CBJ-60水泥拆包机设计【优秀毕业论文 答辩通过】

需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 毕 业 设 计 （ 论 文 ） 题 目： 泥拆包 机 设计 学生姓名 杨本浪 指导教师 时维元 二级学院 龙蟠学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 械设计制造及其自动化 学 号 0921503028 提交日期 11 年 05 月 08 日 答辩日期 11 年 05 月 13 日 金陵科技学院学士学位论文 目录 I 目 录 摘 要 . . 绪 论 . V 1 1 前言 . V 1 2 水泥拆包机设计方案比较与选用 . 1 2 传动部分设计 . 5 2 1 系统传动比的计算 . 5 2 2 同步齿轮的设计计算 . 6 2 3 高速级传动齿轮设计 . 9 2 4 带轮传动的设计 . 10 2 5 带轮轴的设计 . 13 3 拆包机构设计 . 20 3 1 滚筒 . 20 3 3 滚筒从动轴的设计 . 28 4 输送机构的设计 . 33 4 1 输送机的选取及布置形式 . 33 4 2 主要部件 . 33 5 结 论 . 35 参考文献 . 36 金陵科技学院学士学位论文 摘要 泥拆包机 设计 摘 要 水泥拆包机主要应用于各种建筑工地 ,它是混泥土制作过程中的一个环节 ,主要与其它设备配合使用 ,如 :水泥袋打包机、螺旋输送泵等 为混泥土搅拌机提供原料 系统传动部分设计 系统传动部分主要包括带论传动、高速级齿轮传动、和同步齿轮传动 它的小轮端与电动机联接 ,大轮端与带轮轴联接 ;高速级齿轮传动用于传递工作所需的力和速度 ,小齿轮与带轮 轴联接 ,大齿轮的与一个滚筒轴联接 ,同步齿轮传动用于实现一对滚筒同时工作，其中一个齿轮即高速级传动中的大齿轮起换向作用 . 拆包机构设 拆包机构的核小部分即为一对滚筒的 ,辅助部分有导轨机构和退袋机构 引机构、退袋机构是一条条钢筋联编而成 ,位于滚轮下方和右册实现水泥袋有一定的完整性 . 输送机构设计 输送机构是重要的辅助机构 ,它主要功能是将水泥输送到一定的高度 ,然后靠自身重力形成水泥袋与滚筒之间的冲击力 ,从而更好地破袋 电动机和传 动滚筒 )输送带和支撑托辊 . 关键词 水泥拆包机 拆包机构 滚筒 导引机构 退袋机构 输送机构 金陵科技学院学士学位论文 of is to of It is in of is it is as of of is to is is to of of is as is to of of is to is to a of at of is in of of of a of by of is at by of is is a of is to to by a of an to be is 陵科技学院学士学位论文 V , of 绪论 V 1 绪 论 1 1 前言 在国民经济迅速发展的今天，建筑行业又了空前的发展。各种大大小小的建筑工程多都要用到水泥。而通常水泥有两种来源，一种是直接从水泥厂直接拖运的散装水泥，另一种是袋装水泥。前一种情况方便用于当地有水泥厂的大中小型工程，其它情况都得用袋装水泥。在全国范围内有水泥厂得城市并不多，所以许多地方还得用袋装的水泥。 在小型工程中，水泥用量比较少，可以使用人工拆抱，在那些大中型工程中，人工拆抱几乎难以满足。第一是速度跟不上，第二是需要很多劳动力，这样袋装水泥拆抱就成为了建筑行业的一大难题，而且现在市场上仅缺这类型的产 品。 以上看来，水泥拆抱机在国内市场有很多的需求，而随着中小城市大型建筑工程的兴起，水泥拆抱机的需要量还会进一步的扩大。 在国际上，有许多小型国家没有大型的水泥厂，有时大型的建筑工程需要进口袋装水泥，这样袋装水泥在那样的国家也有广阔的市场，所以水泥拆拆抱机在国际市场也有相当的需求。 水泥拆抱机减小了工人的劳动强度，减少了工程建设费用，并且是工程建设自动化实现的一个重要环节。金陵科技学院学士学位论文 1水泥拆包机设计方案比较与选用 1 1 2 水泥拆包机设计方案比较与选用 于是本设计只能从三方面技术参数入手，寻找一条最佳的结合点。 拆抱机的设计从总 体上分，大概可以分两类，即刀片划缝型和滚轮挤压型。刀片划缝型具有拆抱速度快，拆抱完整性好等优点，但其分离效果不好，而且机器比较复杂，体积也偏大。而滚轮挤压型具有拆抱速度快，分离效果好等优点，但易破坏袋子的完整性。综合以上论述，拟定如下几套方案： 方案一，采用单刀划缝型，其工作过程如下： 先通过带式输送机把水泥袋运送到一定的高度，然后通过自身重力从一个斜坡上滑下，在斜面上有一把突起的尖刀，把水泥袋下面划一条缝，水泥袋继续下滑，进入 泥经过刀锋从槽下漏掉，水泥袋继续滑过 而实现水泥和袋的分 离。此方案优点是结构简单，功率小。其缺点是体积大，拆包效果不好。这个方案中，机器的主体不使用动力，水泥袋完全靠自身的重力来完成拆包过程，这就决定水泥袋必须有一定的重力势能才能完成拆包过程。此方案中有三处不太可靠的地方：一是，水泥袋滑过斜坡时有可能被到卡死，或者没被处划破。二是，经过 泥有可能倒不干净。三是，水泥袋有可能划不过 于上述几点不足之处，现将方案该为方案二。 方案二 : 针对方案一中斜坡上破袋效果不好 ,现把斜坡面改为垂直的 ,静止的刀改为转动的滚刀 ,这样袋子不会被卡死 ,即使卡死也会被转动的刀慢慢破开 ,这样带来的缺点是在主机中增加了一个动力 ,而且刀容易坏 ,改进的第二个地方是 这样可以增加水泥袋通过 也增加了水泥的落袋能力 ,这样做同样也会使机械变得复杂 ,不易于维修 ,机器的拆包速度不能够变得很快。这样虽然水泥和袋的分离效果有所改善 ,但效果不是很好 ,于是把方案二中的分离装置进一步改善成方案三。 方案三 : 水泥袋经过带式输送机运输到一定高度 ,经过一个竖直的方筒 ,方筒中有两把滚刀 ,布置在较宽的两个面中间 ,水泥袋经过时会在较 宽面的长度方向上划开两条缝 ,水泥袋继续下滑 ,遇到如图 1 金陵科技学院学士学位论文 1水泥拆包机设计方案比较与选用 2 图 1置示意图） 水泥袋在自身重力和冲击力作用下 ,会使袋底破开 ,那条三角形横杆上面也可以做成锯齿状 ,以便更好地破袋 ,被破开的水泥袋被三角形的侧面为条状的三角分离板分成两半 ,水泥会顺利地掉下。接下来要取出水泥袋 ,如图 1示 ,可以在分离板两边加一对针辊 ,以便把水泥袋揪出 ,但这样有可能会把水泥袋撕烂。于是又把图改进为如图 1示 ,让袋子从一边出来 ,这样也有利于水泥袋的统一装运。 图 1置系统图 图 1进后系统图 ) 这个方案用竖直方筒代替了方案二中的斜面滑槽 ,用滚筒挤压代替了 从而使机器体积大大减小 ,性能也有一定的提高 ,但机器还是存在不可靠的地方 ,如水泥袋落下经过冲击横杠时 ,有可能不被破开 ,从而使下一个水泥袋无法被破开 ,使机器无法正常工作 ,所以此方案也不够成熟 ,于是进一步改进成方案四。 方案四 : 此方案属于滚轮挤压型 ,工作流程如下 : 水泥袋经过 输送机输送到一定的高度 ,然后垂下落 ,经过一对齿辊把水泥袋挤烂 ,下落到一个倾斜条形的网状物体上 ,水泥从网隙间落下 ,水泥袋沿斜网滑出 ,从而实现水泥和袋的分离 ,示意图如图 1 水泥袋 分离板 角型横杠 金陵科技学院学士学位论文 1水泥拆包机设计方案比较与选用 3 图 1案五示意图） 为了能有更好的破袋效果 ,可以把一边的齿辊换成螺纹辊 ,这种方案的优点是 ,机器的体积小 ,破袋效果好 ,但效果好的同时也会破坏了袋子的完整性。但是这种方案也有其不可靠性。如 ,水泥有可能堆积在水泥袋上一起滑出倾斜网状物 ,这样就会造成浪费 ,水泥袋也有可能停留在网上 ,从而就会影响下一包水泥和 袋的分离 ,这样就会通过增加网的倾斜度来实现 ,而一旦网的倾斜度增加 ,机器的高度也会增加 ,同时也增加了水泥和袋滑出倾斜网的机率。于是又进一步改进为方案五。 方案五 : 在上一方案中 ,齿辊与螺纹辊的配合虽然有较好的破袋效果 ,但不能保留袋的完整性 ,不利于后期的装运。现把齿辊和螺纹辊改进 ,使用盘状刀片 ,这样划出有规则的缝 ,使袋子有一定的完整性。 其工作原理是 :水泥袋经过滚轮先与盘状刀片接触 ,划开几道缝再经过滚轮的挤压水泥就会漏出 ,但这样还是难以实现水泥与袋的分离 ,于是再在滚轮下加上一个导引机构 ,此机构其实 就是用一条条钢筋联编再一起的条状体 ,其简图如图 1 图 1案五简图） 齿辊 网状物 金陵科技学院学士学位论文 1水泥拆包机设计方案比较与选用 4 这样通过滚筒与条状体的挤压会产生很好的水泥与袋的分离效果 ,但这样一来又会产生一个新的问题 ,就是水泥有可能钩在盘状刀片上 ,与滚筒一起做圆周运动 ,袋子多到一定程度就会把机器卡死无法正常工作 ,所以必须设计一个退袋机构 ,让袋子和盘状滚刀能及时分离 ,保证下面的后续工作 能顺利进行。 退袋机构的简图如图 1 整个装置的示意图如图 1 这种方案在主机部分需要一个动力 ,机器的结构比较紧凑 ,从而机器的体 积也有所减小 ,同时机器有很高的拆包速度 ,而且分离比较干净 ,同时又能在一定程度上保证水泥袋的完整性 ,所以说这是一套比较理想的一种方案。下面就主要来研究设计此方案。 图 1袋机构简图 图 1装置示意图 刀滚 退袋机构 导引机构 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 5 2 传动部分设计 2 1 系统传动比的计算 选电动机 根据工况的实际要求 ,选取电动机型号 P=3机械设计实用手册 表 10 n=1430r/s 定传动比 要求工作部分所需的转速约为 1r/s,初步确定系统为二级变速高速级为带论传动 ,低速级为齿轮传动。 总传动比 = 分布传动比 带轮取 I =6 齿轮取 =4 则 =4 6 小齿轮转速 1n =6 430 = . 工作机构转速 2n = 244/8 s 完全符合工况的要求。 滚轮直径的确定 实际工作过程中 ,滚轮得志竟月大，破袋效果越好 ,但是会使机器机构变大 ,为此取滚轮直径略大于袋长 ,用公式表达为 D l (一般情况下 l=720D 720 =虑实际要求滚筒壁采用不锈钢无缝钢管 ,根据 机械设计实用手册 表 68厚为 10厚度为 25定 位块。滚刀刀尖距滚筒壁的间距为 50此时滚筒 外端直径为 D=26802=268 两滚筒轴的中心距 a=268018 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 6 取 a=320 2 同步齿轮的设计计算 参考 机械设计 根据工况和机器的结构要求 ,齿轮选为开式传动 ,材料为 45调质钢 ,硬度为229 齿面接触疲劳强度的设计计算 1. 初步计算 转矩 95509550 11 d 由表 d=触疲劳极限 由图 590N/ 2 初步计算的许用 接触应力 H H = 由表 5 初步计算齿轮直径 d d3 112 所以 d=320合要求。 初步确定齿宽 b b= d 1d =150 =60明 :此外 50因为齿轮传动过程中扭矩一定时 ,直径变大则圆周力会变小 ,所以此时齿宽可以更小 ,因此 d 取 150而且也是安全的。 圆周速度 v v= d 3n = 150 000 =s 精度等级 由表 级精度 齿数和模数 初取齿数 z1=0 m=d/z=2 使用系数 由表 K =载系数间载荷分配系数 由表 求 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 7 T1/ 10 =750N K /750/60 =式 = 2/11/ =(1/80+1/80)=式 = 3/ = 由此得 22 =齿向载荷系 由表 数K= 32 101/ A=B=C=荷系数 K K= =性系数 由表 节点区域系数 由图 Z 接触最小安全系 由表 6000h 使用寿命 10年 ,每年工作 200天 ,8小时工作制。 应力循环系数 由表 97 1010 60=60 1 16000 1430/24 接触寿命系数 H 由式 12 l i ml i m / Z =590 算 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 8 = 计算结果表明 ,接触疲劳强度合适 ,齿轮尺寸无须调整。 2. 确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d 2021 因为了满足结构要求 ,直径已确定为 320 中心距 a a=320 齿宽 b b=60 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 由表 数 齿向载荷分布 b/h=60/数荷系数 K K= 形系数 由图 250 弯曲最小安全系数 由表 Y 尺寸系数 由图 21 许用弯曲应力 F F = Y =250 1 1/定 m 因为 d=320 所以应重新确定 m m=d/z=320/80=4 由式 m 1 /由表 m 入数据 35.1 验算 2 1 2 传动部分设计 9 代入数据 综上得同步齿轮的设计计算符合强度要求。 2 3 高速级传动齿轮设计 参考 齿轮手册 齿轮采用的是开式传动 ,材料为 45调质钢 ,其硬度为 229均为 240 基本应力的的确定 接触疲劳强度极限 图 5901 5902曲疲劳强度基 本值 图 4501曲疲劳极限 图 4502 250 2502 主要尺寸的初步确定 因为高速级传动的大齿轮是同步齿轮 ,所以小齿轮与其啮合的模数也应为 m=4 小齿轮的齿数 1Z 1 (i=4) =480小齿轮的大径 1d 1d =m 1Z =4 20 小齿轮的齿宽 1b 为了与同步齿轮配合 , 取 b=60 齿根疲劳极限 分度圆 圆周力000T1/2000 120/80 使用系数 表 载系数间载荷系数向载荷分布系数荷作用于齿顶时的 图 1 齿形系数 图 2 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 10 力修正系数 重合度系数 /=旋角系数 F K = 0 安全系数校核 弯曲寿命系数 11 60 =60 240 1 10 200 8 72 N 其中 1 , 71 N 72 N 所以取 1,121 442 0 应当数表 代入数据 1应齿根表面状 由 1Y 由表 取 1安全系数 由表 得 分别代入数据得 最安全系数 由表 所以 S 综上得 大小齿轮均合格 2 4 带轮传动的设计 (参考 机械设计手册 ) 设计功率金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 11 工况系数 (表 13 K P:传动功率 (原动机功率 ) P=3择带型 据 由图 13 i 43021 mr 由表 1351 502 大带轮直径的确定 12 dd 实际转速 2112 1= 45 0 7514 带速 v v=100060 11 100060 143075 =s 2 0 03 6 5108 综上计算得 ,轴承满足要求。 基本尺寸 d=50=110=27 弯矩、扭矩 计算 (图见 垂直方向 3 33 8 7 1 1 2 38 8 3 水平方向 3 M= m 310962 2 1 X 32 2 1 37 3 X 合成弯矩 22= 22 6 5 55 6 2= 22 22= 22 扭矩 输入扭矩为 T=120 ,经过每个键扭矩会减少 5 。 3 拆包机构设计 24 500 96 垂直力 1000N 1000N 00N 700N 水平力 0 垂直弯矩 水平弯矩 合成弯矩 50 5 扭矩 图 矩图 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 25 险截面的切换与比较 1. 确定危险截面 (参照 机械设计手册 ) 由图 以看出扭矩和弯矩最大的截面在 D 处 ,E 处直径最细 ,可弯矩接近 0,扭矩已校核通过 ,故不可能成为危险截面 ,而 B 处弯矩和直径都处于中间 ,从以上分析 B 处和 D 处均有可能成为危险截面。 2. 校核危险截面 许用安全系数 由表 6 1) B 处 对称循环疲 由表 3列公式得 劳极限 6 5 B 19528611 脉动循环疲 2 8 劳极限 31248600 等效系数 =486 4862862 0012 =312 3121952 弯矩 弯曲应力幅 31 弯曲平均应力 0m扭转切应力 a 6 扭转切应力幅和 262 3平均切应力 有效应力集 因此截面处有键 ,轴径变化 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 26 中系数 过渡圆角半径 r=2 D/d= 50/45=1.1,r/d=2/50=b=650a,从附录表 1查出 表面状态系数 由附录表 5查得 ,2.3 尺寸系数 由附录表 6查得 弯曲安全系数 设为无限寿命则 1N,由式 / 1 = S 扭转安全系数 / 1 = 22= = 2) 对称循环疲劳极限 3124861952860011等效系数 弯矩 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 27 弯曲应力幅 1 = 弯曲平均应力 0m扭转切应力 扭转切应力幅和 2/ 有效应力集中 由附录表 5 系数 表面状态系数 尺寸系数 由附录表 6 弯曲安全系数 1式 / 1 代入数据得 扭转安全系数 / 1 代入数据得 复合安全系数 22代入数据得 综上得轴在 处也均安全 ,即 此轴不存在危险截面。 3. 轴的静强度校核 4. 安全系数公式 2m a a x 32 360 屈服强度 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 28 最大转矩 12022m a x 300m 122m a x a 由表 6 32503233 代入数据得 所以 5. D 最大弯矩 7 5 722m a x a 12022m a x 240m 代入参数