0898-56963960
搅拌机传动装置设计说明书 学院： 专业： 班级： 学号： 姓名： 、设计题目，任务及具体作业 设计题目 设计任务 具体作业 第二章、确定传动方案 第三章、选择电动机 一、选择电动机类型和结构形式 二、选择电动机的容量 三、确定电动机的转速 四、传动装置的总传动比 五、传动装置的运动和动力参数 六、各轴的转速、功率和转矩 、齿轮的设计及参数计算 一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 二、高速级直齿圆柱齿轮设计计算 三、低速级直齿圆柱齿轮设计计算 四、各齿轮主要的相关参数 、联轴器的选择 、轴系零件的设计计算 一、高速轴 二、中速轴 三、低速轴 第七章、减速器的润滑、密封的选择 第八章、箱体及附件的结构设计及选择 一、箱体的结构 二、箱体上附件的设计 第九章、心得体会 第十章、参考文献 第一章 设计题目、任务及具体作业 一、设计题目 用于搅拌机的传动装置,传动装置简图(如图1-1所示)。 图1-1 传动装置简图 工作条件：单班制工作，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳，工作环境灰尘较大。 原始数据：工作机输入功率7kw，工作机主轴转速90r/min 使用期限：工作期限为八年。 生产批量及加工条件：小批量生产。 二、设计任务 选择电动机型号； 设计减速器； 选择联轴器。 三、具体作业 减速器装配图一张； 零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 设计说明书一份. 确定传动方案 由已知条件可知双螺旋搅拌机主轴转速为90r/min。查机械设计手册中推荐的Y系列三相异步电动机的技术数据可知，常用的有四种转速，即3000、1500、1000、750r/min。由经济上考虑可选择常用同步转速为3000、1500、1000r/min 。因此减速器的传动比大致在11—33之间，而当传动比i8时，宜采用二级以上的传动形式，因此结合传动比选用二级展开式圆柱齿轮减速器,减速器与电动机采用联轴器链接，因有轻微震动,所以用弹性联轴器与电机相连。 1---电动机 2—联轴器 3—减速器 4—联轴器 5---工作机主轴 二级展开式圆柱齿轮减速器为二级减速器中应用最为广泛的一种，但齿轮相对于轴承的位置不对称，要求轴具有较大的刚度。输入输出轴上的齿轮常布置在远离轴输入、输出端的一边，样轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速齿常用斜齿，低速轮可用斜齿或直齿，常用于载荷分布均匀的场合。 第三章 选择电动机 一、选择电动机类型和结构形式 电动机的类型和结构形式是通过电源、工作条件和载荷等特点来选择的。对于搅拌机来说选择Y系列（IP44）三相异步电动机，它能防止灰尘水滴浸入电机内部，自扇冷却，主要用于对启动性能、调速性能及转率无特殊要求的通用机械上，并且其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便。电动机的轴径：42 键槽宽：12 键槽深：5 确定电动机的容量 （1）由已知条件工作轴输入功率Pw（KW） Pw = 7KW (2)电动机所需要的输出功率Pd（KW） 为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮为经过跑和的7级精度齿轮）、滚动轴承（设为球轴承）三者的效率。查机械设计课程设计指导表得η1= 0.99，η2= 0.98，η3 = 0.99 则传动装置的总效率为： η总=η12η22η33 = 0.992 x 0.982 x 0.993 =0.9226 工作机实际所需要的电动机输出功率为： Pd = Pw/η总=7/0.9226=7.587KW 确定电动机的转速 传动副传动比合理范围：联轴器传动比：i联=1； 两级减速器传动比：i减=9～49(每级i齿1=3～7) 则传动装置总传动比的合理范围为 i总= i联×i齿1×i齿2=1×（9～49）=（9～49） 由已知条件可知搅拌机主轴转速为nd=90r/min 则电动机转速的可选范围为nm(r/min) nm=i总×n=（9～49）×n=9n～49n=810～4410r/min 查机械设计手册常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000、750r/min。根据电动机所需功率和同步转速，以及其他因素，经综合考虑选用同步转速为1000r/min的Y型异步电动机Y160-6，其满载转速为970r/min 传动装置的总传动比 传动装置总传动比：i总= nm/nd=970/90＝10.78（式中 nm----电动机满载转速，nd----搅拌机工作轴转速，95 r/min） 传动装置的各级传动比，由展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比为取，有，则，。即高速减速的传动比为，低速传动比为。 五、传动装置的运动和动力参数 0轴（电动机轴） 转速 功率 转矩 1轴（高速轴） 转速 功率 转矩 2轴（中速轴） 转速 功率 转矩 3轴（低速轴） 转速 功率 转矩 六、各轴的转速、功率和转矩 表3-1 各轴的转速、功率和转矩 轴 0轴 1轴 2轴 3轴 转速n（r/min） 970 970 250.13 90.30 功率P(Kw) 11 10.89 10.65 10.33 转矩T(Nm) 108.30 107.21 406.62 1092.49 第四章 齿轮设计 一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 齿轮类型 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 齿轮精度等级 搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级。 齿轮材料选择 由机械设计常用材料附表中，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45号钢，硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 齿轮齿数 考虑齿轮的根切效应以及足够大的模数保证齿根弯曲疲劳强度，并减小传动尺寸，选择小齿轮齿数高速轴齿数为，中速轴齿数为,则大齿轮的齿数高速轴齿数为,取；中速轴齿数为,取。 高速级直齿圆柱齿轮设计计算 1.按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行计算即 （1）确定公式中的各计算数值 试选择载荷系数 计算高速轴小齿轮传递的转矩 查资料得，选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为，大齿轮的接触强度极限为。 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得 （2）相关计算 计算高速轴小齿轮分度圆直径，代入中较小值 计算圆周速度 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 齿宽与齿高之比 计算载荷系数 根据，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数；经表面硬化的直齿轮，由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时， 代入数据得， 由，，查图10-13得,故载荷系数 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径,由式10-10a得 计算模数 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度设计公式为 确定公式中的各计算值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 计算载荷系数K 查取齿数及应力校正系数 由表10-5查得 F. 计算大小齿轮的并加以比较 G. 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是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，仅与齿轮直径有关，可以取弯曲强度算得的模数2.58，并就近圆整为标准值,按接触疲劳强度算得分度圆直径d1= 92.27mm，,算出小齿轮齿数。 大齿轮齿数 H.几何尺寸计算 计算齿轮的分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 低速级直齿圆柱齿轮设计计算 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行计算即 （1）确定公式中的各计算数值 试选择载荷系数 计算高速轴小齿轮传递的转矩 查资料得，选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为，大齿轮的接触强度极限为。 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得 （2）相关计算 计算高速轴小齿轮分度圆直径，代入中较小值 计算圆周速度 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 齿宽与齿高之比 计算载荷系数 根据，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数；经表面硬化的直齿轮，由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时， 代入数据得， 由，，查图10-13得,故载荷系数 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径,由式10-10a得 计算模数 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度设计公式为 确定公式中的各计算值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 计算载荷系数K 查取齿数及应力校正系数 由表10-5查得 F. 计算大小齿轮的并加以比较 G. 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是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，仅与齿轮直径有关，可以取弯曲强度算得的模数3.54，并就近圆整为标准值,按接触疲劳强度算得分度圆直径d1= 147.30mm，,算出小齿轮齿数。 大齿轮齿数 H.几何尺寸计算 计算齿轮的分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 六、各齿轮主要的相关参数 项目 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4 模数 3 3 4 4 齿数 31 121 37 104 分度圆直径 93 363 148 412 齿轮宽度 100 95 155 150 齿顶圆直径 95 365 150 414 第五章 联轴器的选择 Ⅰ轴的联轴器，查表14-1由于转矩变化中等可取， 根据机械设计手册3表22.5-37，选用LH型弹性柱销联轴器:LH3联轴器其公称扭矩,许用最大转速为,轴径为之间，由于电机的轴径固定为42mm,而由估算可得1轴的轴径为40mm。 Ⅲ轴的联轴器，查表14-1由于转矩变化中等可取， 机械设计手册3表22.5-37，选用LH型弹性柱销联轴器:LH5联轴器,其公称扭矩,许用最大转速为,轴径为之间,由估算可选两边的轴径为55mm. 第六章 轴的设计 高速轴 选择轴的材料及热处理方法，考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大，选用齿轮轴,选择轴材料为40Cr ，根据毛坯直径，热处理方法为调质 确定轴的最小直径，根据公式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式 查表15-3， 考虑键：有一个键槽， 确定各轴段直径 ：大于轴的最小直径24.69且考虑与联轴器内孔标准直径配合，取 ,考虑密封圈及定位轴肩高度，取 考虑轴承选用6209轴承查机械设计手册3表 20.6-1，、、、、、，取 考虑轴承定位,查机械设计手册3表20.6-1 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大，选用齿轮轴，此时 考虑轴承定位，查机械设计手册3表20.6-1 （同一对轴承） 4．确定与轴长有关的参数 (1)机座壁厚,查机械课程设计指导书表5-1 (2)地脚螺栓直径，查机械课程设计指导书表5-1 (3)轴承旁联接螺栓直径,查机械课程设计指导书表5-1 (4)、、、至外机壁距离C1,查机械课程设计指导书表5-2 (5)、、至外机壁距离C2,查机械课程设计指导书5-2 (6)内壁至轴承座端面距离,查机械课程设计指导书 (7)轴承盖螺钉直径,查机械课程设计指导书表5-1, (8)轴承盖厚度t,查机械课程设计指导书表3, (9)齿轮端面与内机壁距离,查机械课程设计指导书表3 , (10)轴承内端面至箱体内壁距离,查机械课程设计指导书) (11)拆卸螺钉所需长度L,查机械课程设计指导书) 5.计算各轴段长度。 (1)查机械设计手册3表22.5-37，J型轴孔长度84mm (2) (3)查机械设计手册3表20.6-1,=B=18mm (4): (5): (6): (7)：查机械设计手册3表20.6-1， (8)L（总长）: L=82+56.5+18+174+100+14+18=462.5mm (9)两轴承支点距离S: S=176+100+14+18=308mm 6、高速轴轴承的选择和校核 (1)高速轴轴承的选择 选择I轴轴承6209轴承，查机械设计手册3表20.6-1 基本额定载荷、，校核轴承，轴承使用寿命为8年，每年按300天、每天按小时计算。 由已知计算得小齿轮传递的转矩；小齿轮的分度圆直径。 则圆周力 径向力 (2)校核I轴轴承是否满足工作要求,画轴的受力简图。 （3）则合成支反力、 （4）计算轴承的当量载荷、，由于只受径向载荷则；查表13-6可知载荷系数；由此 （5）校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，查表13-4取温度系数 ，计算轴承工作寿命： 7.高速轴轴上键的强度校核 (1)键的选择 选用普通 圆头平键 A型,轴径 ,查表6-1，得宽度,高度 （2）键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得取,根据键的长度系列查表6-1选键长 。 键，轴，轮毂的材料都为钢,有轻微冲击，查6-2得许用挤压应力,取. 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 由式6-1得： σp= 则键连接的强度条件为： 二、中速轴 1.选择轴的材料及热处理方法，查表15-1选择轴的材料为45，根据毛坯直径，热处理方法为调质处理 2．确定轴的最小直径,根据公式15-2 查表15-3， 考虑键：有一个键槽， 3．确定各轴段直径 (1)：考虑轴承选用6208轴承查机械设计手册3表20.6-1，、、、、、 ， (2)：考虑该轴段与齿轮配合并用键定位且键尺寸 (3)：轴肩定位 (4)： (5)：（一对同型号轴承） 4．计算各轴段长度 (1)：查机械设计手册3表20.6-1 ;；; (2)： (3)： (4)： (5)：查机械设计手册3表20.6-1;; (6)L（总长）： (7)两轴承支点距离 5、中速轴轴承的选择和校核 (1)中速轴轴承的选择 选择中速轴轴承6208轴承，查机械设计手册3表20.6-1 基本额定载荷、，校核轴承，轴承使用寿命为8年，每年按300天、每天按小时计算。 由已知计算得中速轴传递的转矩；齿轮2的分度圆直径，齿轮3的分度圆直径。 则圆周力 径向力 则圆周力 径向力 (2)校核中速轴轴承是否满足工作要求,画轴的受力简图。 (3)则合成支反力、 (4)计算轴承的当量载荷、，由于只受径向载荷则 查表13-6可知载荷系数；由此 (5)校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承Pr1计算，查表13-4取温度系数 ，计算轴承工作寿命： 6、中速轴轴的强度校核 由已知计算得中速轴传递的转矩；齿轮2的分度圆直径，齿轮3的分度圆直径。 则圆周力 径向力 则圆周力 径向力 (2)做出弯矩图 (3)求出支反力 ==1224.86N ===1050.01N ===3365.26N ===2884.88N (4)求各截面弯矩 B断面弯矩:N.mm N.mm C断面弯矩：N.mm N.mm 合成弯矩B断面： ==261430.29N.mm 合成弯矩C断面： ==162711.33N.mm (5)安弯矩合成应力校核轴的强度 因为MBMC , 所以B断面为危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =22.87MPa 前已选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得[]=60Mp，，故安全。 7、中速轴轴上键的强度校核 由于齿轮2要比齿轮三窄些，两轴段直径一样，即只需校核齿轮2的键。 1．键的选择 选用普通 圆头平键 A型,轴径 ,查表6-1，得宽度,高度, 2．键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得安装齿轮2的轴段长92mm ,根据键的长度系列查表6-1选键长 。 键，轴，轮毂的材料都为钢,有轻微冲击，查6-2得许用挤压应力,取. 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 由式6-1得： 则键连接的强度条件为： 低速轴 1.选择轴的材料及热处理方法，查表15-1选择轴的材料为45，根据毛坯直径，热处理方法为调质处理 2．确定轴的最小直径 根据公式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式 查表15-3， 查表15-3， 考虑键：有一个键槽， 3．确定各轴段直径 (1)：大于最小直径53.52mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合 (2):,考虑密封圈及定位轴肩高度 选 (3)：考虑轴承选用6011轴承查机械设计手册3表20.6-1，、、、、、 (4)：考虑轴承定位，查机械设计手册3表20.6-1 (5)：考虑到齿轮定位, (6)： (7)：同一对轴承） 4.确定与轴长有关的参数。 (1)：查机械设计手册3表22.5-37，J型轴孔长度107mm (2)： (3)：查机械设计手册3表20.6-1， (4)： (5)：轴肩考虑内壁圆整 (6)： (7)：查机械设计手册3表20.6-1 ;；; (8)L（总长）： L=105+57+18+104.5+9.5+147+39.5=480.5mm (9)两轴承支点距离S： S=104.5+9.5+147+39.5=270.5mm 5、低速轴轴承的选择和校核 (1)低速轴轴承的选择 选择低速轴轴承6013轴承，查机械设计手册3表20.6-1 基本额定载荷Cr=32KN、Cor=24.8KN，校核轴承，轴承使用寿命为8年，每年按300天、每天按小时计算。 由已知计算低速轴传递的转矩；齿轮4的分度圆直径。 则圆周力 径向力 校核低速轴轴承是否满足工作要求,画轴的受力简图。 (3)则合成支反力、 (4)计算轴承的当量载荷、，由于只受径向载荷则,查表13-6可知载荷系数；由此 (5)校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，查表13-4取温度系数，计算轴承工作寿命： 6、低速轴上键的强度校核 由于低速轴传递的力矩一定和联轴器配合的轴段要细一些，所以只需校核联轴器定位的键。 (1)键的选择 选用普通 圆头平键 A型,轴径 ,查表6-1，得宽度b=14mm,高度h=9mm, (2)键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得取 ,根据键的长度系列查表6-1选键长L=100mm 。 键，轴，轮毂的材料都为钢,有轻微冲击，查6-2得许用挤压应力,取. 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 由式6-1得： 第七章、减速器的润滑、密封的选择 1、传动零件的润滑 (1)齿轮传动润滑，由前面已经算得齿轮圆周速度 V=12m/s ，选择浸油润滑 (2)滚动轴承的润滑 因为高速轴中速轴齿轮圆周速度v2m/s,滚动轴承采用油润滑而低速轴轴的齿轮圆周速度v2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑。利用齿轮转动将油引入油沟从而使轴承得以润滑 2、减速器密封 (1)轴外伸端密封 高速轴
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