JZ型混凝土搅拌机总体及传动部分设计

毕业设计(论文)
JZ型混凝土搅拌机总体及传动部分设计THE DESIGN OF THE TOTAL AND SPREAD TO MOVE OF THE JZ CONCRETE MIXER
学生姓名
学院名称机电工程学院
专业名称机械设计制造及自动化
指导教师
摘要
为了适应不同的搅拌要求，搅拌机发展了许多机型，本设计中首先对混凝土搅拌机进行选型，通过对比最后确定选用自落式锥形反转出料搅拌机。

选型后，对搅拌机的传动部分进行设计计算，首先通过对搅拌筒的设计计算确定搅拌功率，选择电机，后对减速器的设计，这是本设计中的重要部分，在对减速器的设计中，参考资料，按照搅拌机的设计步骤，计算设计减速器各组成部件，完成减速器的设计后，对搅拌筒外的开式大齿轮进行设计计算，这是本设计中的难点，因为这个齿轮传动比较大，需要很好地解决这个问题才能最终完成搅拌机的传动部分的设计，然后选用适合的联轴器对传动部分的各个装置进行联接，完成传动部分的设计后，对上料部分进行简单的设计，最后合成出混凝土搅拌机的总体部分。

关键词锥形反转；搅拌筒；减速器;联轴器
Abstract
In order to meet the needs of different mixing, many models of the mixer have been developed. In this design, choose the type of the concrete mixer at first. Through comparing, the taper mixer which produces the material reversely is chosen for use. After the selecting the type, the transmission of the mixer is designed. Through calculating the tube of the mixer, the power of mixing can be confirmed at first. After choosing the electrical machinery, the reduction gear can be designed. This is an important part in this design. In the design of the reduction gear, reference information, and then calculate and design each part of the reduction gear according to the design step of the mixer. After finishing the design of the reduction gear, the opening gear wheel outside the mixing tube can be calculated and designed. This is a difficult point in this design, because that the transmission of this gear wheel is big. This problem is needed to well solve, and then the transmission of the mixer can be finished finally. Then the suitable shaft coupling can be chosen to link each part of the transmission well. After finishing the design of the transmission, the part of taking material is designed simply .The overall part of the concrete mixer is compounded out finally.
Key words taper reverse mix tube reduction gear shaft coupling
目录
1 绪论 (1)
1.1 混凝土搅拌机械 (1)
1.2 混凝土搅拌机的周期作业 (2)
2传动部分设计 (3)
2.1搅拌筒设计 (3)
2.2减速器的设计 (5)
2.2.1电动机的选择 (6)
2.2.2传动比的分配 (9)
2.2.3计算传动装置的运动和动力参数 (9)
2.2.4第一级齿轮传动的设计 (13)
2.2.5第二级齿轮传动的设计 (16)
2.2.6轴的校核 (22)
2.2.7键的选择 (25)
2.2.8轴承的选择因素 (26)
2.2.9联轴器 (26)
2.2.10减速器的润滑和密封 (27)
2.2.11开式齿轮的设计 (29)
3料斗的设计 (33)
3.1钢丝绳的选择 (33)
3.2卷筒的设计计算 (34)
3.3滑轮组的设计计算 (38)
3.4离合器的设计计算 (39)
3.5制动器的设计计算 (40)
4搅拌机的使用与维护 (42)
4.1搅拌机使用的注意事项 (44)
4．2搅拌机的日常保养 (44)
结论 (46)
致谢 (45)
参考文献 (46)
附录 (47)
1 绪论
1.1 混凝土搅拌机械
混凝土施工机械的发展状况是影响建筑工程施工机械化程度的重要因素之一。

因为建筑技术与建筑工程的现代化已经使建筑物的基础、梁、柱、板等主要构件几乎都是混凝土浇筑而成的．如果工程中所用的大量混凝土，其生产过程中的各道工序(即贮料、装料、配料、搅拌、运输、浇筑和振捣)都采用人工操作，则不仅需要大量的劳动力，而且劳动强度高、效率低、混凝土的质量差。

为此，必须十分重视混凝土施工机械的发展和应用，并作为提高建筑施工机械化程度的主要技术措施之一。

当前，我国建筑工程中混凝土的加工虽已基本机械化，但分散件很强，尚不能走向较高程度的工业化，商品混凝土应用的程度还很小。

今后一段时间内，要把注意力放在混凝土施工地机械化体系的配套上，使之更加完善。

混凝土搅拌机是将一定配合比的水泥(胶结材料)、砂、石(骨料)和水(有时还加入一些混合材料)拌和成匀质混凝土的机械。

同人工拌和混凝土相比，混凝土搅拌机具有生产率高，拌和质量好，减轻工人劳功强度等优点，如今它是建筑施工现场、混凝土构件厂及商品混凝土供应站生产混凝土的重要机械设备之一。

混凝土搅拌机按搅拌混凝土的原理来分有自落式和强制式两种。

自落式混凝土搅拌机工作机构是筒体，沿筒内壁圆周安装若干搅拌叶片。

工作时，将物料投入搅拌筒内，筒体绕其自身轴旋转，靠搅拌筒的旋转，由筒内的搅拌叶片将物料推到一定的高度后，物料靠自重坠落下来，反复对物料进行搅拌而加工成匀质混凝土。

这种搅拌机特点是搅拌强度不大，效率低，只适合加工普通塑性混凝土，对骨料的粒径要求不严格，广泛地应用于各种中小型建筑工地。

是现在建筑行业中应用较为广泛的一种混凝土搅拌机。

强制式混凝土搅拌机的搅拌机构是水平式设置在筒内的搅拌轴，轴上安装搅拌叶片，工作时，强制式混凝土搅拌机的搅拌筒固定不动，是由筒内转轴的带动叶片旋转来对物料进行强制式的剪切，挤压、翻转的强制搅拌作用，使拌合料在剧烈的相对运动中达到均匀拌和。

这种搅拌机搅拌质量好，效率高，适合加工普通塑性和半硬性的混凝土。

由于受构造上的限制，对粗骨料粒径的要求较为严格，施工现场的混凝土搅拌站和混凝土预拌工厂的搅拌楼中使用的搅拌机均系此种类型。

混凝土搅拌机，按其外形又可分为鼓形、锥形和盘形二种；按所用动力装置不同又分为电动式和内燃式两种；由搅拌量的不同，又将搅拌机分成多种容量型号，目前世界上的混凝上搅拌机已有200种以上。

我国混凝土搅拌机的容量、规格的发展也很迅速，容量仅在3000L以下的就合11种之多，它们是；50，100，150、200，250，350，500，750，1000，1500和3000L这些搅拌机都同属周期作业式，随着混凝土施工工艺的发展和对搅拌
机要求的提高，必将很快推出各种新型的混凝土搅拌机械。

根据搅拌机搅拌筒容量参数的小同，又常把混凝土搅拌机划分为大型(出科容量为13
m
m一0.253m)三—33
m)、中型(出料容量为0.353m—0．753m)和小型(出料容量为0.53
种。

我国混凝土搅拌机的生产业已定型，并自成系列，其代号和主要技术参数的意义： J——搅拌机：
G——鼓形自治式混凝土搅拌机；
Z——锥形反转出料式混凝土搅拌机；
F——锥形顿翻出料式混凝1：搅拌机；
D——单卧轴强制式混凝土搅拌机；
JG250型混凝土搅拌机——表示鼓形自落式混凝土搅拌机，电动机驱动，出料容量并经捣实后的混凝土体积为250L。

混凝土搅拌机其主要组成部分有：
搅拌机构.它是混凝土搅拌机的主要工作机构，由搅拌筒、搅拌叶片等组成。

传动装置它是向搅拌机各工作机构传递力和速度的系统。

—般有由带条、摩擦轮、齿轮,、链轮和轴等传动元件组成的机械传动系统和由液压元件组成的液压传动系统两大类。

上料机构,它是向搅拌筒内装人混凝土物料的设施一般有卷扬提升式料斗、固定式料斗和翻转式料斗三种形式c
配水系统,它的作用是按照混凝土的配合比要求定量供给搅拌用水。

搅拌机配水系统的型式主要有：水泵—配水箱系统、水泵—水表系统和水泵—时间继电器系统三种。

卸料机构,它是将搅拌好的匀质熟料混凝土从搅拌筒中卸出的装置。

主要有溜槽式、螺旋叶片式和倾翻式三种型式。

我选用的是JZ型混凝土搅拌机，即自落式锥型反转混凝土搅拌机，它主要由搅拌机构（由搅拌筒，搅拌叶片等组成），传动装置（由减速器，开式大齿轮等组成），上料机构（由提升式料斗，卷扬机等组成），配水系统（由水泵—配水箱系统），卸料机构（由搅拌筒组成）。

在此附上自落式锥型反转混凝土搅拌机简意示图，见图1-1：
图1-1JZ350锥型反转出料搅拌机1.供水系统2.传动装置3.搅拌与出料装置4.上料机构
1.2 混凝土搅拌机的周期作业
搅拌筒的基本形状，即有鼓形、双锥形、盘形和圆槽形等。

其中，鼓形、双锥形搅拌机工作原理为自落式，即作业时，搅拌筒旋转，物料靠自重坠落达到搅拌要求；盘形相圆槽形搅拌机为强制式，作业时搅拌筒固定不动，靠转轴带功筒内的搅拌叶片对混凝土物料进行强制挤压、翻转和抛掷而达到拌合均匀的目的。

从搅拌原理上看，锥形反转出料式混凝土搅拌机是一种自落式混凝土搅拌机。

搅拌筒正向回转进行搅拌，反向回转进行出料，它是作为取代鼓形自落式混凝土搅拌机的一种机型，可以用来拌合普通塑性和低流动性的混凝土。

搅拌时，双锥形搅拌筒旋转。

叶片使物料作提升、下落运动的同时，还强迫物料作轴向窜动。

所以，此种搅拌机同鼓形自落式搅拌机相比，其搅拌运动比较强烈，生产率高，拌和出来的混凝土质量好。

机械构造也比较简单、操作方便，因而得到了广泛应用。

锥形反转出料式混凝土搅拌机主要有以电动机为动力的JZ系列型号和JZY系列型号。

JZY型除进料机构采用液压传动外，其余构造及技术性能均与JZ型相同。

目前，该系列产品的出料容量有150L，200L，350L,500L和750L等。

所示为JZ350型混凝土搅拌机的外
形，其出料混凝土体积为350L。

它主要由动力装置、传动装置、进料系统、搅拌系统、供水系统、底盘和电气系统等组成。

在搅拌筒的进料口一端，焊有两块挡料叶片，可防止搅拌时进料口处漏浆；搅拌筒的出料口一端，焊接着一对出料叶片，出料叶片分成两段，以螺钉固定，搅拌过程中如遇突然停电或发生故障时，可以卸下靠外边的一段叶片，把筒内的物料扒出来。

当混合料拌和好混凝土后，可通过传动系统改变搅拌筒的旋转方向，筒内的混凝土使可经出料叶片迅速卸出筒外。

托轮是支承搅拌筒并拖带搅拌筒进行运转的机构。

搅拌筒放在四个橡胶托轮上，电动机的动力，经齿轮减速箱传给托轮主轴，利用轴上的一对橡胶托轮与搅拌筒滚道之间的摩擦力，带动搅拌筒旋转。

上料机构：JZ350型混凝土搅拌机的上料机构由上料架、中间料斗、上料斗和传动机构等组成，。

上料时，料斗由钢丝绳牵引沿料架的轨道向上爬行，当行至一定的高度后，其长轴滚轮进入—料架岔道，料斗随之倾倒，斗门面动开启，斗内物料经中间料斗卸入搅拌筒内。

2传动部分设计
传动部分是搅拌机的重要组成部分，通常由滚筒，减速器，电动机以及联接件组成，在本设计中采用电动机通过联轴器联接减速器，再通过另一联轴器联接搅拌筒上的开式齿轮，从而达到传递动力的作用。

如图：
图2-1搅拌机的传动系统1搅拌筒；2联轴器；3减速器；4电动机
2.1搅拌筒设计
锥形反转出料搅拌机的搅拌筒呈双锥形，筒内中部焊有分别与拌筒轴线成一定夹角交叉布置的高叶片和低叶片各一对。

由于高低叶片与拌筒轴线按一定的角度交叉布置，所以当拌和料由进料锥端进入，拌筒正转搅拌时，叶片不仅使拌和料作提升、下落的运动，还能强迫物料作轴向窜动，故能强化搅拌作用。

当搅拌筒反向旋转时，叶片将拌和料推向出
180的螺旋形出料叶片将拌和料卸出筒外。

料锥端由两条空间交叉成0
双锥反转出料混凝土搅拌机在工作时，器搅拌功率主要用于克服混凝土物料在拌合时所产生的偏心距及托轮滚动的摩擦阻力距。

搅拌时，大部分物料倾向搅拌筒一侧，呈斜面，但有少部分物料由于拌筒转动时产生的惯性作用而处于自由落体运动状态，为讨论方便，现假定最恶劣的工作状况，即全部物料倾向拌筒的一侧，呈斜面，球此种情况下的搅拌功
率。

先有设计要求计算出搅拌筒的几何尺寸，搅拌筒外形如图所示：
图2-2搅拌筒的几何外形
由《混凝土机械》查搅拌几何容积，和出料容量V1
01V / V 2--4 = 式（2.1）
出料容积V2和进料容积V1有ϕ为出料系数，对混凝土一般取0.6—0.7
121
V /V ϕ= 式（2.2）
21V (0.6--0.7)V = 式（2.3） 出料
2V 0.35L = 式（2.4）
所以
1V 350/(0.6--0.7)583--500L == 式（2.5）
暂选
2V 560L = 式（2.6）
01V /V 2--4= 式（2.7）
0V 1040--2080= 式（2.8）
暂选1500L
012V V V V =++出 式（2.9）
2211111V cot cot 3434
d R R ππαα=⋅⋅⋅-⋅ 式（2.10）
22
22211V cot cot 3434
d R R ππββ=⋅⋅⋅-⋅ 式（2.11）
由混凝土机械查得进料锥角004750--出料锥角003033--，所以选择033α=，0
50β= 又有
1V V V V ∇∇=++进出柱 式（2.12）
()3
2
2
2
2tan V s x R x h x α∇
∇⎡⎤=⋅=+-⋅⎢⎥⎣⎦
进弓 式（2.13） ()3
2
2
2
1t a n V s x R x h x β∇∇
∇
⎡⎤=⋅=+-⋅
⎢⎥⎣
⎦
出弓
式（2.14）
(
)
3
2
22
219.6sin 3
V R h l ϕ=-⋅⋅柱 式（2.15）
另参考设10.55l m =，20.85l m =，30.5l m =
其中ρ为拌合料容重
33
(1.5 1.7)10(/)kg m ρ=--⨯ 式（2.16）
ϕ为搅拌时拌合料的自然坡度，
00
4045ϕ=-- 式（2.17）
综上可得：10.393R m =，20.322R m = 可整合为：10.35R m =，20.4R m =
2.2减速器的设计
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动，蜗轮传动或齿轮－蜗轮传动所组合的独立部件，常在动力机与工作机之间为减速的传动装置；在少数情况下也用作增速的传动装置．减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动正确可靠，使用维修简单，并可成批生产，故在现代机械中应用最广．减速器类型很多，有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器，蜗杆减速器等．
由于考虑到所传递的功率和传动比．在本搅拌机设计课题中采用的是二级圆柱齿轮减速器．
减速器的机体是用于支持和固定轴系的零件，是保证传动零件的啮合精度，良好的润滑和密封的重要零件，其重量约占减速器总重量的50%。

因此，机体结构对减速器的工作性能，加工工艺，材料消耗，重量及成本等有很大的影响。

机体材料采用灰铁（HT150或HT200）制造。

传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构简单和尺寸大小的主要是传动零件。

支撑零件和联接零件都是要根据零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零件，确定其尺寸，参数，材料和结构。

为了使设计减速器时的原始条件比较准确，应该先设计减速器外的传动零件，如联轴器等。

2.2.1电动机的选择
电动机是常用的原动机，并且是系列化和标准化的产品．机械设计中需要根据工作机的工作情况和运动，动力参数，合理选择电动机类型，结构形式，传递的功率和转速，确定电动机的型号．
电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上采用交流电动机．交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最广泛．如无特殊需要，一般忧先选用Ｙ型笼型三相异步电动机，因其具有高效，节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备．
电动机的功率选择是否合适将直间影响到电动机的工作性能和经济性能。

如果选用额定功率小于工作机所需要的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至使电动机长期过载过早损害，如果选用额定功率大于工作机所需要的功率，则电动机的价格高，功率未得到充分的利用。

从而增加电能的消耗，造成浪费。

搅拌机电动机的功率按所需的（单位：KW ）计算公式为：
w
d p p η
=
式（2.18）
式中 w p ——工作机所需工作效率。

η——由电动机到工作机的总效率。

工作机所需工作效率，应由工作阻力和运动参数计算求得：
w Mn
p =
式（2.19）
式中 M ——拌筒搅拌时所需的外力矩，（N.m ）。

n ——拌筒转（r/min ）。

sin 450.62cos 4529.917.5min 1450
2r
n -⋅≤=
式（2.20） 其中双锥反转出料混凝土搅拌机在工作时，其搅拌功率主要用于克服混凝土物料在搅拌时产生的偏心阻力矩及托轮滚动磨檫阻力矩。

为讨论方便，现假定最恶劣的工作状况，即全部物料倾向拌筒的一侧，呈斜面，球此种情况下的搅拌功率。

外力矩M 的计算：
M M M =+摩擦物料 式（2.21）
式中 M 物料——搅拌时拌合料所产生的偏心阻力矩；
M 摩擦——搅拌时托轮所产生的滚动摩擦阻力矩；
M sin 9.8sin (.)G H V H N m αρϕ=⋅⋅=⋅⋅⋅⋅物料
物料 式（2.22）
式中 G 物料——拌合物料发质量；
G V ρ=⋅物料 式（2.23）
V ——搅拌筒容积； ρ——拌合料容重；
()(
)
3
3
1.5 1.710/kg m
ρ=-⨯ 式（2.24）
H ——拌合料重心至拌筒中心的距离，mm ；
()2
31
2x tan 123R h b H S S α⎡⎤+-⎢⎥⎣⎦==
弓弓
式（2.25）
因为混合料在拌筒内为一水面，且以搅拌时进、出料口均不得有溢出为原则，故讨论时进、出料口相等，均为h.
进料锥内拌合物所产生的偏心阻力矩
给x 以微小增量x ∆则在X=x 及X X x =+∆平面之间的有效容积微元体V ∆进对X 轴的微元阻力矩
()
21329.8sin 29.8tan sin 3M V H R x h x ρϕ
αρα∆
∆∆=⋅⋅⋅⎡⎤=⨯+-⋅⋅⋅⎣
⎦进进 式（2.26） 积分可得进料锥内混合料所产生的偏心阻力矩
()
23219.8sin 29.8tan sin 3M V H R x h x ρϕ
αρα∆∆∆=⋅⋅⋅⎡⎤=⨯+-⋅⋅⋅⎣
⎦进进 式（2.27） 出料锥内拌合物所产生的偏心阻力矩由进料锥公式可直接得出。

柱体内地混合料所产生的偏心阻力矩为
()
()
3
2
22
9.8sin 19.62sin .3
M V H R h l N m ρϕ
ρϕ=⋅⋅⋅⋅=-⋅⋅⋅柱柱 式（2.28）
综上，搅拌时混合料所产生的总偏心力矩
M M M M =++物料进出柱 式（2.29）
()32
22129.8tan sin 430.13M R x h x N m αρα∆⎡
⎤=⨯+-⋅⋅⋅=⋅⎢⎥⎣⎦进 式（2.30）
()322
222
9.8tan sin 393.23M R x h x N m βρβ∆⎡⎤=⨯+-⋅⋅⋅=⋅⎢
⎥⎣⎦出 式（2.31）
()
322
2219.6sin 10953
M R h l N m ρϕ=-⋅⋅⋅=⋅柱 式（2.32）
搅拌时托轮所产生的惯性摩擦阻力矩
1211M 11181.5i j n
m i i R r N K N K N m r R ==⎛⎫⎛
⎫=+++=⋅ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭∑∑摩擦 式（2.33）
式中i N ——一个托轮所受到滚动正压力;
K ——滚动摩擦力臂; R ——滚筒半径,m
r ——托轮半径，m;
2099.817.5
3.8495509550w
Mn p Kw ⨯=== 式（2.34）
3.84
4.610.833w d p p Kw η===
式（2.35）
式中 f ——混凝土与钢叶片的磨檫系数f=0.62
w
η——传动效率
2
3
4
1
2
3
0.8335
w
ηηηη=⋅⋅=
式（2.36） 式中
1
η
——联轴器的传动效率，取
1
0.99η=
2η——齿轮传动的传动效率，20.97η=
3
η
——轴承的传动效率，
3
0.98
η=
确定电动机的转速
经查表：一级开式齿轮的传动比3~7a i =,二级圆拄齿轮减速器的传动比
8~40i =，总的传动比合理范围为24~280a i =，故电动机的转速的可选范围为：
(24~280)17.5420~4900min a d r
n i n =⋅=⨯= 式（2.37）
根据工况和计算所选电动机为:
表2-1 电动机的主要参数
图2-3电动机简图
电动机尺寸如表：
2.2.2传动比的分配
由电动机的转速和工作机的主动轴的转速，可得到传动装置的总传动比为
m
a n i n
= 式（2.38） 式中m n
——电动机的转速 n ——拌筒的转速
1440min 82.217.5min m a r n i r
n ===
式（2.39） 总传动比为各级传动比012n i i i i
、、的乘积，既
01a i i i =⋅ 式（2.40） 使减速器装置不至于过大初步取7
0=i 则
082.211.747
a i i i ===
式（2.41）
按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮相近，查得1 3.8
i =则
02111.74 3.09
3.8
i i i ===
式（2.42）
2.2.3计算传动装置的运动和动力参数
为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）．如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴、滚筒。

0102i i
、 相邻两轴间传动比
0102ηη
、 相邻两轴间传动效率
0102T T
、 轴的输入功率（ＫＷ）
0102p p
、 各轴之间的输入转矩（Ｎ．Ｍ）
0102n n
、 各轴的转速（r/min ）
则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和参数． 各轴的输入功率
Ⅰ轴—Ⅳ轴的输入功率： Ⅰ轴
121 5.50.990.98 5.336d p p kw
ηη=⋅⋅=⨯⨯=
式（2.43）
Ⅱ轴 2123
5.3360.980.97 5.072p p kw
ηη=⋅⋅=⨯⨯=
式（2.44）
Ⅲ轴
2
23223 5.0720.980.97 4.724p p kw
ηη=⋅⋅=⨯⨯= 式（2.45） Ⅳ轴
3432 4.7240.980.97 4.67p p kw
ηη=⋅⋅=⨯⨯=
式（2.46） 滚筒
334 4.7240.97 4.35p p kw
η=⋅=⨯=
式（2.47）
式中
d
p ——电动机的出功率（KW ）
1
η——联轴器的传动效率1
0.99
η=
2
η
——轴承的传动效率
2
0.98
η=
3η——齿轮的传动效率3
0.97η
=
同一根轴的输出功率与输入功率的数值不同，需要精确计算时取不同的数值。

各轴的输入转矩 电动机的输出转矩：
m N n P T
m d
d .47.361440
5.595509550=⨯=⋅
=
式（2.48）
Ⅰ轴—Ⅳ轴的输入转矩：
m
N i T T d .74.3599.0147.36101=⨯⨯=⋅⋅=η 式（2.49）
m N i T T .10.12997.098.08.374.3512112
=⨯⨯⨯=⋅⋅=η 式（2.50）
m
N i T T .58.37598.097.01.310.1292
23223=⨯⨯⨯=⋅⋅=η
式（2.51） m
N i T T .5.35697.098.0158.37534334=⨯⨯⨯=⋅⋅=η 式（2.52）
m
N i T T .9.242297.075.35645453
=⨯⨯⨯=⋅⋅=η 式（2.53）
运动和动力参数计算结果整理于下表
2.2.4第一级齿轮传动的设计
材料的选择
应传动尺寸和批量较小,小齿轮设计成齿轮轴,选择40Cr ，调质处理,硬度为 241HB-286HB ，大齿为45钢，调质处理，硬度240HB,暂取传动比8.3=i
初步计算小齿轮的分度圆直径
mm
N n P T m d .3647514405
.51055.91055.9661=⨯⨯=⨯⨯=
式（2.54）
齿宽系数
d
Φ由机械手册查表得
2.1~6.0=Φd ，取1
=Φd
式（2.55）
接触疲劳极限
lim
H σ
由机械手册查表得
Mpa H 7501lim =σ 式（2.56） Mpa H 6002lim =σ 式（2.57）
初步计算的许用接触应力
[]Mpa
H H
6759.0lim
=⨯=σσ 式（2.58） []Mpa
H H 5409.0lim
=⨯=σ
σ
式（2.59）
d A 的值由机械手册查表得85=d A 初步计算小齿轮分度圆直径
mm u u T A d H d d 6.478.318.3522
136********
lim
22
1
1=+⨯⨯⨯=+⋅
⋅Φ⋅≥σ
式（2.60）
取
mm
d 501=
初步取齿宽b mm d b d 505011=⨯=⨯Φ= 式（2.61）
校核计算 圆 周速度:
s m n d V /768.31000
601440
501000
601
1
=⨯⋅⋅=
⨯=
ππ 式（2.62）
精度等级 选8级
计算齿数12z z 、　
和模数1m
初选
201=z 则
768.32012=⨯=⨯=i z z 式（2.63）
模数m
mm z d m 5.220
5011===
式（2.64） 则由机械手册查表得为标准模数m
5.2=m
使用系数A K ：查机械设计手册表12.9，
1.5=A K
动载系数V K ：查机械设计手册表12.9，
1.2=V K
齿间载荷分配系数αH K ： 1.29=αH K
齿向载荷分配系数βH K ： 1.45=βH K 载荷系数K ：
3.36=1.45 1.29 1.2 1.5⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K 式（2.65）
弹性系数E Z ：
MPa Z E 8.189= 式（2.66）
节点区域系数H Z ：
2.5=H Z 式（2.67）
接触最小安全系数m in H S ：
1.05m in =H S 式（
2.68）
总工作时间h t ：
9600h =0.4 300 8 10=t h ⨯⨯⨯ 式（2.69）
应力循环系数L N ：
711109.1960036.3160601⨯=⨯⨯⨯==∑=h n
i t n N L 式（2.70）
56121058.3/109.1/⨯=⨯==i N N L L 式（2.71）
接触寿命系数N Z ： 查表
21.11=N Z ，28.12=N Z 式（2.72）
许用接触应力][H δ：
MPa S Z H N H H 2.86405
.121
.1750][min
1
1lim 1=⨯=
=
δδ 式（2.73）
MPa S Z H N H H 4.73105
.128
.1600][min
2
2lim 2=⨯=
=
δδ 式（2.74）
验算 ：
u u bd KT Z Z Z H E H 1
22
1
1+∙=ε
δ 660.5Mpa =8
.31
8.350503642536.3288.05.28.1892
+⨯⨯⨯⨯⨯
⨯⨯= 式（2.75）
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。

否则，尺寸调整后还需再进行验算。

确定齿轮主要尺寸
由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数a h *取为1，顶隙系数c *取为0.25, 分度圆
压力角度数为标准值α=20°。

小齿轮的参数如下：
分度圆直径：
mm 05205.2mZ d 11=⨯== 式（2.76） mm 901765.2mZ d 22=⨯== 式（2.77）
中心距：
()()mm z z m a 1202
76205,2221=+=+=
式（2.78）
齿顶高：
mm m h h a a 5.25.21*=⨯== 式（2.79）
齿根高：
mm m c h h a f 125.35.2)25.01()(**
=⨯+=+= 式（2.80）
齿全高：
mm m c h h a 625.55.2)25.02()2(**
=⨯+=+= 式（2.81）
齿顶圆直径：
mm m h z d a a 555.2)220()2(*
11=⨯+=+= 式（2.82） mm m h z d a a 1955.2)276()2(*22=⨯+=+= 式（2.83）
齿根圆直径：
mm m c h z d a f 75.435.2)5.0220()22(**
11=⨯--=--= 式（2.84）
mm m c h z d a f 75.1835.2)5.0276()22(**22=⨯--=--= 式（2.85）
基圆直径：
mm d d b 99.4620cos 50cos 011=⨯==α 式（2.86）
mm d d b 56.17820cos 190cos 022=⨯==α 式（2.87）
齿宽：
mm b 501= 式（2.88） mm b 602= 式（2.89）
齿距：
mm m p 85.75.214.3=⨯==π 式（2.90）
齿厚：
mm 925.3p/2s == 式（2.91）
齿槽宽：
mm 925.3p/2e == 式（2.92）
基圆齿距：
7.375mm = cos20 7.85=20 cos P =P o o b ⋅⋅ 式（2.93）
法向齿距：
mm 375.7 P P b n == 式（2.94）
顶隙：
mm 625.05.20.25m c *=⨯==c 式（2.95）
齿根接触疲劳强度验算：
重合度系数εY ：
79.067
.175
.025.075
.025.0=+
=+
=a
Y εε 式（2.96） 齿间载荷分布系数αF K
27.179.0/1/1===εαY K F 式（2.97）
齿向载荷分布系数βF K ：
89.8625.5/50/==h b 式（2.98）
由机械设计手册图12.14，2.1=βF K 载荷系数K ：
2.74=1.2 1.27 1.2 1.5⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 式（2.99）
齿形系数Fa Y ：6.21=Fa Y 3.22=Fa Y
应力修正系数Sa Y ：6.11=Sa Y 8.12=Sa Y 弯曲疲劳极限lim F δ：600Mpa 1lim =F δ
450Mpa 2lim =F δ
弯曲最小安全系数lim F S ： 1.25lim =F S 弯曲系数寿命N Y ：95.01=N Y
97.02=N Y
尺寸系数X Y ： 0.1=X Y 许用弯曲应力][F δ：
MPa S Y Y F X
N F F 45625.10
.195.0600][min
11lim 1=⨯⨯=
=
δδ 式（2.100）
MPa S Y Y F X
N F F 34925
.10
.197.0450][min
22lim 2=⨯⨯=
=
δδ 式（2.101）
验算：
][4.10779.06.16.25
.2506036475
36.3221111111F Sa Fa F MPa Y Y Y m d b KT δδε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
式（2.102）
[]211221
288.1066
.16.28
.13.24.107F Sa Fa Sa Fa F F MPa Y Y Y Y δδδ<=⨯⨯⨯== 式（2.103）
根据以上分析，传动在允许的时间之内有效，没发生过载，故所选齿轮满足要求。

2.2.5第二级齿轮传动的设计
材料的选择
应传动尺寸和批量较小,小齿轮设计成齿轮轴,选择40Cr ，调质处理,硬度为 280HB ，大齿为45钢，调质处理，硬度240HB,传动比暂取09.3=i 。

齿轮传动的计算 转矩
mm
N n P T .123577379176.51055.91055.962261=⨯⨯=⨯
⨯=
式（2.104） 齿宽系数d Φ由机械手册查表得2.1~6.0=Φd ，取1=Φd
接触疲劳极限lim H σ由机械手册查表得Mpa H 7501lim =σMpa H 6002lim =σ 初步计算的许用接触应力
[]Mpa H H 6759.0lim =⨯=σσ 式（2.105） []Mpa H H 5409.0lim =⨯=σσ 式（2.106）
d A 的值由机械手册查表得85=d A
初步计算小齿轮分度圆直径
mm
u u T A d H d d 3.7109
.3109.35221123577851323lim 21
1=+⨯⨯⨯=+⋅⋅Φ⋅≥σ
式（2.107）
取
mm d 751=
初步取齿宽
mm d b d 757511=⨯=⨯Φ= 式（2.108）
校核计算 圆周速度:
s m n
d V /57.11000
609
.378751000
601
1
=⨯⋅⋅=
⨯=
ππ 式（2.109）
精度等级 选8级
计算齿数21z
z 、　和模数1m 初选 301=z 则
7.9209.33012=⨯=⨯=i z z 式（2.110）
整合为93 模数
mm z d m 5.230
7511===
式（2.111） 则由机械手册查表得为标准模数5
.2=m
使用系数A K ：查机械设计手册表12.9， 1.5=A K 动载系数V K ：查机械设计手册表12.9， 1.2=V K 齿间载荷分配系数αH K ： 1.33=αH K
齿向载荷分配系数βH K ： 1.47=βH K 载荷系数K ：
3.52=1.47 1.33 1.2 1.5⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K 式（2.106）
弹性系数E Z ：
MPa Z E 8.189=
节点区域系数H Z ： 2.5=H Z 接触最小安全系数min H S ： 1.05min =H S 总工作时间h t ：
9600h =0.4 300 8 10=t h ⨯⨯⨯ 式（2.107）
应力循环系数L N ：
61111002.2960052.316060⨯=⨯⨯⨯==∑=h n
i L t n N 式（2.108）
561210609.3/1002.2/⨯=⨯==i N N L L 式（2.109）
接触寿命系数N Z ： 查表18.11=N Z ，25.12=N Z
许用接触应力][H δ：
MPa S Z H N H H 84205.118
.1750][min
1
1lim 1=⨯=
=
δδ 式（2.110）
MPa S Z H N H H 71405
.125
.1600][min
2
2lim 2=⨯=
=
δδ 式（2.111）
验算
676.8Mpa
=09
.31
09.3757512357752.32867.05.28.1892+⨯⨯⨯⨯⨯
⨯⨯= u u bd KT Z Z Z H E H 1
22
1
1+⋅=ε
δ
式（2.112）
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。

否则，尺寸调整后还需再进行验算。

确定齿轮主要尺寸
由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数a h *取为1，顶隙系数c *取为0.25, 分度圆
压力角度数为标准值α=20°。

小齿轮的参数如下：
分度圆直径：
mm 75305.2mZ d 11=⨯== 式（2.113） mm 5.232935.2mZ d 22=⨯== 式（2.114）
中心距：
()()mm z z m a 75.1532
93305,2221=+=+=
式（2.115）
齿顶高：
mm m h h a a 5.25.21*=⨯== 式（2.116）
齿根高：
mm m c h h a f 125.35.2)25.01()(**
=⨯+=+= 式（2.117）
齿全高：
mm m c h h a 625.55.2)25.02()2(**=⨯+=+= 式（2.118）
齿顶圆直径：
mm m h z d a a 805.2)230()2(*
11=⨯+=+= 式（2.119） mm m h z d a a 5.2375.2)293()2(*22=⨯+=+= 式（2.120）
齿根圆直径：
mm m c h z d a f 75.685.2)5.0230()22(**11=⨯--=--= 式（2.121） mm m c h z d a f 25.2265.2)5.0293()22(**22=⨯--=--= 式（2.122）
基圆直径：
mm d d b 485.7020cos 75cos 011=⨯==α 式（2.123）
mm d d b 5.21820cos 5.232cos 022=⨯==α 式（2.124）
齿宽：mm b 851=
mm b 752=
齿距：
mm m p 85.75.214.3=⨯==π 式（2.125）
齿厚：
mm 925.3p/2s ==
齿槽宽：
mm 925.3p/2e ==
基圆齿距：
7.375mm = cos20 7.85=20 cos P =P o o b ⋅⋅ 式（2.126）
法向齿距：mm 375.7 P P b n == 顶隙：
mm 625.05.20.25m c *=⨯==c 式（2.127）
齿根接触疲劳强度验算： 重合度系数εY ：
79.067
.175
.025.075
.025.0=+
=+
=a
Y εε 式（2.128） 齿间载荷分布系数αF K ：
27.179.0/1/1===εαY K F 式（2.129）
齿向载荷分布系数βF K ：
89.8625.5/50/==h b 式（2.130）
由机械设计手册图12.14，2.1=βF K 载荷系数K ：
2.74=1.2 1.27 1.2 1.5⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 式（2.131）
齿形系数Fa Y ： 6.21=Fa Y
3.22=Fa Y
应力修正系数Sa Y ： 6.11=Sa Y
8.12=Sa Y
弯曲疲劳极限lim F δ：600Mpa 1lim =F δ
450Mpa 2lim =F δ 弯曲最小安全系数lim F S ： 1.25lim =F S 弯曲系数寿命N Y ：95.01=N Y 97.02=N Y 尺寸系数X Y ： 0.1=X Y 许用弯曲应力][F δ：
MPa S Y Y F X
N F F 45625.10
.195.0600][min 11lim 1=⨯⨯=
=
δδ 式（2.132）
MPa S Y Y F X
N F F 34925
.10
.197.0450][min
22lim 2=⨯⨯=
=
δδ 式（2.133）
验算：
][4.10779.06.16.25
.2506036475
36.3221111111F Sa Fa F MPa Y Y Y m d b KT δδε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
式（2.134） []211221
288.1066
.16.28
.13.24.107F Sa Fa Sa Fa F F MPa Y Y Y Y δδδ<=⨯⨯⨯== 式（2.135）
根据以上分析，传动在允许的时间之内有效，没发生过载，故所选齿轮满足要求。

2.2.6轴的校核
轴的最小直径按公式mm n p
A d 3
1≥
可确定各轴的基本尺寸，可确定低速级和中间轴为齿轮轴最小轴径分别为
mm d 19.251≥，mm d 29.262≥。

高速轴最小轴径mm d 0.382≥
在此对中间齿轮轴进行校核
齿轮轴材料选择，在二级齿轮减速器传动中.减速器的轴采用45钢,调质处理.由机械手册查表得:
Mpa B 650=σ Mpa S 360=σ Mpa 3001=-σ Mpa b 650][0=σ
已知中间轴的 输出功率为5.072Kw ，转速为378.9 r/min.齿轮轴受力计算分析
图2-4间齿轮轴的力，转矩图
作用力的计算
mm N T ⋅=⨯
⨯=1304589
.37809
.51055.96 式（2.136） 齿轮2Z 的圆周力：。