乳胶洗模装置 说明书Word格式.docx
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总之,通过这次设计应该能够树立正确的设计思想和严肃认真的工作态度,树立正确的生产观念,经济意识的全面观念。
从工厂切身利益经济状况等因素出发进行合理的设计。
毕业设计任务书
一.选题的目的
按照本专业教学计划规定的有关专业技术能力的基本要求,选题应尽可能结合生产、科研、管理、教学等方面的实际需要,有针对性地利用所学计算机CAD应用软件,从机械零件、部件到整体机械结构进行设计,并绘制整套图纸。
二.设计题目:
乳胶洗模装置
1-软水喷淋水管;
2-圆盘毛刷;
3-链轮;
4-圆柱毛刷;
5-电机;
6-热水喷淋水管;
7-水槽;
8-减速器;
9-挡水板;
10-锥齿轮
洗模装置
三.技术要求及主要技术参数
1.设备名称和型号:
乳胶洗模装置
2.设备的工作用途:
乳胶模具的清洗
3.主要技术要求和主要技术参数
主要性能
参数
圆盘毛刷:
直径(mm)
毛长(mm)
600
70
毛刷转速(r/min)
65
电机功率(kW)
2.2
四.学生应完成工作量及技术文件要求;
1.毕业设计说明书一份,要求计算正确、分析有据、文字简洁、层次分明并装订成册。
2.应用AutoCAD绘制总装配图一套,应用三维CAD或机械CAD软件绘制三维实体图。
3.应用AutoCAD绘制部件图一张,应用三维CAD或机械CAD软件绘制三维实体图。
4.应用AutoCAD绘制零件图三张。
五.设计时间要求:
设计时间:
第1周-第7周(2010年3月-2010年5月)
设计进度及要求见下表:
序号
毕业设计进度及要求
设计时间
备注
1
研究设计任务书,听设计辅导课
0.5周
2
深入社会实际,了解和收集有关资料
工厂、市场、图书馆、网络
3
提出初步设计方案绘制总装草图并进行可行性论证,确定设计方案。
1周
4
绘制总装配图、部件装配图、零件图
3周
部件图、零件图、汇总技术文件内组内成员分工进行
5
绘制三维总装配图、部件装配图、零件图
组内成员分工进行
6
编写设计说明书
7
答辩
五.指导教师:
******
年月日
前言-----------------------------------------------------------------4
第一章.总体设计--------------------------------------------------8
第二章.一级链轮的传动设计------------------------12
第三章.二级链轮的传动设计------------------------14
第四章.锥齿轮的传动设计及校核--------------------16
设计总结-----------------------------------------20
主要参考资料-------------------------------------21
附:
图1——装配图一张
图2——零件图3张
第一章总体设计
一、电动机的选择
1.根据设计任务书,电动机带动毛刷转动,无特殊需求,可选择一般用途的全封自冷鼠笼型三相异步电动机,根据电机的额定功率为2.2kW,一般情况下,宜选用1000,1500r/min较合适,这里选择同步转速为1500r/min,型号为Y100L1-4.
查表电机的技术参数得:
电动机型号
额定功率
Pm/kW
同步转速
n/(r/min)
满载转速
电动机总重
/kg
Y100L1-4
1500
1400
34
2.如图01所示为传动机构示意图
设
n0、n1、n2、n3、n4分别为电动机主轴,蜗轮和链轮主轴,链轮和锥齿轮主轴,链轮和盘形毛刷主轴,锥齿轮和圆柱毛刷主轴的转速。
P0、P1、P2、P3、P4分别为电动机主轴,蜗轮和链轮主轴,链轮和锥齿轮主轴,链轮和盘形毛刷主轴,锥齿轮和圆柱毛刷主轴的输入功率。
T0、T1、T2、T3、T4分别为电动机主轴,蜗轮和链轮主轴,链轮和锥齿轮主轴,链轮和盘形毛刷主轴,锥齿轮和圆柱毛刷主轴的转矩。
Pd为电动机的输出功率,(kW);
nm为电机满载时的转速,(r/min);
i01、i12、i23、i24分别为相邻两轴的传动比;
η01、η12、η23、η24分别为相邻两轴的传动效率;
3.各轴的转速
n0=nmn3=n2/i23
n1=nm/i01n4=n3
n2=n1/i12
4.各轴的输入功率
P0=PdP3=P2·
η23
P1=Pd·
η01P4=P3·
η24
P2=P1·
η12
式中η01——圆弧蜗杆传动效率0.85~0.95,这里取0.9
η12=ηr·
ηw1(ηr——轴承效率;
ηw1——一级链轮效率)
η23=ηr·
ηw2(ηw2——二级链轮效率)
η24=ηr·
ηg(ηg——锥齿轮效率)
5.各轴的转矩
T0=9550Pd/nmT3=9550P3/n3
T1=9550P1/n1T4=9550P4/n4
T2=9550
P2/n2
二、传动装置的总体设计
由任务书给出数据,可得n4=n3=65(r/min)
1.总传动比
i=n0/n4=1430/65=22
2.分配各级传动比
(1)根据电动机额定功率为2.2kW,同步转速为1500r/min,查机械设计手册可选择标准圆弧圆柱蜗杆减速器。
型号为:
CWU63-5-ⅡF传动比i01=5
(2)链轮传动的单级传动比的常用值为2~5
分配一级链轮的传动比为:
i12=2.2
则二级链轮的传动比为:
i23=i/i01/i12=22/5/2.2=2
锥齿轮的传动比:
i24=i23=2
3.计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴的转速:
n0=1430(r/min)
n1=n0/i01=1430/5=286(r/min)
n2=n1/i12=286/2.2=130(r/min)
n3=n2/i23=130/2=65(r/min)
n4=n3=65(r/min)
(2)各轴的功率:
P0=Pd=2.2(kW)
η01=2.2×
0.9=2.0(kW)
η12=P1·
ηr·
ηL1=2.0×
0.99×
0.96=1.9(kW)
P3=P2·
η23=P2·
ηL2=1.9×
0.96=1.8(kW)
P4=P2·
η24=P2·
ηg=1.9×
0.95=1.79(kW)
(3)各轴的转矩:
66.78130139.5865264.46262.99
T0=9550Pd/nm=9550×
2.2/1430=14.69(N·
m)
T1=9550P1/n1=9550×
2/286=66.78(N·
T2=9550P2/n2=9550×
1.9/130=139.58(N·
T3=9550P3/n3=9550×
1.8/65=264.46(N·
T4=9550P4/n4=9550×
1.79/65=262.99(N·
将以上计算结果填入下表,以便后面设计计算
参数
轴
电动机
轴Ⅰ(n1)
轴Ⅱ(n2)
轴Ⅲ(n3)
轴Ⅳ(n4)
转速(r/min)
1430
286
130
功率(kw)
2.0
1.9
1.8
1.79
转矩(Nm)
14.69
66.78
139.58
264.46
262.99
传动比
效率(η)
0.9
0.96
0.95
第二章一级链轮的传动设计
一.一级链轮的传动设计
由以上数据可知:
减速器的输出功率为P1=2.0kW,转速为
n1=286r/min,传动比为i12=2.2。
1.选择链轮的齿数Z1,Z2(Z1:
小链轮齿数,Z1:
大链轮齿数)
Z1应参照链速和传动比选取,推荐:
Z1≈29-2i12
∴Z1=29-2i12=29-2×
2.2=24.6取25
Z2=Z1i12=25×
2.2=55
传动比i12=Z2/Z1=55/25=2.2
误差小于±
5%,故允许。
2.确定链的型号
根据式Pc=KAP/KzKm
由表查8.3(这里无特殊注明的表或图,均查《机械设计基础》书本)得工作情况系数KA=1;
估计此传动是在图8.10中曲线高峰值的左侧工作,由表8.4查得小链轮齿数系数
Kz=(Z1/19)1.08=(25/19)1.08=1.34
此链传动采用单排链,由表8.5查得多排链系数Km=1.因此
Pc=KAP/KzKm此=1×
2.0/(1.34×
1)=1.5kW
根据链传动的计算功率Pc和小链轮的转速n1由图8.10选取链号为10A,其节距p=12.7mm,其标记为:
08A-1×
9.525.GB1243.1-1983
3.确定链节数Lp
初定中心距Lp=40p,链节数为
Lp=2a0/p+(z1+z2)/2+p/a0[(z2–z1)/2π]2
=(2×
40p)/p+(55+25)/2+p/40[(55-25)/2π]2为=120.57
链节数最好为偶数,故选取Lp=120
因此,链条长度为L=Lpp=120×
12.7=1524mm
4.确定实际中心距
将中心距设计成可调节的传动,不必计算实际中心距。
可取
a≈a0=40p=40×
12.7=508mm
5.计算链速
根据公式计算平均链速
v=z1n1p/(60×
1000)=25×
286×
12.7/(60×
1000)=1.5m/s
6.确定润滑方式
根据节距p=12.7mm和v=1.5m/s,查图8.11可知,该传动的润滑方式可采用滴润滑。
7.计算链的有效拉力
F=1000p/v=1000×
2.0/1.5=1333.33N
8.计算作于轴上的压力
FO=1.3F=1.2×
1333.33=1600N
9.链条的标记为:
08A-120GB1243.1-83
10.链轮的工作图详见设计图纸01。
第三章二级链轮的传动设计
一.二级链轮的传动设计
由前面数据可得:
减速器的输出功率为P1=1.92KW,转速为
n1=130r/min,传动比为i12=2。
2=25
2=50
传动比i12=Z2/Z1=50/25=2
1.92/(1.34×
1)=1.4kW
根据链传动的计算功率Pc和小链轮的转速n1由图8.10选取链号为10A,其节距p=15.875mm,其标记为:
15.875.GB1243.1-1983
链节数最好为偶数,故选取Lp=118
因此,链条长度为L=Lpp=118×
158.875=1873.25mm
15.875=635mm
v=z1n1p/(60×
130×
15.875/(60×
1000)=0.86m/s
根据节距p=12.7mm和v=0.86m/s,查图8.11可知,该传动的润滑方式可采用滴润滑。
1.92/0.86=2232.56N
2232.56=2679.07N
10A-120GB1243.1-83
10.链轮的工作图详见设计图纸02。
第四章直齿锥齿轮的传动设计
一.锥齿轮设计
由前面数据可得,已知:
小轮传递的额定转矩T2=139.58(N·
m),转速n2=130r/min;
大轮的转速n4=65r/min;
两齿轮轴线相交成90°
,大小轮均为悬臂支承。
由于锥齿轮工作时无特殊要求,抗弯强度和抗冲击性较小,工作时间较长,齿轮可采用锻钢制造。
1.初步设计
de1≥1951
mm
载荷系数K=1.5
齿数比u=i24=n2/n4=160/65=2
齿轮的许用接触应力σHP=σHlim/sH
据图23.2-18查得试验齿轮的接触疲劳极限σHlim=1300N/mm2,安全系数sH=1.1
∴σHP=σHlim/sH=1300/1.1=1182
估算结果de1≥1951
=83mm
2.几何计算
小轮齿数,z1取20,z2=uz1=2×
20=40
大端模数:
me=de1/z1=83/20=4.15取me=4.5
大端分度圆直径:
de1=z1me=20×
4.5=90mm
de2=z2me=40×
4.5=180mm
平均分度圆直径:
dm1=de1(1-0.5ΦR)=90×
(1-0.5×
0.3)=76.5mm
dm2=de2(1-0.5ΦR)=1δ80×
0.3)=153mm
大端齿根高:
hfe1=(1+C*-x1)me=(1+0.2-0)×
4.5=5.4
hfe2=(1+C*-x2)me=(1+0.2-0)×
齿顶圆直径:
da2=(z2+2ha*cosδ2)m=(40+2×
1×
cos64.43)×
4.5=183.88
齿根圆直径:
df=[z-2(ha*+c*)cosδ2]m
=[40-2(1+0.2)cos64.43]×
4.5=175.338mm
外锥距:
Re=de1/2sinδ1=90/(2×
0.3015)=100.6
齿顶角:
θα=θf2θα2=θf1灾
齿根高:
θf1=arctan(hfe1/Re)=arctan5.4/100.6=3.1°
θf2=3.1°
分锥角:
δ1=arctan(Z1/Z2)=arctan(20/40)=26.57°
δ2=64.43°
当量齿数:
Zu1=Z1/cosδ1=20/cos26.57≈22.4
Zu2=Z2/cosδ2=40/cos64.43≈92.7
平均模数:
mm=me(1-0.5ΦR)=4.5(1-0.5×
0.3)=3.825mm
Re=de1/2sinδ1=90/(2×
0.3015)=146.8
齿宽:
b=ΦRRe=0.3×
100.6=30.8取b=30mm
端面重合度:
εua=[Zu1(tanαva1-tanα)+Zu2(tanαva2-tanα)]/2π
其中:
αva1=arccosZu1cosα/(Zu1+2h*α+2x1)]
=arccos[22.4cos20/(22.4+2)]
=30.38
同理:
αva2=arccos[Zu2cosα/(Zu2+2h*α+2x2)]
=arccos[92.7cos20/(92.7+2)]
=23.1
εua=[22.4(30.38-tan20)+92.7(tan23.1-tan20]/2π=1.72mm
3.齿面接触疲劳强度较核
分度圆的切向力:
F1=2000T1/dm1=(2000×
141)/76.5=3686.3N
动载荷系数:
Kv=(0.85K1b1/KAF1+K2)(z1v1/100)
+1
据表23.4-23,K1取10.11,K2取0.0193
据表23.2-24~26,KA取1.25
Kv=[(10.11×
0.85×
30)/1.25×
3686.3+0.0193]×
(20×
2/100)×
+1=1.027
齿向载荷分布系数:
KHβ=1.5KHβbe荷
据表23.4-24查得,支承情况系数KHβbe=1.5
则KHβ=1.5×
1.5
据表23.4-25查得,齿间载荷系数分配系数KHa=1
据图23.4-21查得,节点区域系数ZH值,ZH=2.5
据表23.2-29查得,弹性系数ZE=189.8N/mm2
由式(23.4-6)得,直齿锥齿轮的重合度系数:
Zεβ=
=
=0.87
锥齿轮系数:
ZK=1
则接触强度:
σH=
ZEZHZεβZK≤σHP
=
×
189.8×
2.5×
0.87×
=1272.9N/mm2
许用接触应力:
σHP=ZNZLuRZXZwσHlim/SHmin
据表23.2-18,试验齿轮接触疲劳极限:
σHlim=1300N/mm2ZN=1
据图23.2-20.21,润滑油膜影响系数:
ZLvR=0.985
据图23.2-22,工作硬化系数:
Zw=1
据图23.2-23,尺寸系数:
ZX=1
推荐最小安全系数:
SHmin=1
许用接触应力值:
σHP=1300×
0.985×
1/1=1280.5N/mm2
得出结论:
σH<σHP计算通过
4.弯曲强度较核
据图23.4-19.20,复合齿形系数:
YFS1=4.72YFS2=4.45
据图23.2-28,重合度与螺旋角系数:
Yεβ=0.68
KA、Kv、KFβ=KHβ、KFα=KFα同前
弯曲强度:
σF1=YFS1Yεβ(F1KAKvKFβKFα/0.85bm)
=7.72×
0.68×
3686.3×
1.25×
1.037×
2.25×
1/0.85×
44×
3.825
=241.2N/mm2
σF2=σF1YFS2/YFS1=241.2×
4.45/4.72=227.4N/mm2
许用弯曲应力:
σFP=YNYδrelTYxσFE/SFmin
据图23.2-29,齿轮的弯曲疲劳强度基本值:
σFE=630N/mm2
据图23.2-30,寿命系数:
YN=1
据表23.2-30,相对齿根圆角敏感系数:
YδrelT=1
∵Ra=0.63um<2.6um,则YRrelT=1.0
据图23.2-31,尺寸系数:
SFmin=1.4
∴许用弯曲应力值:
σFP=630×
1/1.4=450N/mm2
因为σF1=241.2N/mm2<450N/mm2
σF2=227.4N/mm2<450N/mm2
结论:
计算结果通过。
设计总结
在这次毕业设计中,我们着重了解了手套浸渍槽的结构、功用及其动作原理;
产品中典型零件的运动过程及原理;
装配工艺过程;
实习过程通过研究设计任务书,听设计指导课——深入社会实际,了解和收集有关资料——提出初步设计方案,绘制总装配草图并进行可行性论证,确定设计方案——绘制总装图或总联结图--绘制三维总装图,零件图--编写设计说明书--准备和完成毕业答辩,,实现了我们对设计知识掌握由感性到理性的转变和升华。
在完成毕业设计期间,我坚持做好笔记,将设计内容的观察,思考与分析,阅读相干教材及有关资料的摘录都总结到自己的笔记内容中,方便设计的进一步的整理和总结,也便于设计时查阅。
机械毕业设计为
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