毕业论文终稿-双轴搅拌机的设计[购买赠送配套CAD图纸 论文答辩优秀]

需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑本 科 毕 业 论 文 （ 设 计 ）双轴搅拌机的设计院 （ 系 、 部 ） 名 称 ： 专 业 名 称 ： 学 生 姓 名 ： 学 生 学 号 ： 指 导 教 师 ： 2016 年 5 月 20 日河北科技师范学院教务处制摘 要I摘 要双轴搅拌机为螺旋式搅拌机，它的搅拌部件是两根形状对称的同步螺旋转子，两根螺旋轴在旋转时速度同步、方向相反。双轴搅拌机的主要部件包括:底架、搅拌槽体、两根搅拌轴、搅拌刀片、前后支承体、齿轮、联轴器、减速机、离合器、传动三角带、电动机、水管和盖板等。本次设计主要针对双轴搅拌机进行设计。首先，通过对双轴搅拌机结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了总体结构方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过 AutoCAD 制图软件绘制了双轴搅拌机装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD 制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词:搅拌机，混凝土，齿轮，电机摘 要IIAbstractThe double shaft mixer is a spiral type mixer, and the mixing component is a two shape symmetrical synchronous spiral rotor. Biaxial mixer main parts include: chassis, mixing tank, two stirring shaft, a stirring blade, the front and the rear supporting body, gears, couplings, speed reducer, clutch, transmission triangle belt, a motor, a water pipe and a cover plate. This design mainly aims at the double axle mixer to carry on the design. First of all, based on the structure and the principle of biaxial mixer analysis, this analysis is proposed based on the overall structure of the program; then, the main technical parameters were calculated to select; then, of the main parts were designed and checked. Finally, through the AutoCAD drawing software drawn biaxial mixer assembly and major parts of the map. Through the design, the consolidation of the University of the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerance and interchangeability theories, mechanical drawing; master the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software, for the future work in life is of great significance. Key words: mixer, concrete, gear, motor目 录III目 录摘 要 .IAbstract.II1 绪论 .11.1 研究背景与意义.11.2 双轴搅拌机结构及工作原理.11.2.1 结构特点.11.2.2 工作原理.21.3 国内外研究及发展现状.22 总体方案设计 .42.1 设计要求.42.2 方案选定.42.2.1 传动机构方案.42.2.2 轴与叶片安装方案.42.2.3 密封装置方案.52.2.4 外壳形式方案.52.3 最终方案及原理.53 整机参数选定与计算 .73.1 整机参数选定.73.2 主轴转速 计算 .7n3.3 主轴直径 d 计算.73.4 物料轴向运动速度 计算 .7kV3.5 功率计算.84 主要零部件设计 .104.1 电动机的选择.104.1.1 选择电动机类型.104.1.2 选择电动机容量.104.1.3 选择电动机转速.104.2 传动参数计算.104.2.1 传动比.104.2.2 各轴的转速.11目 录IV4.2.3 各轴的输入功率.114.2.4 各轴的输入转矩.114.3 V 带传动的设计.114.3.1 V 带的基本参数.114.3.2 带轮结构的设计.134.4 齿轮传动设计.144.4.1 减速器低速级齿轮设计.144.4.2 减速器高速级齿轮设计.174.4.3 双轴同步齿轮设计.174.5 减速器轴及轴上零件的设计.184.5.1 轴 1 的设计.184.5.2 轴 2 的设计.204.5.3 轴 3 的设计.214.6 筒体和搅拌轴的设计.224.6.1 筒体.224.6.2 搅拌轴.22结论 .23参考文献 .24致谢 .25目 录8目 录9目 录10目 录11河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）11 绪论1.1 研究背景与意义随着工业化发展的日益加剧，国内外搅拌设备的发展也异常激烈。以前人们都用人工搅拌，现在发展为机械搅拌或磁力搅拌。由于每一种搅拌器都不是万能的，只有在某一特定的应用范围内才是高效的。因此人们在不断的探索和研究，希望开发出更高效的搅拌设备，以便于能够更好的提高产品的质量，降低设备能耗和生产成本。近年来，各国学者采用各种理论和方法对搅拌设备进行了深入的探讨和研究，并取得了卓越的成就，并不断把新的技术应用实际。比如，世界著名的美国莱宁（LIGHTNIN）公司新研制出了新型轴向流搅拌叶轮 A310 叶轮，这是一种新型高节能、低造价且易于大型化的轴向流叶轮，A310 叶轮的叶片由钢板按一定规律弯曲制成，不必使用铣或精密浇铸等成型工艺。且三枚叶片用螺栓固定在轮毂上，易于装配出较大型叶轮。尺寸较小的 A310 叶轮也有铸造成型的。当用于固液悬浮操作时，达到同样悬浮效果。A310叶轮比传统上使用的 45°折叶蜗轮要节能 50%。又如，近些年日本开发出数种在很宽的粘度范围均能进行高效混合的搅拌叶轮，且叶轮结构相当简单，还不需要复杂的传动机构。其粘度适用范围为 1100000m 。与此同时，欧洲和日本又相继开发了很多种卧式搅拌设备，这些设备大多是用于高粘度物质的反应设备。如瑞士 LIST 公司开发的卧式单轴自清洁型搅拌设备和日本住友重机公司开发的全相型自清洁卧式双轴搅拌设备。这些搅拌设备都是一种全相型，它们对粘性液体和粉体都能够高效的进行混合。更有特点的是美国 ROSS 公司开发的真空乳化釜搅拌器，它是目前搅拌设备中机电一体化程度最高的搅拌设备之一，全自动的真空乳化釜已经能在无人操作条件下，自动准确的履行原料的计量、加热、溶解、乳化及冷却等制造工艺中的温度控制、搅拌机变速、真空吸收、脱气等全部操作。并能使冷却过程按一定的冷却曲线进行，以正确的重现冷却速度过程。这比传统的搅拌设备技术先进的多，是一种多功能高智能化的生产搅拌设备。但是，这种技术在世界范围内应用的较少。由此可以看出，国外搅拌混合技术水平在搅拌设备日益更新的前提下不断提高。混合技术的发展不断推动工业化脚步迅猛向前1。1.2 双轴搅拌机结构及工作原理1.2.1 结构特点双轴搅拌机的主要部件包括:底架、搅拌槽体、两根搅拌轴、搅拌刀片、前后支承体、齿轮、联轴器、减速机、离合器、传动三角带、电动机、水管和盖板等。双轴搅拌机的搅拌槽体为结构件，外加盖板，密封性较好，在搅拌机搅拌各种粉状物料时，可避免物料粉尘外漏和飞扬的问题。双轴搅拌机的搅拌轴是重要的部件，两根搅拌轴河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）2的旋转方向相反，都具有轴承座、轴承套、轴承盖、护轴套、搅拌刀片和保持同步相反运动的齿轮。双轴搅拌机的搅拌轴在运行过程中受到的磨损较为严重，在轴上安装耐磨材料护套来保证搅拌轴的使用寿命。1.2.2 工作原理当定量的生料粉由下料口流入搅拌槽中，经若干个具有一定压力的水（20kp）雾化洒向生料粉，由定性长度的轴经搅拌均匀后，形成大小不等松散的球核，将整个搅拌机的搅拌时间分为三个区域，即雾化区、搅拌区、卸料区。这样使料粉在充分湿润又松散的状况下完成它的工作后，迅速地转入下道工序。1.3 国内外研究及发展现状20 世纪 90 年代末，四川西昌锌业公司在中浸工段使用了一台美国莱宁公司的搅拌机，浸出槽容积 50m，配备电机功率 715kW，取代了原国产 1815k 搅拌机。经过试用，该机性能优越。此后，美国莱宁搅拌机在国内许多工厂得到应用，均获得一致好评。进口高效节能搅拌机得到了充分的肯定，其优越的运行性能及节能性能为有目共睹。然而，其市场普及应用速度远不如想像的快，国内低效能搅拌机仍然占据主要地位。究其原因，其实很简单:进口高效搅拌机价格不菲，大量使用令生产厂家不堪承受。同时，国内许多厂家并不期望长的使用效果，更主关心尽可能小的投资及短期的经济效益。另外，过高的价格大大削弱了高效搅拌机的节能性能。国内厂家迫切需要一种新型的搅拌机，它具有与进口高效搅拌机相同或接近的运行性能及节能性能，同时具有与常规搅拌机竞争的市场价格。浙江恒丰泰减速机制造有限公司是一家颇具实力的国内减速机及搅拌机制造公司在向市场推销其产品时，他们看到了国外先进的搅拌机，也意识到了与别人的差距，立志开发高效节能型搅拌机，与国外企业竞争。昆明有色冶金设计研究院长期从事有色冶金工厂的设计工作，对冶炼工艺及搅拌机有着丰富的技术资源及实践经验，可与恒丰泰一起进行高效节能搅拌机的开发。罗平锌电股份有限公司长期进行电锌生产，河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）3有着丰富的经验，他们在 2002 年使用了 5 台美国莱宁公司的高效节能搅拌机，对高效节能搅拌机体会颇深，希望看到国产高效节能且价格便宜的搅拌机投入使用。上述 3家单位决定共同开发新型高效节能搅拌机，由恒丰泰公司进行投资试制，昆明院提供技术支持，罗平锌电提供试验槽及样机测试并提供运行报告，对样机提出修改意见等。2002 年初，恒丰泰生产的第一台高效节能搅拌机抵达罗平，安装在 50m 搅拌槽上，取代原 1815kW 搅拌机。经过一段时间的试运行，其运行性能良好，搅拌性能基本达到设计要求。然而，这台机器离大家的期望值尚远。主要缺点是:机体大而高，外形与原用的摆线针轮式搅拌机相差不大，与相邻的莱宁搅拌机更是不堪一比;搅拌效果不如原来使用的好，与莱宁机也有一定的差距。虽然电机功率达到国外先进水平，但此机尚不能称为成功。在第一台样机的基础上，三方提出了各自的看法及改进意见，经过充分讨论及技术分析，产生了一个综合的改进方案:减速机部分重新设计，采用体积小、性能优越的 LFY 型减速机，使搅拌机外观小巧，提高转速增加搅拌强度;搅拌浆叶进行改进，提高搅拌性能。2002 年 9 月，恒丰泰公司制造的第一台 LFY 型硬齿面减速机式搅拌机配备该公司研制的高效 GBT 螺旋搅拌器抵达罗平安装在另一台 50m 浸了槽上，配备电机功率为 715kW，取代原 1815kW 搅拌机。经过试运行，该机的各项性能均达到设计要求。经过几个月的生产使用，罗平锌电公司对该机作出运行使用报告，确认其具有运行(平稳、噪声小其附近操作人员无明显噪声)感觉、搅拌性能优越的特点。该机的整体性能已基本达到进口机的水平。罗平锌电公司随后向恒丰泰公司订购了一批LFY 型搅拌机。在取得成功后，恒丰泰公司再接再厉，进一步对样机进行了局部的改进，使该机更为小巧美观。在产品推向市场的过程中，该机受到使用厂家的重视，许多厂家纷纷订购，表示出今后购买的意向。目前，该机已在国内十几个厂家使用。20 世纪 90 年代以后，世界先进的搅拌机制造公司陆续亮相中国，美国、德国、法国、芬兰等国际知名的搅拌机制造公司，逐渐被国人所了解。它们的产品美观精致、噪声小、经久耐用，更为令人惊叹的是，这些机器异乎寻常地节能。以 50m 搅拌槽为例，国内普遍生产使用的搅拌机配备的电动机功率为 181522kW，而美国莱宁公司配备的电机只需 71511kW。再如 100m 净化槽，国内产品配备 3745kW 的电动机，美国莱宁公司只配备 22kW 的电机。以德国 IKA 公司及瑞士 KIEMATICAAG 公司为代表的欧洲各国，在搅拌、分散、混合的技术领域，创新与发展走在了世界的前列。从流体力学的角度分析流动混合特性，可将欧洲搅拌机分为二类。一类是以改善宏观循环状态为目的，在搅拌机上装有抽气罩壳。另一类是以流体内部的局部区域产生剪切流为目的的高剪切搅拌机。河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）42 总体方案设计2.1 设计要求设计建筑用双轴搅拌机。2.2 方案选定2.2.1 传动机构方案传动装置是双轴搅拌机工作过程中的关键。设计的传动路线为电机 皮带 减速机 联轴器 齿轮传动装置 搅拌轴。 2.2.2 轴与叶片安装方案在轴的搅拌进口端焊接两螺旋叶片使粉料不断向前输送，减少槽体端部密封处的积料。这样有利于防止打坏叶片、折断轴。在搅拌轴上正确安装带有刀片的叶片，调整好了角度后，再将叶片安装在钻有莫氏锥度孔的轴上，如图 2-1 所示。叶片在双轴上三个部位的安装角度是各不相同，叶片安装角度一般选用 =20 度左右，双轴搅拌机叶片角度必须要与粘土可塑性相适应。图2-1 搅拌机工作简其中每个叶片焊牢在叶片杆上，然后按照要求调整角度焊接在方垫片上。经过这样的处理后，叶片在推动物料时就不会出现角度混乱，另外把搅拌轴头的轴肩 R 适当调大，减小应力，防止应力集中，如图 2-2 所示。图 2-2 叶片安装图河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）52.2.3 密封装置方案对密封装置的要求相当高，可采用双道压盖填料密封装置，填料采用橡胶石墨石棉盘根，两边采用压盖压紧，内压盖、外压盖和密封盖固定采用沉头螺栓紧固，见图2-3。图2-3 密封装置1 密封圈；2 压板1；3 密封盖；4 端面板；5 垫板；6 轴套2.2.4 外壳形式方案传统的 U 型槽底容易出现搅拌死角，从而导致两轴负载过大以致断裂。另外他们将两端墙板焊死在机壳上，这样就使得在轴或叶片受损维修时很不方便，工作量也相当大。将双轴搅拌机槽底做成欧米嘎型（）,以防止搅拌死角。机槽两端墙板不是焊死在机壳上，而是通过螺栓与机壳联结，这样做的目的是为了在维修时便于将损坏的轴吊起，省去拆叶片麻烦，检修空间增大，工作量减小，还可缩小两端轴孔直径，便于密封防漏，如图 2-4 所示。图 2-4 搅拌槽壳体2.3 最终方案及原理根据上述选定的各分总成方案，最终得到如下图 2-5 所示双轴搅拌机方案。其原理为：双轴搅拌机由两根搅拌轴，轴上按螺旋推进方向安装搅拌叶及搅拌槽组成的搅拌系统，为使原料达到成型的需要，在搅拌机入料端稍后处的上部，设有加水装置，使得物料形成较大的球状块料旋转时两轴的方向由内向外，将物料搅起，靠搅拌叶旋河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）6转时的推力(搅拌叶与搅拌轴轴线夹角为 10-20 度)形成物料流，螺旋向前推进，最后物料经漏料箱进入承接皮带，进入到下台处理设备中。图 2-5 双轴搅拌机结构示意1 轴承座； 2 出料口； 3 搅拌叶； 4 搅拌轴；5 搅拌槽；6 齿轮座；7 联轴器；8 减速器；9 三角带轮；10 驱动电动机河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）73 整机参数选定与计算3.1 整机参数选定本次设计参照如下整机参数进行：表 3-1 双轴搅拌机技术性能型 号 2J5.5搅拌叶片回转直径 D (mm) 550进出料口中心距 L (mm) 3000两轴中心距 a (mm) 360生产能力 Q (t/h) 30功率 P (kW) 223.2 主轴转速 计算n ）（总 90/1·cos)in2/1(·)sin4(·2.94 BD905co15i/（ 83.6.87.0.30.30 n = 35.8 m)(r取 n = 40 in/3.3 主轴直径 d 计算此时， 实 际Q ）（ 90/1·cos)in2/1(·)sin4(·2.94 BD 5i.0475.302.150实 际 9/co)si/1（ = 33.6 实 际 (ht又 ·)·46022kVd实 际 76.14.05.(.3 d = 0.18 )m但是考虑到实际工作时有可能两轴上的叶片会相互干扰，所以将轴径适当的缩小，在保证强度足够的情况下，取 d = 0.16 m 。河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）83.4 物料轴向运动速度 计算kV物料既有轴向位移，也有圆周方向的位移，其主要表现形式为轴向位移，其圆周位移的轨迹近似于一段螺旋线，是搅拌机中物料实际运动的形式，如图 3.1 所示。图 3.1 物料受力图螺旋系数 )tan(·1 )3015tan(·179.znbVk·si·4.620794si50. min)/(式中 - 物料运动速度，m/min；- 叶片平均宽度，b =0.15m；- 叶片安装角度，15°；- 搅拌轴转速，r/min；n- 螺旋系数 0.79；-旁侧阻力系数， =0.5625；11 1 个螺距内叶片片数，z =4 片。3.5 功率计算如下图 2.2 所示，单片叶片推动物料前进的轴向推力 等于 。叶片对物料的kF1k周向推力 ，反作用力 = ，得 。sFsF)tan(·ks如图 2.2 中，叶片前方的料柱体积是 ，料柱同机槽槽壁的摩擦力:Rbco2·co·Rbk式中 是旁侧阻力影响系数，取 ， 、 、 皆为定值，摩擦系数2 5.12s。tan从图 3.2 中可知， 作用在叶片上有 = ， = ，摩擦力kF1kFs= ·（ + ） ， 是滑动摩擦系数， 是止推轴承摩擦系数。1sFk1f21f 2f由 + =t可得叶片周向力：河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）92sF1s1sF2tan·)tan(·kkF由 可以计算出单片叶片消耗的功率 P： 单 片P02·95Rns式中 - 单片叶片消耗的功率，KW；单 片- 叶片的周向力；2sF- 叶片上单片物料重心与搅拌轴中心的距离，m， 。0RR650图 3.2 叶片受力已知 =8， =20， =12， =25°， =15°， =20°，R=0.275 1z23z123m，=tan，b=0.15m， s=0.15×4=0.6m，=1.2 t/ , ， =1.5。3 57.0tant2 1kF1·cos·Rb 8.9105.7.0216.75.0cos. 3.28）（ Nk 2 .1.4）（3k3·cos·b 8.9105.7.0216.75.0cos5.07.26）（2sF2tan)tan(11kkF 3tan.8)32tan(.82）（ Ns ·2 240154 9）（2st)ta(33kk 0ta7.6)ta(7.64.50）（ N 1单 片P02·9RnFs 50.21438.）（ kW河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）102单 片P0·95RnFs 950.2164.3130.）（ kW3单 片0·s . 4.）（ 321·单 片单 片单 片总 Pzz34.012.8012.）（ kW4 主要零部件设计4.1 电动机的选择4.1.1 选择电动机类型电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷平稳，所以选择 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。4.1.2 选择电动机容量经分析计算得双轴搅拌机所需消耗的总功率 KW；12.3总P电动机所需功率 总0由经验及实践选择，整个传动过程中有 6 对轴承，1 对齿轮，二级减速器一部，一对联轴器，电机采用 V 带传动,它们的传动效率可查阅参考资料15得出如下表 4-1。从电动机至搅拌机的主轴的总效率 为:联 轴 器减 速 器齿 轮轴 承带 ··6 9.058.95.06856.3.158.020总P）（ kW选取电动机的额定功率 ，使 mP3.1).()3.1(0P9.）（ kW查参考资料15得，取 = 18.5 4.1.3 选择电动机转速取 V 带传动比 （减速器）542ii齿 轮带 ，总传动比的合理范围 =18100，故电动机转速的可选范围为mn018·）（主 轴i min)/(r查参考资料13，符合这一转速范围的同步转速有 750r/min,1000 r/min,1500 r/min,3000 四种。河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）11综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速 1500r/min 的电机。型号为 Y180M-4，满载转速 ，功率 18.5 。min/1460rnmkw4.2 传动参数计算4.2.1 传动比满载转速 。故总传动比为：in/140rnm6.359.wi为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，选 V 带传动比：；8.2带i则减速器的传动比为： ；56.128.3带减 i考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为 1.3，取 21.i则： ；456.23.1.1 ii；456212i减4.2.2 各轴的转速1 轴 ；min/29.5148.01 rinm带2 轴 ；i/7.12i3 轴 in/95.40.32rin鼓轮轴 mw4.2.3 各轴的输入功率1 轴 ；kwP706.9.85.6101 2 轴 ；48703223 轴 ；15.4.34.2.4 各轴的输入转矩电机轴 ；mNnPT 8.304.95095001 轴 ；91.68.11河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）122 轴 ；mNnPT 53.029.14950223 轴 ；64.18.3334.3 V 带传动的设计4.3.1 V 带的基本参数1）确定计算功率 ：cP已知： ； ；kw5.4min/140rnm查机械设计基础表 13-8 得工况系数： ；25.1AK则： kwKAc 69.5.2.2）选取 V 带型号：根据 、 查机械设计基础图 13-15 选用 A 型 V 带,cPmn3）确定大、小带轮的基准直径 d（1）初选小带轮的基准直径：；d06（2）计算大带轮基准直径：；midd 6.3102.1）（带圆整取 ，误差小于 5%，是允许的。m3524）验算带速： ssnvd /)25,(/9.71064.106 带的速度合适。5）确定 V 带的基准长度和传动中心距：中心距： )(2)(7.021021 dda初选中心距 m6（2）基准长度： maddaLd2.1879604)135()106(4.3602 202220 对于 A 型带选用 Ld河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）13（3）实际中心距： mLad 5602.187906200 6）验算主动轮上的包角 ：1由 ad 3.5)(1812得 1206.850.7)63(01 主动轮上的包角合适。7）计算 V 带的根数 ：zLArKPzc )(0， 查机械设计基础表 13-3 得：min/14nm md16；kwP5.0（2） ，查表得： ；3i/带，r kwP17.0（3）由 查表得，包角修正系数6.58194K（4）由 ，与 V 带型号 A 型查表得： Ld0 .l综上数据，得 6.301.94.)17.(52z取 合适。1z8）计算预紧力 （初拉力）：0F根据带型 A 型查机械设计基础表 13-1 得： mkgq/.NqvkzvPc4.1524.81095.280.61.520 9）计算作用在轴上的压轴力 ：QFNZFQ1202.160sin4.5i0 其中 为小带轮的包角。10）V 带传动的主要参数整理并列表：河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）14带型 带轮基准直径 (mm) 传动比 基准长度(mm)A 12d802.5 1600中心距（mm） 根数 初拉力 (N) 压轴力 (N)485 4 152.4 12014.3.2 带轮结构的设计1）带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料 HT200）2）带轮的结构形式：V 带轮的结构形式与 V 带的基准直径有关。小带轮接电动机， 较小，md106所以采用实心式结构带轮。4.4 齿轮传动设计4.4.1 减速器低速级齿轮设计1.选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。选小齿轮齿数 201Z大齿轮齿数 取8.624.3i 32Z2.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 3211)(2.HEdtt ZuTkd1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数 6.tK（2）计算小齿轮传递的转矩mNT35.4782（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数 8.0d（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/1.89MPaZE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 52（6）由式 6.11 计算应力循环次数河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）1581 1096.2)830(157.2860hjLnN82439.（7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数5.01NZ.02NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得 MPaSHN570695.0lim1 Z3982li2（9）计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 125)398.(4.8.035476.1321 计算圆周速度 v snvt /.067.12.601计算齿宽 b mdt58.1计算齿宽与齿高之比 b/h模数 Zmtnt 2.601齿高 1.7.4/ 0.4525.hbnt计算载荷系数 K根据 ，7 级精度，查得动载荷系数sv8.0 05.1VK假设 ，由表查得mNFtA/.1H由于载荷中等振动，由表 5.2 查得使用系数 2.A由表查得 3.K查得 28F故载荷系数 638.10.512.HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 mdtt 98.6./38.15/31（11）计算模数 Zm.20/9.6/1河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）163.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 321FSdnYZKTm（1）确定公式内的计算数值由图 6.15 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F382由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数9.01NZ.2N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1.3，由式得MPaSFENF 2.346.51Z9810922 计算载荷系数 613.2.5.FVAK（2）查取齿形系数由表 6.4 查得 8.21aY7.2Fa（3）查取应力校正系数 由表 6.4 查得5.1SaY74.2Sa（4）计算大小齿轮的 ，并比较FSa014689.9.2687 53.3421FSaFY大齿轮的数据大（5）设计计算 mm14.0689.208.1354713 对比计算结果，由齿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，可取有弯曲强度算得的模数 4.143mm，圆整取标准值 m5.0mm并按接触强度算得的分度圆直径 d98.125算出小齿轮齿数 取0/./1mZ251Z河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）17大齿轮齿数 取5.78214.32Zi 792Z4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mZd39572（2）计算中心距 mda260/)39512(/)(21 （3）计算齿宽宽度 取b08. B105;序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 25，792 模数 m 5mm3 分度圆直径 21dm395,14 齿顶高 ah5 齿根高 f 2.66 全齿高 517 顶隙 cm.8 齿顶圆直径 21d40,39 齿根圆直径 43f 5.82.110 中心距 a64.4.2 减速器高速级齿轮设计同上述计算过程，减速器高速级齿轮结果如下： mZd324108721a5.02/)(/)(取 65mmbd.6.1序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 27，1082 模数 m 3mm3 分度圆直径 21dm324,814 齿顶高 ah5 齿根高 f 75.6 全齿高 67 顶隙 cm.0河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）188 齿顶圆直径 21dm30,879 齿根圆直径 43f 5.16.10 中心距 a24.4.3 双轴同步齿轮设计同上述计算过程，双轴同步齿轮设计结果如下：序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 462 模数 m 10mm3 分度圆直径 21dm4604 齿顶高 ah15 齿根高 f 5.26 全齿高7 顶隙 cm.8 齿顶圆直径 21d4809 齿根圆直径 43f ,3510 中心距 a64.5 减速器轴及轴上零件的设计4.5.1 轴 1 的设计1）尺寸与结构设计计算（1）高速轴上的功率 P1,转速 n1 和转矩 T1， ，kwP706.min/29.514rnmNT53.124（2）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根据3PdC机械设计表 11.3，取 ，于是得：12m36.9.54706nd332（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度该处开有键槽故轴径加大 510，且这是安装大带轮的直径，取 26mm。轴的结构设计：河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）19为了满足带轮的轴向定位，-轴段右端要有一轴肩，故取-段直径为 d-=32mm。初步选定滚动轴承，因轴承受径向力和轴向力，根据 d-=32mm，取用 6207 型深沟球轴承，其尺寸为 d×D×T=35mm×72mm×17mm，则有 d-=d-=35mm，L=17mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径 d-=42mm。右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，-长应为：取套同长 12mm，则 L-=32mm。齿轮为齿轮轴此轴段长 L-=40mm。取轴承端盖总宽为 32mm，外端面与大带轮右端面间距离为 10mm，故取 L-=42mm。结合箱体结构，取 L-=76mm。（4）轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位：联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按 d-=18mm 查得平键截面 b×h=8mm×7mm，键槽用铣刀加工，长 56mm，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配合为 H6/n5。2）强度校核计算（1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 = ，根据机械设计 （轴的设计计算部dm75分未作说明皆查此书）式(10-14)，则 NFNtgdTantrt06.1320.16cos.759.823p.5（2）求轴上的载荷（详细过程以轴 2 为例，其他轴类似不一一复述）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于 6207 型深沟球轴承，由手册中查得 a=17mm。因此，轴的支撑跨距为L1=172mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面。先计算出截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）20支反力F ，NNH143NFH126，NFNV237156C 截面弯矩 MmLN8532 mMLaNV1432总弯矩 MVH 6858222max扭矩 NT6910（3）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 ，轴的6.0计算应力河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）21MpaWTMca 61.28401.86968)(32222 已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 。因此70P-，故安全。1-ca4.5.2 轴 2 的设计1） 轴 2 的转速和功率转矩：P2=6.44Kw，n2=128.57n/min，T2=478.35N.m2） 求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力圆周力： NdTFt 33123 1049.05.径向力： ntr 2.6taa轴向力： 03a（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力： NFtt 9.1752径向力： NFtr 9.163.06cosan12 轴向力： a 45.i23）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根据3PdCn机械设计- 表 15-3，取 ，于是得：12m5.407.860nd332其他计算过程同 4.5.1 轴 1 的设计，此处不再一一复述。4.5.3 轴 3 的设计1）3 轴上的功率 P3,转速 n3 和转矩 T3， ，kwP85.6min/95.403rnmNT41.232）求作用在齿轮上的力圆周力： dTFt .5401286234径向力： Nntr 7.16420tan3.a4 河北科技师范学院 2015 届本科毕业论文（设计）22轴向力： 04aF3）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根据3PdCn机械设计表 11.3，取 ，于是得：12m58.9.406nd332其他计算过程同 4.5.1 轴 1 的设计，此处不再一一复述。4.6 筒体和搅拌轴的设计4.6.1 筒体筒体主要包括出料口、侧板、伴筒组成，其长度根据搅拌轴长定为 4354mm，宽度为 1046mm，高度