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JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 設 計
題目： 小型混泥土攪拌機設計
學 院： 工學院
姓 名： 黃 亞 輝
學 號： 20091074
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
年 級： 2009級
指導教師： 吳瑞梅 職 稱： 副教授
二0一三年 五月
江西農(nóng)業(yè)大學工學院本科畢業(yè)設計
摘 要
目前，混泥土攪拌機在國內(nèi)外都有著飛速的發(fā)展，國際競爭力在不斷提高。
為了滿足市場需求，完善產(chǎn)品系列，適應小型建筑施工和實驗室工作的需求，設
計了此混泥土攪拌機。
本課題主要研究立軸式混泥土攪拌機的工作原理以及攪拌機攪拌系統(tǒng)方案設計。根據(jù)設計要求，對混泥土攪拌機的攪拌系統(tǒng)初步定型，并對攪拌系統(tǒng)的主要部件進行設計和計算。主要設計結論如下：
（1）攪拌機的結構方案分析與總體設計
本攪拌機的結構是由機架、攪拌裝置、傳動系統(tǒng)所主成。 機架是整個設備的支撐部分，由槽鋼和鋼管焊接而成。攪拌裝置由攪拌筒、攪拌軸、攪拌鏟片所主成，攪拌鏟片固定在攪拌臂上，并且與攪拌軸主成一體，攪拌鏟與攪拌筒底間隙可微量調(diào)整。傳動系統(tǒng)由電動機、減速器、帶傳動、鏈傳動所組成。
（2）攪拌裝置的設計
攪拌裝置是安裝在軸套上的鏟片式葉片，葉片隨軸的旋轉而轉動，對筒內(nèi)物料進行攪拌，是物料混合均勻，攪拌臂向上伸出，可起到攪拌上方物料的作用。
（3）傳動系統(tǒng)的設計
傳動系統(tǒng)是由V帶傳動和鏈傳動來傳遞運動的。電動機輸出轉速通過V帶傳動傳遞到減速器，減速器又通過鏈傳動將轉速傳遞給攪拌機的主軸，主軸帶動軸套轉動，從而使攪拌葉片旋轉，來完成攪拌的工作。
關鍵詞：攪拌機；立軸；混泥土
Ⅰ
Abstract
At present, concrete mixer at home and abroad have a rapid development, international competitiveness in the continuous high. In order to meet market demands, improving the product series, adapt to the small building construction and laboratory work demand, design the concrete mixer.
This topic research vertical shaft type concrete mixer work principle and blender mixing system design. According to the requirements of the design of concrete mixer, the mixing system, and the preliminary finalize the design of the main parts by mixing system design and calculation. The main conclusions are as follows:
(1)mixer with the overall structural design of program analysis
The structure is a rack mixer, mixing equipment, drive into the main.
The support of the entire equipment rack is part of the channel steel and steel pipe welded. Mixing device consists of the mixing tube, shaft, mixing shovel into a film by Lord Spatula piece fixed to the mixing arm, and with the main shaft into one, Spatula and mixing tube at the end of the gap can be micro-adjusted. Transmission from the motor, gearbox, belt drive, chain drive of the composition.
(2) mixing device design
Mixing device is installed in the sleeve piece on the shovel blade, blade rotation with the axis of rotation of the barrel for mixing the material, the material is mixed, stirring arm extended upward, may play a role in mixing the material above.
(3) transmission system design
Transmission by V belt drive and chain drive to transfer movement. Motor output speed to pass through the V-belt transmission to the gearbox, gearbox and chain drive to speed to pass through to the mixer spindle drive shaft rotation, so that the mixing blades rotating, stirring to complete the work.
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字典
Keywords Mixer Vertical axis Concrete
Ⅱ
目 錄
1 總體概述 1
1.1畢業(yè)設計課題 1
1.2 設計的總體要求 1
1.3 設計大綱 1
1.3.1 設計原則 1
1.3.2 原始數(shù)據(jù) 1
1.4泥土攪拌機的概述 1
2、設計的主要內(nèi)容 2
2.1攪拌裝置的設計 2
2.2傳動裝置的設計 2
2.3機座與支架的設計 3
2.4電器控制系統(tǒng)的設計 3
3、主要機構具體結構設計及參數(shù)設計 3
3.1攪拌裝置的設計 3
3.1.1攪拌桶的設計 3
3.1.2攪拌葉片的設計 4
3.2傳動裝置的設計 6
3.2.1電動機的選擇 6
3.2.2電動機的選擇 8
3.2.3軸的設計計算 15
3.2.4滾動軸承的選擇及計算 24
3.2.5鍵聯(lián)接的選擇及計算 26
3.2.6減速器附件的選擇 27
3.2.7潤滑與密封 27
3.3機座與支架的設計 27
3.4電器控制系統(tǒng)的設計 28
4、參考文獻 29
1 總體概述
1.1 畢業(yè)設計課題
小型混泥土攪拌機
1.2 設計的總體要求
① 滿足使用要求
② 滿足經(jīng)濟性要求
③ 力求整機的布局緊湊合理
④ 工業(yè)性要求簡單而實用
⑤ 滿足有關的技術標準
1.3 設計大綱
1.3.1 設計原則
① 攪拌機技術條件應滿足GB9142-2000《混泥土攪拌機技術條件》規(guī)范；
② 所用圖紙的幅面應符合GB4457-2000《中華人民共和國標準機械制圖》中的相關定。
1.3.2 原始數(shù)據(jù)
攪拌機類型：
多功能攪拌機
應用領域：
固、液、干粉、飼料、肥料、混泥土、沙石、灰漿、泥灰、灰泥、沙漿、砂漿、膏體、粉末、水泥、泥漿
動力類型：
電動
布局形式：
立式
作業(yè)方式：
連續(xù)作業(yè)式
型號：
JY1-150
攪拌方式：
強制式攪拌
攪拌鼓形狀：
鼓筒型
裝置方式：
移動式
料桶容量：
150（L）
生產(chǎn)能力：
120（L）
轉速范圍：
30（r/min）
1.4泥土攪拌機的概述
混泥土攪拌機種類繁多，混泥土攪拌機按作業(yè)方式分有循環(huán)作業(yè)式和連續(xù)作業(yè)式兩種。循環(huán)作業(yè)式的供料、攪拌、卸料三道工序是按一定的時間間隔周期進行的，即按份拌制。由于拌制的各種物料都經(jīng)過準確的稱量，故攪拌質(zhì)量好。目前大多采用此種類型的作業(yè)方式。連續(xù)作業(yè)式的上述三道工序是在一個較長的筒體內(nèi)連續(xù)進行的。雖然其生產(chǎn)率較循環(huán)作業(yè)式高，但由于各料的配合比、攪拌時間難以控制，故攪拌質(zhì)量差。目前使用較少。
混泥土攪拌機按攪拌方式分有自落式攪拌、強制式攪拌兩種。自落式攪拌機就是把混合料放在一個旋轉的攪拌鼓內(nèi)，隨著攪拌鼓的旋轉，鼓內(nèi)的葉片把混合料提升到一定的高度，然后靠自重自由撒落下來。這樣周而復始地進行，直至拌勻為止。這種攪拌機一般拌制塑性和半塑性混泥土。強制式攪拌機是攪拌鼓不動，而由鼓內(nèi)旋轉軸上均置的葉片強制攪拌。這種攪拌機拌制質(zhì)量好，生產(chǎn)效率高；但動力消耗大，且葉片磨損快。一般適用于拌制干硬性混泥土。混泥土攪拌機按裝置方式分有固定式和移動式兩種。固定式攪拌機是安裝在預先準備好的基礎上，整機不能移動。它的體積大，生產(chǎn)效率高。多用于攪拌樓或攪拌站。移動式攪拌機本身有行駛車輪，且體積小，重量輕，故機動性能好。應用于中小型臨時工程。混泥土攪拌機的出料方式分有為傾翻式和非傾翻式兩種。傾翻式靠攪拌鼓傾翻卸料，而非傾翻式靠攪拌鼓反轉卸料。
混泥土攪拌機可按攪拌鼓的形狀不同，有梨型、鼓筒型、雙錐形、圓盤立軸式和圓槽臥軸式五種。前三種系自落式攪拌；后兩種為強制式攪拌，目前國內(nèi)較少使用?；炷嗤翑嚢铏C按攪拌容量分有大型（出料容量1000~3000L）、中型（出料容量300~500L）和小型（出料容50~250L）。各攪拌機的分類。
2 設計的主要內(nèi)容
2.1 攪拌裝置的設計
攪拌裝置是混泥土攪拌機的主要裝置，主要起將物料攪拌攪拌均勻的作用，主要由攪拌軸、攪拌葉片和攪拌桶組成。
2.2 傳動裝置的設計
傳動裝置主要起動力傳輸以及控制轉速作用，主要由齒輪、皮帶輪，軸、軸承等一系列零件組成。減速機與攪拌主軸間采用鼓型齒聯(lián)軸器聯(lián)結，攪拌主軸采用高速端十字軸萬向聯(lián)軸器同步，使兩軸作反向同步運轉，達到強制攪拌效果，與傳統(tǒng)的大小的鏈輪傳動，大齒輪同步的結構相比，具有結構緊湊，傳動平穩(wěn)，遇非正常過載時能通過皮帶打滑保護等特點。
2.3 機座與支架的設計
機座與支架主要起固定支撐作用，使混泥土攪拌機能正常穩(wěn)定的工作而不至于在攪拌的時候由于攪拌導致機器的晃動。
2.4 電器控制系統(tǒng)的設計
主要通過控制電機和傳動裝置來調(diào)節(jié)攪拌速度和精度。
3 主要機構具體結構設計及參數(shù)設計
3.1 攪拌裝置的設計
攪拌裝置包括：主要由攪拌軸、攪拌葉片和攪拌桶組成。具體結構如下圖所示
3.1.1 攪拌桶的設計
設計要求 攪拌類型：強制式攪拌
攪拌鼓形：為鼓桶型
鼓桶容量：150L
底端內(nèi)徑：D=600mm 底端外徑：D1=620mm
鼓桶大致設計結構圖如下：
圖1鼓桶
鼓桶強度計算：
混泥土密度不固定，根據(jù)配料比例不同，密度會不一樣，一般來說：輕質(zhì)泡沫混泥土的密度小，密度等級一般為300-1800kg/m3。所以在鼓桶滿載的情況下鼓桶中混泥土的重量為：
M=ρ×V=1800×0.15=270kg
則延鼓桶軸線作用于同底的作用力為：
F=Mg=270×9.8=2646N
鼓桶的壁厚δ=10mm，δ< ，所以鼓桶為薄壁圓筒。所以鼓桶的橫截面積為：
A=πDδ=3.14×600×10=18840mm2=1.88×10-2m2
所以鼓桶截面上的最大應力為：
σ`= =140445.86N/m2
鼓桶材料選取：Q345
鼓桶制作工藝：采用沖壓工藝
3.1.2 攪拌葉片的設計
攪拌葉片是混泥土攪拌機實現(xiàn)其工作性能的關鍵，攪拌桶攪拌性能是通過攪拌葉片對拌合料連續(xù)不斷的碰撞而實現(xiàn)的，因此攪拌葉片的設計直接影響攪拌機整體設計的成敗。目前攪拌葉片的形式大致分為渦輪式、螺旋槳式、槳式三種。一般常用的形式為平直葉片渦輪式、傾斜葉片渦輪式、船用螺旋槳式、錨式、帶式。
葉片螺旋線母線：目前攪拌葉片普片采用直板螺旋面，其圓筒母線采用的線型是阿基米德螺旋線，錐筒葉片采用對數(shù)螺旋線接頭處進行螺旋線的擬合。
母線在繞軸線作勻速圓周運動的同時, 沿軸線方向作勻速或變速直線運動, 該母線的運動軌跡形成等螺距或變螺距螺旋面。母線為直線形成直紋螺旋面母線為曲線形成非直紋螺旋面。軸線與螺旋面軸線重合的圓柱面或圓錐面同該螺旋面的交線分別稱為圓柱螺線或圓錐螺線。螺線的切線和圓柱面或圓錐面的母線之間的夾角稱為螺旋角, 用β表示。
斜面傾角和物料下滑角：性質(zhì)一定的物料，在性質(zhì)（主要是粗糙度）一定的傾角平板上，由于自身重力在斜面方向的分力剛夠克服平板對物料的摩擦力和粘附力而開始下滑，這時平板的斜角ɑ叫做該種物料對于該種平板的下滑角，用Ψ表示。物料沿斜線下滑的條件是ɑ≥Ψ。
圖2混泥土下滑實驗曲線
斜面最大傾斜線S：斜面上物料的下滑方向，是沿著斜面的最大傾斜線S的方向，如圖3所示,即斜面上對水平面H的最大傾斜線AC由圖3 可知
（1）
圖3斜面及最大傾斜線
（1）
由（1）式得
又因為
故有
代入上式得： （2）
（3）
由（2）或（3）式可求出最大傾斜位置。
代入數(shù)據(jù)，根據(jù)臨界線圖可得出圓住螺旋角為68o。
3.2 傳動裝置的設計
圖4傳動裝置
3.2.1 電動機的選擇
類型和結構的選擇：
選擇Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步立式電動機。
功率的確定：
1)工作機所需功率
Vm=30×0.32×3.14/60=0.1413m/s
Pw=FwVw=3.0×0.1413=0.429KW
2)電機至工作間總效率的確定：
取聯(lián)軸器效率η1＝0.99；滾動軸承效率η2＝0.99；錐齒輪傳動效率η3＝0.97圓柱齒輪傳動效率η4＝0.98工作機效率ηw＝0.96；
則總效率η＝(η1)2(η2)2(η3)2(η4)2ηw≈0.83。
3)電動機所需功率Pd：Pd＝Pw/η≈0.517KW。
4)電動機額定功率Pm：因Pm≥Pd，故取Pm＝550W，查《機械設計、課程設計》表17－7選擇型號為Y80M1—4的電動機，該電機額定功率Pm＝550W，滿載轉速nm＝1390r/min。
傳動比的分配：
1)總傳動比：鼓桶轉速nw=30r/min，則總傳動比i＝nm/mw≈46.33。
2)確定一級圓錐齒輪傳動比i1：i1＝3.1。
3)確定二級圓柱齒輪傳動比i2：i2＝2.0。
4)確定三級圓錐齒輪傳動比i3：i3=7.5。
傳動參數(shù)計算：
1)各級傳動軸的轉速計算（r/min）
高速軸Ⅰ轉速:n1=nm=1390r/min。
中間軸Ⅱ的轉速：n2=n1/i1=448.4r/min。
低速軸Ⅲ轉速：n3=n2/i2=224.2r/min。
滾筒的轉速：n4=n3/i3=30r/min。
2)各軸輸入功率計算(KW)
高速軸Ⅰ的輸入功率P1＝Pmη1＝0.545kW。
中間軸Ⅱ的輸入功率P2＝P1η2η3＝0.523KW。
低速軸Ⅲ的輸入功率P3＝P2η2η4＝0.507W。
鼓筒錐齒輪的輸入功率P4＝P3η2η3＝0.487KW。
3)各軸的輸入轉矩(N?mm)
高速軸Ⅰ的輸入轉矩T1＝9550P1/n1＝3.74×105N?mm。
中間軸Ⅱ的輸入轉矩T2＝9550P2/n2＝1.11×106N?mm。
低速軸Ⅲ的輸入轉矩T3＝9550P3/n3＝2.16×106?mm。
鼓筒的輸入轉矩T4＝9550P4/n4＝1.55×107N?mm。
3.2.2 直齒圓錐齒輪設計
選材:所設計的小型混泥土攪拌機工作工作有輕微振動。經(jīng)常滿載、空載起動、不反轉、單班制工作，運輸帶允許的速度誤差為５％，小批量生產(chǎn)，使用期限10年。由課本表12.7選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為241HB～286HB。大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為229HB～286HB。
齒面接觸疲勞強度計算:齒數(shù)Z:選取小齒輪齒數(shù)為Z1＝23，大齒輪齒數(shù)為Z2＝Z1i1＝23×3.1＝71.3，取Z2＝71。
精度等級：估算vm≈3m/s，由表12.6可選8級精度。
使用壽命KA：由表12.9可選KA=1.0。
動載荷系數(shù)KV：由圖12.9可選KV=1.17
齒間載荷分配系數(shù)KHɑ： 由表12.10，估計KAFt/b<100N/mm
當量齒數(shù)：
端面重合度：
齒向載荷分布系數(shù)Kβ：由表12.20及注3，取Kβ=1.9
載荷系數(shù)K：K=KAKVKHɑKβ=1×1.17×1.32×1.9=2.93
轉矩T1：
彈性系數(shù)ZE:由表12.12，ZE=189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH:由圖12.16，ZH=2.5
接觸疲勞極限：由圖12.7c,=710MPa；=680MPa
接觸最小安全系數(shù)：由表12.14，=1.05
接觸壽命：由題意Z1=Z2=1.0
許用接觸應力[]: []
[]
小輪大端分度圓直徑d1:取
確定傳動主要尺寸：
大端模數(shù)m： mm 由表12.3，取m=1.5
實際大端分度圓直徑d: d1=mz1=1.5×23=34.5mm
d2=mz2=1.5×71=106.5mm
錐距R:
齒寬b:
齒根彎曲疲勞強度計算：
齒形系數(shù)YFa：由圖12.30，YFa1=2.73 YFa2=2.15
應力修正系數(shù)Ysa：由圖12.31，Ysa1=1.64 Ysa2=2.07
重合度系數(shù)Yε:
齒間載荷分布系數(shù)KFɑ: 由表12.10，KAFt/b<100N/m
載荷系數(shù)K: K=KAKVKFɑKβ=1.35×1.17×1.47×1.9=4.41
彎曲疲勞極限：由圖12.23c,=600MPa =570MPa
彎曲最小安全系數(shù)SFlim：由表12.14，SFlim=1.25
彎曲壽命系數(shù)YN:由題意YN1=YN2=1.0
尺寸系數(shù)YX：由圖12.25，YX=1.0
許用彎曲應力[]：
2) 斜齒圓柱齒輪設計
選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)
1)圓錐－斜齒圓柱齒輪減速器是通用減速器，速度不高，故選用7級精度
2)選擇材料
根據(jù)課本表12.7選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度250HBS，小齒輪硬度為220HBS
選擇小齒輪齒數(shù)為Z1=23,大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1i2=23×2=46
3)初選螺旋角β＝14°
按齒面接觸強度設計
設計公式為
1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選載荷系數(shù)Kt＝1.6
小齒輪轉矩T2＝1.11×106N?mm
選齒寬系數(shù)Φd＝1
由12.16選區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433
由圖12.31查得εa1＝0.765，εa2＝0.866，則εa＝εa1+εa2＝1.631
由表12.12查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa^0.5
計算應力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n2jLh＝60×448.4×1×（1×8×300×10）＝6.457×108
N2＝N1/i2＝3.228×107
由圖12.17c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa，大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝570MPa
由圖12.18取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95KHN2＝0.98
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，得
[σH1]＝KHN1σHlim1/S＝0.95×600/1MPa＝570 MPa
[σH2]＝KHN2σHlim2/S＝0.98×570/1MPa＝558.6 MPa
則許用接觸應力[σH]＝（[σH1]+[σH2]）/2＝564.3 MPa
2）計算
試算小齒輪分度圓直徑d1t，由公式得
=62.7mm
計算圓周速度v
v＝πd1tn2/（60×1000）＝3.14×62.7×241.2/（60×1000）=0.79m/s
計算齒寬b級模數(shù)mnt
b＝Φdd1t＝1×62.7mm＝62.7mm
mnt＝d1tcosβ/Z1＝62.7×cos14°/23＝2.645mm
h＝2.25mnt＝2.25×2.645＝5.95mm
b/h＝62.7/5.95＝10.54
計算縱向重合度
εβ：εβ＝0.318ΦdZ1tanβ＝0.318×1×23×tan14°＝1.824
計算載荷系數(shù)K
根據(jù)v＝0.79m/s，7級精度，由課本圖12.9查得動載荷系數(shù)Kv＝1.06
由【4】表12.10查得齒間載荷分配系數(shù)KHа＝KFа=1.4
由【4】表12.9查得使用系數(shù)KA＝1.25
由【4】表12.10查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ＝1.42，由圖12.31和b/h＝10.54查得KFβ＝1.34
載荷系數(shù)K＝KAKVKHaKHβ＝1.25×1.06×1.4×1.42＝2.63
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得
d1 ＝d1t ＝74mm
計算模數(shù)mn
mn＝d1cosβ/Z1＝74×cos14°/23＝3.12mm，
按齒根彎曲強度設計
設計公式為：
1）確定計算參數(shù)
計算載荷系數(shù)K＝KAKVKFaKFβ＝1.25×1.06×1.4×1.34＝2.486
根據(jù)縱向重合度εβ＝1.824，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0.88.
計算當量齒數(shù)
Zv1＝Z1/cos3β＝23/cos314°＝25.18
Zv2＝Z2/cos3β＝92/cos314°＝50.34
查取齒形系數(shù)
由【4】圖12.21查得YFa1＝2.6164，YFa2＝2.18
由【4】圖12.22查得應力校正系數(shù)Ysa1＝1.5909，Ysa2＝1.7
由【4】圖12.23c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1＝440MPa大齒輪彎曲疲勞強度極限σFE2＝425MPa
由【4】圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.9KFN2＝0.92
計算彎曲疲勞許用應力
取安全系數(shù)S＝1.4，得
[σF1]＝KHN1σFE1/S＝0.9×440/1.4＝282.86MPa
[σF2]＝KHN2σFE2/S＝0.92×425/1.4＝279.3MPa
計算大小齒輪的YFaYSa/[σF]并加以比較
YFa1YSa1/[σF1]＝2.6164×1.5909/282.86＝0.01472
YFa2YSa2/[σF1]＝2.18×1.7/279.3＝0.01327
小齒輪數(shù)值大設計計算
=2.19mm
對比計算結構，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn＝2.19，已可滿足彎曲強度，圓整為標準值mn＝2.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度算得的分度原直徑d1＝74mm來計算應有的齒數(shù)。于是有Z1＝d1cosβ/mn＝74×cos14°/2.5＝28.72取Z1＝29，Z2＝i2Z1＝2×29＝58
4.2.4 幾何尺寸計算
（1）計算中心距
a＝（Z1+Z2）m/（2cosβ）＝（29+58）×2.5/（2×cos14°）＝112.1mm將中心距圓整為112mm
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
β＝arccos（Z1+Z2）mn/（2a）＝arccos（Z1+Z2）×2.5/(2×187)=14°14′24""
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
d1＝Z1mn/cosβ＝29×2.5/cos14°14′24"＝74.8mm
d2＝Z2mn/cosβ＝58×2.5/cos14°14′24"＝149.6mm
（4）計算齒輪寬度
b＝Φdd1＝1×74.8mm＝74.8
圓整后取B＝75mm
（5）結構設計
小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故，做成實心結構；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按[4]圖10－39薦用的結構尺寸設計，設計數(shù)值結果直接標注在大齒輪零件圖上。大齒輪零件圖見附圖1。
3) 鼓桶圓錐齒輪
選材:所設計的小型混泥土攪拌機工作工作有輕微振動。經(jīng)常滿載、空載起動、不反轉、單班制工作，鼓桶允許的速度誤差為 ５％，小批量生產(chǎn)，使用期限１０年。由課本表12.7選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為241HB～286HB。大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為229HB～286HB。
齒面接觸疲勞強度計算:齒數(shù)Z:選取小齒輪齒數(shù)為Z1＝24，大齒輪齒數(shù)為Z2＝Z1i1＝24×7.5＝71.3，取Z2＝180。
精度等級：估算vm≈1m/s，由[4]表12.6可選9級精度。
使用壽命KA：由[4]表12.9可選KA=1.0。
動載荷系數(shù)KV：由[4]圖12.9可選KV=1.17
齒間載荷分配系數(shù)KHɑ： 由[4]表12.10，估計KAFt/b<100N/mm
端面重合度：
齒向載荷分布系數(shù)Kβ：由表12.20及注3，取Kβ=1.9
載荷系數(shù)K：K=KAKVKHɑKβ=1×1.17×1.32×1.9=2.93
轉矩T1：
彈性系數(shù)ZE:由表12.12，ZE=189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH:由圖12.16，ZH=2.5
接觸疲勞極限：由圖12.7c,=710MPa
=680MPa
接觸最小安全系數(shù)：由表12.14，=1.05
接觸壽命：由題意Z1=Z2=1.0
許用接觸應力[]: []
[]
小輪大端分度圓直徑d1:取
確定傳動主要尺寸
大端模數(shù)m： mm，由表12.3，取m=3.5
實際大端分度圓直徑d: d1=mz1=3.5×24=82mm
d2=mz2=3.5×180=630mm
錐距R:
齒寬b:
4)整理
圓錐齒輪：
m＝1.5，Z1＝23，Z2＝71，d1＝34.5mm，d2＝106.5mm，δ1＝18°
δ2＝72°，，B＝14mm
斜齒圓柱齒輪：
mn＝2.5，Z1＝29，Z2＝58，d1＝75mm，d2＝150mm
β＝14°，B＝75mm，中心距a＝112.5mm
鼓桶圓錐齒輪：
m＝7.5，Z1＝24，Z2＝180，d1＝82mm，d2＝630mm，δ1＝12°
δ2＝78°，B＝16mm
3.2.3 軸的設計計算
1)輸入軸設計
輸入軸上的功率P1、轉速n1、和轉矩T1：
P1=0.545KW,轉速n1＝1930r/min，T1=9550P1/n1=3.74×102N?m
求作用在齒輪上的力：
已知小圓錐齒輪的分度圓直徑為d1=34.5mm，則平均分度圓直徑dm＝d1=（1-）=34.5×(1-0.5×0.3)mm=29.3mm而
Ft=2T1/dm=2×3.74×105/29.3=25529N
初步確定軸的最小直徑：
先初步估計軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)[4]表15－3，取Ao＝112，得=14.77mm
輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯(lián)軸器的型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩Tca＝KAT3，查表12.9，考慮到轉矩變化很小，故選KA＝1.3則：Tca＝KAT3＝1.3×5.25×104＝68250N?mm
查GB/T4224－2002，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N?mm，半聯(lián)軸器的孔徑為d1＝20mm，故選d12＝20mm，半聯(lián)軸器長度L＝50mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為38mm。
軸的結構設計：
（1）擬定軸的結構
圖5擬定軸的結構
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1－2斷軸右端需制出一軸肩，故2－3段的直徑d23＝27mm。
初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23＝27mm，由《機械設計課程設計》表15－7中初步取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d×D×T＝30mm×72mm×20.75mm,d34=d56=30mm,而l34＝20.75mm，為了便于套筒可靠地壓緊左端軸承，套筒需向軸承端伸出少許，也就是說3-4段應增長少短，故最終取l34＝20mm。這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由表15－7查得30306型軸承的定位軸肩高度h＝3.5mm，因此取d45＝37mm。
取安裝齒輪出的軸段6－7的直徑d67＝25mm ，為使套筒可靠得壓緊軸承，5－6段應略短與軸承寬度，故取l56＝19mm。
軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的間距為l＝30mm，故取l23＝50mm。
錐齒輪輪轂寬度為67.27mm，為使套筒斷面可靠地壓緊齒輪取l67＝70mm。4－5段裝定位套筒，套筒長度不固定，故取l45＝50mm認為比較合適。
（3）軸上的周向定位
圓錐齒輪和半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d67由[4]表6-1查得平鍵截面鍵寬b×鍵高h＝8mm×7mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為6mm×6mm×25mm，半連州其與軸的配合為H7/k6；滾動軸承與軸的周向定位是有過度配合來保證的，吃出選軸的尺寸公差為k6。
（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考[4]表15-2，取軸端倒角為2×45°。各軸肩處的圓角半徑見圖。
按彎扭合成應力校核軸的強度：
根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)句軸的單向選裝，扭轉求應力為脈動循環(huán)應力，取а＝0.6，軸的計算應力
＝2.65MPa
根據(jù)已選定的材料為45鋼，調(diào)制處理，查[]表15－1的[σ-1]＝60MPa。因此σca＜[σ-1]，故安全。
精確校核軸的疲勞強度：
（1）判斷危險截面
靠近齒輪滾動軸承的支反力作用點所在截面C所受彎矩最大，但應力不集中，且前面所計算得到的這段直徑能滿足力學要求，故不是危險截面，不必校核。而由圖易知，截面5右端最靠近截面C，且截面5出有圓角，應力集中最嚴重。所以截面5右側最危險。
（2）截面5右側
抗彎截面系數(shù) W＝0.1d3＝0.1×303＝2700mm
抗扭截面系數(shù) WT＝0.2d3＝0.2×303＝5400mm
截面5右側彎矩M及彎曲應力
M＝（FNH22+ FNV2）0.5?（l56-a） ＝（28402+13.62）0.5?（0.019-0.015）＝11360N?mm
其中a由《機械設計課程設計》表15-1查軸承30306得到。a≈15mm
σb＝M/W＝11360/2700＝4.21MPa
扭矩T1＝52525N?mm τT＝T1/WT＝52525/5400＝9.73MPa
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15－1查得σB＝640MPa，σ-1＝275MPa τ-1＝155MPa
截面上由于周建而形成的理論集中系數(shù)аσ及τ按附表3-2插取。因r/d＝2.0/30＝0.067，D/d＝37/30＝1.233，經(jīng)插值后查得аσ＝1.93，аτ＝1.55
又由[4]附圖3-1可得材料敏感系數(shù)為qa＝0.82，qτ＝0.85
故有效應力集中系數(shù)為:
kσ＝1+qσ（aσ-1）＝1+0.82×（1.93-1）＝1.76
kτ＝1+qτ（aτ-1）＝1+0.85×（1.55-1）＝1.47
由[4]附圖3-2得尺寸系數(shù)εσ＝0.85，ετ＝0.87
軸按磨削加工，有附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為βσ＝βτ＝0.92
軸未經(jīng)表面強化處理，及βq＝1則綜合系數(shù)
Kσ＝kσ/εσ+1/βσ-1＝1.76/0.85+1/0.92-1＝2.16
Kτ＝kτ/ετ+1/βτ-1＝1.47/0.87+1/0.92-1＝1.78
取碳鋼特性系數(shù)為ψσ=0.1,ψτ=0.05
于是，計算安全系數(shù)Sca值，得
Sσ＝σ-1/（Kσσa+ψσσm）＝275/（2.61×4.21+0.1×0）＝25
Sτ＝τ-1/（Kττa+ψττm）＝155/（1.47×9.73/2+0.05×9.73/2）＝20.96
Sca= SσSτ/(Sσ2+Sτ2)0.5=25×20.96/(25^2+20.96^2)^0.5=16.06＞＞S＝1.5
故安全。
2)中間軸設計
求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：
P2＝0.523KW n2＝448.4r/min，T2＝1.11×106N?mm
求作用在齒輪上的力：
已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑d1＝75mm,而
Ft1＝2T3/d1＝2×1.11×106/75＝2960N
Fr1=Ft1tanα/cosβ=4011×tan20°/cos14°14′24″＝1506N
Fa1＝Ft1tanβ＝4011×tan20°＝1460N
已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑
dm2＝d2（1-0.5）＝106.5×（1-0.5×0.33）＝90.525mm而
Ft2＝2T2/dm2＝1302N
Fr2＝Ft2tanαcosδ1=150N
Fa2=Ft2tanαsinδ1＝450N
圓周力Ft1、Ft2，徑向力Fr1、Fr2，軸向力Fa1、Fa2的方向及軸的彎矩和扭矩圖如圖6所示
圖6
初步確定軸的最小直徑：
先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。取Ao＝105，得
＝26.32mm，中間軸最小的直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d56。
軸的結構設計:
（1）擬定軸的結構如圖所示（見圖7）
圖7
（2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d12＝d56＞26.32mm，根據(jù)<<機械設計課程設計》表15-7初步選取0基本游隙組，標準精度及的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d×D×T＝30mm×72mm×20.75mm，d12＝d56＝30mm
這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由，《機械設計課程設計》表15-7查30306型軸承的定位軸肩高度h＝3.5mm應查取套筒的直徑為37mm。
取安裝齒輪的軸段d23＝d45＝35mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，由課本圖10-39可知，錐齒輪輪轂長為L≈（1～1.2）D23＝（1～1.2）×35＝35～42mm，取平均值L＝38.5mm。但為了是套筒端面可靠地壓緊輪轂端面，此軸段應略短于輪轂長，故去l23＝35mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.007d，故取h＝4mm，則軸環(huán)出的直徑為d34＝43mm
已知圓柱斜齒輪齒寬B1＝80mm；為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于圓柱齒輪輪轂長，故取l45＝76mm
取軸肩寬l34＝12mm，，初選左右兩套筒分別長為35. 75mm和30.25mm，則可確定l12＝60mm，l56＝55mm，軸總長為238mm。
（3）軸上的周向定位
圓錐齒輪和圓柱斜齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d23＝d45＝35mm由[4]表6-1查得平鍵截面b×h＝10mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為25mm，50mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選初論輪轂與軸的配合H7/m6；滾動軸承與軸的定位是由過度配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為6mm.
(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為2×45°
按彎扭合成應力校核軸的強度： 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及中軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，區(qū)α＝0.6，軸的計算應力
＝60MPa
前面已經(jīng)選定軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），有課本表15-1查得[σ-1]＝70MPa，
σca<[σ-1]，故安全。
精確校核中歐疲勞強度
（1）判斷危險截面
由彎矩圖知，截面C處彎矩最大，但前面已經(jīng)校核過截面C所在軸段的強度，完全滿足設計要求，故不是最危險截面。由軸零件圖易知，截面5右端軸段直徑d56較d45小，且截面5處存在圓角，會引起應力集中，故截面5右側最危險。
（2）截面5右側
抗彎截面系數(shù)W＝0.1d563＝2700mm
抗扭截面系數(shù)WT＝0.2d563＝5400mm
截面5的右側彎矩及彎曲應力分別為
其中，a由《機械設計課程設計》表15-1查滾動軸承30306得到。a≈15mm
σb＝M/W=123620/2700MPa=45.8MPa
扭矩及扭轉切應力分別為T2＝150000N?mm τT＝T2/WT＝150000/5400MPa＝27.8MPa
軸材料為40Cr，調(diào)制處理，有表15-1查得σB＝735MPa，σ-1＝355Mpa， τ-1＝200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)ασ及ατ按[4]附表3-2查取，因r/d＝2.0/30＝0.067，D/d＝35/30＝1.167，經(jīng)插值后查得ασ＝1.90，ατ＝1.47
又由[4]附圖3-1得軸的材料銘感系數(shù)為qσ＝0.82，qτ＝0.85。故有效應力集中系數(shù)為：
kσ＝1+qσ（ασ-1）＝1.74
kτ＝1+qτ（ατ-1）＝1.40
由《機械設計》附圖3-2得尺寸系數(shù)εσ＝0.85，由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)ετ＝0.87
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為βσ＝βτ＝0.92。軸未經(jīng)表面強化處理，及βq＝1，得綜合系數(shù)為
Kσ＝kσ/εσ+1/βσ-1＝1.74/0.85+1/0.92-1＝2.13
Kτ＝kτ/ετ+1/βτ-1＝1.40/0.87+1/0.92-1＝1.70
取合金鋼的特性系數(shù)ψσ＝0.1，ψτ＝0.05
計算安全系數(shù)Sca值，得
Sσ＝σ-1/（Kσσa+ψσσm）＝355/（2.13×45.8+0.1×0）=3.64
Sτ＝τ-1/（Kτστ+ψττm）=200/(1.70×27.8/2+0.05×27.8/2)=8.22
Sca= SσSτ/(Sσ2+Sτ2)0.5＝3.64×8.22/(3.642+8.222)0.5=3.33＞S=1.5
故可知安全。
3)低速軸的設計
求輸出軸上的功率P3、轉速n3、和轉矩T3：
P3＝0.507KW，n3＝224.2r/min，T3＝2.16×106?mm
求作用在齒輪上的力:
已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑d2＝150mm，則
Ft＝2T3/d2＝2×2.16×106/150＝28800N
Fr＝Fttanα/cosβ＝3904×tan20°/cos14°14′24″＝1466N
Fa=Fttanβ=3904×tan14°14′24″=991N
圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fa及軸的彎矩圖如圖8所示
圖8
初步估算軸的最小直徑:
選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取Ao＝112，得＝34.14mm， ，輸出軸的最小直徑為安裝。
軸的結構設計:
（1）擬定軸的結構如圖所示（見圖9）
圖9
（2）根據(jù)軸向的定位的要求確定軸的各段直徑和長度
為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23＝62mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D＝65mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1＝84mm，為了幫助軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取l12＝82mm。
初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)的d23＝62mm，由《機械設計課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為d×D×T＝65mm×140mm×36mm，故d34＝d78＝65mm，l34＝36mm
左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由表15-7查得30313型軸承的定位軸肩高度為h＝6mm，因此，取d45＝77mm；齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67=72mm。取安裝齒輪處的軸端6-7的直徑d67＝70mm，齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d，故取h＝6mm，，則軸環(huán)出直徑d56＝82mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56＝12mm
軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆級便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離為l＝30mm故取l23＝50mm。
由于中間軸長為238mm，則低速軸在減速箱部分的軸長也應為238mm，則有l(wèi)45+l78+l端蓋+l34+l56+l67＝l45+l78+20+36+12+72＝l45+l78+140=238，即有l(wèi)45+l78＝98mm。同時，需滿足大小斜齒圓柱齒輪正確嚙合，對比中間軸和低速軸，可適當取l78＝58mm，則l45＝40mm，套筒長19mm。
(3)軸上的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d67和d12有[4]表6-1查得兩處平鍵截面尺寸分別為b×h＝20mm×12mm和b×h＝16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為50mmm和63mm。。同時為幫助齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂、半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/m6。滾動軸承與軸的周向定位是有過度配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角為2×45°。
按彎扭合成應力校核軸的強度:
根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)即軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝0.6軸的計算應力
σca＝[（M2+（αT3）2]0.5/W＝[169.42+（0.6×584）2]0.5/（0.1×0.0703）＝11.35MPa
前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由[4]表15-14查得[σ-1]＝60MPa，σca<[σ-1]，故安全。
精確校核軸的疲勞強度:
（1）判讀危險截面
由彎矩圖知道截面C的應力最大，但前面已經(jīng)校核過，C截面所在軸段的強度完全滿足設計要求，故不是最危險截面。由軸零件圖易知，截面7右端軸段直徑d78較d67小，且截面7處存在圓角，會引起應力集中，故截面7右側最危險。
（2）截面7右側
抗彎截面系數(shù)W＝0.1d3＝0.1×653＝27462.5mm
扭截面系數(shù)WT＝0.2d3＝0.2×653＝54925mm
截面7右側彎矩M及彎曲應力σb分別為
M＝（FNH22+FNV22）0.5×（l78－a）＝（23172+6532）0.5×（0.058-0.029）＝69811mm
其中a由《機械設計課程設計》表15-1軸承30313查得。a≈29mm
σb＝M/W＝69811/27462.5＝2.54MPa
截面上扭矩T3及扭轉切應力τT分別為
T3＝584000N×mm ，τT＝T3/WT＝584000/