自動抹灰機設計【說明書+CAD+三維】,說明書+CAD+三維,自動抹灰機設計【說明書+CAD+三維】,自動,抹灰,設計,說明書,CAD,三維 摘 要 本論文設計的是一種自動抹灰機，文中簡要概述了抹灰機目前的發(fā)展狀況和趨勢。對產品進行了方案的確定，按照機械設計的一般步驟，計算并設計了抹灰機上的主要零部件。設計中對工作零件和支架均進行了必要的校核計算。抹灰機的固定導軌縱向固定在裝有輪子的基座上，抹灰裝置在升降架上，其特點在于：增設活動導軌，活動導軌驅動裝置包括固定在平臺上的蝸輪減速電機、通過鍵安裝在蝸輪軸端部的齒輪、與齒輪嚙合且固定在固定導軌內側的齒條。升降架與蝸輪蝸桿電機的平臺固定連接，并經減震裝置與抹灰裝置連接。 本論文所設計的減速器動力通過齒輪齒條傳動，帶動活動導軌和抹灰裝置上下運動，克服了傳統(tǒng)的帶輪傳動、液壓傳動等的脈動現象的出現，實現自動抹灰。 關鍵詞：抹灰裝置，減速器，升降架，齒輪齒條。  Abstract This paper designs a kind of automatic pasting machine, this paper briefly summarizes the pasting machine present development status and trends. To the scheme of the products in accordance with the general steps of mechanical design, calculation and design of main components of the plaster machine. To work in the design of parts and support all the necessary checking calculation. Pasting machine fixed guide rail vertical fixed on the base of the wheels, rendering device in lifting frame, its characteristic is: add activity guide rail, guide rail drive including fixed on the platform of worm gear deceleration motor, through the key installation at the end of worm wheel gear and gear meshing and fixed rack and the inside of the fixed guide rail. Lifting platform with worm gear and worm motor fixed connection, and the damping device connected to the rendering device. In this paper the design of the reducer power through the gear rack driving, drive the activity guide rail and rendering device moves up and down, to overcome the traditional pulley drive, hydraulic drive pulsation phenomenon appeared, such as automatic rendering. Key words：Plastering installment, Speed reducer, Erector, Worm gear.  目 錄 摘 要 1 Abstract 2 目 錄 3 第一章 緒 論 5 1.1 前言 5 1.2 抹灰機的研究現狀與發(fā)展趨勢 5 1.3 抹灰機的背景 6 1.4 抹灰機的工作特點 6 1.5抹灰機的適用范圍 7 第二章 總體方案和結構設計 8 2.1 總體結構方案 8 2.2 輸料裝置 9 2.3 抹灰裝置 10 第三章 減速器各部件的設計 13 3.1傳動比的分配及轉速校核 13 3.2減速器各軸轉速，功率，轉矩的計算 13 3.2.1各軸轉速 13 3.2.2各軸的輸入功率 14 3.3.3各軸輸入轉矩 14 3.3蝸輪蝸桿設計 14 3.3.1選擇材料 14 3.3.2按齒面接觸疲勞強度計算進行設計 14 3.3.3蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸確定 16 3.3.4校核齒根彎曲疲勞強度 17 3.3.5求蝸桿圓周速度并校核效率 17 3.3.6計算蝸桿傳動主要尺寸 17 3.3.7蝸輪蝸桿的結構設計 18 3.3.8熱平衡校核 18 3.4齒輪齒條設計 19 3.4.1選擇材料 19 3.4.2按齒面接觸強度計算設計 19 3.5蝸桿軸的設計 22 3.5.1扭矩初算軸徑 22 3.5.2軸的結構設計 23 3.6輸出軸的設計計算 24 3.6.1輸出軸上的功率，轉速和轉矩： 24 3.6.2求作用在蝸桿上的力 24 3.6.3初步確定軸徑的最小直徑 24 3.6.4軸的結構設計 25 3.6.5精度校核軸的疲勞強度 27 3.7標準件的選擇 30 3.7.1滾動軸承的選擇 30 3.7.2鍵連接的選擇及校核計算 30 第四章 輸料器零部件的設計計算 32 4.1底座軸的校核 32 4.2輸料電動機的選擇 32 4.2.1螺旋軸的功率Pw 32 4.2.2傳動裝置的總效率η總： 33 4.2.3電機所需的工作功率： 33 4.2.4確定電動機的轉速 33 4.2.5確定電動機的型號 34 4.3聯(lián)軸器選擇 34 4.4螺旋軸選擇 35 4.4.1 軸的疲勞強度安全系數校核 35 總結與展望 37 參考文獻 38 致 謝 39  第一章 緒 論 1.1 前言 自動抹墻機由底座、垂直支架、水平支架、抹頭箱、送料裝置、電氣控制箱組成，其特征是底下裝有走輪和可伸縮支腿，垂直支架分左右支架，分別固定在底座的兩端，水平支架通過兩端的左右導向支承座套在左右垂直立柱上，抹頭箱在水平支架上可以左右移動，抹頭箱上有抹板和抹頭罩，抹板靠抹頭旋轉電機帶動旋轉，抹料是通過送料裝置上的送料軟管送往抹板的。該抹墻機屬全自動，它具有：抹墻速度快，抹出的墻質量高，易生產、制造等優(yōu)點。 1.2 抹灰機的研究現狀與發(fā)展趨勢 目前，市場上銷售的抹灰機械一般由兩部分組成：一部分是抹灰機；另一部分配套設備。國內抹灰機械的研制主要集中在抹灰機部分，其配套設備已有現成產品可供選擇。通過對國內近十年公布的有關抹灰機的專利分析，我國抹灰機的研制現狀可歸納為以下幾個方面： 根據執(zhí)行機構和抹灰裝置的操縱方式，抹灰機一般可分為兩種： 一類是手持式抹灰機，其特點是抹灰裝置沒有固定安裝在抹灰機器上，工作時工人用手掌控抹灰裝置。抹灰裝置沿墻壁高度方向上、下移動，沿墻寬度方向左、右移動。抹灰裝置與墻壁厚度方向的相對距離都完全憑操作工人手工掌控。 另一類是機械式抹灰機，這類機器的特點是將抹灰裝置安裝在機器的立柱或門架上，而立柱或門架則固定在底盤上，整臺機器形成一個剛性整體。抹灰裝置借助于升降架可在立柱或門架上上下移動。 根據公布的專利，抹灰裝置可分為兩種： 一類是旋轉盤式抹灰裝置，它借助于旋轉的抹灰盤將來自灰漿管的灰漿壓到墻壁上，并予以抹平。這類抹灰裝置的驅動方式有：電動機——軟軸式、油馬達式、氣馬達式和壓縮空氣式直接葉輪工作等四種，以上的四種形式的抹灰裝置結構都過于復雜。 另一類是平移式抹灰裝置，它是借助于移動的抹灰板將來自灰漿管的灰漿抹到墻壁上并予以抹平，抹灰板和板體之間沒有相對的移動，其結構相對簡單。 抹灰機械的傳動方式多采用液壓傳動，如液壓多功能抹灰機，其抹灰的旋轉驅動、上下升降、水平移動和灰漿泵的驅動都采用液壓傳動。屋面抹灰機除旋轉盤式抹灰裝置本身的驅動采用電動機—軟軸外，其他傳動都采用液壓傳動。 通過在使用中發(fā)現以上的設計存在許多的缺點:采用手持式抹灰機存在的主要問題是勞動強度仍然較大，不能起到減輕工人勞動強度的作用，且抹灰質量難以控制。為解決上述問題大都采用機械式抹灰機。但是現有的抹灰機存在平整度和表面光澤度達不到國家規(guī)定要求的問題，尤其是相鄰兩個剛抹出灰面不在同一個平面上。機械傳動采用的液壓傳動易產生脈動現象，抹灰質量難以控制，同樣會出現平整度和表面光澤度達不到國家規(guī)定要求的問題。為了解決上述問題，特研制設計了新型抹灰機。 1.3 抹灰機的背景 我國建筑業(yè)各種工程特別是一般民用建筑需大量抹灰,因此抹灰施工一直保持著在建筑裝飾工程中的重要地位。隨著綠色建筑概念在21世紀的興起,人們日益追求自然與舒適,內外墻以涂料為主的環(huán)保型裝飾方式已經成為21世紀的新潮流,這給機械噴涂抹灰?guī)砹诵碌陌l(fā)展契機。 在建筑工程中就工期而言,裝修工程要占總工期的三分之二,就勞力而言則占總量的35%,而抹灰工程一項就占人工總數的15~26%。在我國長期以來裝修落后于主體工程形成拖后腿的局面,拖延了工期,原因在于手工操作,效率不高,一般磚混結構中磚墻面抹灰每100平方米需抹灰工4. 75個，而抹灰機的使用則是一個時效性抹灰工具。 1.4 抹灰機的工作特點 特點可以用四個字來概括，那就是：多、快、好、省。 1、自動粉墻機它粉墻的速度快，每分鐘可粉墻4平方米左右，比人工粉墻快得多。 2、它所粉出的墻面平整度垂直度能達到國家有關標準，附著力好,粘結力強,絕不會出現空鼓、空殼現象，所粉的墻面質量好。 3、省工、省力、省料。粉刷中沒有落地灰，不要搭腳手架，節(jié)省了建筑架子的費用，體現了一個省字。 4、精心設計、精心制造，制造過程中的每道工序都有專職檢驗員嚴把質量關，整機在出廠前要經過幾個小時的帶負載檢驗。因此機器作業(yè)安全可靠、經久耐用。 1.5抹灰機的適用范圍 自動抹灰機是居民樓、辦公樓、地面硬化的民房室內立墻抹灰的理想設備?？赡ǖ脡w有：水泥墻、磚混墻、空心墻、輕體磚墻、免燒磚墻等。適用的灰有：白沙灰、石粉、水泥粉、發(fā)泡沙漿、干粉沙漿、石膏等。抹灰厚度5mm以下，抹墻高度5m以下都可以使用。  第二章 總體方案和結構設計 2.1 總體結構方案 此次設計的抹灰機為自動抹灰機，它是由電動機帶動減速器實現減速效果，然后帶動齒輪齒條系統(tǒng)使摸灰裝置上下運動，以完成抹灰機的工作。為了使結構緊湊，此次設計的減速器為一級蝸輪蝸桿減速器。因為抹灰裝置回程時速度遠大于工作速度，所以要求選用可調速電動機。結構如圖2.1 圖2.1 抹灰機整體結構圖 2.2 輸料裝置 帶有地面行走輪的槽鋼固定著底板和各機構，輸料器底盤上有電動機，電動機與減速器，接著與聯(lián)軸器，然后與輸料筒相連接構成灰漿輸送裝置。輸料裝置中的各部件裝配在底座上，底座主要起固定零件和支撐作用。底座設計成簡易小拖車的形式，前邊配有拉桿孔，因為設計的小拖車是純機械式的，所以設計拉桿孔方便對小拖車進行拖拉。其簡易結構如圖2.2： 圖2.2 機底座 由圖2-2可知從左到右主要的工作部件是電動機、減速器、離合器、螺旋輸料器。在工作時，當輸料器電機啟動后，按要求配置的灰漿就從送料口送到輸料機內，再由輸料機內的螺旋輸送器通過旋轉將灰漿擠壓到末端出料口處，并經過輸料管送達抹灰裝置上的圓型抹灰斗中，以此來實現灰漿輸送。 這樣設計與以往的抹灰機不同之處在于把料斗單獨隔離出來，通過輸料機進行灰漿輸送,這一工作主要是通過電機帶動輸料筒中的螺旋輸料器來實現的。這一裝置主要是考慮到了噴灰機的特點，噴灰機工作時候是不需要移動灰漿輸送機的，這樣可以定點輸送灰漿，不需要和普通抹灰機那樣隨時運灰。這樣可以節(jié)省人力和物力，在一定程度上提高效率。同時對于抹灰裝置的設計及總體設計都是有利的。 2.3 抹灰裝置 圖2-3為此次設計的抹灰機主體結構中的另一部分抹灰裝置部分。墻面抹灰就是通過抹灰裝置實現的。具體結構如圖2.3和圖2.4 ： 圖2.3 抹灰、傳動裝置結構圖 圖2.4 抹灰板側面圖 抹灰機的抹灰裝置主體結構采用門架安裝的方式，底部固定在底盤上，此部分結構主要包括門架、抹灰裝置和傳動裝置。其中抹灰裝置和傳動裝置與門架分別固定在兩個不同的底座上。抹灰裝置上的底座是固定在一起的，這樣可以構成一個固定的整體，在進行抹灰工作時可以整體上升和下降。而門架固定的底盤是拖車式的。 門架是由兩根鋼管和方管橫梁構成的。鋼管是抹灰機工作時抹灰裝置和傳動裝置上下滑行的軌道，適應高度為2米?4米。在進行移動時，如果需要抹灰的墻面高度較高時，每側支架可分兩節(jié)套管組成，通過這樣的方式可以增加抹灰的高度，提高抹灰效率。橫梁上兩邊各有一個固定的滑輪，鋼絲繩穿過滑輪后通過電機帶動的卷揚筒提升抹灰裝置。橫梁的作用是，在抹灰機工作時頂住房屋頂端固定住門架結構。橫梁和鋼管在搬運或者不用時可以拆分放置， 這樣不但可以減小抹灰機的體積，而且運送起來方便，快捷，省時省力。 門架固定在底盤上，而底盤與灰漿輸送裝置底盤基本相同，但是考慮到抹灰時穩(wěn)定性的要求，底盤上會有螺紋支撐桿。根據實際工作要求，在抹灰時，上下墻面灰的厚度應保持一致，這就要求有一個機構固定底板，使其與墻面的距離保持不變，螺紋支撐桿就是起的這個作用。在具體工作時，底盤與墻體保持一定的距離，且是水平放置的，其水平移動是通過人力拖動實現的。底盤也是由方槽鋼構成。在使用時鋼管插入底盤上的與鋼管所對應的孔中。由于采用自上而下抹灰方式，在確定好底盤位置后，固定好底盤，先讓抹灰上升，到達頂部后再下降進行抹灰。不需要和以前自下而上工作方式需要多次重復移動底座[1]。 此次設計的抹灰裝置是灰頭和灰斗一體圓型封閉式的，這樣可以保重在電機停掉時由于其封閉性，可以防止灰漿外漏，灰斗是抹灰機的執(zhí)行機構，在從上到下抹灰時，抹灰采用攪灰、壓灰、抹灰方式來實現抹灰動作。工作部件還有螺旋軸，其主要作用在工作時通過攪灰、圧灰把灰漿壓到墻壁上，螺旋軸的轉動是通過電機帶動卷揚軸，通過皮帶連接帶動螺旋軸帶輪轉動，實現抹灰，通過這個抹灰動作，可以使會將結合更緊密，抹灰質量更好。同時抹灰裝置之所以這樣設計主要是考慮到墻面抹灰的壓實效果和采用自上而下的抹灰方式。其他工作部件還有抹平板、耐壓橡膠板，而根據對墻面平整度和光澤度的要求，對抹平板的粗糙度也是有要求的，以達到施工要求。 動力和傳動裝置主要由電動機、減速器、皮帶及帶輪、聯(lián)軸器、鋼絲繩、螺旋軸、卷筒等主要部件組成。電機產生的動力經減速器和皮帶傳動裝置減速后，一方面帶動螺旋軸旋轉實現抹灰，另一方面通過卷筒工作，帶動鋼絲繩經門架上方的橫梁上的滑輪帶動整個抹灰裝置沿著鋼管移動。動力系統(tǒng)中取消了液壓系統(tǒng)，也無氣動系統(tǒng)，這樣設計是考慮到這些系統(tǒng)中本身存在不穩(wěn)定因素，不利于提高抹灰質量。在傳動系統(tǒng)中，電機和螺旋軸的連接是通過皮帶實現的，皮帶傳遞動力比較安全，如果突然負載過大，皮帶可以通過打滑起到保護電機作用，使電機不至于因負載過大而燒毀。  第三章 減速器各部件的設計 3.1傳動比的分配及轉速校核 采用一級蝸輪蝸桿減速器減速并且要求自鎖，當要求自鎖時，且蝸輪的齒數要求大于29， 所以蝸輪軸的轉速 所以齒輪的直徑 (式3.1) 取齒輪分度圓直徑為63mm，模數m=6.3，齒數為31 則實際蝸輪轉速 (式3.2) 傳動比 取 (式3.3) 則蝸輪的實際轉速為 (式3.4) 檢驗轉速誤差 轉速誤差，合乎要求。 3.2減速器各軸轉速，功率，轉矩的計算 3.2.1各軸轉速 蝸桿軸 (式3.5) 蝸輪軸 (式3.6) 3.2.2各軸的輸入功率 蝸桿軸 (式3.7) 蝸輪軸 (式3.8) 3.3.3各軸輸入轉矩 計算電動機軸的輸入轉矩 (式3.9) 蝸桿軸 (式3.10)蝸輪軸 (式3.11) 表3.1各傳動參數 運動和動力參數的計算結果列于下表： 參數 軸名 電動機軸 蝸桿軸 蝸輪軸 轉速n/（r/min） 2840 2840 91.61 輸入功率P/kW 1.5 1.46 0.58 輸入轉矩T/（N·M） 5.04 4.89 58.09 傳動比i 1 31 效率η 0.97 0.397 3.3蝸輪蝸桿設計 3.3.1選擇材料 蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。 蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.3.2按齒面接觸疲勞強度計算進行設計 根據閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計算進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12）， 傳動中心距 (1)確定作用在蝸輪上的轉矩T 按Z=1,估取，有 (式3.12) (2)確定載荷系數K 因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數；由表11-5選取使用系數；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則 (式3.13) (3)確定彈性影響系數 因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有 (4)確定接觸系數 先假設蝸桿分度圓直徑d1和中心距a的比值，可查到 (5)確定許用接觸應力 根據選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從11-7中查蝸輪的基本許用應力 應力循環(huán)次數 (式3.14) 壽命系數 (式3.15) 則 (式3.16) (6)計算中心距 (式3.17) 因要求自鎖，所以取a=160mm,由 i=31，則從表11-2中查取模數m=4，蝸桿分度圓直徑d1=71mm 可查，由于＜，即以上算法有效。 3.3.3蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸確定 (1)蝸桿 軸向尺距 直徑系數 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 (2)蝸輪 蝸輪齒數, 變位系數 驗算傳動比i= 這時傳動比誤差=3.3%, 是允許的 蝸輪分度圓直徑 (式3.18) 喉圓直徑 (式3.19) 齒根圓直徑 (式3.20) 咽喉母圓半徑 (式3.21) 圖3.1 蝸輪簡圖 3.3.4校核齒根彎曲疲勞強度 (式3.22) 當量齒數 (式3.23) 根據 可查得齒形系數。 螺旋角系數 (式3.24) 許用彎曲應力 查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數 (式3.25) (式3.26) (式3.27) 彎曲強度是滿足的。 3.3.5求蝸桿圓周速度并校核效率 (式3.28) 已知；；與相對滑動速度有關。 (式3.29) 從表中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值。因此不用重算。 3.3.6計算蝸桿傳動主要尺寸 傳動比i、蝸桿頭數Z1和蝸輪齒數Z2 i=31 Z1=1 Z2=31 蝸桿導程角 (式3.30) 得 (式3.31) 蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿直徑系數q 取 蝸輪分度圓直徑 (式3.32) 中心距 (式3.33) 取整數100mm 變位系數x2 普通圓柱蝸桿傳動變位的主要目的是配湊中心距使之符合標準或推薦值。蝸桿傳動的變位方法與齒輪傳動相同，也是在切削時，將刀具相對于蝸輪移位。湊中心距時，蝸輪變位系數x2為 (式3.34) 在0.4～0.7之間符合要求。 3.3.7蝸輪蝸桿的結構設計 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用整體式，鑄造.具體尺寸見零件圖 3.3.8熱平衡校核 初步估計散熱面積A (式3.35) 周圍空氣的溫度t 取t=20°C 熱散系數K 從 取 熱平衡校核 由式 (式3.36) 得符合條件。 3.4齒輪齒條設計 3.4.1選擇材料 齒條選用40Cr（調質），硬度為280，齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240,二者之差為40。精度等級選7級精度。選齒輪齒數 圖3.2 齒輪簡圖 3.4.2按齒面接觸強度計算設計 按式（10-21）試算，即 (式3.37) (1)確定各計算值 1)試選，齒寬系數 2)由表查得材料的彈性影響系數 3)按圖10-21d ： 齒條的接觸疲勞強度極限 齒輪的接觸疲勞強度極限 4)計算應力系數 (式3.38) 5)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 6)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數，由式10-12，得 (式3.39) (式3.40) 7）計算齒輪傳遞的分度圓直徑dlt，帶入中較小的值的。 (式3.41) 8）計算圓周速度v。 (式3.42) (式3.43) 9）計算齒寬b。 (式3.44) 10）計算齒寬與齒高之比。 模數 (式3.45) 齒高 (式3.46) 11）計算載荷系數。 根據，7級精度，由圖查得動載系數； 直齒輪，； 由表查得使用系數； 由表用插值法查得。 由，查圖得；故載荷系數 (式3.47) 12）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 (式3.48) 13）計算模數m。 (式3.49) （2）按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數值 1）由圖查得：齒條的彎曲疲勞強的極限； 齒輪的彎曲疲勞強的極限； 2）由圖取彎曲疲勞壽命系數，； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得 (式3.50) (式3.51) 4）計算載荷系數K。 (式3.52) 5）查取齒形系數。 查得，。 6）查取應力校正系數。 查得，。 7）計算齒輪、齒條的并加以比較。 (式3.53) (式3.54) 齒輪的數值大。 設計計算 (式3.55) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數2.16并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出齒輪齒數。 （3） 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 (式3.56) 2）計算齒輪寬度 (式3.57) 3.5蝸桿軸的設計 3.5.1扭矩初算軸徑 選用45鋼調質，硬度為 取 (式3.58) 考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則： (式3.59) 因此選 3.5.2軸的結構設計 (1)軸上零件的定位，固定和裝配 一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對稱分布，蝸輪由軸肩定位，蝸輪周向用平鍵連接和定位。同時另一邊用套筒固定。軸承用套筒和端蓋定位固定。 蝸桿 圖3.3 蝸桿軸結構簡圖 段：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉矩計算，查教材14-1，考慮到轉矩變化很小，故取 (式3.60) 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件查機械手冊 表3.4聯(lián)軸器的選擇 選用型號彈性套柱銷聯(lián)軸器 型號 公稱轉距 許用轉速 軸的直徑（mm） D (mm) 160 7100 27 32 14 90 因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為總鍵槽鍵4 段：因為定位銷鍵高度 因此，。軸承端蓋的總長為20mm,根據拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為 所以， 段：初選用單列圓錐滾子軸承，參考要求，選用直徑 查機械手冊選用型號滾子軸承 且 滾子軸承右端用于軸肩定位。查手冊型號軸承定位軸肩高度選用因此可以確定段的尺寸。 段：查變形系數所以 , 段：安裝軸承和軸承蓋，因此 3.6輸出軸的設計計算 3.6.1輸出軸上的功率，轉速和轉矩： (式3.61) (式3.62) 輪軸的轉速 (式3.63) 3.6.2求作用在蝸桿上的力 3.6.3初步確定軸徑的最小直徑 選用鋼，硬度 根據教材公式式，并查教材表15-3，取 (式3.64) 考慮到鍵槽，將直徑增大10%，則； (式3.65) 所以，選用 3.6.4軸的結構設計 (1)軸上的零件定位，固定和裝配 蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。 圖3.5 蝸輪軸結構簡圖 (2)確定軸的各段直徑和長度 由輸出端開始往里設計。 表3.3聯(lián)軸器的選擇 查機械設計手冊選用HL1彈性柱銷聯(lián)軸器。 型號 公稱轉矩 許用轉速 （r/min） L1 L 軸孔直徑 (mm) HL1 160 7100 38 52 20 I段和Ⅶ段：，。軸上鍵槽取， II段：初選用單列圓錐滾子軸承，參照要求取，型號為 初選30206型圓錐滾子軸承 ，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內壁一段距離a=10mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時應據箱體內壁一段距離S，取S=8。已知寬度T=17.25， 則 Ⅲ段：因定位軸肩高度，，軸承端蓋的總寬度為20mm，根據拆裝方便，取外端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離為30mm,因此 ， Ⅳ段：為安裝蝸輪段， ， 蝸輪齒寬 ， V段：Ⅵ段右端為軸承的軸向定位。， VI段：該段為軸承安裝故選 。 (3)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按由教材表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為32mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)參考教材表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，各軸肩的圓角半徑為1~2 (5)求軸上的載荷 可以看出安裝蝸輪處的軸截面是軸的危險截面 (式3.66) (式3.67) (式3.68) (式3.69) (式3.70) (式3.71) (式3.72) (式3.73) 表3.4軸上各載荷參數 載荷 H V 支反力 N 118.6 118.6 43.2 43.2 彎矩M 總彎矩M 扭矩 (式3.74) 故安全。 3.6.5精度校核軸的疲勞強度 由于軸的最小直徑是按扭矩強度為寬裕確定的，所以截面均無需校核。由第三章附表可知鍵槽的應力集中系數比過盈配合小，因而該軸只需校核安裝軸承處軸截面。 抗截面系數 (式3.75) 抗扭截面系數 (式3.76) 截面E左側彎矩 (式3.77) 截面E上扭矩T=29.22 (式3.78) (式3.79) (式3.80) 軸的材料為45鋼，調質處理由表查得 ，，， (式3.81) 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及 因， , 又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數， 故有效應力集中系數 (式3.82) (式3.83) 尺寸系數，， 軸未經表面強化處理 (式3.84) (式3.85) 又由碳鋼的特性系數 ?。?， 計算安全系數 (式3.86) (式3.87) (式3.88) 截面右側 抗截面系數按教材表15-4中的公式計算 (式3.89) 抗扭截面系數 (式3.90) 彎矩及扭轉切應力為 (式3.91) (式3.92) (式3.93) 過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故 (式3.94) 附圖3-4 表面質量系數 (式3.95) 附圖3-2尺寸系數， 故得綜合系數為 軸未經表面強化處理 (式3.96) (式3.97) 又由碳鋼的特性系數 取；， 計算安全系數 (式3.98) (式3.99) (式3.100) 故該軸的強度足夠。 3.7標準件的選擇 3.7.1滾動軸承的選擇 根據根據條件，軸承預計壽命：12000小時 由于軸受較大的軸向力，因此采用圓錐滾子軸承 蝸桿軸使用的軸承30204GB/T294-1994 蝸輪軸使用的軸承30216 GB/T294-1994 3.7.2鍵連接的選擇及校核計算 1.聯(lián)軸器1與蝸桿軸連接采用平鍵連接： 軸徑， 查手冊GB/T1096-2003選用A型平鍵 得 即：鍵 可算得 又 根據教材P106式（6-1）平鍵連接強度條件得 (式3.101) 2.蝸輪軸與蝸輪連接采用平鍵連接： 軸徑 查手冊GB/T1096-2003 選A型平鍵，得： 即：鍵10×20 可算得 又 根據教材P106式（6-1）平鍵連接強度條件得 (式3.102) 3.輸出軸與聯(lián)軸器2連接用平鍵連接: 軸徑 查手冊GB/T1096-2005 選A型平鍵，得： 即：鍵 可算得 又 根據教材P106式（6-1）平鍵連接強度條件得 (式3.103)  第四章 輸料器零部件的設計計算 4.1底座軸的校核 軸的結構如下圖4.1： 圖4.1 底座軸 在進行軸的設計校核時主要考慮的是彎矩的作用。 p----軸的傳遞功率 n----軸的轉速 p=0.06kw n=8轉/分 C=112 計算得軸徑14.5mm 取軸的直徑為15mm。 4.2輸料電動機的選擇 電動機結構圖如下圖4.2： 圖5.2 輸料器電機 按已知的工作要求和條件選用 Y系列三相異步電動機[7] 4.2.1螺旋軸的功率Pw 螺旋軸的結構圖如下 (式4.1) 4.2.2傳動裝置的總效率η總： 查機械設計手冊效率?。? 聯(lián)軸器：0.99 求減速器的效率 （式4.2） 4.2.3電機所需的工作功率： Po =Pw/傳動裝置總效率 取電動機的工況系數為k=1.1 電動機的額定功率Pm=1.1Po 所以Pm= 1.48kW 查表后，選擇電動機的額定功率為1.5kW。 4.2.4確定電動機的轉速 工作機轉速為，減速器按二級圓柱減速器則傳動比為 取減速器的傳動比為23 電動機轉速的可選范圍為：根據功率及傳動比 符合這一范圍的同步轉速有750，1000，1500r/min三種。 總傳動比=滿載轉速/工作機轉速 4.2.5確定電動機的型號 表4.1 電動機型號 電動機型號 額定功率 電動機轉速 r/min 同步轉速 滿載轉速 Y100L-6 1,5 1000 940 Y90L-4 1.5 1500 1400 Y90S-2 1.5 3000 2840 在選擇電動機時，考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和總傳動比，選擇型號為的Y90L-4電動機。 4.3聯(lián)軸器選擇 聯(lián)軸器結構如下圖4.3： 圖4.3 輸料機聯(lián)軸器 聯(lián)軸器選擇為由設計手冊查取聯(lián)軸器工作情況系數K=1.3，則傳遞轉矩 查閱資料取彈性柱銷聯(lián)軸器HL2。 4.4螺旋軸選擇 螺旋軸結構圖如下圖4.4： 圖4.4 螺旋軸 已知輸送機的功率為 P=1.5Kw,工作轉速為 n=63r/min。 對只受轉矩或以承受轉矩為主的傳動軸,應按扭轉強度條件計算軸的直徑。若有彎矩作用,可用降低許用應力的方法來考慮影響。 按扭轉強度條件計算： (式4.3) 式中： d—計算剖面處軸的直徑mm T—軸傳遞的額定扭矩, T=9550000 N—軸傳遞的額定功率 1.5kw n—軸的轉速190r/min []—軸的許用應力 按[]所定的系數查表得A=130 將數據帶入公式（4.3）得： 圓整取螺旋軸的的直徑為40mm 4.4.1 軸的疲勞強度安全系數校核 疲勞強度校核判斷根據為 S≥[S]。 當該式不能滿足時， 應改進軸的結構以降低應力集中，亦可采用熱處理，表面強化處 理等工藝措施以及加大軸徑，改用較好材料等方法解決。軸的疲勞強度是根據減速器 作用在軸上的最大變載荷進行校核計算。 危險截面安全系數 S 的校核計算公式為[6]： （式4.4） 式中： —只考慮彎矩作用時的安全系數 —只考慮扭矩作用時的安全系數 —按疲勞強度計算的許用安全系數 —對稱循環(huán)應力下的材料彎曲疲勞極限 —對稱循環(huán)應力下的材料扭轉疲勞極限 —彎曲和扭轉時的有效應力集中系數 —表面質量系數 —彎曲和扭轉時的尺寸影響系數 —彎曲應力的應力幅和平均應力 —扭轉應力的應力幅和平均應力 查表知：=115；=1.20；=0.21 =0.81； 計算: 所以 符合疲勞強度安全系數。  總結與展望 通過此次畢業(yè)設計，使我了解了抹灰機的很多相關知識。使我也了解了當前國內外在此方面的一些先進生產和制造技術。本次設計是對大學四年本科所學的一個綜合考察。我覺得作為一名機械類專業(yè)的學生，我在機械設計方面有了更大的進步。在這段時間里，通過網上查找資料，翻閱設計手冊等相關專業(yè)書籍，使我了解到很多輸送機的相關知識。熟悉了抹灰機設計的過程和步驟，鞏固了機械設計方面的知識。 在本次設計中，更多的是對機械CAD軟件的使用，這使我能更加熟練的運用CAD畫圖，而且還熟練掌握了一些常用軟件的應用，比如Pro/E，OFFICE等。 本設計中不足的是，沒有對抹灰機的控制部分進行設計，所以還不能夠投入生產，如果要設計一個合格的實際使用的商品的話，還要做市場調查，考慮成本，工作環(huán)境，優(yōu)化設計等，所以，我覺得現在做的還不夠，可以說是差的很多，所以要作為一名真正的設計人員，還要更加的努力！  參考文獻 [1]陸玉﹒機械設計課程設計﹒機械工業(yè)出版社，2008 [2]濮良貴 紀名剛﹒機械設計﹒高等教育出版社，2008 [3]張龍﹒機械設計課程設計手冊﹒國防工業(yè)出版社，2006 [4]龔桂義﹒機械設計課程設計圖冊﹒高等教育出版社，2007 [5]孫寶鈞﹒機械設計基礎﹒機械工業(yè)出版社，2005 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