毕业设计（论文）搅拌桶焊接装置升降装置

分类号 UDC 单位代码 10644 密 级 公 开 学 号 xxxxxxx   本科毕业设计    搅拌桶焊接装置-升降装置设计        学生姓名： xxxx 二级学院： 物理与机电工程学院 专 业： 机械工程及自动化 班 级： 201xx级x班 学 号： 2011xxx 指导教师： xxxxxx 完成时间： 年 月 日     中 国 · 达 州 年 月1 摘要- 1 -Abstract:. - 2 -1.引言- 3 -2. 总体方案设计与选择- 4 -3. 电动机的选择- 5 -3.1电动机类型和结构的选择- 5 -3.1.1电动机容量的选择- 5 -3.1.2电动机转速的选择- 5 -4.计算传动装置的运动和动力参数- 6 -4.1传动装置的总传动比及其分配- 6 -4.1.1计算总传动比- 6 -4.1.2合理分配各级传动比- 6 -4.2各轴转速- 6 -4.3各轴的输入功率- 6 -4.4各轴的输入转矩- 7 -4.5运动和动力参数表- 7 -5.传动零件的设计计算- 8 -5.1传动零件类型- 8 -5.2 V带传动的设计- 8 -5.2.1计算的功率- 8 -5.2.2选择V带的类型- 8 -5.2.3确定带轮的基准直径并验算带速v- 8 -5.2.4确定中心距,并选择V带的基准长度- 9 -5.2.5验算小带轮上的包角- 9 -5.2.6确定带的根数Z- 10 -5.2.7确定带的初拉力- 10 -5.2.8计算带传动的压轴力- 10 -5.3V带轮的设计- 10 -5.3.1V带轮的设计内容- 11 -5.3.2带轮的材料- 11 -5.3.3带轮的结构形成- 11 -5.3.4带的尺寸- 12 -5.3.5 V带轮的轮槽- 12 -5.4蜗轮蜗杆的设计及其参数计算- 13 -5.4.1传动参数- 13 -5.4.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算- 13 -5.4.3 计算相对滑动速度与传动效率- 14 -5.4.4确定主要集合尺寸- 15 -5.4.5热平衡计算- 15 -5.4.6蜗杆传动的几何尺寸计算- 15 -5.5.2按齿面接触强度设计- 16 -5.5.3几何尺寸计算- 17 -5.6直齿圆锥齿轮传动设计- 18 -5.6.1齿轮的材料及热处理方法- 18 -5.6.2齿轮疲劳强度设计- 18 -5.6.3验算轮齿弯曲疲劳强度- 19 -6.丝杠的选择- 19 -7.平台的受力计算及校核- 19 -7.1平台的材料及材料的形状- 19 -7.2平台的受力分析- 20 -7.3平台的支撑杆受力校核- 20 -7.4平台的支撑杆稳定性的校核- 21 -8.轴的设计计算及校核- 22 -8.1输出轴的设计- 22 -8.1.1选择轴的材料及热处理- 22 -8.1.2初算轴的最小直径- 22 -9.联轴器的选择- 24 -9.1载荷计算- 24 -9.2选择联轴器的型号- 24 -10.轴承的选择及校核- 25 -10.1初选输入轴的轴承型号- 25 -10.1.1计算蜗杆轴的受力- 25 -11.轴的结构设计- 27 -11.1蜗杆轴的结构- 27 -11.2蜗杆轴的径向尺寸的确定- 27 -11.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定- 28 -11.4蜗轮轴的结构- 28 -造型如下：- 28 -11.5蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配- 29 -11.6蜗轮轴的径向尺寸的确定- 29 -11.7蜗轮轴的轴向尺寸的确定- 29 -11.8蜗轮的强度校核- 30 -12.键连接设计计算- 32 -12.1蜗杆联接键- 32 -12.2蜗轮键的选择与校核- 32 -13.箱体的设计计算- 33 -13.1箱体的构形式和材料- 33 -13.2箱体主要结构尺寸和关系- 33 -14.螺栓等相关标准的选择- 34 -14.1螺栓，螺母，螺钉的选择- 34 -14.2销，垫圈垫片的选择- 35 -14.3减速器结构与润滑的概要说明- 35 -14.4减速器的结构- 35 -14.5减速箱体的结构- 36 -14.6速器的润滑与密封- 36 -14.7减速器附件简要说明- 36 -15.总结- 37 -参考文献- 38 -谢 辞- 39 -III搅拌桶焊接装置-升降装置 机械工程及自动化2011级xx班：xxx 指导教师：xxxx摘要：随着当代机械业的快速发展，社会对生产率的要求也越来越高，因此，具有紧凑结构，操作方便，升降平稳等优点的升降装置起着极其重要的作用。同时，升降装置对提高搬运效率，减轻了劳动强度等都有着重要的意义。为此，我们针对焊接搅拌桶的特点，提出了专门用于焊接的升降装置的方法。本文对传动零件的设计和加工工艺进行了研究。本文根据实际生产情况和研究的需求，通过分析根据需要算出相应的参数。关键词：升降装置；齿轮；轴承；减速器Centrifugal Fan ImpellerMechanical engineering and automationThe class x of grade 2011: xxxx   The instructor: xxxxAbstract:With the rapid development of modern mechanics, society is becoming more and more high to the requirement of productivity, therefore, has a compact structure, convenient operation, steady lifting the advantages of lifting device plays an extremely important role. At the same time, the lifting device to improve the handling efficiency, reduce the labor intensity and so on all have important meaning. To this end, we according to the characteristics of the welding stirring barrels, specially for the welding of the lifting gear method is proposed. In this paper, the design of the transmission parts and processing technology were studied. In this paper, according to the actual production situation and research needs, through the analysis according to the need to calculate the corresponding parameters. Key words: Lifting gear; Gear; Bearing ; Reducer1.引言毕业设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。本次是设计一个搅拌焊接装置的升降结构，搅拌焊接装置的升降结构是用于搅拌桶焊接过程中调节焊接的高度的升降的一个传动装置。本搅拌焊接装置的升降结构（电机减速器传动装置平台），本人是在指导老师指导下完成的。该课程设计内容包括：参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，V带及V带轮的设计，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，直齿轮和变相齿轮的设计计算，平台的设计及校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。搅拌焊接装置的升降结构的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍搅拌焊接装置的升降结构的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。计算机辅助设计（CAD），计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。该搅拌焊接装置的升降结构的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。2. 总体方案设计与选择 通过对设计要求的阅读了解，大体总结并设计出了以下两个方案：方案一：用一个折叠式的升降形式，通过折叠结构的收缩达到预期的要求，能够运动的范围较广，但支撑稳定性较差，速度控制一般；方案二：用一个丝杠作为支撑，通过丝杠的转动达到预期的要求，运动范围稍小，但支撑稳定性较好，速度控制较好。通过对两个方案进一步的了解加深，由于该装置的运动范围的要求较低，稳定性要求较高，速度控制要求较高，故选择方案二。下面则为方案二的部分传动结构简图：3. 电动机的选择 3.1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷较平稳、双向-旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。其中V带传动；涡轮蜗杆减速器联轴器；锥齿轮传动；圆柱齿轮传动；丝杠传动。3.1.1电动机容量的选择 工作机所需功率Pw 初步估算工作台总量G=15000N 运动速度 传动装置的总效率 电动机的输出功率初定丝杠选择为10016-4 故 3.1.2电动机转速的选择 推算电动机转速可选范围，查得涡轮蜗杆传动比范围=1080，则电动机转速可选范围为：初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较后，选定同步转速为1000r/min的Y90S-6，参数如下：表3-1 电机型号选择电动机型号额定功率（kw）满载功率（r/min）轴径（mm）Y90S-60.759102.02.0244.计算传动装置的运动和动力参数 4.1传动装置的总传动比及其分配 4.1.1计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：=29.12 4.1.2合理分配各级传动比 分别为涡轮蜗杆减速器传动比、直齿轮传动装置传动比、锥齿轮传动装置减速器、V带传动装置传动比。故: 4.2各轴转速； ； ； ； ； ； ； ； 4.3各轴的输入功率 4.4各轴的输入转矩 用公式计算; ; ; ; 4.5运动和动力参数表表4-1 运动和动力参数项目电动机轴一级涡轮蜗杆减速器变相锥齿轮112356转速(r/min)91091031.2531.2531.25功率(kw)0.750.7050.49350.24190.2395转矩(N*m)7.8717.399150.81 73.92 73.19传动比129.121效率0.940.700.94项目中间轴直齿轮变相锥齿轮24789转速(r/min)31.2531.2531.2531.25功率(kw)0.24430.24430.22960.2158转矩(N*m)74.6674.6670.18 65.96传动比111效率0.990.940.94 5.传动零件的设计计算 5.1传动零件类型 （1）V带；（2）涡轮蜗杆减速器；（3）直齿轮传动；（4）锥齿轮传动； 5.2 V带传动的设计 5.2.1计算的功率 ； ； 5.2.2选择V带的类型 根据计算功率 ；和小带轮的转速，从机械设计基础图8-11选取普通V带的类型 选择Z型 5.2.3确定带轮的基准直径并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径 根据V带的带型，参考机械设计基础表8-6和表8-8确定小带轮的基准直， 且使 选择2） 验算带速v 根据式 符合条件3） 计算大带轮的基准直径 由，得 5.2.4确定中心距,并选择V带的基准长度1） 中心距的计算 根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式： 初定 得到 初定 2）计算相应的带长 由此初定 3）计算中心距及其变动范围 传动的实际中心距近似为 变动范围 5.2.5验算小带轮上的包角由式：可知，小带轮上的包角大于等于大带轮上的包角又由式可知，小带轮上帝总摩擦力相应的小于大带轮上的总摩擦力。因此打滑也只可能在小带轮上发生，为提高带传动的工作能力，应使 5.2.6确定带的根数Z 取带的根数为3 5.2.7确定带的初拉力 由式： 并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为： 安装初拉力 运转后初拉力 5.2.8计算带传动的压轴力 为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力5.3V带轮的设计 5.3.1V带轮的设计内容 根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式、 轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。 5.3.2带轮的材料 常用的带轮材料为HT150或者HT200，转速较高时可以采用铸钢或者用钢板冲压后焊接而成，小功率时可采用铸铝或塑料。 带轮的转速为： 材料选用HT200 5.3.3带轮的结构形成 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成 V带轮的结构形式与基准直径有关当带轮基准直径为（d为安装带轮的轴的直径，mm）时，可采用实心式，当时，可采用腹板式；当同时时，可采用孔板式；当时，可采用轮辐式。 采用腹板式轮毂和轮辐的尺寸参见机械设计基础图8-14中的经验公式得： 图5-1 V带轮的结构 5.3.4带的尺寸 Z型 ； 5.3.5 V带轮的轮槽 V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面的夹角发生变化。 为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密结合，将V带轮轮槽的工作面夹角做成小于40°V带安装到轮槽中后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度轮槽工作表面的粗糙度为1.6或3.2；图5-2 V带的结构5.4蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 5.4.1传动参数蜗杆输入功率P=0.705 kW，蜗杆转速，蜗轮转速，理论传动比i=29.12，实际传动比i=29，蜗杆头数，蜗轮齿数为 蜗轮转速 5.4.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度 >45 HRC,蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由机械设计基础表4-5可知,=180MPa.估取啮合效率： 蜗轮轴转矩： 载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.计算值 = =模数及蜗杆分度圆直径由机械设计基础表4-1取标准值，分别为：模数 m=5 蜗杆分度圆直径 5.4.3 计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角 蜗杆分度圆的圆周速度 相对活动速度 当量摩擦角取 验算啮合效率 （与初取值相近）。传动总效率 （在表4-4所列范围内）。 5.4.4确定主要集合尺寸蜗轮分度圆直径： 中心距 5.4.5热平衡计算环境温度 取工作温度 取传热系数 取需要的散热面积 5.4.6蜗杆传动的几何尺寸计算名 称公式说明及结果表5-1 蜗杆传动的几何尺寸计算 所以 ，与蜗杆螺旋线方向相同蜗杆齿距 蜗杆齿顶高 蜗杆顶隙 蜗杆齿根高 蜗杆齿高蜗杆分度圆直径 蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿根圆直径蜗 杆 导 程 角蜗 杆 齿 宽 蜗轮分度圆直径蜗轮 喉圆 直径蜗轮齿根圆直径蜗轮 外圆 直径蜗轮咽喉母圆半径蜗 轮 螺 旋 角 蜗 轮 齿 宽中 心 距 5.5直齿轮的设计计算 5.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按照总的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）该齿轮只是用于传动，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。 3）材料选择。由机械设计基础表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4）选择小齿轮的齿数z124，大齿轮齿数z224 5.5.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 确定公式内的各计算数值 试选1.6，1.0， ；=189.8，KHN10.90；KHN20.95；=600MPa，S1=1,550MPa， =540MPa, =522.5MPa, =531.25MPa则72.48mm，圆周速度v=0.119，b=72.48mm， ， ， 计算载荷系数K。 已知载荷平稳，所以取KA=1，=1.04，=1.4，=1.3， 故载荷系数=2.23按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 计算模数 按齿根弯曲强度设计 mn 确定计算参数 计算载荷系数=2.07查表得=1.58，0.75YFa1=2.80，YFa2=2.20Ysa1=1.55；Ysa2=1.78小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲强度极限；弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88，弯曲疲劳安全系数S=1.4， =303.57MPa =238.86MPa 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0143，=0.0164 大齿轮的数值大。 设计计算 1.3mm，故取=2.0mm，已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径=80.95mm 来计算应有的齿数。于是由=24.02，取=24，则=24，取=24 5.5.3几何尺寸计算 计算中心距 圆整后取81mm 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 b=72.48mm，圆整后取B2=75mm，B1=80mm。5.6直齿圆锥齿轮传动设计 5.6.1齿轮的材料及热处理方法小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度220HBS，HBS1-HBS2=260-220=40,合适。查得Flim1=240Mpa, Flim2=240Mpa,SF=1.3故粗选8级精度；取小齿轮齿数Z1=24 大齿轮齿数Z2=24 ,与要求一致 5.6.2齿轮疲劳强度设计 查表，取载荷系数K=1.1，推荐齿宽系数R=0.25-0.3，取R=0.3 （1）计算分度圆锥角1=arctan= arctan=45°；2=90°-1=90°-45°=45° （2）计算当量齿数Zv1=46； Zv2=46 （3）计算模数 查的YF1=3.02, YF2=2.16 因为=0.023，=0.011；，故将代入计算。mm （4）计算大端模数m =3.67；查表取m=4.5 （5）计算分度圆直径d1=mZ1=4.5×24=108mmd2=mZ2=4.5×24=108mm (6)计算外锥距R=152.74mm (7)计算齿宽b=RR=0.3×152.74=45.82mm；取b1=b2=50mm (8)计算齿轮的圆周速度 齿宽中点处直径dm1=d1(1-R)=108×(1-0.3)=75.6mm则圆周速度 v =由表可知，选择8级精度合适。 5.6.3验算轮齿弯曲疲劳强度 F1=47.29Mpa F1=129Mpa, F1F1，故安全。6.丝杠的选择 根据任务要求，工作台的重量不超过1500KG，移动速度为0.5m/min，通过最开始的传动分配中可知，丝杠的转动速度约为31.25r/min，由此，初定丝杠选择为10016-4，10016-4的承重量为2000KG，导程为16mm，速度V=16mm×31.25r/min=0.5m/min 故：10016-4的丝杠符合要求7.平台的受力计算及校核7.1平台的材料及材料的形状 考虑到平台的承重为1500KG，故选Q235B钢，钢的类型选择角钢7.2平台的受力分析7.3平台的支撑杆受力校核图中G为平台的自重，F为站在平台上的工作人员的重量，Fn为丝杠的支持力Fe和Ft分别为竖的支撑架的支持力，其中G=15000N,F=3000N,每根横钢和竖钢长度L=1.2m有图可得：横杆与竖杆的接触点的弯矩为零 杆所受的压力在承受范围之内7.4平台的支撑杆稳定性的校核查阅资料知，本次采用的角钢为10规格的45钢制成，其中，杆的相关查阅数据如下：1） 由题得：支撑杆简化成两端铰支杆，=1。截面为L型，。柔度为所以不能用欧拉公式计算临界压力。为确定如用直线公式，由材料力学表9.2查得优质碳钢的a和b分别是：可见杆的柔度满足，是中等柔度压杆。由直线公式求出临界应力为临界压力是支撑杆的工作安全因素为所以支撑杆满足稳定性要求8.轴的设计计算及校核8.1输出轴的设计 8.1.1选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。 8.1.2初算轴的最小直径已知轴的输入功率为0.705kW，转速为910 r/min.根据机械设计基础表7-4可知，C值在106118间。涡轮蜗杆输入轴的最小直径： 但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响： 已知输出轴的输入功率为0.4935kW，转速为31.25r/min，则涡轮蜗杆输出轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 已知变相齿轮1输入轴的输入功率为0.2419kW，转速为31.25r/min，则变相齿轮输入轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 已知变相齿轮1输出轴的输入功率为0.2395kW，转速为31.25r/min，则变相齿轮输出轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 已知中间轴的输入功率为0.2443kW，转速为31.25r/min，则中间轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 已知直齿轮输入轴的输入功率为0.2443kW，转速为31.25r/min，则直齿轮输入轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 已知直齿轮输出轴的输入功率为0.4935kW，转速为31.25r/min，则直齿轮输出轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 已知变相锥齿轮2输入轴的输入功率为0.2158kW，转速为31.25r/min，则变相锥齿轮2输入轴的最小直径： 由于轴上由2个键槽，故 9.联轴器的选择9.1载荷计算已知蜗轮轴计算转矩为150.81N.m，直齿轮的计算转矩为74.66N.m，中间轴的转矩74.66N.m，变相齿轮的计算转矩为73.92N.m9.2选择联轴器的型号查机械设计课程设计指导书表14.2可知，涡轮的直径D=32mm，直齿输入端直径d=25mm，中间轴直径d=25mm,变相齿轮输入端直径d=25mm查机械设计课程设计指导书表13.1可知，涡轮轴的输出端选用GYH4型弹性柱销联轴器。联轴器标记 GYH4联轴器公称转矩 许用转速 查机械设计课程设计指导书表13.1可知，中间轴的输入端选用GYH3型弹性柱销联轴器。联轴器标记 GYH3联轴器公称转矩 许用转速 查机械设计课程设计指导书表13.1可知，中间轴的输入端选用GYH3型弹性柱销联轴器。联轴器标记 GYH3联轴器公称转矩 许用转速 10.轴承的选择及校核10.1初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和涡轮蜗杆输入轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30302（一对），其尺寸：D=42mm,d=15mm,B=13mm。据已知工作条件和涡轮蜗杆输出轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承32907（一对），其尺寸：D=55mm,d=35mm,B=14mm。据已知工作条件和变相齿轮输入轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30206（一对），其尺寸：D=62mm,d=30mm,B=16mm。据已知工作条件和变相齿轮输出轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30206（一对），其尺寸：D=62mm,d=30mm,B=16mm。基本额定动载荷 C=63000N计算系数 e=0.37轴向载荷系数 Y=1.6 10.1.1计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴： 蜗轮轴： 1)计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力： 2)计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷 由已知得，与方向相同，其和为 （轴承2为“压紧”端），所以 轴承1的轴向载荷 （轴承1为“放松”端） 3)计算当量动载荷轴承1的载荷系数 根据，由表8-8可知轴承2的载荷系数 根据，由表8-8可知轴承1的当量动载荷 轴承2的当量动载荷 所以轴承的当量动载荷取、中较大者，所以 4)计算轴承实际寿命温度系数 由机械设计基础表8-6可知载荷系数 由机械设计基础表8-7可知寿命指数 滚子轴承 轴承实际寿命 轴承预期寿命 结论 由于 轴承30208满足要求11.轴的结构设计11.1蜗杆轴的结构造型如下：11.2蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，故 。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取，选定轴承型号为30208，与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径，按标准直径系列，取；与轴承的内径配合，与相同，故取；起定位作用，定位轴肩高度故，取。11.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取；轴肩段取；与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为18mm；左轴承到蜗杆齿宽；蜗杆齿宽；即，取；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为18mm；轴的总长为320mm。11.4蜗轮轴的结构造型如下：图11-1 输出轴的弯矩和转矩11.5蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。11.6蜗轮轴的径向尺寸的确定从左轴承段与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取，选定轴承型号为30214开始逐渐选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取；与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径，按标准直径系列，取； 与轴承的内径配合，与相同，故取；联轴段；起定位作用，定位轴肩高度故取；11.7蜗轮轴的轴向尺寸的确定 左面与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为；左轴承到蜗轮齿宽间的套筒取；蜗轮齿宽，故取；蜗轮齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为24mm；右轴肩段，联轴段，故轴的总长为280mm。11.8蜗轮的强度校核已知蜗轮的切向力 蜗轮的径向力 蜗轮轴向力 求水平面支反力： 水平面弯矩： 垂直面支反力，由,即 ，得 在铅垂方向上，由，即,得 垂直面弯矩 根据合成弯矩 得C截面左侧弯矩 C截面右侧弯矩 转矩T 当量弯矩 由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取，则C截面左侧当量弯矩 C截面右侧当量弯矩 所以C截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即D截面弯矩 D截面合成弯矩 D截面当量弯矩 求危险截面处轴的计算直径 许用应力，轴的材料用45钢，由机械设计基础表7-1可知，C截面直径计算 D截面直径计算 经与结构设计图比较，C截面和D截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。12.键连接设计计算12.1蜗杆联接键表12-1 蜗杆键的选择键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表11.27查得d=30mm时。应选用键 GB/T1096转 矩键长接触长度许用挤压应力校 核查机械设计基础表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求12.2蜗轮键的选择与校核表12-2 涡轮键的选择键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表11.27查得d=55时。应选用键 GB/T1096转 矩键长接触长度许用挤压应力校 核查机械设计基础表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表11.27查得d=55时。应选用键 GB/T1096转 矩键长接触长度许用挤压应力校 核查机械设计基础表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求13.箱体的设计计算13.1箱体的构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=5m/s）铸造箱体，材料HT150。13.2箱体主要结构尺寸和关系表13-1 箱体的选择 名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm 箱盖壁厚1 1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.51=15mm b2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D1=80mm D2=125mm轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm14.螺栓等相关标准的选择本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：14.1螺栓，螺母，螺钉的选择表14-1 螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782-86 M10*35 数量为3个 M12*100 数量为6个螺母GB6170-86 M10 数量为2个 M10 数量为6个螺钉GB5782-86 , M6*20 数量为2个 M8*25 数量为24个 M6*16 数量为12个*（参考装配图）M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*1614.2销，垫圈垫片的选择表14-2 销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30， 数量为2个选用垫圈GB93-87 数量为8个选用止动垫片 1个选用石棉橡胶垫片 2个选用08F调整垫片 4个*（参考装配图）GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图14.3减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。14.4减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。（具体结构详见装配图）14.5减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式，具体结构详见装配图14.6速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C）查表10.6机械设计课程设计指导书 润滑油118Cst轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表10.7设计课程设计指导书 润滑脂ZL-214.7减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。 15.总结搅拌桶焊接装置升降装置的设计是一个较为复杂的过程，通过这次设计觉得自己受益匪浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次毕业设计，还提高了我的计算和制图能力；同时对减速器的结构和设计步骤有了一个大概的了解，对之前所学的专业知识作了一个很好的总结，设计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。设计过程中我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。当一份比较象样的毕业设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，它让我感觉大学是如此的充实。参考文献【1】宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社，2006.8【2】李秀珍.机械设计基础(少学时).北京：机械工业出版社，2005.1【3】罗宗泽.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2012.5【4】孙桓.机械原理.北京：高等教育出版社，2006.5【5】孙成奇.理论力学.北京：高等教育出版社，2009.7【6】刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2011.1【7】濮良贵、纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.5【8】赵卫军.机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，2006 谢 辞 在毕业设计即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！同时我还要特别感谢谢赵宗银老师对我这次课程设计指导付出的苦心与汗水，谢谢你们。要是没有你们的指导与帮助，我想也许我自己一个人无法这么快这么顺利的完成了。- 40 -