1、全 套 图 纸 ， 加 153893706全 日 制 普 通 本 科 生 毕 业 论 文桨叶式搅拌机设计DESIGN OF PADDLE MIXER学生姓名： 学 号： 年级专业及班级： 2007 级机械设计制造及其自动化(2) 班指导老师及职称： 湖南长沙提交日期：2011 年 5 月全日制普通本科生毕业论文诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到
2、本声明的法律结果由本人承担。毕业设计作者签名：年 月 日目 录摘要 .1关键词 .11 前言 .22 整体方案的确定 .23 电动机的选择 .43.1 机相关功率的计算 .43.2 动机类型的选择 .43.3 电动机结构型式的选择 53.3.1 装型式的选择 .53.3.2 防护型式的选择 .53.4 电动机型号的选择 .54 联轴器的选择 .54.1 联轴器类型及型号的选择 .55 传动装置的设计 .65.1 传动参数设计.75.1.1 计算总传动比.75.1.2 合理分配各级传动比 .75.1.3 传动各轴转速、输入功率、输入转矩 .85.2 传动件的结构设计及工作能力计算 .85.2.1
3、 齿轮 .85.3 主要轴的设计计算 185.3.1 低速轴的设计及相关计算185.3.2 高速轴的设计及相关计算 265.4 键联接的选择及校核计算要求 325.5 润滑与密封 336 搅拌分析和计算 336.1 搅拌器的构造 .336.2 搅拌机功率的计算 337 升降机构设计 347.1 手动升降桶的手摇机构行星齿轮结构设计 347.2 导轨的设计 347.2.1 升降行程 .347.2.2 提高导轨耐磨性的措施 348 控制电路设计 359 结论 35参考文献 36致谢 37附录371浆叶式搅拌机设计学 生： 指导老师：(长沙 410128)摘 要：搅拌机是工农业生产中应用非常广泛的一
4、类通用设备，尤其在农产品和食品加工业中发挥着重要作用。目前在工农业生产中应用的搅拌机种类和规格很多，但是没有适合小型淀粉加工厂用于搅拌淀粉的产品。本文设计了一种能适应于搅拌淀粉的小型搅拌机，所设计的搅拌机为立式，采用平直型桨叶。浆叶式搅拌机具有以下特点：结构简单，容易制造；混合效果较好；局部剪切作用强，不易发生乳化作用；适用性广。小型浆叶式搅拌机能够满足需要，且在如今的能源社会，对于提倡新工艺、看重技术含量，使用专业化机械，为食品等生产企业扩大市场，提高质量，减耗增效具有积极意义。关键词：搅拌机; 机械; 淀粉加工 Design of Paddle MixerStudent: Wu Xiong
5、-huiTutor: Tang Chu-zhou( Oriental College of Science machinery; starch processing1 前言搅拌机是工农业中应用非常广泛的一类通用设备，它一般具有以下作用：1.使不互溶液体均匀混合，制备均匀混合液、乳化液强化传质过程；2.使气体在液体充分分散，强化传质或化学反应。3. 制备均匀悬浮液，促进固体加速溶解、浸取或液固化学反应。4.强化传热，防止局部过热或过冷。中搅拌机的工作原理，从本质上讲搅拌过程就是在流体场中进行单一的动量传递或者是包括动量、热量、质量传递及化学反应的过程，而搅拌器就是通过使搅拌介质获得适宜的流动场而
6、向其输入机械能量的装置。搅拌过程为：电机通过减速器变速后带动搅拌机在一定的转速下旋转，根据搅拌速度的不同，自叶轮处排出不同速度的流体，这股运动流体同时吸引和挟带着周围的液体，使周围的静止流或低速流卷入其中，从而合成一股复杂的运动流。这股合成的运动流既有水平的循环流，又有沿壁面及搅拌轴的上下循环流，这股循环流，能够涉及搅拌罐内较大的范围，起着体积循环的作用。从叶轮排出的液体把来自叶轮的能量传递到罐内介质，同时将罐内液体顺次循环到具有搅拌作用的叶轮近旁。由于瞬时速度波动会产生湍流、涡流等不规则移动，逐渐崩解而和周围的流体混合，其结果流体本身以及所包含的热量、质量和能量也都随之向周围移动，从而促进由
7、于局部混合、异相间界面更新等引起整流的传质和传热反应均质作用。搅拌操作多种多样，搅拌介质差别也很大，各工艺过程对搅拌过程的要求也不尽相同，这些都要求不同型式的搅拌器与之相适应。各种搅拌器在配合各种可控制流动状态的附件后，更能使流体状态以及供给能量的情况出现多种变化，更有利于强化不同的搅拌过程。本文设计一种适合于小型淀粉或食品加工厂的桨叶式搅拌机。对于小型淀粉食品加工企业机械化生产，提高生产效率有着重要意义。2 整体方案的确定搅拌器不同的安装形式会产生不同的流场，使搅拌的效果有明显的差别。通常搅3拌安装的类型分如下几种：1立式中心搅拌安装 这种安装的特点是搅拌轴与搅拌器配置在搅拌罐的中心线上，呈
8、对称布局，驱动方式一般为皮带传动或齿轮传动，或者通过减速传动，也有用电机直接连接驱动。这种形式的搅拌设备其搅拌器功率可以从 0.1KW 至数百千瓦。常用功率的范围为 0.222KW，其转速范围在 300360r/min，用带传动或齿轮传动一级减速驱动。该安装方式的示意图如下图示。图 2.1 中心式搅拌Fig .2.1 Center for mixing2偏心式搅拌安装 将搅拌器安装在立式容器的偏心位置，这种安装形式能防止液体在搅拌器附近产生涡流回转区域，其效果与安装挡板相近似。其机构示意及搅拌过程产生的流动情况见下图 2。这种搅拌轴中心线偏离容器轴线，会使液流在各点处压力分布不同，加强了液层间
9、的相对运动，从而增强了液层间的湍动，使搅拌效果得到明显的改善。但偏心搅拌容器易引起设备在工作过程中的振动，一般此类安装类型只用于小型设备上。图 2.2 偏心式搅拌Fig .2.2 Eccentric for mixing3倾斜式搅拌安装 为了防止产生涡流，对搅拌容器比较简单的圆筒形结构或方形敞开立式搅拌设备，可将搅拌器直接安装在罐体上部边缘处，用夹板或卡盘与筒4体边缘夹持固定，搅拌轴斜插入容器内进行搅拌。这种安装类型的搅拌设备比较机动灵活，使用维修方便，结构简单、轻便，一般用于小型设备上，采用的功率为0.12.2KW，使用一层或两层桨叶的搅拌器，转速在 36300r/min。4底部搅拌安装 这
10、种类型的搅拌设备，其搅拌器安装在容器的底部。它具有轴短而细的特点，无需用中间轴承，可用机械密封结构。有使用维修方便、寿命长等优点。此外，搅拌器安装在下封头处，有利于上部封头处附件的排列与安装，特别是上封头带夹套、冷却构件及接管等附件的情况下，更有利于整体合理布局。5旁入式搅拌安装 旁入式搅拌设备是将搅拌器安装在容器罐体的侧壁上。这在消耗同等功率的情况下，能得到最好的搅拌效果。这种搅拌器的转速一般是360450r/min，驱动方式有齿轮传动与带传动两种。设备主要缺点是，轴封比较困难。除了以上五种不同类型的搅拌器外，还有其它安装类型的搅拌器。如卧式容器搅拌器，是将搅拌器安装在卧式容器的上方，此类布
11、局可以降低整台设备的安装高度，提高设备的抗振能力，改善悬浮液的状态，如充气搅拌就是采用卧式容器搅拌设备的。针对设计要求的技术参数和淀粉搅拌加工的特点，通过比较上述几种搅拌安装类型的特征，选择偏心式搅拌安装类型，驱动方式为减速传动。本文所设计的搅拌机主要由以下几个部分组成：交流电动机、联轴器、传动装置、搅拌器、搅拌罐的升降机构、控制电路以及润滑密封装置。3 电动机的选择电动机是当今社会中一种最主要的动力机械，它被广泛应用于工农业生产和人民生活的各个方面，正确、合理地选择电动机是十分重要的，它直接影响到机械运行安全和经济效益。电动机的选择内容一般包括电动机类型、防护型式、额定转速、机械性能等。3.
12、1 机相关功率的计算根据设计要求，搅拌器的功率 =11.5KW，取电动机的效率 =0.89，则电机wP的输出功率 ，由公式（1）dP= / （1）d得： =1.121.69KW。d53.2 动机类型的选择在选择电动机类型时一般优先考虑使用三相交流电动机，本文所设计的搅拌机需要调速，根据其调速范围和要求速度调节的连续、平滑程度，采用变级调速的双速笼型异步电动机。3.3 电动机结构型式的选择电动机的结构型式即其有关固定用构件、轴承装置和轴伸等电机的构成情况，而电动机的结构型式主要由安装型式和防护型式两部分组成。3.3.1 装型式的选择根据本文设计的搅拌机的实际情况，电动机宜采用立式安装。3.3.2
13、 防护型式的选择根据本文设计的搅拌机的实际情况，防护型式采用封闭式，该型式能防止以任何方向飞溅来的水滴和其他杂物侵入，并且潮气和灰尘等也不易进入电动机内部。3.4 电动机型号的选择采用 380v 的交流电源，选用双速系列的异步电动机。由手册查出电动机型号为YD112M，其额定功率为 1.8kw，同步转速为 1000r/min，若电动机的转差率为 2%，则其满载转速为 980r/min。4 联轴器的选择4.1 联轴器类型及型号的选择在选择标准联轴器时应根据使用要求和工作条件，如承载能力、转速、两轴相对位移、缓冲吸振以及装拆、维修更换易损原件等综合分析来确定。联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差
14、、承载后的变形以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移，这就要从结构上采取各种不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的性能。结合淀粉搅拌机转速不高，冲击小等的设计特点，综合以上各种因素，由于凸缘联轴器构造简单、成本低、可传递较大转矩，故传动选择凸缘联轴器。凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器用普通平键分别于两轴连接，然后用螺栓把两个半联轴器两成一体。如下图示。6图 4.1 联轴器Fig.4.1 Coupling根据公式（2）（2）950wcwzt ztnPTKKTn其中: T理论转矩（ ） ；Nm、 分别为驱动功率（ ）和转速（ ） ；wPnk/mir分别
15、为工作情况系数，动力机系数，起动系数，温度系数。,zt根据机械设计手册数据，现分别取 为 1.1，1.0，1.3，1.4；由上以章,wztK节可知， =1.69 ， ，则wPk10/nrmin.6951.03.42.1cTNm根据机械设计手册数据，选取公称转矩 的型号为 GY2 型，取轴孔直6nT径输入端：d1=20mm 输出端：d2=22mm 轴孔长度： L=52mm。凸缘联轴器的材料采用灰铸铁。5 传动装置的设计本淀粉搅拌机采用齿轮减速器传动。齿轮减速器具有以下特点：效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用范围很广。本搅拌机中的齿轮减速器采用两级立式圆柱齿轮减速齿轮传动。运动简图如下
16、图示，选用展开式，其特征是结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和在载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。7图 5.1 两级齿轮减速器Fig.5.1 Two-stage gear reducer5.1 传动参数设计5.1.1 计算总传动比由电动机的满载转速 和工作机主动轴转速 可确定传动装置应有的总传动比，mnwn根据公式（3）（3） 2wiin依据设计要求 =6080r/min，上一章节满载转速 =735/980r/min。wn mn则计算后取，i=16。5.1.
17、2 合理分配各级传动比由于减速器选两级同轴线式斜齿圆柱齿轮传动,具有结构紧凑,重量轻,效率高,承载能力大,传动平稳,安装方便等特点,根据需要在动力上配调速双速电动机的立式搅拌减速装置，因为 16，所以取 = =4。速度偏差 0.5%5%可行。i1i25.1.3 传动各轴转速、输入功率、输入转矩所设计的淀粉搅拌机共有 5 个轴：电动机轴， 高速轴，中间轴，低速轴，搅拌轴。现计算各轴的转速，输入功率及输入转矩，其中取电动机轴与高速轴间的传动效率 ，高速轴与中间轴间的传动效率 ，中间轴与低速轴间10.920.94的传动效率 ，低速轴与搅拌轴间的传动效率 。3646在满载的情况下电动机轴：转速 =98
18、0r/min，输入功率 ，输入转矩 ；mn1.9dPkw16.47dTNm8高速轴：转速 ，输入功率 ，输入转矩1980/minnr11.67dPkw；116.27dTN中间轴：转速 ，输入功率 ，输入转1/245/ii 212.5d；212.0d低速轴：转速 ，输入功率 ，输入转矩32/6/innir323.dPkw；323.59dTNm搅拌轴：转速 ，输入功率 ，输入转矩43/i4341.5d。434.d表 5.1 各轴的相关数据Tab.5.1 Relevant data of each axis项 目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 搅拌轴转速/（r/min） 980 980 245
19、62 62输入功率/kW 1.69 1.67 1.57 1.51 1.45输入转矩/（Nm） 16.47 16.27 61.20 232.59 223.35传动比 1 1 4 4 1效率 1 0.99 0.94 0.96 0.965.2 传动件的结构设计及工作能力计算5.2.1 齿轮由于在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸，即斜齿轮传动比直齿轮传动具有较大的承载能力，故在本淀粉搅拌机的齿轮传动中采用标准斜齿轮圆柱齿轮传动。本搅拌机的齿轮传动在封闭的箱体中，为闭式齿轮传动。1. 高速级齿轮1）材料及热处理；根据齿轮材料性能的基本要求：齿面硬，齿芯韧，选择
20、小齿轮材料为 40Cr（调质后表面淬火） ，硬度为 280HBS；选取大齿轮材料为 45 号钢（调质后表面淬火） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）由机械设计手册数据，所用齿轮的精度等级均选用 7 级精度；3）齿轮传动设计参数的选择（1）压力角 的选择本设计中齿轮压力角取国家标准压力角 即可满足工作要求。209（2）齿数 的选择z齿数多能增加重合度，改善传动的平稳性，节省制造费用，但模数小了又降低了轮齿的弯曲强度。由于本设计采用的是闭式齿轮传动，故试选小齿轮齿数 ，120z大齿轮齿数 。280z（3）齿宽系数 的选择d轮齿越宽，承载能力也越高，但齿面上的载荷分布更趋不均
21、匀，故齿宽系数的选择要适当，不能过窄或过宽。根据机械设计表格数据，选取 =0.95。d4）按齿面接触强度设计根据机械设计公式（4）（4） 21312tHEtdKTZu试算，其中 小齿轮分度圆直径，mm；td载荷系数；t输入转矩， ；1TNm齿宽系数；d斜齿轮传动的端面重合度；齿数比；u区域系数；HZ弹性影响系数；E许用接触应力，Mpa。（1）确定公式内的各个计算数值试选载荷系数 =1.6tK选取区域系数 由机械设计 ，查图表得 =2.433；HZHZ确定端面重合度 由机械设计图表，查得： ， ， 10.7620.91则 ；12.67计算小齿轮传递的转矩。554119.09.01.67.2108
22、dPT Nmn由机械设计图表，取 =0.95。d由机械设计图表，查得材料影响系数 。1289.EZMPa由机械设计图表，按硬齿面查得小齿轮的接触疲劳强度极限10；大齿轮的接触疲劳强度极限 。lim160HMPa lim250HMPa由机械设计公式（5）计算应力循环次数（5）60hNnjL其中 n齿轮的转速，r/min；j齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；齿轮的工作寿命，h。本设计取工作寿命 15 年（设每年工作 300 天） ，L两班制。 91609801230154.230hNnjL924.3/.5由机械设计图表，取接触疲劳寿命系数 ， 。1.HNK2.5HN计算接触疲劳许用应力。由机械设
23、计公式（6）（6）limNKS其中： 疲劳强度安全系数；S寿命系数；NK齿轮的疲劳极限。lim取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得：1lim0.96540HNKMPaS2li2.52.H a则 12()/(40.)/531.P（2）计算试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td24312.67052.3189.31.49.t m 计算圆周速度 。13.429801.6/606tdns11计算齿宽 b、模数 以及吃高 。mh10.953.429.85dt m1cos1.tz2.5.523.4h/34/9b计算载荷系数 K由机械设计公式（7）（7）AV其中 ， ， 及 分别是使用系数，动载系数
24、，齿间载荷分配系数及齿向AV载荷分布系数。根据所设计的搅拌机，取 =1.0，根据 ，由机械设计图表，取AK1.6/ms=1.05， =1.42； =1.35； 。VKHF4HF则载荷系数 .05.2.09V按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，依据331.1.44.56ttKdm计算模数 m。134.5.6720dz5）按齿根弯曲强度设计根据机械设计公式（8）（8） 132FaSdYKTmz其中： 载荷系数；K输入转矩， ；1TN齿宽系数；d齿轮的齿形系数；FaY齿轮的应力校正系数。S许用接触应力，Mpa。H12（1）计算载荷系数。由（2）中的相关内容和数据可知 1.0541.398AVFK
25、（2）查取齿形系数。由机械设计图表，查得 ， 。12.74aY2.Fa（3）查取应力校正系数。由机械设计图表，查得 ， 。1.568Sa21.74Sa（4）计算弯曲疲劳许用应力。由机械设计图表，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮150FEMPa的弯曲疲劳强度极限 。2380FEMP弯曲疲劳寿命系数 ， ；1.5NK20.8FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计公式（ 9）（9） limS式中， 疲劳强度安全系数；S寿命系数；NK齿轮的疲劳极限。lim得10.8530.574FNEKMPaS22 286.（5）计算大、小齿轮的 并加以比较。FaSY1.74.5680.143F2.aS
26、FY大齿轮的数值较大。（6）设计计算41332 21.986710.61.5FaSdYKTmmz对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由机械原理图表，取第一系列模数 ，即可满足弯曲强1.513度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由134.5dm134.526.dz圆整后取 ，则 。12721708u6）几何尺寸计算（1）计算中心距12()(1).2586.9zmam将中心距圆整为 87mm。（2）计算大、小齿轮的分度圆直径 1=27.534.80dz08192mm（4）计算齿轮宽度1.953406
27、db圆整后取 ， 。23B87）结构设计由于小齿轮齿根圆到键槽底部的距离 （ 为端面模数） ，故将小齿轮与高2temt速轴做成一体，即做成齿轮轴；而大齿轮的 ，故将齿轮与轴分开制造，并以平t键连接。由于大齿轮齿定圆直径 ，故大齿轮做成实心结构的齿轮。160ad1. 低速级齿轮1）材料及热处理；根据齿轮材料性能的基本要求：齿面硬，齿芯韧，选择小齿轮材料为 40Cr（调质后表面淬火） ，硬度为 280HBS；选取大齿轮材料为 45 号钢（调质后表面淬火） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）由机械设计手册数据，所用齿轮的精度等级均选用 7 级精度；3）齿轮传动设计参数的选择（
28、1）压力角 的选择本设计中齿轮压力角取国家标准压力角 即可满足工作要求。2014（2）齿数 的选择z齿数多能增加重合度，改善传动的平稳性，节省制造费用，但模数小了又降低了轮齿的弯曲强度。由于本设计采用的是闭式齿轮传动，故试选小齿轮齿数 ，大124z齿轮齿数 。296z（3）齿宽系数 的选择d轮齿越宽，承载能力也越高，但齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数的选择要适当，不能过窄或过宽。根据机械设计表格数据，选取 =0.95d4）按齿面接触强度设计根据机械设计公式（10）（10）21312tHEtdKTZu其中： 小齿轮分度圆直径，mm；td载荷系数；t输入转矩， ；1TNm齿宽系数；d齿数比；
29、u区域系数；HZ弹性影响系数；E许用接触应力，Mpa。（1）确定公式内的各个计算数值试选载荷系数 =1.6tK选取区域系数 由机械设计 ，查图表得 =2.433；HZHZ 计算小齿轮传递的转矩。55 4229.109.10.76.1204dPTNmNmn由机械设计图表，取 =1。d由机械设计图表，查得材料影响系数 。1289.EZMPa由机械设计图表，按硬齿面查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。lim160HMPa lim250H由机械设计公式（11）计算应力循环次数（11）60hNnjL15其中：n齿轮的转速，r/min；j齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；齿轮的工作
30、寿命，h。本设计取工作寿命 15 年（设每年工作 300 天）L，两班制。91260451283015.8410hNnjL9.58/.6由机械设计图表，取接触疲劳寿命系数 ， 。1.9HNK2.9HN计算接触疲劳许用应力。由机械设计公式（12）（12）limNKS其中： 疲劳强度安全系数；S寿命系数；N齿轮的疲劳极限。lim取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得：1lim0.96540HNKMPaS2li252.a则 12()/(40.)/531.HH P（2）计算试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td24312.6052.3189.48.td m 计算圆周速度。 186/6060tns
31、计算齿宽 b、模数 以及齿高 。mh14.2.dt m181.95tz2.5.4.3hm16/48.2/3910.8bh计算纵向重合度计算载荷系数 K由机械设计公式（13）（13）AVK其中 ， ， 及 分别是使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向AV载荷分布系数。根据所设计的搅拌机，取 =1.0，根据 ，由机械设计图表，取A0.62/ms=1.05， =1.42； =1.35； 。VKHFK14HFK则载荷系数.05.2.09AV按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，依据 3312.948716ttKdm计算模数 。m152.7.134dmz5）按齿根弯曲强度设计根据机械设计公式（14
32、）（14）132FaSdYKTz其中： 载荷系数；K输入转矩， ；1TNm齿宽系数；d齿轮的齿形系数；FaY齿轮的应力校正系数。S许用接触应力，Mpa。H（1）计算载荷系数。由（2）中的相关内容和数据可知 1.0541.398AVFK17根据纵向重合度 ，从机械设计中图表查得螺旋角影响系数1.506。0.8Y查取齿形系数。由机械设计图表，查得 ， 。12.59FaY2.175FaY查取应力校正系数。由机械设计图表，查得 ， 。1.6Sa2.9Sa计算弯曲疲劳许用应力。由机械设计图表，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮150FEMPa的弯曲疲劳强度极限 。弯曲疲劳寿命系数 ， ；2380FE
33、MP.8NK2.8FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计公式（ 15）（15）limNKS其中： 疲劳强度安全系数；S寿命系数；NK齿轮的疲劳极限。lim得10.8530.574FNEKMPaS22 286.计算大、小齿轮的 并加以比较。FaSY1.59.60.1337aSF2.8aSFY大齿轮的数值较大。设计计算 41332 21.9860.8163.515FaSdYKTm mz对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度18计算的法面模数，由机械原理图表，取第一系列模数 ，即可满足弯曲强度。1.5m但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直
34、径来计算应有的齿数。于是由134.5dm1cos52.7cos143.0ndzm圆整后取 ，则 。134z21436u6）几何尺寸计算（1）计算中心距12()(3416).513.40coscosnzmam将中心距圆整为 132mm。（2）计算大、小齿轮的分度圆直径 1341.502.8dz2610mm（4）计算齿轮宽度 152.80.db圆整后取 ， 。253Bm7）结构设计由于小齿轮齿根圆到键槽底部的距离 （ 为端面模数） ，故将小齿轮与高2temt速轴做成一体，即做成齿轮轴；而大齿轮的 ，故将齿轮与轴分开制造，并以平t键连接。由于大齿轮齿定圆直径 ，故大齿轮做成实心结构的齿轮。160ad
35、表 5.2 两齿轮相关数据Tab.5.2 Relevant data of two gears项目 高速级齿轮 低速级齿轮小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮法向模数 1.25 1.5齿数 34 108 34 136齿形角 2019项目 高速级齿轮 低速级齿轮精度等级 75.3 主要轴的设计计算三个主要轴的材料都选 45 号钢，调质处理。由机械设计图表查得：在毛坯直径小于 200mm 的情况下，调质处理后 45 号钢的抗拉强度极限 ，屈服640BMPa强度极限 ，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限 ，35SMPa1275MPa15许用弯曲应力 。1605.3.1 低速轴的设计及相关计算1.求输出轴（低速轴
36、）上的功率 、转速 和转矩33n3T由上节内容可知，高速轴的传动效率 ，中间轴的传动效率 ，低10.920.94速轴的传动效率 ，则低速轴30.96123.6.461.5dPkW又 31980/min1.2/innrri于是33 .55 3546.7612PTNNmn2.求作用在齿轮上的力由上节内容可知，低速级大齿轮的分度圆直径为 2136.5021.dzmm其受到圆周力 ，径向力 及轴向力 的作用，由计算公式可知tFraF324.79.510tTNdtan.tan2840.1r957.tt0nnF3.初步确定轴的最小直径由机械设计公式（16）20（16） 3950.2TPdn其中： 为轴的输
37、入功率， ；PkW为轴的转速， ；n/mir为轴的许用扭转切应力， 。T MPa选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计图表，取 ，于是35TMPa得339509501.2.1.2.26Tdmn该轴的最小直径处为连接搅拌轴处直径 d- ，为了便于计算及加工取 d- =35mm。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）由以上计算可知，d - =35mm；-段的长度根据设计要求，取；0lm （2）在直径 d- 右端处制造一个轴肩，取 d- =40mm，该段轴用于布置端盖和密封；长度取 ；30l -（3）初步选择滚动轴承。 在轴-右端取一轴肩
38、， ，用于安45dm -装滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，选用单列圆锥滚子轴承。参照机械设计手册 ，并有 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、45dm -标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其代号为 32209，其尺寸，故 。45826dDTm45dm - 右端轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械设计手册查得 32209 型轴承的定位轴肩高度 ，因此，取 。3.h52 （4）齿轮的右端通过一个套筒与圆锥滚子轴承进行定位。因为齿轮的轮毂宽度为 60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端用轴肩进行定位，轴肩高度 ，故取 ，则轴56lm 0.7hd4
39、hm环处取 ，取 。d轴 环 50dm（5）取 ，轴环宽取 ，由轴承的 ，故取4l - 8l轴 环 26T21。26lm -至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，如下图所示。图 5.2 低速轴示意图Fig.5.2 Schematic diagram of low-speed shaft3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。由于 ，由机械设计查得，52dm 平键界面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为了保证齿160bhm轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；滚动轴承与轴的周76Hn向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上
40、圆角和倒角尺寸由机械设计图表，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径如上图所示。2455）求轴上的载荷由机械设计手册查得圆锥滚子轴承 32209 型 a=19mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为 261950856401942mmm根据轴的计算简图做出弯矩和扭矩图，如下图示：对于水平面： 12()tNHFL求得， ，21460.,769.3NH对于垂直面： 211()rNVFL求得， ，250.,89.NVV。174a22图 5.3 低速轴受力分析图Fig.5.3 Low-speed shaft stress analysis map从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮面是轴的危险截面。齿
41、轮面的计算数据如下表所示。表 5.3 齿轮面的相关数据Tab.5.3 Relevant data of gear surface载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH1=769.3N FNV1=289.9NFNH2=1460.3N FNV2=550.2N弯矩 M MH=207343.5Nmm MV1=78129.3NmmMV2=-29272.6mm总弯矩 M1= =221575.1 Nmm207343.52+78129.32M2= =209399.7 Nmm207343.52+29272.62扭矩 T T3=235436.7Nmm6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上
42、承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由机械设计公式（17）（17）2222 14ca MTTWW其中： 轴的计算应力， ；ca Pa轴所受的弯矩， ；MNm轴所受的扭矩， ；T23轴的抗弯截面系数， ；W3m对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。1又轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力0.62 22 2315754718.670caMTMPa此前选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表得 。因0此 ，故该轴是安全的。1ca7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度 的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，齿轮面上的应力最大。
43、截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。齿轮面上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故齿轮面也不必做强度校核。其余的截面显然也不需要要做校核。因而该轴把截面两侧做强度校核即可。截面左侧抗弯截面系数 3330.1.521406.8Wdm抗扭截面系数 2T截面左侧的弯矩215794604MN截面上的扭矩 为 3T36.m截面上的弯曲应力906.7514.8bPaMW截面上的扭转切应力32536T轴的材料为 45 钢，调质处理。由第一节内容可知：。1140,275,5BMPaaMPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计
44、附表查取。因 ， ，经插值后可查得1.60345rd521.64Dd24，2.01.3由由附表可得轴的材料的敏性系数为 .8,.5q故有效应力集中系数按附表为：1()10.82(1).8236k由机械设计附图的尺寸系数 ；扭转尺寸系数 。.670.轴按磨削加工，表面质量系数： 0.92轴未经表面强化处理，即 ，则由机械设计公式，得综合系数为1q1()qkK其中： 零件的有效应力集中系数（角标 表示在正应力条件下，下同） ；k 零件的尺寸系数；零件的表面质量系数；零件的强化系数。q的含义分别于上述 、 、 相对应，角标 表示切应力条件下算得k、 、 k， 。2.80K1.62又由机械设计得得碳钢
45、的特性系数0.120.15,， 取取 5于是，计算安全系数 值，按机械设计公式（18）caS（18）21amSSKS则计算得 ， ，20.1S.62S9.401.5ca故可知其安全。25截面右侧抗弯截面系数 W 由公式计算。3330.1.45912.5dm抗扭截面系数 280T弯矩 M 及弯曲应力为1579464MN960.22.bPaMW扭矩 及扭矩切应力为3T354.7Tm23612.918TPa过盈配合处的 ，同上一小节用插值法求出，并取 ，于是得k 0.8k3.160.3625k轴按磨削加工，其表面质量系数为 .9故得综合系数为11()(3.6)3.250.92.5.6.qkK所以轴在截面右侧的安全系数为12227521.753.890.18.94.46.75897.51.1amcaSKSS
