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畢業(yè)設計(論文)
JZ型混凝土攪拌機總體及傳動部分設計
THE DESIGN OF THE TOTAL AND SPREAD TO MOVE OF THE JZ CONCRETE MIXER
學生姓名
學院名稱
機電工程學院
專業(yè)名稱
機械設計制造及自動化
指導教師
徐州工程學院畢業(yè)設計(論文)
摘要
為了適應不同的攪拌要求，攪拌機發(fā)展了許多機型，本設計中首先對混凝土攪拌機進行選型，通過對比最后確定選用自落式錐形反轉出料攪拌機。選型后，對攪拌機的傳動部分進行設計計算，首先通過對攪拌筒的設計計算確定攪拌功率，選擇電機，后對減速器的設計，這是本設計中的重要部分，在對減速器的設計中，參考資料，按照攪拌機的設計步驟，計算設計減速器各組成部件，完成減速器的設計后，對攪拌筒外的開式大齒輪進行設計計算，這是本設計中的難點，因為這個齒輪傳動比較大，需要很好地解決這個問題才能最終完成攪拌機的傳動部分的設計，然后選用適合的聯(lián)軸器對傳動部分的各個裝置進行聯(lián)接，完成傳動部分的設計后，對上料部分進行簡單的設計，最后合成出混凝土攪拌機的總體部分。
關鍵詞 錐形反轉；攪拌筒；減速器;聯(lián)軸器
Abstract
In order to meet the needs of different mixing, many models of the mixer have been developed. In this design, choose the type of the concrete mixer at first. Through comparing, the taper mixer which produces the material reversely is chosen for use. After the selecting the type, the transmission of the mixer is designed. Through calculating the tube of the mixer, the power of mixing can be confirmed at first. After choosing the electrical machinery, the reduction gear can be designed. This is an important part in this design. In the design of the reduction gear, reference information, and then calculate and design each part of the reduction gear according to the design step of the mixer. After finishing the design of the reduction gear, the opening gear wheel outside the mixing tube can be calculated and designed. This is a difficult point in this design, because that the transmission of this gear wheel is big. This problem is needed to well solve, and then the transmission of the mixer can be finished finally. Then the suitable shaft coupling can be chosen to link each part of the transmission well. After finishing the design of the transmission, the part of taking material is designed simply .The overall part of the concrete mixer is compounded out finally.
Key words taper reverse mix tube reduction gear shaft coupling
目 錄
1 緒論 1
1.1 混凝土攪拌機械 1
1.2 混凝土攪拌機的周期作業(yè) 2
2傳動部分設計 3
2.1攪拌筒設計 3
2.2減速器的設計 5
2.2.1電動機的選擇 6
2.2.2傳動比的分配 9
2.2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 9
2.2.4第一級齒輪傳動的設計 11
2.2.5第二級齒輪傳動的設計 16
2.2.6軸的校核 20
2.2.7鍵的選擇 23
2.2.8軸承的選擇因素 24
2.2.9聯(lián)軸器 26
2.2.10減速器的潤滑和密封 27
2.2.11開式齒輪的設計 29
3料斗的設計 33
3.1鋼絲繩的選擇 33
3.2卷筒的設計計算 34
3.3滑輪組的設計計算 38
3.4離合器的設計計算 39
3.5制動器的設計計算 40
4攪拌機的使用與維護 42
4.1攪拌機使用的注意事項 42
4．2攪拌機的日常保養(yǎng) 42
結論 44
致謝 45
參考文獻 46
附錄 47
49
1 緒論
1.1 混凝土攪拌機械
混凝土施工機械的發(fā)展狀況是影響建筑工程施工機械化程度的重要因素之一。因為建筑技術與建筑工程的現(xiàn)代化已經(jīng)使建筑物的基礎、梁、柱、板等主要構件幾乎都是混凝土澆筑而成的．如果工程中所用的大量混凝土，其生產(chǎn)過程中的各道工序(即貯料、裝料、配料、攪拌、運輸、澆筑和振搗)都采用人工操作，則不僅需要大量的勞動力，而且勞動強度高、效率低、混凝土的質量差。為此，必須十分重視混凝土施工機械的發(fā)展和應用，并作為提高建筑施工機械化程度的主要技術措施之一。當前，我國建筑工程中混凝土的加工雖已基本機械化，但分散件很強，尚不能走向較高程度的工業(yè)化，商品混凝土應用的程度還很小。今后一段時間內，要把注意力放在混凝土施工地機械化體系的配套上，使之更加完善。
混凝土攪拌機是將一定配合比的水泥(膠結材料)、砂、石(骨料)和水(有時還加入一些混合材料)拌和成勻質混凝土的機械。同人工拌和混凝土相比，混凝土攪拌機具有生產(chǎn)率高，拌和質量好，減輕工人勞功強度等優(yōu)點，如今它是建筑施工現(xiàn)場、混凝土構件廠及商品混凝土供應站生產(chǎn)混凝土的重要機械設備之一。
混凝土攪拌機按攪拌混凝土的原理來分有自落式和強制式兩種。
自落式混凝土攪拌機工作機構是筒體，沿筒內壁圓周安裝若干攪拌葉片。工作時，將物料投入攪拌筒內，筒體繞其自身軸旋轉，靠攪拌筒的旋轉，由筒內的攪拌葉片將物料推到一定的高度后，物料靠自重墜落下來，反復對物料進行攪拌而加工成勻質混凝土。這種攪拌機特點是攪拌強度不大，效率低，只適合加工普通塑性混凝土，對骨料的粒徑要求不嚴格，廣泛地應用于各種中小型建筑工地。是現(xiàn)在建筑行業(yè)中應用較為廣泛的一種混凝土攪拌機。
強制式混凝土攪拌機的攪拌機構是水平式設置在筒內的攪拌軸，軸上安裝攪拌葉片，工作時，強制式混凝土攪拌機的攪拌筒固定不動，是由筒內轉軸的帶動葉片旋轉來對物料進行強制式的剪切，擠壓、翻轉的強制攪拌作用，使拌合料在劇烈的相對運動中達到均勻拌和。這種攪拌機攪拌質量好，效率高，適合加工普通塑性和半硬性的混凝土。由于受構造上的限制，對粗骨料粒徑的要求較為嚴格，施工現(xiàn)場的混凝土攪拌站和混凝土預拌工廠的攪拌樓中使用的攪拌機均系此種類型。
混凝土攪拌機，按其外形又可分為鼓形、錐形和盤形二種；按所用動力裝置不同又分為電動式和內燃式兩種；由攪拌量的不同，又將攪拌機分成多種容量型號，目前世界上的混凝上攪拌機已有200種以上。我國混凝土攪拌機的容量、規(guī)格的發(fā)展也很迅速，容量僅在3000L以下的就合11種之多，它們是；50，100，150、200，250，350，500，750，1000，1500和3000L這些攪拌機都同屬周期作業(yè)式，隨著混凝土施工工藝的發(fā)展和對攪拌機要求的提高，必將很快推出各種新型的混凝土攪拌機械。
根據(jù)攪拌機攪拌筒容量參數(shù)的小同，又常把混凝土攪拌機劃分為大型(出科容量為1—3)、中型(出料容量為0.35—0．75)和小型(出料容量為0.5一0.25)三種。
我國混凝土攪拌機的生產(chǎn)業(yè)已定型，并自成系列，其代號和主要技術參數(shù)的意義：
J——攪拌機：
G——鼓形自治式混凝土攪拌機；
Z——錐形反轉出料式混凝土攪拌機；
F——錐形頓翻出料式混凝1：攪拌機；
D——單臥軸強制式混凝土攪拌機；
JG250型混凝土攪拌機——表示鼓形自落式混凝土攪拌機，電動機驅動，出料容量并經(jīng)搗實后的混凝土體積為250L。
混凝土攪拌機其主要組成部分有：
攪拌機構.它是混凝土攪拌機的主要工作機構，由攪拌筒、攪拌葉片等組成。
傳動裝置它是向攪拌機各工作機構傳遞力和速度的系統(tǒng)。—般有由帶條、摩擦輪、齒輪,、鏈輪和軸等傳動元件組成的機械傳動系統(tǒng)和由液壓元件組成的液壓傳動系統(tǒng)兩大類。
上料機構,它是向攪拌筒內裝人混凝土物料的設施一般有卷揚提升式料斗、固定式料斗和翻轉式料斗三種形式c
配水系統(tǒng),它的作用是按照混凝土的配合比要求定量供給攪拌用水。攪拌機配水系統(tǒng)的型式主要有：水泵—配水箱系統(tǒng)、水泵—水表系統(tǒng)和水泵—時間繼電器系統(tǒng)三種。
卸料機構,它是將攪拌好的勻質熟料混凝土從攪拌筒中卸出的裝置。主要有溜槽式、螺旋葉片式和傾翻式三種型式。
我選用的是JZ型混凝土攪拌機，即自落式錐型反轉混凝土攪拌機，它主要由攪拌機構（由攪拌筒，攪拌葉片等組成），傳動裝置（由減速器，開式大齒輪等組成），上料機構（由提升式料斗，卷揚機等組成），配水系統(tǒng)（由水泵—配水箱系統(tǒng)），卸料機構（由攪拌筒組成）。
在此附上自落式錐型反轉混凝土攪拌機簡意示圖，見圖1-1：
圖1-1JZ350錐型反轉出料攪拌機1.供水系統(tǒng)2.傳動裝置3.攪拌與出料裝置4.上料機構
1.2 混凝土攪拌機的周期作業(yè)
攪拌筒的基本形狀，即有鼓形、雙錐形、盤形和圓槽形等。其中，鼓形、雙錐形攪拌機工作原理為自落式，即作業(yè)時，攪拌筒旋轉，物料靠自重墜落達到攪拌要求；盤形相圓槽形攪拌機為強制式，作業(yè)時攪拌筒固定不動，靠轉軸帶功筒內的攪拌葉片對混凝土物料進行強制擠壓、翻轉和拋擲而達到拌合均勻的目的。
從攪拌原理上看，錐形反轉出料式混凝土攪拌機是一種自落式混凝土攪拌機。攪拌筒正向回轉進行攪拌，反向回轉進行出料，它是作為取代鼓形自落式混凝土攪拌機的一種機型，可以用來拌合普通塑性和低流動性的混凝土。攪拌時，雙錐形攪拌筒旋轉。葉片使物料作提升、下落運動的同時，還強迫物料作軸向竄動。所以，此種攪拌機同鼓形自落式攪拌機相比，其攪拌運動比較強烈，生產(chǎn)率高，拌和出來的混凝土質量好。機械構造也比較簡單、操作方便，因而得到了廣泛應用。
錐形反轉出料式混凝土攪拌機主要有以電動機為動力的JZ系列型號和JZY系列型號。JZY型除進料機構采用液壓傳動外，其余構造及技術性能均與JZ型相同。目前，該系列產(chǎn)品的出料容量有150L，200L，350L,500L和750L等。所示為JZ350型混凝土攪拌機的外形，其出料混凝土體積為350L。它主要由動力裝置、傳動裝置、進料系統(tǒng)、攪拌系統(tǒng)、供水系統(tǒng)、底盤和電氣系統(tǒng)等組成。
在攪拌筒的進料口一端，焊有兩塊擋料葉片，可防止攪拌時進料口處漏漿；攪拌筒的出料口一端，焊接著一對出料葉片，出料葉片分成兩段，以螺釘固定，攪拌過程中如遇突然停電或發(fā)生故障時，可以卸下靠外邊的一段葉片，把筒內的物料扒出來。當混合料拌和好混凝土后，可通過傳動系統(tǒng)改變攪拌筒的旋轉方向，筒內的混凝土使可經(jīng)出料葉片迅速卸出筒外。
托輪是支承攪拌筒并拖帶攪拌筒進行運轉的機構。
攪拌筒放在四個橡膠托輪上，電動機的動力，經(jīng)齒輪減速箱傳給托輪主軸，利用軸上的一對橡膠托輪與攪拌筒滾道之間的摩擦力，帶動攪拌筒旋轉。
上料機構：JZ350型混凝土攪拌機的上料機構由上料架、中間料斗、上料斗和傳動機構等組成，。
上料時，料斗由鋼絲繩牽引沿料架的軌道向上爬行，當行至一定的高度后，其長軸滾輪進入—料架岔道，料斗隨之傾倒，斗門面動開啟，斗內物料經(jīng)中間料斗卸入攪拌筒內。
2傳動部分設計
傳動部分是攪拌機的重要組成部分，通常由滾筒，減速器，電動機以及聯(lián)接件組成，在本設計中采用電動機通過聯(lián)軸器聯(lián)接減速器，再通過另一聯(lián)軸器聯(lián)接攪拌筒上的開式齒輪，從而達到傳遞動力的作用。如圖：
圖2-1攪拌機的傳動系統(tǒng)1攪拌筒；2聯(lián)軸器；3減速器；4電動機
2.1攪拌筒設計
錐形反轉出料攪拌機的攪拌筒呈雙錐形，筒內中部焊有分別與拌筒軸線成一定夾角交叉布置的高葉片和低葉片各一對。由于高低葉片與拌筒軸線按一定的角度交叉布置，所以當拌和料由進料錐端進入，拌筒正轉攪拌時，葉片不僅使拌和料作提升、下落的運動，還能強迫物料作軸向竄動，故能強化攪拌作用。當攪拌筒反向旋轉時，葉片將拌和料推向出料錐端由兩條空間交叉成的螺旋形出料葉片將拌和料卸出筒外。
雙錐反轉出料混凝土攪拌機在工作時，器攪拌功率主要用于克服混凝土物料在拌合時所產(chǎn)生的偏心距及托輪滾動的摩擦阻力距。攪拌時，大部分物料傾向攪拌筒一側，呈斜面，但有少部分物料由于拌筒轉動時產(chǎn)生的慣性作用而處于自由落體運動狀態(tài)，為討論方便，現(xiàn)假定最惡劣的工作狀況，即全部物料傾向拌筒的一側，呈斜面，球此種情況下的攪拌功率。先有設計要求計算出攪拌筒的幾何尺寸，攪拌筒外形如圖所示：
圖2-2攪拌筒的幾何外形
由《混凝土機械》查攪拌幾何容積，和出料容量V1
式（2.1）
出料容積V2和進料容積V1有為出料系數(shù)，對混凝土一般取0.6—0.7
式（2.2）
式（2.3）
出料
式（2.4）
所以
式（2.5）
暫選
式（2.6）
式（2.7）
式（2.8）
暫選1500L
式（2.9）
式（2.10）
式（2.11）
由混凝土機械查得進料錐角出料錐角，所以選擇，
又有
式（2.12）
式（2.13）
式（2.14）
式（2.15）
另參考設，，
其中ρ為拌合料容重
式（2.16）
為攪拌時拌合料的自然坡度，
式（2.17）
綜上可得：，
可整合為：，
2.2減速器的設計
減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動，蝸輪傳動或齒輪－蝸輪傳動所組合的獨立部件，常在動力機與工作機之間為減速的傳動裝置；在少數(shù)情況下也用作增速的傳動裝置．減速器由于結構緊湊，效率較高，傳遞運動正確可靠，使用維修簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機械中應用最廣．減速器類型很多，有圓柱齒輪減速器，圓錐齒輪減速器，蝸桿減速器等．
由于考慮到所傳遞的功率和傳動比．在本攪拌機設計課題中采用的是二級圓柱齒輪減速器．
減速器的機體是用于支持和固定軸系的零件，是保證傳動零件的嚙合精度，良好的潤滑和密封的重要零件，其重量約占減速器總重量的50%。因此，機體結構對減速器的工作性能，加工工藝，材料消耗，重量及成本等有很大的影響。機體材料采用灰鐵（HT150或HT200）制造。
傳動裝置包括各種類型的零件，其中決定其工作性能，結構簡單和尺寸大小的主要是傳動零件。
支撐零件和聯(lián)接零件都是要根據(jù)零件的要求來設計，因此一般應先設計計算傳動零件，確定其尺寸，參數(shù)，材料和結構。為了使設計減速器時的原始條件比較準確，應該先設計減速器外的傳動零件，如聯(lián)軸器等。
2.2.1電動機的選擇
電動機是常用的原動機，并且是系列化和標準化的產(chǎn)品．機械設計中需要根據(jù)工作機的工作情況和運動，動力參數(shù)，合理選擇電動機類型，結構形式，傳遞的功率和轉速，確定電動機的型號．
電動機有交流電動機和直流電動機之分，工業(yè)上采用交流電動機．交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最廣泛．如無特殊需要，一般憂先選用Ｙ型籠型三相異步電動機，因其具有高效，節(jié)能，噪音小，振動小，安全可靠的特點，且安裝尺寸和功率等級符合國際標準，適用于無特殊要求的各種機械設備．
電動機的功率選擇是否合適將直間影響到電動機的工作性能和經(jīng)濟性能。如果選用額定功率小于工作機所需要的功率，就不能保證工作機正常工作，甚至使電動機長期過載過早損害，如果選用額定功率大于工作機所需要的功率，則電動機的價格高，功率未得到充分的利用。從而增加電能的消耗，造成浪費。
攪拌機電動機的功率按所需的（單位：KW）計算公式為：
式（2.18）
式中 ——工作機所需工作效率。
——由電動機到工作機的總效率。
工作機所需工作效率，應由工作阻力和運動參數(shù)計算求得：
式（2.19）
式中 ——拌筒攪拌時所需的外力矩，（N.m）。
——拌筒轉（r/min）。
式（2.20）
其中雙錐反轉出料混凝土攪拌機在工作時，其攪拌功率主要用于克服混凝土物料在攪拌時產(chǎn)生的偏心阻力矩及托輪滾動磨檫阻力矩。為討論方便，現(xiàn)假定最惡劣的工作狀況，即全部物料傾向拌筒的一側，呈斜面，球此種情況下的攪拌功率。
外力矩M的計算：
式（2.21）
式中 ——攪拌時拌合料所產(chǎn)生的偏心阻力矩；
——攪拌時托輪所產(chǎn)生的滾動摩擦阻力矩；
式（2.22）
式中 ——拌合物料發(fā)質量；
式（2.23）
V——攪拌筒容積；
ρ——拌合料容重；
式（2.24）
H——拌合料重心至拌筒中心的距離，mm；
式（2.25）
因為混合料在拌筒內為一水面，且以攪拌時進、出料口均不得有溢出為原則，故討論時進、出料口相等，均為h.
進料錐內拌合物所產(chǎn)生的偏心阻力矩
給x以微小增量則在X=x及平面之間的有效容積微元體對X軸的微元阻力矩
式（2.26）
積分可得進料錐內混合料所產(chǎn)生的偏心阻力矩
式（2.27）
出料錐內拌合物所產(chǎn)生的偏心阻力矩由進料錐公式可直接得出。
柱體內地混合料所產(chǎn)生的偏心阻力矩為
式（2.28）
綜上，攪拌時混合料所產(chǎn)生的總偏心力矩
式（2.29）
式（2.30）
式（2.31）
式（2.32）
攪拌時托輪所產(chǎn)生的慣性摩擦阻力矩
式（2.33）
式中——一個托輪所受到滾動正壓力;
K——滾動摩擦力臂;
R——滾筒半徑,m
r——托輪半徑，m;
式（2.34）
式（2.35）
式中 f——混凝土與鋼葉片的磨檫系數(shù)f=0.62
——傳動效率
式（2.36）
式中 ——聯(lián)軸器的傳動效率，取
——齒輪傳動的傳動效率，
——軸承的傳動效率，
確定電動機的轉速
經(jīng)查表：一級開式齒輪的傳動比,二級圓拄齒輪減速器的傳動比
，總的傳動比合理范圍為，故電動機的轉速的可選范圍為：
式（2.37）
根據(jù)工況和計算所選電動機為:
表2-1 電動機的主要參數(shù)
型號
額定功率(KW)
轉速r/min
軸徑mm
Y132S-4
5.5
1440
38
圖2-3電動機簡圖
電動機尺寸如表：
表2-1 電動機的主要外形參數(shù)
中心高H
外形尺寸L
安裝腳B
軸伸尺寸
132
515
178
38×80
2.2.2傳動比的分配
由電動機的轉速和工作機的主動軸的轉速，可得到傳動裝置的總傳動比為
式（2.38）
式中——電動機的轉速
——拌筒的轉速
式（2.39）
總傳動比為各級傳動比的乘積，既
式（2.40）
使減速器裝置不至于過大初步取 則
式（2.41）
按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪相近，查得則
式（2.42）
2.2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩（或功率）．如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸、滾筒。
相鄰兩軸間傳動比
相鄰兩軸間傳動效率
軸的輸入功率（ＫＷ）
各軸之間的輸入轉矩（Ｎ．Ｍ）
各軸的轉速（r/min）
則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和參數(shù)．
各軸的輸入功率
Ⅰ軸—Ⅳ軸的輸入功率：
Ⅰ軸 式（2.43）
Ⅱ軸 式（2.44）
Ⅲ軸 式（2.45）
Ⅳ軸 式（2.46）
滾筒 式（2.47）
式中——電動機的出功率（KW）
——聯(lián)軸器的傳動效率
——軸承的傳動效率
——齒輪的傳動效率
同一根軸的輸出功率與輸入功率的數(shù)值不同，需要精確計算時取不同的數(shù)值。
各軸的輸入轉矩
電動機的輸出轉矩：
式（2.48）
Ⅰ軸—Ⅳ軸的輸入轉矩：
式（2.49）
式（2.50）
式（2.51）
式（2.52）
式（2.53）
運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表
表2-2各軸計算結果
軸名
效率P（Kw）
轉矩
T（N.m）
轉速N（r/min）
傳動比i
效率
輸入
輸出
輸入
輸出
電動機軸
5.5
36.47
1440
1
0.97
Ⅰ軸
5.445
5.336
35.74
35.02
1440
3.8
0.95
Ⅱ軸
5.175
5.072
129.10
126.51
378.9
3.09
0.93
Ⅲ軸
4.92
4.724
375.58
364.41
122.6
1
0.95
Ⅳ軸
4.676
4.491
356.5
346.47
122.6
7
0.93
滾筒
4.44
2422.9
17．5
2.2.4第一級齒輪傳動的設計
材料的選擇
應傳動尺寸和批量較小,小齒輪設計成齒輪軸,選擇40Cr，調質處理,硬度為 241HB-286HB，大齒為45鋼，調質處理，硬度240HB,暫取傳動比
初步計算小齒輪的分度圓直徑
式（2.54）
齒寬系數(shù)由機械手冊查表得
，取 式（2.55）
接觸疲勞極限由機械手冊查表得
式（2.56）
式（2.57）
初步計算的許用接觸應力
式（2.58）
式（2.59）
的值由機械手冊查表得
初步計算小齒輪分度圓直徑
式（2.60）
取
初步取齒寬b
式（2.61）
校核計算
圓 周速度:
式（2.62）
精度等級 選8級
計算齒數(shù)和模數(shù)
初選則
式（2.63）
模數(shù)m
式（2.64）
則由機械手冊查表得為標準模數(shù)m
使用系數(shù)：查機械設計手冊表12.9，
動載系數(shù)：查機械設計手冊表12.9，
齒間載荷分配系數(shù)：
齒向載荷分配系數(shù)：
載荷系數(shù)K：
式（2.65）
彈性系數(shù)：
式（2.66）
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：
式（2.67）
接觸最小安全系數(shù)：
式（2.68）
總工作時間：
式（2.69）
應力循環(huán)系數(shù)：
式（2.70）
式（2.71）
接觸壽命系數(shù)： 查表
， 式（2.72）
許用接觸應力：
式（2.73）
式（2.74）
驗算 ：
式（2.75）
計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。否則，尺寸調整后還需再進行驗算。
確定齒輪主要尺寸
由于采用正常標準齒輪，所以齒頂高系數(shù)取為1，頂隙系數(shù)取為0.25, 分度圓壓力角度數(shù)為標準值=20°。小齒輪的參數(shù)如下：
分度圓直徑：
式（2.76）
式（2.77）
中心距：
式（2.78）
齒頂高：
式（2.79）
齒根高：
式（2.80）
齒全高：
式（2.81）
齒頂圓直徑：
式（2.82）
式（2.83）
齒根圓直徑：
式（2.84）
式（2.85）
基圓直徑：
式（2.86）
式（2.87）
齒寬：
式（2.88）
式（2.89）
齒距：
式（2.90）
齒厚：
式（2.91）
齒槽寬：
式（2.92）
基圓齒距：
式（2.93）
法向齒距：
式（2.94）
頂隙：
式（2.95）
齒根接觸疲勞強度驗算：
重合度系數(shù)：
式（2.96）
齒間載荷分布系數(shù)
式（2.97）
齒向載荷分布系數(shù)：
式（2.98）
由機械設計手冊圖12.14，
載荷系數(shù)K：
式（2.99）
齒形系數(shù)：
應力修正系數(shù)：
彎曲疲勞極限：
彎曲最小安全系數(shù)：
彎曲系數(shù)壽命：
尺寸系數(shù)：
許用彎曲應力：
式（2.100）
式（2.101）
驗算：
式（2.102）
式（2.103）
根據(jù)以上分析，傳動在允許的時間之內有效，沒發(fā)生過載，故所選齒輪滿足要求。
2.2.5第二級齒輪傳動的設計
材料的選擇
應傳動尺寸和批量較小,小齒輪設計成齒輪軸,選擇40Cr，調質處理,硬度為 280HB ，大齒為45鋼，調質處理，硬度240HB,傳動比暫取。
齒輪傳動的計算
轉矩
式（2.104）
齒寬系數(shù)由機械手冊查表得，取
接觸疲勞極限由機械手冊查表得
初步計算的許用接觸應力
式（2.105）
式（2.106）
的值由機械手冊查表得
初步計算小齒輪分度圓直徑
式（2.107）
取
初步取齒寬
式（2.108）
校核計算
圓周速度:
式（2.109）
精度等級 選8級
計算齒數(shù)和模數(shù)
初選 則
式（2.110）
整合為93
模數(shù)
式（2.111）
則由機械手冊查表得為標準模數(shù)
使用系數(shù)：查機械設計手冊表12.9，
動載系數(shù)：查機械設計手冊表12.9，
齒間載荷分配系數(shù)：
齒向載荷分配系數(shù)：
載荷系數(shù)K：
式（2.106）
彈性系數(shù)：
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：
接觸最小安全系數(shù)：
總工作時間：
式（2.107）
應力循環(huán)系數(shù)：
式（2.108）
式（2.109）
接觸壽命系數(shù)： 查表，
許用接觸應力：
式（2.110）
式（2.111）
驗算
式（2.112）
計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。否則，尺寸調整后還需再進行驗算。
確定齒輪主要尺寸
由于采用正常標準齒輪，所以齒頂高系數(shù)取為1，頂隙系數(shù)取為0.25, 分度圓壓力角度數(shù)為標準值=20°。小齒輪的參數(shù)如下：
分度圓直徑：
式（2.113）
式（2.114）
中心距：
式（2.115）
齒頂高：
式（2.116）
齒根高：
式（2.117）
齒全高：
式（2.118）
齒頂圓直徑：
式（2.119）
式（2.120）
齒根圓直徑：
式（2.121）
式（2.122）
基圓直徑：
式（2.123）
式（2.124）
齒寬：
齒距：
式（2.125）
齒厚：
齒槽寬：
基圓齒距：
式（2.126）
法向齒距：
頂隙：
式（2.127）
齒根接觸疲勞強度驗算：
重合度系數(shù)：
式（2.128）
齒間載荷分布系數(shù)：
式（2.129）
齒向載荷分布系數(shù)：
式（2.130）
由機械設計手冊圖12.14，
載荷系數(shù)K：
式（2.131）
齒形系數(shù)：
應力修正系數(shù)：
彎曲疲勞極限：
彎曲最小安全系數(shù)：
彎曲系數(shù)壽命：
尺寸系數(shù)：
許用彎曲應力：
式（2.132）
式（2.133）
驗算：
式（2.134）
式（2.135）
根據(jù)以上分析，傳動在允許的時間之內有效，沒發(fā)生過載，故所選齒輪滿足要求。
2.2.6軸的校核
軸的最小直徑按公式
可確定各軸的基本尺寸，可確定低速級和中間軸為齒輪軸最小軸徑分別為，。高速軸最小軸徑
在此對中間齒輪軸進行校核
齒輪軸材料選擇，在二級齒輪減速器傳動中.減速器的軸采用45鋼,調質處理.由機械手冊查表得:
已知中間軸的 輸出功率為5.072Kw，轉速為378.9 r/min.齒輪軸受力計算分析
圖2-4間齒輪軸的力，轉矩圖
作用力的計算
式（2.136）
齒輪的圓周力：
式（2.137）
齒輪的徑向力:
式（2.138）
齒輪的圓周力：
式（2.139）
齒輪的徑向力:
式（2.140）
水平面支承反力及彎矩（見圖）
式（2.141）
式（2.142）
彎矩見圖
式（2.143）
式（2.144）
式（2.145）
式（2.146）
垂直面支承反力及彎矩（見圖）
支反力，見圖
式（2.147）
式（2.148）
彎矩計算，見圖
式（2.149）
式（2.150）
合成彎矩，見圖
式（2.151）
式（2.152）
式（2.153）
式（2.154）
應力校核系數(shù)
式（2.155）
當量轉矩
式（2.156）
當量彎矩
在大齒輪軸勁中間截面處 ：
式（2.157）
在右軸勁中間截面處：
式（2.158）
校核軸頸
式（2.159）
式（2.160）
經(jīng)校核較合適無需調整。
其他軸按同樣方法校核。
2.2.7鍵的選擇
鍵的類型及尺寸
齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故在此我選用A型平鍵，根據(jù)軸徑，由表查得，可選用，鍵高，因輪轂長度為，故取標準長度為。
擠壓強度
由靜連接的擠壓強度條件為
式（2.161）
其中
式（2.162）
式（2.163）
式（2.164）
由表查得輕微沖擊載荷的許用應力所以擠壓強調足夠
確定鍵槽尺寸
由普通平鍵標準查得軸槽深，轂槽深。
其余各鍵按同樣方法校核選擇。
2.2.8軸承的選擇因素
在許多場合，軸承的內孔尺寸已經(jīng)由機器或裝置的結構具體所限定。不論工作壽命，靜負荷安全系數(shù)和經(jīng)濟性是否都達到要求，在最終選定軸承其余尺寸和結構形式之前，都必須經(jīng)過尺寸演算。該演算包括將軸承實際載荷跟其載荷能力進行比較。滾動軸承的靜負荷是指軸承加載后是靜止的）或旋轉速度非常低。在這種情況下，演算滾道和滾動體過量塑性變形的安全系數(shù)。大部分軸承受動負荷，內外圈做相對運動，尺寸演算校核滾道和滾動體早期疲勞損壞安全系數(shù)。只有在特殊情況時，才根據(jù)DIN ISO 281對實際可達到的工作壽命做名義壽命演算。對注重經(jīng)濟性能的設計來說，要盡可能充分的利用軸承的承載能力。要想越充分的利用軸承，那么對軸承尺寸選用的演算精確性就越重要。
靜負荷軸承 計算靜負荷安全系數(shù)Fs有助于確定所選軸承是否具有足夠的額定靜負荷。 FS =CO/PO 其中FS靜負荷安全系數(shù)，CO額定靜負荷[KN]，PO當量靜負荷[KN] 靜負荷安全系數(shù)FS是防止?jié)L動零件接觸區(qū)出現(xiàn)永久性變形的安全系數(shù)。對于必須平穩(wěn)運轉、噪音特低的軸承，就要求FS的數(shù)值高；只要求中等運轉噪聲的場合，可選用小一些的FS；一般推薦采用下列數(shù)值： FS=1.5~2.5適用于低噪音等級 FS=1.0~1.5適用于常規(guī)噪音等級 FS=0.7~1.0適用于中等噪音等級。額定靜負荷，在滾動體和滾道接觸區(qū)域的中心產(chǎn)生的理論壓強為： 4600 N/MM2 自調心球軸承 4200 N/MM2 其它類型球軸承 4000 N/MM2 所有滾子軸承在額定靜負荷CO的作用下，在滾動體和滾道接觸區(qū)的最大承載部位，所產(chǎn)生的總塑性變形量約為滾動體直徑的萬分之一。當量靜負荷PO[KN]是一個理論值，對向心軸承而言是徑向力，對推力軸承來講是軸向和向心力。PO在滾動體和滾道的最大承載接觸區(qū)域中心所產(chǎn)生的應力，與實際負荷組合所產(chǎn)生得應力相同。
PO=XO*F r +Ys * Fa[KN] 其中PO 當量靜負荷，F(xiàn)r徑向負荷，F(xiàn)a軸向負荷，單位都是千牛頓，XO徑向系數(shù)，YO軸向系數(shù)
動負荷軸承 DIN ISO 281所規(guī)定的動負荷軸承計算標準方法的基礎是材料疲勞失效，壽命計算公式為： L10=L=(C/P)P ，其中L10=L 名義額定壽命，C 額定動負荷 [KN] P 當量動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命，C 額定動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命。對于一大組相同型號的軸承來說，其中90%應該達到或者超過該值。額定動負荷C [KN]在每一類軸承的參數(shù)表中都可以找到， P=X*Fr+Y*Fa 其中：P當量動負荷，F(xiàn)r徑向負荷，F(xiàn)a軸向負荷，單位都是千牛頓，X徑向系數(shù)，Y軸向系數(shù)。不同類型軸承的X,Y值及當量動負荷計算依據(jù)，可在各類軸承的表格和前言中找到。球軸承和滾子軸承的壽命指數(shù)P有所不同。對球軸承，P=3 對滾子軸承，P=10/3。如果軸承動負荷的值及速度隨時間而變化，那么在計算當量負荷時就得有相應的考慮。連續(xù)的負荷及速度曲線就要用分段近似值來替代。
滾動軸承的最小負荷過小的負荷加上潤滑不足，會造成滾動體打滑，導致軸承損壞。
在本設計中我都選用深溝球滾子軸承就足以滿足要求。
軸承的型號確定
結合軸的受力特點與箱體運動的關系，此處選用深溝球滾子軸承。分析傳動示意圖不難發(fā)現(xiàn)，本系統(tǒng)中軸的軸承承受徑向載荷，而且承受的載荷都較小。
查《機械設計手冊》可知，深溝球滾子軸承能同時承受徑向載荷可以成對使用，滿足條件，通過前面對軸受力分析，我選用一對深溝球滾子軸承6209型。如下圖所示：
圖2-4深溝球滾子軸承
其中d=45mm、D=85mm、B=19mm
計算深溝球滾子軸承壽命
表2-3軸承選擇方案
方案
軸承型號
Cr/N
Cor/N
D/mm
B/mm
No/(r/min)
1
6209
31500
20500
85
19
3500
2
6210
35000
23200
90
20
3000
計算步驟與結果列于下表：
在前面已計算過工作時間，可估計混凝土攪拌機工作十年，一年工作八小時，工作日中工作時間占40%，則軸承的使用壽命
式（2.164）
表2 -4計算列表
計算項目
計算內容
計算結果
6209軸承
6210軸承
e
查表
0.26
0.236
X
查表
X=0.56
X=0.56
沖擊載荷系數(shù)fd
查表
1.2
1.2
當量動載荷P
P=fd.Fr
=1.2×6867X
4614
4614
計算額定動載荷
37777N
37777N
基本額定動載荷Cr
查手冊
31500＜37777
35000＜37777
故我選用6209.深溝球滾子軸承可滿足壽命要求。
其他處軸承壽命計算如上。
2.2.9聯(lián)軸器
聯(lián)軸器是聯(lián)接兩軸使之一同回轉并傳遞轉矩的一種
聯(lián)軸器可分為剛性和撓性，剛性聯(lián)軸器適用于兩軸能嚴格對中并在工作中不發(fā)生相對位移的地方，撓性聯(lián)軸器適用于兩軸有偏移的地方。剛性聯(lián)軸器中又可分為凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器和夾殼聯(lián)軸器，其中凸緣聯(lián)軸器是應用最廣的一種，這種聯(lián)軸器主要由兩個分裝在軸端的半聯(lián)軸器和聯(lián)接它們的螺栓組成。
凸緣聯(lián)軸器對中精度可靠，傳遞轉矩較大，但要求兩軸通軸度較好，主要用于載荷平穩(wěn)的聯(lián)接中。故在此我選用此種聯(lián)軸器。
在高速級，因電動機Y132S1-2的軸徑為38mm，故選用標準凸緣聯(lián)軸器YL9，軸孔38mm，軸孔長82mm。在低速級，可選用標準凸緣聯(lián)軸器YL10，軸孔45mm，軸孔長112mm。部件。聯(lián)軸器可以在機器停車后用拆卸的方法才能把兩軸分離。
圖2-5 聯(lián)軸器
2.2.10減速器的潤滑和密封
傳動的潤滑
圓周速度的齒輪減速器廣泛采用油脂潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的深度，以1—2個齒高為宜，速度高的還應該淺些，建議0.7倍左右，但至少10cm，速度較低的也允許浸入深些，可達到1∕6的齒輪半徑，更低速時可到1∕3的齒輪半徑，潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中，的深度應達到齒輪的半個齒寬，對于油面有波動的減速器，浸入深些。
在多級減速器中應盡量使各級傳動浸入油中深度近于相對。如果發(fā)生低速級齒輪浸入減速器箱蓋和箱座的剖面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。
減速器油池的容積平均可按每1KW約需0.35L—0.7L潤滑油計算，同時應保持齒頂圓距離箱底部低于30mm—50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。
在此處因為高速級與低速級大齒輪分度圓直徑相差不大，所有可以直接使低速級大齒輪中深度浸油。
軸承潤滑
滾動軸承的潤滑主要是為了降低摩擦阻力和減輕磨損，也可以吸振，冷卻，防銹和密封等作用。合理的潤滑對提高軸承性能，延長軸承壽命都有重要意義。
滾動軸承高速時一般采用油潤滑，低速時采用脂潤滑，某些特殊環(huán)境如高溫和真空條件下采用固體潤滑。
本減速器使用的是深溝球滾子軸承，軸承的潤滑方法可以根據(jù)齒輪的圓周速度來選擇：圓周速度在2m/s—3m/s以上時，可以采用飛濺潤滑，把飛濺到箱蓋上的油在本設計中，我選用飛濺潤滑，油量足以滿足軸承的需要，所有最后采用刮油潤滑，或根據(jù)軸承傳動座圈十大大小選用由脂潤滑或滴油潤滑。
本設計為選用飛濺潤滑，故在設計減速器時在箱體壁上設計出油溝，可使飛濺的油通過油夠流向軸承，供軸承使用。
密封裝置
密封式為了阻止?jié)櫥瑒妮S承中流失，也為了防止外界灰塵，水分等侵入軸承。沒有合理的密封將大大影響軸承的使用壽命，密封按照其原理不同可分為接觸式和非接觸式密封兩大類，非接觸式密封不受速度的限制，接觸式密封只能用在線速度較低的場合，為保證密封壽命及減少軸的磨損，軸接觸部分的硬度應在40HRC以上。
在低壓油潤滑系統(tǒng)中，油封被廣泛地用作轉軸密封件和往復運動密封件。
油封通常由剛性骨架和有柔性唇的橡膠密封圈組成。
氈封主要用于環(huán)境比較干燥。以脂類潤滑的軸承或柱塞部位，壓力低于0.1MPa,速度4—5m/s，故本設計中選用氈封來滿足軸承的密封。
到此，減速器設計完成，在減速器中選用了大量標準件，特列表如下：
表2-5減速器用標準件
名稱
代號
尺寸
數(shù)量
螺栓
GB5782-86
M16×100
8
墊圈
GB97.1-2000
與M16配套使用
8
螺母
GB6170
M16
8
螺栓
GB5782-86
M12×22
2
墊圈
GB97.1-2000
與M12配套使用
2
螺母
GB6170
M12
2
螺栓
GB5782-86
M12×30
36
氈圈
JB/ZQ4606-1986
內徑45
1
氈圈
JB/ZQ4606-1986
內徑40
1
鍵
GB/T1095-1990
16×56
1
鍵
GB/T1095-1990
16×100
1
鍵
GB/T1095-1990
10×56
1
銷
GB/T117
A8×12
2
軸承
GB/T276-19946210
6210
2
軸承
GB/T276-19946210
6209
4
2.2.11開式齒輪的設計
選材料
因滾筒直徑較大，鼓選用鑄鋼，調質處理硬度229-286HB，平均取240HB。小齒輪40鋼，調質處理，硬度2