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邵陽學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
前 言
攪拌操作在食品工業(yè)以及化學(xué)工業(yè)中占有十分重要的地位，大多數(shù)面糖類食品以及化學(xué)藥品都離不開攪拌，攪拌是借助于流動(dòng)使兩種或多種物質(zhì)在彼此之中相互散布的一種操作。其作用可以實(shí)現(xiàn)物質(zhì)的均勻混和，也可以促進(jìn)溶解，氣體吸收，強(qiáng)化熱交換等物理化學(xué)的變化，“通過機(jī)機(jī)械動(dòng)作，使物質(zhì)按一定的規(guī)律流動(dòng)的方法稱為機(jī)械攪拌，簡(jiǎn)稱攪作，這種機(jī)械稱為攪拌機(jī)械”[1]
傳統(tǒng)攪拌器一般都只作純旋轉(zhuǎn)流動(dòng)，被攪拌的物品易粘在筒體上且混合不均勻，或者就只是攪拌桿在運(yùn)動(dòng)，攪拌效果并不理想效率較低，而且引進(jìn)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，質(zhì)量較大。
本攪拌器在傳統(tǒng)的設(shè)備上有較大的改進(jìn)，是通過電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)蝸輪減速器減速后用彈性聯(lián)軸器直接連接起來，功率損耗小，能夠?qū)崿F(xiàn)裝料筒體在轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，給其以振動(dòng)力，不僅可使物品混合均勻，而且可避免粉狀物品粘在筒體壁上，可以根據(jù)實(shí)際需要方便操作控制振動(dòng)力的大小有無，由于重量較輕，使用方便且不受環(huán)境的限制，所以適用范圍比較廣泛，適用于各種實(shí)驗(yàn)室以及各種食品工業(yè)以及化學(xué)工業(yè)等領(lǐng)域。
隨著人們對(duì)物質(zhì)文化的需要越來越高，這就對(duì)生產(chǎn)力的要求也就越來越高，生產(chǎn)工具的改進(jìn)是提高生產(chǎn)力的主要途徑，只有生產(chǎn)工具不斷的改進(jìn)，生產(chǎn)率、產(chǎn)品質(zhì)量不斷的提高，才會(huì)在競(jìng)爭(zhēng)日益激烈的社會(huì)中才有立錐之地。本攪拌器作為一種改進(jìn)創(chuàng)新的生產(chǎn)設(shè)備，對(duì)生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質(zhì)量的提高有著舉足輕重的作用。
設(shè)計(jì)者：唐順祥
2005月4年
第一章 參數(shù)及設(shè)計(jì)內(nèi)容
小型多用途振動(dòng)攪拌器設(shè)計(jì)
已知 ： （1）工作容積 V=9升
（2）轉(zhuǎn)速 n=25r/min
（3）振動(dòng)頻率 h≤100HZ
（4）振幅 A≯0.02 mm
（5）功率 ?。校?20W
設(shè)計(jì)內(nèi)容：
(１) 總裝配圖設(shè)計(jì)
(２) 減速系統(tǒng)設(shè)計(jì)
(３) 涂料筒的設(shè)計(jì)
(４) 大部分零件設(shè)計(jì)
(５) 設(shè)計(jì)說明書一份
第二章 總體設(shè)計(jì)
第2.1節(jié) 設(shè)計(jì)依據(jù)
本次設(shè)計(jì)為實(shí)驗(yàn)用振動(dòng)攪拌器的設(shè)計(jì)，已知條件為：
（1）工作容積 V=9升
（2）轉(zhuǎn)速 n=25r/min
（3）振動(dòng)頻率 h≤100HZ
（4）振幅 A≯0.02 mm
（5）功率 ?。校?20W
第2.2節(jié) 工作過程的擬定
本振動(dòng)攪拌器可通過電動(dòng)機(jī)帶動(dòng),經(jīng)過一個(gè)減速器把速度降低再傳給主動(dòng)軸,而主動(dòng)軸上安裝一對(duì)橡膠輪,即主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)橡膠輪也跟著轉(zhuǎn)動(dòng),為使筒體轉(zhuǎn)動(dòng)穩(wěn)定,可靠,同時(shí)在支架上也安裝一個(gè)從動(dòng)軸且從動(dòng)軸上也安裝一對(duì)橡膠輪,這樣,筒體可直接放在主動(dòng)軸和從動(dòng)軸上,當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),筒體可平穩(wěn)轉(zhuǎn)動(dòng),但為使涂料攪拌均勻,不僅在筒體轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)也給其以振動(dòng),因此,為防止主動(dòng)軸與蝸輪軸在振動(dòng)時(shí)不在同一條直線上,以致?lián)p壞機(jī)器的正常工作和對(duì)人的危險(xiǎn),在主動(dòng)軸與蝸輪之間用一根軟軸連接。
第2．3節(jié) 傳動(dòng)方案的選擇
因此振動(dòng)攪拌器為實(shí)驗(yàn)室用品，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸比較緊湊，工作時(shí)應(yīng)得證其性能可靠，下面擬定幾種傳動(dòng)方案經(jīng)比較再選擇。如圖2.1：
對(duì)方案a為帶傳動(dòng)齒輪減速器，其寬度較大不適應(yīng)繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境，承載能力較小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其它傳動(dòng)形式大，但其結(jié)構(gòu)傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖減振，宜布置在高速級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)中。
對(duì)方案b為蝸輪蝸桿減速器，其結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)能實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，但其效率低，適用天中小功率間歇運(yùn)轉(zhuǎn)的場(chǎng)合。
方案c為圓錐齒輪減速器，其圓錐齒輪加工困難，特別是大直徑大模數(shù)的圓錐齒輪，一般只有在需改變軸的布置方向時(shí)采用。
綜觀上述三種傳動(dòng)方案的比較，在此選用方案b較為合適。另外由于蝸輪蝸桿在開式傳動(dòng)的工作環(huán)境中潤(rùn)滑條件較差，壽命較短而振動(dòng)攪拌器采用蝸輪蝸桿傳動(dòng)，傳動(dòng)效率本身就低，為改善此條件，減少磨損，故采用閉式蝸輪減速器。
第2.4節(jié) 傳動(dòng)比的分配
因蝸輪桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比比較大，其一級(jí)蝸輪減速器的傳動(dòng)范圍可在10-60，最大可取120故如果傳動(dòng)比太小交失去意義，在此結(jié)合筒體的轉(zhuǎn)動(dòng)速度n=25r/min及橡膠輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)帶動(dòng)體轉(zhuǎn)動(dòng)其兩面者之間存在一個(gè)傳動(dòng)比，同時(shí)也考慮電動(dòng)機(jī)功率大約在200瓦左右時(shí)，所選電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速初步確定總傳動(dòng)比為112，其中蝸輪減速器的傳動(dòng)比為30橡膠輪與筒體間的傳動(dòng)比為3.7。
第2．5節(jié) 筒體結(jié)構(gòu)的初步設(shè)計(jì)
根據(jù)已知條件,筒體的體積 V=9升,為了工作的方便以及外觀的好看,初取筒體的直徑d=200mm長(zhǎng)l=300mm,并且采用標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫,兩端略帶15°的錐角，材料采用普鋼Q235，其厚度為2mm。
第三章 傳動(dòng)裝置及電動(dòng)機(jī)的選擇
第3．1節(jié) 選擇傳動(dòng)方案
根據(jù)總體設(shè)計(jì)中幾種傳動(dòng)方案的選擇比較，因蝸輪蝸桿傳動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比。尺寸緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)，適于中小功率間歇運(yùn)轉(zhuǎn)的場(chǎng)合，而此振動(dòng)攪拌器基本與上述條件相吻合，故選擇電動(dòng)機(jī)—蝸輪減速器的傳動(dòng)裝置，且蝸桿采用下置式，一級(jí)蝸輪減速器，電動(dòng)機(jī)與蝸桿用聯(lián)軸器連接。
第3．2節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇
3.2.1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)式
由于直流電動(dòng)機(jī)需直流電源，價(jià)格較高，維護(hù)比較高不便，因此采用交流電動(dòng)機(jī)且采用微型電動(dòng)機(jī)BO系列相電阻起動(dòng)異步電動(dòng)機(jī)。
3.2.2、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定
因BO系列電動(dòng)機(jī)有兩種轉(zhuǎn)速2800r/min 1400r/min,初步取其轉(zhuǎn)速為2800r/min（根據(jù)總體設(shè)計(jì)中的總傳動(dòng)比與筒體轉(zhuǎn)速確定）而此時(shí)其總效率為0.70-0.75(蝸丁頭數(shù)為單頭時(shí))0.75-0.82(蝸桿頭數(shù)為雙頭時(shí))傳動(dòng)比的一般范圍為10-40最大傳動(dòng)比應(yīng)小于120在此初步確定蝸桿頭數(shù)為雙頭。
3．2．3電動(dòng)機(jī)容量的確定
“因電動(dòng)機(jī)所需功率為：
P=kw （3.1）
p—工作機(jī)所需工作功率，指工作機(jī)主動(dòng)端運(yùn)輸帶所需功率
η—電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)主動(dòng)端運(yùn)輸帶的總效率”[1]
因此：
P=kw =120/=152.87w
“故選擇電動(dòng)機(jī)為BO其技術(shù)數(shù)椐如下：
系列 機(jī)座號(hào) 功率(w) 電流(A) 電壓(U) 轉(zhuǎn)速(r/min)
BO >1 180 1.95 220 2800
頻率(HZ) 效率 功率因數(shù) 起動(dòng)轉(zhuǎn)矩(N.min) 起動(dòng)電流(A)
50 53% COSΨ=0.72 1.3 17
3.2.4、電動(dòng)機(jī)的外形和安裝尺寸”
.
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節(jié) 傳動(dòng)比的分配
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)筒體轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速n，以及總體設(shè)計(jì)中的總傳動(dòng)比結(jié)合考慮，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為
i=n/n=2800/25=112
即總傳動(dòng)比i與總體設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)比相吻合故總傳動(dòng)比確定為i=112因
傳動(dòng)比為各級(jí)傳動(dòng)比i、i、i…i的乘積即
i=ii…i
但傳動(dòng)系統(tǒng)中只用蝸輪減速度器，橡膠輪與筒體間的減速則
i=i.i
i—蝸輪減速器的傳動(dòng)比
i—橡膠輪與筒體間的傳動(dòng)比”
為使橡膠輪與筒體的外廓尺寸不致過大或過小，以及根據(jù)總體設(shè)計(jì)的值確定
i=30、i=3.7 即：
i= i.i=30×3.7=111則n==25.2
因一般允許工作機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的相對(duì)誤差為（3～5）%，故傳動(dòng)比的確定及分配基本合理。
第3．4節(jié) 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)
為進(jìn)行傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩或功率，如將傳動(dòng)裝運(yùn)裝置各軸高速至低速依次定位為1軸、2軸…以及
“i，i…i—為相鄰兩軸間的傳動(dòng)比
， …—相鄰兩軸間傳效率
P，P…P— 各軸的輸入功率
T,T…T— 各軸的輸轉(zhuǎn)矩”[1]
3.4.1、各軸的轉(zhuǎn)速
因電動(dòng)機(jī)輸出軸與蝸桿通過聯(lián)軸器連接，故蝸桿的轉(zhuǎn)速幾蝸桿=
n蝸輪= ==
而蝸輪軸與主動(dòng)軸間采用一根軟軸連接。故：
n主動(dòng)軸=n蝸輪=
3.4.2、各軸的輸入功率
因電動(dòng)機(jī)輸入輸與蝸桿用聯(lián)軸器連接，其間的效率為0.97—0.98
故：
p蝸桿=180×（0.97＋0.99）/2=176.4w
又因蝸輪減速器間的效率查有關(guān)資料為0.75—0.82 取其為0.8
故：
p主動(dòng)軸=p蝸輪軸=p蝸桿×0.8=141.12w
所以主動(dòng)軸與筒體間的效率為：
η==85.03%
3.4.3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
因電動(dòng)機(jī)的輸轉(zhuǎn)矩為：
T電出=9550=9550=0.65N.m
所以蝸桿的輸出轉(zhuǎn)矩為：
T蝸桿=0.65×1×=0.6N.m
蝸輪軸的輸入轉(zhuǎn)矩為：
T蝸輪軸=0.6×30×0.8=14.4N.m
主動(dòng)軸的輸入轉(zhuǎn)矩為：
T主動(dòng)軸=14.4×1×0.99=14.26N.m
筒體的輸入轉(zhuǎn)矩為：
T筒體=14.4×3.7×0.85=45.29N.m
運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)理如下：
軸名
功率W
轉(zhuǎn)矩N.M
轉(zhuǎn)速r/min
傳動(dòng)比
i
效率
η
輸入
輸出
輸入
輸出
電機(jī)軸
180
0.65
2800
1
0.98
蝸桿
176.4
141.12
0.6
14.4
2800
30
0.8
蝸輪軸
141.12
140
14.4
14.26
93.33
1
0.99
主動(dòng)軸
140
120
14.26
93.33
第四章 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)
第4.1節(jié) 選擇聯(lián)軸器的類型
因聯(lián)軸器的制造安裝維護(hù)和成本在滿足使用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便維護(hù)簡(jiǎn)單成本低的聯(lián)軸器，因在本機(jī)中械中聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩不大，對(duì)緩沖性能的要求較高，另外還要考慮安裝調(diào)整后是否能使兩軸嚴(yán)格精確對(duì)中或工作過程中兩軸是否會(huì)產(chǎn)生較大的附加相對(duì)位以及聯(lián)軸器工作時(shí)轉(zhuǎn)速高低和離心力都必須予以確認(rèn)，下面是幾種聯(lián)軸器的比較。
4．1．1、剛性聯(lián)軸器
凸緣聯(lián)軸器：
對(duì)所聯(lián)兩軸的相對(duì)位移缺乏補(bǔ)償能力，故對(duì)兩軸對(duì)中性要求很高，當(dāng)兩軸間有相對(duì)位移時(shí)，就會(huì)在機(jī)件內(nèi)引起附加載荷，使工作情況惡化，但它構(gòu)造簡(jiǎn)單，成本低謙，可請(qǐng)大轉(zhuǎn)矩。
4．1．2、撓性聯(lián)軸器
(1)十字滑塊聯(lián)軸器：
一般用于轉(zhuǎn)速n<250r/min.軸的剛度較大，且無劇烈沖擊處，
效率η=1-（3～5） （4.1）
這里?為摩擦系數(shù),一般取0.15～0.25.y為兩軸間的徑向位移量(mm)d為軸徑,因其半聯(lián)軸器與中間盤組成移動(dòng)副,不能發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng),故主動(dòng)與從動(dòng)軸的角速度應(yīng)相等.且兩軸間有相對(duì)位移時(shí)會(huì)產(chǎn)生很大的離心力,從而增大動(dòng)載荷及磨損。
（2）滑塊聯(lián)軸器：
與十字滑塊聯(lián)軸器相似，但由于中間滑塊的質(zhì)量減小，又其有彈性，故允許較大的極限轉(zhuǎn)速，且中間滑塊也可用尼龍6制成，并在配制時(shí)加入少量的石墨或二硫化鉬，在使用時(shí)可自行潤(rùn)滑其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，適用于小功率，且高速無劇烈沖擊處。
（3）彈性柱銷聯(lián)軸器：
制造容易，裝方使，成本較低，但彈性套易磨損，壽命較短，適用于聯(lián)接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的傳遞中，小轉(zhuǎn)矩的軸。
根據(jù)以上積壓聯(lián)軸器的特點(diǎn)和性能結(jié)結(jié)合設(shè)計(jì)的已知條件，初步確定聯(lián)軸器的類型為撓性滑塊聯(lián)軸器。
第4．2節(jié) 計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
由于機(jī)器起動(dòng)時(shí)的動(dòng)載荷和運(yùn)轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)過載，所以按軸可能出現(xiàn)的最在轉(zhuǎn)矩作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩T：
T=K.T (4.2)
K—工作情況系數(shù)
T—公稱轉(zhuǎn)矩
根據(jù)手冊(cè)得K=1.7 已知T=0.65N.M,所以：T=1.7×0.65=1.105N.M
第4.3節(jié) 聯(lián)軸器的確定以及其基本尺寸
根據(jù)的結(jié)論及其計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=1.105N.M，從手冊(cè)中查得N21型滑塊聯(lián)軸器的允許最大轉(zhuǎn)矩為2.5N.MM，極限轉(zhuǎn)速n=1000r/min故所選聯(lián)軸器合用，其結(jié)尺寸如下：
D
D
L
L
L
d
允許最大轉(zhuǎn)矩（N.M）
C
50
32
67
39
14
15
2.5
2
質(zhì)量（kg）
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
允許最大轉(zhuǎn)速r/min
L
0.7
0.00015
10000
25
表4.1
第4.4節(jié) 聯(lián)軸器的附加說明
1) “為傳遞表中列出的扭矩,半聯(lián)軸器與軸頸的配合采用H/r6配合。
2) 滑塊材料采用尼龍6,其中增加少量石墨或二硫化鉬。
3) 兩軸允許傾斜角≤40°裝配時(shí)允許徑向位移≤0.2mm。
4) 半聯(lián)軸器的材料為Q235?！盵3]
第五章 蝸桿的設(shè)計(jì)
第5.1節(jié) 選擇蝸桿傳動(dòng)類型
根據(jù)GB10085-88的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)
第5.2節(jié) 選擇材料
根據(jù)庫(kù)存材料的情況,并考慮到蝸桿傳動(dòng)的功率不在速度只是中等,幫蝸桿用45號(hào)鋼，因希望效率高耐磨性好些，幫蝸桿的螺旋面要求淬火，硬度為大于45HRC，蝸輪采用ZcuSn10P(鑄錫磷青銅)
第5.3節(jié) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)
根據(jù)閉式蝸牛桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，因傳動(dòng)中心距為：
a≥mm (5.1)
5.3.1、確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T,按Z=2估取效率η=0.8則
T=9.55×10=9.55×10=14.81N.M
5.3.2、確定載荷系數(shù)
因工作載荷穩(wěn)定,所以選取齒向載荷分布系數(shù)K=1,由手冊(cè)選取用系數(shù)K=1.15,由于轉(zhuǎn)速不高沖擊不大，可取動(dòng)動(dòng)載系數(shù)K=1.05則：
K= K. K. K=1.15×1×1.05=1.21 (5.2)
5.3.3、確定彈性影響系數(shù)Z
因選用的是鑄磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配故Z=160。
5.3.4、確定接觸系數(shù)Z
假設(shè)蝸桿的分度圓直徑d/a =0.35從而查手冊(cè)得Z=2.9。
5.3.5、確定許用接角應(yīng)力
根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅,金屬模鑄造蝸桿硬度大于45HRC,可從表中查得蝸輪的基本許用力[σ]′=268mPa
所以應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：
N=60jnL=60×1×2800Ln (5.3)
L—壽命數(shù)此壽取2000小時(shí)
即： N=60×9×93.33×2000=1.119×10 (5.4)
壽命系數(shù)： K==0.9945 (5.5)
則： [σ]=K[σ]′=0.9945×268=266.53Mpa (5.6)
5.3.6、計(jì)算中心距
a≥≈37.87mm (5.7)
取中心距a=42,因I=30故從表中取模數(shù)并結(jié)全實(shí)際情況及生產(chǎn)的需要取模數(shù)m=1,蝸桿分度圓直徑d=22這時(shí)d/a=22/42=0.523從而可得′=2.65因?yàn)?
′〈，因此上取結(jié)果可以采用。
第5．4節(jié) 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
5．4．1、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸如下表：
名稱
代號(hào)
數(shù)值
中心距
a
42
蝸桿頭數(shù)
Z
2
蝸輪數(shù)
Z
62
齒形角
a′
20°
模數(shù)
m
1
傳動(dòng)比
i
30
蝸輪變位系數(shù)
x
0
蝸桿直徑系數(shù)
q
22
蝸桿軸向齒距
p
3.14
蝸桿導(dǎo)程
p
2
蝸桿分度圓直徑
d
22
蝸桿齒頂圓直徑
d
24
蝸桿齒根圓直徑
d
19.5
頂隙
c
1
漸開線蝸桿基圓直徑
d
5．31
蝸桿導(dǎo)程角
r
5．19°
漸開線蝸桿圓導(dǎo)程角
r
20．64°
蝸桿齒寬
b
30
蝸輪分度圓直徑
d
62
蝸輪齒頂圓直徑
d
64
蝸輪齒根直徑
d
59．5
蝸輪齒頂高
h
1
蝸輪齒根高
h
1．25
蝸輪齒高
h
2．25
蝸輪齒寬
b
20
蝸輪齒寬角
θ
130．76
蝸桿軸向齒厚
S
1．57
蝸桿法向齒厚
S
1．56
蝸桿節(jié)圓直徑
d′
22
蝸輪節(jié)圓直徑
d′
62
表5.1
第5．5節(jié) 驗(yàn)算傳動(dòng)比
根據(jù)I=Z/Z=62/2=31,這時(shí)傳動(dòng)比誤差為=-3.3%是允許的故蝸輪蝸桿的齒數(shù)符合要求。
第5．6節(jié) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
σ=1.53kTYY/ddmcosr≤[σ] (5.8)
當(dāng)量齒數(shù) Z=Z/cosr=62/ cos5.16=62/0.988=62.76
根據(jù)x=0 Z=62.76從圖表中可查得齒形數(shù)Y=2.3,螺旋角系數(shù)Y=1-=0.957。
因許用彎曲應(yīng)力[σ]=[σ]′k從表中查得ZcuSn10P制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[σ]′=56Mpa所以壽系數(shù)：
K==0.9144
[σ]=56×0.9144=51.21Mpa
[σ]==43.19
故彎曲強(qiáng)度是滿足的
第5.7節(jié) 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng),屬于通用機(jī)械減速器,從GB10089-88圓柱蝸桿,蝸輪精度中選擇7級(jí)精度,側(cè)隙種類為g標(biāo)注為7Ggb10089-88, 然后由有關(guān)手冊(cè)查得手冊(cè)要求的公差項(xiàng)目及表面粗度如下：
蝸桿公差
公差
檢驗(yàn)項(xiàng)目代號(hào)
公差或極限偏差
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
蝸輪的公差組
公差組
檢驗(yàn)項(xiàng)目代號(hào)
公差或極限偏差
Ⅰ
齒距累積公差F
0.045
Ⅰ
K個(gè)齒距累積公差F
0.028
Ⅰ
齒圈徑向跳動(dòng)公差F
0.04
Ⅱ
齒距極限偏差f
±0.014
Ⅱ
齒形公差f
0.011
表5.3
第5．8節(jié) 初步確定蝸桿上的最小直徑：
先按公式初步估算蝸桿上的歸小直徑，因蝸桿的材料為45號(hào)鋼淬火處理，根據(jù)公式取A=125于是得：
d=A=125=5mm (5.9)
蝸桿的最小直徑，顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑為了使所選的直徑與聯(lián)軸的孔徑相適應(yīng)，幫需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器根據(jù)前面設(shè)計(jì)半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔徑d=25mm,故取d=15mm。
第5．9節(jié) 蝸桿的結(jié)構(gòu)與各段直徑和長(zhǎng)度
為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出軸肩定位，故取dⅡ-Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=16mm左端用擋圈定位半聯(lián)軸器蝸桿配合的轂孔長(zhǎng)度L=25，為保證擋圈只壓半聯(lián)軸器上而不壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取LⅡ-Ⅲ=24。
第5．10節(jié) 初步選取滾動(dòng)軸承
因軸承主要承受徑向載荷，同時(shí)也承受較小的軸向載荷，故選用深溝球軸承參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=16mm由軸承產(chǎn)品中目錄中初步選取特輕系列103其基本尺寸為d×D×B=17×35×10故dⅡ-Ⅲ=17mm，為了加工的需要和方便
Ⅳ-Ⅴ之間加工一段砂輪越尾槽，取其直徑為15mm其軸向長(zhǎng)度2mm，軸承的左端用螺帽進(jìn)行定位。根據(jù)對(duì)螺帽的設(shè)計(jì)（在此略），則知LⅡ-Ⅲ，右端采用軸肩進(jìn)行定位，另外，根椐蝸輪的直徑d蝸輪=62mm，以及蝸桿的齒寬b≥(12+0.1Z)=18.2取其30mm和蝸輪輪體距箱體內(nèi)壁之間的距離取10mm故可以取LⅤ-Ⅵ=LⅦ-Ⅷ=10mm，右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，故dⅨ-Ⅹ=17mm,LⅨ-Ⅹ=10mm，還有右端軸承采用軸肩定位由手冊(cè)上查得103型軸承的定位軸肩高度h=1mm由此得dⅤ-Ⅵ=
dⅦ-Ⅷ=18mm,至此已基本上確定了各段直徑和長(zhǎng)度。
第5．11節(jié) 蝸桿上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與蝸桿的周向定位采用平鍵連接，按dⅠ-Ⅱ=15,由手冊(cè)查得平鍵截面b×h=5×5,鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為18mm，同時(shí)半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動(dòng)軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
參考手冊(cè)，取軸端倒角為0.8×45°各處軸肩的圓角半徑為R0.8。
繪制工作圖見零件圖紙。
第六章 主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
因主動(dòng)軸與蝸輪軸用一個(gè)軟軸連接，所以工作時(shí)的轉(zhuǎn)矩變化很小，又已知主動(dòng)軸上的功率P主動(dòng)軸=141.12W.轉(zhuǎn)速n主動(dòng)軸=93.33r/min轉(zhuǎn)矩T=14.26N.M。
第6．1節(jié) 初步確定軸的最小直徑
先按公式初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)手冊(cè)，取A=112于是得：
d= A=112×=12.855mm (6.1)
因主動(dòng)由的最小直徑與彈簧軟軸相連，所以此時(shí)可取dⅠ=12mm.
第6．2節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
6．2．1、初步擬定軸上零件的裝配方案
6．2．2、根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（1）初步選定滾動(dòng)軸承
因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承，參觀照工作需要并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=12mm由軸承產(chǎn)品目錄中初選取基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度的角接觸球軸承35201其尺寸d×D×B=12×32×10，右端軸承的定位采用軸肩進(jìn)行定位，軸手冊(cè)上查得36201的定位，軸間高度h=1mm ，因此dⅥ-Ⅶ=14mm ,左端用左支架內(nèi)的孔凸臺(tái)進(jìn)行定位，軸環(huán)寬度b≥1.4h,取b=8。
（2）取安裝橡膠輪(的輪轂的)處的軸段dⅢ-Ⅳ=16mm,其左端與軸承之間采用圓螺母鎖緊定位，已知橡膠輪的輪轂的寬度為72mm ,為了便于螺母端面可靠地壓緊橡膠輪，此時(shí)可取螺桿長(zhǎng)度為26mm，橡膠輪的右端采用軸肩定位故取LⅢ-Ⅳ=84mm, 故取軸肩高度h=2mm,則dⅣ-Ⅴ=20mm.
(3根據(jù)總討設(shè)計(jì)筒體體積v=9升長(zhǎng)為L(zhǎng)=300mm 直徑d=200mm所以LⅡ-Ⅷ=300+10+10+16=336為了使筒體不與兩支架距離太近，便于操作方便，并且使軸與蝸輪軸間連接方便，此時(shí)LⅠ-Ⅱ=30mm故可初選軸的總長(zhǎng)為410mm.
(4)確定軸上圓角倒角尺寸
參考手冊(cè)取軸端倒角為0.8×45°各軸肩處的圓角半徑為R0.8
第6.3節(jié) 求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算圖,在確定軸承的支點(diǎn)位位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查取a值,對(duì)于36201型角接觸軸承,由手冊(cè)得a=7.6mm.因此,作為簡(jiǎn)支粱的軸的支承跨距L=410-20-7.6×2=372.8mm.根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計(jì)算彎矩圖.
從軸的結(jié)構(gòu)圖和計(jì)算彎矩圖中可以看出截面c處的計(jì)算彎矩最大,是軸的危險(xiǎn)截面,現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的M M M及 M的值列于下表:
載荷
水平面
垂直面
支反力R
R=712N. R=713N
R==713N R=713N
彎矩
M
=713×=132618N.mm
M=713×186=132618N.mm
M=-132618N.mm
總彎矩
M==187550.17N.mm M=187550.17N.mm
扭矩T
T=14260N.mm
計(jì)算彎矩
M==187745N.mm
M= M=187550.17N.mm
表6.1
第6.4節(jié) 求作用在軸上的力
F=2T/d==14260N (6.2)
F= F=14260N
F= Ftg0° (6.3)
F為圓角力, F為徑向力, F為軸向力
第6.5節(jié) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核軸上承受最大計(jì)算彎矩的截面的強(qiáng)度,則由公式及上表中的數(shù)值可得:
σ===23.47MPa (6.4)
前已選定軸的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理,由表查得[σ]=60MPa因此σ<[σ]
所以安全。
第七章 從動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
因從動(dòng)由設(shè)計(jì)尺寸與主動(dòng)軸的尺寸基本相同，只是從動(dòng)軸的不需與任何其它軸聯(lián)接，而其兩端只裝配角接觸球軸，故從動(dòng)由與主動(dòng)軸相比少了與軟軸相連接的那段長(zhǎng)度，其它都相，故從動(dòng)軸的總長(zhǎng)度L=410-20=390mm。
第7．1節(jié) 從動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
7．1．1、擬定軸上零件的裝配方案
7．1．2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑攻長(zhǎng)度
軸的知段直徑和長(zhǎng)度見主動(dòng)軸。
7．1．3、確定軸上圓角和倒角尺寸
參考手冊(cè)，取軸端倒角為0.8×45°各軸肩處的圓角半徑為R0.8。
7．1．4、求軸上的載荷
見主動(dòng)軸。
第7．2節(jié) 從動(dòng)軸的工作結(jié)構(gòu)圖
見零件圖
第八章 蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
第8．1節(jié) 蝸輪結(jié)構(gòu)
根據(jù)蝸輪的齒頂圓直徑d=64mm可以做成整體式結(jié)構(gòu)，輪芯部分的結(jié)構(gòu)尺寸如下：
d=12mm 鍵槽尺寸為16×1.2×3
于是，根據(jù)前面對(duì)蝸輪各尺寸的設(shè)計(jì)，蝸輪的結(jié)構(gòu)如下：
第8．2節(jié) 求出蝸輪上的功率P轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T
根據(jù)前面的設(shè)計(jì)得：
P=141.12W
n=93.33r/min
T=14.4N.m
第8.3節(jié) 求作用在蝸輪上的力
因已知蝸輪分度圓直徑為:
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—圓周力
Fr—徑向力
Fa—軸向力
第8.4節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
先按公式初小估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45號(hào)鋼,根據(jù)地手冊(cè)取A=112于是得:
d= A=112=12.86mm (8.5)
因蝸輪軸與主動(dòng)之間用軟軸相連,故可取d=12mm
8.4.1、擬定軸上零件的裝配方案
第8.5節(jié) 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
8.5.1、
因在此機(jī)械中軸的最小直徑處是通過一根軟軸與主動(dòng)軸連接,即d=12mm同時(shí)取其長(zhǎng)度為L(zhǎng)=15mm。
8．5．2、
考慮到減速器加油潤(rùn)滑，所以軸端需加密封裝置以防止油液泄露，故在此設(shè)計(jì)一凸臺(tái)，其半徑為d=15mm,長(zhǎng)度L=13mm。
8．5．3、
初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承主要承受徑向載荷，同時(shí)也承受了較小的軸向載荷故選用深溝球軸承，根據(jù)d=15mm，并參照工作需要，軸軸承產(chǎn)品目錄中初步選取特輕系列103，其尺寸為d×D×B=17×35×10故d=17mm, L=10mm,根據(jù)蝸輪輪芯部分尺寸d=12mm,所以在此右端軸承與左端軸承應(yīng)為同一類型不同型號(hào)的軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取特輕系列101，其主要結(jié)構(gòu)尺寸為d×D×B=12×28×8其右端用螺母定位為使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，蝸輪與軸承之間相互進(jìn)行軸向定位故d=12mm，L=8+18=26mm。
8．5．4、蝸輪的周向定位
蝸輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按d=12mm由手冊(cè)查得平鍵尺寸為b×h=4×4(GB1095-79),鍵槽用銑刀加工長(zhǎng)為12（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見（GB1096-79）同時(shí)為了了保證蝸輪與軸配合良好的對(duì)中性，故選取蝸輪輪轂的配合為H7/n6。
8．5．5、圓螺母的確定
根據(jù)d=12mm,以及參照工作的需要，可由手冊(cè)查得圓螺母的型號(hào)及其結(jié)構(gòu)如圖8.3. 尺寸為M10×1，d=20mm,m=6mm,C=0.5mm,C=0.5mm (GB810-88)。為使軸承能牢固地軸向定位,故采用兩個(gè)圓螺母,所以d=10mm,L=12mm。
第8.6節(jié) 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考手冊(cè)，取軸端倒角為0.8×45°。各軸肩處的圓角半徑為0.8mm。
第九章 筒體的設(shè)計(jì)
第9．1節(jié) 筒體結(jié)構(gòu)的確定
因考慮到本產(chǎn)品屬實(shí)驗(yàn)室用機(jī)械，不屬于大批大量生產(chǎn)，故筒體采用焊接結(jié)構(gòu)標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫，并根據(jù)已知條件V=9升，由總體設(shè)計(jì)中初步確定的結(jié)構(gòu)尺寸即涂料筒體長(zhǎng)度L=300mm，直徑d=200mm,可初步確定筒體的結(jié)構(gòu)如下：
第9.2節(jié) 確定筒體的壁厚
因筒體有別于壓力容積,不要承受很大壓力,故筒體的壁厚可以根據(jù)實(shí)際情況以及結(jié)合生產(chǎn)條件取值,在此取壁厚S=2mm。
第9.3節(jié) 送料孔和卸料孔的設(shè)計(jì)
本機(jī)械屬實(shí)驗(yàn)生產(chǎn)用機(jī)械，送料及卸料可不要求實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化，在此在筒體的右端開一個(gè)孔用一個(gè)接頭與其連接，以便在筒體轉(zhuǎn)動(dòng)攪拌時(shí)沒有攪拌均勻的涂料就泄露，用一個(gè)螺帽與接頭連接，在螺帽與接頭加密封圈，另外，為了上料方便在筒體的端平面中心安裝一個(gè)提手。
第9．4節(jié) 筒體各部分尺寸的確定
9.4.1、
由于筒體的兩端與橡膠輪之間產(chǎn)生磨擦,并由橡膠輪帶動(dòng)筒體轉(zhuǎn)動(dòng),為了提高生產(chǎn)率,使橡膠輪與筒體能更好接觸并結(jié)合實(shí)際工作的需要,在筒體的兩端作成一個(gè)錐臺(tái),其錐角為R=15°,錐臺(tái)的長(zhǎng)度為L(zhǎng)=50mm。
9．4．2、送料孔卸料孔尺寸的確定
為了生產(chǎn)的方便，送料孔與卸料孔實(shí)際做成了一個(gè)孔，根據(jù)筒體兩端的直徑D=200-2×50*sin15°=174.1mm取送料孔與卸料孔的中心距筒體中心的距離取d=53mm,另外送料孔與卸料孔的半徑r=22mm。
9．4．3、加強(qiáng)圈的設(shè)計(jì)
筒體在橡膠輪的帶動(dòng)下作傳動(dòng)的同時(shí)，為使涂料混合均勻，在筒體的中間加一個(gè)振動(dòng)力，使筒體既轉(zhuǎn)動(dòng)又作徑向振動(dòng)，為了使筒體在振動(dòng)時(shí)能夠承受足夠的振動(dòng)力，給筒體加一個(gè)加強(qiáng)圈，加強(qiáng)圈采用焊接結(jié)構(gòu)，采用標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫，在此取加強(qiáng)圈的寬度為a=200mm。
第9．5節(jié) 筒體的技術(shù)要求
1） 筒體采用焊接結(jié)構(gòu)，標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)焊縫。
2） 兩錐圓修光整，無明顯凹凸不平。
3） 外表面吹砂。
4） 與接頭焊后鍍鋅。
第十章 振動(dòng)頻率的設(shè)計(jì)
因筒體入于主動(dòng)軸與從動(dòng)軸上，由主動(dòng)軸的橡膠輪帶動(dòng)筒體轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)又有振動(dòng)力使筒體產(chǎn)生徑向振動(dòng)，而筒體并不固定于某個(gè)部件上，故必須計(jì)算出筒體的固有振動(dòng)頻率即基頻，以使實(shí)際振動(dòng)頻率不等于固有振動(dòng)頻率，以免筒體產(chǎn)生共振幅過大而產(chǎn)生危險(xiǎn)。
第10．1節(jié) 用瑞利法求筒體的固有頻率
“離散系統(tǒng)主模態(tài)數(shù)與自由度數(shù)相同，為估算固有頻率，必須假定動(dòng)力振型或模態(tài)向量，一般瑞利法用于求基頻，因?yàn)閷?duì)于更高階頻率估算模態(tài)向量更困難，若所假定的振型是精確的動(dòng)力振型，則計(jì)算出的頻率也是精確的，若所假定的振型不是精確的動(dòng)力振型，它相當(dāng)于對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)附加一個(gè)約束，因此計(jì)算出來的頻率高于實(shí)際什，這樣，瑞利法相對(duì)估算法的頻率趨于給出的較高值，下面是幾種典型的用瑞利法求基頻。
顯然，對(duì)于基頻的動(dòng)撓度由線應(yīng)假設(shè)成上圖C的形式，在上圖a中軸的質(zhì)量忽略不計(jì)，系統(tǒng)的勢(shì)能是彎曲變形，使它等于靜載荷所做的功，最大勢(shì)能是：
V=（my+my+my）g (10.1)
mg、mg、mg－是由轉(zhuǎn)子形成的靜載荷
y、y、 y－轉(zhuǎn)子撓度
對(duì)于簡(jiǎn)諧振動(dòng)，由于轉(zhuǎn)子的最大動(dòng)能T是：
T=（my+my+my） （10.2）
W—振動(dòng)頻率
使V與T其等化簡(jiǎn)后可得:
W= g(my+my+my）/（my+my+my） (10.3)
或 W= (10.4)
如圖10.2 a所示為軸承支承具有兩圓盤的均質(zhì)軸,設(shè)軸的靜撓度,如圖10.2 b所示則可算出系統(tǒng)的基頻?！盵7]
假定軸是個(gè)質(zhì)量集中的筒體支梁，忽略軸的質(zhì)量應(yīng)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
即筒體的固有頻率f=45.5Hz，結(jié)合生產(chǎn)中用電的頻率為50Hz，即筒體的固有頻率小于工作時(shí)電磁鐵的振動(dòng)頻率，即筒體在工作時(shí)不產(chǎn)生共振，故工作過程中筒體的振幅不會(huì)很大，是安全的。
第10.2節(jié) 振幅的設(shè)計(jì)
10.2.1、振動(dòng)方程的確定
根據(jù)已知條件得振幅A≯0.02mm寫出筒體振動(dòng)的振動(dòng)方程：
X=Acos(wt+Ψ) (10.5)
A— 振幅
w—角頻率
Ψ—初相角
因頻率w是由振動(dòng)系統(tǒng)本身性質(zhì)所決定的，在角頻率已經(jīng)確定的條件下，振幅A和初相角Ψ由初始時(shí)刻，振動(dòng)物體的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)決定，設(shè)t=0時(shí)， 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
所以振動(dòng)方程x=0.02cos(285.92t+π/2)
10．2．1、電磁鐵的確定
“下面是幾種電磁鐵用途及工作條件的比較”[7]
系列型號(hào)
系列名稱
用途
工作條件
不宜應(yīng)用的場(chǎng)合
海拔
環(huán)境溫度
MZS1
三相交流制動(dòng)電磁鐵
適用于長(zhǎng)行閘瓦或帶式制動(dòng)器
100米
-45°-35°C
1、充滿水蒸汽境或不能
防止雪及液體浸入的地方。
2、有劇烈振動(dòng)或強(qiáng)力顛簸的地方。
3、含有能損壞金屬和絕緣腐蝕性氣體及蒸汽的環(huán)境。
4、有爆炸危險(xiǎn)的環(huán)境（MZS581除外）。
5、MZZ2不宜用于充滿導(dǎo)電塵埃的環(huán)境。
MZZ2
直流制動(dòng)電磁鐵
適用于閘瓦制動(dòng)器
-30°-40°C
MZS581
工廠用隔爆型交流制動(dòng)電磁鐵
適用于閘瓦制動(dòng)器
MQ1
牽引電磁鐵
用于機(jī)床及制動(dòng)化系統(tǒng)操作各種機(jī)構(gòu)
MFJO
MFJ1
交流閥用電磁鐵
與液壓閥或氣閥組成石磁閥用于液壓或氣壓傳動(dòng)系統(tǒng)中
MFZ1
直流閥用磁鐵
表10.1
根據(jù)以上比較的結(jié)果，初步選定MQ1系列的牽引電磁鐵，另外，根據(jù)MQ1系列選用電磁鐵，型號(hào)為MQ1-1.5T推動(dòng)式電磁鐵，其技術(shù)數(shù)據(jù)為：
電磁鐵型號(hào)
使用方法
額定吸力
（公斤）
額定行程
（mm）
通電持續(xù)率（%）
操作次數(shù)
（次/時(shí)）
鈄鐵重量
（公斤）
MQ1-1.5T
推動(dòng)式
1.5
20
60
600
0．30
表10.2
電磁鐵的特性曲線
小結(jié)
通過本次設(shè)計(jì)，使我基本懂得了設(shè)計(jì)的一般過程以及設(shè)計(jì)的一般技巧，培養(yǎng)了自己查閱資料，撰寫論文的能力，同時(shí)，也懂得了設(shè)計(jì)過程的艱辛以及設(shè)計(jì)和發(fā)明一種新產(chǎn)品對(duì)社會(huì)的工業(yè)的推動(dòng)是一種不估量的貢獻(xiàn)。
另外，本次設(shè)計(jì)的振動(dòng)攪拌器，其性能以及加工的精度要求較企業(yè)用來加工和生產(chǎn)別的物件的機(jī)床要低，有些零件的設(shè)計(jì)只是根據(jù)實(shí)際情況而設(shè)計(jì)而不按標(biāo)準(zhǔn)取值，如蝸輪減速器中蝸輪蝸桿中心距的設(shè)計(jì)以模數(shù)的取值，還有由于所參考的資料不同，有的零件所采用的標(biāo)準(zhǔn)為1988年新標(biāo)準(zhǔn)有的為1979年標(biāo)準(zhǔn)，所以有些零件的設(shè)計(jì)可能稍有不同，特別是對(duì)筒體的設(shè)計(jì)因其有別于壓力容積，故在設(shè)計(jì)過程中要求較低，采用焊接結(jié)構(gòu)表面無明凹凸不平，吹砂鍍鋅即可并其尺寸可根據(jù)需要而定而無標(biāo)準(zhǔn)定額。
由于時(shí)間倉(cāng)促，設(shè)計(jì)者的水平有限以及經(jīng)驗(yàn)的不足，蔬忽和錯(cuò)誤在所難免，敬請(qǐng)批評(píng)評(píng)指正。
設(shè)計(jì)者：唐順祥
2005年5月2日
參考文獻(xiàn)
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機(jī)械工業(yè)出版
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致 謝
經(jīng)過一個(gè)學(xué)期的努力，畢業(yè)設(shè)計(jì)到現(xiàn)在已基本完成了。在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，通過對(duì)自己所選課題的資料收集、總結(jié)和應(yīng)用，使我對(duì)所學(xué)的知識(shí)有了更深的了解。雖然設(shè)計(jì)中難免有許多不完善的地方，但是我認(rèn)為通過畢業(yè)設(shè)計(jì)進(jìn)一步提高了自己的自學(xué)能力，為以后的學(xué)習(xí)和工作打下了基礎(chǔ)。
在此，首先感謝指導(dǎo)老師趙老師的悉心指導(dǎo)，在整個(gè)設(shè)計(jì)期間不厭其煩地為我們解決各種困難并指出設(shè)計(jì)中的錯(cuò)誤，引導(dǎo)我們圓滿地完成畢業(yè)設(shè)計(jì)。同時(shí)也感謝其它老師平時(shí)對(duì)我的教導(dǎo)指點(diǎn)，在設(shè)計(jì)上給予寶貴的建議，使我對(duì)所學(xué)知識(shí)有了更深的理解。
在整個(gè)設(shè)計(jì)方面，要感謝我的同窗們，他們給了我極大的幫助，提出了許多寶貴的意見和建議。在此一并表示深深的謝意！
唐順祥
2005年6月
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