0898-56963960
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………………………………………………………………………… 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 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。 使用期限8年，每年按300天计算，每天工作10小时； 载荷变动中等； 单向传动，转速误差不得超过±5%。 4、设计数据 搅拌转速n =31 r/min 搅拌力矩 T =1115Nm。 5、传动方案 二级圆柱齿轮减速器 6、设计任务 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:） 零件工作图三张（低速级大齿轮，低速轴，箱体） 设计计算说明书一份 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；7 V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Y160M2—8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 Pd=Pw/η Pw=FV/1000 所以 Pd=FV/1000η 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 η=η1·η2·η3·η4·η5· 式中：η1、η2、η3、η4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1-7得：各项所取值如下表： 种 类 取 值 带传动 V带传动 0．92 齿轮传动的轴承 深沟球轴承 0．99 齿轮传动 7级精度的一般齿轮传动 0．96 联轴器 刚性联轴器 0．99 η=0．92×0．993×0．962×0．99＝0.8145 所以 Pw=Tnw/9550 =1115×31／9550kW=3.619kW Pd=Pw/η=3.619/0.8145=4.4432kW 3、确定电动机转速 搅拌轴的工作转速nw=31 r/min，按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1’=2~4,单级齿轮传动比i2’=2~6,则合理总传动比的范围为i’=6～24，故电动机转速可选范围为 nd’=i’·nw=(6~24)×31 r/min nd’=（186～744）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Y160M2—8，所选电动机的额定功率Ped=5.5kW，满载转速nm=720 r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1、总传动比 因为 所以：总传动比 2、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i1=3，则： 误差分析 符合设计要求。 计算传动装置的运动和动力参数 1.电动机轴： P0 = Pd =kW n0 = nm = r/min T0 = 9550×()= N·m 2.高速轴： P1 = P0η1 = kW n1 = = 240 r/min T1 = 9550×()=201.342 N·m 3.中间轴： P2 = P1η2η3 = kW n2 = = 80 r/min T2 = 9550×()=574.0663 N·m 4.低速轴： P3 = P2η2η3 = kW n3 = =31.00775 r/min T3 = 9550×()=1407.629 N·m 5.输出轴： P4 = P3η3η4 = kW n4 = = 31.00775 r/min T4 = 9550×()= 1393.5527 N·m 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效率(0.9），即P’= 0.9P 运动和动力参数计算结果整理后如下表所示： 轴名 功率P(kW) 转矩T(N·m) 转速 n(r/min) 传动比 i 效率 η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 72.95 720 3 0.92 1轴 5.009 201.342 72.2205 240 3 0.99 2轴 4.761 574.0663 568.3256 80 2.58 0.96 3轴 4.525 1407.629 1393.553 31.008 1 0.99 输出轴 1379.617 31.008 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8-7查得KA=1.1 得 Pc=KA·P=11×5.5＝6.05 kW 2、选取普通V带型号 根据Pc=6.05kW，n1=720 r/min,由图8-10选用A型普通V带。 3、确定带轮基准直径dd1，dd2 根据表8-6和表8-8选取dd1=140mm,且 dd1=150mmdmin=125mm 大带轮直径为 dd2= n1·dd1/n2=420mm 按表8-8选取标准值dd2=400mm,则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为 i= dd2/ dd1=400/140mm=2.857 n2= n1/i=720/2.857 r/min=252 r/min 从动轮的转速误差率为（252－240）/252×100%=4.76%，在±5%以内为允许值。 4、验算带速V V=πdd1 n1／60×1000＝5.2752m/s 带速在5～25 m/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a0 0.7(dd1+ dd2)≤a0≤2(dd1+ dd2) 即 0.7×（140+400)mm≤a0≤2×（140+400)mm 378 mm≤a0≤1080mm 取a0=594mm L0=2 a0+π/2(dd1+ dd2)+（dd1- dd2）2/ 4a0 =2×594＋π/2×（140+420)＋（420-140）2／(4×594) =2100.6426mm 由表8.4选取基准长度Ld=2000mm 由式8.16得实际中心距为 a≈a0+（Ld－L0）/2 =594+(2000－2100.6426)/2 =543.6787mm 6、校验小带轮包角α1 由式8.17得 α1=180°－（dd2－dd1）×57.3°/a =180°－（400－140) ×57.3°／543.6787 =150.49°＞120° 7、确定V带根数 由式8.18得 Z≥Pc/［P0］= Pc/(P0+△P0)KαKL 根据dd1=140mm，n1=720r/min，查表8-4a根据内插法可得： P0=1.29 kw 由式8-4b得功率增量△P0 △P0=0.092 kw 由表8-2查得带长度修正系数KL=1.03,由表8-5查得包角系数Kα=0.92得 Pr=(Po+△P0) KL×Kα=(1.29+0.092) ×0.92×1.03kw=1.3096kw 普通V带根数： z= Pc / Pr=4.6198 圆整取z=5。 8、求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ 由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，根据式8.19得单根V带的初拉力为： F0=500 Pc(2.5－Kα)/Zv Kα+qv2=199.746N 由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为 FQ=2Z F0sinα1/2=1931.5912N 9、设计结果 选用5根A型V带，中心距a=543.6787mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=400mm，轴上压力FQ=1931.5912N。 齿轮设计 1、高速级齿轮传动的设计计算（使用寿命Lh=300X10X8=24000h） 小齿轮：40Cr，调质，HB1=280HBS，大齿轮：45钢，调质，HB2=240HBS，齿数：取z1=24则 z2=24×3=72取z2=72 精度等级：初选7级（GB10095-88） 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 （3）确定公式内的各计算数值 a.试选载荷系数。 b.计算小齿轮传递的转矩 c.按软齿面齿轮非对称安装，由教材选取齿宽系数。 d.由教材表10-6查得材料的弹性影响系数。 e.由教材图10-21d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。 f.计算应力循环次数 g.由教材图10-19取接触疲劳寿命系数；。 h.计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1 （4）设计计算 a.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 b.计算圆周速度。 c.计算齿宽b b=Фd×d1t=1.09496 d.计算齿宽与齿高之比b/h 模数 齿高 h=2.25mt=7.7799mm b/h=11.0523 （5）计算载荷系数 查表10-2得使用系数=1;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮； 查表10-4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KHβ=1.427 由b/h=11.0523,KHβ=1.427由图10-13得KFβ=1.38故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.498。 （6）校正分度圆直径 由教材 （7）计算模数 3、按齿根弯曲强度设计，公式为 （1）.确定公式内的各参数值 1.由教材图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； 2.由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 4、计算载荷系数K K=KAKVKFαKFβ=1.449 5、查取齿形系数、和应力修正系数、 由教材表查得；；； 6、计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大 7.设计计算 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2.3987并就进圆整为标准值m=2.5 接触强度算得的分度圆直径=87.0077mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=87.0077/2.5=34.8 取Z1=35 大齿轮 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、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取， 。 （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 3.0 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/Kw 5.0094 4.76091 传递扭矩 72.2205 568.3256 转速 240 80 80 31.00775 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/mm 2.5 3 齿数Z 35 105 38 103 齿宽系数 0.7 0.233 1.053 0.369 中心距a/mm 175 211.5 齿数比u 3 2.7098 重合度 1.7722 1.77957 分度圆直径d/mm 87.5 262.5 114 309 齿根圆直径 81.25 256.25 106.5 301.5 齿顶圆直径 92.5 267.5 120 315 齿顶高 2.5 2.5 3 3 齿根高 3.125 3.125 3.75 3.75 齿顶高系数 1 顶隙系数 0.25 压力角 20 齿距累计公差 0.05062 0.08109 0.05651 0.08721 齿圈径向跳动公差 0.03883 0.05226 0.04213 0.05565 齿距极限偏差 0.01555 0.0171 0.01630 0.01786 齿向公差 0.01608 0.0063 0.01999 0.0063 中心距极限偏差 0.03113 接触强度极限应力 600 550 600 550 弯曲疲劳强度极限应力 500 380 500 380 载荷类型 静载荷 使用系数 1.35 1.35 齿向载荷分布系数 1 1 应力校正系数 1.58 1.754 1.625 1.771 动载荷系数 1.05 1.04 齿间载荷分布系数 1 1 第七章 轴上的零件的设计 1、确定轴的最小直径 按教材 15-3 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5%～7%，则轴的最小直径 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,可将这三轴的最小轴径定为40mm, 50mm和60mm。 2、联轴器的选择 5843—2003。 3、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 d=mm，可取键宽 b=，键高 h=。取 L=mm 查手册得，选用A型圆头平键，得键的工作长l=L1-b=90-18=72mm 接触高度k=0.5h=5.5 得 σp=2T×1000/dkl=2×1407.629×1000/72×5.5×60 =118.4873Mpa[σp](110Mpa) 强度不够，采用双键， l=1.5×72=108mm 故选择 GB/T 1096 键 18×11×90 （2）低速轴 轴径d=74mm 高h=12 取L=80。键的工作长度l=L-b=60 接触高度k=0.5h=6 校核其强度 σp=2T×1000/kdl=2×1407.629×1000/6×60×74 =105.68Mpa[σp](120Mpa) 故选择 GB/T 1096 键 20×12×60 4、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 6213 GB/T 297-1994 （1）设计参数： 径向力 Fr=3316.979 (N)，轴颈直径 d1=65 (mm)，转速 n=31.00775 (r/min)，要求寿命 Lh=24000 (h)，温度系数 ft=1，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 BCode=6213，轴承内径 d=65 (mm)，轴承外径 D=120 (mm)，轴承宽度 B=23 (mm)，基本额定动载荷 C=57200 (N)，基本额定静载荷 Co=40000 (N)，极限转速(油) nlimy=6300 (r/min) 当量动载荷： 接触角 a=0 (度)，负荷系数 fp=1.2，判断系数 e=0.16，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，当量动载荷 P=3980.375 (N)，轴承所需基本额定动载荷 C=14121.091 (N)。 校核轴承寿命： 轴承寿命 Lh=1595125 (h)。 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d=60mm为了满足联轴器的要求的轴向定位要求,轴 段右端需要制出一轴肩,故取直径 d 半联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm，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 段的长度应比L 1略短一些，现取L 1=mm。 因轴只受到径向力和圆周力的作用，故选用轴承。参照工作要求并根据m , 在 机 械 设 计 手 册 中 初 步 选 取 型 轴 承 由半联轴器取L1-2=107mm。 根据箱体和端盖因为LⅡ-Ⅲ要长于故端盖面，L2-3取78mm。 取L3-4=113mm，L4-5=12mm。 为了使齿轮可靠的压紧盖面与套筒故L6-7取113。 L8-9=26 mm。 根据箱体取L10-11为23mm。 倒角取1mm。 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 由于减速器是立式的，而且齿轮传动为直齿圆柱齿轮，所以Fa=0。 画出轴的受力简图 作出轴的载荷分析图 因为选择45钢，所以，=24.15MP 扭矩强度符合要求， 计算出轴的弯矩 和扭矩值， T=1393.55Nm M 因为扭转应力为静应力 根据截面 查表得 W=，W1=113755.6mm， 由参考文献[1]P192页表10.1和P201页表10.4得，45号钢调质处理， 由参考文献[1]表10.1查得材料的等效系数， 键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得 绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图10.1查得 轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献[1]附图10.2查得 安全系数S=9.96 S8.69 ≥S=1.5 所以a-a剖面是安全的，强度满足要求。 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 δ 15 0.025a+3 (8 箱盖壁厚 δ1 15 0.02a+3 (8 凸缘厚度 箱座 b 32 1.5δ 箱盖 b1 20 1.5δ1 地脚螺钉 型号 df M8 0.036a+12 数
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