立式搅拌机设计课程设计说明书

毕业设计论文课程设计说明书课程名称机械设计课程设计题目名称立式搅拌机设计班级2008级专业姓名学号指导教师评定成绩教师评语目录第一章设计任务书3第二章原动装置的设计3第三章确定传动装置的总传动比和分配传比4第四章计算传动装置的运动和动力参数5第五章传动零件的设计计算V带设计7第六章齿轮设计9第七章轴上的零件的设计15第八章轴的强度校核17第九章箱体结构的设计20第十章润滑及密封设计22第十一章小结23第十二章谢辞23第十三章参考文献23第一章设计任务书1、设计题目混凝土立式搅拌机。2、搅拌机工作原理用V带将电动机和减速器联接，然后利用减速器的低速轴通过联轴器带动搅拌轴转动。3、已知条件（1）使用期限8年，每年按300天计算，每天工作10小时；（2）载荷变动中等；（3）单向传动，转速误差不得超过5。4、设计数据搅拌转速N31R/MIN搅拌力矩T1115NM。5、传动方案二级圆柱齿轮减速器和一级带传动。6、设计任务（1）搅拌机总装配图一张（搅拌桶和搅拌叶可以不画），减速器装配图一张（M1）（2）零件工作图三张（低速级大齿轮，低速轴，箱体）（3）设计计算说明书一份7、设计计算内容1运动参数的计算，电动机的选择；2联轴器的选择；3齿轮传动的设计计算；4轴的设计与强度计算；5滚动轴承的选择与强度计算；6键的选择与强度计算；7V带传动的设计计算。第二章原动装置的设计1、选择电动机按已知的工作要求和条件，选用Y160M28电动机。2、选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为PDPW/PWFV/1000所以PDFV/1000由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为12345式中1、2、3、4分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器。根据机械设计指导书P5表17得各项所取值如下表种类取值带传动V带传动092齿轮传动的轴承深沟球轴承099齿轮传动7级精度的一般齿轮传动096联轴器刚性联轴器0990920993096209908145所以PWTNW/95501115319550KW3619KWPDPW/3619/0814544432KW3、确定电动机转速搅拌轴的工作转速NW31R/MIN，按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比I124,单级齿轮传动比I226,则合理总传动比的范围为I624，故电动机转速可选范围为NDINW62431R/MINND（186744）R/MIN综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案选定电动机型号为Y160M28，所选电动机的额定功率PED55KW，满载转速NM720R/MIN，总传动比适中，传动装置结构紧凑。第3章确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比因为R/MIN720电所以总传动比2583170搅拌轴电总NI2、分配传动比根据均匀磨损要求，采用带传动与两级减速器连接传动机构，取带传动比为I13，则58232II、235823321I误差分析符合设计要求。0304158第四章计算传动装置的运动和动力参数1电动机轴P0PD55KWN0NM720R/MINT095507295NM02高速轴P1P01506KWN1240R/MINIT19550201342NM1N3中间轴P2P1234809KWN280R/MIN0IT295505740663NM2N4低速轴P3P2234571KWN33100775R/MINIT395501407629NM3N5输出轴P4P33445248KWN43100775R/MIN0IT4955013935527NM4N输出轴功率或输出轴转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以联轴器效率099），即P099P运动和动力参数计算结果整理后如下表所示功率PKW转矩TNM轴名输入输出输入输出转速NR/MIN传动比I效率电动机轴55729572030921轴506500920134272220524030992轴4809476157406635683256802580963轴4571452514076291393553310081099输出轴4525137961731008第五章传动零件的设计计算V带设计1、确定计算功率PC由教材表87查得KA11得PCKAP1155605KW2、选取普通V带型号根据PC605KW，N1720R/MIN,由图810选用A型普通V带。3、确定带轮基准直径DD1，DD2根据表86和表88选取DD1140MM,且DD1150MMDMIN125MM大带轮直径为DD2N1DD1/N2420MM按表88选取标准值DD2400MM,则实际传动比I，从动轮的实际转速分别为IDD2/DD1400/140MM2857N2N1/I720/2857R/MIN252R/MIN从动轮的转速误差率为（252240）/252100476，在5以内为允许值。4、验算带速VVDD1N160100052752M/S带速在525M/S范围内。5、确定带的基准长度LD和实际中心距A利用下式初步确定中心距A007DD1DD2A02DD1DD2即07（140400MMA02（140400MM378MMA01080MM取A0594MML02A0/2DD1DD2（DD1DD2）2/4A02594/2（140420（420140）2459421006426MM由表84选取基准长度LD2000MM由式816得实际中心距为AA0（LDL0）/2594200021006426/25436787MM6、校验小带轮包角1由式817得1180（DD2DD1）573/A180（4001405735436787150491207、确定V带根数由式818得ZPC/P0PC/P0P0KKL根据DD1140MM，N1720R/MIN，查表84A根据内插法可得P0129KW由式84B得功率增量P0P00092KW由表82查得带长度修正系数KL103,由表85查得包角系数K092得PRPOP0KLK1290092092103KW13096KW普通V带根数ZPC/PR46198圆整取Z5。8、求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表86查得B型普通V带的每米长质量Q01KG/M，根据式819得单根V带的初拉力为F0500PC25K/ZVKQV2199746N由式820可得作用在轴上的压力FQ为FQ2ZF0SIN1/219315912N9、设计结果选用5根A型V带，中心距A5436787MM，带轮直径DD1140MM，DD2400MM，轴上压力FQ19315912N。第六章齿轮设计1、高速级齿轮传动的设计计算（使用寿命LH300X10X824000H）小齿轮40CR，调质，HB1280HBS，大齿轮45钢，调质，HB2240HBS，齿数取Z124则Z224372取Z272精度等级初选7级（GB1009588）2、按齿轮面接触强度设计（1）设计准则先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，即23112HEDTZUKTD（3）确定公式内的各计算数值A试选载荷系数。TB计算小齿轮传递的转矩MNNPT759105961C按软齿面齿轮非对称安装，由教材选取齿宽系数。1DD由教材表106查得材料的弹性影响系数。2/8MPAZEE由教材图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPAH601LIMH502LIMF计算应力循环次数81163810325601HJLNN829IG由教材图1019取接触疲劳寿命系数；。921HNK902HNH计算接触疲劳许用应力取安全系数S1MPASKHNH5260921LIM11HNH132LI2（4）设计计算A试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。TD1HMZUKTDHEDT98532321B计算圆周速度。VSNT09461601C计算齿宽BBDD1T109496D计算齿宽与齿高之比B/H模数139561842TTMZ齿高H225MT77799MMB/H110523（5）计算载荷系数K查表102得使用系数1根据、由图108得动载系数ASMV09461直齿轮；01VKF查表104用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置KH1427由B/H110523,KH1427由图1013得KF138故载荷系数KKAKVKHKH1498。（6）校正分度圆直径1D由教材MKKDTT078/31（7）计算模数MZ62534/113、按齿根弯曲强度设计，公式为1312FASYKTMDZ（1）确定公式内的各参数值1由教材图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度MPAF501LIM极限；MPAF3802LIM2由教材图1018取弯曲疲劳寿命系数，901FNK2FN3计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S14,得MPASKFENF4286311197224、计算载荷系数KKKAKVKFKF14495、查取齿形系数、和应力修正系数、1AY21SAY2由教材表查得；58F36FA5875412SA6、计算大、小齿轮的并加以比较；S0121FSAY4362SA大齿轮大7设计计算3212123987对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数23987并就进圆整为标准值M25接触强度算得的分度圆直径870077MM，算出小齿轮齿数1DZ1D1/M870077/25348取Z135大齿轮105312ZI这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（2）集合尺寸设计1计算分圆周直径、1D2MMZ5873526107122计算中心距MDA1752/6587213计算齿轮宽度MDB5871取，。B5871B902（3）齿轮的结构设计低速级齿轮的基本参数与高速级的齿轮要相同，只是在取材料上有所不同，以此来满足传动的强度要求，用机械设计手册软件版30进行辅助设计得到设计数据，整理如下表高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传递功率P/KW50094476091传递扭矩MNT/7222055683256转速IN/R24080803100775齿面啮合类型硬齿面硬齿面材料及热处理45表面淬火45调质45调质45调质模数/MM253齿数Z3510538103齿宽系数D07023310530369中心距A/MM1752115齿数比U327098重合度圆直径D/MM8752625114309齿根圆直径MDF/81252562510653015齿顶圆直径A/9252675120315齿顶高MHA/252533齿根高F/31253125375375齿顶高系数AH1顶隙系数C025压力角/A20齿距累计公差PF005062008109005651008721齿圈径向跳动公差R003883005226004213005565齿距极限偏差PTF00155500171001630001786齿向公差F0016080006300199900063中心距极限偏差AF003113接触强度极限应力MPH/LIM600550600550弯曲疲劳强度极限应力PAFE/500380500380载荷类型静载荷使用系数AK135135齿向载荷分布系数H11应力校正系数SAY158175416251771动载荷系数VK105104齿间载荷分布系数H11第七章轴上的零件的设计1、确定轴的最小直径按教材153初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CR,调质处理。为了加工方便和保证键的强度，大齿轮用平键联接，所以轴径在计算时应在原来的数值上增大57，则轴的最小直径MDDNPC4698531700512853861506105MIN33IN23MI13IN考虑键槽对轴的影响一轴和齿轮做齿轮轴不式中为轴强度计算系数,40CR钢所对应的系数分别为100。考虑到实际情况,可将0C这三轴的最小轴径定为40MM,50MM和60MM。2、联轴器的选择联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用凸缘联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GY8联轴器58432003。60107160107/GBT3、键的选择和计算（1）低速轴联轴器上键的选择和计算据装联轴器处D60MM，可取键宽B18，键高H11。取L90MM查手册得，选用A型圆头平键，得键的工作长LL1B901872MM接触高度K05H55得P2T1000/DKL214076291000/7255601184873MPAP110MPA强度不够，采用双键，L1572108MM故选择GB/T1096键181190（2）低速轴齿轮上键的选择和计算轴径D74MM高H12取L80。键的工作长度LLB60接触高度K05H6校核其强度P2T1000/KDL214076291000/6607410568MPAP120MPA故选择GB/T1096键2012604、滚动轴承的选择及校核轴承寿命轴承为深沟球轴承滚动轴承6213GB/T2971994（1）设计参数径向力FR3316979N，轴颈直径D165MM，转速N3100775R/MIN，要求寿命LH24000H，温度系数FT1，润滑方式GREASE油润滑。（2）被选轴承信息轴承类型BTYPE深沟球轴承，轴承型号BCODE6213，轴承内径D65MM，轴承外径D120MM，轴承宽度B23MM，基本额定动载荷C57200N，基本额定静载荷CO40000N，极限转速油NLIMY6300R/MIN（2）当量动载荷接触角A0度，负荷系数FP12，判断系数E016，径向载荷系数X1，轴向载荷系数Y0，当量动载荷P3980375N，轴承所需基本额定动载荷C14121091N。（3）校核轴承寿命轴承寿命LH1595125H。验算结果TEST合格5、根据轴向定位的要求确定低速轴的各段直径和长度这里我们只校核低速级轴。由上知D1260MM为了满足联轴器的要求的轴向定位要求,轴12段右端需要制出一轴肩,故取直径D2365MM半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107MM，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比L1略短一些，现取L190MM。因轴只受到径向力和圆周力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据D65MM,在机械设计手册中初步选取6213型轴承。（1）由半联轴器取L12107MM。（2）根据箱体和端盖因为L要长于故端盖面，L23取78MM。（3）取L34113MM，L4512MM。（4）为了使齿轮可靠的压紧盖面与套筒故L67取113。（5）L8926MM。（6）根据箱体取L1011为23MM。（7）倒角取1MM。第8章轴的强度校核低速轴水平面的受力图及弯矩图如下输出轴的受力分析DTFT2TANR由于减速器是立式的，而且齿轮传动为直齿圆柱齿轮，所以FA0。画出轴的受力简图作出轴的载荷分析图TTDNPW32095因为选择45钢，所以，2415MPMPT4521T12TD扭矩强度符合要求，计算出轴的弯矩和扭矩值，T139355NMMNMHV412932因为扭转应力为静应力122WTCA根据截面查表得W，W11137556MM，DTB23MPCA561由参考文献1P192页表101和P201页表104得，45号钢调质处理，由参考文献1表101查得材料的等效系数，02键槽引起的应力集中系数，由附表104查得185,621K插值法绝对尺寸系数，由参考文献1附图101查得7，轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献1附图102查得R083,092A安全系数S996MAK1S869MAK1S15所以AA剖面是安全的，强度满足要求。CA5462S第九章箱体结构的设计1、箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成。减速器机体结构尺寸参数如下表名称符号参数设计原则箱体壁厚150025A38箱盖壁厚115002A38箱座B3215凸缘厚度箱盖B120151型号DFM8地脚螺钉数目N40036A12箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸D2M10（0506）DF轴承盖螺钉直径D35（0405）DF观察孔盖螺钉D45（0304）DF定位销直径D10（0708）D2DF至外箱壁距离C355轴承端盖外径D2160170注释A取低速级中心距，A2115MM2、附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖7070为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M121减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M5）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M1050为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器长型油标检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型油塞M51换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M521为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。3、机体内零件的润滑、密封、散热因其传动件速度小于12M/S，故采用浸油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为要高。4、机体结构及工艺性铸件壁厚为15MM，圆角半径为R5MM。机体外型美观，结构简单，加工方便，具有良好的加工工艺性。第十章润滑及密封设计因为此二级圆柱齿轮减速器是闭式，转速较低的减速器（V12M/S），所以采用浸油润滑。润滑有的选择要考虑其润滑的效果，达到理想的润滑效果。这里润滑油选用GB4