攪拌機傳動裝置設計闡明書學院：專業：班級：學號：姓名：、設計題目，任務及詳細作業設計題目設計任務詳細作業第二章、擬定傳動方案第三章、選取電動機一、選取電動機類型和構造形式 二、選取電動機容量 三、擬定電動機轉速 四、傳動裝置總傳動比 五、傳動裝置運動和動力參數 六、各軸轉速、功率和轉矩 、齒輪設計及參數計算一、選定齒輪類型、精度級別、材料及齒數 二、高速級直齒圓柱齒輪設計計算三、低速級直齒圓柱齒輪設計計算四、各齒輪重要有關參數、聯軸器選取 、軸系零件設計計算一、高速軸 二、中速軸 三、低速軸 第七章、減速器潤滑、密封選取第八章、箱體及附件構造設計及選取一、箱體構造 二、箱體上附件設計 第九章、心得體會第十章、參照文獻第一章設計題目、任務及詳細作業一、設計題目用于攪拌機傳動裝置,傳動裝置簡圖(如圖1-1所示)。圖1-1傳動裝置簡圖工作條件：單班制工作，空載啟動，單向、持續運轉，載荷平穩，工作環境灰塵較大。原始數據：工作機輸入功率7kw，工作機主軸轉速90r/min有效期限：工作期限為八年。生產批量及加工條件：小批量生產。二、設計任務選取電動機型號；設計減速器；選取聯軸器。三、詳細作業減速器裝配圖一張；零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；設計闡明書一份.擬定傳動方案由已知條件可知雙螺旋攪拌機主軸轉速為90r/min。查機械設計手冊中推薦Y系列三相異步電動機技術數據可知，慣用有四種轉速，即3000、1500、1000、750r/min。由經濟上考慮可選取慣用同步轉速為3000、1500、1000r/min。因而減速器傳動比大體在11—33之間，而當傳動比i>8時，宜采用二級以上傳動形式，因而結合傳動比選用二級展開式圓柱齒輪減速器,減速器與電動機采用聯軸器鏈接，因有輕微震動,因此用彈性聯軸器與電機相連。1---電動機2—聯軸器3—減速器4—聯軸器5---工作機主軸二級展開式圓柱齒輪減速器為二級減速器中應用最為廣泛一種，但齒輪相對于軸承位置不對稱，規定軸具備較大剛度。輸入輸出軸上齒輪常布置在遠離軸輸入、輸出端一邊，樣軸在轉矩作用下產生扭轉變形和軸在彎矩作用下產生彎曲變形可某些地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻現象。高速齒慣用斜齒，低速輪可用斜齒或直齒，慣用于載荷分布均勻場合。第三章選取電動機一、選取電動機類型和構造形式電動機類型和構造形式是通過電源、工作條件和載荷等特點來選取。對于攪拌機來說選取Y系列（IP44）三相異步電動機，它能防止灰塵水滴浸入電機內部，自扇冷卻，重要用于對啟動性能、調速性能及轉率無特殊規定通用機械上，并且其構造簡樸、工作可靠、價格低廉、維護以便。電動機軸徑：42鍵槽寬：12鍵槽深：5擬定電動機容量（1）由已知條件工作軸輸入功率Pw（KW）Pw=7KW(2)電動機所需要輸出功率Pd（KW）為了計算電動機所需輸出功率Pd，先要擬定從電動機到工作機之間總功率η總。設η1、η2、η3、分別為彈性聯軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪為通過跑和7級精度齒輪）、滾動軸承（設為球軸承）三者效率。查機械設計課程設計指引表得η1=0.99，η2=0.98，η3=0.99則傳動裝置總效率為：η總=η12η22η33=0.992x0.982x0.993=0.9226工作機實際所需要電動機輸出功率為：Pd=Pw/η總=7/0.9226=7.587KW擬定電動機轉速傳動副傳動比合理范疇：聯軸器傳動比：i聯=1；兩級減速器傳動比：i減=9～49(每級i齒1=3～7)則傳動裝置總傳動比合理范疇為i總=i聯×i齒1×i齒2=1×（9～49）=（9～49）由已知條件可知攪拌機主軸轉速為nd=90r/min則電動機轉速可選范疇為nm(r/min)nm=i總×n=（9～49）×n=9n～49n=810～4410r/min查機械設計手冊慣用電動機規格，符合這一范疇慣用同步加速有3000、1500、1000、750r/min。依照電動機所需功率和同步轉速，以及其她因素，經綜合考慮選用同步轉速為1000r/minY型異步電動機Y160-6，其滿載轉速為970r/min傳動裝置總傳動比傳動裝置總傳動比：i總=nm/nd=970/90＝10.78（式中nm----電動機滿載轉速，nd----攪拌機工作軸轉速，95r/min）傳動裝置各級傳動比，由展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比為取，有，則，。即高速減速傳動比為，低速傳動比為。五、傳動裝置運動和動力參數0軸（電動機軸）轉速功率轉矩1軸（高速軸）轉速功率轉矩2軸（中速軸）轉速功率轉矩3軸（低速軸）轉速功率轉矩六、各軸轉速、功率和轉矩表3-1各軸轉速、功率和轉矩軸0軸1軸2軸3軸轉速n（r/min）970970250.1390.30功率P(Kw)1110.8910.6510.33轉矩T(Nm)108.30107.21406.621092.49第四章齒輪設計一、選定齒輪類型、精度級別、材料及齒數齒輪類型按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動齒輪精度級別攪拌機為普通工作機器，速度不高，故選用7級精度級別。齒輪材料選取由機械設計慣用材料附表中，選取小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45號鋼，硬度為240HBS。兩者材料硬度差為40HBS。齒輪齒數考慮齒輪根切效應以及足夠大模數保證齒根彎曲疲勞強度，并減小傳動尺寸，選取小齒輪齒數高速軸齒數為，中速軸齒數為,則大齒輪齒數高速軸齒數為,取；中速軸齒數為,取。高速級直齒圓柱齒輪設計計算1.按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a）進行計算即（1）擬定公式中各計算數值試選取載荷系數計算高速軸小齒輪傳遞轉矩查資料得，選用齒寬系數由表10-6查得材料彈性影響系數由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸強度極限為，大齒輪接觸強度極限為。由式10-13計算應力循環次數由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數，由式（10-12）得（2）有關計算計算高速軸小齒輪分度圓直徑，代入中較小值計算圓周速度計算齒寬計算齒寬與齒高之比模數齒高齒寬與齒高之比計算載荷系數依照，齒輪為7級精度，由圖10-8查得動載荷系數；經表面硬化直齒輪，由表10-3查得；由表10-2查得使用系數；由表10-4查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，代入數據得，由，，查圖10-13得,故載荷系數按實際載荷系數校正所計算得分度圓直徑,由式10-10a得計算模數按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度設計公式為擬定公式中各計算值由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲強度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，由式10-12得計算載荷系數K查取齒數及應力校正系數由表10-5查得F.計算大小齒輪并加以比較G.設計計算對比計算成果，由齒面接觸疲勞強度計算模數不不大于齒根彎曲疲勞強度計算模數，由于齒輪模數大小重要是取決于彎曲強度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑關于，可以取彎曲強度算得模數2.58，并就近圓整為原則值,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=92.27mm，,算出小齒輪齒數。大齒輪齒數H.幾何尺寸計算計算齒輪分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度低速級直齒圓柱齒輪設計計算按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a）進行計算即（1）擬定公式中各計算數值試選取載荷系數計算高速軸小齒輪傳遞轉矩查資料得，選用齒寬系數由表10-6查得材料彈性影響系數由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸強度極限為，大齒輪接觸強度極限為。由式10-13計算應力循環次數由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數，由式（10-12）得（2）有關計算計算高速軸小齒輪分度圓直徑，代入中較小值計算圓周速度計算齒寬計算齒寬與齒高之比模數齒高齒寬與齒高之比計算載荷系數依照，齒輪為7級精度，由圖10-8查得動載荷系數；經表面硬化直齒輪，由表10-3查得；由表10-2查得使用系數；由表10-4查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，代入數據得，由，，查圖10-13得,故載荷系數按實際載荷系數校正所計算得分度圓直徑,由式10-10a得計算模數按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度設計公式為擬定公式中各計算值由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲強度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，由式10-12得計算載荷系數K查取齒數及應力校正系數由表10-5查得F.計算大小齒輪并加以比較G.設計計算對比計算成果，由齒面接觸疲勞強度計算模數不不大于齒根彎曲疲勞強度計算模數，由于齒輪模數大小重要是取決于彎曲強度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑關于，可以取彎曲強度算得模數3.54，并就近圓整為原則值,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=147.30mm，,算出小齒輪齒數。大齒輪齒數H.幾何尺寸計算計算齒輪分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度六、各齒輪重要有關參數項目齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4模數3344齒數3112137104分度圓直徑93363148412齒輪寬度10095155150齒頂圓直徑95365150414第五章聯軸器選取Ⅰ軸聯軸器，查表14-1由于轉矩變化中檔可取，依照機械設計手冊3表22.5-37，選用LH型彈性柱銷聯軸器:LH3聯軸器其公稱扭矩,許用最大轉速為,軸徑為之間，由于電機軸徑固定為42mm,而由估算可得1軸軸徑為40mm。Ⅲ軸聯軸器，查表14-1由于轉矩變化中檔可取，機械設計手冊3表22.5-37，選用LH型彈性柱銷聯軸器:LH5聯軸器,其公稱扭矩,許用最大轉速為,軸徑為之間,由估算可選兩邊軸徑為55mm.第六章軸設計高速軸選取軸材料及熱解決辦法，考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大，選用齒輪軸,選取軸材料為40Cr，依照毛坯直徑，熱解決辦法為調質擬定軸最小直徑，依照公式15-2扭轉強度估算軸最小直徑公式查表15-3，考慮鍵：有一種鍵槽，擬定各軸段直徑：不不大于軸最小直徑24.69且考慮與聯軸器內孔原則直徑配合，取,考慮密封圈及定位軸肩高度，取考慮軸承選用6209軸承查機械設計手冊3表20.6-1，、、、、、，取考慮軸承定位,查機械設計手冊3表20.6-1考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大，選用齒輪軸，此時考慮軸承定位，查機械設計手冊3表20.6-1（同一對軸承）4．擬定與軸長關于參數(1)機座壁厚,查機械課程設計指引書表5-1(2)地腳螺栓直徑，查機械課程設計指引書表5-1(3)軸承旁聯接螺栓直徑,查機械課程設計指引書表5-1(4)、、、至外機壁距離C1,查機械課程設計指引書表5-2(5)、、至外機壁距離C2,查機械課程設計指引書5-2(6)內壁至軸承座端面距離,查機械課程設計指引書(7)軸承蓋螺釘直徑,查機械課程設計指引書表5-1,(8)軸承蓋厚度t,查機械課程設計指引書表3，(9)齒輪端面與內機壁距離,查機械課程設計指引書表3,(10)軸承內端面至箱體內壁距離,查機械課程設計指引書)(11)拆卸螺釘所需長度L,查機械課程設計指引書)5.計算各軸段長度。(1)查機械設計手冊3表22.5-37，J型軸孔長度84mm(2)(3)查機械設計手冊3表20.6-1,=B=18mm(4)：(5):(6):(7)：查機械設計手冊3表20.6-1，(8)L（總長）:L=82+56.5+18+174+100+14+18=462.5mm(9)兩軸承支點距離S：S=176+100+14+18=308mm6、高速軸軸承選取和校核(1)高速軸軸承選取選取I軸軸承6209軸承，查機械設計手冊3表20.6-1基本額定載荷、，校核軸承，軸承使用壽命為8年，每年按300天、每天按小時計算。由已知計算得小齒輪傳遞轉矩；小齒輪分度圓直徑。則圓周力徑向力(2)校核I軸軸承與否滿足工作規定,畫軸受力簡圖。（3）則合成支反力、（4）計算軸承當量載荷、，由于只受徑向載荷則；查表13-6可知載荷系數；由此（5）校核所選軸承由于兩支承用相似軸承，故按當量動載荷較大軸承計算，查表13-4取溫度系數，計算軸承工作壽命：7.高速軸軸上鍵強度校核(1)鍵選取選用普通圓頭平鍵A型,軸徑,查表6-1，得寬度,高度（2）鍵校核鍵長度不大于輪轂長度且鍵長不適當超過，前面算得取,依照鍵長度系列查表6-1選鍵長。鍵，軸，輪轂材料都為鋼,有輕微沖擊，查6-2得許用擠壓應力,取.鍵工作長度：鍵與輪轂鍵槽接觸高度：由式6-1得：σp=則鍵連接強度條件為：二、中速軸1.選取軸材料及熱解決辦法，查表15-1選取軸材料為45，依照毛坯直徑，熱解決辦法為調質解決2．擬定軸最小直徑,依照公式15-2查表15-3，考慮鍵：有一種鍵槽，3．擬定各軸段直徑(1)：考慮軸承選用6208軸承查機械設計手冊3表20.6-1，、、、、、，(2)：考慮該軸段與齒輪配合并用鍵定位且鍵尺寸(3)：軸肩定位(4)：(5)：（一對同型號軸承）4．計算各軸段長度(1)：查機械設計手冊3表20.6-1;；;(2)：(3)：(4)：(5)：查機械設計手冊3表20.6-1;;(6)L（總長）：(7)兩軸承支點距離5、中速軸軸承選取和校核(1)中速軸軸承選取選取中速軸軸承6208軸承，查機械設計手冊3表20.6-1基本額定載荷、，校核軸承，軸承使用壽命為8年，每年按300天、每天按小時計算。由已知計算得中速軸傳遞轉矩；齒輪2分度圓直徑，齒輪3分度圓直徑。則圓周力徑向力則圓周力徑向力(2)校核中速軸軸承與否滿足工作規定,畫軸受力簡圖。(3)則合成支反力、(4)計算軸承當量載荷、，由于只受徑向載荷則查表13-6可知載荷系數；由此(5)校核所選軸承由于兩支承用相似軸承，故按當量動載荷較大軸承Pr1計算，查表13-4取溫度系數，計算軸承工作壽命：6、中速軸軸強度校核由已知計算得中速軸傳遞轉矩；齒輪2分度圓直徑，齒輪3分度圓直徑。則圓周力徑向力則圓周力徑向力(2)做出彎矩圖(3)求出支反力==1224.86N===1050.01N===3365.26N===2884.88N(4)求各截面彎矩B斷面彎矩:N.mmN.mmC斷面彎矩：N.mmN.mm合成彎矩B斷面：==261430.29N.mm合成彎矩C斷面：==162711.33N.mm(5)安彎矩合成應力校核軸強度由于MB>MC，因此B斷面為危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則依照式15-5及上面數據，取=0.6，軸計算應力=22.87MPa前已選用軸材料為45鋼，調制解決，由表15-1查得[]=60Mp，，故安全。7、中速軸軸上鍵強度校核由于齒輪2要比齒輪三窄些，兩軸段直徑同樣，即只需校核齒輪2鍵。1．鍵選取選用普通圓頭平鍵A型,軸徑,查表6-1，得寬度,高度,2．鍵校核鍵長度不大于輪轂長度且鍵長不適當超過，前面算得安裝齒輪2軸段長92mm,依照鍵長度系列查表6-1選鍵長。鍵，軸，輪轂材料都為鋼,有輕微沖擊，查6-2得許用擠壓應力,取.鍵工作長度：鍵與輪轂鍵槽接觸高度：由式6-1得：則鍵連接強度條件為：低速軸1.選取軸材料及熱解決辦法，查表15-1選取軸材料為45，依照毛坯直徑，熱解決辦法為調質解決2．擬定軸最小直徑依照公式15-2扭轉強度估算軸最小直徑公式查表15-3，查表15-3，考慮鍵：有一種鍵槽，3．擬定各軸段直徑(1)：不不大于最小直徑53.52mm且考慮到與聯軸器內孔原則直徑配合(2):,考慮密封圈及定位軸肩高度選(3)：考慮軸承選用6011軸承查機械設計手冊3表20.6-1，、、、、、(4)：考慮軸承定位，查機械設計手冊3表20.6-1(5)：考慮到齒輪定位，(6)：(7)：同一對軸承）4.擬定與軸長關于參數。(1)：查機械設計手冊3表22.5-37，J型軸孔長度107mm(2)：(3)：查機械設計手冊3表20.6-1，(4)：(5)：軸肩考慮內壁圓整(6)：(7)：查機械設計手冊3表20.6-1;；；(8)L（總長）：L=105+57+18+104.5+9.5+147+39.5=480.5mm(9)兩軸承支點距離S：S=104.5+9.5+147+39.5=270.5mm5、低速軸軸承選取和校核(1)低速軸軸承選取選取低速軸軸承6013軸承，查機械設計手冊3表20.6-1基本額定載荷Cr=32KN、Cor=24.8KN，校核軸承，軸承使用壽命為8年，每年按300天、每天按小時計算。由已知計算低速軸傳遞轉矩；齒輪4分度圓直徑。則圓周力徑向力校核低速軸軸承與否滿足工作規定,畫軸受力簡圖。(3)則合成支反力、(4)計算軸承當量載荷、，由于只受徑向載荷則,查表13-6可知載荷系數；由此(5)校核所選軸承由于兩支承用相似軸承，故按當量動載荷較大軸承計算，查表13-4取溫度系數，計算軸承工作壽命：6、低速軸上鍵強度校核由于低速軸傳遞力矩一定和聯軸器配合軸段要細某些，因此只需校核聯軸器定位鍵。(1)鍵選取選用普通圓頭平鍵A型,軸徑,查表6-1，得寬度b=14mm,高度h=9mm,(2)鍵校核鍵長度不大于輪轂長度且鍵長不適當超過，前面算得取,依照鍵長度系列查表6-1選鍵長L=100mm。鍵，軸，輪轂材料都為鋼,有輕微沖擊，查6-2得許用擠壓應力,取.鍵工作長度：鍵與輪轂鍵槽接觸高度：由式6-1得：第七章、減速器潤滑、密封選取1、傳動零件潤滑(1)齒輪傳動潤滑，由前面已經算得齒輪圓周速度V=<12m/s，選取浸油潤滑(2)滾動軸承潤滑由于高速軸中速軸齒輪圓周速度v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而低速軸軸齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑。運用齒輪轉動將油引入油溝從而使軸承得以潤滑2、減速器密封(1)軸外伸端密封高速軸：與之配合軸直徑是40mm，查機械工程圖學附表33選d=39mm氈圈油封；中速軸：無需密封圈；低速軸：與之配合軸直徑是55mm，查機械工程圖學附表33，選d=53mm氈圈油封。(2)箱體結合面密封軟鋼紙板第八章箱體構造設計一、箱體構造依照箱體與軸配合、與軸承配合、與齒輪配合，取鑄鐵減速器箱體其重要構造尺寸如表9-1所示：表9-1尺寸表名稱符號減速器型式及尺寸關系箱座厚度δ8mm箱蓋厚度δ18mm箱蓋凸緣厚度b112mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b220mm地腳螺釘直徑df20mm地腳螺釘數目n6軸承旁邊聯結螺栓直徑d116mm蓋與座聯結螺栓直徑d212mm聯接螺栓d2間距l160mm軸承端蓋螺釘直徑d310mm視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷直徑d8mm至外箱壁距離、至凸緣邊沿距離C1C2262218mm2416mm軸承旁凸臺半徑R1R1=C2凸臺高度h依照低速級軸承外徑決定外箱壁至軸承座端面距離l156mm鍛造過度尺寸x,yX=3mm,y=15mm大齒輪頂圓與內箱壁距離Δ110mm齒輪端面與內箱壁距離Δ210mm箱蓋，箱座肋厚m1、mm1=6.8mm，m=6.8mm,軸承端蓋外徑D2高速軸：D2=120mm中速軸：D2=120mm低速軸：D2=130mm軸承旁聯接螺栓距離S二、箱體上附件設計（1）視孔及視孔蓋,視孔蓋構造及尺寸如圖9-1所示：(a)(b)圖9-1構造尺寸圖（2）油標圖9-2所示（3）放油孔及放油螺塞圖9-3圖9-2油標圖9-3放油螺塞如上圖桿式油標，螺紋直徑選為M16，則相應系數為：放油螺塞直徑取為，則相應其她參數為：（4）旋蓋式油杯由于油杯為原則件,因此綜合考慮,選定為旋蓋式油杯,型號為A50GB1154，構造如圖9-4(1)為通氣孔(2)為油杯內撐(3)為放油口(4)為油杯蓋