立式搅拌机设计课程设计说明书

1毕业设计论文课程设计说明书课程名称：机械设计课程设计题目名称：立式搅拌机设计班级：2008级专业姓名：学号：指导教师：评定成绩：教师评语：2目录第一章设计任务书…………………………………………………………………………3第二章原动装置的设计…………………………………………………………………………3第三章确定传动装置的总传动比和分配传比……………………………………………4第四章计算传动装置的运动和动力参数…………………………………………………5第五章传动零件的设计计算——V带设计………………………………………………7第六章齿轮设计……………………………………………………………………………9第七章轴上的零件的设计………………………………………………………………15第八章轴的强度校核……………………………………………………………………17第九章箱体结构的设计…………………………………………………………………20第十章润滑及密封设计……………………………………………………………………22第十一章小结……………………………………………………………………………23第十二章谢辞……………………………………………………………………………23第十三章参考文献………………………………………………………………………233第一章设计任务书1、设计题目混凝土立式搅拌机。2、搅拌机工作原理用V带将电动机和减速器联接，然后利用减速器的低速轴通过联轴器带动搅拌轴转动。3、已知条件：（1）使用期限8年，每年按300天计算，每天工作10小时；（2）载荷变动中等；（3）单向传动，转速误差不得超过±5%。4、设计数据搅拌转速n=31r/min搅拌力矩T=1115Nm。5、传动方案二级圆柱齿轮减速器和一级带传动。6、设计任务（1）搅拌机总装配图一张（搅拌桶和搅拌叶可以不画），减速器装配图一张（M1:）（2）零件工作图三张（低速级大齿轮，低速轴，箱体）（3）设计计算说明书一份7、设计计算内容1运动参数的计算，电动机的选择；2联轴器的选择；3齿轮传动的设计计算；4轴的设计与强度计算；5滚动轴承的选择与强度计算；6键的选择与强度计算；7V带传动的设计计算。第二章原动装置的设计1、选择电动机按已知的工作要求和条件，选用Y160M2—8电动机。2、选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为4Pd=Pw/ηPw=FV/1000所以Pd=FV/1000η由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为η=η1·η2·η3·η4·η5·式中：η1、η2、η3、η4分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器。根据《机械设计指导书》P5表1-7得：各项所取值如下表：种类取值带传动V带传动0．92齿轮传动的轴承深沟球轴承0．99齿轮传动7级精度的一般齿轮传动0．96联轴器刚性联轴器0．99η=0．92×0．993×0．962×0．99＝0.8145所以Pw=Tnw/9550=1115×31／9550kW=3.619kWPd=Pw/η=3.619/0.8145=4.4432kW3、确定电动机转速搅拌轴的工作转速nw=31r/min，按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1’=2~4,单级齿轮传动比i2’=2~6,则合理总传动比的范围为i’=6～24，故电动机转速可选范围为nd’=i’·nw=(6~24)×31r/minnd’=（186～744）r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案选定电动机型号为Y160M2—8，所选电动机的额定功率Ped=5.5kW，满载转速nm=720r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。第三章确定传动装置的总传动比和分配传动比51、总传动比因为r/min720电所以：总传动比2258.2331720搅拌轴电总nni2、分配传动比根据均匀磨损要求，采用带传动与两级减速器连接传动机构，取带传动比为i1=3，58.2332ii、则：22.2358.233321iii误差分析%.%.%δ03002401002258.2322.232258.23符合设计要求。第四章计算传动装置的运动和动力参数1.电动机轴：P0=Pd=5.5kWn0=nm=720r/minT0=9550×(00Pn)=72.95N·m2.高速轴：P1=P0η1=5.06kWn1=001ni=240r/minT1=9550×(11Pn)=201.342N·m3.中间轴：P2=P1η2η3=4.809kWn2=01ni=80r/min6T2=9550×(22Pn)=574.0663N·m4.低速轴：P3=P2η2η3=4.571kWn3=22ni=31.00775r/minT3=9550×(33Pn)=1407.629N·m5.输出轴：P4=P3η3η4=4.5248kWn4=30ni=31.00775r/minT4=9550×(44Pn)=1393.5527N·m输出轴功率或输出轴转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以联轴器效率(0.99），即P’=0.99P运动和动力参数计算结果整理后如下表所示：轴名功率P(kW)转矩T(N·m)转速n(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴5.572.9572030.921轴5.065.009201.34272.220524030.992轴4.8094.761574.0663568.3256802.580.963轴4.5714.5251407.6291393.55331.00810.99输出轴4.5251379.61731.0087第五章传动零件的设计计算——V带设计1、确定计算功率Pc由教材表8-7查得KA=1.1得Pc=KA·P=11×5.5＝6.05kW2、选取普通V带型号根据Pc=6.05kW，n1=720r/min,由图8-10选用A型普通V带。3、确定带轮基准直径dd1，dd2根据表8-6和表8-8选取dd1=140mm,且dd1=150mmdmin=125mm大带轮直径为dd2=n1·dd1/n2=420mm按表8-8选取标准值dd2=400mm,则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为i=dd2/dd1=400/140mm=2.857n2=n1/i=720/2.857r/min=252r/min从动轮的转速误差率为（252－240）/252×100%=4.76%，在±5%以内为允许值。4、验算带速VV=πdd1n1／60×1000＝5.2752m/s带速在5～25m/s范围内。5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a利用下式初步确定中心距a00.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)即0.7×（140+400)mm≤a0≤2×（140+400)mm378mm≤a0≤1080mm取a0=594mmL0=2a0+π/2(dd1+dd2)+（dd1-dd2）2/4a0=2×594＋π/2×（140+420)＋（420-140）2／(4×594)8=2100.6426mm由表8.4选取基准长度Ld=2000mm由式8.16得实际中心距为a≈a0+（Ld－L0）/2=594+(2000－2100.6426)/2=543.6787mm6、校验小带轮包角α1由式8.17得α1=180°－（dd2－dd1）×57.3°/a=180°－（400－140)×57.3°／543.6787=150.49°＞120°7、确定V带根数由式8.18得Z≥Pc/［P0］=Pc/(P0+△P0)KαKL根据dd1=140mm，n1=720r/min，查表8-4a根据内插法可得：P0=1.29kw由式8-4b得功率增量△P0△P0=0.092kw由表8-2查得带长度修正系数KL=1.03,由表8-5查得包角系数Kα=0.92得Pr=(Po+△P0)KL×Kα=(1.29+0.092)×0.92×1.03kw=1.3096kw普通V带根数：z=Pc/Pr=4.6198圆整取z=5。8、求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，根据式8.19得单根V带的初拉力为：9F0=500Pc(2.5－Kα)/ZvKα+qv2=199.746N由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为FQ=2ZF0sinα1/2=1931.5912N9、设计结果选用5根A型V带，中心距a=543.6787mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=400mm，轴上压力FQ=1931.5912N。第六章齿轮设计1、高速级齿轮传动的设计计算（使用寿命Lh=300X10X8=24000h）小齿轮：40Cr，调质，HB1=280HBS，大齿轮：45钢，调质，HB2=240HBS，齿数：取z1=24则z2=24×3=72取z2=72精度等级：初选7级（GB10095-88）2、按齿轮面接触强度设计（1）设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，即2311)][(132.2HEdtZuuKTd（3）确定公式内的各计算数值a.试选载荷系数3.1tK。b.计算小齿轮传递的转矩mNnPT7579.191105596.1c.按软齿面齿轮非对称安装，由教材选取齿宽系数1d。d.由教材表10-6查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE。e.由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。f.计算应力循环次数1081106288.3810300125260601hjLnN812102096.1iNNg.由教材图10-19取接触疲劳寿命系数92.01HNK；93.02HNK。h.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1MPaMPaSKHHNH55260092.0][1lim11MPaMPaSKHHNH5.51155093.0][2lim22（4）设计计算a.试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中较小的值。mmZuuKTdHEdt9853.82)][(132.22311b.计算圆周速度v。smndvt09496.110006011c.计算齿宽bb=Фd×d1t=1.09496d.计算齿宽与齿高之比b/h模数1139.5631.88421ttmmmmdmz齿高h=2.25mt=7.7799mmb/h=11.0523（5）计算载荷系数K查表10-2得使用系数AK=1;根据smv09496.1、由图10-8得动载系数05.1VK直齿轮1FKK；11查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布置KHβ=1.427由b/h=11.0523,KHβ=1.427由图10-13得KFβ=1.38故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.498。（6）校正分度圆直径1d由教材mmKkddtt0077.87/311（7）计算模数1mmmzdm625.324/0077.87/1113、按齿根弯曲强度设计，公式为131212FaSaFYYKTmdz（1）.确定公式内的各参数值1.由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF5001lim；大齿轮的弯曲强度极限MPaF3802lim；2.由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数9.01FNK，01.12FNK3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得MPaSKFEFNF4286.321][111MPaSKFEFNF1429.274][2224、计算载荷系数KK=KAKVKFαKFβ=1.4495、查取齿形系数1FaY、2FaY和应力修正系数1SaY、2SaY由教材表查得58.11FaY；236.22FaY；58.11SaY；754.12SaY6、计算大、小齿轮的][FSaFaYY