅨ-Ⅹ=10mm，还有右端轴承采用轴肩定位由手册上查得103型轴承的定位轴肩高度h=1mm由此得dⅤ-Ⅵ=
dⅦ-Ⅷ=18mm,至此已基本上确定了各段直径和长度。

第5．11节 蜗杆上零件的周向定位

半联轴器与蜗杆的周向定位采用平键连接，按dⅠ-Ⅱ=15,由手册查得平键截面b×h=5×5,键槽用铣刀加工，长为18mm，同时半联轴器与轴的配合为H7/k6，滚动轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
参考手册，取轴端倒角为0.8×45°各处轴肩的圆角半径为R0.8。
绘制工作图见零件图纸。

第六章 主动轴的设计

因主动轴与蜗轮轴用一个软轴连接，所以工作时的转矩变化很小，又已知主动轴上的功率P主动轴=141.12W.转速n主动轴=93.33r/min转矩T=14.26N.M。

第6．1节 初步确定轴的最小直径

先按公式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调质处理，根据手册，取A=112于是得：
d= A=112×=12.855mm (6.1)
因主动由的最小直径与弹簧软轴相连，所以此时可取dⅠ=12mm.

第6．2节 轴的结构设计

6．2．1、初步拟定轴上零件的装配方案
6．2．2、根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
（1）初步选定滚动轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承，参观照工作需要并根据dⅠ-Ⅱ=12mm由轴承产品目录中初选取基本游隙组，标准精度的角接触球轴承35201其尺寸d×D×B=12×32×10，右端轴承的定位采用轴肩进行定位，轴手册上查得36201的定位，轴间高度h=1mm ，因此dⅥ-Ⅶ=14mm ,左端用左支架内的孔凸台进行定位，轴环宽度b≥1.4h,取b=8。
（2）取安装橡胶轮(的轮毂的)处的轴段dⅢ-Ⅳ=16mm,其左端与轴承之间采用圆螺母锁紧定位，已知橡胶轮的轮毂的宽度为72mm ,为了便于螺母端面可靠地压紧橡胶轮，此时可取螺杆长度为26mm，橡胶轮的右端采用轴肩定位故取LⅢ-Ⅳ=84mm, 故取轴肩高度h=2mm,则dⅣ-Ⅴ=20mm.
(3根据总讨设计筒体体积v=9升长为L=300mm 直径d=200mm所以LⅡ-Ⅷ=300+10+10+16=336为了使筒体不与两支架距离太近，便于操作方便，并且使轴与蜗轮轴间连接方便，此时LⅠ-Ⅱ=30mm故可初选轴的总长为410mm.
(4)确定轴上圆角倒角尺寸
参考手册取轴端倒角为0.8×45°各轴肩处的圆角半径为R0.8

第6.3节 求轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算图,在确定轴承的支点位位置时,应从手册中查取a值,对于36201型角接触轴承,由手册得a=7.6mm.因此,作为简支粱的轴的支承跨距L=410-20-7.6×2=372.8mm.根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图.
从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面c处的计算弯矩最大,是轴的危险截面,现将计算出的截面c处的M M M及 M的值列于下表:
载荷
水平面
垂直面
支反力R
R=712N. R=713N
R==713N R=713N
弯矩
M
=713×=132618N.mm
M=713×186=132618N.mm
M=-132618N.mm
总弯矩
M==187550.17N.mm M=187550.17N.mm
扭矩T
T=14260N.mm
计算弯矩
M==187745N.mm
M= M=187550.17N.mm
表6.1

第6.4节 求作用在轴上的力

F=2T/d==14260N (6.2)
F= F=14260N
F= Ftg0° (6.3)
F为圆角力, F为径向力, F为轴向力

第6.5节 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核轴上承受最大计算弯矩的截面的强度,则由公式及上表中的数值可得:
σ===23.47MPa (6.4)
前已选定轴的材料为45号钢调质处理,由表查得[σ]=60MPa因此σ<[σ]
所以安全。

第七章 从动轴的设计

因从动由设计尺寸与主动轴的尺寸基本相同，只是从动轴的不需与任何其它轴联接，而其两端只装配角接触球轴，故从动由与主动轴相比少了与软轴相连接的那段长度，其它都相，故从动轴的总长度L=410-20=390mm。

第7．1节 从动轴的结构设计

7．1．1、拟定轴上零件的装配方案

7．1．2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径攻长度
轴的知段直径和长度见主动轴。
7．1．3、确定轴上圆角和倒角尺寸
参考手册，取轴端倒角为0.8×45°各轴肩处的圆角半径为R0.8。
7．1．4、求轴上的载荷
见主动轴。

第7．2节 从动轴的工作结构图

见零件图

第八章 蜗轮轴的结构设计及蜗轮的结构设计

第8．1节 蜗轮结构

根据蜗轮的齿顶圆直径d=64mm可以做成整体式结构，轮芯部分的结构尺寸如下：
d=12mm 键槽尺寸为16×1.2×3
于是，根据前面对蜗轮各尺寸的设计，蜗轮的结构如下：

第8．2节 求出蜗轮上的功率P转速n和转矩T

根据前面的设计得：
P=141.12W
n=93.33r/min
T=14.4N.m

第8.3节 求作用在蜗轮上的力

因已知蜗轮分度圆直径为:
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—圆周力
Fr—径向力
Fa—轴向力

第8.4节 轴的结构设计

先按公式初小估算轴的最小直径,选取轴的材料为45号钢,根据地手册取A=112于是得:
d= A=112=12.86mm (8.5)
因蜗轮轴与主动之间用软轴相连,故可取d=12mm
8.4.1、拟定轴上零件的装配方案
第8.5节 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

8.5.1、
因在此机械中轴的最小直径处是通过一根软轴与主动轴连接,即d=12mm同时取其长度为L=15mm。
8．5．2、
考虑到减速器加油润滑，所以轴端需加密封装置以防止油液泄露，故在此设计一凸台，其半径为d=15mm,长度L=13mm。
8．5．3、
初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向载荷，同时也承受了较小的轴向载荷故选用深沟球轴承，根据d=15mm，并参照工作需要，轴轴承产品目录中初步选取特轻系列103，其尺寸为d×D×B=17×35×10故d=17mm, L=10mm,根据蜗轮轮芯部分尺寸d=12mm,所以在此右端轴承与左端轴承应为同一类型不同型号的轴承，由轴承产品目录中初选取特轻系列101，其主要结构尺寸为d×D×B=12×28×8其右端用螺母定位为使结构简单紧凑，蜗轮与轴承之间相互进行轴向定位故d=12mm，L=8+18=26mm。
8．5．4、蜗轮的周向定位
蜗轮与轴的周向定位均采用平键联接，按d=12mm由手册查得平键尺寸为b×h=4×4(GB1095-79),键槽用铣刀加工长为12（标准键长见（GB1096-79）同时为了了保证蜗轮与轴配合良好的对中性，故选取蜗轮轮毂的配合为H7/n6。
8．5．5、圆螺母的确定

根据d=12mm,以及参照工作的需要，可由手册查得圆螺母的型号及其结构如图8.3. 尺寸为M10×1，d=20mm,m=6mm,C=0.5mm,C=0.5mm (GB810-88)。为使轴承能牢固地轴向定位,故采用两个圆螺母,所以d=10mm,L=12mm。

第8.6节 确定轴上圆角和倒角尺寸

参考手册，取轴端倒角为0.8×45°。各轴肩处的圆角半径为0.8mm。

第九章 筒体的设计

第9．1节 筒体结构的确定

因考虑到本产品属实验室用机械，不属于大批大量生产，故筒体采用焊接结构标准连续焊缝，并根据已知条件V=9升，由总体设计中初步确定的结构尺寸即涂料筒体长度L=300mm，直径d=200mm,可初步确定筒体的结构如下：

第9.2节 确定筒体的壁厚

因筒体有别于压力容积,不要承受很大压力,故筒体的壁厚可以根据实际情况以及结合生产条件取值,在此取壁厚S=2mm。

第9.3节 送料孔和卸料孔的设计

本机械属实验生产用机械，送料及卸料可不要求实现自动化，在此在筒体的右端开一个孔用一个接头与其连接，以便在筒体转动搅拌时没有搅拌均匀的涂料就泄露，用一个螺帽与接头连接，在螺帽与接头加密封圈，另外，为了上料方便在筒体的端平面中心安装一个提手。

第9．4节 筒体各部分尺寸的确定

9.4.1、
由于筒体的两端与橡胶轮之间产生磨擦,并由橡胶轮带动筒体转动,为了提高生产率,使橡胶轮与筒体能更好接触并结合实际工作的需要,在筒体的两端作成一个锥台,其锥角为R=15°,锥台的长度为L=50mm。
9．4．2、送料孔卸料孔尺寸的确定
为了生产的方便，送料孔与卸料孔实际做成了一个孔，根据筒体两端的直径D=200-2×50*sin15°=174.1mm取送料孔与卸料孔的中心距筒体中心的距离取d=53mm,另外送料孔与卸料孔的半径r=22mm。
9．4．3、加强圈的设计
筒体在橡胶轮的带动下作传动的同时，为使涂料混合均匀，在筒体的中间加一个振动力，使筒体既转动又作径向振动，为了使筒体在振动时能够承受足够的振动力，给筒体加一个加强圈，加强圈采用焊接结构，采用标准连续焊缝，在此取加强圈的宽度为a=200mm。

第9．5节 筒体的技术要求

1） 筒体采用焊接结构，标准连续焊缝。
2） 两锥圆修光整，无明显凹凸不平。
3） 外表面吹砂。
4） 与接头焊后镀锌。

第十章 振动频率的设计

因筒体入于主动轴与从动轴上，由主动轴的橡胶轮带动筒体转动的同时又有振动力使筒体产生径向振动，而筒体并不固定于某个部件上，故必须计算出筒体的固有振动频率即基频，以使实际振动频率不等于固有振动频率，以免筒体产生共振幅过大而产生危险。

第10．1节 用瑞利法求筒体的固有频率

“离散系统主模态数与自由度数相同，为估算固有频率，必须假定动力振型或模态向量，一般瑞利法用于求基频，因为对于更高阶频率估算模态向量更困难，若所假定的振型是精确的动力振型，则计算出的频率也是精确的，若所假定的振型不是精确的动力振型，它相当于对振动系统附加一个约束，因此计算出来的频率高于实际什，这样，瑞利法相对估算法的频率趋于给出的较高值，下面是几种典型的用瑞利法求基频。
显然，对于基频的动挠度由线应假设成上图C的形式，在上图a中轴的质量忽略不计，系统的势能是弯曲变形，使它等于静载荷所做的功，最大势能是：
V=（my+my+my）g (10.1)
mg、mg、mg－是由转子形成的静载荷
y、y、 y－转子挠度
对于简谐振动，由于转子的最大动能T是：
T=（my+my+my） （10.2）
W—振动频率
使V与T其等化简后可得:
W= g(my+my+my）/（my+my+my） (10.3)
或 W= (10.4)
如图10.2 a所示为轴承支承具有两圆盘的均质轴,设轴的静挠度,如图10.2 b所示则可算出系统的基频。”[7]
假定轴是个质量集中的筒体支梁，忽略轴的质量应用上式得：
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
即筒体的固有频率f=45.5Hz，结合生产中用电的频率为50Hz，即筒体的固有频率小于工作时电磁铁的振动频率，即筒体在工作时不产生共振，故工作过程中筒体的振幅不会很大，是安全的。

第10.2节 振幅的设计

10.2.1、振动方程的确定
根据已知条件得振幅A≯0.02mm写出筒体振动的振动方程：
X=Acos(wt+Ψ) (10.5)
A— 振幅
w—角频率
Ψ—初相角
因频率w是由振动系统本身性质所决定的，在角频率已经确定的条件下，振幅A和初相角Ψ由初始时刻，振动物体的运动状态决定，设t=0时， 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
所以振动方程x=0.02cos(285.92t+π/2)
10．2．1、电磁铁的确定
“下面是几种电磁铁用途及工作条件的比较”[7]
系列型号
系列名称
用途
工作条件
不宜应用的场合
海拔
环境温度
MZS1
三相交流制动电磁铁
适用于长行闸瓦或带式制动器
100米
-45°-35°C
1、充满水蒸汽境或不能
防止雪及液体浸入的地方。
2、有剧烈振动或强力颠簸的地方。
3、含有能损坏金属和绝缘腐蚀性气体及蒸汽的环境。
4、有爆炸危险的环境（MZS581除外）。
5、MZZ2不宜用于充满导电尘埃的环境。
MZZ2
直流制动电磁铁
适用于闸瓦制动器
-30°-40°C
MZS581
工厂用隔爆型交流制动电磁铁
适用于闸瓦制动器
MQ1
牵引电磁铁
用于机床及制动化系统操作各种机构
MFJO
MFJ1
交流阀用电磁铁
与液压阀或气阀组成石磁阀用于液压或气压传动系统中
MFZ1
直流阀用磁铁
表10.1
根据以上比较的结果，初步选定MQ1系列的牵引电磁铁，另外，根据MQ1系列选用电磁铁，型号为MQ1-1.5T推动式电磁铁，其技术数据为：
电磁铁型号
使用方法
额定吸力
（公斤）
额定行程
（mm）
通电持续率（%）
操作次数
（次/时）
钭铁重