小型混泥土搅拌机设计

小型混泥土搅拌机设计内容摘要：

MPa 则许用接触应 力 [ζH]＝（ [ζH1]+[ζH2]） /2＝ MPa   in1lim1 MPS YYF XNFF    in2lim2 MPS YYF XNFF   3 221 )(12 H EHd tt ZZTkd   毕业设计说明书论文 36296518 原创通过答辩 11 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，由公式得 = 计算圆周速度 v v＝ πd1tn2/（ 601000）＝ （ 601000） = 计算齿宽 b 级模数 mnt b＝ Φdd1t＝ 1＝ mnt＝ d1tcosβ/Z1＝ cos14176。 /23＝ h＝ ＝ ＝ b/h＝ ＝ 计算纵向重合度 εβ： εβ＝ ＝ 123tan14176。 ＝ 计算载荷系数 K 根据 v＝ ， 7 级精度，由课本图 查得动载荷系数 Kv＝ 由【 4】表 查得齿间载荷分配系数 KHа＝ KFа= 由【 4】表 查得使用系数 KA＝ 由【 4】表 查得齿向载荷分配系数 KHβ ＝ ，由图 和 b/h＝ 查 得 KFβ＝ 载荷系数 K＝ KAKVKHaKHβ＝ ＝ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1 ＝ d1t ＝ 74mm 计算模数 mn mn＝ d1cosβ/Z1＝ 74cos14176。 /23＝ ， 按齿根弯曲强度设计 设计公式为： 1）确定计算参数 计算载荷系数 K＝ KAKVKFaKFβ＝ ＝ 根据纵向重合度 εβ＝ ，从图 10－ 28 查得螺旋角影响系数 Yβ＝ . 计算当量齿数   3 253 221 ) (4 )(12≥   H EHd tt ZZTkd  [ ]3 21 222 F SaFaαd βn σ YYεzφ βYKTm •cos≥33 t毕业设计说明书论文 36296518 原创通过答辩 12 Zv1＝ Z1/cos3β＝ 23/cos314176。 ＝ Zv2＝ Z2/cos3β＝ 92/cos314176。 ＝ 查取齿形系数 由【 4】图 查得 YFa1＝ ， YFa2＝ 由【 4】图 查得应力校正系数 Ysa1＝ ， Ysa2＝ 由【 4】图 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ζFE1＝ 440MPa 大齿轮弯曲疲劳强度极限 ζFE2＝ 425MPa 由【 4】图 10－ 18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1＝ ＝ 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S＝ ，得 [ζF1]＝ KHN1ζFE1/S＝ 440/＝ [ζF2]＝ KHN2ζFE2/S＝ 425/＝ 计算大小齿轮的 YFaYSa/[σ F]并加以比较 YFa1YSa1/[ζF1]＝ ＝ YFa2YSa2/[ζF1]＝ ＝ 小齿轮数值大设计计算 = 对比计算结构，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn＝ ，已可满足弯曲强度，圆整为标准值 mn＝。 但为了同时满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得的分度原直径 d1＝ 74mm来计算应有的齿数。 于是有 Z1＝ d1cosβ/mn＝ 74cos14176。 /＝ 取 Z1＝ 29， Z2＝ i2Z1＝ 229＝ 58 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a＝（ Z1+Z2） m/（ 2cosβ）＝（ 29+58） （ 2cos14176。 ）＝ 将中心距圆整为 112mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角  32253 2122**23*1 14c o s**10***2c o s2≥FSaFadnYYzYKTm毕业设计说明书论文 36296518 原创通过答辩 13 β＝ arccos（ Z1+Z2） mn/（ 2a）＝ arccos（ Z1+Z2） (2187)=14176。 14180。 24 （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1＝ Z1mn/cosβ＝ 29176。 14180。 24＝ d2＝ Z2mn/cosβ＝ 58176。 14180。 24＝ （ 4）计算齿轮宽度 b＝ Φdd1＝ 1＝ 圆整后取 B＝ 75mm （ 5）结构设计 小齿轮齿顶圆直径小于 160mm，故，做成实心结构；大齿轮齿顶圆直径大于160mm 而又小于 500mm 故以选用腹板式结构为宜。 其他有关尺寸按 [4]图 10－39 荐用的结构尺寸设计，设计数值结果直接标注在大齿轮零件图上。 大齿轮零件图见附图 1。 3)鼓桶圆锥齿轮 选材 :所设计的小型混泥土搅拌机工作工作有轻微振动。 经常满载、空载起动、不反转、单班制工作，鼓桶允许的速度误差为 ５ ％ ，小批量生产，使用期限 １０ 年。 由课本表 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 241HB～ 286HB。 大齿轮材料为 45 刚（调质），硬度为 229HB～ 286HB。 齿面接触疲劳强度计算 :齿数 Z:选取小齿轮齿数为 Z1＝ 24，大齿轮齿数为Z2＝ Z1i1＝ 24＝ ，取 Z2＝ 180。 精度等级：估算 vm≈1m/s，由 [4]表 9级精度。 使用寿命 KA：由 [4]表 可选 KA=。 动载荷系数 KV：由 [4]图 可选 KV= 齿间载荷分配系数 KHɑ： 由 [4]表 ，估计 KAFt/b100N/mm 端面重合度： os 22311  i i 111c os 2232  i  c o s)]11([21vvv zz  ）（  vZ  毕业设计说明书论文 36296518 原创通过答辩 14 齿向载荷分布系数 Kβ ：由表 及注 3，取 Kβ = 载荷系数 K： K=KAKVKHɑKβ=1= 转矩 T1： 弹性系数 ZE:由表 ， ZE= aMP 节点区域系数 ZH:由图 ， ZH= 接触疲劳极限 limH ：由图 , lim1H =710MPa lim2H =680MPa 接触最小安全系数 minHS ：由表 ， minHS = 接触寿命：由题意 Z1=Z2= 许用接触应力 [ H ]: [ 1H ] [ 2H ] 小轮 大端分度圆直径 d1:取 R 确定传动主要尺寸 大端模数 m： mm， 由表 ，取 m= 实际大端分度圆直径 d: d1=mz1=24=82mm d2=mz2=180=630mm 锥距 R: 齿宽 b: mmRR 1   4)整理 圆锥齿轮： m＝ ， Z1＝ 23， Z2＝ 71， d1＝ ， d2＝ ， δ1＝ 18176。 δ2＝ 72176。 ， B＝ 14mm 斜齿圆柱齿轮： 11 2   ZK HmmNPT  6161M P 1710m in 11lim  H NHS Z 1680m in 22lim MPS ZH NH    4 8 8 1 5 9 22    32211 ][  HHERRZZZiKTd  mmzzR 222221  11  zd毕业设计说明书论文 36296518 原创通过答辩 15 mn＝ ， Z1＝ 29， Z2＝ 58， d1＝ 75mm， d2＝ 150mm β＝ 14176。 ， B＝ 75mm，中心距 a＝ 鼓桶圆锥齿轮： m＝ ， Z1＝ 24， Z2＝ 180， d1＝ 82mm， d2＝ 630mm， δ1＝ 12176。 δ2＝ 78176。 ， B＝ 16mm 轴的设计计算 1)输入轴设计 输入轴上的功率 P转速 n和转矩 T1： P1=,转速 n1＝ 1930r/min， T1=9550P1/n1=102N•m 求作用在齿轮上的力： 已知小圆锥齿轮的分度圆直径为 d1=，则平均分度圆直径 dm＝ d1=（ 1 R ） =()mm= 而 Ft=2T1/dm=2105/=25529N 初步确定轴的最小直径： 先初步估计轴的最小直径。 选取材料为 45钢，调制处理。 根据 [4]表 15－ 3，取 Ao＝ 112，得 = 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12，为了使所选的轴直径 d12 与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器的型号。 联轴器的计算转矩 Tca＝ KAT3，查表 ，考虑到转矩变化很小，故选 KA＝ 则： Tca＝ KAT3＝ 104＝ 68250N•mm 查 GB/T4224－ 2020， 选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000N•mm，半联轴器的孔径为 d1＝ 20mm，故选 d12＝ 20mm，半联轴器长度 L＝ 50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为 38mm。 轴的结构设计： （ 1）拟定轴的结构 图 5 拟定轴的结构 33110m in *112 nPAd毕业设计说明书论文 36296518 原创通过答辩 16 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位， 1－ 2断轴右端需制出一轴肩，故 2－ 3段的直径 d23＝ 27mm。 初步选择滚动轴承。 因轴承同时受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d23＝ 27mm，由《机械设计课 程设计》表 15－ 7 中初步取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 d D T＝ 30mm 72mm ,d34=d56=30mm,而 l34＝ ，为了便于套筒可靠地压紧左端轴承，套筒需向轴承端伸出少许，也就是说 34段应增长少短，故最终取 l34＝20mm。 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由表 15－ 7查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 h＝ ，因此取 d45＝ 37mm。 取安装齿轮出的轴段 6－ 7的直径 d67＝ 25mm ，为使套筒可靠得压紧轴承， 5－6段应略短与 轴承宽度，故取 l56＝ 19mm。 轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的间距为 l＝ 30mm，故取 l23＝ 50mm。 锥齿轮轮毂宽度为 ，为使套筒断面可靠地压紧齿轮取 l67＝ 70mm。 4－ 5段装定位套筒，套筒长度不固定，故取 l45＝ 50mm认为比较合适。 （ 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮和半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按 d67由 [4]表 61查得平键截面键宽 b键高 h＝ 8mm 7mm键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为了保证齿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 H7/k6；同样，联轴器与轴的连接选用平键为 6mm 6mm 25mm，半连州其与轴的配合为 H7/k6；滚动轴承与轴的周向定位是有过度配合来保证的，吃出选轴的尺寸公差为 k6。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 [4]表 152，取轴端倒角为 2 45176。 各轴肩处的圆角半径见图。 按弯扭合成应力校核轴的强度： 根据上表中的数据句轴的单向选装，扭转求应力为脉动循环应力，取 а＝ ，轴的计算应力   )()5 2 5 2 (8 5 4 0 0/ 32222  WaTMca ＝ 根据已选定的材料为 45 钢，调制处理，查 []表 15－ 1的 [σ 1]＝ 60MPa。 因此σ ca＜ [σ 1]，故安全。 精确校核轴的疲劳强度：。