〔大学论文〕花键加工电动分度头设计（含word文档） .pdf

毕业设计(论文) jz 型混凝土搅拌机总体及提升部分设计 jz-type concrete mixer and upgrade part of the overall design 学生姓名 学院名称 专业名称 指导教师 机电工程学院 机械设计制造及自动化 摘要 搅拌是混凝土生产工艺过程中极重要的一道工序，配制混凝土的各种材料经搅拌后成 为均匀的拌和料，而混凝土搅拌机是搅拌机械中最常见的一种 本文主要研究的是jz型混凝土搅拌机总体及提升部分设计。主要任务是提出了系统 设计的设计要求，通过实习调研，提出设计方按。根据整体要求计算出所需的功率，选择 合适的电机，减速器，并提出搅拌筒的计算方法。能够通过手柄的操作使料斗上升和停止 并靠自重降落，能够通过正向回转搅拌筒进行搅拌，反向回转进行出料 关键词混凝土搅拌机；电机；减速器；搅拌筒 abstractabstractabstractabstract mixing concrete production process is very important in a process,the preparation of concrete by mixing various materials to become a uniform mixing materials,the concrete mixer mixing machinery is the most common form of. this paper is on the jz-concrete mixer and transmission part of the overall desi.main task is to design the proposed system design requirements,according to calculate the overall demand for power,choose the right motor, reducer,and proposed method of calculating mixing tube.able to handle the operation of the hopper up and stop relying on themselves and landing,through positive rotary cylinder for mixing stirring, for discharging reverse rotation. keywordskeywordskeywordskeywordsconcrete mixermotorreducer iii mixing tube 目录 1绪论. 1 1.1混凝土搅拌机械. 1 1.2混凝土搅拌机的周期作业. 3 2传动部分设计 5 2.1搅拌筒设计 5 2.2减速器的设计 7 2.2.1电动机的选择 8 2.2.2传动比的分配 11 2.2.3计算传动装置的运动和动力参数 11 2.2.4第一级齿轮传动的设计 13 2.2.5第二级齿轮传动的设计 18 2.2.5轴的校核 22 2.2.6中轴键的选择 25 2.2.7轴承的选择因素 26 2.2.8联轴器 28 2.2.9减速器的润滑和密封 29 2.2.10开式齿轮 31 3提升部分计算 35 31 料斗的设计. 35 3.2机架的选择. 35 3.3钢丝绳的选择 36 3.4卷筒设计计算 38 3.4.1卷筒结构及常用材料 38 3.4.2卷筒容绳尺寸参数 39 3.4.3卷筒强度计算. 40 3.4.4卷筒筒壁的稳定性估算. 43 3.5滑轮组设计 44 3.6离合器的设计计算 45 3.7制动器的选择 46 4搅拌机的使用与维护 47 4.1搅拌机使用的注意事项 47 42搅拌机的日常保养. 48 结论. 49 致谢. 50 4 ( 参考文献. 51 翻译. 52 5 ( 1绪论 1.1混凝土搅拌机械 混凝土搅拌机是将一定配合比的水泥(胶结材料)、砂、石(骨料)和水(有时还加入一 些混合材料或外 an 剂)拌和成匀质混凝土的机械。同人工扑和混凝土相比，混凝土搅拌机 只有生产率向，拌和质量好，减轻工人劳动强度等优点，围巾它是建筑施工现场、混凝土 构件厂及商品混凝土供应站生产混凝土的重要机械设备之一。 混凝土搅拌机是将一定配合比的水泥(胶结材料)、砂、石(骨料)和水(有时还加入一 些混合材料或外 an 剂)拌和成匀质混凝土的机械同人工拌和混凝土相比，混凝土搅拌机只 有生产率高，拌和质量好，减轻上人劳动强度等优点，而且它是建筑施工现场、混凝土构 件厂及商用混凝土供应站等混凝土的至要机械设备之一 混凝土搅拌机的特点及应用 混凝土搅拌机机械搅拌混凝土的原理来分有白落式和强制式两种。自落式混凝土搅拌 机是将物料投入搅拌筒内 物料靠自重坠落下来，反复对物料进行搅拌而加下成匀质混凝土。这种搅拌机适合加工普 通塑性混凝土，对粗骨料的粒径要求不严格，广泛地应用小建筑工地。强制式混凝土搅拌 机的搅拌筒固定不动，而是由筒内转轴 l 的叶片旋转来对物料进行强制什的挤压、翻转。 混凝土搅拌机按其搅拌混凝土的原理来分有自落式和强制式两种。自落式混凝土搅拌 机是将物料投入搅拌筒内 物料靠自重坠落下来，反复对物料进行搅拌而加下成匀质混凝土。这种搅拌机适合加工普 通塑性混凝土，对粗骨料的粒径要求不严格，广泛地应用在中小地建筑工地。强制式混凝 土搅拌机的搅拌筒固定不动，而是由筒内转轴上的叶片旋转来对物料进行强制性的挤压、 翻转，达到均匀拌和的。这种搅拌机适合加上普通塑性和干硬件的混凝土。由于受构造上 的限制，对粗骨料粒径的要求较为严格，施工现场的混凝土搅拌站和混凝土预拌工厂的搅 拌楼中使用的搅拌机均系此种类型 混凝土搅拌机，按其外形又分为鼓形、锥形和盘形二种；按所用功力装置不同又分为 电动式和内燃式两种；由搅拌筒的不同，又将搅拌机分成多种容量型号，目前世界上的混 凝上搅拌机已合 200 种以上。我国混凝土搅拌机的容量、规格的发展也很迅速， 容量仅在 3000l(3n1j)以下的就合 11 种之多，它们是；50，100， 200，250，350， 750，1000，和 3000l。 根据搅拌机搅拌筒容量参数的小同，又常把混凝土搅拌机划分为大型(出科容量为 3 1m3m3)、中型 (出料容量为 0.35m3075m3)和小型(出料容量为 0.5m一 0.25m3) 二种。 混凝土搅拌机，按其外形不同分为鼓形、锥形和盘形二种；按所用动力装置不同又分 1 ( 为电动式和内燃式两种；由于搅拌量的不同，又将搅拌机分成多种容量型号，目前世界上 的混凝上搅拌机已有 200 种以上。我国混凝土搅拌机的容量、规格的发展也很迅速，容量 仅在 3000l(3m)以下的就有 11 种之多，它们是：50，100，150、200，250，350，500， 750，1000，1500 和 3000l。这些搅拌机都尚属周期作业式，随着混凝土施工工艺的发展 和对搅拌机要求的提高，必将很快推出各种新型的混凝土搅拌机械 我国混凝土搅拌机的生产业已定型，并自成系列，义利号和主 要技术参数的意义： j搅拌机： g鼓形自治式混凝土搅拌机； z锥形反转出料式混凝土搅拌机； f锥形顿翻出料式混凝 1：搅拌机； d单卧轴强制式混凝土搅拌机； jg250 型混凝土搅拌机表示鼓形自落式混凝土搅拌机，电动机驱动，出料容量并经 捣实后的混凝土体积为 250l。 jz350 型混凝土搅拌机表示锥形反转出料自落式混凝土搅拌机，电动机驱功，出料 容量并经捣实后的混凝土体积为 350l。 jdy350 型混凝土搅拌机表示单卧轴、液压倾翻出料强制式混凝土搅拌机，电动机 驱动，出料容量并经捣实后的混凝土体积为 350l jgr750 混混凝土搅拌机表示鼓形自落式混凝土搅拌机，内燃机驱动，出料容量并 经捣实后的混凝土体积为 750l。 我国生产混凝土搅拌机的厂家，搅拌机械的出厂形式主要有两种：一种是作为建筑施 工现场独立使用的搅拌机单机，一种是作为混凝土生产厂或混凝土搅拌楼(站)使用的配套 主机。混凝土搅拌机单机主要出以下机构组成并非附示意图： 搅拌机构.它是混凝上搅拌机的主要工作机构，由搅拌筒、搅拌轴、搅拌叶片和搅拌铲(刮 铲)等组成。 传动装置它是向搅拌机各工作机构传递力和速度的系统。般有由带条、摩擦轮、齿 轮,、链轮和轴等传动元件组成的机械传动系统和由液压元件组成的液压传动系统两大类。 上料机构,它是向搅拌简内装人混凝土物料的设施一般有卷扬提升式料斗、固定式料斗 和翻转式料斗三种形式 c 配水系统,它的作用是按照混凝土的配合比要求定量供给搅拌用水。搅拌机配水系统的 型式主要有：水泵配水箱系统、水泵水表系统和水泵时间继电器系统三种。 卸料机构,它是将搅拌好的匀质熟料混凝土从搅拌筒中卸出的装置。主要有溜槽式、螺 旋叶片式和倾翻式三种型式。 故在此我选用 jz350 锥型反转出料混凝土搅拌机,并附示意图: 2 ( 图 1-1jz350 锥型反转出料搅拌机 1.供水系统 2.传动装置 3.搅拌与出料装置 4.上料机构 1.2混凝土搅拌机的周期作业 搅拌筒的基本形状，即有鼓形、双锥形、盘形和圆槽形等。其中，鼓形、双锥形搅拌 机工作原理为自落式，即作业时，搅拌筒旋转，物料靠自重坠落达到搅拌要求；盘形相圆 槽形搅拌机为强制式，作业时搅拌筒固定不动，靠转轴带功筒内的搅拌叶片对混凝土物料 进行强制挤压、翻转和抛掷而达到拌合均匀的目的。 从搅拌原理上看，锥形反转出料式混凝土搅拌机是一种自落式混凝土搅拌机。搅拌筒 正向回转进行搅拌，反向回转进行出料，它是作为取代鼓形自落式混凝土搅拌机的一种机 型，可以用来拌合普通塑性和低流动性的混凝土。搅拌时，双锥形搅拌筒旋转。叶片使物 料作提升、下落运动的同时，还强迫物料作轴向窜动。所以，此种搅拌机同鼓形自落式搅 拌机相比，其搅拌运动比较强烈，生产率高，拌和出来的混凝土质量好。机械构造也比较 简单、操作方便，因而得到了广泛应用。 锥形反转出料式混凝土搅拌机主要有以电动机为动力的 jz 系列型号和 jzy 系列型号。 jzy 型除进料机构采用液压传动外，其余构造及技术性能均与 jz 型相同。的前，该系列产 品的出料容量有 150l，200l，3lol,500l 和 750l 等。所示为 jz350 型棍凝土搅拌机的外 形，其出料混凝土体积为 350l。它主要由动力装置、传动装置、进料系统、搅拌系统、供 3 ( 水系统、底盘和电气系统等组成。 在搅拌筒的进料口一端，焊有两块挡料叶片，可防止搅拌时进料口处漏浆；搅拌筒的 出料口一端，焊接着一对出料叶片，出料叶片分成两段，以螺钉固定，搅拌过程中如遇突 然停电或发生故障时，可以卸下靠外边的一段叶片，把筒内的物料扒出来。当混合料拌和 好混凝土后，可通过传动系统改变搅拌筒的旋转方向，筒内的混凝土使可经出料叶片迅速 卸出筒外。 托轮是支承搅拌筒并拖带搅拌筒进行运转的机构。 搅拌筒放在四个橡胶托轮上，电动机的动力，经齿轮减速箱传给托轮主轴，利用轴上 的一对橡胶托轮与搅拌筒滚道之间的摩擦力，带动搅拌筒旋转。 上料机构：jz350 型混凝土搅拌机的上料机构由上料架、中间料斗、上料斗和传动机 构 等 组成 ， 上料时，料斗由钢丝绳牵引沿料架的轨道向上爬行，当行至一定的高度后，其长轴滚 轮进入料架岔道，料斗随之倾倒，斗门面动开启，斗内物料经中间料斗卸人搅拌筒内。 4 ( 2传动部分设计 传动部分是搅拌机的重要组成部分，通常由滚筒，减速器，电动机以及联接件组成， 在本设计中采用电动机通过联轴器联接减速器，再通过另一联轴器联接搅拌筒上的开式齿 轮，从而达到传递动力的作用。如图 率。先有设计要求计算出搅拌筒的几何尺寸，搅拌筒外形如图所示： 图 2-1 搅拌机的传动系统 1 搅拌筒；2 联轴器；3 减速器；4 电动机 2.1搅拌筒设计 锥形反转出料搅拌机的搅拌筒呈双锥形，筒内中部焊有分别与拌筒轴线成一定夹角交 叉布置的高叶片和低叶片各一对。由于高低叶片与拌筒轴线按一定的角度交叉布置，所以 当拌和料由进料锥端进入，拌筒正转搅拌时，叶片不仅使拌和料作提升、下落的运动，还 能强迫物料作轴向窜动，故能强化搅拌作用。当搅拌筒反向旋转时，叶片将拌和料推向出 料锥端由两条空间交叉成 1800的螺旋形出料叶片将拌和料卸出筒外。 5 ( 图 2-2 搅拌筒的几何外形 由混凝土机械查搅拌几何容积，和出料容量 v1 式（2.1） 出料容积 v2 和进料容积 v1 有 为出料系数，对混凝土一般取 0.60.7 式（2.2） 式（2.3） 出料 式（2.4） 所以 式（2.5） 暂选 式（2.6） 式（2.7） 式（2.8） 暂选 1500l 式（2.9） 1 21 2 式（2.10） 34 6 34 ( 1 2 34 0 0 1 2 34 0 0 式（2.11） 0 由混 凝 土 机械查 得 进 料锥角 47 50出料 锥角 30 33，所 以选 择 =33， 0 =50 又有 式（2.12） 3 2 2 v进= s弓 x= ( r2+ xtan) h x 式（2.13） 2 3 2 = s弓 x= ( r1+ xtan) h x v 出 3 19.62 2 ( ) 2 v柱= r h l2sin 3 另参考设l1=0.55m，l2=0.85m，l3=0.5m 其中为拌合料容重 3 3 = (1.5 1.7) 10 (kg/m) 为搅拌时拌合料的自然坡度， 0 0 = 40 45 综上可得：r1=0.393m，r2=0.322m 可整合为：r1=0.35m，r2=0.4m 2.2减速器的设计 式（2.14） 式（2.15） 式（2.16） 式（2.17） 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动，蜗轮传动或齿轮蜗轮传动所组合的 独立部件，常在动力机与工作机之间为减速的传动装置；在少数情况下也用作增速的传动 装置减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动正确可靠，使用维修简单，并可成批生 产，故在现代机械中应用最广减速器类型很多，有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器， 蜗杆减速器等 由于考虑到所传递的功率和传动比在本搅拌机设计课题中采用的是二级圆柱齿轮减 速器 减速器的机体是用于支持和固定轴系的零件，是保证传动零件的啮合精度，良好的润 滑和密封的重要零件，其重量约占减速器总重量的 50%。因此，机体结构对减速器的工作 性能，加工工艺，材料消耗，重量及成本等有很大的影响。机体材料采用灰铁（ht150 或 ht200）制造。 传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构简单和尺寸大小的主要是 传动零件。 支撑零件和联接零件都是要根据零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零 件，确定其尺寸，参数，材料和结构。为了使设计减速器时的原始条件比较准确，应该先 7 ( 设计减速器外的传动零件，如联轴器等。 2.2.1电动机的选择 电动机是常用的原动机，并且是系列化和标准化的产品机械设计中需要根据工作机 的工作情况和运动，动力参数，合理选择电动机类型，结构形式，传递的功率和转速，确 定电动机的型号 电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上采用交流电动机交流电动机有异步 电动机和同步电动机两类，异步电动机又分笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动 机应用最广泛如无特殊需要，一般忧先选用型笼型三相异步电动机，因其具有高效， 节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于 无特殊要求的各种机械设备 电动机的功率选择是否合适将直间影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额 定功率小于工作机所需要的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至使电动机长期过载过 早损害，如果选用额定功率大于工作机所需要的功率，则电动机的价格高，功率未得到充 分的利用。从而增加电能的消耗，造成浪费。 搅拌机电动机的功率按所需的（单位：kw）计算公式为： pw pd= 式中pw工作机所需工作效率。 由电动机到工作机的总效率。 工作机所需工作效率，应由工作阻力和运动参数计算求得： pw=mn 9550 式中m拌筒搅拌时所需的外力矩， n.m） （。 n拌筒转（r/min） 。 sin 45 0.62 cos 45 sin fcos =17.5r n 29.9 = 29.9 minr1450 2 式（2.18） 式（2.19） 式（2.20） 其中双锥反转出料混凝土搅拌机在工作时，其搅拌功率主要用于克服混凝土物料在搅 拌时产生的偏心阻力矩及托轮滚动磨檫阻力矩。为讨论方便，现假定最恶劣的工作状况， 即全部物料倾向拌筒的一侧，呈斜面，球此种情况下的搅拌功率。 外力矩 m 的计算： 式（2.21） 式中 m物料搅拌时拌合料所产生的偏心阻力矩； m摩擦搅拌时托轮所产生的滚动摩擦阻力矩； 式（2.22） 式中g物料拌合物料发质量； 式（2.23） v搅拌筒容积； 8 ( 拌合料容重； ( 3 3 = ( 1.5 1.7) 10kg/m ) 式（2.24） h拌合料重心至拌筒中心的距离，mm； 2 2 ( r1+ x tan ) h b h= 12s 弓 = 3s弓 式（2.25） 因为混合料在拌筒内为一水面，且以搅拌时进、出料口均不得有溢出为原则，故讨论 时进、出料口相等，均为h. 进料锥内拌合物所产生的偏心阻力矩 给x以微小增量x则在x=x及x= x+ x平面之间的有效容积微元体v进对x轴的微 元阻力矩 m进= 9.8 v进 h sin 式（2.26） 2 ( 2 r1+ xtan h = 9.8 3 ) 2 sin x 积分可得进料锥内混合料所产生的偏心阻力矩 m进= 9.8 v进 h sin 式（2.27） 2 ( 2 r1+ xtan h= 9.8 3 ) 2 sin x 出料锥内拌合物所产生的偏心阻力矩由进料锥公式可直接得出。 柱体内地混合料所产生的偏心阻力矩为 m柱= 9.8 v柱 h sin 式（2.28） 19.62 ( ) 2 r h= 3 3 2 l2 sin ( n.m) 综上，搅拌时混合料所产生的总偏心力矩 式（2.29） 3 2 2 2 m进= 9.8 ( r1+ xtan ) h sin x= 430.1n m 式（2.30） 3 2 2 3 2 m出= 9.8 ( r2+ xtan ) h sin x= 393.2n m 式（2.31） 3 3 19.62 2 ( ) 2 m柱= r h 3 式（2.32） l2 sin = 1095nm 搅拌时托轮所产生的惯性摩擦阻力矩 n r m r 式（2.33） r i= 1 r 式中ni一个托轮所受到滚动正压力; k滚动摩擦力臂; 9 ( r滚筒半径,m r托轮半径，m; 2099.8 17.5 p= mn= =3.84kw 9550 9550w pw3.84 pd= =4.61kw= 0.833 式中f混凝土与钢叶片的磨檫系数f=0.62 w传动效率 2 3 4 w= 1 2 3=0.8335 =0.99 式中1联轴器的传动效率，取1 2=0.97 齿轮传动的传动效率，2 33=0.98 轴承的传动效率， 确定电动机的转速 经查表：一级开式齿轮的传动比ia=3 7,二级圆拄齿轮减速器的传动比 式（2.34） 式（2.35） 式（2.36） i=8 40，总的传动比合理范围为ia=24 280，故电动机的转速的可选范围为： nd= ia n= (24 280) 17.5 =420 4900rmin 根据工况和计算所选电动机为: 表 2-1 电动机的主要参数 型号 额定功率(kw) 转速 r/min 轴径 mm y132s-4 5.5 1440 38 式（2.37） ( 电动机尺寸如表： 表 2-2 电动机的主要外形参数 中心高 h 132 2.2.2传动比的分配 外形尺寸 l 515 安装脚 b 178 轴伸尺寸 3880 由电动机的转速和工作机的主动轴的转速，可得到传动装置的总传动比为 n ia=m n n 式中m电动机的转速 n拌筒的转速 nm1440rmin ia= = =82.2 n17.5r min i0、i1、i2l lin 总传动比为各级传动比 的乘积，既 ia= i0i1 i=7 使减速器装置不至于过大初步取0则 i 82.2 i= a= =11.74 i07 i1=3.8 按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮相近，查得 则 i11.74 i2= 0= =3.09 i13.8 2.2.3计算传动装置的运动和动力参数 式（2.38） 式（2.39） 式（2.40） 式（2.41） 式（2.42） 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率） 轴由高速至低速依次定为、轴、滚筒。 i01、i02l 01、 02l t01、t02l p01、p02l n01、n02l 相邻两轴间传动比 相邻两轴间传动效率 轴的输入功率（） 各轴之间的输入转矩（） 各轴的转速（r/min） 则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和参数 各轴的输入功率 轴轴的输入功率： 轴p1= pd 1 2= 5.5 0.99 0.98 =5.336kw 轴p2= p1 2 3= 5.336 0.98 0.97 =5.072kw 11 式（2.43） 式（2.44） ( 2 轴p3= p2 2 3= 5.072 0.98 0.97 =4.724kw 轴p4= p3 2 3= 4.724 0.98 0.97 =4.67kw 滚筒p4= p3 3= 4.724 0.97 =4.35kw pd 式中 电动机的出功率（kw） 1=0.99 联轴器的传动效率1 2=0.98 轴承的传动效率2 3齿轮的传动效率3=0.97 式（2.45） 式（2.46） 式（2.47） 同一根轴的输出功率与输入功率的数值不同，需要精确计算时取不同的数值。 各轴的输入转矩 电动机的输出转矩： pd td=9550 = 9550 nm 轴轴的输入转矩： 5 . 5 式（2.48）= 36 . 47n. m 1440 式（2.49） 式（2.50） 2 式（2.51） 式（2.52） 式（2.53） 运动和动力参数计算结果整理于下表 表 2-3 各轴计算结果 效率 p（kw） 轴名 输入 输出 输入 电动机 5.5 轴 轴 5.445 5.336 35.74 转矩 t（n.m） 输出 36.47 35.02 转速 n（r/min 传动比 效率 ） i 1440 1 0.97 1440 3.8 0.95 轴 轴 5.175 4.92 5.072 4.724 129.10 375.58 12 126.51 364.41 378.9 122.6 2 ( 轴 滚筒 4.676 4.44 4.491356.5 2422.9 346.47122.6 2 175 70.93 2.2.4第一级齿轮传动的设计 材料的选择 应传动尺寸和批量较小,小齿轮设计成齿轮轴,选择 40cr，调质处理,硬度为 241hb- 286hb，大齿为 45 钢，调质处理，硬度 240hb,暂取传动比i=3. 8 初步计算小齿轮的分度圆直径 p6 6 t1=9 . 55 10 d= 9 . 55 10 nm d 齿宽系数 由机械手册查表得 5 . 5 式（2.54）= 36475n. mm 1440 式（2.55） hlim 接触疲劳极限由机械手册查表得 式（2.56）hlim1=750 mpa 式（2.57）hlim2=600 mpa 初步计算的许用接触应力 =0 . 9 hhlim =0 . 9 hhlim ad的值由机械手册查表得ad=85 初步计算小齿轮分度圆直径 t1 u+ 1 = 675mpa 式（2.58） = 540mpa 式（2.59） 36425 3 . 8 + 1 d1ad 3 = 85 3 2 2 u3 . 8 d 1 522hlim d1=50mm 取 初步取齿宽 b b= d d1= 1 50 = 50mm 校核计算 圆周速度: dn 1 50 14 40 = 47 . 6mm 式（2.60） 式（2.61） 式（2.62） = 3 . 768m/s v= 60 1000 60 1000 精度等级选8级 m 计算齿数z1 、2和模数1 13 ( z1=20 初选 模数 m 则 式 （2.63）z2=z1 i= 20 3 . 8 = 76 d150 式 （2.64）m= 2 . 5mm = z120 则由机械手册查表得为标准模数 m m=2. 5m1=2 5 . 使用系数ka：查机械设计手册表 12.9， ka=1.5 动载系数kv：查机械设计手册表 12.9， kv=1.2 齿间载荷分配系数kh： kh=1.29 齿向载荷分配系数kh： kh=1.45 载荷系数 k： 式（2.65） 弹性系数ze： 式（2.66） 节点区域系数zh： 式（2.67） 接触最小安全系数shmin： 式（2.68） 总工作时间th： 式（2.69） 应力循环系数nl： n nl1= 60 n1th= 60 1 3 . 36 9600 = 1 . 9 107 i=1 l2=nl1/i= 1 . 9 106/ 3 . 8 = 5 105 接触寿命系数zn： 查表 14 式（2.70） 式（2.71） ( zn1=1 . 21 ，zn2=1 . 28 许用接触应力 h： hlim1zn1750 1.21 =864.2mpa h1 = = shmin1.05 hlim 2zn2600 1.28 =731.4mpa h2 = = shmin1.05 验算 ： 2kt1u+ 1 h= zezhz bd1 2u 2 3 . 36 36425 3 . 8 + 1 =189 . 8 2 . 5 0 . 88 = 660.5mpa 50 5023 . 8 式（2.72） 式（2.73） 式（2.74） 式（2.75） 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还需 再进行验算。 确定齿轮主要尺寸 由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数 ha取为 1，顶隙系数c取为 0.25, 分度圆 压力角度数为标准值 =20。小齿轮的参数如下： 分度圆直径： 式（2.76） 式（2.77） 中心距： m( z1+ z2) 2 , 5( 20 + 76) a= 120mm= 2 2 齿顶高： * ha=ham= 1 2 . 5 = 2 . 5mm 齿根高： hf=(ha+ c*)m= ( 1 + 0 . 25 ) 2 . 5 = 3 . 125mm * 齿全高： c*)m= ( 2 + 0 . 25 ) 2 . 5 = 5 . 625mm * 齿顶圆直径： 15 式（2.78） 式（2.79） 式（2.80） 式（2.81） ( 式（2.82） da1=(z1+ 2ha)m = ( 20 + 2 ) 2 . 5 = 55 mm 式（2.83） da2=(z2+ 2ha)m = ( 76 + 2 ) 2 . 5 = 195mm 齿根圆直径： 式（2.84） 式（2.85） 基圆直径： 式（2.86） 式（2.87） 齿宽： 式（2.88） 式（2.89） 齿距： 式（2.90） 齿厚： 式（2.91） 齿槽宽： 式（2.92） 基圆齿距： 式（2.93） 法向齿距： 式（2.94） 顶隙： 式（2.95） 齿根接触疲劳强度验算： 重合度系数y： 0 . 75 y =0. 25 + = 0 . 25 + a 16 0 . 75 式（2.96）= 0 . 79 1 . 67 ( 齿间载荷分布系数kf 式（2.97） 齿向载荷分布系数kf： 式（2.98） 由机械设计手册图 12.14，kf=1. 2 载荷系数 k： 式（2.99） 齿形系数yfa：yfa1=2 . 6 yfa2=2 . 3 应力修正系数ysa：ysa1=1 . 6ysa2=1 . 8 弯曲疲劳极限 flim：flim1=600mpa flim2=450mpa 弯曲最小安全系数sflim：sflim=1.25 弯曲系数寿命yn：yn1=0 . 95 yn2=0 . 97 尺寸系数yx：yx=1. 0 许用弯曲应力f： flim 1yn1yx600 0 . 95 1 . 0 = 456mpa f1 = sfmin1 . 25 flim 2yn2yx450 0 . 97 1 . 0 = 349mpa f2 = sfmin1 . 25 验算： 2kt12 3 . 36 36475 式（2.100） 式（2.101） yfa1ysa1y= f1= b1d1m60 50 2 . 5 yfa2ysa22 . 3 1 . 8 f2= f1= 107. 4 yfa1ysa12 . 6 1 . 6 2 . 6 1 . 6 0 . 79 = 107 . 4mpa p所以挤压强调足够 确定键槽尺寸 由普通平键标准查得轴槽深t=7. 5mm，毂槽深t1=5 . 9mm 2.2.7轴承的选择因素 式（2.161） 式（2.162） 式（2.163） 式（2.164） 在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命， 静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都 必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负 25 ( 荷是指轴承加载后是静止的）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量 塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚 动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根据 din iso 281 对实际可达到的工 作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能 力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。 静负荷轴承计算静负荷安全系数 fs 有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负 荷。 fs =co/po 其中 fs 静负荷安全系数，co 额定静负荷kn，po 当量静负荷kn 静负 荷安全系数 fs 是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、 噪音特低的轴承，就要求 fs 的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的 fs； 一般推荐采用下列数值： fs=1.52.5 适用于低噪音等级 fs=1.01.5 适用于常规噪音等 级 fs=0.71.0 适用于中等噪音等级。额定静负荷，在滚动体和滚道接触区域的中心产生 的理论压强为： 4600 n/mm2 自调心球轴承 4200 n/mm2 其它类型球轴承 4000 n/mm2 所 有滚子轴承在额定静负荷 co 的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生 的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷 pokn是一个理论值，对向心轴 承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。po 在滚动体和滚道的最大承载接触区 域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。 po=xo*f r +ys * fakn 其中 po 当量静负荷，fr 径向负荷，fa 轴向负荷，单位都 是千牛顿，xo 径向系数，yo 轴向系数 动负荷轴承din iso 281 所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失 效，寿命计算公式为： l10=l=(c/p)p ，其中 l10=l 名义额定寿命，c 额定动负荷 kn p 当量动负荷 kn p 寿命指数 l10 是以 100 万转为单位的名义额定寿命，c 额定动负荷 kn p 寿命指数 l10 是以 100 万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承 来说，其中 90%应该达到或者超过该值。额定动负荷 c kn在每一类轴承的参数表中都可 以找到， p=x*fr+y*fa 其中：p 当量动负荷，fr 径向负荷，fa 轴向负荷，单位都是千牛 顿，x 径向系数，y 轴向系数。不同类型轴承的 x,y 值及当量动负荷计算依据，可在各类 轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数 p 有所不同。对球轴承，p=3 对 滚子轴承，p=10/3。如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就 得有相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。 滚动轴承的最小负荷过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。 在本设计中我都选用深沟球滚子轴承就足以满足要求。 轴承的型号确定 结合轴的受力特点与箱体运动的关系，此处选用深沟球滚子轴承。分析传动示意图不 难发现，本系统中轴的轴承承受径向载荷，而且承受的载荷都较小。 26 ( 查机械设计手册可知，深沟球滚子轴承能同时承受径向载荷可以成对使用，满足 条件，通过前面对轴受力分析，我选用一对深沟球滚子轴承6209型。如下图所示： 图 2-4 深沟球滚子轴承 其中 d=45mm、d=85mm、b=19mm 轴承寿命计算 计算深沟球滚子轴承寿命 表 2-4 轴承选择方案 方案 1 2 轴承型号 6209 6210 cr/n 31500 35000 cor/n 20500 23200 d/mm 85 90 b/mm 19 20 no/(r/min) 3500 3000 计算步骤与结果列于下表： 在前面已计算过工作时间，可估计工作十年，一年工作八小时，工作日 中工作时间占40%，则 式（2.164） 表 2 -5 计算列表 计算项目计算内容6209轴承 27 计算结果 6210轴承 ( 查表 查表 冲击载荷系数fd 当量动载荷p 计算额定动载荷 基本额定动载荷cr 查表 p=fd.fr =1.26867x lhn cr=p3 16670 9600 378 . 9 =p3 16670 查手册 1.2 4614 37777n 3150037777 1.2 4614 37777n 3500037777 故我选用6209.深沟球滚子轴承可满足寿命要求。 其他处轴承寿命计算如上。 2.2.8联轴器 联轴器是联接两轴使之一同回转并传递转矩的一种 联轴器可分为刚性和挠性，刚性联轴器适用于两轴能严格对中并在工作中不发生相对 位移的地方，挠性联轴器适用于两轴有偏移的地方。刚性联轴器中又可分为凸缘联轴器、 套筒联轴器和夹壳联轴器，其中凸缘联轴器是应用最广的一种，这种联轴器主要由两个分 装在轴端的半联轴器和联接它们的螺栓组成。 凸缘联轴器对中精度可靠，传递转矩较大，但要求两轴通轴度较好，主要用于载荷平 稳的联接中。故在此我选用此种联轴器。 在高速级， 轴孔长 82mm。在低速级，可选用标准凸缘联轴器 yl10，轴孔 45mm，轴孔长 112mm。部件。 联轴器可以在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。 28 ( 图 2-5 联轴器 2.2.9减速器的润滑和密封 传动的润滑 圆周速度v12m/s 15m/s的齿轮减速器广泛采用油脂润滑，自然冷却。为了减少 齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的深度，以 12 个齿高为宜，速度高的还应该浅 些，建议 0.7 倍左右，但至少 10cm，速度较低的也允许浸入深些，可达到 16 的齿轮半 径，更低速时可到 13 的齿轮半径，润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中，的深度应达 到齿轮的半个齿宽，对于油面有波动的减速器，浸入深些。 在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近于相对。如果发生低速级齿轮浸入 减速器箱盖和箱座的剖面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。 减速器油池的容积平均可按每 1kw 约需 0.35l0.7l 润滑油计算，同时应保持齿顶圆 距离箱底部低于 30mm50mm 左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。 在此处因为高速级与低速级大齿轮分度圆直径相差不大，所有可以直接使低速级大齿 轮中深度浸油。 轴承润滑 滚动轴承的润滑主要是为了降低摩擦阻力和减轻磨损，也可以吸振，冷却，防锈和密 封等作用。合理的润滑对提高轴承性能，延长轴承寿命都有重要意义。 滚动轴承高速时一般采用油润滑，低速时采用脂润滑，某些特殊环境如高温和真空条 件下采用固体润滑。 本减速器使用的是深沟球滚子轴承，轴承的润滑方法可以根据齿轮的圆周速度来选 择：圆周速度在 2m/s3m/s 以上时，可以采用飞溅润滑，把飞溅到箱盖上的油在本设 中，我选用飞溅润滑，油量足以满足轴承的需要，所有最后采用刮油润滑，或根据轴承传 29 ( 动座圈十大大小选用由脂润滑或滴油润滑。 本设计为选用飞溅润滑，故在设计减速器时在箱体壁上设计出油沟，可使飞溅的油通 过油够流向轴承，供轴承使用。 密封装置 密封式为了阻止润滑剂从轴承中流失，也为了防止外界灰尘，水分等侵入轴承。没有 合理的密封将大大影响轴承的使用寿命，密封按照其原理不同可分为接触式和非接触式密 封两大类，非接触式密封不受速度的限制，接触式密封只能用在线速度较低的场合，为保 证密封寿命及减少轴的磨损，轴接触部分的硬度应在 40hrc 以上。 在低压油润滑系统中，油封被广泛地用作转轴密封件和往复运动密封件。 油封通常由刚性骨架和有柔性唇的橡胶密封圈组成。 毡封主要用于环境比较干燥。以脂类润滑的轴承或柱塞部位，压力低于 0.1mpa,速度 45m/s，故本设计中选用毡封来满足轴承的密封。 到此，减速器设计完成，在减速器中选用了大量标准件，特列表如下： 表 2-6 减速器用标准件 名称 螺栓 垫圈 螺母 螺栓 垫圈 螺母 螺栓 毡圈 毡圈 键 键 键 销 轴承 轴承 2.2.10开式齿轮 选材料代号 gb5782-86 gb97.1-2000 gb6170 gb5782-86 gb97.1-2000 gb6170 gb5782-86 jb/zq4606-1986 jb/zq4606-1986 gb/t1095-1990 gb/t1095-1990 gb/t1095-1990 gb/t117 gb/t276-19946210 gb/t276-19946210 30 尺寸 m16100 与 m16 配套使用 m16 m1222 与 m12 配套使用 m12 m1230 内径 45 内径 40 1656 16100 1056 a812 6210 6209 数量 8 8 8 2 2 2 36 1 1 1 1 1 2 2 4 ( 因滚筒直径较大，鼓选用铸钢，调质处理硬度 229-286hb，平均取 240hb。小齿轮 40 钢，调质处理，硬度 280hb。 传动比为 7。 按弯曲疲劳强度计算 又机械设计基础查得： 接触疲劳极限 hiim：hiim1=700mpa hiim2=4 40 mpa 初步计算使用强度应力 h ： 式（2.165） h1hlim1 式（2.166） 按式 2kt1 m3yfsy dz1 f 确定公式内各计算数值： 初选齿轮参数z1=18 转矩 t： p4 . 491 t=9 . 55 106= 9 . 55 106 = 2450000 n mm n117 . 5 齿宽系数 d：由机械工程手册可查 d=0.4 计算载荷系数 kk=1. 75 初估v=2m/s 动载系数kv：查机械设计手册表 12.9， vz2 18 kv= = =0.36 100 100 齿间载荷分配系数kh：k=1.45 齿向载荷分配系数kh：k=1.23 载荷系数 k： k= kakvk k= 1.75 0.36 1.45 1.23=1.16 查取复合齿形系数yfs：yfs1=4 . 1yfs2=3 . 8 1 1 1 . 68 z1z2 yfs 计算 进行比较 f 31 式（2.167） 式（2.168） 式（2.169） 式（2.170） 式（2.171） ( 计算重合度系数 0 . 75 y =0. 25 + = 0 . 25 + 0 . 75 式（2.171）= 0 . 696 1 . 68 2kt1 m3yfsy = 3 dz1 f 2 1 . 16 2450000 4 . 1 0 . 696 = 6 . 72 0 . 4 182 292 . 9 式（2.172） 因滚筒工作冲击严重故选用较大模数初选m=12则 式（2.173） 式（2.174） m ( z1+ z2) = 12( 18 + 126)= 864a= 2 2 b= d d= 0. 4 216 = 86 . 4 取b1=100mm b2=90mm 校核齿面接触疲劳强度 按式 2kt1u+ 1 h=ze zh z bd12u 计算 式中弹性系数ze：ze=189. 8mpa 节点区域系数zh：zh=2. 5 4 4 1 . 68 z= = 0 . 88 3 3 2kt1u+ 1 h=ze zh z bd12u 2 5 . 61 2450000 7 + 1 = 189 . 8 2 . 5 0 . 88 100 21627 = 472 . 5 1.3 1.5 3.03 滑轮常装在固定的心轴上,简单的滑轮常采用滑动轴承,目前使用滑轮绝大多数采用 滚动轴承. 滑轮直径的选用系列与匹配 滑轮的名义直径为滑轮槽底直径 d,该值的大小与钢丝绳的疲劳强度有关,所以不能 选的太小,但选用时是按照钢丝绳中心处的计算直径 d. 式（3.41） 43 ( 式中d -钢丝绳的直径（mm）; ke1-与建筑卷扬机工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，其值可选取。此处建筑卷扬 机的工作级别为a3，则ke1=19。 故