減速器攪拌機斜齒圓齒輪課程設計說明書1、計任務1.1該攪拌機兩班制連續工作，單向回轉，工作時有輕微振動，攪拌機軸轉速允許誤差為±％，使用期限為6年。1.2漿葉最大阻力：2.75KN攪拌軸轉速：60r/min框架寬度B300mm1－電動機2軸器3速器4－攪拌機5錐齒輪傳2、動方案的分析一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便。要完全滿足這些要求是困難的。在擬定傳動方案和對多種方案進行比較時，應根據機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案?，F以《課程設計P3的圖2-1所示帶式輸送機的四種傳動方案為例進行分析。方a制成本低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環境中工作。方b構緊湊，環境適應性好，但傳動效率低，不適于連續長期工作，且制造成本高。方c工可靠、傳動效率高、維護方便、環境適應性好，但寬度較大。方d有方c的優點，而且尺寸較小，但制造成本較高。上訴四種方案各有特點，應當根據具體工作條件和要求選定。若該設備是在一般環境中連續工作，對結構尺寸也無特別要求，則方均為可選方案。對于方c若將電動機布置在減速器另一側，其寬度尺寸得以縮小。故c方案，并將其電動機布置在減速器另一側。3、動機的選擇3.1-1-

工業上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。此處根據用途選Y系列三相異步電動機3.23.2.1工作機所需功率w卷筒3軸所需功率：PW

F27503.140.310001000

攪拌機軸轉速：60/w

3.2.2電動機的輸出功率考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為P

P傳動裝置的總效率：--聯軸器效率1

0.991

--齒傳動效率2

取0.972--動軸承效率3

0.993所以

0.970.990.88所以P

P

3.2.3確定電動機額定功率Ped根據計算出的功率可選定電動機的額定功。應使P等于或稍大于。ed查《機械設計課程設計》表Ped

3kw--

3.3由《機械設計課程設計》表2-1圓柱齒輪傳動的單級傳動比，故圓柱齒輪傳動的二級傳動比9~36所以電動機轉速可選范圍為n'inw

~r

/min540

/3.4符合上述要求的同步轉速有1000r/min,1500r/min,所以現以這兩種方案進行比較機械設計課程設計》第二十章相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比列于表：表電動技數額定功

電動機轉速電動機型

電動機質量

總傳動比方案

率r/min號

kg0Y132M1-63

kW

同轉滿轉1000960

總傳動比6516

高速級4.5

低速級3.54、傳動裝置運動和力參數計算4.1

4.2減速器的傳動比i為16,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器i(1.1~i，計算得兩級圓2柱齒輪減速器高速級的傳動i4.5，低速級的傳動i。24.34.3.1電動機軸運動和動力參數計算PP30dn960/min0mPT9550029.84N0n04.3.2高速軸運動和動力參數計算

m--

22PP0.992.97kW101nn960/min10PT9550129.55N1n14.3.3中間軸運動和動力參數計算PP2.97kW2.85kW2123n960n1213.33r/mini4.51PT95502127.582n24.3.4低速軸運動和動力參數計算PP2.85kW0.970.99kW3223nn260.95/min3i2T95503

P3n

429.32

m35、傳動件的設計計5.15.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1）按以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2攪拌機機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（10095-883)材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理。由《機械設計》書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,均硬度硬度分別為236HBS,190HBS，二者材料硬度差為。4）選小齒輪的齒數z，大齒輪的齒數4.5103.5取104。25）選取螺旋角。初選螺旋5.1.2按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即

。dt

2Kuzzt1.(HEu[]

)

（5-1）(1)確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數1.4t2)由以上計算得小齒輪的轉T--

2422423)

查表及其圖選取齒寬系材料的彈性影響系MPaE

按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極

H

；大齒輪的接觸疲勞強度極

Hlim2

MPa。4)計算應力循環次數N

h

60960

N

2

N913

85)

按接觸疲勞壽命系數

1

2

6)由

計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數

N

lim

（5-2）得

HH

12

1lim1SlimS

580522MPa390370.5MPa故]H

[]]H1H22

MPa446.25MPa7）查圖選取區域系數Z

H

。8）查圖

0.765

，

（2）計算：1)

求得小齒輪分度圓直徑d的最小值為t1d

3

2Kuzzt1.(EHu]dH

)

3

22.9555.5189.82.46)11.6354.5466.25

37mm2)

圓周速度：

n601000

3.1437601000

1.86/s3)

計算齒寬及模數：齒寬：

d

13737mm--

模數:

m

d

1

cos14

mm齒高:

2.252.251.56mmnt37∴10.53.514）計算縱向重合：

0.318tantan141.82d5)

計算載荷系數：根據K,1.86m/s,8級精度，查得動載系數1.1，A

H

1.4491，

F

,

H

K

F

1.4故載荷系數

AV

H

H

2.236)

按實際載荷系數校正分度圓直徑：d

t

371.4t7）計算模數：

cos43.2cos14m1.82mm5.1.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設計公式為m

3

2Y21z1

Y

（5-3）(1)確定公式內的各計算數值1)根據縱向重合

1.82從圖中查得螺旋角影響系Y2)計算當量齒數：

zz

v1v2

z13z23

23314104314

25.18113.83)查圖得小齒輪的彎疲勞強度極限

FE1

480MPa大齒輪的彎曲勞度極限250MPa;FE4)查圖取彎曲疲勞壽命系數K

FN1

0.9,K

2

--

SaSa5)計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞安全系數S=1.4,

F

FNFE

4801.4

F

22

0.951.4

6)計算載荷系數K.KKKKAF

F

1.352.0797）查取齒形系數.查表得

Y

Fa

Fa2

8）查取應力校正系數.查表得YSa1

1.5909;Sa

9）計算大、小齒輪的

YYF

并加以比較.Fa1Sa1FFaF2

2.61641.5909308.62.1691.801169.6大齒輪的數值大.（2）設計計算m

2.0790.881.635

0.02303對比計算結,由齒面接觸勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數,由于齒輪模數的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑(即模數與齒數的成積有關,可取彎曲強度算得的模數1.266mm接近圓整為標準值2,按接觸強度算得的分度圓直dmm,出小齒輪齒數n1

1n

大齒輪齒數

，取.2這樣設計出的齒輪傳動滿足了齒面接觸疲勞強度,滿足齒根彎曲疲勞強度做到結構緊湊,避免浪費.5.1.4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a

()(2195)122cos14

119.55--

將中心距圓整為120mm.（2）修正螺旋角arccos

zzm12na

arccos

(2195)22120

14.84

值改變不多，故參

、、等不必修正。（3）分度圓直徑：1

1

212cos

mm

2

2

2cos

（4）齒輪寬度：bdd1

mm取

2

5.25.2.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1）攪拌機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（10095-882)材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理。由《機械設計》書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,均硬度硬度分別為236HBS,190HBS，二者材料硬度差為。3）選小齒輪的齒數z，大齒輪的齒數為3.525，取z88224）選取螺旋角。初選螺旋

。5.2.2按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即d

t

3

2KTu1zzt1.HE2.u]dH（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數Kt2)由以上計算得小齒輪的轉矩429.321

m3)

查表及其圖選取齒寬系數，材料的彈性影響系數Z

E

189.8

2，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極

H3

MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極

Hlim4

390MPa4)計算應力循環次數N

606060.95300h

--

4)93.344)93.34N

2

N10712.5

75)

按接觸疲勞壽命系數

1

2

7)

計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數由

lim

得

H3H4

HNlim3Slim4S

0.955805510.99386.1MPa故：]H

]]H4H322

MPa468.55MPa7）查圖選取區域系Z

H

2.433。8）查圖

，

1.58（2）計算：1)

求得小齒輪分度圓直徑d的最小值為t1d

t

3

2Tuzzt1.(EH2.u]dH

3

21.642.9324.52.433189.811.583.5468.55

22)

圓周速度：

t601000

3.1493.3460.95601000

0.3m3)

計算齒寬及模數：齒寬：

d

t

193.3493.34

模數:

m

d

3

3.62mm齒高:

nt

2.253.628.15mm∴8.154）計算縱向重合

：

0.318zd

0.318tan145)計算載荷系數：--

根據,v0.29/sA

,8級精度查得

動載數

，K

H

，1.27,KF故載荷系數

H

K1.4FAV

H

1.1.4672.16)

按實際載荷系數校正分度圓直徑：d

3

d

t

3

t

93.34

3

2.11.6

102.2mm7）計算模數：m

n

d33

102.2

3.975.2.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設計公式為n

3

2cos1zd1

2

F

(1)確定公式內的各計算數值1)根據縱向重合

1.98從圖中查得螺旋角影響系Y2)計算當量齒數：

zv3zv4

zcoszcos

3343

25314104314

27.373)查圖得齒輪的彎曲疲勞強度極限

FE

480;大齒輪的彎曲疲勞強度極限

MPa;4)查圖取彎曲疲勞壽命系

FN3

0.95,

FN4

5)計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞安全系數S=1.4,F3F4

KFN3SK4FNS

0.954801.40.911.4

325.71MPa162.5MPa6)計算載荷系數K.K

KKKKAV

1.41.271.837）查取齒形系數.--

Sa2Sa2查表得

Y

Fa

Y4

2.19.8）查取應力校正系數.查表得Y3

4

1.78639）計算大、小齒輪的

YYF

并加以比較.YY33F3YY44F4

2.561.6037325.712.19162.5

0.01260.02407大齒輪的數值大.(1)設計計算m

3

21.834293200.881251.58

2

14

mm2.96mm對比計算結,由齒面接觸勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數,由于齒輪模數的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑(即模數與齒數的成積有關,可取彎曲強度算得的模數2.96mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直dmm,算出小齒輪齒數n

3

3n

，大齒輪齒數

22.這樣設計出的齒輪傳動滿足了齒面接觸疲勞強度,滿足齒根彎曲疲勞強度做到結構緊湊,避免浪費.5.2.4幾何尺寸計算（1）計算中心距

zzm12n2cos

(2377)32cos

153.05將中心距圓整為153mm.（2）修正螺旋角arccos

zzm12na

arccos

(2222

13.93

值改變不多，故參

、、等不必修正。H（3）分度圓直徑：--

34

m3m4

3cos3cos13.93

238（4）齒輪寬度：d

取

4

3

6、軸的設計計算6.16.1.1軸的結構尺寸設計1.高速軸的功P2.97kw，轉n960/11

mm，轉矩29.551

m根據結構及使用要,把該軸設計成階梯軸且為齒輪,分七段,其中第5段為齒輪,如圖6-1所示:圖6-1高速軸由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為鋼,熱處理為調制處理,材料系數A為120。所以,有該軸的最小軸徑為:

d

min

0

3

P1n1

120

3

2.97960

17.48mm此處最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，選擇半聯軸器的孔徑mm半聯軸器長度mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長Lmm。其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:表6-1

高軸構寸計--

、、階梯軸段

設計計算依據和過程由半聯軸器孔徑確定

計算結果l略小于聯軸器轂孔長度，轂孔長

d

11

mm第1段

Lmml3611

11

為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取第2段

dmm2段的直徑為右端到聯軸器左端距離為

，取端蓋35,

d

26mm端蓋總寬度為

30

l65

12

第3段

dmm根據，預選軸承7206CdDB30mm62mm16dl由軸承尺寸確定1312

mm

d13l13

3016查得7206C型軸承的定位軸肩高度第4段

3為，因此，取361416l4)50108mm2

dl14

36mm108mm第5段

d頂圓直mm15

d

15

mmlmm15

15

50

第6段

d

16

14

16

36

l16

5mm

16

5--

第7段

l17

d1713（7mm為套筒寬度）

1717

mm6.1.2高速軸上軸承的選定計算該軸承設計為面對面形式，預計壽命為年，即12480小時。1計算軸承的徑向載荷F

r

125.12計算的軸向載荷F176、dr12

0.68

2

85，此，

ae

Fd

355d1故FFa13求比值

85a1.37、2r1r2

F，因為角接觸球軸e的最大值為0.56，故1、a2r1r2

均大于e。4初步計算當量動載荷P取f為1.2，XP(XFYF)258.870.871r1125.15求軸承應有的基本額定動載荷值CP11

60'h6

498

3

60960124806

4461NC

2

150.3

3

60960124806

1346初選的軸承為7206C，它的額定動載荷分別為KNKN,故符合條件。6.2軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸,共分六段如圖6-2所示:--

圖6-2中間軸由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸因此其材料須與齒輪材料相同,均45鋼,熱處理為調制處理,取材料系數

。有該軸的最小軸徑為:d

21

0

3

P2n2

120

3

2.85213.33

28.47mm因鍵槽開在中間，其影響不預考慮

標準化d

35其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:表6-2中間軸構寸計階梯軸段

設計計算依據和過程

計算結果d

21

0

3

2n2第1段

由軸承尺寸確定(軸承預選

d

357207CDmmlB30mm21

l第2段

d由齒輪孔徑決定，d

40

d

40mml略小于齒輪寬度，l

48

l

48第3段

23

mm

23

48l23

l10mm23第4段

d

圓直徑mml寬mm

l

68mmmm--

l由第5段

d

25

d23l10mm25

mm

l

48第6段

26

d

d2621B1

3530h

26

3526

6.36.3.1軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸,共分七段如圖6-3所示:圖6-3低速軸考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼,熱處理調質處理,取材料系數A0所以,有該軸的最小軸徑為:d

3min

0

3

pn

33

120

3

2.7460.95

42.67顯然此段軸是安裝聯軸器的，選擇聯軸器，取半聯軸器孔徑為

mm，故此段軸徑為

31

mm半聯軸器長Lmm半聯軸器與軸配合的轂孔長度L84mm第一段的長度應比聯軸器的轂孔長度略短，故l82其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:表6-3低速軸構寸計階梯軸段第1段

設計計算依據和過程4531l31(由聯軸器寬度尺寸確定)

計算結果31l31第2段

為了滿足半聯軸器的軸向定位要求一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為32，

32l32

55--

、、端蓋等因素確定，l32

55

mm根據

32

，預選軸承

7210C第3段

dDB承尺寸確定

mm

mm

mm，dl由軸3333

33

33

l2033第4段

mm33mm3435lL23536373333（L20)65mm

l

mm為箱體內壁軸向距離，為軸承端面至箱體內壁距離）d

35

d

34

565第5段

l10mm35

3535

mm第6段

取安裝齒輪處的軸直徑d

36

55段的長度略

36

55小于齒輪寬度，36

36

第7段

37

dd373h

50mm332949

d37l37

50mm49mm6.3.2低速軸的受力分析及計算軸的受力分析及載荷分析如圖所示Ft

T3d4

2429.3210

3

2682NFrFt

tancos

2682

tancos

1009NFFtan2682tan14.64Na--

圖6-4低速軸受分及矩從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，計算出的截面處MMM的值列于下表：

H

、載荷

水平面H

崔直面V支反力F

F

NH

930N,F

NH2

FNNV1FNV彎矩M

H

V1V2

N13578

總彎矩

MM

12

144221N110576

mmmm扭矩T

TN36.3.3減速軸的校核由手冊查材料45鋼的強度參數

]60MPa--

223223C截面彎扭合成應力：(0.6)

ca

M21

23W

144221429320)0.155

16.5]a由計算結果可見C截面安全。6.3.4減速軸上軸承選擇計算該軸承設計為面對面形式，預計壽命為年，即52560小時。1）計算軸承的徑向載荷F

793NF219Nr22）計算軸承的軸向載得d

0.68F

r

539、Fd2

0.68

r2

148.92N，此，aed2

Fd1故Fa13）求比值

148.92FFa1、FFr1r2

FF0.68，因為角接觸球軸e的最大值為0.56，故、FFr1r

均大于e。4）初步計算當量動載荷P取f為1.2X0.41,YP(XF1pr

1

a

1

)1.27930.87818.92N1.2(0.41148.920.87)263.22N25）求軸承應有的基本額定動載荷值CP11

60'h106

1245

3

606012480106

4426C2

3

606012480106

N初選的軸承為7210C，它的額定動載荷分別32.8和3KN,故符合條件。7、各軸鍵、鍵槽的擇及其校核因減速器中的鍵聯結均為靜聯結因此只需進行擠壓應力的校核.7.1帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選鍵B6X6,鍵長28,GB/T1096聯結處的材料分別為:45鋼(鍵)、45鋼(軸)7.2--

按照輪轂處的軸徑及軸長選鍵B12X8GB/T1096聯結處的材料分別均為45鋼此時,鍵聯結合格.7.3低速級大齒輪處鍵按照輪轂處的軸徑及軸長選鍵B16X10,鍵長56GB/T1096聯結處的材料均為:45鋼其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊[

p3

]110MPa

p3

T3dlk

56

46.46MPap3該鍵聯結合格7.4按照聯軸器處的軸徑及軸長選鍵12X8,鍵長70,GB/T1096聯結處的材料分別為:45鋼(聯軸器)、45鋼(鍵)、45鋼(軸)其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊

p

]

4

T3

704

4該鍵聯結合格.8、聯軸器的選擇計8.18.1.1類型選擇選用彈性套柱銷聯軸器8.1.2載荷計算轉22.13N，查K，故計算轉矩為Aca

K1.329.5538.415NA

8.1.3型號選擇TL4彈性套柱銷聯軸器的許用轉矩為63最大轉速為5700rmin28，故合用。8.28.2.1類型選擇選用彈性套柱銷聯軸器8.2.2載荷計算轉矩T429.32N，查，故計算轉矩為A--

ca

T1.3429.32NA

558.116N

8.2.3型號選擇TL8型彈性套柱銷聯軸器的許用轉矩為710，許用最大轉速為3000r/min，軸徑為45

mm

，故合用。9、減速器箱體及其件的設計9.1通氣器為使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用油面指示器選用游標尺M16吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞選用外六角油塞及墊片M161.59.2起蓋螺釘型號：GB70-85M10×40,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M6X12,材料Q235中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M8X20,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M8×20,材料Q235箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB5782～86M10×100，材料Q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚

0.0250.02514.8258取(2)箱蓋壁厚=0.02a+1=0.02×153.05+1=1取1(3)箱蓋凸緣厚度b=1.5=1.5×8=1211(4)箱座凸緣厚度b=1.5=1.5×8=12--

(5)箱座底凸緣厚度b=2.5=2.5×8=202(6)地腳螺釘直徑d=0.036a+12=0.036×153.05+12=17.5098(16)f(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)(8)軸承旁連接螺栓直徑d=0.75d=0.75×16=13.15(取14)1f(9)蓋與座連接螺栓直徑d=(0.5-0.6)d=0.55×16=8.8２f(取10)(10)連接螺栓d的間距L=150-200２(11)軸承端蓋螺釘直徑d=(0.4-0.5)d=0.45×16=7.2(取8)3f(12)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d=0.8×10=8２(13)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。(14)外箱壁至軸承座端面的距離

C1C2﹙～10(15)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：(16)齒輪端面與內箱壁間的距離：mm(17)箱蓋，箱座肋厚：m=8mm,m=8mm12(18)軸承端蓋外徑：D＋﹙～﹚整理成表9-1和表9-2表9