机械毕业设计（论文）-无轴搅拌机传动系统的设计【全套图纸】

无轴搅拌机传动系统的设计 1 1 绪论绪论 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1.1 无无轴轴式式搅搅拌拌机机研研究究发发展展现现状状 改革开放 35 年以来，中国混凝土搅拌机市场从无到有、从小到大。目前，我国年产 水泥混凝土约为 15 亿，搅拌机的年产量也居世界前列。相比较而言，我国具有的自主 3 m 知识产权技术也很少。但随着商品混凝土的大力推广、工程建设施工的高效率化、高质 量化和高效益化，推动了混凝土搅拌设备向高效率、高质量的方向不断发展，一些传统 设备己经无法满足施工要求。 在现有的搅拌机的基础上，对新型搅拌设备的研究和开发，提高混凝土搅拌机的设 计水平，同时带动相关技术的发展，创造一个良好的生产空间；对高效混凝土搅拌机的 开发，推动搅拌及机事业性能的快速发展，生产出适应市场要求、具有高可靠性和较强 竞争力的搅拌机。依据新的搅拌原理，采用理论探讨和试验分析相结合的办法，能方便 解决大型双卧轴搅拌机存在的低效率问题，如果生产工业化成功应用，一定为研制具有 自主知识产权的高效搅拌机做出重大贡献。 长期以来，国内外搅拌设备虽然种类很多，但他们的共同特点：有一根轴贯穿整个 搅拌空间。“双螺旋轴搅拌机”是一种新型的“无轴”搅拌机，它具有双倍的径向进给 料流，双倍的轴向进给料流，双倍的剪切力，使搅拌效率达到普通搅拌机的两倍，能耗 更小。“双螺旋轴搅拌机”无水平的主轴，不会产生混凝土黏合中心轴并产生结块形成 抱轴的现象，更适合于加工粘性强和添加有纤维的混凝土材料。 20 世纪 70 年代未至 80 年代初，我国为了适应建筑业有关方面混凝土发展的需要， 在引进国外搅拌机的基础上，研制出了 10 多种混凝土搅拌楼（站）。经过引进研究、自 主开发生产等几个阶段，到本世纪初，我国搅拌机技术得到更大的发展，在产品型号和 生产数量上，都达到了一定规模，出现了一批更具有自主知识产权的新产品，并开始形 无锡太湖学院学士学位论文 2 成了一个具有一定规模和竞争能力的产业。2006 年，我国生产装机容量 0.56的搅拌 3 m 站 2100 多台，已成为搅拌设备的研究和生产大国。 自上世纪八十年代初已经开始研制 JS 系列双卧轴混凝土搅拌机，一直到现在，已研 制出从 JS35JS6000 系列搅拌机，一直处于国际领先水平，尤其从 2000 年开始采用 UG 等三维软件，对搅拌机研究进行优化设计，对搅拌设备进行了动力分析和受力分析，大 大提高产品的可靠性，达到国际先进水平。这些搅拌机的研制，基本满足了我国混凝土 发展的需求，但随着主机市场的不断发展，新型主机的需求越来越多。无轴式搅拌机在 国外也处在研究发展阶段。 1.2 搅搅拌拌机机的的各各种种类类型型及及特特点点 目前使用的搅拌机就其原理而言，其基本上可分为自落式和强制式两大类。 自落式搅拌机有较长的历史，早在 20 世纪初，混凝土搅拌设备开始不断出现。50 年 代后，人们研发出反转出料式和倾翻出料式的双锥形搅拌机，同时，其他一些搅拌机， 如裂筒式搅拌机等相继问世。运作时，拌筒绕着水平轴线旋转，加入搅拌筒内的物料， 叶片将物料提升至一定高度，然后借助自重下落，这样不断的循环运动，达到搅拌的理 想效果。自落式混凝土搅拌机的结构简单，一般以搅拌塑性混凝土为主。但自落式搅拌 机已不符合国家的有关标准，属于淘汰产品，所以本文不作研究。 强制式搅拌机从 20 世纪 50 年代初兴起后，得到了迅速的发展和生产推广。最先出 现的是圆盘立轴式强制混凝土搅拌机。这种搅拌机分为涡桨式和行星式两种。19 世纪 70 年代后，随着轻骨料的出现，研制出了圆槽卧轴式强制搅拌机。 实践证明，在上述混凝土搅拌设备的搅拌主机在工作中经常出现混凝土 “抱轴”现 象。如果不及时停机清除，“抱轴”的混凝土会越来越多，将会引发搅拌机电机因过载 而堵转，造成电机烧毁。 1.3 无无轴轴式式搅搅拌拌机机特特点点 无轴式搅拌机与以上所述的各种卧轴式搅拌机相比有以下一些优点： （1）解决了搅拌机运作中普遍存在的抱轴现象； （2）减小了因搅拌臂的重量产生的大量弯矩； （3）解决了因搅拌臂的安装而产生的偏心力，缓解了对轴端的冲击； （4）搅拌机上安装搅的拌臂和连接套数量大，占用搅拌筒的空间大，减少了筒内的 有效容积，无轴搅拌机搅拌装置结构简单，构思灵活，有效提高了搅拌筒的搅拌容积； 无轴搅拌机传动系统的设计 3 （5）无轴式搅拌机不需搅拌臂的更换，维修也方便，大大降低了工人的工作量； （6）减少了由于抱轴引起的冲洗次数，节约用水量，同时也减少了对环境的污染， 成本得到降低； 1.4 搅搅拌拌机机的的分分析析及及设设计计任任务务 1.4.1 搅拌机常见问题的原因分析搅拌机常见问题的原因分析 实际工作中，搅拌机的搅拌主体在工作中经常出现混凝土“抱轴”现象。如果不及 时停机清除，“抱轴”的混凝土会越来越多，将会引起电机过载而发生堵转，造成电机 烧毁或产生破坏。 经过调查和研究，普遍赞同搅拌机 “抱轴”产生的原因是可以避免的，原因可以分 为两大类：设计不当和使用不规范。表现形式如下： (1) 投料设备设计的不合理。比如物料和进水口位置及方向设计不合理，导致轴上 堆积大量物料，粘结在轴上的物料卡住转轴； (2)进水口方向和冲洗方向不得当，另外冲水压力过低也是原因之一。冲洗搅拌筒时， 搅拌器上粘着的大量物料清理不掉； (3) 搅拌筒的容积存在不合理利用率，容积利用率太小，搅拌时，搅拌轴在混凝土 上面，粘附在上面的物料得不到搅拌，从而慢慢凝固，阻碍轴的转动； （4）操作人员在设备搅拌卸料后，没有及时清理搅拌罐，同时搅拌轴上残留的混凝 土发生凝固，搅拌轴的表面上残留粗糙不平的物料，干燥后凝固在轴上，以后就会越聚 越多影响搅拌轴转动。 1.4.2 无轴搅拌的理念无轴搅拌的理念 长期以来，国内外搅拌机虽难种类繁多，但他们的共同特点就是有一跟轴贯穿整个 搅拌空间。 图 1.1“无轴”搅拌机叶片形式 无锡太湖学院学士学位论文 4 “双螺旋轴搅拌机”是一种新型的“无轴”搅拌机，其叶片形状如图 1.1 所示。它具 有双倍的径向物料流，双倍的轴向物料流，双倍的剪切力，使搅拌效率是普通搅拌机两 倍多，能耗更小。“双螺旋轴搅拌机”无水平的主轴，不会产生混凝土骨料黏合中心轴 上结块形成抱轴现象，利于加工粘性较强和添加有纤维的特种混凝土材料。无搅拌臂的 阻碍，使其空间更大。 但是仅对其搅拌部分进行的改进还是不能达到真正的提高效率、节约能源的效果， 所以这次我们在对一些公司、工厂进行调研后，对其传动部件进行深入研究确定了最初 方案，对机器进行改良，并达到理想效果。 1.4.3 基本设计任务基本设计任务 毕业设计的主要任务主要有： 1、拟定传动方案； 2、对减速器进行设计计算； 3、绘制搅拌机装配部件装配总图一份和组要零件图六份； 4、按指定格式和要求撰写毕业设计计算说明书。 1.4.4 毕业设计的目的毕业设计的目的 毕业设计是对学生进行工程师基本训练的重要环节，通过毕业设计能达到以下目的： （1）巩固、熟悉并综合运用所学的知识； （2）培养理论联系实际的学风； （3）熟悉进行机械设计的一般步骤和常见问题，掌握机械设计的一般技巧； （4）学会查阅运用技术资料；初步掌握对专业范围内的生产技术问题进行研究的能 力。 1.5 课课题题研研究究背背景景及及意意义义 1.5.1 课课题题研研究究背背景景 随着市场经济的不断发展，同时国家加快城市建设、场所设施建设、高铁事业等全 面展开，并伴随着一大批国家建设项目的启动，国内对无轴搅拌机的需求量越来越多。 这为无轴搅拌行业提高了发展的进程。商品混凝土的大力推广和工程建设施工的高效益 化、高质量化、高效率化，从实际上推动了无轴搅质量，此外，搅拌设备的使用性能和 研发方面得到迅速提高和发展。同时，从市场需求看，随着高速公路建设的普及和高速 铁路建设的启动，施工质量被用户要求的越来越高，一些传统搅拌设备已无法满足越来 越高的施工要求。 1.5.2 课课题题研研究究意意义义 本课题通过理论分析，针对无轴搅拌机主要参数进行理论分析；确定搅拌机主要参数， 完成课题研究内容，为无轴搅拌机的设计提供参考。重点需要解决的问题是搅拌机中螺 旋叶片的设计。利用 SOLIDWORK 完成各部分设计，并在此基础上完成二维工程图的设 计。要求图样绘制及标识符合国家标准。图面布局和比例合理、图线清晰、表达正确。 无轴搅拌机传动系统的设计 5 通过这次毕业设计，希望对自己未来的事业和工作有所帮助，并提高自己各方面的能 力，为以后的发展打下坚实的基础。由于本人水平有限，经验不足，设计过程当中存在 许多不足之处，希望各位老师给予指教，一定虚心改正以期有更大的提高，在此致谢！ 2 传动方案及电动机的选择传动方案及电动机的选择 2.1 传动方案的选择传动方案的选择 机器通常是由原电机，传动系统和工作机三部分所组成。 传动系统是将原动机的运动和 动力进行传递与分配的作用，可见，传动系统是机器 的重要组成部分。传动系统的质量与成本在整台机器中占有很大比重。因此，在机器中 传动系统设计的好坏，对整部机器的性能、成本以及整体尺寸的影响都是很大的。所以 合理地设计传动系统是机械设计工作地一重要组成部分。 图 2.1 传动方案图 方案（b） 方案（c） 方案（a） 无锡太湖学院学士学位论文 6 合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，其次是满足工作可靠、结构简单、尺 寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好等要求。很显然，要同时满足 这些要求肯定比较困难的，因此，要通过分析和比较多种传动方案，选择其中最能满足 众多要求的合理传动方案，作为最终确定的传动方案。 为此，我们设计了如下三种传动方案，分别如图 2.1 所示。下面进行分析和比较： 在图 2.1 方案（a）中采用两级圆锥圆柱齿轮减速器，这种方案结构尺寸小、传动 效率高，适合于较差环境下长期工作；方案（b）采用 V 带轮传动和一级闭式齿轮传动， 这种方案外廓尺寸较大，有减震和过载保护作用，V 带传动部适合恶劣的工作环境；方案 （c）采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命较短，也不适 合于较差的工作环境。以上三种方案虽然都能满足搅拌机传动系统的要求，但结构尺寸， 性能指标，经济性能等方面均有较大差异。结合搅拌机的各种性能要求及工作环境，最 后确认（b）方案为最终方案。 2.2 电动机选择电动机选择 Y 系列三相交流异步电动机由于其有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应 用最广，本传动方案的点击也选用 Y 系列电动机。 电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响，电动机功率的 确定组要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关，对于长期连续工作，载荷较稳 定的机械，根据电动机所需的功率 Pd 来选择，而不必校验电动机的发热和启动力矩。选 择时应使电动机的额定功率稍大于电动机所需功率。 由厂方提供的数据和查阅相关手册，选择电动机为 Y200L-8 搅拌轴转速 50r/min Y200L-8 型电动机有关技术数据及相应总传动比如下表 2.1： 表 2.1 电机技术参数 电动机型号额定功率 （kw） 同步转速 r/min 满载转速 r/min 总传动比 Y200L-81575073014.6 Y200L-8 型电动机：中心高：H=200mm 轴伸出部分用于装带轮轴段的直径和长度为：D=55mm E=110mm 无轴搅拌机传动系统的设计 7 键槽尺寸: 宽度 F=16mm：深度 l=6mm 3 传动比的计算与分配传动比的计算与分配 3.1 计算总传动比计算总传动比 根据电动机的满载转速和工作机所需转速，按下式计算机械传动系统的总传动 m n w n 比 ：i 6 . 14 50 730 w m n n i （3.1） 另一方面：由机械设计课程可知，机械传动系统的总传动系统的总传动比 应等于各i 级传动比的连乘积 即： n niii 21 （3.2） 3.2 传动比的分配传动比的分配 在设计多级传动的传动系统时，分配传动比是设计中的一个重要问题。传动比分配 得不合理，会造成结构尺寸大，相互不协调，成本高，制造和安装不方便等。为此，根 据机械手册中的推荐值，选取带传动的传动比， 故锥齿轮传动的传动比： 1 4.5i 2 1 3.2 i i i （3.3） 无锡太湖学院学士学位论文 8 4 传动运动参数的计算传动运动参数的计算 从电机到工作轴间共有一幅带轮，两根轴，分别为轴，轴。IIIII 4.1 各级转速各级转速 令小带轮的转速为，轴的转速为，轴的转速为。 I nII II nIII III n 0 m I n n i （4.1） 式中：电机的满载转速（r/min） m n 电机轴至小带轮的传动比 =1 0 i 0 i min/730rnI min/22.162 5 . 4 730 1 r i n n I II min/69.50 2 . 3 22.162 2 r i n n II III 4.2 各级的输入功率各级的输入功率 令小带轮的输入功率为，轴的输入功率为，轴的输入功率为 I PII II PIII III P 无轴搅拌机传动系统的设计 9 01Id PP （4.2） 式中：电动机实际输出功率 d P 电动机轴与小带轮间的传动效率。=1 01 01 kwpp dI 15 V 带传动效率 =0.95 02 III pp 02 02 =15 0.95=14.25kw II P 03 IIIII pp （4.3） 其中： 2103 式中：滚动轴承传递效率 =0.98 1 1 锥齿轮传动的效率 =0.97 （7 级精度） 2 2 55.1397 . 0 98 . 0 25.14 21 IIIII pp 4.3 各级转矩各级转矩 001Id TTi （4.4） 式中：电动机轴的输出转矩： d T 15 95509550196.23 730 d d m P T n 23.1961123.196 I T 同理可得：mNiTTII88.83895. 05 . 423.196 0211 mNiTT IIIII 82.2551 032 无锡太湖学院学士学位论文 10 5 V 带轮传动的设计计算带轮传动的设计计算 5.1 设计准则设计准则 带传动的主要失效形式为打滑和疲劳破坏。因此，带轮传动的设计准则为：在保证 带轮传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。 5.2 原始数据及设计内容原始数据及设计内容 5.2.1 原始数据：原始数据： 传递的功率 P=15kw，转速： 1 730 /minnr 2 1622.22 /minnr 5.2.2 设计内容：设计内容： 确定带的截型、长度、根数、传动中心距、带轮基准直径及结构尺寸等。 5.3 设计步骤和方法设计步骤和方法 无轴搅拌机传动系统的设计 11 5.3.1 确定计算功率确定计算功率 ca P 计算功率是根据传递的功率 P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的 ca P 影响而确定的，即： （5.1）PKP Aca 式中： 计算功率，单位为 kw ca P P传递的额定功率，单位为 kw 工作情况系数 A K 由新编机械设计手册（以下简称手册）表 7-30 查得=1.1 A K 5 . 161 . 115PKP Aca 5.3.2 选择带型选择带型 根据和小带轮转速，由手册图 7-4，选择带型为：普通 V 带 B 型。 ca P 1 n 5.3.3 确定带轮的基准直径确定带轮的基准直径和和 1d d 2d d 1）初选小带轮的基准直径 1d d 根据 V 带截型，参考手册表 7-28，表 7-22 选取。为了提高 V 带的寿 1mindd dd 命，宜选取较大的直径，取： mmdd140 1 2）验算带轮的速度 根据公式： 来计算带的速度，并应使，对于普 100060100060 100060100060 12 12 2 11 11 1 nd nd v nd nd v d p d p max vv 通 V 带轮smv/3025 max 经计算得，故选取合适。smv/3025 max 1 d d 3）计算从动轮的基准直径 2 d d 7 . 6235 . 4)01 . 0 1 (140)1 ( 2 1 12 n n dd dd ）（01 . 0 （5.2） 无锡太湖学院学士学位论文 12 并按 V 带轮的基准直径系列表 7-22，取mmdd630 2 5.3.4 确定中心距和带轮的基准长度确定中心距和带轮的基准长度 d L 由于中心距未给出，所以根据传动的结构需要初定中心距，取： 0 a )(27 . 0 2121 0dddd ddadd）（ （5.3） 计算得： mmamm1540539 0 根据结构要求取 mma600 0 根据带传动的几何关系，按下式计算所需要的带轮的基准长度 mm a dd ddaL dd ddd 94.2508 6004 490 770 2 14 . 3 6002 4 )( )( 2 2 2 0 2 0 12 21 （5.4） 根据，由手册表 7-18，查取 d L ， mmLd2500 由于 V 带传动的中心距一般式可以调整的，故可采用下式作近似计算，取实际中心距 a: mm LL aa dd 53.595 2 0 （5.5） 考虑到安装调整和补偿预紧力（如带的伸长而松弛后的张紧）的需要，中心距的变 动范围为： mmLaa d 03.558015 . 0 min （5.6） mmLaa d 03.63303 . 0 max （5.7） 5.3.5 验算主动轮上的包角验算主动轮上的包角 1 根据对包角的要求，应保证： 127 7 . 1325 .57 a -180 12 1 dd dd （5.8） 所以：符合要求。 1 5.3.6 单根单根 V 带传递的额定功率带传递的额定功率 根据带型、和，查手册表 7-38 得： 1 d d 1 n 无轴搅拌机传动系统的设计 13 62 . 0 13 . 3 1 1 P kwP 5.3.7 确定带的根数确定带的根数 Z 11 )(KKPP P Z a ca （5.9） 式中： 考虑包角不同德影响系数，简称包角系数，查表 727 得： a K87 . 0 a K 考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数，查表 731 得： l K11 . 1 l K 单根 V 带的基本额定功率。 1 P 计入传动比的影响时，单根 V 带额定功率的增量。P 6 . 4 11 . 1 87. 0)62. 013 . 3 ( 5 . 16 Z 查表圆整取 Z=5。 5.3.8 确定带的预紧力确定带的预紧力 0 F 根据公式： 2 0 ) 1 5 . 2 (500mv Kvz P F a ca （5.10） 其中：mV 带单位长度质量，查表 7-33 得：m=0.17 NF69.582 0 NFFp52.5337 2 sin2 1 0 NPFp27.80065 . 1 max 6 V 带轮设计带轮设计 6.1 V 带轮的设计内容带轮的设计内容 无锡太湖学院学士学位论文 14 根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料、结构形式、轮槽、 轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。 6.2 设计要求设计要求 设计 V 带轮时应满足的要求有：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质 量分布均匀，转速高时要经过动平衡，轮槽工作面邀精细加工，以减少带的摩损，各槽 的尺寸和角度应保持一定的精度，一使载荷分布较为均匀等。 6.3 带轮材料的选择及结构形式带轮材料的选择及结构形式 6.3.1 材料的选择材料的选择 选取大小带轮的材料都为为 HT200。 6.3.2 结构形式结构形式 V 带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为（d 为安装带轮的轴 dda5 . 2 的直径）时，可采用实心式；当时，可采用腹板式；当，同时mmda300mmda300 时，可采用孔板式；当时，可采用轮辐式。mmdD100 11 mmda300 所以，本传动方案中的大带轮选用轮辐式，小带轮采用实心式进行制造。具体结构 尺寸详见零件图。 6.4 V 带轮的轮槽带轮的轮槽 根据所选的带型为普通 V 带 B 型槽，轮槽的结构图如图 6.1 所示。其具体的参数如 表 6.1 所示： 表 6.1 V 带轮的各种参数 基准宽度（节宽） d b14 图 6.1 轮槽结构尺寸图 无轴搅拌机传动系统的设计 15 基准线上槽深 mina h3.5 基准线下槽深 minf h 10.8 槽间距 e4 . 019 第一槽对称面至端面的距离 f 2 1 - 5 .12 带轮宽 BB=（z-1）e+2f=101mm 带轮外径 a dmmhdd ada 1472 1 小 mmhdd ada 6372 2 大 带轮节圆直径 d d140630 中心距a859.9mm 带的根数 z5 角度 38 6.5 V 带轮传动的张紧带轮传动的张紧 V 带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动正 常工作，应定期检查带的松弛程度，采用相应的补救措施。本带轮的张紧装置采用定期 张紧，即：采用定期改变中心距地方法来调节带的初拉力，使带重新张紧。 7 锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算 7.1 选定精度等级，材料及齿数选定精度等级，材料及齿数 无锡太湖学院学士学位论文 16 7.1.1 齿轮精度等级的选择齿轮精度等级的选择 由于其负责将动力输入，并采用封闭式润滑，故可选用 7 级精度。 7.1.2 材料选择材料选择 选择铸钢或铸铁等材料；家用及办公用机械的功率很小，但要求传动平稳、低噪音 或无噪声，以及能在少润滑或无润滑状态下正常工作，因此常选用工程朔料作为齿轮材 料。总之，工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。另外也应考虑齿轮尺 寸的大小、毛胚成形方法及热处理和制造工艺等其他常用原则。 经分析对比，最终选小齿轮材料为 20 Cr，小齿轮调质后表面淬火处理 55HRC，大齿 轮选用 45 刚，表面淬火处理 45HRC。 7.1.3 齿数选择齿数选择 选用小锥齿轮齿数为，故大锥齿轮齿数20 1 Z64202 . 3 122 ZiZ 7.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即： 3 2 1 2 1 )5 . 01 ( )(92 . 2 RH E t KTz d （7.1） 7.2.1 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 3 . 1K 2）计算小齿轮传递的转矩： mNTT III 88.838 3）选齿宽系数： R 3 . 0 R 4）机械设计书表 10-6 查取材料的弹性影响系数： 2 1 8 .189 MPZE 5）由机械设计书中图 10-21 按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度MPa H 1150 1lim 大齿轮的接触疲劳强度MPa H 1000 2lim 6）由书机械设计中式 h njlN60 （7.2） 计算应力循环次数，其中，使用寿命为 10Y，一天工作 12 小时，一年按工作 300 天，检 修期为 3 年。 8 1 105 . 360 hII jlnN 8 2 101 . 160 hIIIjl nN 7)由书机械设计中图 10-19 查得： 无轴搅拌机传动系统的设计 17 1 21 HNHN KK 8）计算许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，有公式 S KN lim （7.3） MPa S K HHN 1150 1lim1 1H MPa S K HHN H 1000 2lim2 2 7.2.2 计算计算 1）计算小齿轮代入中较小的值 t d1 H mm KTz d RRH E t 14.112 )5 . 01 ( )(92. 23 2 1 21 2）计算： 圆周 V sm nd V IIt /95 . 0 100060 1 （7.4） 3）计算齿宽：b 64.3314.1123 . 0 1 tR db （7.5） 4）计算 b/h 模数： 607 . 5 2014.112/ 11 zdm tt （7.6） 齿高： 616.1225. 2 t mh （7.7） 667 . 2 /hb （7.8） 5）计算 K： 根据 V=0.95m/s、七级精度，查机械设计 书中图 10-8 得，动载荷系数；9 . 0 v K 同样在表 10-3 查得：；由表 10-2 查得。齿向载荷分布系数：1 FH KK25 . 1 A K 由表 10-9 查得： beHHF KKK 5 . 125 . 1 beH K 故得： 875 . 1 HF KK 无锡太湖学院学士学位论文 18 故得出： 109 . 2 HHVA KKKKK （7.9） 6)校正分度圆直径，公式 ： mm K K dd t t 77.1313 11 （7.10） 7）计算模数： 59 . 6 20/77.131/ 11 zdm （7.11） 7.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 设计公式为： 3 2 2 1 2 1 1)5 . 01 ( 4 F saFa RR YY z KT m （7.12） 7.3.1 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值（以下图表均由机械设计书中查得） 1）由图 10-20 查得： 小齿轮 MPa720 1FE 大齿轮 MPa600 FE2 2）由图 10-18 查得： 9 . 0 21 FNFN KK 3）计算许用应力： 648 1 7209 . 0 11 1 S K FEFN 540 1 6009 . 0 22 2 S K FEFN 4）计算 K： 109 . 2 HHVA KKKKK 5）查取： Fa Y 由表 10-5 查得： 8 . 2 1Fa Y28 . 2 2 Fa Y 6）查取应力校正系数： 由表 10-5 查得： 55 . 1 1Sa Y73 . 1 2 Sa Y 7）计算大小齿轮的 F SaFa YY 无轴搅拌机传动系统的设计 19 MPa006698 . 0 1 11 F SaFa YY MPa0073044 . 0 2 22 F SaFa YY 75 . 3 1)5 . 01 ( 4 3 2 2 1 2 1 F saFa RR YY z KT m （7.12） 显然大齿轮数值大。 小齿轮齿数计算： 2975 . 3 /77.131/ 11 mdz （7.13） 大齿轮齿数：92292 . 3 12 zz 经上述设计，即满足了接触疲劳强度，同时也符合齿根疲劳强度并做到结构经凑， 避免浪费。 7.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 7.4.1 计算分度圆直径计算分度圆直径 10975.10875 . 3 29 11 mzd （7.14） 34575 . 3 92 22 mzd 7.4.2 锥距锥距 mm72.182 2 12 . 3 109 2 1 22 1 dR （7.15） 7.4.3 计算齿轮宽度计算齿轮宽度 mmRb R 5572.1823 . 0 （7.15） 7.4.4 锥齿轮的结构设计锥齿轮的结构设计 经计算、分析对比，小锥齿轮设计为齿轮轴形式，大锥齿轮设计为腹板式。 参数： m=3.75 i=3.2 1 29z 2 92z 无锡太湖学院学士学位论文 20 8 轴的设计计算轴的设计计算 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理 地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的 工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难度。因此，轴的结构设计是 轴设计中的重要内容。 下面根据上述原则对轴进行设计计算。 8.1 I 轴的设计计算轴的设计计算（锥齿轮轴锥齿轮轴） 8.1.1 材料材料 由机械零件设计手册中的图表查得，选用 40，调质处理，HBS=241286。 r C ， ，MPa b 700MPa s 500MPa t 5535 8.1.2 初定轴的最小直径初定轴的最小直径 根据机械设计书中表 15-3，取=110 于是得： 0 A mm n P d II 9 . 48 22.162 25.14 11033 2 min （9.1） I 轴的最小直径显然是安装大带轮的直径。 ABI d 现取。mmd80 min 无轴搅拌机传动系统的设计 21 8.1.3 根据轴定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴定位的要求确定轴的各段直径和长度 现根据具体要求确定轴的各段直径和长度如下图 9.1 所示： 图 9.1 小锥齿轮图 8.1.4 小锥齿轮的受力分析小锥齿轮的受力分析 圆周力： N d T F m II t 43 1 1 1081. 110 65.92 88.83822 （9.2） 径向力： NFF tr 3 111 103 . 6costan （9.3） 轴向力： NFF ta 3 111 1098 . 1 sintan （9.4） 法向载荷： 4 1.93 10 cos t N F F （9.5） 8.1.5 键的校核键的校核 选用 A 型普通键，轴键、轮毂的材料都用 20 刚。 取 L=80mm 1422hb （9.6） MPa Kld T b II b 410 102 3 （9.7） 式中：T传递的转矩； K键与轮毂、键槽的接触高度 K=0.5h=7 l键的工作长度：l=L-b=58mm； d轴的直径； 无锡太湖学院学士学位论文 22 MPaMPa bb 410 6 . 51 80587 1088.8382 3 8.1.6 I 轴轴承的校核轴轴承的校核（30212） 查手册有：C=102000N； ； Y=1.5； e=0.4； 0 130000C 图 9.2 轴的受力图 （1）求轴承的载荷（如上图 9.2） 已知： NFae 3 1098. 1NFre 3 103 . 6 故得径向载荷： NFr 3 1 1015 . 3 NFr 3 2 1045 . 9 轴向力： N Y F F r d 3 1 1 1005. 1 2 N Y F F r d 3 2 2 1015 . 3 2 与同向且 2d F ae F 3 21 5.13 10 daed FFNF 所以指向轴承 1.即轴承 1 为紧端，轴承 2 为松端。 故有： NFFF aeda 3 21 1013 . 5 NFF da 3 12 1005 . 1 （2）求轴承当量动载荷 e F F r a 63 . 1 1 1 0 1 X5 . 1 1 Y e F F r a 11 . 0 2 2 1 1 X0 1 Y 由机械设计手册中表 13-6 查得： 1.2 p f NFYFXfP arp 3 11111 10746.10)( NFYFXfP arp 3 22222 1034.11)( （3）求轴承的寿命 无轴搅拌机传动系统的设计 23 hhh P c n Ln108001230031055 . 1 )( 60 10 5 3 10 2 6 （9.8） 故所选轴承可用。 8.1.7 轴上载荷的计算轴上载荷的计算 图 9.3 轴的受力及弯扭图 无锡太湖学院学士学位论文 24 由图 9.3 弯矩和扭矩图可以看出截面 B 是轴的危险面，将计算出的截面 B 处的、 H M 及 M 列如下表 9.2： V M 表 9.2 截面 B 处的弯矩表 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F NFNH 3 1 1005 . 9 NFNH 4 2 1072.92 NFNV 3 1 10992 . 0 NFNV 3 2 1029. 7 弯矩 mmNMIH 5 1005. 9mmNMIV 4 1015 . 3 总弯 矩 mmNMMM IVIHt 4 22 1058 . 9 扭矩 mmNTII 5 1038 . 8 8.1.8 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 （9.9） 1 2 2 )( W TM III ca 式中：W轴的抗弯截面系数： 3 mm 对称循环应力的轴的许用应力：MPa 1 - 轴的计算应力：Mpa ca 轴所受弯矩： I MmN 轴所受的扭矩： II TmN 有相关资料查得： ；。6 . 0 MPa70 1 - 33 0.10.1 60 IB Wd 所以 1 3 2524 7 . 23 601 . 0 )1038 . 8 6 . 0()1058 . 9 ( MPa ca 无轴搅拌机传动系统的设计 25 所以所设计的轴符合强度要求。 8.2 II 轴的设计计算轴的设计计算 8.2.1 材料材料 选用 45 钢，调质处理，HBS=217255；MPa b 650MPa s 360 8.2.2 初定最小直径初定最小直径 取 0 118A （9.10） II dmm n P A III III 763 0min II 轴的最小直径是安装联轴器的直径 II d 8.2.3 联轴器的选择联轴器的选择 计算转矩: （9.11） IIIAca TKT 查表 14-1 得 7 . 1 A K mNTca094.433882.25517 . 1 选取联轴器型号： 17280 17285 6 JA ZC L 8.2.4 根据轴的定位要求，确定各段直径和长度根据轴的定位要求，确定各段直径和长度 现根据具体要求确定轴的各段直径和长度如下图 9.4 所示： 无锡太湖学院学士学位论文 26 图 9.4 轴的尺寸图 8.2.5 大锥齿轮轴的受力分析大锥齿轮轴的受力分析 圆周力： 4 21 1.81 10 tt FFN 径向力： 3 21 1.98 10 ra FFN 轴向力： 3 21 6.3 10 ar FFN 8.2.6 键的校核键的校核 材料均选用 20 钢 II1 键的型号： GB/T10961001222lhb II2 键的型号： GB/T1096801628lhb 校核公式： b III b Kld T 3 102 （9.12） 其中：； ； ； 11 0.56kh 111 78lLb 1 80d ； ； ； 22 0.58kh 222 52lLb 2 95d MPa b 410 故键 II1 能用； bb 32.136 80786 1082.25512 3 1 故键 II2 能用； bb 14.129 95528 1082.25512 3 1 8.2.7 轴承的校核（轴承的校核（32218） 已知： C=270000N；Y=1.4；e=0.42 0 395000CN ；NFFF rtIIre 4 2 2 2 2 1082 . 1 NFF aIIae32 103 . 6 图 9.5 轴承的受力分析图 （1）轴承的径向力： 3 1 6.46 10 IIr FN 4 2 1.17 10 IIr FN 无轴搅拌机传动系统的设计 27 轴向力： 3 3 1 1 6.46 10 2.31 10 22 1.4 IIr IId F FN Y 3 3 2 2 11.71 10 4.18 10 22 1.4 II IId F FN Y 由于与同向且 12IIdIIaeIId FFF 1IId F IIae F 所以指向轴承 2，即轴承 1 为松端，轴承 2 为紧端。 故有： 3 12 4.18 10 IIaIId FFN 3 21 8.61 10 IIaIIdIIae FFFN （2）求轴承的当量动载荷 1 1 0.65 IIa IIr F e F 4 . 0 1 X 4 . 1 1 Y 2 2 0.74 IIa IIr F e F 4 . 0 2 X 4 . 1 2 Y 由机械设计手册中表 13-6 查得： 1.2 p f NFYFXfP IIaIIrP 3 11111 1012.10)( NFYFXfP IIaIIrP 3 22222 1008.20)( （3）求轴承的寿命 hhh P c n Ln10800123003109 . 1)( 60 10 6 3 10 2 6 故 所选轴承可用。 8.2.8 轴上载荷的计算轴上载荷的计算 无锡太湖学院学士学位论文 28 图 9.6 轴的受力及弯矩图 由图 9.6 弯矩图和扭矩图看出，截面 B 为轴的危险截面，将计算出的截面 B 处的、 H M 及 M 列如下表 9.3： V M 表 9.3 截面 B 处弯矩表 无轴搅拌机传动系统的设计 29 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F NFNH 3 1 1042 . 6 NFNH 3 2 1068.11 NFNV 3 1 1099 . 9 NFNV 3 2 1001 . 8 弯矩 mmNMIIH 3 1044.969 mmNMIIV 6 1 1051 . 1 mmNMIIV 5 2 1065. 6 总弯 矩 mmNMMM IIVIIHII 5 22 1094.17 扭矩 mmNTIII 6 1055 . 2 8.2.9 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 1 2 2 )( W TM IIIII ca （9.13） 式中： W轴的抗弯截面系数； 3 mm 对称循环应力的轴的许用应力；MPa 1 - 轴的计算应力；Mpa ca 轴所受弯矩； I MmmN 轴所受的扭矩；mmN II T 有相关资料查得： 6 . 0； MPa70 1 - ； 3 3 601 . 01 . 0 IIB dW。 所以 1 3 2626 47.27 951 . 0 )1055 . 2 6 . 0()1079. 1 ( MPa ca 所以所设计的轴符合强度要求。 无锡太湖学院学士学位论文 30 9 结论与展望结论与展望 无轴搅拌机传动系统的设计 31 通过这次毕业设计，集中、综合从不同的知识方位对以前所学知识进行了一次大的 回顾和训练，是一次四年积累的厚积薄发、一一展示，对我们以后的学习和工作将起到 积极而有深远的影响。 本次毕业设计的题目为无轴搅拌机传动部件的设计。首先对传统的几种常见的搅拌 机构进行分析、总结其工作原理及其存在的常见问题。了解目前对其存在的问题的常用 解决方案。熟悉“无轴”搅拌理念，掌握无轴搅拌机的工作原理，然后将其与传统的搅 拌机进行比较，分析其主要优点及可能存在的问题以及解决方案。通过分析我们知道了， 目前市场使用的搅拌机都存在着“包轴”的现象，虽然也出现如论文前所述的各种解决 方案，但由于其都有一根贯穿整个搅拌部件的轴存在，所以无论如何改进也无法完全消 除“包轴”现象。而新型开发的无轴搅拌机正是弥补了这一缺陷。真正做到了无“包轴”现 象。 其次，这次设计的重点是对其传动部件的设计计算，在设计过程中，在查阅资料的 同时，运用以前所学知识，对传动方案进行了不同