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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
第1章 緒論 3
1.1選題背景及意義 3
1.2國內外研究狀況 3
1.3研究方法 4
第2章 機械傳動裝置的總體設計 6
2.1 總體方案 6
2.2 電動機的選擇 7
2.3 分配各級傳動比 7
2.3.1 自轉部分 7
2.3.2 計算自轉部分傳動裝置的運動和動力參數 8
2.3.3 公轉部分 9
2.3.4 計算公轉部分傳動裝置的運動和動力參數 9
2.4 本章小結 10
第3章 機械傳動件的設計 11
3.1 帶輪的設計和校核 11
3.2 齒輪的設計和強度校核 13
3.2.1 自轉部分高速級齒輪傳動的設計計算 13
3.2.2 齒輪的校核 16
3.2.3 自轉部分低速級齒輪傳動的設計計算 17
3.2.4 齒輪的校核 21
3.2.5 公轉部分直齒輪設計與計算 21
3.2.6 齒輪的校核 24
3.3 公轉部分蝸桿傳動設計與計算 25
3.3.1 蝸桿的校核 26
3.4 軸的設計和校核 27
3.4.1 軸的結構設計 27
3.4.2 軸的最小直徑估算 27
3.4.3 各軸段直徑和長度的確定 29
3.4.4 軸承的選擇 31
3.4.5 鍵的選擇 31
3.4.6 軸的受力分析和剛度校核 31
3.4.7. 軸承壽命核算 33
3.4.8. 鍵校核 34
3.4.9轉臂的校核 34
3.5 本章小結 35
第4章 尺寸公差與配合的選用 36
4.1 配合制的選擇 36
4.2 公差等級的選擇 36
4.3 配合的選擇 36
4.4 本章小結 37
第5章 箱體的設計 38
5.1 零件的位置尺寸 38
5.2 軸承端蓋 38
5.3 鑄鐵減速箱的結構尺寸 39
5.4本章小結 40
第6章 設計結果 41
6.1 各零件參數表 41
6.2 本章小結 43
結 論 44
參考文獻 45
第1章 緒 論
1.1 選題背景及意義
混合單元操作廣泛應用于化工、醫(yī)藥、食品、粉末冶金、涂料、電子、軍工、材料等領域及新材料技術領域，為保證固體粉末特別是對于有一定潮濕度和團聚粘結傾向的半干粉料之間的均勻混合，混合機械設備的選擇至關重要。隨著納米技術的發(fā)展,粉體混合更顯示出它的重要性。本次設計的行星運動螺旋式混合機，它的容器呈圓錐形，有利于粉料下滑。容器內螺旋攪拌器軸平行于容器壁母線，上端通過轉臂與螺旋驅動軸連接。當驅動軸轉動時，攪拌除自轉外，還被轉臂帶著公轉，這樣就使被混合物料既能產生垂直方向的流動，又能產生水平方向的位移，而且攪拌器還能消除靠近容器內壁附近的滯留層。因此這種混合機的混合速度快、混合效果好。很有研究的意義。
1.2 國內外研究狀況
國產優(yōu)質混合機基本上以采用上世紀80年代由合肥輕機（合肥中辰前身）引進的日本三菱技術為主，但這一技術在大產量和自動化控制上已經顯出不足[1]。隨著飲料工業(yè)的持續(xù)、健康發(fā)展，國內企業(yè)對高端設備的需求也在不斷增加，且一直依賴進口。 為了改變這一局面，我國憑借多年研究、制作混合機的經驗，組織技術力量在廣泛學習國外最新技術的基礎上，從1990年至今，混合機從無到有,并逐漸形成規(guī)模生產，已廣泛應用于生產實踐中并且已有少量出口[2]。螺旋錐形混合機是我國設計制造的固體粉?；旌系男聶C種，經過數十年發(fā)展，已形成系列產品[3]。隨著應用范圍的擴大，1995年蘭化公司化工機械廠借蘭化合成橡膠廠ABS裝置改擴建之際，自行開發(fā)、研制出具有目前先進技術水平的LHSY-11.5N雙螺旋錐形混合機。1997年初，該機正式投入使用。截止目前，該混合機運轉正常、性能穩(wěn)定，整機各項指標均達到設計要求。我國混合機正向著更好更接近世界在發(fā)展[3]。
間歇、連續(xù)進料混合機械以及單螺桿和雙螺桿擠出器是十九世紀末發(fā)展起來的混合器，主要用于食品工業(yè)和潤滑油的抽提，隨著橡膠工業(yè)和汽車輪胎工業(yè)的發(fā)展，二十世紀初逐漸發(fā)展起密封系統(tǒng)的擠出機，錯流雙螺桿混合器也隨之產生，直到1980年對于間歇和連續(xù)混合器的機理研究才逐漸發(fā)展起來。工程師們面對許多問題，如具有分離功能回旋軸混合器、含有絞合回旋桿分離器等的設計。眾多的連續(xù)式混合器的設計越來越復雜，這些系統(tǒng)可以實現單螺旋擠出、錯流雙螺旋桿擠出的效能，并且可以混合非常多的物種，這些混合器各有特點和優(yōu)缺點，適用于不同的場合[4]。
德國 Respecta 公司推出的 Vacu Cast 多組件混合機可進行低壓排空且混合均勻，可將準確測量的混合物從一混合噴嘴噴射到模腔里，還可以直接將混合物注射到模腔內，該機與其他混合機相比其優(yōu)點是，混合固體和液體物質以及排空工序均在單一組件內進行。Vacu Cast 混合機生產的混合物、填充劑和粘合劑的表面濕潤度極佳特別是對粉狀顆粒不但能提高成品的拉伸力而且能提高抗腐蝕性[4]。
在美國靜止型混合機已經成為現在的主流。該機結果簡單、無死角很適合食品加工，它再現性良好、可準確的實現均勻混合，而且省維修費用、省能源、省空間機體具有豐富的多樣性[4]。
混合機的專業(yè)廠家關東混合機工業(yè)公司，開始出售一種升降型立式混合機，該機大大改善了作業(yè)條件，符合衛(wèi)生、安全標準。KTM-200處于上升位置時的全高是2,1 SOmm,運行時1. 500mm，寬為1.230mm，全長1.700mmo攪拌用電機容量是7.SKW，升降用1.SkW、采用4級調速，各種轉速均在30~300rpm內設定，機體為不銹鋼，易于沖洗，為防灰塵，制成密封型，改善了安全、衛(wèi)生、作業(yè)環(huán)境。當然，成本有所提高，該公司正在努力降低成本，抑制價格上升[5]。
另外，該公司還開始經營使用冷卻介質、在攪拌物料過程進行冷卻的世界第一臺“強制冷卻螺旋混合機”。至今冷卻是通過噴射冷風式CO:進行的，該機通過冷卻介質的流動，達到所希望的溢度，它還帶有表示物料溫度的溫度顯示裝置。包括全部規(guī)格的混合機、與攪拌容器、升降裝置等結合可實現自動化[3]。
粉研公司正在經營一種連續(xù)式噴射混合機。該機與供料器結合，在數秒內可進行粉狀物料的連續(xù)加沮、混煉、溶解、乳化，稱其為連續(xù)噴射混合裝置。該連續(xù)噴射混合裝置，采用了獨特的專利結構，使氣液粉三相物料通過噴射混合，比率、混合精度高，品質均勻一致，依靠物料的通過使其自潔，因在密閉環(huán)境中作業(yè)，無粉塵，無噪音。與卜機連動容易實現無人化，可大幅度地提高品質，降低成本[5]。
連續(xù)式噴射混合裝置，采用獨特的連續(xù)加沮方式，實現了超過手排面的味道，在食品制造過程中，加濕、混煉、溶解是必要的過程，面團等的制作左右著產品的質量、成本。面團制作的秘訣，首要的是優(yōu)質的水，在不需施加力的數秒內，使一粒粒均勻濕潤，使其釋放出天然的芳香，這樣即可作出超過手辮面的面。正確計量，均勻混是對所有坯料的要求，該機最先實現了這一理想[4]。
1.3 研究方法
本次設計主要工作內容如下：
1、 進行設計計劃
在設計前進行相關知識的系統(tǒng)學習。
2、 準備設計
由于缺乏經驗和水平欠缺所以在設計以前找出要學習的相關知識從方法到具體技術參考資料依次為設計手冊、規(guī)范、專題借鑒及以前的工程。
3、 設計計算
（1）擬訂總體設計方案。
（2）關于設計參數的選擇
設計參數的選擇原則以安全為目的。
參考其它工程在其條件下選擇的原則。
（3）關于計算公式的選擇
計算公式必須符合規(guī)范的要求。
在多種公式中選擇更安全、更合理的公式。
（4）公式計算
計算的步驟可以參照以往的計算書或者其它資料。
計算的每一步結果都要確保正確計算，減少返工時間。
（5）自校
自校的原則是等同于重新再做一遍。
4、 制圖
按照機械制圖標準準確繪圖。
5、 編寫設計說明書。
最后基本達到設計要求。
第2章 機械傳動裝置的總體設計
2.1 總體方案
傳動方案要滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率、使用維護便利、工藝和經濟性好等要求。
經過分析與比較,決定采用如圖2.1的運動方式：
（a） （b）
1-主軸 2、3-圓柱齒輪 4-蝸桿 5-蝸輪 6-轉臂 7-轉臂體
8、9、11、12、13、14-圓錐齒輪 10-轉臂軸 15-攪拌器
圖2.1 行星運動螺旋式混合機
電動機通過V帶帶動輪將動力輸入水平傳遞軸，使軸轉動，再由此分成兩路傳動，一路經1對圓柱齒輪2、3，一對蝸輪蝸桿4、5減速，帶動與蝸輪連成一體的轉臂6旋轉，裝在轉臂上的螺旋攪拌器15隨著沿容器內壁公轉。另一路是經過三對圓錐齒輪8、9、11、12、13、14變換兩次方向及減速，使螺旋攪拌器繞本身的軸自轉。這樣就實現了螺旋攪拌的行星運動。整個機構的運動路線如下：
齒輪2/齒輪3→蝸桿4/蝸輪5→轉臂6→螺旋攪拌器公轉
軸1→
圓錐齒輪8/圓錐齒輪9→圓錐齒輪11/圓錐齒輪12→圓錐齒輪13/圓錐
齒輪14→螺旋攪拌器自轉
2.2 電動機的選擇
電動機的容量（功率）選得是否合適，對電動機的工作和經濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作裝置的正常工作，或電動機因長期過載而過早損壞；容量過大則電動機的價格高，能量不能充分利用，且因經常不在滿載下運動，其效率和功率因數都較低，造成浪費。
取工作機的有效功率為
Pw=5.5kW
從電動機到工作機之間的總效率
==0.808
為V帶的效率；為軸承的效率；為齒輪的效率
==6.8 kW
由此選擇Y132－2型Y系列鼠籠三相異步電動機。 =7.5 kW。其主要技術數據、外形和安裝尺寸見表2.1
表2.1 電動機主要技術數據、外形和安裝尺寸表
型號
額定功率/ kW
滿載轉速r/min
最大轉矩（額定轉矩）
Y132-2
7.5
2930
2.2
外形尺寸/ mm×mm×mm
L×(AB/2+AD)+HD
中心高/mm
H
安裝尺寸/mm
A×B
軸伸尺寸/ mm×mm×mm
D×E
475×350×315
132
216×140
38×80
2.3 分配各級傳動比
2.3.1 自轉部分
電動機選定后，根據電動機的滿載轉速n m及工作軸的轉速n w即可確定傳動裝置的總傳動比
i=n m /n w
=2930/70
=41.8
具體分配傳動比時，應注意以下幾點：
（1）各級傳動的傳動比最好在推薦范圍內選取，對減速傳動盡可能不超過允許的最大值。
（2）應注意使傳動級數少﹑傳動機構數少﹑傳動系統(tǒng)簡單，以提高和減少精度的降低。
（3）應使各級傳動的結構尺寸協(xié)調﹑勻稱利于安裝，絕不能造成互相干涉。
（4）應使傳動裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。
為了使主軸箱結構緊湊，齒輪傳動的外輪廓尺寸不宜過大，因而取傳動比i帶 =3則
i減 = i/i帶
=41.8/3
=13.95
按展開式布置，取i1齒 =1.4i2齒
計算得
齒=4.42
齒=3.16
2.3.2 計算自轉部分傳動裝置的運動和動力參數
I軸
= /min
P1 = Po·η帶= 7.50.96 = 7.2 kW
T1 = N·m
II軸
由公式（2.4） n2= /min
由公式（2.5） P2 =·η軸承 ·η齒輪= 7.2×0.97×0.98 = 6.84 kW
由公式（2.6） T2 = N·m
Ⅲ軸
n3=n2=221r/min
由公式（2.5） P3= P2·η軸承·η齒輪=16.84×0.97×0.98=6.5 kW
由公式（2.6） T3==280.97N·m
Ⅳ軸
由公式（2.4） n4=/min
由公式（2.5） P4 = P3·η軸承 ·η軸承 ·η齒輪= 18.46×0.97×0.98 = 6.2 kW
由公式（2.6） T4 = N·m
2.3.3 公轉部分
根據I軸轉速n 1及公轉軸的轉速n 6即可確定傳動裝置的總傳動比
i=n 1 /n 6
=976.7/3
=325.57
=325.57
單級圓柱齒輪傳動比8 取i=5.3
單級蝸桿傳動比=10-80
所以
==325.575.3=61.4
計算得
=5.3
=61.4
2.3.4 計算公轉部分傳動裝置的運動和動力參數
I軸
n1 = /min
P1 =7.2 kW
T1 = 70.4N·m
蝸桿軸
由公式（2.4） n蝸= /min
由公式（2.5） P蝸 =·η軸承 ·η齒輪= 7.2×0.97×0.98 = 6.84 Kw
由公式（2.6） = N·m
公轉軸
由公式（2.4） ==3r/min
由公式（2.5） = ·η軸承·η蝸桿=6.84×0.72×0.98=4.83 kW
由公式（2.6） ==15375.5N·m
2.4 本章小結
分析并擬定了混合機傳動裝置的運動過程，根據設計要求計算并選擇了電動機的類型與型號，合理的分配了各級傳動比，通過計算得出了公轉部分和自轉部分各傳動軸的傳遞扭矩、功率和轉速。
第3章 機械傳動件的設計
3.1 帶輪的設計和校核
1、 選擇V帶的型號
取工作系數Ka=1.3
Pca=KaP=1.3×7.2=9.36 kW
查參考文獻[6]得按Pca=9.36 kW，=2920r/min
選B型V帶
2、 確定帶輪的直徑
選取小帶輪的直徑=132mm
驗算帶速
V=
=
=20.25m/s
為小帶輪直徑 為電動機轉速
V在5～25m/s內，合適。
dd2 =i(1-)dd1 =3×(1-0.001)=392.4mm
為帶的滑動率，通常取（1%-2%）
dd2=375mm
3、 確定中心距a和帶長Ld0
初選中心距a0
0.7(dd1+dd2)≤a0 ≤2(dd1+dd2)
a0 =700mm
求D帶輪的計算長度L0
L0=2a+
=2217.5mm
取L0=2240mm
4、 計算中心距a
a=
=
=689mm
5、 確定中心距的調整范圍
=a+0.03ld
=689+0.03×2217.5
=755mm
=a-0.015 ld
=700-0.015×2217.5
=667mm
6、 驗算小帶輪的包角α1
α1=180°- (dd2 -dd1 )×57.3°/a
=160.4°﹥120°
符合要求
7、 確定V帶的根數Z
dd1=132mm 帶速V=20.25m/s 傳動比i=3 查表得
P0=3.83kW 功率增量=1.04kW
=4.63 符合
取Z=5
8、 計算V帶的初拉力
Q=0.10㎏/m
=
=2232.71N
=2×5×232.71×
=2293.1N
Fmax=1.5Fq=3439.65N
9、 帶輪采用孔板式結構
3.2 齒輪的設計和強度校核
3.2.1 自轉部分高速級齒輪傳動的設計計算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經參考文獻[9]查得
MPa
=900MPa
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級精度，齒跟噴丸強化。
2、 初步設計齒輪傳動的主要尺寸
因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。
(1) 計算小齒輪傳遞的扭矩
==0.704Nmm
(2) 確定齒數
因為是硬齒面，故取=20，==204.41=88
傳動比誤差
i==4.4
=0.3%5% 允許。
(3) 初選齒寬系數
=b/R 設計時通常取= 又取
b為錐齒輪工作寬度
R為錐距
(4) 確定分錐角
小齒輪分錐角
==12.93
大齒輪分錐角
=90=77.07
(5) 載荷系數
試選載荷系數=1.44
(6) 齒形系數和應力修正系數
當量齒數
=17.5
=335
查參考文獻[9]得
=2.97 =1.52
=2.06 =1.97
(7) 許用彎曲應力
安全系數=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
則小齒輪應力循環(huán)次數
===8.439
則大齒輪應力循環(huán)次數
==1.194
查參考文獻[9]得 壽命系數
許用彎曲應力
MPa
所以
==505.625MPa
==517.5MPa
(8) 計算模數
式中：
載荷系數K=1.44 齒數比u=4.41
扭矩=1.998N 齒形系數=2.97
齒寬系數=1/3 應力修正系數=1.52
查參考文獻[9]得，圓整標準模數取m=4.5。
(9) 初算主要尺寸
初算中心距
a===205mm
分度圓直徑
=4.520=90mm
=4.588=391mm
齒寬
(取整)
=203
=65mm
==0.32
(10) 驗算載荷系數K
圓周速度
=3.48m/s
查參考文獻[9]得 動載系數=1.25
=0.32 65mm
查參考文獻[9]得 =1.074
又b/h==6.57
查參考文獻[9]得 齒向載荷分布系數1.095
使用系數 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻[9]得=1.25。
齒間載荷分布系數1.0
載荷系數
則
引用公式（3.17）m
=4.0
所以滿足齒跟彎曲疲勞強度。
3.2.2 齒輪的校核
設計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進行校核。校核大齒輪
=
由參考文獻[9]確定式中各系數：
節(jié)點區(qū)域系數=2.5 彈性系數=189.8
載荷系數K=1.44 轉矩=0.704N mm
齒寬系數=0.33 分度圓直徑=391mm
齒數比=4.41
計算得=538.5MPa
==15001.151.24=1391.1 MPa
<
所以齒輪完全達到要求。
3.2.3 自轉部分低速級齒輪傳動的設計計算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經參考文獻[9]查得
MPa
=900MPa
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級精度，齒跟噴丸強化。
2、 初步設計齒輪傳動的主要尺寸
因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。
(1) 計算小齒輪傳遞的扭矩
=8.43Nmm
(2) 確定齒數
因為是硬齒面，故取=17，==173.16=54
傳動比誤差 i==3.176
由公式（3.11）=0.5%5% 允許。
(3) 初選齒寬系數
=b/R 設計時通常取= 又取
b為錐齒輪工作寬度
R為錐距
(4) 確定分錐角
小齒輪分錐角
由公式（3.12） ==17.47
大齒輪分錐角
=70=52.53
(5) 載荷系數
試選載荷系數=1.4
(6) 齒形系數和應力修正系數
當量齒數
由公式（3.13） =17.82
=179.876
查參考文獻[9]得
=2.97 =1.52
=2.12 =1.97
(7) 許用彎曲應力
安全系數=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
則小齒輪應力循環(huán)次數
由公式（3.14） ===4.032
則大齒輪應力循環(huán)次數
由公式（3.15） ==1.28
查參考文獻[9]得 壽命系數
許用彎曲應力
MPa
所以
由公式（3.16） ==562.5MPa
==562.5MPa
(8) 計算模數
由公式（3.17）
式中：
載荷系數K=1.4 齒數比u=3.16
扭矩=2.393 齒形系數=2.97
齒寬系數=1/3 應力修正系數=1.52
查參考文獻[9]得 圓整標準模數 取m=6
(9) 初算主要尺寸
初算中心距
由公式（3.18） a===213mm
分度圓直徑
由公式（3.19） =617=102mm
=654=324mm
齒寬
(取整)
由公式（3.20） =169.83
=55mm
==0.333
(10) 驗算載荷系數K
圓周速度
由公式（3.21） =0.376m/s
查參考文獻[9]得 動載系數=1.02
=0.333 55mm
查參考文獻[9]得
=1.074
又b/h==9.5
查參考文獻[9]得 齒向載荷分布系數1.081
使用系數 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻[9]得=1.25。
齒間載荷分布系數1.0
載荷系數
由公式（3.22）
則
由公式（3.17） m
=5.41
所以滿足齒跟彎曲疲勞強度。
3.2.4 齒輪的校核
設計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進行校核。
大齒輪的數值大，取大齒輪校核。
大齒輪的彎曲強度
由公式（3.23） =
由參考文獻[9]確定式中各系數
節(jié)點區(qū)域系數=2.5 彈性系數=189.8
載荷系數K=1.4 轉矩=8.43N
齒寬系數=0.333 分度圓直徑=324mm
齒數比=3.16
計算得=435.5Mpa
==15001.131.24=1366.9 MPa
<
所以齒輪完全達到要求。
3.2.5 公轉部分直齒輪設計與計算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經參考文獻[10]圖
MPa
=900MPa
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級精度，齒跟噴丸強化。
2、 初步設計齒輪傳動的主要尺寸
因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。
(1) 計算小齒輪傳遞的扭矩
==0.704Nmm
(2) 確定齒數
因為是硬齒面，故取=20，==205.3=106。
傳動比誤差 i==5.29
由公式（3.11） =0.2%5% 允許。
(3) 初選齒寬系數
=0.9
(4) 載荷系數
試選載荷系數=1.3
(5) 齒形系數和應力修正系數
查參考文獻[10]得
=2.97 =1.52
=2.20 =1.78
(6) 許用彎曲應力
安全系數=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
則小齒輪應力循環(huán)次數
由公式（3.14） ===8.439
則大齒輪應力循環(huán)次數
==1.592
查參考文獻[10]得 壽命系數 SH=1.0
許用彎曲應力
MPa
所以
由公式（3.16） ==500.625MPa
==517.5MPa
(7) 計算模數
式中：
載荷系數K=1.3 扭矩=2.393
齒形系數=2.97 齒寬系數=0.9
應力修正系數=1.52 =20
查參考文獻[10]得 圓整標準模數 取m=3
(8) 初算主要尺寸
初算中心距
由公式（3.18） a===160.5mm
分度圓直徑
由公式（3.19） =320=60mm
=3106=318mm
齒寬
=0.960=54mm
(9) 驗算載荷系數K
圓周速度
由公式（3.21） =2.60m/s
查參考文獻[10]得 動載系數=1.17
=0.9 54mm
查參考文獻[10]得 =1.074
又b/h==8.5
查參考文獻[10]得 齒向載荷分布系數1.09
使用系數工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻[10]得=1.25。
齒間載荷分布系數1.0
載荷系數
由公式（3.22）
則
m
=2.68
所以滿足齒跟彎曲疲勞強度。
3.2.6 齒輪的校核
設計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進行校核。
大齒輪的數值大，取大齒輪校核。
大齒輪的彎曲強度
=
由參考文獻[10]確定式中各系數
節(jié)點區(qū)域系數=2.5 彈性系數=189.8
載荷系數K=1.3 圓周力=3330N
分度圓直徑=318mm 齒數比=5.3
齒寬b=54
計算得=260.5MPa
==15001.21.24=1451.7 MPa
<
所以齒輪完全達到要求。
3.3 公轉部分蝸桿傳動設計與計算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
考慮到傳遞的功率不大轉速較抵，選用ZA蝸桿。
蝸桿選用45鋼，芯部調質，表面滲碳淬火，硬度大于45HRC。
蝸輪選用ZCuZn10P1，金屬模鑄造。
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級精度。
2、 初步設計齒輪傳動的主要尺寸
因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。
(1) 計算小齒輪傳遞的扭矩
=1.53Nmm
(2) 確定齒數
因為是硬齒面，故取=1，
==161.5=62
(3) 載荷系數
查參考文獻[10]得 =1，
由于載荷平穩(wěn) 取=1，取=1.05。
K==10.5
(4) 確定彈性系數
=155
(5) 許用彎曲應力
安全系數=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
===2.59
==1.58220=347.3MPa
(6) 計算確定m和、q
9k（）
=561.5
查參考文獻[10]得 取m=4 =71 （=1136）
(7) 確定中心距
初算中心距
a==159.5mm
3.3.1 蝸桿的校核
設計的齒輪傳動在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個壽命期間不致失效，所以要對齒輪進行校核。
(1) 計算蝸桿的倒程角
==3.22
(2) 計算蝸桿當量齒數
==62.60
(3) 確定齒形系數
由已知條件 查參考文獻[10]得 =2.26
(4) 確定螺旋角系數
==0.9619
(5) 計算許用應力
查參考文獻[10]得 =56MPa
=0.8878
=49.72MPa
(6) 校核強度
==36.37MPa小于
齒跟彎曲強度合格。
3.4 軸的設計和校核
3.4.1 軸的結構設計
軸的結構設計就是要確定軸的合理外形和結構，以及包括各軸段長度、直徑及其他細小尺寸在內的全部結構尺寸。
軸的結構主要取決以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類型及位置；軸的加工工藝以及其他一些要求。由于影響因素很多，且其結構形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式，設計具有較大的靈活性和多樣性。但是，不論具體情況人如何，軸的結構一般應滿足以下幾個方面的要求：
（1）軸和軸上零件要有準確的工作位置。
（2）軸上零件應便于裝拆和調整。
（3）軸應具有良好的制造工藝性。
（4）軸的受力合理，有利于提高強度和剛度。
（5）節(jié)省材料，減輕重量。
（6）形狀及尺寸有利于減小應力集中。
3.4.2 軸的最小直徑估算
軸的結構設計時，一般已知裝配簡圖、軸的轉速、傳遞的功率及傳動零件的類型和尺寸等。
轉軸受彎扭組合作用，在軸的結構設計前，其長度、跨距、支反力及其作用點的位置等都未知，尚無法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無法按彎扭組合來確定轉軸上各段的直徑。為此應先按扭轉強度條件估算轉軸上僅受轉矩作徑。
d=A
式中：
A——計算常數，取決于軸的材料和受載情況。
當軸段上開有鍵槽時，應適當增大直徑以考慮鍵槽對軸的削弱：d>100mm時，單鍵槽增大3％，雙鍵槽增大7％；d100mm時，單鍵槽增大5％～7％，雙鍵槽增大10％～15％。最后對d進行圓整。
（1）高速軸材料選用45鋼，經調質處理硬度為217-255HBS。按扭矩強度計算，初步計算直徑查表A=110。
dA=30.3mm
由于軸開鍵槽會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=35mm 。
（2）軸Ⅱ材料選用45鋼，經調質處理硬度為217-255HBS。按扭矩強度計算，初步計算直徑查表A=110。
dA=48.9mm
由于軸開鍵槽會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=55mm 。
（3）軸Ⅲ材料選用45鋼，經調質處理硬度為217-255HBS。按扭矩強度計算，初步計算直徑查表A=110。
dA=48.1mm
由于軸開鍵槽會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=52mm 。
（4）軸Ⅳ材料選用45鋼，經調質處理硬度為217-255HBS。按扭矩強度計算，初步計算直徑查表A=110。
dA=68mm
由于軸開鍵槽會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm取=75mm。
3.4.3 各軸段直徑和長度的確定
1、 各軸段的直徑
階梯軸各軸段直徑的變化應遵循下列原則：
（1）配合性質不同的表面（包括配合表面與非配合表面），直徑應有所不同。
（2）加工精度、粗糙度不同的表面，一般直徑亦應有所不同。
（3）應便于軸上零件的裝拆。
通常從初步估算的軸段最小直徑d開始，考慮軸上配合零部件的標準尺寸、結構特點和定位、固定、裝拆、受力情況等對軸結構的要求，一次確定軸段的直徑。具體操作時還應注意以下幾個方面問題：
（1）與軸承配合的軸頸，其直徑必須符合滾動軸承內徑的標準系列。
（2）軸上螺紋部分必須符合螺紋標準。
（3）軸肩定位是軸上零件最方便可靠的定位方法。軸肩分定位軸肩和非定位軸肩，定位軸肩通常用于軸向力較大的場合。
（4）定位軸肩是為加工和裝配方便而設置的，其高度沒有嚴格的規(guī)定。與軸上傳動零件配合的軸頭直徑，應盡可能圓整成標準直徑尺寸系列。
（5）非配合的軸身直徑，可不取標準值，但一般應取成整數。
2、 各軸段的長度
各軸段的長度決定于軸上零件的寬度和零件固定的可靠性，設計時應注意以下幾點：
（1）軸頸的長度通常于軸承的寬度相同。
（2）軸頭的長度取決于與其相配合的傳動輪轂的寬度。
（3）軸身長度的確定應考慮軸上各零件之間的相互位置關系和拆裝工藝要求，各零件間的間距查參考文獻[10]。
軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ及蝸桿軸的布置方案與具體尺寸分別如圖所示
圖3.1 Ⅰ軸
圖3.2 Ⅱ軸
圖3.3 Ⅲ軸
圖3.4 Ⅳ軸
圖3.5 蝸桿軸
3.4.4 軸承的選擇
選擇滾動軸承的類型，一般從載荷的大小、方向和性質入手。在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，時用于載荷較大或有沖擊的場合。當承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸球軸承。
根據軸的應用場合可知，軸主要既受到的徑向力又受到軸向力。查詢常用滾動軸承的性能和特點，選擇角接觸球軸承。角接觸球軸承的性能特點：當量摩擦系數較小，高轉速時可用來承受較大的軸向負荷。
Ⅰ軸選擇7010AC Ⅱ軸選擇7011AC Ⅲ軸選擇7012AC
Ⅳ軸選擇7015AC 蝸桿軸選擇7010AC
3.4.5 鍵的選擇
Ⅰ軸選擇A型鍵，公稱尺寸為分別為10x90、12x40。
Ⅱ軸選擇鍵的公稱尺寸為分別為A18x60、C16x28。
Ⅲ軸選擇鍵的公稱尺寸為分別為C16x25、16x32。
Ⅳ軸選擇A型鍵，公稱尺寸為22x70。
蝸桿軸選擇A型鍵，公稱尺寸為16x36。
3.4.6 軸的受力分析和剛度校核
對Ⅳ軸來說所受轉矩最大所以對它進行校合。
1、做出軸的空間受力簡圖（圖3.6 a）
2、做出垂直面受力、彎矩圖（圖3.6 b）。
RV1=7107.7N , RV2=3551.8N。
3、做出水平面受力、彎矩圖(圖3.6 c)。
RH1=17511N, RH2=17511N。
4、求出合成彎矩，并畫出合成彎矩圖（圖3.6 d）。
m
5、做出扭矩圖（圖3.6 e）
T=2256.6N.m
6、求出當量彎矩Memax 取
m
7、校核軸的強度
查參考文獻[10]得
圖3.6 軸的載荷和彎矩分布圖
所以軸合格。
3.4.7. 軸承壽命核算
1、 初選軸承型號
由工作條件初選軸承7015AC，由參考文獻[8]查得該軸承的Cor=46500N，Cr=49500N。
2、 求Fr1,Fr2
由
得 Fr1= =11156N
Fr2= =7885N
3、 計算Fa
由參考文獻[10]得，軸承內部軸向力
S=0.68Fr
=0.68x Fr=7586N
=0.68x F=5361.8N
==7586N =-3516=4070N
4、 計算軸承當量動載荷P
（1）查參考文獻[10]得 e=0.68
（2） , 由參考文獻[10]查表，則=1， =0。
（3）求P1,P2
由參考文獻[10]，fp=1.2~1.8，取fp=1.2,所以
13387.2N
9462N
5、 計算軸承的基本額定壽命
（取=10000小時，P取大值）
=11905h>
所以，初選軸承7015AC符合要求，可以確定。
3.4.8. 鍵校核
齒輪傳遞的扭矩為2256Nm，對應的轉矩為2256Nm。直徑、鍵高及鍵長分別為：d1=75mm,h=14mm,b=22，l1=70mm根據鍵連接的擠壓強度公式，它的擠壓應力為
61.4MPa
=60~90MPa,故所選鍵均滿足強度條件。
3.4.9轉臂的校核
由于轉臂承受徑向力所以對轉臂校核彎曲應力進行校核和彎曲剛度進行校核。
彎曲應力的計算公式為
=
式中：
為彎矩 為極慣性矩 為距中心軸最遠的表面
確定式中各參數
9.5
=72.9kg
=729N
FL
=21900MPa
=85
=0.8
經計算得157.6MPa
有參考文獻[6]得=290MPa
< 所以合格。
彎曲剛度用軸的撓度w或偏轉角來度量，其計算公式為
w≤[w]
≤[]
查文獻[10]得軸的變形許用值 ，得[y]=0.0002L ，[]=0.005rad
≤[w]=0.0002L=0.066mm
[]=0.005 rad
所以強度剛度合格。
3.5 本章小結
本章著重說明了混合機傳動機構設計的主要內容。對V帶、帶輪、各級齒輪、蝸輪蝸桿、各傳動軸以及軸承的設計過程進行了詳細的說明。
第4章 尺寸公差與配合的選用
公差與配合的選擇是機械設計與制造中至關重要的一環(huán)。公差與配合的選用是否恰當，對機械的使用性能和制造成本都有很大的影響，有時甚至起決定性的作用。因此，公差和配合的選擇，實際上是尺寸的精度設計。
在設計工作中，公差和配合的選用主要包括配合制、公差等級和配合種類。
4.1 配合制的選擇
選用配合制時，應從零件的結構、工藝、經濟幾方面來綜合考慮，權衡利弊。
一般情況下，設計時應優(yōu)先采用基孔制配合。因為孔通常用定值刀具（如鉆頭、絞刀、拉刀等）加工，用極限量規(guī)檢查，所以采用基孔制配合可以減少孔公差帶的數量，大大減少用定值刀具和極限量規(guī)的規(guī)格和數量，顯然是經濟和合理的。
有些情況下應采用基軸制配合比較合理。例如：
（1）在農業(yè)機械、建筑機械等制造中，有時采用具有一定公差等級的冷拉鋼材，外徑不需要加工，可直接做軸。在此情況下，應選用基軸制配合。
（2）在同一基本尺寸的軸上需要裝配幾個具有不同配合性質的零件時，應選用基軸制配合。
（3）與標準件相配合的孔和軸，應以標準件為基準件來確定配合制。
切斷軸的軸徑由于與滾動軸承（標準件）的內圈相配合，應選用基孔制的配合，而和滾動軸承外圓配合的孔則應選用基軸制配合。
4.2 公差等級的選擇
選用公差等級時，要正確處理使用要求、制造工藝和成本之間的關系。因此，選用公差等級的基本原則：在滿足使用要求的前提下，盡量選用低等級的公差等級。選用公差等級時，還因考慮以下問題：
（1）相關件和配合件的精度。
（2）加工成本。
4.3 配合的選擇
選擇配合主要是為了解決結合零件孔與軸在工作時相互關系，以保證機器正常工作。
間隙配合主要用于結合件有相對運動的配合（包括旋轉運動和軸向滑動），也可用于一般的定位配合。
過盈配合主要用于結合件沒有相對運動的配合，過盈配合不能拆卸。