搅拌机传动装置设计说明书

搅拌机传动装置设计说明书

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第一章、设计题目，任务及具体作业

一、设计题目

二、设计任务

三、具体作业第二章、确定传动方案第三章、选择电动机

一、选择电动机类型和结构形式

二、选择电动机的容量

三、确定电动机的转速

四、传动装置的总传动比

五、传动装置的运动和动力参数

六、各轴的转速、功率和转矩

第四章、齿轮的设计及参数计算

一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

二、高速级直齿圆柱齿轮设计计算

三、低速级直齿圆柱齿轮设计计算

四、各齿轮主要的相关参数

第五章、联轴器的选择

第六章、轴系零件的设计计算

一、高速轴

二、中速轴

三、低速轴第七章、减速器的润滑、密封的选择第八章、箱体及附件的结构设计及选择

一、箱体的结构

二、箱体上附件的设计第九章、心得体会第十章、参考文献

第一章设计题目、任务及具体作业、设计题目

用于搅拌机的传动装置, 传动装置简图（如图1-1 所示）。

1 —幵式齿轮传动

2—搅拌机

3 —电动机

4—传动装置

图1-1 传动装置简图

1. 工作条件：单班制工作，空载启

动，单向、连续运转，载荷平稳, 工作环境灰尘较大。

2. 原始数据：工作机输入功率7kw,工作机主轴转速90r/min

3. 使用期限：工作期限为八年。

4. 生产批量及加工条件：小批量生产。

1. 选择电动机型号;

2. 设计减速器；

、设计任务

3. 选择联轴器。

三、具体作业

1. 减速器装配图一张；

2. 零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；

3. 设计说明书一份.

第二章确定传动方案

由已知条件可知双螺旋搅拌机主轴转速为90r/min。查机械设计手册中推荐

的丫系列三相异步电动机的技术数据可知，常用的有四种转速，即3000、1500、1000、750r/min。由经济上考虑可选择常用同步转速为3000、1500、

1000r/min 。

因此减速器的传动比大致在11—33之间，而当传动比i>8时，宜采用二级以上的传动形式，因此结合传动比选用二级展开式圆柱齿轮减速器，减速器与电动机采用联轴器链接，因有轻微震动，所以用弹性联轴器与电机相连。

1---电动机2 —联轴器3 —减速器4 —联轴器5---工作机主轴二级展开式圆柱齿轮减速器为二级减速器中应用最为广泛的一种，但齿轮相对于轴承的位置不对称，要求轴具有较大的刚度。输入输出轴上的齿轮常布置在远离轴输入、输出端的一边，样轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速齿常用斜齿，低速轮可用斜齿或直齿，常用于载荷分布均匀的场合。

第三章选择电动机

一、选择电动机类型和结构形式

电动机的类型和结构形式是通过电源、工作条件和载荷等特点来选择的。对于搅拌机来说选择丫系列（IP44）三相异步电动机，它能防止灰尘水滴浸入电机内部，自扇冷却，主要用于对启动性能、调速性能及转率无特殊要求的通用机械上，并且其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便。电动机的轴径：42 键槽宽：

12 键槽深：5

二、确定电动机的容量

（1）由已知条件工作轴输入功率Pw（KW）

Pw = 7KW

（2）电动机所需要的输出功率P d （KW）

为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功

率n总。设n i、n 2、n 3、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮为经过跑和的7 级精度齿轮）、滚动轴承（设为球轴承）三者的效率。查机械设计课程设计指

导表得n1= 0.99 ，n 2= 0.98 ， n 3 = 0.99 则传动装置的总效率为：

2 2

3 2 2 3

n 总二n i2n ； n 33= 0.99 2x 0.98 2x 0.99 3=0.9226 工作机实

际所需要的电动机输出功率为：

P d = Pw/ n 总=7/0.9226=7.587KW

三、确定电动机的转速传动副传动比合理范围：联轴器传动比：i 联=1；两级

减速器传动比：i减=9~49（每级i齿1=3~7）则传动装置总传动比的合理范围为

i 总二 i 联x i 齿1 x i 齿2=1X（9~49）= （9~49）

由已知条件可知搅拌机主轴转速为n d=90r/min 则电动机转速的可选范围为n m

（r/min）

n m=i 总乂n= （9~49）x n=9n~49n=810~4410r/min 查机械设计手册常用电

动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、

1500、

1000、750r/min 。根据电动机所需功率和同步转速，以及其他因素，经综合考虑选用同步转速为1000r/min 的丫型异步电动机丫160-6，其满载转速为970r/min

四、传动装置的总传动比

传动装置总传动比：i总二n n/n d=970/90 = 10.78 （式中n m----电动机满载转速，nd 搅拌机工作轴转速，95 r/min ）

传动装置的各级传动比，由展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比

为i1 (1.2 ~ 1.5)i 2 取i1 1.4i2 ，有i i1i2 i 21.4i 2 1.4i 2210.78 ，则i2 2.77，i1 3.878 。即高速减速的传动比为i1 3.878 ，低速传动比为i 2 2.77 。

五、传动装置的运动和动力参数

0 轴

（

电动机轴）

转速

n

0n m 970 r/min

功率

P

0P d 11kw

转矩

T

09550P d /n m =9550 11/970 = 108.30N ?M

1 轴

（

高速轴）

转速

n

1

n m / i 联970r/min

功率

P

1P d 1 11 0.99 10.89kw

转矩￡ := 9550R/n] = 9550 10.89/970 =107.21N ?M

2 轴

（

中速轴）

转速

n

2

n1 / i 齿970/3.878 250.13 r/min

功率

P

2

P I 23 P1 2 3 10.98 0.98 0.9910.65kw

转矩T n=9550P n/n口= 9550 10.65/250.13= 406.62N ?M

3 轴

（

低速轴）

转速n3n2/ i 齿2250.13/2.77 90.30r/m n

功率

P

3

P2 23 P2 2 3 10.65 0.98 0.9910.33kw

转矩

T

皿=9550P皿/n 皿=9550 10.33/90.30 =1092.49N ?M

六、各轴的转速、功率和转矩

表3-1 各轴的转速、功率和转矩

第四章齿轮设计

一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1. 齿轮类型

按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2. 齿轮精度等级

搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度等级。 3. 齿轮材料选择

由机械设计常用材料附表中，选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HBS 大齿轮材料为45号钢，硬度为240HBS 二者材料硬度差为40HBS

4. 齿轮齿数

考虑齿轮的根切效应以及足够大的模数保证齿根弯曲疲劳强度，并减 小传动尺寸，选择小齿轮齿数高速轴齿数为 乙20，中速轴齿数为Z 3 24 , 则大齿轮的齿数高速轴齿数为 Z 2 20 3.878 77.56 ,取Z 3 78 ;中速

轴齿数为 Z 4 Z 3i 2

24 2.77

66.48,取乙 67。

二、高速级直齿圆柱齿轮设计计算

1. 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a ）进行计算即

A. 试选择载荷系数K t 1.3

B.

计算高速轴小齿轮传递的转矩

C. 查资料得d 0.6~1.2，选取齿宽系数 d 1

1

D. 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E 189.8MPa?

E.

由表10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为

HLim1

600MPa ，大齿轮的接触强度极限为

HLim2

550MPa

F.

由式10-13计算应力循环次数

N 1 60n 1jL h

N 2

d 1t 2.323

KT i ￥ d

（1）确定公式中的各计算数

值 u 1 Z E U [ ]H

mm

9550 直 9550

10.89kw 970r /min

107.216N ?M

60 970 1 (2 8 300 8)

9

N1 2?23 10

5.76 108

i1 3.878

2.23 109

G.

由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1 0.93 K H N2 0.95

3

1.3 107.216

10 小 3.878

1 189.8

7级精度，由图10-8查得动载荷系数

K v

1.11 ;经表面硬化的直齿

轮，由表10-3查得K H K F 1.1 ;由表10-2 查得使用系数K A 1.25 ；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布 置时，

K H 1.12 0.181 0.6 d 2

0.23 10-3b

H.

计算接触疲劳许用应力, 由式(10-12 )得

取失效概率为 1%安全系数s 1 ,

H ]

1

H ]

2

K HN1 HLim1

S

K

HN2 HLim 2

S

0.93 0.95 (2)相关计算

I.

计算高速轴小齿轮分度圆直径 d

1t 2?323

kT

1 ?u_ 1 Z E d ? u

600MPa 550MPa

558MPa 522.5MPa

g ，代入［H ］中较小值

dig

60 1000

咤空 4.68m/s

60 1000

K. 计算齿宽

L.

b

1

d d

1t

计算齿宽与齿高之比 1 92.27 92.27mm

模数 m 1虫 Z

1

92.27

20

4.6135mm

齿高 h 1

2.25m 1 2.25 4.6135 10.38mm

齿宽与齿咼之比 b h 1 9227 8.89

10.38

2.32 3

M.

根据 1.11 ;经表面硬化的直齿轮，由表10-3查得K H 计算载荷系数

v 1 4.68m /s ，齿轮为

代入数据得，

K H 1.12 0.181 0.6 0.23 10 3 92.27 1.43

由b h 8.89 , K H 1.43，查图10-13得心 1.34,故载荷系数

K K A K V K H K H 1.25 1.11 1.1 1.43 2.18

N. 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径，由式10-10a 得

d1d1t3 QK；92.27 3 2.18 1.3 109.62mm

O. 计算模数

2. 按齿根弯曲强度设计

由式10-5得弯曲强度设计公式为

1）、确定公式中的各计算值

A. 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa，

大齿轮的弯曲强度极限FE2 380MPa

B. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN1 0.86，K FN2 0.89

C. 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数s 1.4，由式10-12得

K FN 1 FE10.86 500

F 1

S 1.4ou/ . ivir a

K FN 2 FE20.89 380241.57MPa

F 2S 1.4

D.计算载荷系数K

K K A K V K F K F 1.25 1.11 1.1 1.34 1.96

E.查取齿数及应力校正系数

由表10-5 查得Y F 1 2.80 Y F 1 1.55

Y F 2 2.224 Y s 2 1.766

F.计算大小齿轮的Y Fa Y sa：I F］并加以比较

Y Fa1Y Sa1 [F]12.80 1.550.01413 307.14

m 5

Z120 5.481

2KT (Y F Y S

'dZ2' [ F]

G. 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强 度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是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

大齿轮齿数Z 2 uZ 1 3.878 31

121

H. 几何尺寸计算

计算齿轮的分度圆直径d mz d 1 31 3 93 d 2 121 3 363 计算中心距a 虫血

93 363

228

2

2

计算齿轮宽度 B d d 1 1 93 93

三、低速级直齿圆柱齿轮设计计算

1.按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式(10-9a )进行计算即

\ 2

d st 2.323

KT 2 u 1 Z E

mm

d

U

[

]

H

(1) 确定公式中的各计算数值

P. 试选择载荷系数K t

1.3

Q.

计算高速轴小齿轮传递的转矩

p 2

10.65KW T 2 9550 虫 9550

406.61N ? M

n 2

250.13r / min

R. 查资料得d 0.6~1.2，选取齿宽系数 d 1

1

S. 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E 189.8MPa?

Y

Fa2Y

Sa2

[F ]2

2

?224 仃66

0.01635

241.57

3 2KT 1 * x

d

Z ；

[ F ]

3

0.01635

5

2 1.96 1.07 10

20

2.58

有关，可以取弯曲强度算得的模数

按接触疲劳强度算得分度圆直径 2.58，并就近圆整为标准值m

d1= 92.27mm,,算出小齿轮齿数。

92.27 “

31 3 3,

T. 由表10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为

HLimi

600MPa ，大齿轮的接触强度极限为 HLim2 550MPa 。

U. 由式10-13计算应力循环次数

N 3 60n 2jL h 60 250.13 1 (2 8 300 8) 5.76 108

V. 由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN2 0.95 K HN3 0.97 W.

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%安全系数s 1，

由式(10-12 )得

(2) 相关计算 147.30mm Y.

计算圆周速度

d 3t “2 v

60 1000

乙 计算齿宽

b 1

d d 3t 1 147.30 147.30mm

AA.计算齿宽与齿高之比

模数 m 3 虫 147.30

6.1375 mm

Z 3

24

齿高 h 3

2.25m 3 2.25 6.1375

13.81mm

K

HN 3 HLim3

0.95 600 MPa 570MPa S

K

HN 4 HLim2

0.97 550 MPa 533.5MPa

S

[H ]

3 [H ]

3

N 4

N 3 5.76 108 7? 2.77

2.08 108

X.

计算高速轴小齿轮分度圆直径 d 1t ，代入［H ］中较小值

3t

2.32 3 kT

2

Z

E

2.32 3

1.3

406.61

103

2.77 2.77

189.8 533.5

147.

30 25°

13

1.93m/s

60 1000

齿宽与齿咼之比

b a h a

147.30 10.67

13.81

BB.计算载荷系数

根据V i 1.93m/s ，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数

K v 1.08 ;经表面硬化的直齿轮，由表10-3查得K H

K F 1.1 ;由表10-2

查得使用系数K A 1.25 ；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布 置时，

K H

1.12 0.181 0.6 d 1 2

0.23 10-3b

代入数据得，

K H 1.12 0.18 1 0.6 0.23 10 3 147.30 1.44

由 b h 10.67， K H 1.44， 查图10-13得K F 1.35,故载荷系数

K K A K V K H K H 1.25 1.08 1.1 1.44 2.14

CC.按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径

,由式10-10a

得

d 3 d 3t 3 K_K ； 147.30 3 2.141.3 173.93mm

DD.计算模数

d 3 173.93 Z 3

24

3. 按齿根弯曲强度设计

由式10-5得弯曲强度设计公式为

2）、确定公式中的各计算值 F.

由图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 1

500MPa ，

大齿轮的弯曲强度极限FE 2 380MPa G. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 0.89，K FN 2 0.92 H.

计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数s 1.4，由式10-12得

计算载荷系数K

K K A K V K F K F 1.25 1.08 1.1 1.35 2.00

查取齿数及应力校正系数

2KT & Y S

'dZ 2 ' [ F ]

K

FN1 FE1

S

0.89 500 1.4 317.86MPa K

FN 2 FE 2

S

0.92 380

1.4

249.71MPa

I.

丄

由表 10-5 查得 Y F 3 2.65

Y sa3 1.58

Y F 4 2.252

Y S 4 1.744

F.计算大小齿轮的Y Fa Y sa ；'[ F ]并加以比较

2.65 1.58 0.01317

317.86 2.252 1.744

0.01573

249.71

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强 度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是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 有关，可以取弯曲强度算得的模数 按接触疲劳强度算得分度圆直径

m

H.几何尺寸计算

计算齿轮的分度圆直径d mz d 3 37 4 148 d 2

103 4

412

计算中心距a 屯生

148 412

280

2 2

计算齿轮宽度 B d d 3

1 148 148

六、各齿轮主要的相关参数

项目 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4 模数 3 3 4 4 齿数 31 121 37 104 分度圆直径 93 363 148 412 齿轮宽度 100 95 155 150 齿顶圆直径

95

365

150

414

Y

Fa3Y

Sa3

[F ] 3

Y

Fa4

Y sa4

[F ]4

G. 设计计算

2KT 2 Y F Y S

m ^ 3

d Za [ F ]

5

3

0.01573 2 2°° 4°6 10

3.54

242

3.54，并就近圆整为标准值m 4,

d1= 147.30mm ,算出小齿轮齿数。 伫

37

4

大齿轮齿数 Z 4 UZ 3

2.77 37 103

第五章联轴器的选择

I轴的联轴器，查表14-1由于转矩变化中等可取K A 1.7 , T, 109.30N ?m T ea K A T1 1.7 108.30 184.11N?m

根据机械设计手册3表22.5-37，选用LH型弹性柱销联轴器：LH3联轴器

Z C 42

_60其公称扭矩T n 630N ?m ,许用最大转速为n 5000r/min ,轴径为

JA40 60

30~48之间，由于电机的轴径固定为42mm而由估算可得1轴的轴径为40mm 川轴的联轴器，查表14-1由于转矩变化中等可取K A 1.7 , T3 1092.49N ?m

T ca K A T3 1.7 1092.49 1857.233N ?m

机械设计手册3表22.5-37，选用LH型弹性柱销联轴器：LH5联轴

器ZC 55 107

,其公称扭矩T n 2000N?m,许用最大转速为n 3550r/min,

JA55 107

轴径为50 ~75之间，由估算可选两边的轴径为55mm.

第六章轴的设计

、高速轴

1?选择轴的材料及热处理方法，考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大

d I.8D 4，选

用齿轮轴，选择轴材料为40Cr ，根据毛坯直径 100mm ，热处理方法为调质 2. 确定轴的最小直径，根据公式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式

.'10 89 查表 15-3，A 0（112~97）

d 1053

970 23?51

考虑键：有一个键槽，d 23.51 1 5% 24.69 3. 确定各轴段直径

d 1 :大于轴的最小直径24.69且考虑与联轴器内孔标准直径配合，取 d 1 40mm d 2：d 2 d 1,考虑密封圈及定位轴肩高度h (0.07 ~0.1)d ，取d ? 44mm

d3：考虑轴承d 3 d 2选用6209轴承查机械设计手册3表20.6-1 ，D 85mm 、

B 19mm 、d 2 58.8mm 、D 2 73.2mm 、D a 78mm 、d a 52mm ，取d 3 45mm

d 4：考虑轴承定位,查机械设计手册3表20.6-1 d 4= d a = 52mm

d s ：考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大 d 1.8D 4，选用齿轮轴，此时d s 60mm d 6：考虑轴承定位，查机械设计手册 3表20.6-1 d 6 D a 78mm

d ?： d ? d a (同一对轴承)

4. 确定与轴长有关的参数

(1) 机座壁厚,查机械课程设计指导书表5-1

0.025a 1 3 8

0.025 228 3 8.7mm

(2) 地脚螺栓直径d f ，查机械课程设计指导书表 5-1 d f 0.036a 1 12

d f 0.036 228 12

20 mm

(3) 轴承旁联接螺栓直径d 1,查机械课程设计指导书表5-1

d 1 0.75d f

d 1 0.75 20 15mm

⑷ d f 、d 1、d 2、至外机壁距离C1,查机械课程设计指导书表5-2

G 26、22、18mm

d 3 9.55 106 P \ 0.2 T n

⑸ d f 、d 2、至外机壁距离C2,查机械课程设计指导书5-2

C 2

24、16mm

L2 =

(8) (9) 内壁至轴承座端面距离L 2,查机械课程设计指导书

+ C1 +C2 + (8 ?12)

L 2

8.7 轴承盖螺钉直径d 3,查机械课程设计指导书表

d 3 0.4520

9 mm

轴承盖厚度t,查机械课程设计指导书表3,

t 9 1.2 10.8

齿轮端面与内机壁距离

2

,查机械课程设计指导书表3 ,

2

22 24 10

64.7

5-1, d 3 (0.4~0.5)d f

t (1~1.2)d 3

(10) 2

8.7mm

轴承内端面至箱体内壁距离 3 ,查机械课程设计指导书)

3

3~ 5mm

拆卸螺钉所需长度L,查机械课程设计指导书) (11) 5.计算各轴段长度。

L 3mm

(1) 11：查机械设计手册3表22.5-37 , J 型轴孔长度

l 1 84-(2~ 3)

82

⑵ 12：

L t L 2

3

B

l 2 3

10.8 64.7 4 18 56.5

⑶ J 查机械设计手册3表20.6-1, l 3

=B=18mm

⑷ I 4 ：

I 4

B 1

3

B 3 B 2 9.5

2

2

2

B 1

l4 4 155 95

9.5 100 95 10 100

2

176mm

⑸ I 5 ： 15 B 1 100mm

⑹

l 6

: l

6 3

2

10 4 14mm

⑺ l 7 :查机械设计手册3表20.6-1 ,

l 7 B 18mm

(总长)：L h J I 3 I 4 15 l 6 -

L=82+56.5+18+174+100+14+18=462.5mm

(9)两轴承支点距离S:

S 14 15 b B

S=176+100+14+18=308mm

&高速轴轴承的选择和校核 (1)高速轴轴承的选择

选择I 轴轴承6209轴承，查机械设计手册3表20.6-1 基本额定载荷Cr 31.5KN 、Cor 20.5KN ，校核轴承，轴承使用寿命为

8 年,

(8)L 84mm

每年按300天、每天按8 2小时计算。

由已知计算得小齿轮传递的转矩T1 107.216N ?M ;小齿轮的分度圆直径d1 93mm。20

则圆周力耳

2 107216

2305.72 d i 93

径向力F re F te tan 2305.72 tan20 830.06

(2)校核I轴轴承是否满足工作要求

画轴的受力简图

F r1v 82Fre/308 82 830.06/308 220.99N

F r2v 226Fre/308 226 830.06/308 609.07N

F M H 82Fte/308 82 2305.72/308 613.86N

F r2H226Fte/308 226 2305.72/308 1691.85N

（3）则合成支反力F r1、F r2

F M220.992613.862652.42

F r2609.0721691.8521798.14

（4）计算轴承的当量载荷P M、P r2，由于只受径向载荷则P f p F r；查表13-6可知载荷系数f p 1.1 ；由此

P r1f p F r1 1.1 652.42 717.662N

P r2f p F r2 1.1 1798.14 1977.954 N