0摘 要本次畢業(yè)設計的題目為無軸攪拌機傳動部件的設計。首先對傳統(tǒng)的幾種常見的攪拌機構進行分析、總結其工作原理及其存在的常見問題。了解目前對其存在的問題的常用解決方案。熟悉“無軸”攪拌理念，掌握無軸攪拌機的工作原理，然后將其與傳統(tǒng)的攪拌機進行比較，分析其主要優(yōu)點及可能存在的問題以及解決方案。其次，這次設計的重點是對其傳動部件的設計計算，我采用的是帶輪加錐齒輪的減速機構，即利用了帶輪的傳動遠距離傳動、大傳動比，又利用了錐齒輪傳動可改變傳動方向的優(yōu)點。通過設計計算達到了即提高工作效率又能有效地節(jié)約能源的目的。關鍵詞： 無軸攪拌機 ；傳動部件 ；攪拌機構1AbstractThe graduation project is the subject of non-transmission parts mixer shaft design. First of all, the traditional institutions in several common mixing analysis, concluding its work principle and the existence of the frequently asked questions. Understand the current problems of its common solutions. Familiar with the “non-axis“ mixing the concept of master-axis mixer without the working principle, and the mixer with the traditional comparison, analysis of their main advantages and potential problems and solutions.Secondly, this is designed to focus on the design of its drive components, I used the bevel gear pulley increases the speed, namely the use of long-distance transmission of drive pulley, the transmission ratio and the use of a bevel gear transmission can change the direction of the advantages of transmission. Achieved through the design of computing that can effectively improve the efficiency and energy savings.Key words: No shaft mixer;Transmission parts ;Stir agencies2目 錄摘 要 .IIIAbstract.IV目 錄 V1 緒論.11.1 無軸式攪拌機研究發(fā)展現(xiàn)狀11.2 攪拌機的各種類型及特點21.3 無軸式攪拌機特點31.4 攪拌機的分析及設計任務31.4.1 攪拌機常見問題的原因分析.31.4.2 無軸攪拌的理念.41.4.3 基本設計任務.51.4.4 畢業(yè)設計的目的.51.5 課題研究背景及意義51.5.1 課題研究背景.51.5.2 課題研究意義.52 傳動方案及電動機的選擇.72.1 傳動方案的選擇72.2 電動機選擇83 傳動比的計算與分配.93.1 計算總傳動比93.2 傳動比的分配.94 傳動運動參數(shù)的計算.114.1 各級轉速114.2 各級的輸入功率114.3 各級轉矩115 V 帶輪傳動的設計計算 135.1 設計準則135.2 原始數(shù)據(jù)及設計內(nèi)容135.2.1 原始數(shù)據(jù)：.135.2.2 設計內(nèi)容：.135.3 設計步驟和方法135.3.1 確定計算功率 .13caP5.3.2 選擇帶型.135.3.3 確定帶輪的基準直徑 和 .131d25.3.4 確定中心距和帶輪的基準長度 14dL35.3.5 驗算主動輪上的包角 .141?5.3.6 單根 V 帶傳遞的額定功率 155.3.7 確定帶的根數(shù) Z .155.3.8 確定帶的預緊力 150F6 V 帶輪設計 176.1 V 帶輪的設計內(nèi)容 .176.2 設計要求176.3 帶輪材料的選擇及結構形式176.3.1 材料的選擇.176.3.2 結構形式.176.4 V 帶輪的輪槽 .176.5 V 帶輪傳動的張緊 .187 錐齒輪傳動的設計計算.197.1. 選定精度等級，材料及齒數(shù) .197.1.1 齒輪精度等級的選擇197.1.2 材料選擇.197.1.3 齒數(shù)選擇.197.2 按齒面接觸強度設計197.2.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.207.2.2 計算.207.3 按齒根彎曲強度設計217.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.217.4 幾何尺寸計算227.4.1 計算分度圓直徑.227.4.2 錐距.227.4.3 計算齒輪寬度.227.4.4 錐齒輪的結構設計.228 軸的設計計算.258.1 I 軸的設計計算（錐齒輪軸） 258.1.1 材料.258.1.2 初定軸的最小直徑.258.1.3 根據(jù)軸定位的要求確定軸的各段直徑和長度.258.1.4 小錐齒輪的受力分析.268.1.5 鍵的校核.268.1.6 I 軸軸承的校核 .268.1.7 軸上載荷的計算.288.1.8 按彎扭合成應力校核軸的強度.2948.2 II 軸的設計計算 .298.2.1 材料.298.2.2 初定最小直徑.298.2.3 聯(lián)軸器的選擇.298.2.4 根據(jù)軸的定位要求，確定各段直徑和長度.308.2.5 大錐齒輪軸的受力分析.308.2.6 鍵的校核.308.2.7 軸承的校核.308.2.8 軸上載荷的計算.328.2.9 按彎扭合成應力校核軸的強度.339 結論與展望35致謝.37參考文獻.39567891 緒論1.1 無 軸 式 攪 拌 機 研 究 發(fā) 展 現(xiàn) 狀改革開放 35 年以來，中國混凝土攪拌機市場從無到有、從小到大。目前，我國年產(chǎn)水泥混凝土約為 15 億 ，攪拌機的年產(chǎn)量也居世界前列。相比較而言，我國具有的自主3m知識產(chǎn)權技術也很少。但隨著商品混凝土的大力推廣、工程建設施工的高效率化、高質量化和高效益化，推動了混凝土攪拌設備向高效率、高質量的方向不斷發(fā)展，一些傳統(tǒng)設備己經(jīng)無法滿足施工要求。在現(xiàn)有的攪拌機的基礎上，對新型攪拌設備的研究和開發(fā)，提高混凝土攪拌機的設計水平，同時帶動相關技術的發(fā)展，創(chuàng)造一個良好的生產(chǎn)空間；對高效混凝土攪拌機的開發(fā)，推動攪拌及機事業(yè)性能的快速發(fā)展，生產(chǎn)出適應市場要求、具有高可靠性和較強競爭力的攪拌機。依據(jù)新的攪拌原理，采用理論探討和試驗分析相結合的辦法，能方便解決大型雙臥軸攪拌機存在的低效率問題，如果生產(chǎn)工業(yè)化成功應用，一定為研制具有自主知識產(chǎn)權的高效攪拌機做出重大貢獻。長期以來，國內(nèi)外攪拌設備雖然種類很多，但他們的共同特點：有一根軸貫穿整個攪拌空間。“雙螺旋軸攪拌機”是一種新型的“無軸”攪拌機，它具有雙倍的徑向進給料流，雙倍的軸向進給料流，雙倍的剪切力，使攪拌效率達到普通攪拌機的兩倍，能耗更小。“雙螺旋軸攪拌機”無水平的主軸，不會產(chǎn)生混凝土黏合中心軸并產(chǎn)生結塊形成抱軸的現(xiàn)象，更適合于加工粘性強和添加有纖維的混凝土材料。20 世紀 70 年代未至 80 年代初，我國為了適應建筑業(yè)有關方面混凝土發(fā)展的需要，在引進國外攪拌機的基礎上，研制出了 10 多種混凝土攪拌樓（站）。經(jīng)過引進研究、自主開發(fā)生產(chǎn)等幾個階段，到本世紀初，我國攪拌機技術得到更大的發(fā)展，在產(chǎn)品型號和生產(chǎn)數(shù)量上，都達到了一定規(guī)模，出現(xiàn)了一批更具有自主知識產(chǎn)權的新產(chǎn)品，并開始形成了一個具有一定規(guī)模和競爭能力的產(chǎn)業(yè)。2006 年，我國生產(chǎn)裝機容量 0.5～6 的攪拌3m站 2100 多臺，已成為攪拌設備的研究和生產(chǎn)大國。自上世紀八十年代初已經(jīng)開始研制 JS 系列雙臥軸混凝土攪拌機，一直到現(xiàn)在，已研制出從 JS35～JS6000 系列攪拌機，一直處于國際領先水平，尤其從 2000 年開始采用 UG等三維軟件，對攪拌機研究進行優(yōu)化設計，對攪拌設備進行了動力分析和受力分析，大大提高產(chǎn)品的可靠性，達到國際先進水平。這些攪拌機的研制，基本滿足了我國混凝土發(fā)展的需求，但隨著主機市場的不斷發(fā)展，新型主機的需求越來越多。無軸式攪拌機在國外也處在研究發(fā)展階段。101.2 攪 拌 機 的 各 種 類 型 及 特 點目前使用的攪拌機就其原理而言，其基本上可分為自落式和強制式兩大類。自落式攪拌機有較長的歷史，早在 20 世紀初，混凝土攪拌設備開始不斷出現(xiàn)。50 年代后，人們研發(fā)出反轉出料式和傾翻出料式的雙錐形攪拌機，同時，其他一些攪拌機，如裂筒式攪拌機等相繼問世。運作時，拌筒繞著水平軸線旋轉，加入攪拌筒內(nèi)的物料，葉片將物料提升至一定高度，然后借助自重下落，這樣不斷的循環(huán)運動，達到攪拌的理想效果。自落式混凝土攪拌機的結構簡單，一般以攪拌塑性混凝土為主。但自落式攪拌機已不符合國家的有關標準，屬于淘汰產(chǎn)品，所以本文不作研究。強制式攪拌機從 20 世紀 50 年代初興起后，得到了迅速的發(fā)展和生產(chǎn)推廣。最先出現(xiàn)的是圓盤立軸式強制混凝土攪拌機。這種攪拌機分為渦槳式和行星式兩種。19 世紀 70年代后，隨著輕骨料的出現(xiàn)，研制出了圓槽臥軸式強制攪拌機。 實踐證明，在上述混凝土攪拌設備的攪拌主機在工作中經(jīng)常出現(xiàn)混凝土 “抱軸”現(xiàn)象。如果不及時停機清除，“抱軸”的混凝土會越來越多，將會引發(fā)攪拌機電機因過載而堵轉，造成電機燒毀。1.3 無 軸 式 攪 拌 機 特 點無軸式攪拌機與以上所述的各種臥軸式攪拌機相比有以下一些優(yōu)點：（1）解決了攪拌機運作中普遍存在的抱軸現(xiàn)象；（2）減小了因攪拌臂的重量產(chǎn)生的大量彎矩；（3）解決了因攪拌臂的安裝而產(chǎn)生的偏心力，緩解了對軸端的沖擊；（4）攪拌機上安裝攪的拌臂和連接套數(shù)量大，占用攪拌筒的空間大，減少了筒內(nèi)的有效容積，無軸攪拌機攪拌裝置結構簡單，構思靈活，有效提高了攪拌筒的攪拌容積；（5）無軸式攪拌機不需攪拌臂的更換，維修也方便，大大降低了工人的工作量；（6）減少了由于抱軸引起的沖洗次數(shù)，節(jié)約用水量，同時也減少了對環(huán)境的污染，成本得到降低；1.4 攪 拌 機 的 分 析 及 設 計 任 務 1.4.1 攪拌機常見問題的原因分析實際工作中，攪拌機的攪拌主體在工作中經(jīng)常出現(xiàn)混凝土“抱軸”現(xiàn)象。如果不及時停機清除，“抱軸”的混凝土會越來越多，將會引起電機過載而發(fā)生堵轉，造成電機燒毀或產(chǎn)生破壞。經(jīng)過調查和研究，普遍贊同攪拌機 “抱軸”產(chǎn)生的原因是可以避免的，原因可以分為兩大類：設計不當和使用不規(guī)范。表現(xiàn)形式如下：(1) 投料設備設計的不合理。比如物料和進水口位置及方向設計不合理，導致軸上堆積大量物料，粘結在軸上的物料卡住轉軸；11(2)進水口方向和沖洗方向不得當，另外沖水壓力過低也是原因之一。沖洗攪拌筒時，攪拌器上粘著的大量物料清理不掉；(3) 攪拌筒的容積存在不合理利用率，容積利用率太小，攪拌時，攪拌軸在混凝土上面，粘附在上面的物料得不到攪拌，從而慢慢凝固，阻礙軸的轉動；（4）操作人員在設備攪拌卸料后，沒有及時清理攪拌罐，同時攪拌軸上殘留的混凝土發(fā)生凝固，攪拌軸的表面上殘留粗糙不平的物料，干燥后凝固在軸上，以后就會越聚越多影響攪拌軸轉動。1.4.2 無軸攪拌的理念長期以來，國內(nèi)外攪拌機雖難種類繁多，但他們的共同特點就是有一跟軸貫穿整個攪拌空間?！半p螺旋軸攪拌機”是一種新型的“無軸”攪拌機，其葉片形狀如圖 1.1 所示。它具有雙倍的徑向物料流，雙倍的軸向物料流，雙倍的剪切力，使攪拌效率是普通攪拌機兩倍多，能耗更小?！半p螺旋軸攪拌機”無水平的主軸，不會產(chǎn)生混凝土骨料黏合中心軸上結塊形成抱軸現(xiàn)象，利于加工粘性較強和添加有纖維的特種混凝土材料。無攪拌臂的阻礙，使其空間更大。但是僅對其攪拌部分進行的改進還是不能達到真正的提高效率、節(jié)約能源的效果，所以這次我們在對一些公司、工廠進行調研后，對其傳動部件進行深入研究確定了最初方案，對機器進行改良，并達到理想效果。1.4.3 基本設計任務畢業(yè)設計的主要任務主要有：1、擬定傳動方案；2、對減速器進行設計計算；3、繪制攪拌機裝配部件裝配總圖一份和組要零件圖六份；圖 1.1“無軸”攪拌機葉片形式124、按指定格式和要求撰寫畢業(yè)設計計算說明書。1.4.4 畢業(yè)設計的目的畢業(yè)設計是對學生進行工程師基本訓練的重要環(huán)節(jié)，通過畢業(yè)設計能達到以下目的：（1）鞏固、熟悉并綜合運用所學的知識；（2）培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的學風；（3）熟悉進行機械設計的一般步驟和常見問題，掌握機械設計的一般技巧；（4）學會查閱運用技術資料；初步掌握對專業(yè)范圍內(nèi)的生產(chǎn)技術問題進行研究的能力。1.5 課 題 研 究 背 景 及 意 義1.5.1 課 題 研 究 背 景隨著市場經(jīng)濟的不斷發(fā)展，同時國家加快城市建設、場所設施建設、高鐵事業(yè)等全面展開，并伴隨著一大批國家建設項目的啟動，國內(nèi)對無軸攪拌機的需求量越來越多。這為無軸攪拌行業(yè)提高了發(fā)展的進程。商品混凝土的大力推廣和工程建設施工的高效益化、高質量化、高效率化，從實際上推動了無軸攪質量，此外，攪拌設備的使用性能和研發(fā)方面得到迅速提高和發(fā)展。同時，從市場需求看，隨著高速公路建設的普及和高速鐵路建設的啟動，施工質量被用戶要求的越來越高，一些傳統(tǒng)攪拌設備已無法滿足越來越高的施工要求。1.5.2 課 題 研 究 意 義本課題通過理論分析，針對無軸攪拌機主要參數(shù)進行理論分析；確定攪拌機主要參數(shù)，完成課題研究內(nèi)容，為無軸攪拌機的設計提供參考。重點需要解決的問題是攪拌機中螺旋葉片的設計。利用 SOLIDWORK 完成各部分設計，并在此基礎上完成二維工程圖的設計。要求圖樣繪制及標識符合國家標準。圖面布局和比例合理、圖線清晰、表達正確。通過這次畢業(yè)設計，希望對自己未來的事業(yè)和工作有所幫助，并提高自己各方面的能力，為以后的發(fā)展打下堅實的基礎。由于本人水平有限，經(jīng)驗不足，設計過程當中存在許多不足之處，希望各位老師給予指教，一定虛心改正以期有更大的提高，在此致謝！132 傳動方案及電動機的選擇2.1 傳動方案的選擇機器通常是由原電機，傳動系統(tǒng)和工作機三部分所組成。傳動系統(tǒng)是將原動機的運動和 動力進行傳遞與分配的作用，可見，傳動系統(tǒng)是機器的重要組成部分。傳動系統(tǒng)的質量與成本在整臺機器中占有很大比重。因此，在機器中傳動系統(tǒng)設計的好壞，對整部機器的性能、成本以及整體尺寸的影響都是很大的。所以合理地設計傳動系統(tǒng)是機械設計工作地一重要組成部分。合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，其次是滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經(jīng)濟性好等要求。很顯然，要同時滿足這些要求肯定比較困難的，因此，要通過分析和比較多種傳動方案，選擇其中最能滿足眾多要求的合理傳動方案，作為最終確定的傳動方案。圖 2.1 傳動方案圖方案（b） 方案（ c）方案（a）14為此，我們設計了如下三種傳動方案，分別如圖 2.1 所示。下面進行分析和比較：在圖 2.1 方案（a ）中采用兩級圓錐 —圓柱齒輪減速器，這種方案結構尺寸小、傳動效率高，適合于較差環(huán)境下長期工作；方案（b）采用 V 帶輪傳動和一級閉式齒輪傳動，這種方案外廓尺寸較大，有減震和過載保護作用，V 帶傳動部適合惡劣的工作環(huán)境；方案（c）采用一級閉式齒輪傳動和一級開式齒輪傳動，成本較低，但使用壽命較短，也不適合于較差的工作環(huán)境。以上三種方案雖然都能滿足攪拌機傳動系統(tǒng)的要求，但結構尺寸，性能指標，經(jīng)濟性能等方面均有較大差異。結合攪拌機的各種性能要求及工作環(huán)境，最后確認（b）方案為最終方案。2.2 電動機選擇Y 系列三相交流異步電動機由于其有結構簡單、價格低廉、維護方便等優(yōu)點，故其應用最廣，本傳動方案的點擊也選用 Y 系列電動機。電動機的功率選擇是否合適，對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響，電動機功率的確定組要與其載荷大小、工作時間長短、發(fā)熱多少有關，對于長期連續(xù)工作，載荷較穩(wěn)定的機械，根據(jù)電動機所需的功率 Pd 來選擇，而不必校驗電動機的發(fā)熱和啟動力矩。選擇時應使電動機的額定功率稍大于電動機所需功率。由廠方提供的數(shù)據(jù)和查閱相關手冊，選擇電動機為 Y200L-8 攪拌軸轉速 50r/minY200L-8 型電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應總傳動比如下表 2.1：表 2.1 電機技術參數(shù)電動機型號 額定功率（kw）同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比Y200L-8 15 750 730 14.6Y200L-8 型電動機：中心高：H=200mm軸伸出部分用于裝帶輪軸段的直徑和長度為：D=55mm E=110mm鍵槽尺寸: 寬度 F=16mm：深度 l=6mm153 傳動比的計算與分配3.1 計算總傳動比根據(jù)電動機的滿載轉速 和工作機所需轉速 ，按下式計算機械傳動系統(tǒng)的總傳動mnwn比 ：i6.145073?wmi（3.1）另一方面：由機械設計課程可知，機械傳動系統(tǒng)的總傳動系統(tǒng)的總傳動比 應等于各i級傳動比的連乘積 即：ni???21（3.2）3.2 傳動比的分配在設計多級傳動的傳動系統(tǒng)時，分配傳動比是設計中的一個重要問題。傳動比分配得不合理，會造成結構尺寸大，相互不協(xié)調，成本高，制造和安裝不方便等。為此，根據(jù)機械手冊中的推薦值，選取帶傳動的傳動比 ， 故錐齒輪傳動的傳動比： 14.5i?213.i?（3.3）16174 傳動運動參數(shù)的計算從電機到工作軸間共有一幅帶輪，兩根軸，分別為軸 ，軸 。II4.1 各級轉速令小帶輪的轉速為 ，軸 的轉速為 ，軸 的轉速為 。InInIn0mIi?（4.1） 式中： ——電機的滿載轉速（r/min）mn——電機軸至小帶輪的傳動比 =10i 0i?in/73I?min/2.165.41rinI i/9.0.32iII ?4.2 各級的輸入功率令小帶輪的輸入功率為 ，軸 的輸入功率為 ，軸 的輸入功率為IPIPIP01Id???（4.2） 式中： ——電動機實際輸出功率dP——電動機軸與小帶輪間的傳動效率。 =101?01?kwpdI5??——V 帶傳動效率 =0.9502?I 02=15 0.95=14.25kwIP03???IIp（4.3）其中： 2103???式中： ——滾動軸承傳遞效率 =0.981?——錐齒輪傳動的效率 =0.97 （7 級精度）2 2185.1397.0825.14??????IIp4.3 各級轉矩01IdTi?（4.4）式中： ——電動機軸的輸出轉矩：dT 595096.237ddmPTn???23.1623.16I同理可得： mNiI ?8.40?iTII ???.5032195 V 帶輪傳動的設計計算5.1 設計準則帶傳動的主要失效形式為打滑和疲勞破壞。因此，帶輪傳動的設計準則為：在保證帶輪傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。5.2 原始數(shù)據(jù)及設計內(nèi)容5.2.1 原始數(shù)據(jù)：傳遞的功率 P=15kw，轉速： 1730/minnr?216./minr?5.2.2 設計內(nèi)容：確定帶的截型、長度、根數(shù)、傳動中心距、帶輪基準直徑及結構尺寸等。5.3 設計步驟和方法5.3.1 確定計算功率 caP計算功率 是根據(jù)傳遞的功率 P，并考慮到載荷性質和每天運轉時間長短等因素的ca影響而確定的，即：（5.1）KAca??式中： ——計算功率，單位為 kwcaPP——傳遞的額定功率，單位為 kw——工作情況系數(shù)AK由《新編機械設計手冊》（以下簡稱《手冊》）表 7-30 查得 =1.1AK5.16????PKAca5.3.2 選擇帶型根據(jù) 和小帶輪轉速 ，由《手冊》圖 7-4，選擇帶型為：普通 V 帶 B 型。caP1n5.3.3 確定帶輪的基準直徑 和d2201）初選小帶輪的基準直徑 1d根據(jù) V 帶截型，參考《手冊》表 7-28，表 7-22 選取 。為了提高 V 帶的壽1mind?命，宜選取較大的直徑，取： d401?2）驗算帶輪的速度根據(jù)公式： 來計算帶的速度，并應使 ，對于普?????????1060212211ndvp? maxv?通 V 帶輪 sm/3~5max經(jīng)計算得， ，故 選取合適。v/2a?1d3）計算從動輪的基準直徑 27.6235.4)0.(4)(112 ??????nd? ）（ 01.??（5.2）并按 V 帶輪的基準直徑系列表 7-22，取 md6325.3.4 確定中心距和帶輪的基準長度 L由于中心距未給出，所以根據(jù)傳動的結構需要初定中心距 ，?。?a)(27.02121 dd?????）（（5.3）計算得： ma545390?根據(jù)結構要求取 ma60?根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需要的帶輪的基準長度 maddaLd 94.2508647021.3604)()(2` 020 1221 ??????????（5.4） 21根據(jù) ，由 《手冊》表 7-18，查取dL， mLd250?由于 V 帶傳動的中心距一般式可以調整的，故可采用下式作近似計算，取實際中心距a:mLad53.92`0????（5.5）考慮到安裝調整和補償預緊力（如帶的伸長而松弛后的張緊）的需要，中心距的變動范圍為：Lad03.5801.min????（5.6）md.63.ax?（5.7）5.3.5 驗算主動輪上的包角 1?根據(jù)對包角的要求，應保證：???127.35.7a-80121 ?????d（5.8）所以： 符合要求。1?5.3.6 單根 V 帶傳遞的額定功率根據(jù)帶型、 和 ，查《手冊》表 7-38 得：1dn?????62.013Pkw5.3.7 確定帶的根數(shù) Z11)(KPZac???（5.9）式中：——考慮包角不同德影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)，查表 7—27 得：aK 87.0?a——考慮帶的長度不同時的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)，查表 7—31 得：l 1l——單根 V 帶的基本額定功率。1P——計入傳動比的影響時，單根 V 帶額定功率的增量。? 6.41.870)62.13(5????Z查表圓整取 Z=5。225.3.8 確定帶的預緊力 0F根據(jù)公式： 2)15.(0mvKvzPac????（5.10）其中：m——V 帶單位長度質量，查表 7-33 得：m=0.17?NF69.5820p 5.37sin1????P.max236 V 帶輪設計6.1 V 帶輪的設計內(nèi)容 根據(jù)帶輪的基準直徑和帶輪轉速等已知條件，確定帶輪的材料、結構形式、輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關技術要求。6.2 設計要求設計 V 帶輪時應滿足的要求有：質量小，結構工藝性好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡，輪槽工作面邀精細加工，以減少帶的摩損，各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，一使載荷分布較為均勻等。6.3 帶輪材料的選擇及結構形式6.3.1 材料的選擇選取大小帶輪的材料都為為 HT200。6.3.2 結構形式24V 帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為 （d 為安裝帶輪的軸a5.2?的直徑）時，可采用實心式；當 時，可采用腹板式；當 ，同時mda30?ma30時，可采用孔板式；當 時，可采用輪輻式。mdD10??所以，本傳動方案中的大帶輪選用輪輻式，小帶輪采用實心式進行制造。具體結構尺寸詳見零件圖。6.4 V 帶輪的輪槽根據(jù)所選的帶型為普通 V 帶 B 型槽，輪槽的結構圖如圖 6.1 所示。其具體的參數(shù)如表 6.1 所示：表 6.1 V 帶輪的各種參數(shù)基準寬度（節(jié)寬） db14基準線上槽深 minah3.5基準線下槽深 if 10.8槽間距 e 4.019?第一槽對稱面至端面的距離 f 2-5?帶輪寬 B B=（z-1 ）e+2f=101mm帶輪外徑 admhdaa14721??小 mhdaa6372??大圖 6.1 輪槽結構尺寸圖25帶輪節(jié)圓直徑 d140 630中心距 a859.9mm帶的根數(shù) z 5角度 ??386.5 V 帶輪傳動的張緊V 帶傳動運轉一段時間以后，會因為帶的塑性變形和磨損而松弛。為了保證帶傳動正常工作，應定期檢查帶的松弛程度，采用相應的補救措施。本帶輪的張緊裝置采用定期張緊，即：采用定期改變中心距地方法來調節(jié)帶的初拉力，使帶重新張緊。7 錐齒輪傳動的設計計算7.1 選定精度等級，材料及齒數(shù)7.1.1 齒輪精度等級的選擇由于其負責將動力輸入，并采用封閉式潤滑，故可選用 7 級精度。7.1.2 材料選擇選擇鑄鋼或鑄鐵等材料；家用及辦公用機械的功率很小，但要求傳動平穩(wěn)、低噪音或無噪聲，以及能在少潤滑或無潤滑狀態(tài)下正常工作，因此常選用工程朔料作為齒輪材料?？傊ぷ鳁l件的要求是選擇齒輪材料時首先應考慮的因素。另外也應考慮齒輪尺寸的大小、毛胚成形方法及熱處理和制造工藝等其他常用原則。 經(jīng)分析對比，最終選小齒輪材料為 20 Cr，小齒輪調質后表面淬火處理 55HRC，大齒輪選用 45 剛，表面淬火處理 45HRC。7.1.3 齒數(shù)選擇26選用小錐齒輪齒數(shù)為 ，故大錐齒輪齒數(shù)201?Z 6420.312????Zi7.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行計算，即：??3 2121 )5.0()(9. ???????RHEt KTzd（7.1）7.2.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) 3.1?K2）計算小齒輪傳遞的轉矩： mNTI??8.33）選齒寬系數(shù) ：R?3.04）《機械設計》書表 10-6 查取材料的彈性影響系數(shù)： 218.9MPZE?5）由《機械設計》書中圖 10-21 按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度 aH150lim?大齒輪的接觸疲勞強度 2li?6）由書《機械設計》中式 hnjN6（7.2）計算應力循環(huán)次數(shù)，其中，使用壽命為 10Y，一天工作 12 小時，一年按工作 300 天，檢修期為 3 年。81105.360??hIjln2N7)由書《機械設計》中圖 10-19 查得：21HNK8）計算許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，有公式??SKNlim???（7.3）??MPaSKHN150lim1H???2li2??277.2.2 計算1）計算小齒輪 代入 中較小的值td1??H?mKTzRREt 14.2)5.01()(92.3 22???????2）計算 ：圓 周VsndVIt /95.016??（7.4）3）計算齒寬：b64.31.2.01????tRdb?（7.5）4）計算 b/h模數(shù)： 67.524./1??zdmtt（7.6）齒高： .25.th（7.7）67./?b（7.8）5）計算 K：根據(jù) V=0.95m/s、七級精度，查《機械設計 》書中圖 10-8 得，動載荷系數(shù) ；9.0?vK同樣在表 10-3 查得： ；由表 10-2 查得 。齒向載荷分布系數(shù)：1??FH 25.1?AK由表 10-9 查得： beHF????5.1.beH?故得： 87.K故得出： 109.2????VAK（7.9）6)校正分度圓直徑，公式 ： mKdtt 7.1331??（7.10）7）計算模數(shù)： 59.620/7.3/1?zdm（7.11）287.3 按齒根彎曲強度設計設計公式為：??3 212)5.0(4FsaRYzKTm????????（7.12）7.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（以下圖表均由《機械設計》書中查得）1）由圖 10-20 查得：小齒輪 MPa7201FE??大齒輪 62）由圖 10-18 查得： 9.21FNK3）計算許用應力：??64870.11 ???SE?59.22FN4）計算 K：10.????HVAK5）查取 ：FaY由表 10-5 查得： 8.21Fa28.FaY6）查取應力校正系數(shù)：由表 10-5 查得： 5.1?Sa73.12?Sa7）計算大小齒輪的 ??F????MPa0698.1?FSaY734.2????75.31)5.01(3 212??????FsaRYzKTm???（7.12）顯然大齒輪數(shù)值大。小齒輪齒數(shù)計算：292975.3/1/1 ??mdz（7.13）大齒輪齒數(shù)： 92.312???z?經(jīng)上述設計，即滿足了接觸疲勞強度，同時也符合齒根疲勞強度并做到結構經(jīng)湊，避免浪費。7.4 幾何尺寸計算7.4.1 計算分度圓直徑10975.8.3291????mzd（7.14） 457.2?z7.4.2 錐距m72.182.31091 ???????dR（7.15）7.4.3 計算齒輪寬度Rb572.183.0?（7.15）7.4.4 錐齒輪的結構設計經(jīng)計算、分析對比，小錐齒輪設計為齒輪軸形式，大錐齒輪設計為腹板式。參數(shù)： m=3.75 i=3.2129z?z