搅拌机传动系统的设计

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山东农业大学

毕 业 论 文

搅拌机传动系统的设计

院 部 机电学院

专业班级 交通运输二班 届 次 2009 学生姓名 王迎迎 学 号 20050774 指导教师 赵 冉

二O О九年六 月十日

装 订 线 ……………….……. …………. …………. ………

目录

摘要......................................................................................................................... I Abstract .................................................................................................................. I I 引言. (1)

1 拟定搅拌机的动力装置 (2)

1.1 初步拟定搅拌机传动系统的示意图 (2)

1.2 确定电动机 (2)

1.3 分配传动比 (3)

1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 (4)

1.5 带传动的设计 (5)

1.5.1 确定计算功率 (5)

1.5.2 选V带的带型 (5)

1.5.3确定大小带轮的基准直径 (5)

1.5.4 验算带速 (5)

1.5.5 V带基准长度和中心距 (5)

1.5.6 验算小带轮的包角 (6)

1.5.7 计算带的根数 (6)

2 减速器的设计 (8)

2.1 齿轮传动的设计与校核 (8)

2.1.1 第一组齿轮选定 (8)

2.1.2 按接触疲劳强度设计 (8)

2.1.3 校核轮齿弯曲强度 (9)

2.1.4 齿轮的圆周速度 (10)

2.1.5第二组齿轮选定 (10)

2.1.6 按接触疲劳强度设计 (10)

2.1.7 校核轮齿弯曲强度 (11)

2.1.8 齿轮的圆周速度 (11)

2.2 轴的结构设计与校核 (12)

2.2.1 轴的材料选择和最小直径计算 (12)

2.2.2 轴的结构设计 (12)

2.2.3 轴的校核 (13)

2.3键的选择及校核 (18)

2.3.1 键的选择 (18)

2.3.2键的校核 (18)

2.4轴承的选择 (19)

2.5减速器箱体的结构设计 (19)

3 标准件的选择 (21)

3.1螺纹标准 (21)

3.2螺母设计选用 (21)

4 结束语 (21)

参考文献 (22)

致谢 (23)

Contents

Abstract .................................................................................................................. I I Introduction . (1)

1 Mixer to develop the power plant design (2)

1.1 Tentatively set the mixer drive system diagram (2)

1.2 Determine the motor (2)

1.3 The allocation of transmission ratio (3)

1.4 Calculation of transmission of the movement of the axis and power parameters (4)

1.5 Belt Drive Design (5)

1.5.1 Determine the computing power (5)

1.5.2 With the election with V-type (5)

1.5.3 Determine the major benchmarks small pulley diamete (5)

1.5.4 Checking with speed (5)

1.5.5 V with the base length and the center distance (5)

1.5.6 Checking the small pulley angle (6)

1.5.7 Calculated with the root of the number (6)

2 Reducer design (8)

2.1 Gear Design and Verification (8)

2.1.1 The high group selected gear (8)

2.1.2 By the contact fatigue strength design (8)

2.1.3 Checking tooth bending strength (9)

2.1.4 Circumferential speed gear (10)

2.1.5 The slow group selected gear (10)

2.1.6 By the contact fatigue strength design (10)

2.1.7 Checking tooth bending strength (11)

2.1.8 Circumferential speed gear (11)

2.2 Axis of the structural design and verification (12)

2.2.1 Axis of the material selection and calculation of minimum diameter .. 12

2.2.2 The structural design of shaft (12)

2.2.3 Check axis (13)

2.3 Option button and check (18)

2.3.1 The choice of key (18)

2.3.2 Check keys (18)

2.4 Bearing selection (19)

2.5 The structural design of box reducer (19)

3 The choice of standard parts (21)

3.1 Thread standards (21)

3.2 Nut design selection (21)

4 Conclusions (21)

References (22)

Acknowledgment (23)

搅拌机传动系统的设计

作者：王迎迎，指导教师：阴英梅1赵冉2

（1.泰安航天特种车有限公司工程师；2.山东农业大学讲师）

【摘要】搅拌机上的传动系统对于搅拌机具有重要的作用，本文根据某一搅拌机的技术要求和加工生产的技术条件，专门设计了搅拌机的单独的传动机构，其中包括电动机和减速装置。根据设计了合理的传动比，主要对齿轮减速器进行了针对性的设计，其中对齿轮和轴进行了相应的设计和校核，并对键和轴承进行了选定。对电动机﹑皮带及带轮等进行了合理的选择。设计过程中，较多参数采用类比的方法，试选后再通过计算校核。

关键词：传动系统皮带传动减速器齿轮传动

The drive system of mixer design

Author：Wang Yingying，Supervisor：Yin Yingmei1 Zhao Ran2（1.Tai'an astronautics special vehicle Limited company Engineer

2.Shandong Agricultural University Lecturer）

Abstract The mixer drive system plays an important role in mixer, In this paper, a mixer in accordance with the technical requirements of production technology and processing conditions, a specially designed mixer separate transmission，including the motor,and deceleration devices,. According to the design of a reasonable transmission ratio, the main gear reducer to a specific design, which carried out the gear and shaft to the design and verification, and bearing keys and a selection . Belt on the motor and coupling, such as a reasonable choice. The design process, the more parameters using the method of analogy, trial by calculating the check after the election.

Keywords:ransmission system; belt transmission; reducer; gear transmission

引言

搅拌设备在工业生产中的应用十分广泛。搅拌设备在工业生产中被用于物料混合、溶解、传热、制备悬浮液、聚合反应等。搅拌设备的作用主要有(1)使物料混合均匀;(2)使气体在液相中很好分散;(3)使固体在液相中均匀悬浮;(4)使不相容的另一液相均匀悬浮或充分乳化;(5)强化相间的传质;(6)强化传热. 搅拌机可被分为：星式搅拌机、防险搅拌机、立式搅拌机、混凝土搅拌机、双轴搅拌机、单轴搅拌机、防滑混凝土搅拌机。本位主要介绍的是混凝土搅拌机，即使用的搅拌设备的第一个作用。

混凝土搅拌机就是把水泥、砂石骨料和水混合并拌制成混凝土混合料的机械。主要由拌筒、加料和卸料机构、供水系统、原动机、传动机构、机架和支承装置等组成。混凝土搅拌机，包括通过轴与传动机构连接的动力机构及由传动机构带动的滚筒，在滚筒筒体上装围绕滚筒筒体设置的齿圈，传动轴上设置与齿圈啮合的齿轮。

当前的混凝土结构的均质性很不理想，而混凝土结构的非均质性在很大程度上取决于搅拌机拌制出来的混合料成分的均质性与否，目前搅拌机拌制出来的混合料成分实际上都是非均质的。实际的均质过程包括两个阶段,第一阶段是将所有原材料分开成单个颗粒，第二阶段是使已经分成颗料的原材料均匀地分布于容器内。搅拌机的搅拌作用应当使水泥、砂、碎石和水等混合料呈对称结构均匀地分布于整个容器内。这就要求搅拌机要有良好的比较完善的搅拌过程，具有较好的搅拌效果。经过优化的工作装置搅拌质量好，能耗小，同时机构简单，便于产业化。

然而混凝土搅拌机作为初级建筑制品加工机械，其更新换代问题往往得不到重视。一般的搅拌机劳动强度较大、效率低，而且噪音污染和对周围的环境污染都十分严重。中国加入WTO后，国家将大力加快城市化进程，这必将促进商品混凝土、污水处理工程、城市交通工程的迅猛发展，为混凝土搅拌机的制造提供了更加广阔的市场。因此加快搅拌机的发展是十分有必要的。目前的混凝土搅拌机一般都是单级搅拌，适用范围广，可适用于建筑，及食品加工业，但缺点是搅拌的物料有限、机械效率较低。多机搅拌机机可搅拌多种物料，机械效率较高。但设计较复杂，价格较贵。为此，本设计拟设计一个混凝土搅拌机的传动机构，以满足城市化快速发展

的需要。

1 拟定搅拌机的动力装置

1.1 初步拟定搅拌机传动系统的示意图

1-电动机 2-小带轮 3-皮带 4-大带轮 5-高速级齿轮大齿轮

6-中速轴 7-低速轴8-轴承 9-低速级齿轮大齿轮

10-低速级齿轮小齿轮 11-端盖 12-高速轴 13-高速级齿轮小齿轮

图1-1 搅拌机传动系统示意图

1.2 确定电动机

采用二级展开式二级圆柱齿轮减速器 ⑴总的传动效率η

76543210???????=ηηηηηηηηη (1-1) 查表[2]选传动效率,其中选用v 带传动效率为η0=0.96，四对滚子滚动轴承传动效率均为η1=η3=η5=η7=0.99,第一二级齿轮均选用9级精度的齿轮，其传动效率η2=η4=0.93,十字滑块联轴器的传递效率为η6=0.98.

代入数据，计算得

η=0.7816

⑵选择电动机

假定传动装置的输出轴转矩T=25.6N ·m ，转速n=200r/min 其中选用V 带传动的传动比为，0n =2～4；二齿轮减速器传动比为，1n =2～6，，

2n =2～6；则总的传动比的范围为72~8210==，

，，，i i i i ，故电动机转速的可选范围为

()min /14000~160020072~8r n i n w d =?=?=，，

取min /2820r n d =，则总传动比 14200

2820

===

w d a n n i (1-2) m N i T T a d ?=?=?=

33.214

7861.06.25η (1-3) kw n T P d d d 686.09550

2820

33.29550=?=?=

(1-4) 根据这一范围，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格，选取同步转速为3000r/min （2级）的 Y801-2型号电动机[1]，有关数据如表1-1.

表1-1 电动机的选型

电动机型号 额定功率 /kw

满载转速

/（r/min ） 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量

/kg

Y801-2

0.75

2830

2.2

2.2

556

1.3 分配传动比

取V 带传动的传动比i 0=2 ，则减速器的传动比i 为

72

140===

i i i a 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比

14.34.11==i i

则低速级的传动比

25.21

2==

i i

i 1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数

0轴（电动机）

kw P P d 686.00== min /28200r n n d == m N T T d ?==32.20

1轴(高速轴)

kw P P 658

.096.0686.0001=?=?=η min /14102

2820001r i n n ===

m N n P T ?=?==01.41410

686

.095509550111

2轴（中间轴）

kw P P 604

.093.099.0658.02112=??=??=ηη min /44914

.31410

112r i n n ===

m N n P T ?=?==9.12449

604

.095509550222

3轴（低速轴）

kw

P P 534.099.098.099.093.099.0604.07

654323=?????=?????=ηηηηη

min /20025

.2449223r i n n ===

m N n P T ?=?==57.25200

534

.095509550333

1.5 带传动的设计 1.5.1 确定计算功率

P K P A ?=c （1-5） 取K A =1.3，则kw P 787

.0c =。 其中K A -工作情况系数[4]，P-传递功率（kw ），此处为P=0.686kw.

1.5.2 选V 带的带型

根据kw P 787.0c

=,小带轮转速n=2820r/min,查出此坐标选Z 型[5]

带. 1.5.3确定大小带轮的基准直径

初选小带轮的基准直径[2]，取1d d =56mm 。 相应的大带轮的基准直径2d d

mm i d d d d 8.109)02.01(256)1(012=-??=-??=ε

取2d d =112mm 1.5.4 验算带速

s m n d v d /9.81000

600

1=???=

π (1-6)

带速在5m/s ～25m/s ，故带速合适 1.5.5 V 带基准长度和中心距

中心距偏大些有利于增大包角，但过大会使结构不紧凑，且在载荷变化时引起带颤动，降低带传动的工作能力。一般根据安装条件的限制由（1-7）

初步确定中心距0a ：

)(5.1210d d d d a +==1.5×(56+112)=252mm （1-7） 符合)(2)(7.021021d d d d d d a d d +<<+ 由式(1-8)得带长： 0

2

122100

4)()(22a d d d d a L d d d d d -+

++=π

(1-8)

=mm 8.774112

4)56112()11256(225222

=?-+

+?+?π

对Z 型带选用[2]d L =800mm 。 再由式

20d 0

d L L a a -+≈ (1-9)

计算实际中心距,得a ≈264.8mm

考虑带传动的安装、调整和V 带张紧的需要，中心距变化范围为：

（a-0.015L d ）～(a+0.03L d )

故a min =a-0.015L d =252.6mm a max =a+0.03L d =276mm 1.5.6 验算小带轮的包角

带与带轮接触弧所对应的中心角称为包角。显然小轮包角比大轮包角要小。中心距a 相同条件下，包角越大，带的摩擦力和能传递的功率也越大。小轮包角可按（1-10）进行近似计算：

o 1

2o 3.57180?--

=a

d d d d α (1-10) 即：o o o o 1203.1673.578

.26456

112180?=?--

=α,合适 1.5.7 计算带的根数

带传动的承载能力受打滑和带疲劳两方面限制。根据计算功率Pc

和单根V 形带所能传递的功率P ，可按式1-11计算所需的根数Z 。

[]()L

c K K P P P P Pc

Z α000?+=

= (1-11) 式中:

[P 0] —实际工作条件下，单根V 形带所能传递的功率，称为许用功率,kw ；

P 0—单根V 形带所能传递的功率,kw ；

ΔP 0—功率的增量，考虑i ≠1时，带在大轮上的弯曲应力较小，故在寿命相同的条件下，可增大传递的功率,kw ；

αK —小带轮包角修正系数，考虑包角不同时的影响系数；

L K —带长修正系数，考虑带的长度不同时的影响系数

由1d d =56mm 和v=8.9m/s ，查表[1]

得P O =0.33kw ；由n 1=2820r/min, i 0=2

和Z 型带得kw P 04.00=?；由α=167.3o

查得αK =0.95；由L=800mm,得

L K =0.9，将数据代入式(1-10)由此可得

()16.108

.195.004.06.0787

.0=??+=

z

所以取3根带。

2 减速器的设计

1-高速轴 2-第一组齿轮小齿轮 3-第一组齿轮大齿轮 4-中间轴 5-低速轴 6-轴承 7-第二组齿轮大齿轮 8-第二组齿轮大齿轮 9-端盖

图2-1 减速器示意图

2.1 齿轮传动的设计与校核 2.1.1 第一组齿轮选定

选择大小齿轮的材料为45钢（调质）[1]，设齿轮按8级精度制造。

按MQ 级质量要求取值，假定硬度为220HBS,查得： 齿面接触疲劳极限 2lim /700mm N H =σ 齿根弯曲疲劳极限 2lim /280mm N F =σ 基本值 2/560mm N FE =σ 最小安全系数 1.1lim =H S ，4.1lim =F S 2.1.2 按接触疲劳强度设计

中心距 ()3

2HP a 1

1u 483a u

KT σφ+≥ （2-1）

分度圆直径 3

2

HP d 111

766d u

u KT +≥σφ （2-2） 式中：T 1—小齿轮所需传递的额定转矩（N ·mm ）；

K —载荷系数，可取1.5； a φ﹑d φ—齿宽系数；

HP σ—许用弯曲应力（N/mm 2）

。 齿宽系数a φ、d φ：取4.0a =φ，07.2)114.3(5.0)1(5.01d =+?=+=i φ； 许用接触应力HP σ：lim

lim

H H HP S σσ≈

；取最小安全系数1.1lim =H S ，得：

2/36.6361

.1700

mm N HP ==

σ。 将以上数据代入（2-1）,（2-2）计算 大、小齿轮传动的中心距

()mm 6.9814

.336.6364.010

01.45.113.14483a 323

=????+≥

小齿轮分度圆直径 mm 97.4814

.31

14.336.63615.21001.45.1766d 323

1=+???≥

齿数取z 1=24,则 762414.312≈?==uz z 。 模数 mm z z a m 972.176

246

.982221=+?=+=

取标准模数 mm 2m =

小齿轮分度圆直径 mm mz d 4824211=?== 大齿轮的分度圆直径 mm mz d 15276222=?== 确定中心距 mm z z m a 100)7624(2

2

)(221=+?=+=

齿宽 mm a b a 401004.0=?==φ 取b=40mm 。

2.1.3 校核轮齿弯曲强度

查齿形系数[2]78.21=F Y ,26.22=F Y ，按下式验算

[]FP F

FP m

bd Y KT σσ≤=

112

（2-3） 2lim

lim

/2004

.1280

][mm N S F F FP ==

≈

σσ []

FP F FP mm N m bd Y KT σσ≤=??????==231111/71.82484078.21001.45.122

[]FP F F FP FP mm N Y Y σσσ≤=?==21212/7.1018.268

.271.8,安全。

2.1.4 齿轮的圆周速度

s m n d v /54.31000

601410

481000

601

1=???=

?=

ππ

符合八级精度的直齿圆柱齿轮的圆周速度要求。 2.1.5第二组齿轮选定

选用直齿圆柱齿轮传动，材料为45钢（调制），按8级精度制造。 2.1.6 按接触疲劳强度设计

计算公式及有关数据如上一组齿轮，其中小齿轮的转矩变为T=12.9 N ·mm ，25.2=u 。

将以上数据代入计算公式得：

大、小齿轮传动的中心 ()mm 8.9025.236.6364.010

9.125.112.25483a 32

3

=????+≥ 小齿轮分度圆直径 mm 5025

.21

25.236.63615.2109.125.1766d 32

3

1=+???≥ 齿数取z 1=28,则632825.212=?==uz z 。 模数 mm z z a m 99.163

288

.902221=+?=+= 取标准模数mm 2m =。

小齿轮分度圆直径 mm mz d 5628211=?== 大齿轮的分度圆直径 mm mz d 12663222=?== 确定中心距 mm z z m a 91)6328(2

2

)(221=+?=+=

齿宽 mm a b a 4.36914.0=?==φ

取b=36mm 。

2.1.7 校核轮齿弯曲强度

查齿形系数63.21=F Y ,32.22=F Y ，按下式验算

[]FP F

FP m

bd Y KT σσ≤=

122 []2

231121/200/2.252563663.2109.125.122mm N mm N m bd Y KT FP F FP =≤=??????==σσ []FP F F FP FP mm N Y Y σσσ≤=?==21212/5.2832.263

.22.25,安全。

2.1.8 齿轮的圆周速度

s m n d v /3.11000

60449

561000

602

1=???=

?=

ππ （2-4）

符合八级精度的直齿圆柱齿轮的圆周速度要求。

表2-1 高速级齿轮传动的尺寸

名 称 计 算 公 式

结 果

模数 m 2 传动比 i 3.14 中心距 a=m(Z 1+Z 2)/2

100 齿数（小齿轮） Z 1 24 齿数（大齿轮） Z 2 76 分度圆直径（小齿轮） d 1 48 分度圆直径（大齿轮） d 2 152 齿顶圆直径（小齿轮） d a1=d 1+2ha *

m 52 齿顶圆直径（大齿轮） d a2=d 2+2ha *m 156 齿根圆直径（小齿轮） d f1=d 1-2(ha *

+c *)m 43 齿顶圆直径（大齿轮）

d f2=d 2-2(ha *

+c *)m

147

表2-2 低速级齿轮传动的尺寸

名 称 计 算 公 式

结 果

模数 m 2 传动比 i 2.37 中心距 a=m(Z 1+Z 2)/2

94 齿数（小齿轮） Z 1 28 齿数（大齿轮） Z 2 66 分度圆直径（小齿轮） d 1 56 分度圆直径（大齿轮） d 2 132 齿顶圆直径（小齿轮） d a1=d 1+2ha *

m 60 齿顶圆直径（大齿轮） d a2=d 2+2ha *m 136 齿根圆直径（小齿轮） d f1=d 1-2(ha *

+c *)m 51 齿顶圆直径（大齿轮）

d f2=d 2-2(ha *

+c *)m

127

2.2 轴的结构设计与校核

2.2.1 轴的材料选择和最小直径计算

根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调制处理。 按扭矩强度进行最小直径估算[8]，按如下公式计算

[]

3

5τT

d ≥ （2-5）

式中：[]τ—轴的许用转应力,N/mm 2，对45刚可取35 N/mm 2。 高速轴：[]mm T d 8.1453

1

min 1==τ

中间轴：[]

mm T d 9.2653

2

min 2==τ

低速轴：[]

mm T d 8.1753

3

min 3==τ

2.2.2 轴的结构设计

(1) 高速轴的结构设计：

d 11—最小直径要装大带轮的外伸轴段直径，则取d 11=16mm

d 12—密封处轴段根据大带轮的轴向定位要求定位高度 h=（0.07～0.1）d 11=1.12～1.6mm 则d 12=d 11+h=17.12～17.6mm 因为毡圈密封，所以d 12=20mm d 13—滚动轴承处轴段,则d 13=30mm

d 14—采用齿轮轴结构，所以轴和齿轮的材料和热处理方式一样均为45钢调制处理，d 14=32mm

d 15—过度轴段，d 15=34mm d 16—滚动轴衬处轴段。d 16=30mm 查表确定各轴段长度地确定

L 11=30mm, L 12=40mm, L 13=30mm, L 14=75mm, L 15=34cm , L 16=40cm (2) 中间轴的结构设计 d 21—最小直径，取d 21=30mm d 22—高速级大齿轮轴段,d 22=32mm

d 23—低速级小齿轮轴段，是段齿轮轴,d 23=40mm d 24—滚动轴承轴段,d 24=35mm 查表确定各轴段长度地确定

L 21=35mm ，L 22=65mm ，L 23=62mm ，L 24=35mm (3) 低速轴的结构设计 d 31—最小直径，取d 31=20mm

d 32—密封处轴段，滚动轴承轴段，则取d 32=26mm d 33— d 33=32mm

d 35—低速级大齿轮轴段。d 35=26mm d 36—滚动轴承轴段，则取d 36=20mm 查表确定各轴段长度地确定

L 31=30mm ，L 32=60mm ，L 33=30mm ，L 34=40mm ，L 35=55mm ，L 36=30mm 2.2.3 轴的校核

(1)高速轴的校核

计算轴上的作用力，取齿轮的压力角为 20=α，如图2-2（a ）,