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本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 45 頁 共 45 頁
1．緒論
1.1固體粒子混合
1.1.1 固體粒子
固體混合是工業(yè)生產(chǎn)過程中一種重要的單元操作，它廣泛用于化工、醫(yī)藥、食品、飼料、塑料和建材等部門[1]。
固體混合設備中所述及的固體是指粉粒體，而粉粒體可再細分為兩種，一種是粒體（粒料），另一種是粉體。兩者的區(qū)別如圖1-1所示。
圖1-1 各種固體粒子的粒徑范圍和測量方法
兩者的粒徑約為50為界，粒料上限為數(shù)毫米，而粒料與粉體的更本質(zhì)的區(qū)別在于兩種固體顆粒的力學行為的區(qū)別。粒料的力學行為主要受重力所控制。當粒子的粒徑不斷減小，則粒子之間的附著力所引起的作用逐漸增大，當粒徑小至數(shù)十微米時，附著力與重力平衡。粒徑進一步減小，附著力急劇增加，當粒徑小至數(shù)微米時，重力的作用小到可以忽略，由附著力的作用會形成凝集體，即發(fā)生所謂逆粉碎現(xiàn)象，粒徑大小對混合物性能的影響主要是通過兩相的界面起作用的，過小的粒子（如在3以下）對混合物的力學性能不一定有好處。
1.1.2 固體混合
固體混合是指兩種或兩種以上不同性質(zhì)的粉粒體，在干燥狀態(tài)或加入少量液體的狀態(tài)下，在外力作用下進行攪混，使之逐步達到均一分布的操作，是不均勻度不斷減小的一種隨機過程。其混合狀態(tài)如圖1-2。
（a）原狀態(tài) （b）理想完全狀態(tài) （C）隨機完全狀態(tài)
圖1-2 混合狀態(tài)
黑白格子各表示一種物料。圖中的理想完全混合狀態(tài)是難以達到的，實際混合過程總是無序、不規(guī)則排列，它所能達到的最佳程度稱為隨機完全混合。
1.1.3 固體混合的影響因素
與液體攪拌相比，固體混合不具有自身擴散的性質(zhì)，因而必須施加外力才能強制流動。影響混合的因素，除混合設備和操作條件外，固體粉粒體的性質(zhì)，包括粒子的粒度與粒度分布、粒子形狀、表現(xiàn)密度、表面性質(zhì)、靜電荷、水分含量、休止角、流動性、凝聚性，對混合過程的影響極大，如圖1-3所示。圖中M為混合度，t為混合時間。圖（a）所示的曲線為一條典型的正常曲線。在混合的初始階段?；旌隙萂增加甚快。呈直線上升，到后階段，混合度的增加程度逐漸變得平緩，從圖（b）可看出，因粉粒體的粒度差大，在混合過程中，混合程度不穩(wěn)定，曲線經(jīng)過一個峰值后反而下降了?；旌虾箅A段，曲線下降的趨勢逐漸趨于平坦，這與混合過程中，大顆粒較容易分離，而且小顆粒物料又較容易沉積在設備的下部有關。圖（c）因粉粒體的密度差大，混合初期，混合度呈無規(guī)則曲線狀上升，過了峰值反而逐漸下降。此曲線后階段的走勢與圖（b）曲線有些類似，也是由物性差異較大所造成的。圖（d）因混合過程中產(chǎn)生靜電作用，混合的初始階段，混合度上升的規(guī)律性很差，呈反復的波動狀，到后階段才穩(wěn)定定下來，呈曲線狀緩慢上升。
(a)物性差小，混合良好 (b)粒度差大，混合不良
(c)密度差大，混合不良 (d)混合過程中發(fā)生靜電的再混合
圖1-3 物性對混合過程的影響
1.2 混合設備的分類
固體混合設備可按不同的方法分類：
l 按對粉粒體作用力的方式分為容器回轉型、容器固定型（包括機械攪拌式、氣流攪拌式、流體切割式）和復合型混合設備；
l 按操作方式分為間歇式和連續(xù)式；
l 按運動部件回轉速度分為高速型和低速型。
列出的各種混合設備的特性和適用范圍，歸納起來可分為以下幾大類。
1.2.1 容器回轉型混合設備
① 適用于物性差異小、流動性好的物料的混合，可以獲得較高的混合精度；但對粒徑比等物性差異大、流動性差的物料，采用該種型式大多數(shù)情況下不能得到良好的效果。
② 裝料系數(shù)低，一般為0.3～0.4。
③ 最佳回轉速度，即處于最佳混合狀態(tài)的速度一般為臨界速度為50%～80%；也可以用費勞德數(shù)是離心力與重力之比。當裝料系數(shù)為0.3時，不同種類混合設備的值分別為：V型0.3～0.4，雙重圓錐0.55～0.65，滾筒0.7～0.8，正立方體0.5。
圖1-4 容器回轉型混合設備
④ 設備容易清洗，適合于多品種小批量生產(chǎn)。
⑤ 回轉速度慢、適合于易磨損物料的混合。
⑥ 容器回轉空間大，但伴隨回轉容易引起負荷變動，因而需要設置 安全柵和牢固的基礎。
⑦ 進出口的定位較困難。
1.2.2 容器固定型混合設備
① 機種多，不僅可滿足各種物性粉粒體的混合，也可用于粉粒體中添加液體的混合。
② 因容器是固定的，混合設備與粉粒體進出料裝置容易連接。
③ 裝料系數(shù)大，一般0.5～0.6。
④ 設備清洗困難，適合于少品種大批量生產(chǎn)。
⑤ 存在攪拌槳葉磨損和軸封部件粉塵等問題。
1.2.3.復合型混合設備
這類混合設備是在容器回轉型的基礎上，在容器內(nèi)部增設了攪拌物料用的葉片，以增強物料的混合和分散作用，從而提高混合效果。如在常用的滾筒、V型、雙重圓錐型等混合設備中，分別設置了特定的葉片，便構成了復合型混合設備。
復合型混合設備的優(yōu)缺點：
①適合粒徑比等物性差異較大，流動性較差的物料，也適合于需添 加液體的混合。
② 裝料系數(shù)中等，一般為0.4～0.5。
③ 混合時間較短，生產(chǎn)效率高，混合精度較高。
④ 因為有旋轉葉輪工作，故清洗衣較容易。
⑤ 容易造成物料的粉碎和磨損。
⑥ 該設備運轉時發(fā)熱較大，不適合受熱分解和熱敏性物料。
⑦ 存在攪拌葉片的磨損和粉塵進入軸封部件處而影響密封等問題。
2. 混料機的組成及各部分功能
2.1 混料機的組成
本論文對小型混料機的設計要求是傾斜式滾筒混料機，目的是進行固體粉末的攪拌混合，而不具備液體混合的能力。為了符合設計要求，在參閱了相關資料中涉及的滾筒混料機的技術參數(shù)后，將該混料機的組成分為以下四部分：動力裝置、傳動裝置、混合裝置和混料機機架這四個部分。
小型混料機
電動機
傳動裝置
混料滾筒
機架
減速器
傳動齒輪
配換齒輪傳動
一號（左）機架
二號（右）機架
圖2-1 混料機的組成
混料設備的攪拌軸通常由電動機驅(qū)動，并且由于該混料機的使用場合是在實驗室內(nèi)，電力能源的獲取是最簡單易得的，故該小型混料機的動力源部分采用電動機驅(qū)動。當混料機由靜止起動時，滾筒要克服自身的慣性，還要克服滾筒所推動的固體粉末的慣性以及傳動裝置等部件的慣性，這時滾筒與固體粉末的相對速度最大，滾筒所受阻力的作用面積也是最大，困此此所需的功率值必然較大，該最大功率即為混料機的啟動功率。但試驗測定表明，攪拌即在啟動時，電動機啟動電流的最高點持續(xù)時間一般僅為2～3秒，隨后立即大幅度下降至接近正常動轉電流，說明出現(xiàn)最大功率的時間極短，由于一般電動機都允許有啟動過載量，即允許較大范圍的啟動電流。如380V三相交流異步電動機，在5～10秒的持續(xù)時間內(nèi)，其啟動電流一般允許達到額定電流的6.5～7倍；且電動機功率越小，則啟動電流相對于額定電流的允許倍數(shù)越大。所以，只要選擇合理的電動機，在啟示錄動時依靠轉矩余量來加速攪拌即滾筒直達穩(wěn)定工作轉速，不會引起電動機過熱或者不能啟動的情況。
混料機的傳動裝置包括減速裝置，變速裝置和滾筒驅(qū)動裝置。減速裝置即減速器，由于攪拌設備的轉速一般都比較低，因而電動機絕大多數(shù)情況下都是與變速器組合在一起使用的，有時也采用變頻直接調(diào)速。因此，選用電動機時，應特別考慮與變速器的匹配問題。變速裝置照設計要求應該能達到四級變速的要求，在考慮了小型混料機的工作特性以及工作場所后，決定采且配換齒輪的變速方式。驅(qū)動裝置采用齒輪來驅(qū)動混料滾筒的轉動，鑒于齒輪傳動的穩(wěn)定性，決定采用開式齒輪傳動來驅(qū)動混料滾筒。
混合裝置是一個直徑300㎜，長度500㎜，壁厚5㎜的圓柱型滾筒，滾筒的兩端用支撐軸固定在機架上，混料滾筒的右側焊接上軸承，該軸承上的齒輪與滾筒驅(qū)動裝置的齒輪嚙合，以達到使?jié)L筒轉動的目的。混料機的機架分成兩個部分，兩機架的立柱結構完全相同，區(qū)別是一側的機架底座較大，這部分的底座上要安放電動機，減速器以及傳動齒輪箱，且要保證電動機減速器以及傳動齒輪箱的中心軸線位于同一水平面上，另一側的機架只是負責混料滾筒的固定以及整個混料機系統(tǒng)的穩(wěn)定。機架的兩個部分的相對位置的固定采用連接桿來實現(xiàn)。
2.2 混料機的各部分功能
該小型攪拌的動力裝置部分為電動機，電動機為整個小型混料機提供動力，電動機的功率經(jīng)過聯(lián)軸器傳遞到小型混料機的傳動裝置，經(jīng)過減速器的減速，將電動機的高轉速降低為比較低的轉速，經(jīng)過配換齒輪副的調(diào)整之后，由傳動齒輪最終將功率傳遞到混料滾筒上面，帶動混料滾筒的轉動，以達到混合不同粉末的目的。
減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來以滿足工作需要。減速器的輸入端軸通過連軸器與電動機的輸出軸相連，由于電機的轉速太高而扭矩較低，不能直接輸出到混料滾筒段齒輪，必須經(jīng)過減速器的減速，來降低轉速和增大扭矩。
有級（或分級）變速是指在一定的轉速范圍內(nèi)，能夠?qū)崿F(xiàn)若干固定、不連續(xù)的轉速（或速度）變化。其優(yōu)點是工作可靠，傳動比準確，采用多軸傳動時變速范圍大，其缺點是不能在運轉中變速，不易選擇最佳轉速值。該小型混料機的變速裝置為配換齒輪，變速時兩齒輪位置互換或另裝一對齒數(shù)比不同的齒輪，結構簡單，不需要操縱機構或者互鎖裝置，軸向尺寸小，但是更換齒輪費時費力，懸臂安裝受力條件差。適用于不經(jīng)常變速且要求結構簡單、緊湊的變速機構。
傳動齒輪是機器中應用最廣泛的一類傳動形式，它的功能是將機器中的原動機（如電動機、內(nèi)燃機、汽輪機）的運動和動力向工作機（如水泵、抽油泵、鼓風機、起重機的鋼纜轉鼓、汽車的車輪、車床的卡盤）傳遞其所需要的運動和動力。而在儀器儀表中齒輪是以傳遞運動為主。齒輪傳動和其他的傳動形式相比具有傳動功率范圍寬、傳動效率高、傳動比準確、壽命長和結構緊湊等優(yōu)點。
圖2-2 混料機裝配示意圖
滾筒式混合設備的混料裝置為一圓柱型混料滾筒，當驅(qū)動齒輪轉動時，帶動混料滾筒一起轉動。初始位于滾筒底部的物料，由于物料間的黏結作用以及物料與側壁間的摩擦力而隨滾筒升起：又由于離心力的作用，物料向滾筒壁面靠近，并且物料之間以及物料與滾桶壁之間的作用力在增大。當物料上升到一定高度時，在重力作用下飛落到底部，如此反復進行循環(huán)混合。
該小型混料機的機架分為兩個部分。在無齒輪筒蓋一側的機架為一號機架，在有齒輪筒蓋一側的為二號機架。一號機架結構比較簡單，主要功能僅為支撐滾筒，保持其穩(wěn)定。二號機架結構略為復雜，除了與一號機架相同的結構功能外，還包括一個底座，用于安放電動機、減速器及傳動齒輪箱，并保證這三個部件的中心高一致。
3 .電動機的選用
原動機的種類一般情況下均選用交流電動機。電動機為系列化產(chǎn)品。機械設計中僅需根據(jù)工作機的工作情況，合理選擇電動機的類型、結構形式、容量和轉速，提出具體的電動機型號[2]。
3.1 電動機選用原則
一、選擇電動機的類型和結構形式
如無特殊的需要，一般選用Y系列三相交流異步電動機。經(jīng)常起動、制動和正反轉動的，例如起動、提升設備，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大的過載能力，應選用冶金及起重用三相異步電動機，常用YZ型或YZR型。電動機的結構有防滴式、封閉自扇冷式和防爆式等，可根據(jù)防護要求選擇。
二、選擇電動機的功率
電動機的功率選擇是否合適，對電動機的正常工作和經(jīng)濟性能都有影響。功率選的過小不能保證工作機的正常工作，或使電動機因超載而過早損壞，功率選的過大則電動機的價格高，能力又得不到充分發(fā)揮，而且由于電機經(jīng)常不在滿載下運轉，其效率和功率因數(shù)都較低而造成能源的浪費[3]。
對于載荷比較穩(wěn)定、連續(xù)運轉的機械，通常只需使電動機的額定功率Ped等于或稍大于所需電動機的工作功率Pd，即Ped≥Pd，而不必校驗電動機的發(fā)熱和起動轉矩。
所需電動機工作功率為:
Pd= （3-1）
式中 Pw ----------工作機所需功率，指輸入工作機軸的功率，KW。
ηα----------由電動機至工作機的總效率。
工作機所需功率 Pw由工作阻力和運動參數(shù)計算求得
Pw= （3-2）
或
Pw= （3-3）
其中： F-------工作機的阻力，N
V-------工作機的線速度，m/s
T-------工作機的阻力矩，N·m
nw----工作機轉速，r/min
ηw------工作機效率。
總效率ηα按下式計算：
ηα=η1·η2·η3。。。。。。ηn （3-4）
其中：η1η2η3。。。。。。ηn分別為傳動裝置中每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶、鏈）每對軸承或每個聯(lián)軸器的效率，其數(shù)值可按表3-3-1選取。
計算總效率時要注意以下幾點：
1.所取傳動副效率是否已包括其軸承效率，如已包括，則不再計入軸承效率。
2.同類型的幾對傳動副、軸承或聯(lián)軸器，要分別考慮效率，例如有兩級齒輪傳動副時，效率為η齒·η齒=η齒2。
3.軸承效率均指一對軸承而言。
4.蝸桿傳動效率與蝸桿頭數(shù)及材料有關，應先初選頭數(shù)，估計效率，待初步設計出蝸桿、蝸輪參數(shù)后，再計算效率并校核傳動效率。
5.當資料給出的效率數(shù)值為一范圍時，一般可取中間值，如工作條件差、加工精度低、潤滑脂潤滑或維護部良時，則應取低值；反之可取高值。
表3-1機械傳動和軸承效率的概率值
三、電動機轉速的選擇
額定功率相同的同類型電動機，可能有不同的轉速。如三相異步電動機就有四種常用的轉速，即3000 r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min,低轉速電動機的極數(shù)多，外廓尺寸及重量都較大，價格高，但可使傳動裝置總傳動比及尺寸較小，高轉速電動機則相反。因此確定電動機轉速時，應進行分析比較，以確定合理的電動機轉速。一般來說，如無特殊要求通常多選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機。
為使傳動裝置社的合理，可以根據(jù)工作機轉速要求和各傳動副的合理傳動比范圍推算電動機轉速的可選范圍，即
nd,=ia·nw=(i1i2……in)nw （3-5）
式中 nd, ―――電動機可選轉速范圍r/min
ia ―――傳動裝置總傳動比的合理范圍
i1i2……in―――各級傳動副傳動比的合理范圍（見表3-2）
nw―――工作機轉速r/min
表3-2 各類傳動傳動比的數(shù)值范圍
根據(jù)選定的電動機類型、結構、容量和轉速，由標準中查出電動機型號、額定功率、滿載轉速、外形尺寸、電動機中心高、軸伸尺寸、鍵聯(lián)接尺寸等，并將這些參數(shù)列表備用。
四、傳動裝置傳動比確定與分配原則
傳動裝置的設計功率通常按實際需要的電動機工作效率Pd考慮，而轉速則按電動機額定功率時的轉速（滿載轉速）計算。
根據(jù)電動機滿載轉速nm和工作機轉速nw，可得到傳動裝置總傳動比為
= (3-6)
總傳動比為各級傳動比i1i2……in的連乘積，即
ia= i1i2……in (3-7)
合理分配總傳動比，可使傳動裝置得到較小的外廓尺寸或叫較輕的重量，以實現(xiàn)降低成本和結構緊湊的目的，也可以使轉動零件獲得較低的園周速度以減少齒輪動載和降低傳動精度等級的要求，還可以使齒輪有較好的潤滑條件。但這幾方面的要求不可能同時滿足，因此在分配傳動比時，主要考慮以下幾點。
（1）各級傳動比都在各自的合理范圍內(nèi)，以保證符合各種傳動形式的工作特點和結構緊湊。
（2）分配各傳動形式的傳動比時，應注意各傳動尺寸協(xié)調(diào)，結構均勻合理。例如，帶傳動的傳動比過大，大帶輪半徑大于減速器輸入中心高度（如圖1）而與地基相碰
（3）各傳動件彼此不應該發(fā)生干涉碰撞現(xiàn)象。例如，在兩級圓柱齒輪減速器中。若高速級傳動比分配過大，則可能使高速級的大齒輪的輪緣與低速級的大齒輪相碰，如圖3-1和圖3-2所示。
圖3-1 帶輪過大與地基相碰 圖3-2 高速級大齒輪與低速軸相碰
（4）為使各級大齒輪浸油深度合理（低速級大齒輪浸油稍深），對各類減速器的傳動比分配可參考下列幾點。
a) 展開式二級圓柱齒輪減速器，考慮潤滑條件，應使兩個大齒輪直徑相近，低速級大齒輪略大些，按ia=（1.3～1.4）i2，對同軸線式則取i1≈i2=（i為減速器的總傳動比）。這些關系只適應于兩級齒輪的配對材料相同，齒寬系數(shù)選取同樣數(shù)值的情況。
b) 對于圓錐-圓柱齒輪減速器，可取圓錐齒輪傳動比i1≈0.25i,并使i1≤3，最大允許i1＜4.
c) 蝸桿-齒輪減速器，可取齒輪傳動比i2≈(0.03～0.06)i
d) 齒輪-蝸桿減速器，可取齒輪傳動比i1≤2～2.5。
應該注意，以上傳動比的分配只是理論計算值，是初步的。待各級傳動零件的參數(shù)（如齒輪齒數(shù)、帶輪直徑等）確定后，應核算傳動裝置的實際傳動比。對于一般機械，總傳動比的實際值允許與設計要求的理論計算值有±3%～5%的誤差。
五、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算
為了進行傳動件的設計計算，應將工作要求的功率或轉矩推算到各軸上，分別求出個軸的轉速功率和轉矩。如將減速器、變速機構的各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸、Ⅱ軸、……并設
io,i1,…———為相鄰兩軸的傳動比；
η01，η12…———為相鄰兩軸間的傳動效率；
PⅠ,PⅡ…———為各軸的輸入功率KW；
TⅠ,TⅡ…———為各軸的輸入轉矩N?m
nⅠ,nⅡ…———為各軸的轉速r/min;
則可由電動機軸值至工作機軸方向依次推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。
1、 各軸轉速
nⅠ= （3-8）
式中 nm————電動機的滿載轉速r/min
Io———電動機軸至Ⅰ軸的傳動比。
同理
nⅡ==r/min
nⅢ= = r/min （3-9）
其余類推。
2、 各軸功率
PⅠ=Pd KW （3-10）
式中 Pd———電動機的實際輸出功率
———電動機軸與Ⅰ軸間的傳動效率
同理
PⅡ=PⅠ=Pd KW （3-11）
其余類推。
3、各軸轉矩
TⅠ=Td?io? N ?m （3-12）
其中電動機軸的輸出轉矩Td為
Td=9550 （3-13）
所以 TⅠ= Td?io?=9550 io? N·m
TⅡ= TⅠ?i1 ?=9550 io?i1? N·m （3-14）
其余類推。
3.2 電動機選擇計算
1、確定電動機類型 按工作要求和條件，選用Y系列三相異步電動機。
2、確定電動機容量 原始數(shù)據(jù)：（1）每次混料合計重不大于20kg.（2）混料滾筒轉速10-60r/min。（3）滾筒（圓柱體)直徑300mm，長度500mm，壁厚5mm。
計算出滾筒實際體積V實=V外-V內(nèi)=Π（-）?H=3.14×（-）?0.5=2.32×。滾筒的質(zhì)量m=ρ?V實=7.9××2.32×=18.29(kg)。
圖3-3 混料機滾筒受力分析
混料重量計為20kg，則滾筒質(zhì)量（含料）共計38kg，=380×cos10o=374(N)，
=380×cos80o=66 (N)
查表礦物油潤滑金屬表面的摩擦系數(shù)為0.15～0.3，取摩擦系數(shù)0.2，系數(shù)安全取2.5，
則計算的軸承轉動需要的牽引力是F=×2.5=4650 N。軸承轉速最大為50r/min,則線速度V===0.785m/s
工作機所需功率Pw,按式計算：
Pw= （3-15）
工作機效率=，滾筒效率=0.95，滑動軸承效率=0.98，代人上式得：
Pw===3.92kw
電動機所需功率按下式公式計算
= （3-16）
式中———電動機至工作機的傳動裝置的總效率，由傳動裝置圖可知
= （3-17）
由表3-1，取彈性聯(lián)軸器效率=0.994，閉式圓柱齒輪效率=0.97，開式圓柱齒輪效率=0.95， 滾動軸承（每對）效率=0.988
=0.994×0.97×0.95×0.9883=0.91
故 Pd===4.31 KW （3-18）
電動機的額定功率略大于即可。由機械設計手冊選擇電動機額定功率為5.5KW
3.選擇電動機轉速 滾筒軸工作轉速為=50r/min。由表3-2推薦的傳動副傳動比合理范圍，取一級圓柱齒輪減速器傳動范圍=（3～6），配換齒輪傳動的傳動比范圍=（3～7）
則傳動裝置總傳動比的合理范圍為：
==（3～6）×（3～7）=9～42 （3-19）
電動機轉速的可選范圍為：
==（9～42）×50=450～2100r/min （3-20）
符號這一范圍的常用同步轉速有720、960、1440r/min。
以三種方案作比較，結果如表3-3
表3-3 電動機型號參數(shù)比較
方案
電動機
型號
額定功率（kw）
電動機轉速
電動機重量（kg）
傳動裝置的傳動比
同步
滿載
總傳動比
開式齒輪傳動比
減速器傳動比
1
Y160M2-8
5.5
750
720
127
112.8
4.0
28.21
2
Y132M2-6
5.5
980
960
90
70
4.0
17.37
3
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
56
4.0
14.0
選電動機型號為Y132S-4，
表3-4 Y132S-4電動機參數(shù)
電動機型號
額定功率
（KW）
滿載時
轉速（r/min）
電流
效率
功率因數(shù)
Y132S-4
5.5
1440
15.4
87％
0.85
2.2
2.2
4.混料機傳動裝置的設計
4.1減速器的設計
4.1.1確定傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
傳動裝置總傳動比
===28.8 （4-1）
分配傳動裝置各級傳動比
= （4-2）
式中 、分別為一級圓柱齒輪減速器和開式圓柱齒輪的傳動比
為使開式圓柱齒輪傳動中大齒輪分度圓直徑大于滾筒直徑，以免開式圓柱齒輪傳動的小齒輪與滾筒發(fā)生干涉，取=5.0,減速器傳動比為==5.76
考慮到四級變速，變速箱的傳遞比分別是
當轉速=20min，傳動比=5.76，=12.5
當轉速=30r/min，傳動比=5.76，=8.3
當轉速=40min，傳動比=5.76，=6.25
當轉速=50r/min，傳動比=5.76，=5.0
4.1.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1. 各軸由高速至低速依次設為Ⅰ軸、Ⅱ軸、……Ⅴ軸（工作軸），輸出轉速是（計算轉速=50r/min）
Ⅰ軸 nⅠ===1440r/min
Ⅱ軸 nⅡ===250r/min
Ⅲ軸 nⅢ===50r/min （4-3）
2、輸出功率
Ⅰ軸 PⅠ===4.31×0.994=4.27 kw
Ⅱ軸 PⅡ===4.27×0.97×0.988=4.09 kw
Ⅲ軸 PⅢ===4.09×0.95×0.988=3.84 kw （4-4）
3、各軸輸出轉矩
電動機輸出轉矩=9550=9550×=28.58 N·m
Ⅰ軸 TⅠ===28.58×0.994×0.97=27.56 N·m
Ⅱ軸 TⅡ==27.56×0.97×0.988×5.76=152.14 N·m
Ⅲ軸 TⅢ==152.14×0.95×0.988×5=714 N·m （4-5）
應注意的是：同一根軸上輸出功率和輸出轉矩與其輸入功率和轉矩不同，一般相差一對軸承效率。
將上述計算得到的運動和動力參數(shù)列表如下表：
表4-1 電動機軸及各軸的運動和動力參數(shù)
軸號
功率P(kw)
扭矩T
（N·m）
轉速n
(r/min)
傳動比
效率
電動機軸
4.31
28.58
1440
1.0
0.994
Ⅰ軸
4.27
27.56
1440
5.76
0.97
Ⅱ軸
4.09
152.14
250
5.0
0.95
Ⅲ軸
3.84
714
50
4.1.3傳動零件的設計計算
圓柱齒輪傳動的設計計算[4]
已知輸入功率Pd=4.31kw（略大于小齒輪的實際功率），小齒輪的轉速為：n1=1440r/min,大齒輪的轉速為n2=250r/min，傳動比i=5.76,由電動機驅(qū)動，工作壽命（設每年工作300天,工作15年），單班制，工作時有輕微震動，在室外工作。
1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1） 按已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2） 減速器的齒輪齒面采用硬齒面齒輪傳動，由表9-1取大小齒輪的 材料，選用45Cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火，表面硬度HRC48～55。
3） 因表面淬火，齒輪變形小，不需磨削，故選用7級精度。
4） 選用小齒輪的齒數(shù)=23，則 ==132
2. 按齒面接觸疲勞強度設計
根據(jù)設計計算公式進行試算，即
≥2.32 （4-6）
（1）確定上式中各參數(shù)
1） 試選載荷系數(shù)Kt＝1.3
2） 小齒輪傳遞的扭矩=0.2756×105 N·mm
3） 查表，選齒寬系數(shù)=0.9
4） 查表，得彈性影響系數(shù)=189.8
5） 按齒面硬度中間值HRC52，查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限為 ==1170MPa
6） 重合度系數(shù)，端面重合度
=[1.88-3.32(+)]cosβ
= [1.88-3.32 (+)]cos0°=1.71
由式得===0.874
7） 計算應力循環(huán)次數(shù)
N1==60×1440×1×(300×15×8)=3.11×109次
8） N2=3.11×109/3.2=0.97×109次
9） 查圖得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
10） 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1，則
11）
12）
（2）計算
1）設計公式中代入中較小的值，得
≥2.32
=2.32×
=23.53 mm （4-7）
2)計算小齒輪分度圓圓周速度v
3)計算齒寬b
b=
4)計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
5)計算載荷系數(shù)
查圖，由v=3.15m/s，7級精度，得KV=1.17
查表，得,查表，得KA=1, 查表，得KHβ=1.63,
查表，得KFβ=1.53
載荷系數(shù)
6）按實際載荷系數(shù)修正
7）計算模數(shù)m
(3).按齒根接觸疲勞強度設計
設計公式為 （4-8）
（1）.確定設計公式中的參數(shù)
1）查圖，得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限為
2）查圖，得彎曲疲勞壽命系數(shù)
3）計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1.4，則
4）計算載荷系數(shù)K
5）查表，得齒形系數(shù)
6）查表，得應力校正系數(shù)
7）計算重合度系數(shù)
8）計算大、小齒輪的值
所以小齒輪彎曲強度較弱。
（2）計算齒輪模數(shù)
設計公式中代人的較大值，得
（4-9）
由計算結果可看出，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m略小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，但由于齒輪模數(shù)m的大小主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有關，所以，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.72，并就近圓整為標準值m=1.5mm。因按接觸強度算得的分度圓直徑d1=24.09mm，這時需要修正齒數(shù)[5][6]
，取
則
(4).幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
（4-10）
（2）計算中心距
（4-11）
（3）計算齒輪寬度
取b2=22mm,b1=b2+5=27mm （4-12）
(5).驗算
＞，合適。（4-13）
4.1.4 軸的結構設計計算及校核
已知求得[7]
PⅡ=4.09 kw TⅡ=152.14 N·m nⅡ=250 r/min
d2=mz2=138 mm Ft=2TⅡ/d2=2×152.14/0.138=2204.93 N
Fr=Fttgαn=2204.93×tg20°=802.53 N Fa=0 N
選取軸的材料為45Cr。查表11-3，知A0=100
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ （4-14）
2. 軸的結構設計
1）擬定軸上零件的裝配方案
圖4-1 軸上零件的裝配
i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44m。
iii. III-IV段為大齒輪，外徑52mm。
iv. IV-V段為軸肩，直徑為57mm。
v. V-VI段為軸肩，直徑為50mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為38mm、35mm。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
III-IV段為大齒輪，長度為90mm。
IV-V段軸，長度為20mm。
V-VI段軸為83mm。
VI-VIII長度為40mm、44mm。
綜上得出軸各段的直徑和長度。
1-2段：DⅠ-Ⅱ=35mm,LⅠ-Ⅱ=22.75mm 2-3段：DⅡ-Ⅲ=44mm,LⅡ-Ⅲ=16mm
3-4段：DⅢ-Ⅳ=52mm,LⅢ-Ⅳ=90mm 4-5段：DⅣ-Ⅴ=57mm,LⅣ-Ⅴ=20mm
5-6段：DⅤ-Ⅵ=50mm,LⅤ-Ⅵ=83mm 6-7段：DⅥ-Ⅶ=38mm,LⅥ-Ⅶ=40mm
7-8段：DⅦ-Ⅷ=35mm,LⅦ-Ⅷ=44mm
3. 軸上零件的周向定位：齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，查手冊選平鍵b×h=16×10,鍵長36mm,配合為H7/K6,滾動軸承與軸通過過渡配合實現(xiàn)周向定位，軸徑公差為K6。
4． 確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角2×45°
根據(jù)軸的結構圖作出軸的結構簡圖
L1=80mm, L2=130mm, L3=44mm
作為簡支梁的軸的支持跨距L1+L2=210mm
截面彎矩最大處是軸的危險截面[8]。
圖4-2 軸的受力
求軸承支反力及彎矩
水平支反力：水平面內(nèi)軸的受力如圖，由力的平衡條件得
圖4-3 軸承水平支反力
得 （4-15）
垂直支反力：垂直面內(nèi)軸的受力如圖，由力的平衡條件得
圖4-4 軸承垂直支反力
同理得
彎矩：
（4-16）
總彎矩： （4-17）
扭矩： （4-18）
計算彎矩：
（） （4-19）
抗彎截面系數(shù)： （4-20）
校核軸上承受最大計算彎矩的截面強度
（4-21）
軸的材料是45Cr，σB=785MPa,查表知[σ-1]b=70MPa。因此σca＜[σ-1]b，故軸安全。
圖4-5 軸的載荷分布圖
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，但截面Ⅳ不受扭矩作用，軸徑也大，不必校核。該軸只須校核截面Ⅲ左右兩側即可[9]。
（1）截面Ⅲ左側
抗彎截面模量
抗扭截面模量
作用在截面Ⅲ左側的彎矩M為
（4-22）
作用在截面Ⅲ上的扭矩為
截面Ⅲ左側的彎曲應力
截面Ⅲ左側的扭轉切應力
查表得
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及查表選取。因
，得
查圖，可得軸的材料的敏感系數(shù)
所以有效應力集中系數(shù)
（a）彎曲 (b)扭轉
圖4-6 有效應力集中系數(shù)
由圖得尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，查圖得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強化處理，，則綜合系數(shù)值為
（4-23）
查表得材料特性系數(shù)
計算安全系數(shù)
＞S=1.5 （4-24）
所以其安全。
（2）截面Ⅲ右側
抗彎截面模量
抗扭截面模量
作用在截面Ⅲ右側的彎矩M為
（4-25）
作用在截面Ⅲ上的扭矩為
截面Ⅲ右側的彎曲應力
截面Ⅲ右側的扭轉切應力
過盈配合產(chǎn)生的應力集中系數(shù)，查表可得
軸按磨削加工，查圖得表面質(zhì)量系數(shù)為
所以綜合系數(shù)為
軸在截面Ⅲ右側的安全系數(shù)為
＞S=1.5 （4-26）
該軸在截面Ⅲ右側強度足夠，故安全。
4.1.5 鍵聯(lián)接的選擇及計算
由于鍵采用靜聯(lián)接，有輕微沖擊。所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。
表4-2 鍵聯(lián)接的選擇
代號
直徑
（mm）
工作長度
（mm）
工作高度
（mm）
轉矩
（N·m）
極限應力
（MPa）
高速軸
6×6×40
20
34
3
27.56
27.94
中間軸
16×10×52
52
50
4
152.14
41.2
低速軸
8×7×28
28
20
35
714
54.99
4.1.6 滾動軸承的壽命校核
Ⅰ、Ⅱ、軸均采用30307圓錐滾子軸承,校核計算：
1） 求合成支反力
（4-27）
2） 軸承的派生軸向力
由軸承樣本或設計手冊查得30307軸承C=75.2KN，e=0.31,Y=1.9
（4-28）
3） 實際軸向力
由于，所以軸向力
4） 當量動載荷
（4-29）
由于是一般載荷，輕微沖擊，取載荷系數(shù)，則當量動載荷
（4-30）
因，故應按計算軸承壽命。
5） 軸承額定壽命計算
常溫下工作，溫度系數(shù)得
（4-31）
4.2聯(lián)軸器的選用
減速器通常通過聯(lián)軸器與電動機軸、工作機軸相聯(lián)接。聯(lián)軸器的選擇包括聯(lián)軸器類型和尺寸等的合理選擇。
聯(lián)軸器類型應根據(jù)工作要求選定，具體原則如下。
（1）聯(lián)接電動機軸與減速器高速軸的聯(lián)軸器，由于軸的轉速較高，故一般應選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯(lián)軸器，如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器等。
（2）減速器低速軸與工作機軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器，由于轉速較低，傳遞的力矩較大，且減速器軸與工作機軸之間往往有較大的軸線偏移，故常常選用剛性可移式聯(lián)軸器，如滾子鏈聯(lián)軸器、齒式聯(lián)軸器等。
（3）對于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不很大時，也可選用彈性柱銷聯(lián)軸器這類可移式聯(lián)軸器。
（4）所選聯(lián)軸器孔徑的范圍應與被連接兩軸的直徑相適應。應注意減速器高速軸外伸端軸徑與電動機的軸徑不能相差很大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器。電動機選定后，其軸徑是一定的，應注意調(diào)整高速軸外伸端的直徑。
由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。
由于裝置用于攪拌粉末，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，
計算轉矩為 （4-32）
所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑，
軸孔長，
裝配尺寸
半聯(lián)軸器厚 （P521表5-6-4）（GB4323-84）
4.3 變速裝置的設計
本課題小型混料機的設計由原動機經(jīng)過減速器的減速再通過變速將動力傳遞給混料滾筒，剛開始打算采用滑移齒輪來實現(xiàn)四級變速的，但考慮到每對滑移齒輪上的齒輪數(shù)最好不超過3，否則在滑移時會引起滑移齒輪與固定齒輪的齒頂相碰，而設計要四級變速就必須把滑移齒輪塊分成兩組，即用兩個雙聯(lián)滑移齒輪塊，同時還必須使用兩個能互鎖的機構操縱，使其不能同時進入嚙合。如果這樣本設計的課程工作量就較大，于是放棄采用滑移齒輪的想法，進而打算采用塔輪變速傳遞機構，塔輪機構要進行皮帶輪的設計且要保證兩軸的中心距不變，皮帶較長，尺寸大，變換時換移皮帶不夠方便，設計的整個裝置變大，綜合考慮最終選擇配換齒輪來變速。
這次設計小型混料機，要求混料機的滾筒轉速可調(diào)，轉速共分四級并呈幾何級數(shù)布置，。由于滾筒的轉速限制在10-60r/min,所以轉速的選舉被限制在一個更小的范圍內(nèi)，變速器的輸出轉速采用等比數(shù)列排列。
標準公比是等比數(shù)列中任意相鄰的兩轉速之比，為一常數(shù)成為轉速數(shù)列的公比，即
式中為最低轉速（第1級轉速）、第2級轉速、最高轉速（第Z級轉速）。
標準公比，即=1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78、2.00。可根據(jù)變速器的使用要求及結構復雜程度選取值，通常取=1.26,1.41。實際上也可使用非標準公比的。
配換齒輪變速機構的特點：變速時兩齒輪位置互換或另裝一對不同齒數(shù)比的齒輪結構簡單，工作穩(wěn)定，不需要操縱機構或互鎖裝置，軸向尺寸小，但更換齒輪費時費力，懸壁安裝時受力條件差。適合于不經(jīng)常變換且要求結構簡單、緊湊的變速機構中。
本設計中配換齒輪的機構特點非常適合本次小型混料機的設計機構特點，所以決定小型混料機的變速機構采用配換齒輪變速機構，由于轉速共分四級，所以總共需要四對配換齒輪以達到四級變速的目的。
具體的配換齒輪參數(shù)如下
表4-3 配換齒輪數(shù)據(jù)
配換齒輪
齒輪參數(shù)
第一組配換齒輪
第二組配換齒輪
第三組配換齒輪
第四組配換齒輪
Z1（高速級）
23
62
62
70
Z2（低速級）
131
96
88
80
M（模數(shù)）
1.5
1.5
1.5
1.5
實現(xiàn)的滾筒轉速
r/min
20
30
40
50
4.4傳動齒輪箱的設計
箱體采用剖分式，鑄造而成。箱體用來支持和固定軸系零件，保證傳動件嚙合精度，良好潤滑及密封。箱體要有足夠的剛度，為了保證箱體的剛度，在軸的兩個機架之間增加支撐肋保證箱體在安裝基礎上的穩(wěn)定性，并盡可能減少箱體底座平面機械加工面積，箱體底座一般不采用完整的平面。
4.4.1 軸的設計
III軸
1． 作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N （4-33）
2． 初步確定軸的最小直徑
（4-34）
3． 軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
圖4-7 軸上零件的裝配
2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II
II-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑
60
70
75
87
79
70
長度
105
113.75
83
9
9.5
33.25
求軸上的載荷
Mm=316767N·mm
T=925200N·mm
4. 彎扭校核
（4-35）
4.4.2 齒輪的設計
傳動齒輪箱中齒輪的設計，是與混料滾筒的筒蓋外齒輪嚙合，從而帶動混料滾筒的轉動，齒輪的材料采用45鋼，熱處理工藝為調(diào)質(zhì)，齒輪毛坯為鑄造生產(chǎn)，具體參數(shù)如下[10]：
齒數(shù)Z=70，齒輪模數(shù)m=1.5，齒輪沉頭通孔的圓心半徑φ=85mm
齒輪下沉部分的內(nèi)圓直徑d1=50mm
齒輪下沉部分的外圓直徑d2=120mm
齒輪中心孔直徑為d0=30mm
齒輪厚度為t=25mm
圖4-8 齒輪示意圖
通孔上的鍵槽型號與軸上鍵的型號相對應，具體尺寸符合GB/T1095-1979
4.4.3 軸承的選用
根據(jù)軸的尺寸，選擇軸承的基本尺寸d=70mm,由于軸承承受的載荷為徑向載荷，受到的軸向載荷較小，所以選用深溝球軸承完全可以滿足使用要求，由于滾動軸承的失效形式主要有疲勞點蝕、塑性變形、磨損，經(jīng)過查閱機械設計手冊，最終決定選用深溝球軸承6214，其計算所得的滾動軸承壽命完全小于軸承的基本額定壽命[12]，其具體尺寸如下表所示：
表4-4 軸承基本數(shù)據(jù)
基本尺寸
安裝尺寸
基本額定載荷
極限轉速
動載荷
靜載荷
d
D
B
min
max
max
脂潤滑
油潤滑
mm
mm
kN
r/min
70
125
24
79
116
1.5
60.8
45
4800
6000
4.4.4 下箱體與上箱蓋的設計
該箱體的功能要求比較簡單，只是完成動力的傳輸，而且與混料滾筒的外齒輪嚙合為開式齒輪傳動，所以箱體的設計也力求簡單易行。具體的箱體外形尺寸見傳動齒輪箱裝配圖。
5.混料滾筒的設計
混料滾筒即混料機的混料容器，包括筒體、外購件及內(nèi)購件等，其作用是為物料混合提供合適的空間。滾筒的筒體大多是圓筒形的，兩端端蓋一般采用橢圓形封頭，錐形封頭或平蓋，本設計采用平蓋封頭，并用螺母固定。根據(jù)工藝需要，容器上裝有各種接管，以滿足進料和出料的要求?；炝先萜魍ǔＪ橇⑹桨仓玫模灿袝r是臥式的，水平放置的滾筒式混合設備，其滾筒內(nèi)的物料僅在垂直平面內(nèi)回轉，而在水平面很少產(chǎn)生物料間的位置更換，為彌補這類混合設備的不足，采用斜軸式安裝形式，也就是將滾筒的軸線與水平旋轉軸線成一定的角度，使得垂直方向運動的物料受到傾斜作用力而發(fā)生水平方向移動，即產(chǎn)生上、下、左、右的交叉混合，以提高混合效果[13]。斜軸式混合設備的傾斜角度設計為10°。物料在滾