机械设计课程设计说明书混凝土立式搅拌机设计

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1、湖南大学课程设计说明书 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： 指导老师签名： 20 年 月 日目 录第一章 设计任务书3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第一章 设计任务书1、设计题目混凝土立式搅拌机。2、搅拌机

2、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。3、已知条件：（1） 使用期限8年，每年按300天计算，每天工作10小时；（2） 载荷变动中等；（3） 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和一级带传动。6、设计任务（1） 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:）（2） 零件工作图三张（低速级大齿轮，低速轴，箱体）（3） 设计计算说明书一份7、 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

3、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Y160M28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/ Pw=FV/1000 所以 Pd=FV/1000由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 =1·2·3·4·5· 式中：1、2、3、4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092齿轮传动的

4、轴承深沟球轴承099齿轮传动7级精度的一般齿轮传动096联轴器刚性联轴器099=092×0993×0962×0990.8145所以 Pw=Tnw/9550 =1115×319550kW=3.619kW Pd=Pw/=3.619/0.8145=4.4432kW3、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=24,单级齿轮传动比i2=26,则合理总传动比的范围为i=624，故电动机转速可选范围为 nd=i·nw=(624)×31 r/min nd=（186744）r/min综合考虑

5、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Y160M28，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。第3章 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。第四章 计算传动装置的运动和动力参数1.电动机轴：P0 = Pd =5.5kWn0 = nm =720 r/minT0 = 9550×()=72.95 N·m2.高速轴：P1 =

6、P01 = 5.06 kWn1 = = 240 r/minT1 = 9550×()=201.342 N·m3.中间轴：P2 = P123 =4.809 kWn2 = = 80 r/minT2 = 9550×()=574.0663 N·m4.低速轴：P3 = P223 = 4.571 kWn3 = =31.00775 r/minT3 = 9550×()=1407.629 N·m5.输出轴：P4 = P334 = 4.5248 kWn4 = = 31.00775 r/minT4 = 9550×()= 1393.5527 N

7、83;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联轴器效率(0.99），即P= 0.99P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效率输入输出输入输出电动机轴5.572.9572030.921轴5.065.009201.34272.220524030.992轴4.8094.761574.0663568.3256802.580.963轴4.5714.5251407.6291393.55331.00810.99输出轴4.5251379.61731.008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、8-7查得KA=1.1 得 Pc=KA·P=11×5.56.05 kW2、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=150mm>dmin=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

9、误差率为（252240）/252×100%=4.76%，在±5%以内为允许值。4、验算带速V V=dd1 n160×10005.2752m/s带速在525 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)a02(dd1+ dd2)即 0.7×（140+400)mma02×（140+400)mm 378 mma01080mm取a0=594mm L0=2 a0+/2(dd1+ dd2)+（dd1- dd2）2/ 4a0 =2×594/2×（140+420)（420-140

10、）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 aa0+（LdL0）/2 =594+(20002100.6426)/2 =543.6787mm6、校验小带轮包角1由式8.17得 1=180°（dd2dd1）×57.3°/a =180°（400140) ×57.3°543.6787 =150.49°120°7、确定V带根数由式8.18得 ZPc/P0= Pc/(P0+P0)KKL根据dd1=140mm，n1=720r/min，查表8-4a根据内

11、插法可得： P0=1.29 kw由式8-4b得功率增量P0P0=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K=0.92得Pr=(Po+P0) KL×K=(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(2.5K)/Zv K+qv2=199.746N由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为 FQ=

12、2Z F0sin1/2=1931.5912N9、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。第六章 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，

13、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bb=d×d1t=1.09496d.计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 h=2.25mt=7.7799mmb/h=11.0523（5）计算载

14、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KH=1.427由b/h=11.0523,KH=1.427由图10-13得KF=1.38故载荷系数K=KAKVKHKH=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KK=KAKVKFKF=1.449

15、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m32KT1dZ12YSaYFaF=2.3987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

16、，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/Kw5.00944.76091传递扭矩72.2205568.3256转速240808031.00775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/mm2.53齿数Z3510538103齿宽系数0

17、.70.2331.0530.369中心距a/mm 175211.5齿数比u32.7098重合度1.77221.77957分度圆直径d/mm87.5262.5114309齿根圆直径81.25256.25106.5301.5齿顶圆直径92.5267.5120315齿顶高2.52.533齿根高3.1253.1253.753.75齿顶高系数1顶隙系数0.25压力角20齿距累计公差0.050620.081090.056510.08721齿圈径向跳动公差0.038830.052260.042130.05565齿距极限偏差0.015550.01710.016300.01786齿向公差0.016080.006

18、30.019990.0063中心距极限偏差0.03113接触强度极限应力600550600550弯曲疲劳强度极限应力500380500380载荷类型静载荷使用系数1.351.35齿向载荷分布系数11应力校正系数1.581.7541.6251.771动载荷系数1.051.04齿间载荷分布系数11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

19、将这三轴的最小轴径定为40mm, 50mm和60mm。2、联轴器的选择联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用凸缘联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下:减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GY8联轴器Y60×107J160×107 58432003。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

20、器处 d=60mm，可取键宽 b=18，键高 h=11。取 L=90mm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p=2T×1000/dkl=2×1407.629×1000/72×5.5×60 =118.4873Mpa>p(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）低速轴齿轮上键的选择和计算轴径d=74mm 高h=12 取L=80。键的工作长度l=L-b=60 接触高度k

21、=0.5h=6 校核其强度p=2T×1000/kdl=2×1407.629×1000/6×60×74 =105.68Mpa<p(120Mpa)故选择 GB/T 1096 键 20×12×604、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

22、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)（2） 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)。（3） 校核轴承寿命：轴承寿命 Lh=1595125

23、 (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d1-2=60mm为了满足联轴器的要求的轴向定位要求,轴 1-2 段右端需要制出一轴肩,故取直径 d 2-3=65mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=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 1-2 段的长度应比L 1略短一些，现取L 1=90mm。因轴只受到径向力和圆周力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d-=65mm , 在 机 械 设 计 手 册 中 初 步 选 取 6213 型 轴 承。（1） 由半联轴器取L1-2=107mm。（2） 根据

24、箱体和端盖因为L-要长于故端盖面，L2-3取78mm。（3） 取L3-4=113mm，L4-5=12mm。（4） 为了使齿轮可靠的压紧盖面与套筒故L6-7取113。（5） L8-9=26 mm。（6） 根据箱体取L10-11为23mm。（7） 倒角取1mm。第8章 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=1393.55NmM因为扭转应力为静应力 根据截面查表得 W=，W1=113755.6mm

25、，由参考文献1P192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=9.96S8.69S=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150.025a+3 ³8箱盖壁厚1150.02a+3 ³8凸缘厚度箱座b321.5箱盖b1201.51地

26、脚螺钉型号dfM80.036a+12数目n4箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M10（0.5-0.6）df轴承盖螺钉直径d35（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d45（0.3-0.4）df定位销直径d10（0.7-0.8）d2df至外箱壁距离C355轴承端盖外径D2160 170注释：a取低速级中心距，a211.5mm2、附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖70×70为检查传

27、动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M12×1减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M5）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中

28、装有密封装置。材料为HT200定位销M10×50为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器长型油标检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型 油塞M5×1换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M5

29、5;21为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。3、机体内零件的润滑、密封、散热 因其传动件速度小于 12m/s，故采用浸油润油。为保证机盖与机座连接处密 封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为要高。 4、机体结构及工艺性 铸件壁厚为 15mm，圆角半径为 R=5mm。机体外型美观，结构简单，加工方便， 具有良好的加工工艺性。 第十章 润滑及密封设计 因为此二级圆柱齿轮减速器是闭式，转速较低的减速器（v1

30、2m/s），所以采用浸油润滑。润滑有的选择要考虑其润滑的效果，达到理想的润滑效果。 这里润滑油选用GB443-1989 中的 68 号工业齿轮润滑油，代号为 L-AN68，装至规定高度。 润滑油的高度也要特备注意，不能太多，也不能太少，以适度为宜，具体要求按设计手册为准，这里我们去设计的高度为 H=30mm h1=8.75mm，所以油的最低深度为 H+ h 1=30+8.75=38.75mm，最高深度在最低深度上加 510mm。 润滑的方式跟箱体的设计有关。机座上两边的轴承润滑是利用高速运转的齿轮带起箱体中的润滑油，通过机盖特殊的回油槽结构，再通过机座上的油槽来引导油进入轴承，进行润滑。中间的

31、支撑部分中的轴承是通过特制的刮油板，通过导油槽进行润滑。 密封是为了保证机盖与机座联接处密封联接，另外端盖和轴的联接出必须保证密封，以此来防止漏油。所有在轴和端盖中间采用加密封圈的方式来密封。而在放油螺栓处则利用螺纹来密封，因此，此处的螺纹为细牙螺纹。为了保证好的密封性，其结合面应加工精度高，同时还可采用加其辅助密封的物品来保证很好的密封性。 第十一章 小结此次混泥土立式搅拌机的设计，经过三个星期的努力,我终于将机械设计课程设做完了。在作业完成的过程中,虽然有遇到了很多难, 遇到计算数据不准确的问题，不懂书,但是在老师的指导下和同学的帮助下,我还是把问题解决了。对机械设计基础课本的知识有了更进

32、一步的了解，对复习也有了一定的帮助。虽然完成作业的时间是比较长, 复杂,但我的收获还是很大的。课程设计结束后我体会很多，当一名机械设计师真是不容易。首先要有很好的知识，还要有一些耐心。这次我们又积累了不少经验，对本课程应该掌握的知识点进行了梳理优化，不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械设计手册有了更进一步的掌握。我相信在以后的机械设计和课程设计能够更快的完成，学到更多的的知识。第十二章 谢辞 本次课程设计能顺利的完成，要感谢杨文敏老师对我们的细心指导，为此衷 心的感谢杨老师在我课程设计过程中给我的帮助。 第十三章 参考文献 1吴宗泽 罗圣国 机械设计课程设计手册M 第 3 版 高等教育出版社 2濮良贵 纪名刚 机械设计M 第八版 北京：高等教育出版社.2010 3吴宗泽 机械零件设计手册M 北京：机械工业出版社.20044软件版机械零件设计手册V3.0 机械工业出版 23