小型混泥土搅拌机设计【带图纸】

1、毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 摘 要 目前，混泥土搅拌机在国内外都有着飞速的发展，国际竞争力在不断提高。为了满足市场需求，完善产品系列，适应小型建筑施工和实验室工作的需求，设计了此混泥土搅拌机。本课题主要研究立轴式混泥土搅拌机的工作原理以及搅拌机搅拌系统方案设计。根据设计要求，对混泥土搅拌机的搅拌系统初步定型，并对搅拌系统的主要部件进行设计和计算。主要设计结论如下： （1）搅拌机的结构方案分析与总体设计本搅拌机的结构是由机架、搅拌装置、传动系统所主成。 机架是整个设备的支撑部分，由槽钢和钢管焊接而成。搅拌装置由搅拌筒、搅拌轴、搅拌铲片所主成，搅拌铲片固定在搅拌臂上，

2、并且与搅拌轴主成一体，搅拌铲与搅拌筒底间隙可微量调整。传动系统由电动机、减速器、带传动、链传动所组成。 （2）搅拌装置的设计搅拌装置是安装在轴套上的铲片式叶片，叶片随轴的旋转而转动，对筒内物料进行搅拌，是物料混合均匀，搅拌臂向上伸出，可起到搅拌上方物料的作用。 （3）传动系统的设计传动系统是由v带传动和链传动来传递运动的。电动机输出转速通过v带传动传递到减速器，减速器又通过链传动将转速传递给搅拌机的主轴，主轴带动轴套转动，从而使搅拌叶片旋转，来完成搅拌的工作。关键词：搅拌机；立轴；混泥土abstractat present, concrete mixer at home and abroad

3、have a rapid development, international competitiveness in the continuous high. in order to meet market demands, improving the product series, adapt to the small building construction and laboratory work demand, design the concrete mixer.this topic research vertical shaft type concrete mixer work pr

4、inciple and blender mixing system design. according to the requirements of the design of concrete mixer, the mixing system, and the preliminary finalize the design of the main parts by mixing system design and calculation. the main conclusions are as follows:(1)mixer with the overall structural desi

5、gn of program analysisthe structure is a rack mixer, mixing equipment, drive into the main. the support of the entire equipment rack is part of the channel steel and steel pipe welded. mixing device consists of the mixing tube, shaft, mixing shovel into a film by lord spatula piece fixed to the mixi

6、ng arm, and with the main shaft into one, spatula and mixing tube at the end of the gap can be micro-adjusted. transmission from the motor, gearbox, belt drive, chain drive of the composition. (2) mixing device design mixing device is installed in the sleeve piece on the shovel blade, blade rotation

7、 with the axis of rotation of the barrel for mixing the material, the material is mixed, stirring arm extended upward, may play a role in mixing the material above. (3) transmission system design transmission by v belt drive and chain drive to transfer movement. motor output speed to pass through th

8、e v-belt transmission to the gearbox, gearbox and chain drive to speed to pass through to the mixer spindle drive shaft rotation, so that the mixing blades rotating, stirring to complete the work.朗读显示对应的拉丁字符的拼音字典keywords mixer vertical axis concrete 目 录1 总体概述1 1.1毕业设计课题1 1.2 设计的总体要求1 1.3 设计大纲1 1.3.1

9、 设计原则1 1.3.2 原始数据1 1.4泥土搅拌机的概述12、设计的主要内容2 2.1搅拌装置的设计2 2.2传动装置的设计2 2.3机座与支架的设计3 2.4电器控制系统的设计33、主要机构具体结构设计及参数设计3 3.1搅拌装置的设计3 3.1.1搅拌桶的设计3 3.1.2搅拌叶片的设计4 3.2传动装置的设计6 3.2.1电动机的选择6 3.2.2电动机的选择8 3.2.3轴的设计计算15 3.2.4滚动轴承的选择及计算24 3.2.5键联接的选择及计算26 3.2.6减速器附件的选择27 3.2.7润滑与密封27 3.3机座与支架的设计27 3.4电器控制系统的设计284、参考文献

10、291 总体概述1.1 毕业设计课题 小型混泥土搅拌机1.2 设计的总体要求 满足使用要求 满足经济性要求 力求整机的布局紧凑合理 工业性要求简单而实用 满足有关的技术标准1.3 设计大纲1.3.1 设计原则 搅拌机技术条件应满足gb9142-2000混泥土搅拌机技术条件规范； 所用图纸的幅面应符合gb4457-2000中华人民共和国标准机械制图中的相关定。1.3.2 原始数据搅拌机类型：多功能搅拌机应用领域：固、液、干粉、饲料、肥料、混泥土、沙石、灰浆、泥灰、灰泥、沙浆、砂浆、膏体、粉末、水泥、泥浆动力类型：电动布局形式：立式作业方式：连续作业式型号：jy1-150搅拌方式：强制式搅拌搅拌鼓

11、形状：鼓筒型装置方式：移动式料桶容量：150（l）生产能力：120（l）转速范围：30（r/min） 1.4泥土搅拌机的概述 混泥土搅拌机种类繁多，混泥土搅拌机按作业方式分有循环作业式和连续作业式两种。循环作业式的供料、搅拌、卸料三道工序是按一定的时间间隔周期进行的，即按份拌制。由于拌制的各种物料都经过准确的称量，故搅拌质量好。目前大多采用此种类型的作业方式。连续作业式的上述三道工序是在一个较长的筒体内连续进行的。虽然其生产率较循环作业式高，但由于各料的配合比、搅拌时间难以控制，故搅拌质量差。目前使用较少。 混泥土搅拌机按搅拌方式分有自落式搅拌、强制式搅拌两种。自落式搅拌机就是把混合料放在一个

12、旋转的搅拌鼓内，随着搅拌鼓的旋转，鼓内的叶片把混合料提升到一定的高度，然后靠自重自由撒落下来。这样周而复始地进行，直至拌匀为止。这种搅拌机一般拌制塑性和半塑性混泥土。强制式搅拌机是搅拌鼓不动，而由鼓内旋转轴上均置的叶片强制搅拌。这种搅拌机拌制质量好，生产效率高；但动力消耗大，且叶片磨损快。一般适用于拌制干硬性混泥土。混泥土搅拌机按装置方式分有固定式和移动式两种。固定式搅拌机是安装在预先准备好的基础上，整机不能移动。它的体积大，生产效率高。多用于搅拌楼或搅拌站。移动式搅拌机本身有行驶车轮，且体积小，重量轻，故机动性能好。应用于中小型临时工程。混泥土搅拌机的出料方式分有为倾翻式和非倾翻式两种。倾翻

13、式靠搅拌鼓倾翻卸料，而非倾翻式靠搅拌鼓反转卸料。 混泥土搅拌机可按搅拌鼓的形状不同，有梨型、鼓筒型、双锥形、圆盘立轴式和圆槽卧轴式五种。前三种系自落式搅拌；后两种为强制式搅拌，目前国内较少使用。混泥土搅拌机按搅拌容量分有大型（出料容量10003000l）、中型（出料容量300500l）和小型（出料容50250l）。各搅拌机的分类。2 设计的主要内容2.1 搅拌装置的设计 搅拌装置是混泥土搅拌机的主要装置，主要起将物料搅拌搅拌均匀的作用，主要由搅拌轴、搅拌叶片和搅拌桶组成。2.2 传动装置的设计 传动装置主要起动力传输以及控制转速作用，主要由齿轮、皮带轮，轴、轴承等一系列零件组成。减速机与搅拌主

14、轴间采用鼓型齿联轴器联结，搅拌主轴采用高速端十字轴万向联轴器同步，使两轴作反向同步运转，达到强制搅拌效果，与传统的大小的链轮传动，大齿轮同步的结构相比，具有结构紧凑，传动平稳，遇非正常过载时能通过皮带打滑保护等特点。2.3 机座与支架的设计 机座与支架主要起固定支撑作用，使混泥土搅拌机能正常稳定的工作而不至于在搅拌的时候由于搅拌导致机器的晃动。2.4 电器控制系统的设计主要通过控制电机和传动装置来调节搅拌速度和精度。3 主要机构具体结构设计及参数设计3.1 搅拌装置的设计 搅拌装置包括：主要由搅拌轴、搅拌叶片和搅拌桶组成。具体结构如下图所示3.1.1 搅拌桶的设计设计要求 搅拌类型：强制式搅拌

15、 搅拌鼓形：为鼓桶型 鼓桶容量：150l 底端内径：d=600mm 底端外径：d1=620mm鼓桶大致设计结构图如下：图1鼓桶鼓桶强度计算：混泥土密度不固定，根据配料比例不同，密度会不一样，一般来说：轻质泡沫混泥土的密度小，密度等级一般为300-1800kg/m3。所以在鼓桶满载的情况下鼓桶中混泥土的重量为： m=v=18000.15=270kg则延鼓桶轴线作用于同底的作用力为： f=mg=2709.8=2646n鼓桶的壁厚=10mm， ，所以鼓桶为薄壁圆筒。所以鼓桶的横截面积为：a=d=3.1460010=18840mm2=1.8810-2m2所以鼓桶截面上的最大应力为： = =140445

16、.86n/m2鼓桶材料选取：q345鼓桶制作工艺：采用冲压工艺3.1.2 搅拌叶片的设计搅拌叶片是混泥土搅拌机实现其工作性能的关键，搅拌桶搅拌性能是通过搅拌叶片对拌合料连续不断的碰撞而实现的，因此搅拌叶片的设计直接影响搅拌机整体设计的成败。目前搅拌叶片的形式大致分为涡轮式、螺旋桨式、桨式三种。一般常用的形式为平直叶片涡轮式、倾斜叶片涡轮式、船用螺旋桨式、锚式、带式。叶片螺旋线母线：目前搅拌叶片普片采用直板螺旋面，其圆筒母线采用的线型是阿基米德螺旋线，锥筒叶片采用对数螺旋线接头处进行螺旋线的拟合。母线在绕轴线作匀速圆周运动的同时, 沿轴线方向作匀速或变速直线运动, 该母线的运动轨迹形成等螺距或变

17、螺距螺旋面。母线为直线形成直纹螺旋面母线为曲线形成非直纹螺旋面。轴线与螺旋面轴线重合的圆柱面或圆锥面同该螺旋面的交线分别称为圆柱螺线或圆锥螺线。螺线的切线和圆柱面或圆锥面的母线之间的夹角称为螺旋角, 用表示。斜面倾角和物料下滑角：性质一定的物料，在性质（主要是粗糙度）一定的倾角平板上，由于自身重力在斜面方向的分力刚够克服平板对物料的摩擦力和粘附力而开始下滑，这时平板的斜角叫做该种物料对于该种平板的下滑角，用表示。物料沿斜线下滑的条件是。图2混泥土下滑实验曲线斜面最大倾斜线s：斜面上物料的下滑方向，是沿着斜面的最大倾斜线s的方向，如图3所示,即斜面上对水平面h的最大倾斜线ac由图3 可知 （1）

18、图3斜面及最大倾斜线 （1）由（1）式得 又因为 故有 代入上式得： （2） （3）由（2）或（3）式可求出最大倾斜位置。代入数据，根据临界线图可得出圆住螺旋角为68o。3.2 传动装置的设计图4传动装置3.2.1 电动机的选择类型和结构的选择： 选择y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步立式电动机。功率的确定：1)工作机所需功率 vm=300.323.14/60=0.1413m/s pw=fwvw=3.00.1413=0.429kw2)电机至工作间总效率的确定： 取联轴器效率10.99；滚动轴承效率20.99；锥齿轮传动效率30.97圆柱齿轮传动效率40.98工作机效率w0.96；则总效率(1)2

19、(2)2(3)2(4)2w0.83。3)电动机所需功率pd：pdpw/0.517kw。4)电动机额定功率pm：因pmpd，故取pm550w，查机械设计、课程设计表177选择型号为y80m14的电动机，该电机额定功率pm550w，满载转速nm1390r/min。传动比的分配：1)总传动比：鼓桶转速nw=30r/min，则总传动比inm/mw46.33。2)确定一级圆锥齿轮传动比i1：i13.1。3)确定二级圆柱齿轮传动比i2：i22.0。4)确定三级圆锥齿轮传动比i3：i3=7.5。传动参数计算：1)各级传动轴的转速计算（r/min） 高速轴转速:n1=nm=1390r/min。 中间轴的转速：

20、n2=n1/i1=448.4r/min。低速轴转速：n3=n2/i2=224.2r/min。滚筒的转速：n4=n3/i3=30r/min。2)各轴输入功率计算(kw)高速轴的输入功率p1pm10.545kw。 中间轴的输入功率p2p1230.523kw。低速轴的输入功率p3p2240.507w。鼓筒锥齿轮的输入功率p4p3230.487kw。3)各轴的输入转矩(nmm) 高速轴的输入转矩t19550p1/n13.74105nmm。 中间轴的输入转矩t29550p2/n21.11106nmm。 低速轴的输入转矩t39550p3/n32.16106mm。 鼓筒的输入转矩t49550p4/n41.5

21、5107nmm。3.2.2 直齿圆锥齿轮设计 选材:所设计的小型混泥土搅拌机工作工作有轻微振动。经常满载、空载起动、不反转、单班制工作，运输带允许的速度误差为，小批量生产，使用期限10年。由课本表12.7选择小齿轮材料为40cr（调质）硬度为241hb286hb。大齿轮材料为45刚（调质），硬度为229hb286hb。齿面接触疲劳强度计算:齿数z:选取小齿轮齿数为z123，大齿轮齿数为z2z1i1233.171.3，取z271。 精度等级：估算vm3m/s，由表12.6可选8级精度。 使用寿命ka：由表12.9可选ka=1.0。 动载荷系数kv：由图12.9可选kv=1.17 齿间载荷分配系数

22、kh： 由表12.10，估计kaft/b100n/mm 当量齿数： 端面重合度： 齿向载荷分布系数k：由表12.20及注3，取k=1.9 载荷系数k：k=kakvkhk=11.171.321.9=2.93 转矩t1： 弹性系数ze:由表12.12，ze=189.8 节点区域系数zh:由图12.16，zh=2.5 接触疲劳极限：由图12.7c,=710mpa；=680mpa 接触最小安全系数：由表12.14，=1.05 接触寿命：由题意z1=z2=1.0 许用接触应力: 小轮大端分度圆直径d1:取 确定传动主要尺寸： 大端模数m： mm 由表12.3，取m=1.5 实际大端分度圆直径d: d1=

23、mz1=1.523=34.5mm d2=mz2=1.571=106.5mm 锥距r: 齿宽b: 齿根弯曲疲劳强度计算： 齿形系数yfa：由图12.30，yfa1=2.73 yfa2=2.15 应力修正系数ysa：由图12.31，ysa1=1.64 ysa2=2.07 重合度系数y: 齿间载荷分布系数kf: 由表12.10，kaft/b100n/m 载荷系数k: k=kakvkfk=1.351.171.471.9=4.41 弯曲疲劳极限：由图12.23c,=600mpa =570mpa 弯曲最小安全系数sflim：由表12.14，sflim=1.25 弯曲寿命系数yn:由题意yn1=yn2=1.

24、0 尺寸系数yx：由图12.25，yx=1.0 许用弯曲应力： 2) 斜齿圆柱齿轮设计 选定齿轮精度等级、材料及齿数 1)圆锥斜齿圆柱齿轮减速器是通用减速器，速度不高，故选用7级精度2)选择材料 根据课本表12.7选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度250hbs，小齿轮硬度为220hbs 选择小齿轮齿数为z1=23,大齿轮齿数z2z1i2=232=463)初选螺旋角14 按齿面接触强度设计 设计公式为1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数kt1.6 小齿轮转矩t21.11106nmm 选齿宽系数d1 由12.16选区域系数zh2.433 由图12.31查得a10.765，a20

25、.866，则aa1+a21.631 由表12.12查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa0.5 计算应力循环次数 n160n2jlh60448.41（1830010）6.457108 n2n1/i23.228107由图12.17c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600mpa，大齿轮的解除疲劳强度极限hlim2570mpa 由图12.18取接触疲劳寿命系数khn10.95khn20.98 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s1，得 h1khn1hlim1/s0.95600/1mpa570 mpa h2khn2hlim2/s0.98570/1mpa558.6 mp

26、a 则许用接触应力h（h1+h2）/2564.3 mpa2）计算 试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得 =62.7mm 计算圆周速度v vd1tn2/（601000）3.1462.7241.2/（601000）=0.79m/s 计算齿宽b级模数mnt bdd1t162.7mm62.7mm mntd1tcos/z162.7cos14/232.645mm h2.25mnt2.252.6455.95mm b/h62.7/5.9510.54 计算纵向重合度 ：0.318dz1tan0.318123tan141.824 计算载荷系数k 根据v0.79m/s，7级精度，由课本图12.9查得动载荷系数kv1

27、.06 由【4】表12.10查得齿间载荷分配系数khkf=1.4 由【4】表12.9查得使用系数ka1.25 由【4】表12.10查得齿向载荷分配系数kh1.42，由图12.31和b/h10.54查得kf1.34 载荷系数kkakvkhakh1.251.061.41.422.63 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1 d1t 74mm 计算模数mn mnd1cos/z174cos14/233.12mm，按齿根弯曲强度设计 设计公式为： 1）确定计算参数 计算载荷系数kkakvkfakf1.251.061.41.342.486 根据纵向重合度1.824，从图1028查得螺旋角影响系数

28、y0.88. 计算当量齿数 zv1z1/cos323/cos31425.18 zv2z2/cos392/cos31450.34 查取齿形系数 由【4】图12.21查得yfa12.6164，yfa22.18 由【4】图12.22查得应力校正系数ysa11.5909，ysa21.7 由【4】图12.23c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1440mpa大齿轮弯曲疲劳强度极限fe2425mpa 由【4】图1018取弯曲疲劳寿命系数kfn10.9kfn20.92 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数s1.4，得 f1khn1fe1/s0.9440/1.4282.86mpa f2khn2fe2/s0.9242

29、5/1.4279.3mpa 计算大小齿轮的yfaysa/f并加以比较 yfa1ysa1/f12.61641.5909/282.860.01472 yfa2ysa2/f12.181.7/279.30.01327小齿轮数值大设计计算 =2.19mm对比计算结构，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2.19，已可满足弯曲强度，圆整为标准值mn2.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得的分度原直径d174mm来计算应有的齿数。于是有z1d1cos/mn74cos14/2.528.72取z129，z2i2z1229584.2.4 几何尺寸计算（1

30、）计算中心距 a（z1+z2）m/（2cos）（29+58）2.5/（2cos14）112.1mm将中心距圆整为112mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos（z1+z2）mn/（2a）arccos（z1+z2）2.5/(2187)=141424（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1z1mn/cos292.5/cos14142474.8mm d2z2mn/cos582.5/cos141424149.6mm（4）计算齿轮宽度 bdd1174.8mm74.8 圆整后取b75mm（5）结构设计 小齿轮齿顶圆直径小于160mm，故，做成实心结构；大齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm

31、故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按4图1039荐用的结构尺寸设计，设计数值结果直接标注在大齿轮零件图上。大齿轮零件图见附图1。3) 鼓桶圆锥齿轮 选材:所设计的小型混泥土搅拌机工作工作有轻微振动。经常满载、空载起动、不反转、单班制工作，鼓桶允许的速度误差为 ，小批量生产，使用期限年。由课本表12.7选择小齿轮材料为40cr（调质）硬度为241hb286hb。大齿轮材料为45刚（调质），硬度为229hb286hb。齿面接触疲劳强度计算:齿数z:选取小齿轮齿数为z124，大齿轮齿数为z2z1i1247.571.3，取z2180。 精度等级：估算vm1m/s，由4表12.6可选9级精度。 使用寿

32、命ka：由4表12.9可选ka=1.0。 动载荷系数kv：由4图12.9可选kv=1.17 齿间载荷分配系数kh： 由4表12.10，估计kaft/b100n/mm 端面重合度： 齿向载荷分布系数k：由表12.20及注3，取k=1.9载荷系数k：k=kakvkhk=11.171.321.9=2.93 转矩t1： 弹性系数ze:由表12.12，ze=189.8节点区域系数zh:由图12.16，zh=2.5接触疲劳极限：由图12.7c,=710mpa =680mpa接触最小安全系数：由表12.14，=1.05接触寿命：由题意z1=z2=1.0许用接触应力: 小轮大端分度圆直径d1:取 确定传动主要

33、尺寸大端模数m： mm，由表12.3，取m=3.5实际大端分度圆直径d: d1=mz1=3.524=82mm d2=mz2=3.5180=630mm锥距r: 齿宽b: 4)整理圆锥齿轮：m1.5，z123，z271，d134.5mm，d2106.5mm，118272，b14mm斜齿圆柱齿轮：mn2.5，z129，z258，d175mm，d2150mm14，b75mm，中心距a112.5mm鼓桶圆锥齿轮：m7.5，z124，z2180，d182mm，d2630mm，112278，b16mm3.2.3 轴的设计计算1)输入轴设计 输入轴上的功率p1、转速n1、和转矩t1：p1=0.545kw,转速

34、n11930r/min，t1=9550p1/n1=3.74102nm 求作用在齿轮上的力： 已知小圆锥齿轮的分度圆直径为d1=34.5mm，则平均分度圆直径dmd1=（1-）=34.5(1-0.50.3)mm=29.3mm而ft=2t1/dm=23.74105/29.3=25529n 初步确定轴的最小直径：先初步估计轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。根据4表153，取ao112，得=14.77mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器的型号。 联轴器的计算转矩tcakat3，查表12.9，考虑到转矩变化很小，故选ka

35、1.3则：tcakat31.35.2510468250nmm 查gb/t42242002，选hl1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000nmm，半联轴器的孔径为d120mm，故选d1220mm，半联轴器长度l50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为38mm。轴的结构设计：（1）拟定轴的结构图5拟定轴的结构（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位，12断轴右端需制出一轴肩，故23段的直径d2327mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2327mm，由机械设计课程设计表157中初步取0基本游隙组，标准精度

36、级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为ddt30mm72mm20.75mm,d34=d56=30mm,而l3420.75mm，为了便于套筒可靠地压紧左端轴承，套筒需向轴承端伸出少许，也就是说3-4段应增长少短，故最终取l3420mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由表157查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，因此取d4537mm。 取安装齿轮出的轴段67的直径d6725mm ，为使套筒可靠得压紧轴承，56段应略短与轴承宽度，故取l5619mm。 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的间距为l30mm，故取l

37、2350mm。 锥齿轮轮毂宽度为67.27mm，为使套筒断面可靠地压紧齿轮取l6770mm。45段装定位套筒，套筒长度不固定，故取l4550mm认为比较合适。（3）轴上的周向定位 圆锥齿轮和半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d67由4表6-1查得平键截面键宽b键高h8mm7mm键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/k6；同样，联轴器与轴的连接选用平键为6mm6mm25mm，半连州其与轴的配合为h7/k6；滚动轴承与轴的周向定位是有过度配合来保证的，吃出选轴的尺寸公差为k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考4表15-2

38、，取轴端倒角为245。各轴肩处的圆角半径见图。按弯扭合成应力校核轴的强度： 根据上表中的数据句轴的单向选装，扭转求应力为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力2.65mpa 根据已选定的材料为45钢，调制处理，查表151的-160mpa。因此ca-1，故安全。精确校核轴的疲劳强度：（1）判断危险截面靠近齿轮滚动轴承的支反力作用点所在截面c所受弯矩最大，但应力不集中，且前面所计算得到的这段直径能满足力学要求，故不是危险截面，不必校核。而由图易知，截面5右端最靠近截面c，且截面5出有圆角，应力集中最严重。所以截面5右侧最危险。（2）截面5右侧抗弯截面系数 w0.1d30.13032700mm抗扭截面

39、系数 wt0.2d30.23035400mm截面5右侧弯矩m及弯曲应力 m（fnh22+ fnv2）0.5（l56-a） （28402+13.62）0.5（0.019-0.015）11360nmm其中a由机械设计课程设计表15-1查轴承30306得到。a15mm bm/w11360/27004.21mpa扭矩t152525nmm tt1/wt52525/54009.73mpa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表151查得b640mpa，-1275mpa -1155mpa截面上由于周建而形成的理论集中系数及按附表3-2插取。因r/d2.0/300.067，d/d37/301.233，经插值后查得

40、1.93，1.55又由4附图3-1可得材料敏感系数为qa0.82，q0.85故有效应力集中系数为: k1+q（a-1）1+0.82（1.93-1）1.76 k1+q（a-1）1+0.85（1.55-1）1.47由4附图3-2得尺寸系数0.85，0.87轴按磨削加工，有附图3-4的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，及q1则综合系数kk/+1/-11.76/0.85+1/0.92-12.16kk/+1/-11.47/0.87+1/0.92-11.78取碳钢特性系数为=0.1,=0.05于是，计算安全系数sca值，得s-1/（ka+m）275/（2.614.21+0.10）25s-1/（ka

41、+m）155/（1.479.73/2+0.059.73/2）20.96sca= ss/(s2+s2)0.5=2520.96/(252+20.962)0.5=16.06s1.5故安全。2)中间轴设计求中间轴上的功率p2、转速n2和转矩t2： p20.523kw n2448.4r/min，t21.11106nmm求作用在齿轮上的力： 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径d175mm,而 ft12t3/d121.11106/752960n fr1=ft1tan/cos=4011tan20/cos1414241506n fa1ft1tan4011tan201460n 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 dm2d2（

42、1-0.5）106.5（1-0.50.33）90.525mm而 ft22t2/dm21302n fr2ft2tancos1=150n fa2=ft2tansin1450n 圆周力ft1、ft2，径向力fr1、fr2，轴向力fa1、fa2的方向及轴的弯矩和扭矩图如图6所示图6初步确定轴的最小直径： 先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40cr，调质处理。取ao105，得 26.32mm，中间轴最小的直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56。轴的结构设计:（1）拟定轴的结构如图所示（见图7）图7（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d1

43、2d5626.32mm，根据机械设计课程设计表15-7初步选取0基本游隙组，标准精度及的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为ddt30mm72mm20.75mm，d12d5630mm 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由，机械设计课程设计表15-7查30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm应查取套筒的直径为37mm。 取安装齿轮的轴段d23d4535mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，由课本图10-39可知，锥齿轮轮毂长为l（11.2）d23（11.2）353542mm，取平均值l38.5mm。但为了是套筒端面可靠地压紧轮毂端面，此轴段应略短于轮毂长，故去l2335mm，齿轮的右端采用轴

44、肩定位，轴肩高度h0.007d，故取h4mm，则轴环出的直径为d3443mm 已知圆柱斜齿轮齿宽b180mm；为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于圆柱齿轮轮毂长，故取l4576mm 取轴肩宽l3412mm，初选左右两套筒分别长为35. 75mm和30.25mm，则可确定l1260mm，l5655mm，轴总长为238mm。（3）轴上的周向定位 圆锥齿轮和圆柱斜齿轮的周向定位采用平键连接，按d23d4535mm由4表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为25mm，50mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选初论轮毂与轴的配合h7/m6；滚动轴承与轴的定位是

45、由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6mm.(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245按弯扭合成应力校核轴的强度： 根据上表中的数据及中轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，区0.6，轴的计算应力60mpa前面已经选定轴的材料为40cr（调质），有课本表15-1查得-170mpa，ca-1，故安全。精确校核中欧疲劳强度（1）判断危险截面 由弯矩图知，截面c处弯矩最大，但前面已经校核过截面c所在轴段的强度，完全满足设计要求，故不是最危险截面。由轴零件图易知，截面5右端轴段直径d56较d45小，且截面5处存在圆角，会引起应力集中，故截面5右侧最危险。（2）截面5右侧 抗弯截面系数w0

46、.1d5632700mm 抗扭截面系数wt0.2d5635400mm 截面5的右侧弯矩及弯曲应力分别为 其中，a由机械设计课程设计表15-1查滚动轴承30306得到。a15mmbm/w=123620/2700mpa=45.8mpa 扭矩及扭转切应力分别为t2150000nmm tt2/wt150000/5400mpa27.8mpa 轴材料为40cr，调制处理，有表15-1查得b735mpa，-1355mpa， -1200mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按4附表3-2查取，因r/d2.0/300.067，d/d35/301.167，经插值后查得1.90，1.47又由4附图3-1得轴

47、的材料铭感系数为q0.82，q0.85。故有效应力集中系数为： k1+q（-1）1.74 k1+q（-1）1.40由机械设计附图3-2得尺寸系数0.85，由附图3-3得扭转尺寸系数0.87轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为0.92。轴未经表面强化处理，及q1，得综合系数为 kk/+1/-11.74/0.85+1/0.92-12.13 kk/+1/-11.40/0.87+1/0.92-11.70取合金钢的特性系数0.1，0.05计算安全系数sca值，得 s-1/（ka+m）355/（2.1345.8+0.10）=3.64 s-1/（k+m）=200/(1.7027.8/2+0.0527.

48、8/2)=8.22 sca= ss/(s2+s2)0.53.648.22/(3.642+8.222)0.5=3.33s=1.5故可知安全。3)低速轴的设计求输出轴上的功率p3、转速n3、和转矩t3：p30.507kw，n3224.2r/min，t32.16106mm求作用在齿轮上的力:已知圆柱斜齿轮的分度圆直径d2150mm，则 ft2t3/d222.16106/15028800n frfttan/cos3904tan20/cos1414241466n fa=fttan=3904tan141424=991n圆周力ft、径向力fr、轴向力fa及轴的弯矩图如图8所示图8初步估算轴的最小直径: 选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取ao112，得34.14mm， ，输出轴的最小直径为安装。轴的结构设计:（1）拟定轴的结构如图所示（见图9）图9（2）根据轴向的定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2362mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径d65mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为l184mm，为了帮助轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比l1略短一些，现取l1282mm。初步