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S114型碾轮式混砂机的设计(混凝土)(机械CAD图纸)

来源：小奈知识网

S114型碾轮式混砂机的设计(混凝土)（机械CAD图纸）

本科毕业设计（论文）通过答辩

S114型碾轮式混砂机的设计(总装及传动机构设计)

摘要：课题来源于大丰市春城铸造机械厂。设计主要包括混砂机的传动部分，齿轮

传动的设计，轴的设计与校核，混砂机总体结构的设计分析与计算。其中S114型碾轮式混砂机减速机采用圆锥+二级渐开线圆柱齿轮软齿面减速方式，不仅满足了混砂机传动装置传动比大和承载能力高的要求，而且使减速机具有结构简单，成本低，易于制造，安装、调整要求低，运行维护方便，可靠性更强等特点。在混砂机设计中，还采取了以下措施，以保证其技术先进性和经济合理性:（1）采用矮刮板，加强对型砂的混合搅拌作用，并降低其功率消耗；（2）加大卸砂门面积，缩短卸砂时间；（3）采用辉绿岩铸石做底盘护板，增加其使用寿命，减少刮板磨损,改堆焊WC（碳化钨）为直接焊接硬质合金刀片,针对强度不足,在刮板反面焊上加强筋以增加其强度,经改进后,一副刮板可正常使用1年左右,刮砂干净,结砂很少,负荷波动小。因此,设计具有较好的应用前景和实用价值。

关键词：辗轮式混砂机；传动装置；密封；润滑；减速机

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The Design of the S114 Roller Sand Mixer (the Design of the

General Fitting and the Drive Gear)

Abstract: The subject stems from the machine-casting factory of Chuncheng of

Dafeng City. The design mainly includes the drive system of the sand mixer, the gear, the design and check of the axle, the analyzing and calculation of the general fitting. The S114 type sand-mixture machine uses a 2-stage spiral gear box which not only satisfies to machine transmission and the requirement of bearing capacity, but also makes deceleration facility simple, economical, contributes to manufacture, makes requirement of installation and adjustment low, and makes reliability strong. In the machine design, the following measures have been adopted in order to guarantee technology advancement and economy reliability. Welded WC (tungsten carbide) is adopted instead of direct welding blade of hard alloy According to strength. The scraper reverse sides of welds are enforced in order to increase its strength. After improvement, a pair of scraper may be used for one year in common. It is clean to scrape sand, with few knot sand and little load fluctuation. So, the design will have better prospect of application and practical value.

Keywords： wheel rolling type sand mixer；transmission；sealing device；

lubrication；Gearbox

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1 前言 ·································································································· 1 2 总体方案论证 ······················································································ 2 3 传动方案的论证 ··················································································· 3 3.1 方案一、带传动 ················································································ 3 3.1.1 带传动的主要优点 ·········································································· 3 3.1.2 带传动的缺点 ················································································ 3 3.2 方案二、齿轮传动 ············································································· 4 3.2.1 齿轮传动的主要优点 ······································································· 4 3.2.2 齿轮传动的主要缺点 ······································································· 4 3.3 方案三、蜗杆传动 ············································································· 4 3.3.1 蜗杆传动的主要优点 ······································································· 4 3.3.2 蜗杆传动主要缺点 ·········································································· 4 4 选用电动机 ························································································· 6 5 机械传动装置的总体设计 ······································································· 7 5.1 传动装置的运动简图 ·········································································· 7 5.2 传动装置总传动比 ············································································· 7 5.3 分配各级传动比 ················································································ 7 5.4 计算传动装置的运动参数和动力参数 ····················································· 8 5.4.1 各轴转数 ······················································································ 8 5.4.2 各轴功率 ······················································································ 8 5.4.3 各轴转矩 ······················································································ 8 5.5 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 ····································· 9 6 机械传动件的设计 ··············································································· 10 6.1 锥齿轮设计及计算项目 ······································································ 10 6.1.1 按接触疲劳强度设计计算 ································································ 10 6.1.2 有关参数修正 ··············································································· 11 6.1.3 弯曲疲劳强度校核计算 ··································································· 11 6.2 高速级直齿圆柱齿轮的设计 ································································ 15 6.2.1 选择齿轮材料 ··············································································· 15 6.2.2 按齿面接触疲劳强度计算 ································································ 15

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6.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度 ··································································· 16 6.3 低速级斜齿圆柱齿轮的设计 ································································ 18 6.3.1 齿轮材料的选择 ············································································ 18 6.3.2 确定公式中个参数值 ······································································ 18 6.3.3 设计计算 ····················································································· 19 6.3.4 校核齿面接触疲劳强度 ··································································· 19 6.3.5 校核计算 ····················································································· 20 6.3.6 计算齿轮传动几何尺寸 ··································································· 20 6.3.7 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图 ······················································· 21 7 轴的设计 ··························································································· 23 8 主要规格及技术参数 ············································································ 24 9主要结构及工作原理 ············································································· 25 9.1 机体 ······························································································ 25 9.1.1 机盘 ··························································································· 25 9.1.2 出砂门 ························································································ 25 9.2 传动机构 ························································································ 25 9.2.1 电动机 ························································································ 25 9.2.2 减速器 ························································································ 25 9.3 辗轮机构 ························································································ 25 9.3.1 混辗机构 ····················································································· 25 9.3.2 辗轮 ··························································································· 25 9.3.3 刮砂板 ························································································ 26 10 操作与使用 ······················································································· 27 11 结论 ································································································ 28 参考资料 ······························································································ 29 致谢 ······························································································ 30

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1 前言

混砂机是铸造车间手工或机械化造型线各类型(芯)砂混制的专用设备。亦可用于耐火材料、化工、玻璃、陶瓷等行业混合粉粒状物料。目前世界上各国都致力研究和生产各种类型的高效率混砂机。即满足以下三方面的要求：

a. 在混砂机盘径一定时，能增加每次加料量。

b. 在保证型砂质量的前提下，能缩短混砂周期，提高混砂机的生产率。 c. 每次加料量和生产率提高后，功率消耗应适当[1]。

我的课题来源于大丰市春城铸造机械厂。为保证铸造车间混制型砂及型砂、化工、轻工、建筑材料等行业中混制粉粒状物料的要求，设计混砂机的传动部分，要求达到如下目的：（1）综合运用机械和电器知识；（2）齿轮传动的设计；（3）轴的设计与校核；（4）混砂机总体结构的设计分析与计算。根据国内制造水平，混砂机减速机多采用圆锥+二级渐开线圆柱齿轮软齿面减速机，也有采用行星和摆线针轮行星减速机。目前，德国、美国、瑞士、日本等国家从S1110到S1130型混砂机减速机均采用圆锥+二级渐开线圆柱齿轮硬齿面减速机。这种减速机体积小，寿命长，可满足混砂机传动装置的要求，但存在以下问题：(1)结构复杂；(2)造价高；(3)难于制造，安装、调试要求高；(4)由于减速机为立式，圆柱齿轮为水平放置，难于润滑，必须配备润滑系统，因此，运行维护不便。辗轮式混砂机主要由辗压机构、刮板、传动装置、辅助装置等组成，其中传动装置是混砂机的心脏，是其重要部份之一。传动装置由电机、联轴器和减速机组成，电机一般采用Y系列四级电机。而设计减速机时，必须充分考虑混砂机的工作条件，如砂处理工部灰尘多，减速机一般安装在混砂机底盘下面，安装位置小，维修困难大等。减速机设计是否合理，制造和安装是否达到技术要求，对混砂机的使用效果关系极大。因此在设计时，除了满足传动比及承载能力等要求外，要全面地考虑制造、安装、使用和维修问题，力求做到技术上先进，经济上合理。

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2 总体方案论证

减速机作为混砂机的主要传动机构，其性能的好坏直接影响混砂机的效率、混砂质量及混砂机各项技术性能的发挥。

设计的参考方案有：

A．混砂机采用双辗轮。双碾轮混砂机具有辗压、搓擦和搅拌作用，型砂质量好；具有中等碾压力、中等圆周线速度；每只碾轮的重量是一次加料量的0.4～0.8倍．宽碾轮，增加了单位时间辗压和搓擦的面积(单位宽度面积上碾压力也进一步降低）；出砂门尺寸加大，快速卸砂；一般采用回转雾化喷水装置、弹簧加减压机构。减少了设备体积，提高了生产效率，具有噪声低．使用寿命长．安装简便．维修方便等优点。

B．采用辗轮+中等速度的转子。在辗轮混砂机的基础上将其中的一个辗轮改为转子，同时利用刮板和辗轮、刮板和高速旋转的固定转子的双重作用，对物料进行混合、剪切和搓擦作用，使型砂质量进一步提高，同时也有松散作用。但这种混砂机结构较复杂，制造、维护都不如辗轮混砂机简单[2]。

C．采用转子混砂机。无辗轮，完全利用高速转子强化撮擦，有松砂功能，高速、高效、高性能，以适应各种高压高速造行线的生产。转子混砂机是依靠高速旋转的转子及低速刮板的共同作用，将粘土高速剪切、撮擦并均匀涂覆在粒砂表面，其成膜速度比辗轮混砂机快1倍以上。适用于粘土砂的混制，尤其适用于潮模单一砂，也可用于普通水玻璃背砂的混制。但因其造价高，应用受到一定的限制。经过和同学们的研讨和老师的指导，再依据经济实用的原则和适用的场合综合考虑，决定采取第一种设计方案，即采用双辗轮混砂机构，设计立式减速机构。

[2]

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3 传动方案的论证

3.1 方案一、带传动

3.1.1 带传动的主要优点[2]

a. 缓冲和吸振，传动平稳、噪声小；

b. 带传动靠摩擦力传动，过载时带与带轮接触面间发生打滑，可防止损坏其他零件；

c. 适用于两轴中心矩较大的场合；

d. 结构简单，制造、安装和维护等均较为方便，成本低廉。 3.1.2 带传动的缺点[2]

a. 不能保证准确的传动比；

b. 需要较大的张紧力，增大了轴和轴承的受力； c. 整个传动装置的外廓尺寸较大，不够紧凑； d. 带的寿命较短，传动效率较低。鉴于上述特点，带传动主要适用于：

a. 速度较高的场合，多用于原动机输出的第一级传动。 b. 中小功率传动，通常不超过50 kw。 c. 传动比一般不超过7，最大用到10。 d. 传动比不要求十分准确。

图3-1 带传动方案

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3.2 方案二、齿轮传动

3.2.1 齿轮传动的主要优点[2]

a. 瞬时传动比恒定，工作平稳，传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；

b. 适用于功率和速度范围广，功率从接近于零的微小值到数万千瓦，圆周速度从很低到300 m/s；

c. 传动效率高，η=0.92～0.98，在常用的机械传动中，齿轮的传动效率较高； d. 工作可靠，使用寿命长；外廓尺寸小，结构紧凑。 3.2.2 齿轮传动的主要缺点[2]

a. 制造和安装精度要求较高，需专门设备制造，成本较高；

b. 不宜用于较远距离两轴之间的传动。 3.3 方案三、蜗杆传动

3.3.1 蜗杆传动的主要优点[2]

a. 传动比大，结构紧凑。传递动力时，一般i=8～100；

b. 蜗杆传动相当于螺旋传动，为多齿啮合传动，故传动平稳、振动小、噪声低； c. 当蜗杆的导程角小于当量摩擦角时，可实现反向自锁，即具有自锁性。 3.3.2 蜗杆传动主要缺点[2]

a. 因传动时啮合齿面间相对滑动速度大，故摩擦损失大，效率低。一般效率为η=0.7～0.9；具有自锁性时η＜0.5。所以不宜用于大功率传动；

b. 为减轻齿面的磨损及防止胶合，蜗杆一般使用贵重的减摩材料制造，故成本高；

c. 对制造和安装误差很敏感，安装时对中心矩的尺寸精度要求很高。

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图3-2 蜗杆传动方案

综合分析上述三种方案，从传动效率、传动比范围、传动速度、制造成本和安装精度、传动装置外廓尺寸等方面综合考虑，本设计课题的传动方案采用方案2，即采用齿轮传动。

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4 选用电动机

选择电动机类型和结构形式。按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。

电动机的容量（功率）选得是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或电动机因长期过载而过早损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载下运动，其效率和功率因数都较低，造成浪费[4]。

目前混砂机功率的确定多采用类比法，根据现有混砂机的统计数据，对于辗轮式混砂机每一千克加料量需要的安装功率为0.030—0.035 kw；S114辗轮式混砂机的加砂量为500㎏，则需电动机功率为500×(0.030—0.035)=15～17.5kw；因此选择电动机的型号Y160L—4，额定功率15kw，满载转速 1460r/min，同步转速 1500r/min，可满足混砂机需要[1]。

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5 机械传动装置的总体设计

5.1 传动装置的运动简图

图5—1 齿轮传动运动简图

5.2 传动装置总传动比

电动机选定后，根据电动机的满载转速n m及工作轴的转速n w即可确定传动装置的总传动比inmnw。具体分配传动比时，应注意以下几点：

a. 各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，对减速传动尽可能不超过其允许的最大值。

b. 应注意使传动级数少﹑传动机构数少﹑传动系统简单，以提高和减少精度的降低。

c. 应使各级传动的结构尺寸协调﹑匀称利于安装，绝不能造成互相干涉。 d. 应使传动装置的外轮廓尺寸尽可能紧凑。

inm146058.4 nw25 1

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5.3 分配各级传动比[3]

根据《机械设计手册》初取，iⅠ=3.3，iⅡ=5.4 则 iⅢi58.43.28 iⅠiⅡ3.35.45.4 计算传动装置的运动参数和动力参数[4]5.4.1 各轴转数

Ⅰ轴 nⅠnm1460rmin442rmin iⅠ3.3nⅠ442rmin82rmin iⅡ5.4Ⅱ轴 nⅡⅢ轴 nⅢnⅡ82rmin25rmin iⅢ3.28主轴 nⅣnⅢ25rmin 5.4.2 各轴功率

Ⅰ轴 PⅠP00ⅠP0联轴器轴承Ⅰ齿150.990.980.9513.83kw Ⅱ轴 PⅡPⅠⅠⅡPⅠ轴承Ⅱ齿13.830.980.9713.15kw Ⅲ轴 PⅢPⅡⅡⅢPⅡ轴承Ⅲ齿13.150.980.9712.5kw 主轴 PⅣPⅢ轴承12.50.9812.25kw 5.4.3 各轴转矩

P13.83Ⅰ9550298.82Nm nⅠ442PⅡ13.159550153.49Nm nⅡ82PⅢ12.595504775Nm nⅢ25Ⅰ轴 TⅠ9550Ⅱ轴 TⅡ9550Ⅲ轴 TⅢ9550 1

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主轴 TⅣ9550PⅣ12.595504679.5Nm nⅣ255.5 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表

表（5—1）运动和动力参数

轴名电动参数机轴转速 1460 nrmin 1Ⅰ轴 442 Ⅱ轴 Ⅲ轴主轴 82 25 25 功率 Pkw 15 13.83 13.15 12.5 12.25 转矩 98.12 298.82 1534.49 4775 4679.5 TNm 传动比 i 效率 

0.92 0.95

0.95 0.98 3.3 5.4 3.28 1 1

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6 机械传动件的设计

6.1 锥齿轮设计及计算项目[3]

说明: 取8级精度软齿面标准传动,小齿轮45钢,锻件,调质.H1=270HB,大齿轮45钢,锻件,正火H2=220HB。按接触强度设计计算,工作载荷基本平稳,单向传动，小齿轮悬臂布置,使用寿命10年,两班制,每年工作300天. 齿面粗糙度3.2mm。 6.1.1 按接触疲劳强度设计计算

dZ2134KT10.52EZH R1RuHA. 齿数比 u=i=3.3

B. 尺宽系数φR=0.3

C. 小齿轮转矩T1=98.12Nm=9.812×104 Nmm D. 载荷系数K K=KAKvKβ a. 工况系数 KA=1 b. 动载荷系数 Kv=1.7 初估ν=5—8 ms

c. 齿向载荷分布系数 Kβ=1.06（用滚子轴承）于是得： K=1.8

E. 材料弹性系数 ZE=189.8 Nmm2 F. 节点区域系数 ZH=2.5 G. 许用接触疲劳应力

HHlimZNS Hmina. 小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限应力分别为：

σHlim1=605 Nmm2 σHlim2=560 Nmm2

b. 小齿轮和大齿轮的最小许用接触疲劳安全系数

[SH]min1=[SH]min2=1

c. 接触寿命系数 ZN

① 小、大齿轮每转一周同一侧齿面的啮合次数 γ1=γ2=1

② 小、大齿轮的转速

6—1）6—2）（（

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n1=1460 r/min，n2=442 r/min

③ 应力循环次数

N1=60n1jLh=60×1460×1×10×300×16=4.205×109 N2= N1/u=4.205×109/3.3=1.274×109 于是得：ZN1=1，ZN2=1

将上列诸值代入（6-2）中，得： [σH]1=605 Nmm2 [σH]2=560 Nmm2 取[σH]=560 Nmm2

按式（6-1）计算，得小齿轮大端分度圆直径d1=84.69 mm

取d1=88 mm,模数m=4 mm,小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=73，大齿轮大端分度圆直径d2=292 mm，查公式R

m42锥距:RZ1Z2222732152.49mm 222齿宽:b=RR=0.3×152.49=45.75 mm

6.1.2 有关参数修正

小齿轮圆周速度

d1n13.1488146016.72ms

601000601000与初估值 ν=5-8 ms相符，Kv无需修正，K亦无需修正，保持K=1.8 6.1.3 弯曲疲劳强度校核计算

321F4KT1R10.5RmZ2u12YFaYSaF （6-3）

A. 齿形系数YFa

a.小、大齿轮的分锥角 δ1、δ2

cos1ctg11ctg21uδ1+δ2=90 cos20.4377

1u23.313.320.9565

b.小大齿轮的当量齿数 Ze1、Ze2

Ze1Z1cos1220.956523 Ze2Z2cos2730.4377166.78于是得小、大齿轮的齿形系数

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YFa1=2.68, YFa2=2.18 B.应力修正系数 YSa

小、大齿轮应力修正系数 YSa1=1.57, YSa2=1.81 C.许用弯曲疲劳应力

FFlimYNYX （6-4）

SFmina.小、大齿轮的弯曲疲劳极限应 σFlim1=220 Nmm2 σFlim2=195 Nmm2

b.小、大齿轮的尺寸系数 YX1=1， YX2=1

c.小、大齿轮的最小许用弯曲安全系数 [SF]min1=1 [SF]min2=2

d.小、大齿轮的弯曲应力循环次数（与接触应力循环次数相同） N1=4.205×109 N2=1.274×109

e.小、大齿轮的弯曲寿命系数 YN1=YN2=1

于是小大齿轮的许用弯曲疲劳应力 [σF]1=220 Nmm2 [σF]2=195 Nmm2

D.K、T1、φR、Z1、m和u值均同接触强度计算中的所用值将上列参数值代入式（6-3）中，得：

σF1=128.33 Nmm2≤[σF]1=220 Nmm2 σF2=33.29 Nmm2≤[σF]2=195 Nmm2

小、大齿轮均满足弯曲疲劳强度要求。 E.小、大锥齿轮的尺寸计算模数 m4

锥距 R152.49mm

*m4mm 齿顶高ha haha 1

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*齿根高hf hfhac*m10.244.8mm

齿顶圆直径da

*da1Z12hacosm422210.956595.65mm*da2Z22hacosm473210.4377295.5mm



齿根圆直径df

*df1Z12hac*cosm22210.20.9565478.82mm *df2Z22hac*cosm73210.20.43774287.8mm

全齿高h hhahf2.2m2.248.8mm 齿根角f tanfhfR f1.80

齿顶角a af1.80 分度圆锥角 tan1Z1Z2 116.86

290173.14 顶锥角a

a11a16.861.8018.66 a22a73.141.8074.94 根锥角f

f11f16.861.2515.06 f22f73.141.2571.34

分度圆齿厚S S齿宽b

m26.28

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b0.2～0.35R45.75mm10m

取b40mm

F. 小、大齿轮的结构设计及绘制齿轮零件图[4，5]

图6-1 大锥齿轮

图6-2 小锥齿轮

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6.2 高速级直齿圆柱齿轮的设计[2]

6.2.1 选择齿轮材料

考虑到该减速器功率不大，故大小齿轮都选用45钢，调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z123，大齿轮齿数，z2uz15.423124.2，取z2124。按软齿

面非对称安置查表6.5，取齿宽系数d1.0 6.2.2 按齿面接触疲劳强度计算

KT2d1u1ZE1t2.323duH A. 确定公式中各参数

a. 载荷系数Kt 初选 Kt=1.5

b. 小循环传递转矩 T1  189 T1.8=298.82Mpa×103 Nmm c. 材料系数 ZE ZE

d. 小、大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1、σHlim2 按齿面硬度，查得：

Hlim1600Mpa，Hlim2560Mpa e. 应力循环次数

N160n1jLh60442110300161.273109 N2N1u1.2731095.42.357108

f. 按接触疲劳寿命系数 KHN1、KHN2 查得：KHN1=0.90，KHN2=0.95

g. 确定许用接触应力 [σH1]、[σH2] 取安全系数K SH=1

H1HN1Hlin1SH0.90600Mpa H2KHN2Hlim2SH0.95560Mpa

B. 设计计算

a. 试计算小齿轮分度圆直径 d1

2d1.5298.821035.41189.81t2.3231.05.453294.52mm

b. 计算圆周速度 v

vd1tn11494.524426010003.6010002.19mm

（6-5）

本科毕业设计（论文）通过答辩

c. 计算载荷系数 K

查得：使用系数KA=1，根据v=2.19 m/s,7级精度查得：动载荷系数Kv=1.05，查图得：Kβ=1.15

则kkakvk11.051.151.208 d. 校正分度圆直径 d1

d1d1t3kkt94.5231.2081.587.94mm

C. 计算齿轮传动的几何尺寸

a. 计算模数 md1Z187.94233.82 按标准取模数m=4

b. 两分度圆直径 d1、 d2 d1mz142392mm d2mz24124496mm c. 中心距 a

amz1z22294mm d. 齿宽 b

bdd11.09292mm

b1b2510mm

e. 齿高 h

h2.25m2.2549mm 6.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度

2KT1Fz2YFaYSaF d1m3A. 确定公式中各参数值

a. 小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1、σFlim2 查取 σFlim1=240 Mpa σFlim2=220 Mpa b. 弯曲疲劳寿命系数 KFN1、KFN2

取 KFN1=0.84 KFN2=0.89 c. 许用弯曲应力 [σF1]、[σF2]

取弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST=2.0,得 F1KFN1YSTFlim1SF0.842.02401.4288Mpa F2KFN2YSTFlim2SF0.892.02401.4279.71Mpa

（6-6）

本科毕业设计（论文）通过答辩

d. 齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2

查得：YFa1=2.69 YFa2=2.16

YSa1=1.575 YSa2=1.81

f. 计算小、大齿轮的YFa1YFa2F2与YFs1YFs2F2，并加以比较，取其中大值代入公式计算：

YFa1YFa22.691.5750.01471

2882.161.810.01398

279.71F1YFs1YFs2F2小齿轮的数值大，应按照大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度。 B. 校核计算

F12298.281032.691.57574.65MPaF1

1.023243σF1=74.65≤[σF1] 弯曲疲劳强度足够。

C．小、大齿轮的结构设计及绘制齿轮零件图[6，7，8，9]

大齿轮：齿顶圆直径大于500㎜，故选用轮辐式结构，结构尺寸按推荐公式计算，大齿轮零件工作图见图6-3。

图6-3 大齿轮

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6.3 低速级斜齿圆柱齿轮的设计[2] 6.3.1 齿轮材料的选择

考虑此减速器要求结构紧凑，故小、大齿轮均用40Cr调质处理后表面淬火。因载荷平稳、齿轮速度不高，故初选7级精度，闭式硬齿面齿轮传动，考虑传动平稳，齿数宜取多些，选Z1=25,Z2=uZ1=3.28×25=82。按硬齿面齿轮，非对称安装，选齿宽系数φd=0.8；初选螺旋角13，按齿根弯曲疲劳强度设计。 6.3.2 确定公式中个参数值

m2KT1cos2YYYFaYSant3 dz1FA. 载荷系数 Kt 初选 Kt=1.5

B. 小齿轮传递的转距 T1=1534.49103 Nmm C. 小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限 σFlim1、σFlim2 查图6.9得：σFlim1=σFlim2=380 MPa D. 应力循环次数

N8160njLh60821103002.36210

N22.3621083.287.2107

E. 弯曲疲劳寿命系数查得：

KFN1=0.89 KFN2=0.92 F. 计算许用弯曲应力

取弯曲疲劳安全系数 SF=1.4，应力修正系数 YST=2，则

1KFN1YSTFlim1SF0.8923801.4483.14MPa 2KFN2YSTFlim2SF0.9223801.4499.43MPa

G. 查取齿形系数和应力校核系数根据当量齿数

ZV1Z1cos325cos313026.62 ZV2Z2cos382cos313087.33

由表查取齿形系数和应力校正系数 YFa1=2.58 YSa1=1.598 YFa2=2.205 YSa2=1.777

6-7）

（本科毕业设计（论文）通过答辩

H. 计算小、大齿轮的

YFa1YSa1YFaYSaF，并加以比较

F12.581.5980.0085

483.142.2051.7770.0078

499.43YFa2YSa2YFa2YSa2F2YFa1YSa1F1>

F2

故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计 I. 重合度系数Yε及螺旋角系数Yβ 取Yε=0.7， Yβ=0.86 6.3.3 设计计算

a. 试计算齿轮模数mnt

32021.51534.3910cos130.70.862.581.598mnt33.59 2483.140.825

vmntz1n13.143.5925820.393m/s

601000cos601000cos130b. 计算载荷系数

查得KA=1，根据V=0.393 m/s,7级精度，查得：KV=1.07；斜齿轮传动取Kα=1.2；查得Kβ=1.23,则载荷系数

KKAKVKK11.071.21.231.579

mnmnt3KKt3.5931.5791.53.65mm 6.3.4 校核齿面接触疲劳强度

确定公式中个参数

2KT1u1H （6-8） ubd12 HZHZEZZa. 小、大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1、σHlim2按齿面硬度查得小、大齿轮的

接触疲劳强度极限

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σHlim1=σHlim2=1170 MPa

b. 接触疲劳寿命系数KHN1、KHN2 KHN1=0.95 KHN2=0.99

c. 计算许用接触应力取安全系数SH=1，则

H1KHN1Hlim1H2KHN2Hlim2SH0.95117011111.5MPa SH0.99117011158.3MPa

HH1H221134.9MPa

d. 节点区域系数ZH

查得节点区域系数 ZH=2.29

e. 重合度系数Zε 重合度系数Zε=0.8 f. 螺旋角系数 Zβ

螺旋角系数Zβ=coscos28.210.95 g. 材料系数ZE

由表查得材料系数ZE=189.8MPa6.3.5 校核计算

2KT1u1ubd12HZHZEZZ21.5201184.751034.241 2.29189.80.80.954.2490110.692663.66MPaH663.66MPaH 接触疲劳强度满足要求。 6.3.6 计算齿轮传动几何尺寸

a. 中心距a

a

mnZ1Z2602582327.89mm 2cos2cos13圆整为a=330 mm b. 螺旋角β

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β=arccosmnZ1Z262582()14.90

2a2330c. 两分度圆直径 d1、d2

d1mnZ1625154.16mm coscos14.9mnZ2682505.65mm coscos14.9d2d. 齿宽 b1、b2

bdd10.8154.16123.33mm

b1b510mm

取b2125mm

b1130mm

6.3.7 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图[4]

大齿轮：齿顶圆直径大于400 mm但小于1000 mm，故选用轮辐式结构，结构尺寸按荐用公式计算。

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大齿轮

图6-4

小齿轮

图6-5

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7 轴的设计[3]

按扭转强度概略计算轴径

2650N/mma. 选用45号钢，调质,查表20.3得B。

dC3b. 按轴的直径设计计算公式

Pn （㎜）

45号钢，C=107～118（[τ]=40～30N/mm2）算得dⅠC3P15118325.65mm 取最小轴径dⅠ30mm n1460dⅡC3P13.83118337.18mm 取最小轴径dⅡ40mm n442P13.15118364.11mm 取最小轴径dⅢ65mm n82P12.5118393.66mm 取最小轴径dⅣ95mm n25dⅢC3dⅣC3

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8 主要规格及技术参数

a. 加料量 ≤500㎏（0.4m3）/次 b. 混合时间 3～7 min

c. 生产率 10000～13000㎏/h d. 盘径 Φ1830㎜ e. 辗轮（直径×宽） 750×240㎜

f. 总传动比 58.4

g. 一个辗轮的压力 0～3000 N h. 配套功率 15kw i. 主轴转速 25 r/min

j. 外形尺寸 2082×1882×1755㎜ k. 理论总量 3500㎏

注：加料量与生产率的测定，以在机械化砂处理工部使用混型单一砂（含水5%以下）为标准。

若混制的型砂不符合本规定，加料量与生产率可根据实际情况而定。

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9主要结构及工作原理

该机由机体、传动机构、混辗机构三大部分组成。 9.1 机体

由机盆、出砂门、手动杆等组成。

9.1.1 机盘

围圈与底盆螺钉紧固在一起形成混制型砂的机盆。内圈圆角铁底板在磨损以后可拆开螺栓更换新的。

9.1.2 出砂门

混制好的型砂由此门卸出，它由手动杆来完成。 9.2 传动机构

由减速器、主轴等组成。

9.2.1 电动机[6，7]

由刚性联轴器与减速器输入联接，经过三级变速由输出轴即主轴带动十字头做逆时针旋转。紧固在十字头上的曲臂、辗轮、内外刮砂板随同十字头一起回转而辗轮还同时绕辗轮轴自转。

9.2.2 减速器[10，11]

为三级传动的减速器，固定在混砂机底盘上。由电动机借助刚性联轴器带动两锥齿轮完成第一级传动，再通过齿轮轴齿轮和另一齿轮的啮合带动另外一对斜齿轮完成第三级传动。

齿轮箱侧壁装有长形油标，用来观察注入减速箱内油面的高低。 9.3 辗轮机构

9.3.1 混辗机构

混辗机构装在传动机构的主轴上，在主轴上装置着该机构的十字头，在十字头两边装有两个曲臂拖动的两个辗轮，内外刮砂板也均装在十字头上[11，12]。

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9.3.2 辗轮

型砂的辗压、搓揉全靠此部分的重量给型砂以压力来完成的。辗轮借以辗轮轴联接在曲臂上，曲臂轴又将曲臂和十字头连接在一起，当十字头转动时带动辗轮一起绕主轴回转，由于和型砂的摩擦辗轮也做自转。曲臂可绕曲臂轴转动，以便辗轮可随砂层厚度的变化自由起落。辗轮与底板保持一定间隙，由调节螺栓来控制，以免辗碎型砂[13]。

9.3.3 刮砂板

刮砂板的作用是在混制型砂时，将型砂搅和并聚集在辗轮之下，卸料时将型砂刮至出砂门卸出，内刮砂板和外刮砂板由刮砂板臂紧固在十字头上[14]。

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10 操作与使用

将机器安装后应做如下调整：（1）将辗轮和底板之间的间隙调至10～30㎜；（2）外刮砂板与机盆内圈之间的间隙调至6～10㎜；（3）内刮砂板与主轴之间的间隙调至6～10㎜；（4）内外刮砂板与底板之间的间隙调至为6～10㎜。

使用前应注意：（1）检查各润滑部分是否加足润滑油，减速箱油位应在最高位置；（2）检查各紧固件是否牢固，活动处是否灵活，转动件不应相互碰撞；（3）空车运转30min观察十字头是否沿逆时针方向旋转，减速箱是否有不正常振动及剧烈的噪音，停车检查后，再空车运转1h，使油充分清洗各齿轮及轴承；（4）加400㎏石英砂和8㎏煤油，直至混砂机内有型砂直接接触的表面被抛光为止，再进行负荷试车；（5）必须按润滑规定对机器进行润滑；（6）每次工作结束时，应将机盆内各个角落残留的型砂清除干净，以免残留型砂硬化影响下次的混砂质量和机器的正常工作；（7）型砂必须在机器开动后在加入；（8）每次型砂的加入量不能超过规定的数量。

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11 结论

本课题设计的S114型碾轮式混砂机减速机采用圆锥+二级渐开线圆柱齿轮软齿面减速机和刚性联轴器，不仅满足混砂机传动装置传动比和承载能力要求，而且减速机具有结构简单，成本低，易于制造，安装、调整要求低，运行维护方便，可靠性更强。在混砂机设计中，还采取了以下措施，以保证其技术先进性和经济合理性。（1）采用矮刮板，加强对型砂的混合搅拌作用，并降低其功率消耗；（2）加大卸砂门面积，缩短卸砂时间；（3）采用辉绿岩铸石做底盘护板，增加其使用寿命，减少刮板磨损；（4）目前大部分刮板材料为45钢,工作面上堆焊有3mm厚WC（碳化钨）耐磨层, 在使用过程中发现,耐磨层不耐磨,用不到1周,刮板已严重磨损,混砂机底板上结砂严重,消耗功率明显提高;另外,刮板强度差,使用过程中易发生弯曲变形,造成混砂桶壁结砂增厚,也使设备负荷增大。针对上述不足,改堆焊WC为直接焊接硬质合金刀片,针对强度不足,在刮板反面焊上加强筋以增加其强度。经改进后,一副刮板可正常使用1年左右,刮砂干净,结砂很少,负荷波动小。

减速机输入输出轴漏油是机械行业老大难问题，针对混砂机减速机设计采取相应措施取得了良好效果。影响输入输出轴渗漏的主要因素有：设计密封结构不合理；密封部位轴的制造质量差；密封件的质量差，选型不合理；使用维护不当等。采取措施有：采取合理的密封结构；选用优质密封件及油封轴套，密封件的寿命长且防渗漏效果好，配以美国CR型油封轴套，克服了轴的表面加工质量低的缺点，既保护了轴表面不磨损，又可防渗漏；增加了润滑油回油槽，避免造成密封部位形成憋压而渗漏；对密封部位零件、标准件表面进行强化处理，降低磨擦系数，减少磨损；对零件密封部件的机加工质量提出较高要求。减速机可油池润滑，立轴及其它转动件可脂润滑，无需专用的润滑系统。

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参考资料

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装备与技术,2001,(1):44-46. [2] 徐锦康主编. 机械设计[M].北京：高等教育出版社，2004、4.

[3] 李柱国主编. 机械设计与理论[M]. 北京：科学出版社，2003（21世纪高等院校

教材）.

[4] 徐灏主编. 新编机械设计手册.下册[M].北京：机械工业出版社，1995.

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[7] 王旭，王积森主编. 机械设计课程设计[M]. 北京工业出版，2003.8. [8] 徐灏主编. 新编机械设计手册.上册[M]. 北京:机械工业出版社,1995. [9] 周开勤主编. 机械零件手册（第5版）[M].北京：高等教育出版社，2001（2002

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[14] 郑明忠，姜树斌．进口混砂机用单螺杆偏心螺旋转子泵[J]．中国铸造装备与技术，2000，3：40-41.

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致谢

本次毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次全面考验，它也是对即将走

向社会的我们的进行的一次有效的训练。回顾这场毕业设计，虽然过程中充满了困难与曲折，但我感到受益匪浅。本次设计课题是S114型碾轮式混砂机的设计(总装及传动机构设计)。本设计是为了解决实际生产过程中的生产力低的问题，因此厂方对我的要求很高。本设计是学完所有大学期间本专业应修的课程以后所进行的，是对我四年来所学知识的一次大检验。使我能够在毕业前将理论与实践更加融会贯通，加深了我对理论知识的理解，强化了实际生产中的感性认识。

通过这次毕业设计，我基本上掌握了混砂机减速器的设计方法和步骤，以及设计时应注意的问题等，另外还更加熟悉运用查阅各种相关手册，选择使用工艺装备等。

总的来说，这次设计，使我在基本理论的综合运用以及正确解决实际问题等方面得到了一次较好的锻炼，提高了我独立思考问题、解决问题以及创新设计的能力，缩短了我与工厂工程技术人员的差距，为我以后从事实际工程技术工作奠定了一个坚实的基础。

本次设计任务业已顺利完成，但由于本人水平有限，缺乏经验，难免会留下一些遗憾，在此恳请各位专家、老师及同学不吝赐教。

此次毕业设计是在**老师的认真指导下进行的。熊老师经常为我解答一系列的疑难问题，以及指导我的思想，引导我的设计思路。在历经三个多月的设计过程中，一直热心的辅导。在此，我忠心地向他们表示诚挚的感谢和敬意！

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附录二铸造设备型号编制方法

为了记认容易，称呼简便相统一，我国铸造没备采用统一的代号——型号。下面将1991年颁布的我国机械行业标准《铸造设备型号编制方法》加以摘录，以供参考。

铸造设备型号是铸造设备的代号，由正楷大写汉语拼音字母（以下简称“字母”）和阿拉伯数字（以下简称“数字”）组成。

1. 通用铸造设备型号

1.1 型号的表示方法示意图

1.2 铸造设备的分类及其代号的表示方法

铸造设备分为10类，用字母表示。分类及字母代号见附表1。

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3 铸造设备的组、型（系列）代号及主参数

1.3.1 每类铸造设备分为若干组、型(系列)，分别用数字组成，位于分类字母代号之后。

1.3.2 型号中的主参数用折算值表示，位于组、型（系列）代号之后，当主参数折算值小于1时，则应在折算值前加数字“0”组成主参数代号，当折算值大于1时，则取整数。

1.3.3 组、型(系列)的划分及型号中主参数的表示方法，见本编制方法的第2、3条。 1.4 铸造生产线型号的表示方法，在生产线上主机(通用或专用)型号前加字母X。 1.5 铸造机组型号的表示方法，在机组上主机(通用或专用)型号前加字母Z。

1.6 铸造设备改型顺序号，对有些铸造设备的工作参数、传动方式和结构等方面的改进，应在原设备型号之后按A、B．C……等字母的顺序加改型顺序号(但“I”及 “ O”两个字母不允许选用)。 1.7 型号示例：

a. 盘径为1800 ㎜的辗轮混砂机，其型号为S118。经第—次改型的1800㎜辗轮混砂机，其型号为S1118A。

b. 砂箱内尺寸为1200㎜×1000㎜的多触头高压造型机，其型号为Z3112。 c. 以Z3112型多触头高压造型机为主机组成的生产线，其型号为XZ3112。

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