JS500混凝土搅拌机定稿修改

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文JS500混凝土搅拌机机械部分设计THE DESIGN OF JS500 CONCRETE MIXER MECHANICAL PARTS 学生姓名：周委学 号：200841914517年级专业及班级：2008级机制（5）班指导老师及职称：吴彬 讲师学 部：理工学部湖南长沙提交日期：2012年5月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文设计作者签名： 年 月 日目 录摘要1关键词1前言21 JS500混凝土搅拌机设计要求31.1 设计的总体要求31.2 原始数据32 总体设计方案确定及动力元件选择32.1 总体设计方案32.2 电动机的选择42.3 传动装置运动和动力参数的计算42.3.1 传动装置的总传动比和分配传动比42.4 传动装置各轴的运动和动力参数52.4.1 各轴的转速52.4.2 各轴的输入功率52.4.3 各轴的输入转矩52.5 带传动的设计52.5.1 带传动类型的选择52.5.2 V带带型的选择62.5.3 确定带轮的基准直径和验算带速62.5.4 确定中心距a,并选择V带的基准长度62.5.5 计算中心距a及其变动范围72.5.6 带轮设计82.6 齿轮传动的设计82.6.1 高速级齿轮设计：82.6.2 按齿面接触强度设计82.6.3 小齿轮的设计计算92.6.4 验算轮齿弯曲强度102.6.6 低速级齿轮设计102.6.7 按齿面接触强度设计112.6.8 按齿根弯曲强度设计122.6.9 几何尺寸计算122.7 传动轴的设计与校核132.7.5 输入轴的设计132.7.6 计算出作用在齿轮上的力132.7.7 初步确定轴的最小直径132.7.8 轴的结构设计132.7.9 轴上的载荷计算152.8 滚动轴承的设计与校核162.8.1 输出轴轴承162.8.2 键联接的设计与校核163 联轴器的选择与计算174 搅拌装置设计174.1 叶片的设计与计算174.2 设计叶片的布置174.2.1 叶片的布置174.2.2 “裹轴”现象194.3 叶片的主要参数194.3.1 叶片主要参数的设计204.3.2 主轴的转速的确定214.4 螺旋叶片的选择224.4.1 叶片螺旋面的成形234.4.2 坯料形状的选择234.4.3 整圆坯料尺寸的确定235 筒体与搅拌轴的简要设计255.1 筒体的主要参数255.2 搅拌轴的主要参数255.2.1 销轴的校核265.2.2 搅拌轴筒强度校核276 结论28参考文献28致谢29JS500混凝土搅拌机机械部分设计摘 要:本次设计的JS500混凝土搅拌机是我们的主要设计机型。它是强制式卧轴混凝土搅拌机中的一种，强制式混凝土搅拌机不仅能搅拌干硬性混凝土，而且能搅拌轻骨料混凝土，能使混凝土达到强烈的搅拌作用，搅拌非常均匀，生产率高，质量好，成本低。它是目前国内较为新型的搅拌机，整机结构紧凑、外型美观。工作时,物料在叶片推动下沿螺旋面移动,长期的生产实践证明,通过对卧轴式搅拌机的叶片结构和曲面形状进行合理的布置和设计，混凝土的质量和生产效率会有很大的提高。其主要组成结构包括：搅拌装置，搅拌传动系统，上料、卸料系统，供水系统，机架及行走系统，电气控制系统，润滑系统等。主要设计计算内容是JS500混凝土搅拌机机械部分的设计，主要包括：减速器的设计、减速器上所有部件之间相互位置的确定、减速器与搅拌筒的连接方式及安装位置、搅拌筒外形尺寸的确定、搅拌筒钢结构的选材，搅拌轴的校核、完成搅拌装置及零部件图。关键词：混凝土搅拌机；减速器；搅拌装置；叶片The Design Of JS500 Concrete Mixer Mechanical, s PartsStudent: Zhou WeiTutor: Wu Bin（Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: The design of the JS500 concrete mixer is our main design models. It is a forced horizontal shaft concrete mixer, not only compulsory concrete mixer mixing dry concrete, but also mixing of lightweight aggregate concrete to make concrete to achieve a strong role in mixing, stirring very uniform, high productivity, good quality and low cost. It is a relatively new type of mixer, compact structure, beautiful appearance. Work, the material in the leaves to promote the move along the helical surface, the long-term production practice proves that a reasonable layout and design by the leaf structure and shape of the surface lying shaft mixer, concrete quality and production efficiency will be greatly improved . Its composition include: mixing device, mixing the transmission system, loading, unloading system, water supply system, rack and walking system, electrical control system, lubrication system. Calculate the content of the main design is the design of the mechanical parts of JS500 concrete mixer, including: the design of the reducer.Keyword: concrete mixer；rack；the channel前言近年来随着我国城市基础建设、房地产开发业的迅猛发展，推动了混凝土生产产量的迅速提高。混凝土生产是改变传统的现场分散搅拌混凝土的生产方式，实现建筑工业化的一项重要改革1-2。混凝土的商品化生产因其生产的高度专业化和集中化等特点大大提高了混凝土工程质量，节约原材料，加快，提高劳动生产率，减轻劳动强度，同时也因其节省施工用地，改善劳动条件，减少环境污染而使人类受益3。目前,在国内外的煤炭、建材、化工等行业广泛地使用着各种各样的用来搅拌煤、混凝土及其他原料的搅拌机。从其运动方式及其主要结构上来看,它们可分为两大类型:一种形式为单运动的轴式传动轴上(有单轴和双轴)安装各式各样的搅拌叶片(有长锥形、螺旋形等),并利用叶片来搅拌物料；而另一类则是通过钢齿轮传动带动某一形状的筒体(有圆锥体、圆柱体等)的自身旋转而使物料产生搅拌效果。由于这些搅拌输送机全部都是利用单运动方式,因而普遍存在拌和物料不充分,搅拌效果不太理想；另外,其噪音也较大,特别是在煤炭行业的工业型煤等新工艺上使用的搅拌输送机,根本满足不了其工艺设计要求而严重制约了其新技术新工艺的推广使用,因而急需一种结构新颖、效果明显的全新机型的搅拌机来逐步代替旧式搅拌机,并且也可广泛地使用于其他行业4。然而，在实际生活中，我们看到的大部分混凝土搅拌机，都是起搅拌作用，然后通过车载，人力等方式运送到需要的地方。搅拌和输送分开进行，既加强了工人的劳动强度，降低了劳动效率，造成大量原材料的浪费，又污染了环境。还有些设备是搅拌和输送是分开的，及用一种机器完成混凝土的搅拌作用，而用专门的机器完成混凝土的输送。JS500混凝土搅拌机是随着混凝土施工工艺的改进而逐渐发展起来的新机型。近年来，搅拌机逐渐向大容量和高生产率方向发展。通过长期的研究和探索发现比较完善的搅拌输送过程。为使混凝土的搅拌和输送变得相对容易，一般采用卧式双轴强制式连续混凝土搅拌机。通过对搅拌轴的叶片的设计和组合，使物料完成搅拌和输送的工作。本机在封闭的环境中，实现对物料的搅拌和输送，搅拌及输送效果良好，对环境污染少，能够改善施工现场施工条件，保障施工人员身心健康，降低工人的施工强度，提高工作效率，减少施工中对环境的破坏5。1 JS500混凝土搅拌机设计要求1.1 设计的总体要求（1）满足使用要求（2）满足经济性要求（3）力求整机的布局紧凑合理（4） 工业性要求简单而实用（5）满足有关的技术标准1.2 原始数据（1）出料容积 500 L（2） 进料容积 800 L（3）搅拌电机额定功率 15 KW（4）最大骨料粒径 80/60 （5） 生产率： 25-30 2 总体设计方案确定及动力元件选择2.1 总体设计方案双卧轴混凝土搅拌机主要由传动系统、搅拌装置、搅拌筒等组成。该产品的主要机构主要由一下几部分组成6。1- 减速器 2-底架 3-电机 4-搅拌筒 5-搅拌轴 图1 连续式混凝土搅拌机Fig.1 Continuous concrete mixer（1）.电机、减速机由皮带连接在一起，减速机与搅拌轴也由联轴器连接在一起，安装在底座上组成一个整体，它们之间用螺栓联结以便装卸和运输。（2）. 搅拌系统由搅拌筒，搅拌轴组成，完成物料的搅拌及输送工作。两搅拌轴在搅拌筒内成对称方向布置，一个搅拌轴主要用于输送物料，而另一个搅拌轴用来搅拌和输送物料。2.2 电动机的选择 传动方案简图 1箱体2第二级大齿轮3第一级大齿轮4第二级小齿轮5大皮带轮6第一级小齿轮7小皮带轮8电动机9开式大齿轮10开式小齿轮图2 搅拌传动系统Fig.2 Stirring transmission system由于双卧轴混凝土搅拌机从结构上看，主要就是依靠电机的旋转，带动减速机的转动，进而带动搅拌轴的旋转。因此，电机是整个装置的动力元件。由于在露天工作，工作时灰尘较多，土扬水溅的工作场合。在搅拌的过程中，由于混凝土在不断的搅拌过程中消耗动力，因此连续式混凝土搅拌机的生产能力决定着电机的功率。此处电动机选型计算不详细涉及功率计算，而依据工作装置转速进行电机选型。异步电机具有结构简单、维修方便、工作效率高、重量较轻、成本较低、负载特性较硬等特点，是应用较广、需求较多的一类电机7。综合考虑各个条件，由课程设计指导书表20-1中的Y系列电动机技术数据，查得暂选电机为Y160M2-2型电机。查表知该电机功率为15KW。转速为2930r/min。效率为90，额定转矩为2.0 KN.m ,最大转矩为2.2KN.m,质量125Kg. 所以 2.3 传动装置运动和动力参数的计算2.3.1 传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：ia=nmnw=293081.49=35.96 由于， (1)初选V带传动比，所以减速器的传动比： iz=iaid=35.963=11.98分配传动比：高速级齿轮 i1=1.4i2=4.09 低速级齿轮 i2=izi1=11.984.09=2.922.4 传动装置各轴的运动和动力参数2.4.1 各轴的转速 轴1（电机）： n1=nm=290r/min 轴2（输入）：n2=n1id=29303r/min=976.67r/min 轴3（中间）:n3=n2i1=976.674.09r/min=238.79r/min 轴4（输出）: n4=n3i2=238.792.92r/min=81.77r/min 轴5（搅拌轴）： n5=n4it=81.771r/min=81.77r/min2.4.2 各轴的输入功率 轴1（电机轴）： 轴2（输入） 轴3（中间） 轴4（输出） 轴5（搅拌轴） 2.4.3 各轴的输入转矩 轴1（电机轴）： 轴2（输入）： 轴3（中间）： 轴4（输出）： 轴5（搅拌轴）：运动和动力参数的计算结果如下表12.5 带传动的设计2.5.1 带传动类型的选择由于V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，大多数V带已标准化，且普通V带用于载荷不大和带轮直径较小的场合，符合所要求的工作和生产的条件，所以选择普通V带为外传动零件。表1 各轴的数据Table 1 Each axis data轴名输入功率P（kw）输入转矩T（Nm）转速n（r/min）111.4937.452930211.03107.85976.67310.59423.53238.79410.171187.7681.7759.671129.3781.772.5.2 V带带型的选择由于搅拌机在工地上作业，时间一般比较长，基本大于8小时。根据课本13-8 （机械设计），查得工作情况系数已知所需传递的额定功率，即电动机的额定功率P=15kw所求的计算功率 Pca=KA.P=1.115kw=16.5kw 已知小带轮转速,即电机轴的转速n1=2930r/min 根据课本图13-16，选取窄V带SPZ带型2.5.3 确定带轮的基准直径和验算带速（1）初选小带轮的基准直径dd1 根据课本表13-8，V带轮的最小基准直径dd1(min)=130mm 根据课本表13-9，初选小带轮的基准直径dd1(min)=132mm（2）计算大带轮的基准直径dd2 由于id=3由式dd2=iddd1=3132mm=396mm，并根据表8-8圆整，得dd2=400mm2.5.4 确定中心距a,并选择V带的基准长度（1）初定中心距a0根据式0.7(dd1+dd2)a0 2(dd1+dd2)得：372.4mma01064mm 所以，a0初定为600mm（2）计算相应的带长Ld0 (2) =2600+3.142132+400+（400-132）24600mm=2059.18mm 根据课本表13-2，选定Ld=2000mm2.5.5 计算中心距a及其变动范围a=a0+Ld-Ld2=600+2000-20592mm=570.5mm其变动范围 amin=a0-0.015Ld=570mm amax=a0+0.03Ld=660mm中心距变化范围570660m（1）验算小带轮上的包角1180-dd2-dd257.3a180-400-132570.557.3=153.1小带轮上包角1120 符合要求。（2）确定带的根数z 由公式 Z=Pcapr=pca(P0+P0)KaKL (3) 根据和，查表13-4,得根据和SPZ带型查表13-6,得 根据，查表13-7，得 根据和SPZ带型，查表13-2，得 将所查参数代如式（1）中，求得z=2.56圆整后，取z=3（3）确定带的初拉力 根据SPZ带型，查表13-1，得q=0.07kg/m F0(min)=500(2.5-Ka)PCaKaZV+qv2 (4) =262N（4）计算压轴力Fp（min）=2ZF0(min)sin12=23262sin153.12N=1436N 2.5.6 带轮设计 材料选用HT200结构形式：根据，小带轮采用实心式结构,，大带轮采用 轮辐式结构根据SPZ带型，查表13-10，f=12mm,e=12mm, 根据带的根数，可求得带轮宽度：B=48mm2.6 齿轮传动的设计2.6.1 高速级齿轮设计：（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用8级精度。（3）材料选择: 两齿轮均使用软齿面，因为是闭式传动，失效形式为点蚀小齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度为240HBS 大齿轮的材料为45号钢，正火处理，硬度为200HBS 两齿轮硬度差控制为40HBS （4）齿数的初选考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些取，则Z2=Z1i1=234.09=94.07圆整后，取（5）初选螺旋角为2.6.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 (5)(1) 确定公式内的各计算数值 查表11-3试选载荷系数Kt=1.1（2） 小齿轮传递的转矩 T1=107.85Nm（3） 根据齿轮的装置情况，由表10-7选取齿宽系数（4） 根据螺旋角，由图10-30选取区域系数（5） 根据齿轮材料，由表10-6查得材料的弹性影响系数（6） 根据齿轮的材料:由表11-1，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（7）根据可靠度 查表11-5 2.6.3 小齿轮的设计计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入上述系数，得 （2）计算圆周速度v （3）计算齿宽b及模数 b=d1t=171mm=71mm mnt=d1tcosz1=710.96623mm=2.98mm2.6.4 验算轮齿弯曲强度（1）确定公式内的各计算数值 （2）查取齿形系数，由课本图10-8查得 （3）查取应力校正系数由表10-8查得 （4）设计计算 F1=2KT1YFa1YSa1bm2z1=21.1107.851031.582.73703323=70.6MPa F2=F1YFa1YSa1YFa2YSa2=7.062.251.82.731.58=66.28MPa所以安全。2.6.5 几何尺寸计算(1)计算中心距 a=(z1+z2)mn2cos=(23+95)220.966mm=183.2mm 将中心距圆整为183mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =cos-1(z1z2)mn2a=cos-1(23+95)22183=14.76因螺旋角值改变不大，故参数等不必修改(3)计算大小齿轮的分度圆直径 (4)计算齿轮宽度b=dd1=171.35mm=71.35mm圆整后，取大齿轮宽度，小齿轮宽度 2.6.6 低速级齿轮设计（1）根据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，故选用8级精度8。（3）材料选择，根据表10-1（机械设计）两齿轮均使用软齿面，因为是闭式传动，失效形式为点蚀小齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度为240HBS大齿轮的材料为45号钢，正火处理，硬度为200HBS 两齿轮硬度差控制为40HBS（4）齿数的初选 考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些 取，则z2=z1i1=242.92=70.08 圆整后，取（5）初选螺旋角为2.6.7 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，确定公式内的各计算数值即 (6)（1）试选载荷系数 Kt=1.1（2 ）小齿轮传递的转矩 T1=107.85N.m=423.53N.m（3） 根据齿轮的装置情况，由表10-7选取齿宽系数（4）根据螺旋角，由图10-30选取区域系数（5） 根据齿轮材料，由表10-6查得材料的弹性影响系数（7)根据齿轮的材料，由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限，（8) 根据可靠度 查表11-5 （9)试算小齿轮分度圆直径，代入上述系数，（10)计算圆周速度v2.6.8 按齿根弯曲强度设计（1) 查取齿形系数，由课本图10-8查得 （2) 查取应力校正系数由表10-8查得 （3）设计计算 F1=2KT1YFa1YSa1bm2z1=21.1423.531031.582.71255224=52.9MPa F2=F1YFa1YSa1YFa2YSa2=52.92.251.752.71.58=48.9MPa所以安全。2.6.9 几何尺寸计算(1) 计算模数 模数取5(2) 计算大小齿轮分度圆直径(3)计算中心距 (4)计算齿轮宽度 b=dd1=1122.7mm=122.7mm圆整后，取大齿轮宽度，小齿轮宽度2.7 传动轴的设计与校核2.7.5 输入轴的设计输入轴的功率、转速和转矩 2.7.6 计算出作用在齿轮上的力已知：高速级小齿轮的分度圆直径 压力角： 高速级齿轮螺旋角： 圆周力： 轴向力： F2=Ft2tan=3157.30.264N=831.8N 2.7.7 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3（机械设计）， 查得A0=126103，取 (7)2.7.8 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案：套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖、带轮依次从轴的左端向右安装，套筒、甩油环、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴的最小直径，选定带轮的孔径d,故。已知带轮的轮毂宽60mm带轮的轮辐宽度为78mm,为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制一轴肩，取轴肩高h=2mm,故，带轮的左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈的直径为36mm,由于L=60mm，取轴段1-2长度应略小于L，故取。初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。根据轴段2-3的直径,选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，得其 尺寸 故左端轴承都用轴肩与套筒定位，取轴肩高h=5,故由于与齿轮分度圆直径很相近，为了避免齿轮加工困难等问题和能保证齿轮承受较大的载荷，把该轴做成齿轮轴，轴的材料应跟齿轮一致选用40钢。因有轴承用套筒定位，为了避免因套筒直径过大而影响齿轮的传动，在齿轮轴段左端制一小于齿轮轴齿轮分度圆直径的轴肩，取轴肩高度为h=3mm,长度为l=3,故,。初取轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆与其他要求和考虑到带轮安装后会否与端盖干涉，故取端盖的外端面与带轮轮毂右端面肩的距离l=40mm，故。考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁与齿轮右侧或轴肩的距离为a=16mm,故3-4段的长度为，8-9段的长度为 初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。根据轴段2-3的直径,选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，得其尺寸 故。 左端轴承都用轴肩与套筒定位，取轴肩高h=5,故由于与齿轮分度圆直径很相近，为了避免齿轮加工困难等问题和能保证齿轮承受较大的载荷，把该轴做成齿轮轴，轴的材料应跟齿轮一致选用40钢。因有轴承用套筒定位，为了避免因套筒直径过大而影响齿轮的传动，在齿轮轴段左端制一小于齿轮轴齿轮分度圆直径的轴肩，取轴肩高度为h=3mm,长度为l=3,故 初取轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆与其他要求和考虑到带轮安装后会否与端盖干涉，故取端盖的外端面与带轮轮毂右端面肩的距离L=40mm， 。考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁与齿轮右侧或轴肩的距离为a=16mm,故3-4段的长度为，8-9段的长度为 为使输入轴与后两根轴能在箱体轴承间距离保持一致，并且各轴段长度不会过长，故取，两轴端间取一轴肩，并且不影响齿轮的传动，取轴肩高为3mm，故（3）轴上零件的周向定位 带轮与轴的连接采用平键，根据表10-9，按安装带轮轴段直径，选取的平键尺寸为（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2.（5）该轴的概略图如下： 图3 输入轴简图Fig3 Input axis diagram2.7.9 轴上的载荷计算根据轴的结构和轴所受的力，作出下图由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力由此可知危险截面在C处对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得，因， （8）故安全。2.8 滚动轴承的设计与校核 前面在轴的设计中已初选了各轴的轴承，现对各轴的轴承进行校核，不符合要求的再从机械设计手册中查找同一孔径的轴承，更换后再进行校核。2.8.1 输出轴轴承 输出轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承32912，从机械设计手册中查得相关的计算数 图4 输入轴载荷分析图Fig.4 Input shaft load analysis diagram2.8.2 键联接的设计与校核 （1）一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用回头普通平键（A型），而联轴器与轴端选用单回头平键（C型），键、轴和轮毂材料都是钢9，由表6-2查得许用挤压应力，p=100120MPa 取 以下为输入轴键联接校核计算(2) 轴与带轮联接键尺寸为 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 故选用键标记为：键 C1290 GB/T1096-79(3) 轴与带轮的联接键尺寸为： 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 由式6-1可得 因，满足强度要求故选用键标记为：键 C1050 GB/T1096-793 联轴器的选择与计算由于减速器与搅拌轴之间需要传递扭矩和运动，因此需要联轴器来保持它们一同回转而不脱开。由于凸缘联轴器具有结构简单，制造方便，成本较低，装拆、维护简便，可传递大扭矩10。因此，我们可以选择该联轴器作为该机器的联轴器。由于电机和减速器已经选定，减速器连接的轴已经确定。因此联轴器的基本尺寸参照机械零件设计手册，可以确定下来。然后根据安装和配合需要的尺寸，来确定最终的加工的大小和尺寸。4 搅拌装置设计 搅拌装置包括：搅拌筒、搅拌轴、搅拌臂、搅拌叶片和侧叶片，具体结构如下图5所示：搅拌筒内装有两根水平配置的搅拌轴，每根轴上均装有搅拌叶片。在靠近搅拌筒两端的搅拌臂上分别装有侧叶片，可刮掉端面上的混凝土，并改变混凝土的流向。4.1 叶片的设计与计算叶片按混合布置可取得较均质的混合物，同时提高叶片轴的转速（增大单位时间内工作机构和混合物配料），试样的强度可增大1015，从顺向流动布置的强度为12.515 MPa。增大到叶片混合布置时强度为15.817.2 MPa。4.2 设计叶片的布置工作时,搅拌轴带动搅拌叶片旋转,强迫物料按预定的轨迹产生剪切、挤压、翻滚和揉搓等强制搅拌作用,使物料在剧烈的相对运动中得到均匀搅拌。改进搅拌叶片的结构和曲面形状,对提高搅拌质量、减小搅拌阻力和降低功率消耗具有重要的意义11。4.2.1 叶片的布置合理的叶片布置不仅可以提高混凝土的硬度和混凝土的生产率。而且可以减少原料的消耗，减少物料对机器的冲击，还能延长机器的寿命。由于两轴的旋转方向相反,两轴间的料产生挤压、翻滚和揉搓,以达到搅拌混合效果。1搅拌左轴；2搅拌叶片；3加强板；4侧叶片；5搅拌右轴图5 JS500混凝土搅拌机搅拌装置Fig.5 JS500 concrete mixer mixing device显然,在不破坏物料流运动的前提下,两轴间物料逆流运动的频次越高,揉搓和挤压作用就越充分,搅拌效果就越好。因此,双轴上搅拌叶片的排列应以此作为依据。针对上述问题，结合原有的试验得到的叶片布置的优劣。针对连续式混凝土搅拌机作出如下叶片的布置。通过对叶片相对运动分析可知:搅拌叶片正反排列得到的逆流次数要比搅拌叶片双正排列得到的次数多,因此搅拌作用更强烈,搅拌质量也更好。并且随着搅拌叶片数量的增多,这种优势会更加明显。但这种情形下，那么搅拌叶片的运动顺序破坏了拌筒内物料的大流动。这是因为物料以连续递推的方式前进。此外，在一根轴上相邻叶片，同时参加搅拌,并且二者对物料推动的方向相反。由于叶片的反向推动,有可能该叶片的相邻叶片无料可搅,从而导致一根轴上叶片内的物料无法推出来。为了防止物料在机体两端受到挤压,应在物料进口端只设正向叶片,在出口端仅设反向叶片。实体面型螺旋叶片具有搅拌效率高、输送物料性能好，因此在入料口设置这种叶片。但这种叶片容易使物料形成“裹轴”现象。而带式面型螺旋叶片虽然在输图6 设计叶片的布置Fig.6 The layout of the design leaves送效率上，稍差于实体面型螺旋叶片，但物料不会形成低效区。这对物料在沿轴向运动是比较有利的。特别物料在长距离输送时，带式面型螺旋叶片充分发挥了自己的优点。虽然搅拌叶片正反排列得到的逆流次数要比搅拌叶片双正排列得到的次数多,因此搅拌作用更强烈,搅拌质量也更好。但这种情形下，搅拌叶片的运动顺序破坏了拌筒内物料的整体流动。这是因为物料以连续递推的方式前进。此外，在一根轴上相邻叶片，同时参加搅拌,并且二者对物料推动的方向相反。由于叶片的反向推动,严重时，可能造成该叶片的相邻叶片无料可搅,从而可能导致一根轴上叶片内的物料形成断料现象12。为了避免这种情形的产生，根据试验结果,反向叶片的长度一般为正向叶片的1/22/3较好。此外，采用螺旋桨叶片，作为反向叶片，各叶片均匀分布在轴上。这种叶片，可以承受较大的反向推力，搅拌的效率较高。螺旋桨叶片间断的分布在轴上，不能导致对搅拌轴的断料形成。机内的物料被正、反叶片分成两部分,一部分向前推进,另一部分则向后推送,使物料产生连续不断的轴向往复运动,将处于不同半径处的物料翻转,在正反叶片的共同作用下,物料在机内反复翻动、扩散、搅拌、揉搓,使物料混合均匀。由于正向叶片大于反向叶片,所以物料在作轴向往复运动的时候,总体上是向出料口方向前进的,因而可以满足连续工作的要求。此外,物料由通常的单向运动方式改为往复运动,使得设备在有限的长度，提高物料的生产率和搅拌效率。4.2.2 “裹轴”现象机器在开始进料时，大量物料在很短的时间内很容易造成物料在进料口堆积。因此，为使物料迅速离开入料口，入料叶片做成实体面型螺旋叶片。这样又很容易造成“裹轴”。因此，在其后的搅拌输送叶片，为减少“裹轴”13的危害，做成带式面型的螺旋叶片。4.3 叶片的主要参数4.3.1 叶片主要参数的设计物料在料槽中的轴向移动速度(m/s),在实际工作中,通常不考虑物料轴向阻滞的影响,因此物料在料槽内的轴向移动速度/60。 (11)由上式可以看出,当物料输送量Q确定后,可以调整螺旋外径D、螺距S、螺旋转速n和填充系数四个参数来满足Q的要求。所以,螺旋直径 (12)主要参数的确定对于螺旋输送叶片,其物料输送量可按下式计算: 式中Q螺旋输送搅拌机输送量(t/h)F料槽内物料层横截面积()F=4D 2(为填充系数)r物料的单位容积质量()c倾斜输送系数;令 所以 (13)式中 K物料综合特性系数。物料综合特性系数为经验数值。一般说来,根据物料的性质，查表取 K=0.0573为填充系数取值为0.3C倾斜输送系数。该搅拌机的倾斜角度为，查表取值为1代入数据得D=0.0532.5600.31 =480.9 mm。为方便生产，一般把计算出来的D值应尽量圆整成下列标准直径(mm):150,200,250,300,400,500,600,700,800所以 D=500 mm。4.3.2 主轴的转速的确定随着主轴的转动，使得混凝土产生一个附加的绕轴旋转的循环流。主轴一定的转数范围内，这种附加的循环流对混凝土的影响并不显著。但是，一定的转数时，混凝土就会产生垂直于输送方向的跳跃翻滚，这时主轴将主要起搅拌而不再起轴向的推进作用。这不仅会降低物料的输送效率，加速设备构件的磨损，而且会降低生产率。因此，为了避免这种现象的产生，主轴的转速不得超过它的临界转速。为了保证位于主轴附近的混凝土不会因为离心力的作用而产生垂直于输送方向的径向运动，它所受的离心力不能大于其自身重力，而叶片外径处的混凝土所受的离心力最大，因此混凝土所受离心力的最大值与其自身重力之间应有如下关系: (14) 式中 主轴最大转速, 即临界转速，；螺旋叶片外径，；重力加速度，；物料综合特性系数。令，则式可转化为： (15)式中 物料综合特性系数，查表知：A=63代入数据得 nmax=370.590.1r/min因此把它初始设置在81.77是合理的。搅拌叶片的螺旋角的设计 由于筒内充满了物料，其扩散作用使在环筒（d2-d1）内的物料偏离输送实体。而周围的饲料又来补充，组成新的输送实体，连续不断，循环往复。为不使物料在搅拌筒内堆积和截断。输送叶片旋转一周输出的物料应与搅拌叶片旋转一周输出的物料一致。由公式 (16)式中： Q 料流量（） 螺旋叶片轴向投影面积 （）叶片旋转一周被推料的轴向运动距离（） (17) 叶片轴的转速 （）要满足物料的连续性，有公式 (18)其中 把其余数据代入得：由叶片的性质知，带式螺旋叶片的螺旋节距与螺旋叶片的直径大致相同，再根据下述关系知 (19) 463.8 mm考虑到该轴上还有一些反转的叶片，的值适当取的大一些，所以取480 mm。4.4 螺旋叶片的选择用于双卧轴混凝土搅拌机的工作螺旋是由旋转轴和许多螺旋叶片彼此焊接而成。螺旋叶片的制造无疑是整个螺旋输送机制造中的关键14。制造螺旋叶片虽有多种方法，但由于螺旋输送机属小批生产，故用模具压形来制造螺旋叶片乃是质量可靠而又切实可行的办法。4.4.1 叶片螺旋面的成形叶片的螺旋面是以垂直于轴的一段直线作母线绕轴作匀速旋转并同时作匀速轴向移动而形成的。是母线绕轴旋转360“所形成的螺旋叶片，此时母线轴向移动的距离称为螺距S。4.4.2 坯料形状的选择所示螺旋叶片的坯料形状示于下图所视，显然坯料有一小块扇形面积未被使用。尽管如此，但生产中往往选用这种形状的坯料压制出正好一个螺距的螺旋叶片。若将坯料修改成开有剪缝的整圆环状，就能压制出多于一个螺距的螺旋叶片，达到充分利用材料的目的，还可减少工作螺旋中叶片间的焊缝。这样做的另一优点是使构成工作螺旋的各螺旋叶片的接头处的各焊缝错开而不在同一轴向平面内，从而改善螺旋输送机工作的平稳性15。4.4.3 整圆坯料尺寸的确定实体面型的螺旋叶片根据设计的尺寸可知：D=140 mm，S=400 mm，B=180 mm。图7 实体面型螺旋叶片Fig.7 Entities face the helical blade内螺旋线投影长=3.14140=440 mm。外螺旋线投影长=3.14500=1570 mm。螺旋线实长 594.6 mm。1620.2 mm。叶片内沿展开半径 mm。叶片外沿展开半径 =104.5+180=284.5 mm。展开料缺口夹角 =展开料缺口外螺旋线旋长 A= 164.7 mm。带式面型的螺旋叶片根据设