机电产品创新设计

机电产品创新训练任务书姓名：学号：指导老师：时间：学院：飞行器工程学院目录1、引言---------------------- 32、创新方案的提出--------------- 4-53、产品概念以及原理介绍------------ 53.1 、产品原理图------------ —--63.2 、零、部件草图------------ —- —-6-94、产品具体参数及结构计算---------- 9-195、实训总结与心得------------ —- —206、参考资料及文献------------ —- ———--217、附录：运动简图1. 引言为期两周机电产品创新实训拉开了帷幕，我们小组经过三次小组会议讨论，总共规划了三种方案，经过与老师的讨论和论证，最终确定创新产品为“多功能行星轮搅拌机” 。

经过分工与讨论，初步确定了机构的原理图，并且设计出了整套传动机构的方案，并且论证了其可行性，符合机电产品创新设计要求。

小组成员：组长：组员：2. 方案提出：在现今日益发展当今社会，到处林立着高楼大厦，而在混凝土结构中，混凝土的制造工艺和水平，往往直接影响着房屋结构的质量，而在混凝土的制造中，混凝土搅拌机的性能，起着决定性的作用。

一方面，旧式搅拌机在结构设计上有很多不合理之处：1) 结构型式过于粗糙，传动支架与上横梁采用灰口铸铁，这种薄壁支架强度低，在复杂的施工现场极易在碰撞中断裂，没有配件则整机瘫痪。

2) 皮带轮安装在传动支架内部轴承座与上横梁之间，而上横梁与支撑架为螺栓连接，这种不稳定的支架结构对设备损害极大，两轴承之间的纵向位移将使轴卡死或损失动力能。

对于常规单铲叶片式搅拌机，在冲击载荷大和单纯双螺带式搅拌装置中易出现“抱轴”现象，这会会严重影响电动机的工作，甚至出现烧毁电动机的事故。

另一方面，尽管搅拌机的种类繁多，但目前使用最多的是带有一个或两个固定在垂直轴上的三叶螺旋桨搅拌机。

这种螺旋桨搅拌机旋转时，形成沿搅拌容器的内壁由下向上和中心由上向下的连续翻转液流．同时悬浮体还进行旋转运动。

搅拌机运行时，在螺旋桨与搅拌容器的底部之问，构成一个搅拌强度最小的区域因此，需要较长时间才能达到必要的混合质量，从而浪费了电能，降低了搅拌机的工作效率。

所以在这基础上，我们创新开发了“新型多功能行星轮式搅拌机” ，这种新式搅拌机主搅拌轴由行星轮带动，可根据需要选用单个或者多个搅拌轴（即加装行星轮），可以达到充分混合物料的目的，而另一个创新之处，在于利用电动机输出的动能，链接到一个竖直方向上的副搅拌机构，可以最大限度的减小搅拌低强度区域，最大限度的使物料混合均匀。

3. 产品概念及原理依据《GBJ107-87 混凝土强度检验评定标准》，混凝土的标号和强度必须达到一定要求，这就决定了混凝土搅拌机的结构和混合效果。

所以我们为了使混凝土的搅拌效果更加合理均匀，并且能够符合GBJ107-87 的要求，在现有的搅拌机基础上，改进设计了此款新型多功能行星轮式搅拌机。

产品的设计理念是基于在充分利用电动机动能的情况下，使得搅拌效果达到最大化，并且能够有效的避免“抱轴”现象的出现，而且能够在副搅拌机构的辅助下，更加充分的将混凝土搅拌均匀。

此产品不仅可以很好的利用能源，而且能将混凝土的生产提高效率，在同等条件和水品下，能够加工质量更加优良的混凝土。

3.1. 产品原理图3.2 零、部件草图（1）V 带：（小带轮工程图）（大带轮工程图）（2）蜗杆传动装置：（蜗杆工程图）（蜗轮工程图）（3）行星轮：4. 产品具体参数及结构计算：一、输入机构：（电动机的选用）电机频率：40Hz电机额定电流：19.2A电机工作电压：380V电机转速：2400r/min电机功率：10.5Kw二、主搅拌机构设计：（一）行星轮设计尺寸：电动机功率P i=10.5kW,转速n i=2400r/min，载荷平稳单向回转1. 根据行星轮系中心轮1 与行星架H 的相对转速关系：n1=N=2400r/min 同时n H=1/4N（即n1=4n H）（n1-n H）/（n 3-n H）=-z 3/z 1令n 1=4n H, n3=0, z i=30,得Z3=90。

2. 根据行星轮同轴条件mz3/2=mz2+mz1/2由z i=30,z 3=90 得Z2=303. 根据行星轮系中心轮1 与行星轮2 的相对转速关系：（n1-n H）/（n 2-n H）=-z 2/z 1代入Z I=30,Z2=30,n i=4m得，n2=-2n Hn H=600r/min,方向与n i相同n2=1200r/min，方向与n i相反4. 模数的确定：(1)选择材料及确定需用应力:1轮用40MnB调质，齿面硬度241~286HBS H lim1730MPa , FE1 600MPa2轮用40MnB调质，齿面硬度241~286HBSH lim2730MPa,FE 600MPa23 轮用ZG35SiMn 齿面硬度241~269HBS H lim3 620MPa,FE3 510MPa由表11-5，取S=1.1 , S F=1.25 ,(2) 按齿面接触强度设计：设齿轮按6级精度制造。

取载荷系数K=1.3，齿面系数© d=0.8 , 1齿轮上的转矩「=9.55 X 106X P/n 1=9.55 X 106X 10.5/2400 N m=4.18 X 104N m取Z E=18822 1.3 4.18 1042 188 兰___________________66401=52.5mm暂取d1=105mm又齿数乙=15,模数m=d/z 1=105/15=3.5mm齿宽b=© d d1=0.8 X 105mm=84mm取b1=84mm b2=84mm d1=105mm,d=105mm 中心距a1, 2=d+d2/2=105mm又Z3=90, m=3.5mm d3=mz=315mm中心距a2,3= (d2+d3) /2=210mm(3) 验算轮齿弯曲强度齿形系数Y Fa1=2.6 , Y sa1=1.63Y Fa2=2.6 ，Y Sa2=1.63Y Fa3=2.23 ，Y Sa3=1.8由式( 11-5)2(T F1= F2 = 2KTY Fal Y sal/bm Z l=2X 1.3 x 4.18 x 104x 2.6 x 1.63/ (84x 3.52x30) MPa= 14.9MPa< [ T Fi]=480MPaT F2Y Fa3Y sa3/Y Fa1Y sa1=14.9x2.23x 1.8/2.6 x 1.63MPa = 14.1MPa< [ T F3=F3]=408MPa(4 )齿轮的圆周速度v= n d i n i/60 x 1000=3.14 x 105x 2400/60 x 1000m/s =13.2m/s对照表11-2 可知选用6 级精度是合宜的*h a=h a m**h f=(h a*+c*)m**又h a*=1.0，c*=0.25 得h a=m,h f=1.25m d a1=d1+2h a=105+2x 3.5mm=112mm d f1=d1-2h f=105-2.5 x3.5mm=96.25mm d a2=105+2x3.5mm=112mm d f2=105-2.5 x3.5mm=96.25mm d a3=315+2x 3.5mm=322mm d f3=315-2.5 x 3.5mm=306.25mm （二）搅拌刀头的选用：根据使用功能的不同，可以选用多种不同的刀头，以实现多功能的效果：如图所示：三：副搅拌机构设计：（一）、V带结构设计1、带型的确定由P c 10.5Kw, n i 2400r/min,在结合表13-5，选取B型带确定带轮得基准直径di并验算带速V（1）、初选小带轮得基准直径di.由书本表13-9可知di应不小于125mm现取d1=140mm 再由表13-9取d2=425mm （2）、验算带速v由V 並140 2400 17.6m/s60 1000 60 1000在5: 25m/s之间，因此符合要求。

2、确定中心距，确定中心距a和基准长度（1）、a0 1.5 d1 d2 1.5 140 425 847.5mm 取a0850 mm且符合0.7 d1 d2 a0 2 d1 d2由式（13-2）得带长查表13-2，对B带选用L d 2800mm （3）、验算小带轮上的包角（4）、确定带得根数z由n12400r / min ，d1140mm查表13-3 得P03.70Kw,且i=3故查13-5 得F0 0.76Kw再由163o查表13-7 得K 0.95查表13-2 得K L 1.05取代根数Z=3d1 140d2 425综上所述：L d 2800a 945 Z33．轴的设计①轴的材料的选择轴选用45 号钢②轴尺寸的选择轴径d min> 1103V P/n x 1.03=110 x 3V 10.6/800 x 1.03mm=26.0mm取d s=30mm4．带轮结构设计①带轮材料的选择：v=17.6m/s<25m/s 所以材料选择HT150又d1=140d2=425L d=2800a=945Z=3再由小轮：d1=140>120故选取腹板式结构及尺寸如下：f=14 © =34oha=4e=19.5hf=11b0=15h=11d h=60d r=100大轮：d2=425>350故选取轮辐式结构及尺寸如下：f=14 © =38oha=4e=19.5h f=11b0=15h=11d h=60d r=375(二)涡轮蜗杆结构设计电动机功率P i=10.5kW,转速n i=800r/min，传动比i=25，载荷平稳单向回转。

1、选择材料并确定其许用应力蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为45~55HRC蜗轮用ZCuAI10Fe3,砂模铸造。

(1)许用接触应力，查表12-4得[(T H]=200MPa;(2)许用弯曲应力，查表12-6得[(T F]=80MPa2、选择蜗杆头数z1 并估计传动效率由i=25 查表12-2，去Z1=2,贝卩Z2二iz1=25X 2=50;由z1=2 查表12-8，估计0.8。

3. 确定蜗轮转矩T24. 确定使用系数k A、综合弹性系数Z E取k A=1.1 ；取z E=150 (钢配锡青铜)5．确定接触系数z P假定d〃a=0.4,由图12-11 的Z P=2.86. 计算中心距a7. 确定模数m蜗杆头数Z2,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角丫，中心距a等参数由式12-10 得dQ 0.68a 0.875 =0.68 x 236.730.875 mm=82mm m= (2a-d1) /z 2=(2 x 236.73-82)/50mm=7.8mm 由表12-1 ，若取m=8m，mq=10，d1=80mm，由式( 12-4)a=0.5m (q+Z2)=0.5 x8X( 10+50) mm=240rnm236.73mm导程角arctan0.2 11.3099o8. 校核弯曲强度( 1 )蜗轮齿形系数由当量齿数3 °3Z v=Z2/ ( cos ) 3=50/(cos11.3099°) 3=53查图11-8 得Y Fa2=2.35( 3)蜗轮齿根弯曲应力弯曲强度足够圆柱蜗杆传动各几何尺寸：齿顶高，齿根高：h a=m=4mm f=h1.2m=4.8mm蜗杆齿顶圆直径，蜗轮喉圆直径：d a1=m(q+2)=96mm,d a2=m(Z2+2)=416mm 齿根圆直径：d f1=m(q-2.4)=60.8mm,d f2=m(Z2-2.4)=380.8mm蜗杆轴向齿距：P ai=R2=R= n m=25.13mm径向间隙c=0.20m=1.6mm中心距a=240mm(三)槽轮的主要参数是槽数Z 和拔盘圆销数K 为了让槽轮在开始和终止转动时的瞬时角速度为零，以避免圆销和槽发生撞击，圆销进入或脱落径向槽的瞬时，槽的中心线应相互垂直。