混凝土搅拌机搅拌部分毕业设计

1、摘要1关键词11绪论21. 1混凝土搅拌机械21. 2混凝土搅拌机的作业周期42传动部分设计52. 1搅拌筒的设计52. 1.1搅拌叶片的设计72.2减速器的设计112. 2.1电动机的选型 112. 2.2传动比的分配122. 2. 3计算传动装置的运动和动力参数122. 2.4第一级齿轮传动的设计142.2.5第二级齿轮传动的设计182.2.6轴的设计与校核192. 2.7轴承的选择因素232. 2.8减速器的润滑和密封252. 2.9键的类型的选择 272. 2. 10开式齿轮的设计 273料斗的设计283.1卷筒设计计算283.2离合器的设计计算333. 3制动器的设计计算32结论33

2、参考文献33致谢34附录35混凝土搅拌初增桦部分的设计摘要：混凝土搅拌机是施工机械设备中的重要设 备，其产品质量和加工效率直接影响着建筑施工质 量和建筑施工进度。为了适应不同的搅拌要求，搅 拌机发展了许多机型，本设计中首先对搅拌机进行 选型，通过对比最后选用自落式锥形反转岀料搅拌 机。选型后，对搅拌机的传动部分进行设计计算， 首先通过对搅拌筒的设计计算确定搅拌功率，选择 电机，然后是对减速器的设计，这是这次设计的重 要的部分，在对减速器的设计中，参考资料，按照 搅拌机的设计步骤，计算设计减速器各组成部件。 完成减速器的设计后，对搅拌筒外的开式大齿轮进 行设计计算，这是本设计的难点。因为这个齿轮

3、传 动比较大，需要很好地解决这个问题才能最终完成搅拌机的传动部分的设计，然后选用适合的联轴器 对传动部分的各个装置进行连接，完成传动部分的 设计，对上料部分进行简单的设计，最终合成混凝 土搅拌机的整体部分。关键谦锥形反转；搅拌筒;减速器;联轴器;The Design Of The Mixing Part Of The Concrete MixerAbstract: Concrete mixer is the key device of construction machinery and equipment. It has product quality and production effi

4、ciency. In order to meet the need of different mixing, many models of the mixer have been developed In this design, choose the type of the concrete mixer at first. Through comparing, the type mixer which produces the material reversely is chosen for use. After selection, transmission part of the mix

5、er is designed and calculated, the calculation to determine the stirring power; the design for the mixing drum choice through motor, then to the design of speed reducei; which is an important part of the design, in the design of reducer; reference, according to the design steps as mixer, design and

6、calculation reducer components Complete the design of reducer, open gear on a stirring barrel to design, this design is very difficult. Because the gear drive is relatively large, need a good solution to this problem is to complete the transmission part design. Finally, then choose each device suita

7、ble for coupling to the transmission part are connected, complete the transmission part design, simple design of the feeding part, and ultimately the whole portion of the synthesis of the concrete mixer.Key word: Taper reverse； mixing tube； reduction gear； Shaft coupling；1绪论1.1混凝土搅拌机械近年来随着我国城市基础建设，房

8、地产开发业的迅猛发展，推动了混凝土生产产 量的迅猛提高。混凝土施工机械的发展状况影响建筑工程施工机械化程度的重要因素 之一。以为建筑技术与建筑工程的现代化式建筑的基础、梁、柱、板等主要构件几乎 都是混凝土浇筑而成的。如果工程中所用的大量混凝土，其生产过程的各道工序（级 贮料、装料、配料、搅拌、运输、浇筑和振捣）都釆用人工操作，则不仅需要大量的 劳动力，而且劳动强度高、效率低、混凝土的质量差。为此，必须十分重视混凝土时 重机械的发展和应用，并作为提高建筑施工机械化程度的主要技术措施之一。当前， 我国建筑工程中混凝土的加工虽己基本机械化，但分散件很强，尚不能走向较高程度 的工业化，商品混凝土应用的

9、成都还很小。今后一段时间内，要把注意力放在混凝土 施工地机械化体系的配套上，使之更加完善。混凝土搅拌机是将一定配合比的水泥（胶结材料）、煞、石（骨料）和水（有时还 加入一些混合材料）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 机具有生产效率高，拌和质量好，减轻公认劳动强度等优点，如今它是建筑是工场， 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。按混凝土搅拌机拌混凝土的原理分有自落式和强制式两种。自落式混凝土搅拌机工作机构是筒体，沿筒内壁圆周安装若干搅拌片。工作室， 将物料投入搅拌筒内，筒体绕其自身轴旋转，靠搅拌筒的旋转，由筒内的搅拌叶片将 物料退到一定的高度后，物

10、料靠自重坠落下来，反复对物料进行搅拌加工成匀质混凝 土。这种搅拌机特点是搅拌强度不大，效率低，只适合加工普通塑性混凝土，对骨料 的粒径要求不严格，广泛地应用于各种中小型建筑工地。是现在建筑行业中应用较为 广泛的一种混凝土搅拌机。强制式混凝土搅拌机的搅拌机构是水平式设置在筒内的搅拌轴，轴上安装搅拌叶 片，工作时，强制式混凝土搅拌机的搅拌筒固定不动，是由筒内转轴的带动叶片旋转 来对物料进行强制式的剪切，挤压、反转的强制搅拌作用，使拌合料在剧烈的相对运 动中达到均匀拌和。这种搅拌机搅拌质量好，效率高，适合加工普遍塑性和半硬性的 混凝土。由于受构造上的限制，对粗骨粒径的要求较为严格，施工现场混凝土搅拌

11、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，按其外形又可分为鼓形、锥形和盘形三种；按所用动力装置不同 又分为电动式和内燃式两种；有搅拌质量的不同，有浆搅拌机分为多种容量型号，目 前世界上的混凝土搅拌机已有两百种以上。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 下的就有11中之多，它们是：50、100、150、200、250、 350、500、750、1000、1500、3000L。这些搅拌机都同属周期作业式，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。根据搅拌机搅拌筒容量参数的不同，又常把混凝土搅拌机划分

12、为大型（出料容量 为1 m33n?）、中型（出料容量为0.35m0.75 n?）和小型（出料容量为0.25n?05n?） 三种我国混凝土搅拌机的生产己经定型，并自成系列，其代号和主要技术参数的意 义：J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形顿翻出料式混凝土搅拌机；D我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，电机驱动，出料容 量并经捣实后的混凝土体积为250L。混凝土搅拌机的主要组成部分有：搅拌机构，他是混凝土搅拌机的主要工作机构，由搅拌筒、搅拌叶片等组成。传动装置，它是向搅拌机个工作机构传递力和速度的系统。一般由带条、摩擦轮、 齿轮

13、、链轮和轴等传动与案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，它是向搅拌筒内装入混凝土物料的设施，一般又卷扬提升料斗、固定 式料斗和翻转式料斗三种形式。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：水泵一配水箱系统、水泵一水表系统和水泵一时间继电器系统三 种。卸料机构，它是将将办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形式。我选用的是JZ350型混凝土搅拌机，即自落式锥形反转混凝土搅拌机，它主要由 搅拌机构（由搅拌筒，搅拌叶片等组成），配水系统（由水泵一配水箱系统），卸料机 构（由搅拌

14、筒组成）。在此附上自落式锥形反转混凝土搅拌机简示意图，见图1;K罩壳2.上料斗3、进料机斗4.拖轮5、搅拌筒6.行走轮7、前支轮8供水系统9、上料机架10、上料机构11、电气控制器12.减速系统13、底盘总成JZ型混凝土搅拌机示意简Fig.l Sketch of the JZ type concrete mixer1.2混凝土搅拌机的作业周期搅拌筒的基本形状，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； 盘形和圆槽形搅拌机为强制式，作业时搅拌筒固定不动，靠转轴带动筒内的搅拌叶片 对混凝土物料进行强制挤压，翻转和

15、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，反响回转进行出料，它是作为取代孤星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，生产效率高，拌合出来的混凝土 质量好。机械构造也比较简单、操作方便，因而得到广泛的使用。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型出进料机构采用液压传动外，其余构造及技术性能均与JZ

16、型相同。目 前，该系列产品的出料容量有150L,200L,350L,500L,和750L等。所示为JZ350型混 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、供水系统、底盘和电气系统等组成。在搅拌桶的进料口一端，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，出料叶片分为两段，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，可以通过传动系统改变搅拌筒的旋转方向，筒内的混凝土 使可精出料叶片迅速卸出筒外。拖轮是支撑搅拌桶并拖带搅拌桶进

17、行运转的机构。搅拌筒放在四个橡胶拖轮上，电动机的动力，经齿轮减速箱传给拖轮主轴，利用 轴上的一对橡胶拖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，当行至一定高度后，其长轴 滚轮进入一料架岔道，了都随之倾倒，斗门面动开启，斗内物料经中间料斗卸入搅拌 筒内。2传动部分设计2.1搅拌筒的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。由于高低叶片与搅拌筒轴线按一定角度交叉布 置，所以当拌和料由进料锥端进入

18、，拌筒正转时，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180。的螺旋形出料叶片将拌和料卸出筒外。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拌 合时所产生的偏心距及拖轮滚动的抹茶阻力矩。搅拌时，大部分物料倾向搅拌筒一侧, 呈斜面，但有少部分物料由于拌筒转动时产生的惯性作用而处于自由落体运动状态， 为了讨论方便，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，求 此种情况下的搅拌功率。现有设计要求计算出搅拌筒的几何尺寸，搅拌筒外形如图2 所示：由混凝土机械査搅拌

19、几何容积人和出料容量X(1)V"严 24出料容积匕和进料容积叫有0为出料系数，对混凝土一般取0607i = V2/V,V2= (0.6-0.7) V, 34 1、出料叶片2、出料锥3、低叶片4、高叶片5、高式齿轮6、进料锥搅拌筒外形示意Fig.2 schematic appearance about the mixing tube由于出料v2 =350L所以V, =350/ (0.60.7) =583500L暂时选取Vj =560LVo/V, =2-4(3)V()=1040-2080L暂时选取1500LV(>= %+匕(4)V. = - J2cola13 43 411(5)V,

20、 = +彳cot0一* 彳 7?讥 cot/?(6)由混凝土机械査得进料锥角47° 50。出料锥角30° 33。，所以选择a =33° B =50。又有匕三=S弓 Ar = |(/?2 + xtana)' -/z2 " x(8)AV., = 5, zXx = ( + xtan/7)2 -h' Ax(9)片卜=二(炉一厶sin©(10)另参考设 厶=0.55加 l2 = 0.85加/3 = 0.5加其中P为拌和料容重/? = (1.5 1.7)x103(/w3)(11)0为搅拌时拌和料的自然坡度，综上可得:可整合为:转速&

21、 = 0.393/& = 0.4/n0=40。45。R、= 0.322 inR2 = 0.35/?/恤严29.9斷一Ms。式中：f混凝土与叶片的摩擦系数；f=0.33 R拌筒内半径a 拌和物开始下滑的角度a =45。 1 _ 0 33S 屮 < 29.9；=0.73/H/5IV1114.352.1.1搅拌筒叶片的设计此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等请联系扣扣：九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩同上面对出料叶片的计算原理得搅拌的低叶片的厚度为20皿。高、低叶片选用的 材料为高强度耐磨铸铁。筒内壁的低叶片的数量为2片，高叶

22、片的数量也为2片低叶 片的安放角度为28° 32°。本设计中低叶片的安放角度选为30° ,高叶片的安放角 为45°低叶片的面积对物料的循环运动和无聊之间的想互作用有着重要的影响。叶片面 积过小，减弱了无聊的循环作用，使物料达到宏观均匀搅拌时间增长；若叶片面积过 大，不蛋增大了搅拌功率，还需要减小叶片个数，否则，叶片的搅拌筒内运动时会互 相干涉，因此，应根据搅拌筒尺寸和工作装置和各参数，主要是搅拌叶片的个数，设 计出合理的叶片面积。由于与叶片面积相关的因素较多，故主要通过实验来分析各种因素的影响。在相同的长宽比、相同的叶片面积时，不同的叶片个数对搅拌效果的

23、影响。在相同的长宽比、相同的叶片个数时，不同的叶片面积对搅拌筒效果的影 响。在相同的叶片面积、相同的叶片个数时、不同的搅拌筒长宽比下搅拌 效果的比较。在搅拌参数优化实验中，选取4中叶片面积而每种面积又有三种选择；根据实验内容，共有12组实验。由实验结果可得出如下结论：合理的叶片面积和叶片个数的分配对搅拌质量的影 响较大，叶片面积增大对搅拌功率的影响很大，但对混凝土强度并不一定提高；当叶 片面积过大、叶片个数过少时混凝土匀质性很差；同时，增大叶片面积，减少叶片个 数会增大混凝土含气量。对混凝土的搅拌质量影响而言，叶片个数的变化比叶片面积 的变化影响大。当叶片个数过多或叶片面积过大时，会使相邻叶片

24、之间的空间距离减 小，反而使物料流动不畅，搅拌质量下降。在本项试验中混合料的最大粒径为60mm。综上所述，搅拌叶片个数和面积与搅拌机其他结构参数也相关，设计需要综合分 析和考虑。为了评判设计的合理性，并为参数选择时提供参考，本文提出了一个综合 评判指标表示搅拌筒转动一周时，叶片推动的物料量C与搅拌机的出料容积V之 间的比值，即： 电二C/V由以上叙述，结合搅拌机的功率得前面的选择基本合适，2个高叶片，2个低叶片, 2个出料叶片。低叶片的面积为018m2,高叶片的面积为O.lnf。由于高叶片与低叶 片的外形大致是确定的。根据对叶片的计算得出低叶片的尺寸大致如下图所示：Fig.4 Low leaf

25、根据搅拌筒内径的大小和搅拌筒的长度，初选a=650mm, d=260mme由于该叶片的面积为 0. 2m2 > 设3 =45° , c=90mm, e=480mm,沪130mm叶片面积分区图Fig.5Area map of the low leaf则 1 处的面积为：170*170/2=14450mm2 ；2 处的面积为(170+480) *260-14450=154550 mm2所以可得3与4处的总面积为：180000-154550=25450 mm2 设3与4的公共线长度为x可列方程：(50+x) *130/2 +130*x/2=25450解方程得：x=170. 8mm用面

26、积计算的方法得其余尺寸为：b=820.8mm f=50mm同上理对高叶片的尺寸进行计算得：Fig.6 High leafa=390mni b=456mm c=50mm d=140mm e=267mm f=70mm2.2减速器的设计2. 2.1电动机的选型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，合理选择电动及类型，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，工业上釆用交流电动机。交流电动机有 异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼 型异步电动机应用最广泛，如

27、无特殊需要，一般优先选用Y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负 荷国际标准，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接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选 用额定功率小雨工作机所需的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至是电动机长期 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。综合考虑各个条件，暂选电机为Y132S4型电机。査表知该电机额定功率为 5.5KW。满载转速为1440r/mino效率为90%,额定转矩为2. 2KW,最大转

28、矩为2. 3KW, 轴径为38mm。电动机尺寸如下：表1电动机的主要外形参数Table 1 The main configuration parameters ofmotor中心高H外形尺寸L安装角B轴伸尺802. 2.2传动比的分配由于混凝土搅拌机在搅拌时，为了使混凝土搅拌得比较均匀，搅拌轴的转速不宜 过快。但是考虑到该机器的生产能力，搅拌轴的转速又不可太慢。综合考虑一下，参 考其它机器的转速，该搅拌机的转速在17r/inin左右。又电动机的转速已经初步得出 为1440r/mino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(12)式中电动

29、机的转速n一一拌筒的转速也=1440” min =847n 17r/min又因为总传动比为各级传动比i2> i3*的乘积，即一 =0为了使减速器装置不至于过大初步取/0=7,则按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮接近，査得人=38,则G= 3.18（13）-3.82. 2.3计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出个轴的转速和转矩（或功率）。如将传动装置各轴由高速至低速一次定为I、II、ni轴、滾筒。b、心相邻两轴间传动比加、77«2 -相邻两轴间传动功率心、几2 轴的输入功率（KW）Poi、內2 各轴之间的输入转矩（N m）m、“02各轴的转速（r

30、/min）则可按电动机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.1轴"轴的输出功率：I 轴P = Pde/7i= 5.5x0.99 x 0.98 = 5.336kw(14)II 轴p2 = P=5.336 x 0.98 x 0.97 = 5.072 Ariv(15)HI轴 py = /人= 5.072 x 0.982 x 0.97 = 4.725kw(16)IV轴p4 = “3=4.725 x 0.98 x 0.97 = 4.492kw(17)滚筒 Al = 4.725 x 0.97 = 4.5833 kw(18)式中几一一电动机的输岀功率（KW）7联轴器的传

31、动功率严099z/2一一轴承的传动效率仏=0. 98Jh齿轮的传动效率773=0. 97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:T. = 9550 吃=9550 x 上=36.48N加心1440(19)I轴"轴的输入转矩:刁=匚= 36.48 x 1 x0.99 = 3612N?(20)T? = 1 h 2 =36.12 x 3.8x0.98 x 0.97 = 12656N?(21)T =T2；723 =126.56x3x0.97 x0.98' =37493Nm(22)7；=右3 “34 = 374.93 x 1

32、X 0.98 x 0.97 = 356.41 Nm(23)兀=3 = 356.41 x7x0.98x0.97 = 2371 .62Nm(24)运动和动力参数计算结果整理于表2：表2各轴计算结果Table 2 The calculation results功率P(KW)转矩T(Nm)转速N ”斗 传动效率(r/m lr比i n轴名输入输出输入输出in)电动机轴5.536.414400. 97-34 -5. 445. 3336. 135.41440II轴 丄丄nlH5. 175. 07126.101.378.93.80. 9556253. 180. 934. 924. 72374.363.119.

33、 1ni轴259368710.954. 674. 49356.345.119. 1IV轴9241727237170.93滚筒4. 4417622. 2.4第一级齿轮传动的设计材料的选择：该传动尺寸和批量都比较小，小齿轮设计成齿轮轴，选择40Cr,调制处理，硬度 为241HB286HB,大齿轮为45钢，调制处理，硬度240HB,暂取传动比为i=3.8m初步计算小齿轮所承受的转矩T. = 9.55 x 106 x 吃=9.55 x 106 x - = 36475 69N 加(25)心1440齿宽系数”由机械手册査表得(26)(28)(29)才=0612 取产1接触疲劳极限b向由机械手册査表得b讪=

34、750MMcr/linl2 =600初步计算的需用接触应力b = 0.9xb响=55 MPa b = 09xb吸=540MPg釦的值由机械手册査表得=85初步计算小齿轮分度圆直径每M + 1取 =50/77/77V 1X 54023.8=45.95/?i/7i(31)初步取齿宽bb =x J| = 1 x 50 = 50mm(32)校核计算圆周速度:60x1000/rx50xl44060x1000=3768？/s精度等级选8级计算齿数召、S和模数“初选z产25,则(34)(35)乙=Z x f = 25 x 3.8 = 95取z2=96模数mm = = = 2nunZ1 25可由机械手册査表得

35、为标准模数m使用系数Kj：査机械设计教材表102 8得m=2*1.5动载系数Kv :査机械设计教材图10-8得心=1.2齿间载荷分配系数K 八K%：査机械设计教材表103得齿向载荷分配系数5:査机械设计教材表10-4插值得K 砂=1.453载荷系数K：K% Kv K,la Kna Ka =1.5X1.2X1.4X1. 4533. 66(36)弹性系数Z“Ze=1898JmP"(37)节点区域系数乙/Z =2. 5(38)接触最小安全系数Smin：/min = l* 05(39)总工作时间th =10x8x300x0.4 = 9600/(40)应力循环系数“丄：Nia =6of 也=6

36、0x1x3.36 x 9600 =1.9xl06(41)NL2 =7Vl1/z = 1.9x106/3.8 = 5x 10(42)接触寿命系数Z”査表(43)-34 -许用接触应力0:750x1.21亠 / lim1.05= SM.2MPa(44)(45)(46)=189.8x 2.5x0.88x2x3.66x36475.693.85Ox5O2验算:5=ZeZ 乙:浄口i bd； u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 还需在进行验算。确定齿轮主要尺寸由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数加取为1,顶隙系数J取为0.25,分度 圆压力角度数为标准值a =20。小

37、齿轮的参数如下：分度圆直径：dx =呵= 2x25 = 50mm(47)(48)d2 = 及 2 = 2 x 95 = 190/?/?/中心距：-四2歸(49)齿顶高：ha = h；m = 1x2 = 2m/n(50)齿根高：h $ (h： + c* )m = (1 + 0.25) x2 = 2.5mm(51)齿全高：h = (2h； +c4)m = (2 + 0.25)x2 = 4.5mm(52)齿顶圆直径：da =(Z| + 2h： )m = (25 +2)x 2 = 54mm(53)da2 = (z2 + 2h： )m = (95 + 2) x 2 = 194(54)齿根圆直径：dfl

38、= ( 2h： 2c* )m = (25 2- 0.5) x2 = 45mm(55)df2 = (z2 -2/z* -2c = (95-2-0.5)x2 = l85/?/?(56)基圆直径：dh = dx cos a = 50 x cos 200 = 46.98/?w?z(57)决=厶 cos a = 190 x cos 20° = 178.56 m/n(58)齿宽：b、= 50nunb2 = 60/ri/r?齿距：p = Tun = 3 14 x 2 = 6.28mm(59)齿厚：s = i)/2 = 6.28/2 = 3.14/nm(60)齿槽宽：e = p/2 = 3.14/Z

39、/7?(61)基圆齿距：ph = p cos 200 = 6.28 xcos20c =5.901"”(62)法向齿距：pH = ph = 5.901/?/?/(63)顶隙：c = c"m = 0.25 x2 = 0.5 mm(64)齿跟疲劳强度验算：重合度系数Ye =0.25+= 0.25 + = 0.79(65)%1 67齿间载荷分配系数 K&：=1/0.79 = 1.27( 66)齿向载荷分配系数K”：3/2 = 50/4.5 = 11.11(67)由机械设计教材图10-13査得，K少=1.2载荷系数 K：K=Ka K, KEa K” =1.5 XI. 2XI.

40、 27XI. 2=2.74(68)齿形系数Y巾査机械设计教材表10-5：Y问=2.62丫畑=2.188应力修正系数I査机械设计教材表10-5：YSal = 1.59YSa2 = 1.786弯曲疲劳极限刃如:刃响=600MM crFlim2 = 450MM弯曲最小安全系数»皿:S打=1.25弯曲系数寿命 rv:rVI = 0.95 rV2 = 0.97尺寸系数汗：需用弯曲应力bj:z=l°0= /尸1面1丫5'1乙Sim600 x 0.95 x 1.0L25= 456 MPa(69)=f h =叫().971.()= 349咖(70)S“m1-25验算：b = IIl

41、y Y 丫£ = 2 X 3-66 X 3647:>j69 x 2.62 x 1.59 x 0.79 = 146 A5MPan M凹切如'60x50x2VbJ(71)= 137.38MP<<tF2(72) 34 根据分析，传动在允许的时间之内有效，没有发生过在，故所选齿轮满足要求。2.2.5第二级齿轮传动设计材料的选择：因传动尺寸和批量较小，选择40Cr,调制处理，硬度为280HB,大齿轮为45钢,调制处理，硬度240HB,暂取传动比为i=3.18初选z3=38,则z4 =z3 x/ = 38x3.18 = 120.84整合为z2=121模数m：7638=2

42、mmd3 =陀 3 = 2 x 38 = 76mnt心=ntz.4 = 2x 121 = 242 mm2. 2.6轴的设计与校核各轴段直径的确定：根据机械设计教材有公式血in n 式中：P一轴的输出功率(73)n轴的转速材料：选用45号钢调质处理。査机械设计教材表153可得:r = 35 MPaAo =115由此可以确定各轴的基本尺寸，可以由此公式计算得高.中.低速轴的最小轴径:高速轴:中速轴:低速轴:在此对中间轴进行校核Fig>7 Speed shaft已知中间轴的输出功率为5. 072Kw,转速为37& 95r/mino轴的受力计算分析如下。作用力的计算：5 07?T 一 9

43、.55 xl06x一 一 127820.56N 劲378.95(74)齿轮乙的圆周力：口2T 2x127820 .56 (75)X O 1 V rfl-190齿轮Z?的径向力：® =坊2 tan20° = 1345 .48 x tan 20° =489.71N(76)齿轮乙的圆周力：件=2x127820.56“=3363 69.N 劝(77)厶76齿轮乙的径向力：行3 =亠1240.80Ncos9.36rJFi2J <JFilrRe1FR2hiRcyFrlFdy1rteh1iFitRdzMxy/N*nnn-rnTTT/NnriM/N«nnrrnrr

44、nTflT图8轴的受力分析图Fig.8 Stress analysis of the figure axis水平面支撑反力及弯矩，如图8所示：R© / + Ff2 厶一行3 “2 =°(78)根据对轴的设计，可以测:ft得/ = 214 / =160?？12 =88劝124O.8x88-489.71xl6O = i44ioyv1240.8x126-489.71x54214214=606.52N弯矩如图所示:M I、= 144.1x54 = 7781 AmmM 小=489.71 x 54 = 26411 AmmMCy = 1240 .8x 72 = 89337 .6nunM

45、Dv = 606.52 x 88 = 53373 76 mm垂直支承反力及弯矩:支承反力Rch币 A + F注人 _ 1345 .48 x 54 + 3363 .69 x 72 _ I214Rdh =3363.69 x 88-1345.48 x 72 =93Q51/V214弯矩计算：M、 =930.51x88=81884 88N皿M = 1471 22 x 54 = 79445 .88 TV mm合成弯矩：M" = 7781.42 + 81884.882 = 82253.77N mm(79)Mb = J26411.4?+81884.88? = 8603&92/V mmMc =

46、 V89337.62 +930.512 = 8934245N nun=J53373762 + 930.5 卩=53381.877V 曲应力校正系数:冬 _300rar=65o= 0.46(80)当量弯矩：aT = 0.46 x 127820.56 = 58797.46N mm在大齿轮轴颈中间截面处：M = JM 2 + (灯)2 = <86038.922 +58797.462 = 104210.54TV mm在右轴颈中间截面处：M2 = Jm 2 + (刃)2 = a/53381.872 +58797.462 = 79415.46N mm(81)校核轴颈:一旳 0.1 x30010421

47、0.54=5Amm(82)J 79415.46V 0.1x300=13.83m/n经校核较合适无需调整。 其他轴按同样的方法校核。对高速轴进行设计材料：选用45号钢调质处理;各轴段直径的确定；根据结构及使用要求把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分为六段，如图9所2n1 45/0图9 高速轴Fig.9 High speed shaft1段为轴承的配合段，取/= 40"“，厶=32川；2段为齿轮段，该段齿轮的分度 圆直径由前面对齿轮的设计可得心=50呦，L2 = O)mm ； 3段为轴的过渡段取得 厶=44"” » L、= 110mm ； 4段为轴承的配合段，取/ =4

48、0mm , L4 = 30/wh ； 5段为 联轴器的轴肩固定端也是轴与减速箱端盖的配合段，取5=虫""，厶=45劝；6段 为与联轴器的配合段，根据联轴器的类型取得厶=30劝，S-对低速轴进行设计材料：选用45号钢调质处理;各轴段直径的确定；根据结构及使用要求把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分为八段，如图10所示:-f$7123468圏10低速轴Fig.10 Low speed shaft1段为与联轴器的配合段，根据联轴器的类型取得/ =30呦，厶=68讪。2段 为联轴器的轴肩固定端也是轴与减速箱端盖的配合段，取d2 = 36mm t =45/； 3 段为轴承的配合段，取3

49、 =40""，厶3 =30" ； 4段为轴的过渡段取得4 =48""， L4 = 53mm ； 5段为齿轮的定位端,其长为厶=15呦,直径d5 = 5Snvn ； 6段为轴与 齿轮4的配合段，根据齿轮4宽度得该段长度为L. = 14mm ,直径为J6 = 50/zwh ； 7段 为轴与套筒的配合段，长度为厶=20劝，直径为db = 44mm : 8段为轴与轴承的配合 段，长度为厶=31"“，直径为ds = 40mm <»2. 2.7轴承的选择因素在许多场合，轴承的内孔尺寸己经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿 命

50、，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之前, 都必须经过尺寸演算。该演算包括轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的 静负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，内外全做相对运动，尺寸演算校 核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分 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：计算净符合安全系数Fs有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静 负荷。F严Cg其中Fs是静负荷安全系数，C。为额定静负荷KN,

51、化为当量静负 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；只要求中等运转噪音的场合， 可选用小一些的Fs； 般推荐采用下列数值：Fs=l525,适用于低噪音等级； Fs=l0l5,适用于常规噪音等级；Fs=0.71.0,适用于中等噪音等级。额定静载荷， 在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为：4600N/"2,自调心球轴承为 4200/V / mm2,其他类型球轴承为4400N / mm2所有棍子轴承在额定静负荷Co的在遗体 被刚需啊，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

52、动 体直径的万分之一。当量静负荷仇是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推轴 承来讲是轴向和向心力。仇在滚动体和滚道的醉倒承载接触区域中心所产生的应力， 与实际负荷组合所产生的应力相同。P） = X0.Fr+Ys.Fa9其中几为当量欝载荷，Fi为径向载荷，Fa为轴向载荷，单 位都是KN。X。为径向系数，人为轴向系数动载荷轴承：动载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: 厶。=竽f其中厶（）为名义额定寿命，C为轴承的基本额定动载荷，P为当量动载荷。 厶°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。额定动载荷C在

53、每类轴承的参数表中都可以找到；P = X.Fr+Y.Fa其中P为当量动载荷，Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷，单位都是 KN, X为径向系数，Y为轴向系数。不同类型轴承的X, Y值及当量动载荷计算依据， 可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的当量动载荷P有所不同。对 球类轴承，P=3；对滚子轴承，P=10/3o如果轴承动载荷的值及速度随时间而变化，那 么在计算当量在核实就得有相应的考虑。连续的载荷及速度曲线就要用分段近似值来 代替。滚动轴承的最小载荷过小的载荷加上润滑不足会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。 在本设计中轴承主要承受径向力，所选用的齿轮也是支持圆柱齿轮，未承受轴向 力或承受的轴向力较小，因此我选用深沟球棍子轴承就足以满足要求。轴承型号的确定：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。分析此机械的特点不难发现，本系统中的轴的轴承承受径向载荷和轴向载荷，而 且承受