搅拌机传动装置设计说明书学院：专业：班级：学号：：第一章、设计题目，任务及具体作业一、设计题目二、设计任务三、具体作业第二章、确定传动方案第三章、选择电动机一、选择电动机类型和结构形式二、选择电动机的容量三、确定电动机的转速四、传动装置的总传动比五、传动装置的运动和动力参数六、各轴的转速、功率和转矩第四章、齿轮的设计及参数计算一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数二、高速级直齿圆柱齿轮设计计算三、低速级直齿圆柱齿轮设计计算四、各齿轮主要的相关参数第五章、联轴器的选择第六章、轴系零件的设计计算一、高速轴二、中速轴三、低速轴第七章、减速器的润滑、密封的选择第八章、箱体及附件的结构设计及选择一、箱体的结构二、箱体上附件的设计第九章、心得体会第十章、参考文献第一章设计题目、任务及具体作业一、设计题目用于搅拌机的传动装置,传动装置简图(如图1-1所示)。

工作环境灰尘较大。

2.原始数据：工作机输入功率7kw，工作机主轴转速90r/min3.使用期限：工作期限为八年。

4.生产批量及加工条件：小批量生产。

二、设计任务1.选择电动机型号；2.设计减速器；3.选择联轴器。

三、具体作业1.减速器装配图一；2.零件工作图二（大齿轮，输出轴）；3.设计说明书一份.第二章确定传动方案由已知条件可知双螺旋搅拌机主轴转速为90r/min。

查机械设计手册中推荐的Y系列三相异步电动机的技术数据可知，常用的有四种转速，即3000、1500、1000、750r/min。

由经济上考虑可选择常用同步转速为3000、1500、1000r/min 。

因此减速器的传动比大致在11—33之间，而当传动比i>8时，宜采用二级以上的传动形式，因此结合传动比选用二级展开式圆柱齿轮减速器,减速器与电动机采用联轴器，因有轻微震动,所以用弹性联轴器与电机相连。

1---电动机2—联轴器3—减速器4—联轴器5---工作机主轴二级展开式圆柱齿轮减速器为二级减速器中应用最为广泛的一种，但齿轮相对于轴承的位置不对称，要求轴具有较大的刚度。

输入输出轴上的齿轮常布置在远离轴输入、输出端的一边，样轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

高速齿常用斜齿，低速轮可用斜齿或直齿，常用于载荷分布均匀的场合。

第三章选择电动机一、选择电动机类型和结构形式电动机的类型和结构形式是通过电源、工作条件和载荷等特点来选择的。

对于搅拌机来说选择Y系列（IP44）三相异步电动机，它能防止灰尘水滴浸入电机部，自扇冷却，主要用于对启动性能、调速性能及转率无特殊要求的通用机械上，并且其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便。

电动机的轴径：42 键槽宽：12 键槽深：5二、确定电动机的容量（1）由已知条件工作轴输入功率Pw（KW）Pw = 7KW(2)电动机所需要的输出功率P d（KW）为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。

设η1、η2、η3、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮为经过跑和的7级精度齿轮）、滚动轴承（设为球轴承）三者的效率。

查机械设计课程设计指导表得η1= 0.99，η2= 0.98，η3 = 0.99则传动装置的总效率为：η总=η12η22η33= 0.992 x 0.982 x 0.993 =0.9226工作机实际所需要的电动机输出功率为：P d = Pw/η总=7/0.9226=7.587KW三、确定电动机的转速传动副传动比合理围：联轴器传动比：i联=1；两级减速器传动比：i减=9～49(每级i齿1=3～7)则传动装置总传动比的合理围为i总= i联×i齿1×i齿2=1×（9～49）=（9～49）由已知条件可知搅拌机主轴转速为n d=90r/min则电动机转速的可选围为n m(r/min)n m=i总×n=（9～49）×n=9n～49n=810～4410r/min查机械设计手册常用电动机规格，符合这一围的常用同步加速有3000、1500、1000、750r/min。

根据电动机所需功率和同步转速，以及其他因素，经综合考虑选用同步转速为1000r/min 的Y 型异步电动机Y160-6，其满载转速为970r/min四、传动装置的总传动比传动装置总传动比：i 总= n m /n d =970/90＝10.78（式中 n m ----电动机满载转速，n d ----搅拌机工作轴转速，95 r/min ）传动装置的各级传动比，由展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比为21i 1.5~1.2i ）（=取121.4i i =，有10.781.4i 1.4i i i i i 222221====，则2.77i 2=， 3.878i 1=。

即高速减速的传动比为 3.878i 1=，低速传动比为2.77i 2=。

五、传动装置的运动和动力参数0轴（电动机轴） 转速 r/min 970 n n m 0== 功率 11kw P P d 0==转矩 M 108.30N =11/9709550= /n 9550P = T m d 0•⨯ 1轴（高速轴）转速 970r/min i / n n m 1==联 功率 10.89kw 0.99 11 P P 1d 1=⨯==η转矩 M 107.21N =10.89/9709550=/n 9550P =T ⅠⅠⅠ•⨯ 2轴（中速轴）转速 r/m in 250.13970/3.878 i / n n 112===齿功率 10.65kw 0.990.9810.98 P P P 32123I 2=⨯⨯===ηηη 转矩 M 406.62N =1310.65/250.9550=/n 9550P =T ⅡⅡⅡ•⨯ 3轴（低速轴）转速 90.30r/m in 7250.13/2.7 i / n n 223===齿功率 10.33kw 0.990.9810.65 P P P 3222323=⨯⨯===ηηη 转矩 M 1092.49N =010.33/90.39550=/n 9550P =T ⅢⅢⅢ•⨯六、各轴的转速、功率和转矩表3-1 各轴的转速、功率和转矩轴0轴 1轴 2轴 3轴 转速n （r/min ） 970 970 250.13 90.30 功率P(Kw) 11 10.89 10.65 10.33 转矩T(Nm)108.30107.21406.621092.49第四章 齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 齿轮类型按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2. 齿轮精度等级搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级。

3. 齿轮材料选择由机械设计常用材料附表中，选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ；大齿轮材料为45号钢，硬度为240HBS 。

二者材料硬度差为40HBS 。

4. 齿轮齿数考虑齿轮的根切效应以及足够大的模数保证齿根弯曲疲劳强度，并减小传动尺寸，选择小齿轮齿数高速轴齿数为120Z =，中速轴齿数为324Z =,则大齿轮的齿数高速轴齿数为77.563.87820i 112=⨯==Z Z ,取783=Z ；中速轴齿数为66.482.7724i 234=⨯==Z Z ,取674=Z 。

二、高速级直齿圆柱齿轮设计计算 1.按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a ）进行计算即（1A. 试选择载荷系数 1.3t K =B.计算高速轴小齿轮传递的转矩M N r kw n T •===216.107min/97089.109550p 9550111 C.查资料得 1.2~0.6d =Φ，选取齿宽系数1d Φ=D. 由表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8E Z MPa = E. 由表10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为1600HLim MPa δ=，大齿轮的接触强度极限为2550HLim MPa δ=。

F.由式10-13计算应力循环次数9111023.2)830082(19706060n ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL N89112105.763.878102.23i ⨯=⨯==N NG. 由图10-19查得接触疲劳寿命系数93.01=HN K 95.02=HN K H.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数1s =，由式（10-12）得558MPa a 60093.0][im111=⨯==MP S K HL HN H δδ MPa MPa SK HLim HN H 5.52255095.0][222=⨯==δδ（2）相关计算I.计算高速轴小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H δ中较小值[]92.27mm 522.5189.83.87813.878110107.2161.32.323211k 32.21t d 33=⎪⎭⎫⎝⎛+•⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±•Φ≥H E Z u u d TσJ.计算圆周速度4.68m/s 10006097092.2710006011=⨯⨯⨯=⨯=ππn d v tK. 计算齿宽mm d t d 27.9227.921b 11=⨯=Φ=L.计算齿宽与齿高之比 模数 mm Z d t 6135.42027.92m 111===齿高 mm m 38.106135.425.225.2h 11=⨯==齿宽与齿高之比89.838.1027.9211==h bM. 计算载荷系数根据s /4.68m v 1=，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数1.11v =K ；经表面硬化的直齿轮，由表10-3查得1.1==ααF H K K ；由表10-2查得使用系数25.1=A K ；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，()b 100.236.0118.012.1-32d ⨯+Φ++=βH K代入数据得，()43.127.921023.06.0118.012.13=⨯⨯+++=-βH K由89.8=h b ，43.1=βH K ，查图10-13得34.1=βF K ,故载荷系数2.1843.11.111.11.25=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K KN. 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径,由式10-10a 得mm K K d d t t 09.6213.12.1827.923311=⨯==O.计算模数5.48120109.62m 11===Z d 2.按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度设计公式为m ≥1)、 确定公式中的各计算值 A. 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa δ=，大齿轮的弯曲强度极限2380FE MPa δ=B. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数86.01=FN K ，89.02=FN KC.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 1.4s =，由式10-12得[]a 14.3074.150086.0111MP SK FE FN F =⨯==δδ[]a 57.2414.138089.0222MP SK FE FN F =⨯==δδD. 计算载荷系数K96.134.11.111.125.1=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K KE.查取齿数及应力校正系数由表10-5查得 80.21=αF Y 55.11=αF Y224.22=αF Y 766.12=αS YF. 计算大小齿轮的[]Fa Sa F Y Y δ并加以比较01413.014.30755.180.2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ 01635.057.241766.1224.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ G. 设计计算58.2201007.196.1201635.0][232532111=⨯⨯⨯⨯≥⋅Φ≥F S F d Y Y Z KT m σαα对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计算的模数，由于齿轮模数的大小主要是取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可以取弯曲强度算得的模数2.58，并就近圆整为标准值3m =,按接触疲劳强度算得分度圆直径d1= 92.27mm ，,算出小齿轮齿数。