混凝土搅拌机传动及卸料系统设计

目 录摘要1关键词11 前言21.1研究的目的与意义21.2国内为研究现状32 传动系统设计42.1 拟定传动方案42.2 电动机类型和结构62.2.1 电动机容量62.2.2 电动机的转速62.3减速器传动装置设计72.3.1 确定传动方案72.3.2主要参数确定92.3.3柔轮设计132.3.4钢轮的设计152.3.5齿廓啮合干涉验算172.3.6波发生器的计算192.3.7 柔性轴承的寿命计算212.3.8 传动效率计算212.3.9 低速轴设计233 带传动设计233.1 确定计算功率Pca243.2 选择V带的带型243.3 确定带轮的基准直径d0并验算带速v243.4 确定v带的中心距a和基准长度Ld253.5 验算小带轮上的包角253.4.7 带轮结构设计264.附件设计264.1润滑与密封274.1.1 润滑：274.2.2 轴承的密封275卸料系统的设计275.1对卸料系统的要求275.2 确定卸料系统的控制方式275.3拟定液压系统原理图285.4计算和选择液压元件285.4.1计算液压缸的总机械载荷F285.5液压泵的计算305.5.1确定液压泵的实际工作压力305.5.2确实液压泵的流量305.5.3确定液压泵电机的功率315.5.4选择控制元件315.5.5油管及其他辅助装置的选择315.5.6 查阅设计手册选择油管公称通径、外径、壁厚参数315.5.7 确定邮箱容量315.5.8液压缸的设计计算326总结33参考文献34致谢35混凝土搅拌机传动及卸料系统设计摘要：本文通过研究混凝土搅拌机的发展历史和国内外的现状，比较国内和国外混凝土搅拌机的技术差别，自主研究和改进当前的缺陷和不足。本文通过对三一重工和中联重科及国内外其他公司相关产品资料研究，借鉴其长处，改善其不足和缺陷。本文中主要对搅拌机的方案，传动系统和卸料进行规范的设计和描述，从而达到所需要求。关键词：减速箱；轴；齿轮；液压；The Design of Transmission Systems and Dischare Sytems of Concrete Mixing PlantStudent:Hong jiayuan Tutor:Quan Lazhen(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract:The paper is a diquistion of concrete mixing machine fron history and world circs at present time.The comparatitvly of mising machine technology fron inland and abrod,finding the limitation to develop the technology.standying the imformation oi SANY Company to learn strongpoint and improve the short.So in this paper,the main mixer in the programme,off-loudin and transmission system to regulate the design and description.To achieve the necessary requirements.Key words: Transmission;Axes;Gear;Hydraulic pressure1 前言1.1研究的目的与意义目前我国的混凝土搅拌机主机基本上依靠国外进口，国内技术水平参差不齐，只有部分产品接近国际先进水平，但是自主知识产权缺乏，基于商品混凝土的大力推广应用，双卧轴强制式混凝土搅拌机使用与各类混凝土搅拌站或搅拌楼，因为他的搅拌功率大、搅拌容积大、搅拌效率高等特点，现在被广大的商品混凝土行业专家所接受，所以开发本类混凝土搅拌机是符合市场要求和必须的。主要设计内容：（1）双卧轴强制式混凝土搅拌机传动系统设计；（2）双卧轴强制式混凝土卸料系统设计。1.2国内为研究现状在20世纪初，由蒸汽机驱动的鼓筒式混凝土搅拌机已经开始出现使用。50年代后，强制搅拌机和自落式搅拌机等相继出现问世并获得发展。前者适合干硬性混凝土，后者适合塑性混凝土。发展到现在，出现了星式搅拌机、立式搅拌机、混凝土搅拌机、防险搅拌机、单轴搅拌机。双轴搅拌机、防滑搅拌机等等。而目前的搅拌站、搅拌楼、搅拌车都是在此基础上改造和改进而来的。为了确保混凝土的搅拌质量，要求混凝土混合料混合搅拌均匀，搅拌时间短，卸料快，残留少，污染低和耗能少。影响混凝土搅拌机搅拌质量的因素:搅拌机的加料容量与搅拌筒几何容积的比率，搅拌机的结构形式，混合料的加料过程与加料位置，搅拌速度和叶片衬板的磨损状况，搅拌叶片的质量和排列的几何角度等等。所以这些是目前主要的研究方向。在这里面包括了环保要求的设计方向。下图为此次研究的仿物图，此课题研究的是传动和卸料系统。图1 搅拌示意简图Fig1 Agitation station hint diagranm2 传动系统设计2.1 拟定传动方案图2:传动方案1Fig.2：Transmission scheme1图3：传动方案2Fig.3 Transmission scheme2方案一如图一，方案二如图二。方案一结构简单，总传动比比较大，但沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度；方案二结构较为复杂，用于大功率、大传动比变载荷时，故选方案二。2.2 电动机类型和结构按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.2.1 电动机容量1）搅拌轴机工作机的输出转矩TW和转速Nw TW=3000Nm (1) 2) 电动机输出功率Pd Pd= (2)传动装置的总效率=1233245式中，1 2为从电动机至搅拌轴之间的各传动机构和轴承的效率。由教材表2-4查得：V带传动1=0.96；滚动轴承2=0.99；谐波齿轮传动3=0.97；弹性联轴器4=0.99；搅拌轴滚动轴承5=0.99，则 =0.960.9930.9620.990.99=0.83 (3)故 Pd= =11.35KW (4)C、电动机额定功率Ped由课程设计教材第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=15KW 2.2.2 电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表课程设计教材表2-1查V带传动常用传动比i1=24，谐波齿轮传动比i2=50500，则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=300030000rmin故选用电动机的型号为Y160M2-22.3减速箱传动装置设计2.3.1 确定传动方案谐波齿轮相比传统减速器具有传动比大，传动效率高，减速器尺寸小的优点，本设计考虑到以上综合因素故选择谐波齿轮减速器。其原理如下图。传动就其本质来说, 是属Z-X-V 型行星齿轮传动。其工作原理如图4所示, 它是由三个元件组成的, 即波发生器、柔轮和刚轮。其中任何一件均可固定不动, 其余两件作为输入件和输出件它可作为减速器使用, 也可作为增速器使用。通常, 刚轮为内齿轮, 固定不动; 波发生器为椭圆凸轮( 或双滚轮) , 作输入轴; 柔轮为外齿轮, 作输出轴; 而且大都采用2波传动, 即波发生器转1 转, 柔轮变形两次; 也即刚轮与柔轮的齿数差为2。若将波发生器装在柔轮中, 将使柔轮变为椭圆形, 此时, 处于长轴的齿将与刚轮齿接触啮合, 而处于短轴的齿则与刚轮齿脱开。当波发生器回转时, 将迫使柔轮齿依次同刚轮齿啮合, 由于相差2 齿, 故发生器转1 转, 将使柔轮在相反方向转过2 齿, 从而获得减速运动。图4工作原理Fig4 Working principle本设计采用钢轮固定不动，波发生器作输入轴，柔轮作输出轴。柔轮的结构型式主要有杯形、环形和钟形三种。经常采用的是杯形柔轮,本设计也采用了杯形柔轮，其结构如图5 所示。 图5 柔轮结构简图Fig5 Flexible wheel Structure diagram杯形柔轮虽然工艺性较差，但结构简单，联接方便，刚性好，传动精度高。波发生器的结构型式主要有双滚轮式、四滚轮式、偏心盘式、柔性轴承凸轮式等。经常采用的是柔性轴承凸轮式或双滚轮式波发生器。其结构如图6所示。图6 凸轮式和双滚轮式波发生器Fig6 Cam and Double wheel Wave generator柔性轴承凸轮式波发生器能全面控制柔轮变形, 承载能力大, 刚度好, 适于标准化批量生产。双滚轮式波发生器结构简单, 制造方便, 但承载能力低, 适于单件生产。本设计采用凸轮式波发生器。本设计的主要性能指标为：传动比100、输入转速3000r/min、输入转矩3000Nm。单级传动的传动比为100，能够满足传动比要求，且结构建效率较高，所以本设计采用单级传动。综上所述，传动方案采用双滚轮波发生器，钢轮固定，波发生器输入，柔轮输出的单级谐波齿轮传动。如图图7 结构简图Fig 7 Structure diagram2.3.2主要参数确定（1）传动比的计算及钢轮柔轮的齿数确定传动比计算公式：= (5) 传动比：=-80钢轮齿数：z2=81柔轮齿数：z1=80（2）柔轮和刚轮的材料选择柔轮材料：在谐波齿轮传动中，柔轮是在反复弹性变形的的状态下工作的，即要承受狡辩弯曲应力，又要承受扭转应力，工作条件恶劣，因此应使用疲劳极限350MPa和调制硬度280320HBS的合金钢制造柔轮。另外根据承受载荷情况的不同，所选的柔轮材料也应有区别。根据设计力学材料性能要求柔轮的材料选择为38CrMoAlA刚轮材料：钢轮的应力状态大大低于柔轮。因此刚轮可以此用普通结构钢，例如45、40Cr等。亦可用铸铁件与箱体铸在一起，材料应选用搞强度的铸铁或球墨镁铸铁等。铸铁刚轮与钢制柔轮形成减摩副，可以减轻表面磨损。本设计采用45作为刚轮材料，刚轮与箱体采用连接件链接。凸轮轮材料凸轮材料无需要求，常用45钢，调制处理。（3）波发生器的形式及几何参数，确定原始曲线方程波发生器是迫使柔轮产生预期变形规律的元件。常用的机械波发生器有滚轮式，偏心盘式和凸轮式，其中凸轮式柔轮变形全部控制，承载能力较大，刚度较好，精度也较高。是目前国内外最通用的结构。所以本设计选取凸轮式波发生器。如下图：图8 凸轮波发生器Fig 8Cam-wave generator凸轮形式主要有标准椭圆凸轮，此种凸轮加工简单方便，为目前最常用的一种凸轮；以四力作用下圆环变形曲线为廓线的椭圆凸轮，此种凸轮的加工虽较前者复杂，但只要改变角，便可获得所需之各种凸轮性状，当=时，柔轮中峰值力克达到最小；双偏心圆弧凸轮，此种凸轮加工方便，啮合区较大，但柔轮中的应力较大。本设计采用标准椭圆凸轮形式。图9 凸轮轮廓线Fig 9 Cam contour凸轮长半轴：a=0.5（）+ 凸轮短半轴：b= (6)考虑补偿波发生器径向尺寸链总的间隙量 柔性轴承内径凸轮廓线方程：= (7)轮波发生器的原始曲线可看作凸轮廓线的外等距曲线。计算得：（mm）a=54.4b=50.56（4）传动模数确由于谐波齿轮传动两轮的齿数均很多，故轮齿啮合时很接近于面接触，因此齿面磨损可由工作表面的比压来控制。于是，齿面比压p为： P= (8)式中： 用在柔轮上的转矩（Nm） 柔轮分读远直径 齿廓工作段高度，其精确值应由集合计算确定，近似取=m，其中 =1.41.6，m为模数 齿宽系数，=b/，一般取0.10.2，b为齿宽 当量与沿齿廓工作段高度接触的全齿合工作齿数，=0.25 啮合齿数站总齿数的百分数，一般取=0.30.5K计算载荷系数，当静载荷时，却K=0.1，工作中有冲击和震动时，取K=1.151.5 许用比压。齿圈材料，且在润滑条件下工作时，对不同钢种及热处理条件，可取=2040N/，当润滑不良时，值应适当降低，对塑料齿圈，。在计算时，齿面磨损条件往往用来大致确定传动模数，由式（2.3-1）得m (9)取=80，K=1.5，=40Nm，=0.4，=0.1，=30N/按公式（2.5-2）求得m1.8，本设计取模数为1.9。（5）谐波齿轮减速器的主要几何参数计算选定主要啮合参数（，）渐开线谐波齿轮传动啮合参数合理选择所遵循的基本原则是：在保证传动不发生啮合干涉的情况下，获得较大的啮合深度和啮合区，切保证有合理的啮合侧隙。因而在齿形确定之后，影响传动性能的参数主要是基准齿形角，变为系数、，径向变形量系数和齿廓工作段高度。1) 本设计取齿形基准角=的渐开线齿形，同时采用适当的变位系数来防止干涉。2）变位系数从增大啮入深度和啮合区的观点出发，变位系数应选大些，但其极限受齿顶变尖的限制。现设定柔轮用滚刀加工，刚轮用用插刀加工，则对于采用非标准柔性轴承的凸轮波发生器，圆盘波发生器和滚轮波发生器的谐波齿轮传动，柔轮和刚轮的变位系数可大致取： =（1.35-）/（0.85-0.04） (10) =+（-1） 对于采用标准柔性轴承的凸轮波发生器的谐波齿轮传动，取 =/m (11)式中：径向变形量系数 柔性轴承外径（mm） 齿顶高系数 S柔轮齿圈壁厚（mm） C径向间隙系数。3）径向变形量系数：径向变形量系数定义为=/m（其中为柔论的最大径向变量）在其他条件不变时，增加，可使啮合深度增加大，所需的变位系数减小；但此时啮合区缩小，柔轮中的应力增大。一般取=0.91.1。在动力传动中，亦可取： =0.89+8+2/m (12) 而/m=Tb/（+4（i-60） 式中：空载时在啮合区应保证的间隙（mm） T输出力矩（Nmm） b柔轮齿圈宽度（mm） 柔轮光滑圆柱部分的壁厚（mm） G剪切弹性模量（N/）由于本设计为非动力传动，所以直接取=1.04）齿廓工作段高度：通常，齿廓工作段高度随的增加而增加。一般取=（1.31.6）mm，或推荐安下式确定： =m (13)本设计取=1.0，=1.5m=2.85,再由式（7）、(8)、（9）求得： =0.8 =0.8应该指出，和的选择是相互关联的，因而最合理的值应该用优化的方法确定。2.3.3柔轮设计分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 式中：柔轮齿上渐开线起始圆直径 (14)由上式求得：=152 =157.05 =150.29杯形柔轮结构简单，联接方便，刚性好，传动精度高。在相同直径的柔轮中，比别的结构形式的柔轮承载能力大。是国内外应用最普遍的结构形式。如下图：图10 柔轮Fig10 Flexible wheel几何尺寸：d= S=（0.010.03） 当i150；或者载荷大时，即T/0.3MPa时取大值，反之取小值。推荐最佳壁厚系数为0.0125，即 S=0.0125 =（0.60.9）s 带输出轴的整体式柔轮部分尺寸与普通杯形柔轮相同，适用于小直径的轮。环形柔轮结构简单，加工方便，轴向尺寸较小，但扭转刚度、传动精度，承载能力等于杯形柔轮相比，有所降低。啮合输出柔轮的承载能力约降低1/3左右。几何尺寸：L=2(b+c+f)+a 尺寸c、b同上，尺寸f由结构设计确定 a (15) 滚刀外圆半径 h柔轮全齿高密封柔轮，A-A面和底部需进行强度校核，多用于密闭谐波齿轮传动。几何尺寸：s 常取s=0.0125 = d= 本设计采用杯形柔轮，按几何计算公式求得起集合尺寸为：=144S=0.125=1.8 =（0.60.9）s=1.2 2.3.4钢轮的设计 分度圆直径= 齿顶圆直径= 齿根圆直径=2（+）式中：刚轮齿上渐开线终止圆直径 =2 插削刚轮时的切齿啮合角 插削刚轮时的切齿中心距 刚轮基准半径 ，插齿刀的顶元和基圆半径由上式得：=153.9 =151.5 =158.5常用的刚轮结构主要有环状和带凸缘的两种。环状刚轮的结构简单，加工方便，制造成本低，故通用性广；带凸缘的刚轮可利用凸缘径向定位，因而安装定位比环状刚轮灵活、方便，但加工略较复杂。刚轮齿宽一般比柔轮齿宽大25mm，刚轮齿圈的厚度应保证有一定的径向刚度。环状刚轮和带凸缘的刚轮结构尺寸的推荐值见下表：(mm)表1环状刚轮的结构尺寸Table 1 Circulardrumstructuresize机型AGQ2593463.5M332104363.5M340115164.5M450126264.5M460147565.5M5801810066.5M61002412069M812028150611M1016038195613M1220040240618M162555295621M18表2 带凸缘刚轮的结构尺寸Table 2 Flangeddrumstructure size机型bcAGQ32,40821250443863.5501432070605463.5601632285756764.580203261101009065.51002543313512011066.51203043817015013569160405502151951776112005066226524021861125060672330290272614本设计选择带凸缘的刚轮结构，根据之前计算的刚轮轮齿的几何尺寸，从表4.1.2中选择型号160的刚轮。图11 刚轮Fig 11 Rigid wheel2.3.5 齿廓啮合干涉验算及其他保证正常工作性能条件验算（1）齿廓啮合干涉验算根据大量的计算和使用时间证明，齿廓重叠干涉大多都发生在柔轮齿顶与刚轮齿廓啮合之处，因而只需验算柔轮齿顶与刚轮齿廓干涉与否即可。设柔轮齿顶坐标为（，以=为半径作弧与相邻刚轮齿廓相交，即得到对应点（）当啮合处在第一相线时，啮合位置不放生干涉的条件为： -，-0 (16)其中点，的坐标为： = 式中 柔轮和刚轮的分度圆半径（mm） 柔轮变形前的中线圆半径（mm） 原始曲线的极半径进行齿廓啮合干涉验算时，理论上讲，此验算应在全啮合范围内进行。但是根据大量计算可知，对于1的传动，只需验算三个位置即可；而对于1的传动，则验算三个位置。若验算发现传动有干涉现象，则需要相应的增大或，或减小，重新计算。经验算，没有干涉现象，啮合参数无需改动。（2）保证传动正常工作性能的条件验算为保证传动正常工作性能，除保证无啮合干涉的条件以外，还要满足如下条件：不产生渡曲线干涉： 为保证传动的承载能力，其最大啮入深度不应小于m 0.5（ (17)保证有一定的顶隙 0.5（ (18) 齿廓工作段高度不应超过允许的极限值 m（0.5 (19)齿顶不变尖 ，式中：，柔轮和刚轮的齿顶厚。带入数据验算，均满足要求。2.3.6波发生器1）本设计采用内、外环为等壁厚的柔性轴承，这种柔性轴承的外环两端可倒角，以改善柔轮齿圈的应力集中。同时在承载时柔轮内壁不会因为扭转变形翘曲使轴承划伤柔轮内壁。其几何尺寸： 常取 柔性周琛外径 钢球直径 钢球数 滚道深度 外环滚道半径 内环滚道半径 B柔性轴承宽度 柔性轴承内径 我国生产的谐波齿轮减速器用柔性球轴承规格以标准化，在齿轮手册列出供选择，本设计根据柔轮尺寸选择型号2000921AKT2的柔性求轴承。其外形尺寸（mm）和额定值如下： 外径D=145 内径d=105 宽度B/C=24 最大径向变形1.1 输入转速3000r/min 输出力矩800Nm通过给出的数据求得其他结构尺寸： =2.9 =21 0.79 2）保持器：保持器多采用尼龙整体式保持器，我国在一些大功率动力谐波传动中，还有用黄铜的分离块式保持器。概括说来，在设计保持器时，应注意当柔性套在凸轮上变形时后，要求保持器内径不应与柔性轴承内环变形后处于长轴处的外表面相碰（或只允许在长轴处两端表面各一点接触）。而保持器的外径不应与柔性轴承外环变形后短轴处的内表面相碰（或只允许在短轴处两端各一点接触，即四点定位）。此时，保持器的孔径应不干涉柔性轴承球的运动轨迹，且应有一定间隙。常见的保持器结构：A型保持器，此种保持器结构简单，制造容易，装拆方便，但径向无法定位，有游动摩擦现象。B型柱面定位保持器，此种结构简单，加工方便，为国内外通用结构之一。C型球面定位保持器，此种结构效率高、强度好。但保持器的制造复杂（模具的设计制造要求精度高）。目前我国通用谐波齿轮减速器标准系列中柔性轴承的保持器采用了此种。D型保持器四点定位保持器，此种结构采用四点（长、短轴各两点）定位，消除了保持器径向游动，减小内外环的摩擦，因此提高了和运动精度。本设计采用C型球面定位保持器。2.3.7 柔性轴承的寿命计算对于凸轮波发生器用的柔性球轴承，由于其钢球的直径与座圈滚道曲率半径间的集合关系与一般的滚动轴承相类似，因而柔性轴承的额定动载荷仍可按一般滚动轴承的公式计算。利用一般滚动轴承额定动载荷的计算关系，将钢球直径的值代入，并取钢球数为23及（式中取决于零件的几何关系，制造精度和材料品质的系数），参照式（63.2.3-2），可得出柔性球轴承的寿命计算式：当时 (20)当时 (21)柔轮分度圆直径输入转矩代入数据，求得6.64h2.3.8 传动效率估算 谐波齿轮传动的效率，最可靠的确定办法是实测，由于计算确定的值只可能是近似的。这是因为：减速器的具体情况，其细微差别很大；计算模型总是加以简化的；摩擦因数不易选准，等等。实际情况比简化了的计算要复杂得多，有些影响因素，难于列入计算式。但是，估算还是必要的。根据理论分析和实测表明，谐波齿轮传动的效率与如下众多的因素有关，如：1） 传动比2） 轮齿啮入深度3） 波数4） 钢、柔轮齿槽宽窄的比列5） 齿形角（或变位系数）6） 滚动和华东摩擦系数7） 回差值8） 柔轮的最大径向变形量和柔轮的弯曲刚度9） 转速10)负载大小11)减速器的结构和加工精度12）润滑剂的种类、有无搅油损失，等等。上述诸多因素中，4）、7)、9)、11）、12）在计算式中未加考虑。为了简化计算，对于常用的单级和复式谐波齿轮减速器，不论波发生器的类型和具体结构如何，其效率均统一近似的用一套公式计算。对于杯形柔轮，其变形力（滚轮式）可近似按下式计算： (22)式中 J。 齿圈段界面的惯性矩，考虑到轮齿的影响。以齿槽厚度增大6%8%作为光滑圆环段来计算，即，而=（1.061.08）s； 简体光滑部分的界面惯性矩。取光滑简体长的1/3作为圆环长来计算，即； 相当于光滑简体的圆环长度刚轮固定的减速传动 (23) (24)式中： f滑动摩擦因素，f=0.050.1（根据润滑剂的种类及齿面加工精度适当选择）； 当量滚动摩擦因素，取； R刚轮在平均齿高处的圆周半径（mm） 刚轮齿平均高度处的渐开线压力角 低速轴上的转矩（Nm） i传动比的绝对值。带入数据求得传动效率2.3.9 低速轴的设计本设计的轴只承受扭矩，故最小轴径的计算按扭转强度条件计算。轴的扭转强度条件为： (25)式中： 扭转应力（MPa） T轴所承受的扭矩（Nmm） 轴的抗扭界面系数（ n轴的转速，r/min P轴传递的功率（kW） d计算截面处轴的直径（mm） 许用扭转切应力（MPa）本设计轴的材料采用45钢，调制处理，其材料的许用扭转切应力为2545MPa。由上式求得最小轴径为60.68mm。3 带传动设计3.1 确定计算功率Pca由参考文献1表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故 18 kw3.2 选择V带的带型 根据Pca，n0由参考文献图8-11选用B型。3.3 确定带轮的基准直径dd0并验算带速v1） 初选小带轮的基准直径dd1.由参考文献表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=200mm.验算带速v。按参考文献式（8-13）验算带的速度V = （26）因为5msv30ms，故带速合适。2） 计算大带轮的基准直径根据参考文献式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2= = 3200 = 600 mm3.4 确定v带的中心距a和基准长度Ld根据参考文献式（8-20），初定中心距a0=800mm。同理由参考文献式（8-22）计算所需的基准长度（+）+ （27） 2906 由参考文献8-2选带的基准长度Ld=2800mm。按参考文献式（8-23）计算实际中心距a。 a= + = (800 + )mm (28) =747 mm确定中心距变化范围 = a 0.015 Ld=740 - 0.015 2800 = 705 mm = a +0.03 Ld=740 + 0.03 2800 = 831 mm则得中心距变化范围为705831mm。3.5 验算小带轮上的包角180-（dd2-dd1）=180-(600-200) (29)3.6 计算带的根数z 计算单根V带的额定功率Pr由dd1=200mm和n1=970rmin，据参考文献表8-4a得： P0=3.82KW根据n1=970rmin，i1=3和B型带，参考文献表8-4b得：P0=0.31 KW查参考文献表8-5得：K=0.92查参考文献表8-2得：KL=1.05故：Pr=(P0+ P0)KKL=3.99kw计算V带的根数Z Z = = (30)取五根。3.7 带轮结构设计 1） 带轮的材料选择 选择原则: 常用的带轮材料为铸铁，牌号为HT150或HT200.转速较高时采用铸钢或者钢板冲压后焊接而成，小功率时可以采用铸铝或是塑料。根据n0=970r/min，故选择带轮材料为铸钢。2） 带轮的结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。其形式与基准直径有关:当带轮基准直径为dd22.5d 采用实心式。（其中d为安装带轮的轴的直径，mm）当带轮基准直径为dd2300 mm 时采用腹板式；当带轮的直径为dd2300 mm 且D1 d1100mm 时，采用孔板式（其中D1为轮辐直径，d1为轮毂直径）：当带轮基准直径为dd2300mm ,故选用轮辐式结构。 3） V带传动的张紧 根据实际要求，本设计采用定期张紧装置。即定期改变中心距的方法来调节带的初拉力使带重新张紧。4.附件设计 包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。4.1润滑与密封4.1.1 润滑： 齿轮采用浸油润滑。参考课程设计教材。当齿轮圆周速度v12m/s时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离h3060mm。参考课程设计教材。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，采用稠度较小润滑脂。4.2.2 轴承的密封 轴承的密封装置时为了阻止灰尘、水、酸气和其他杂物进入轴承，并且阻止润滑剂的流失。在次选用接触式密封。因为各轴承采用的是飞溅的润滑油润滑，所以选用毡圈油密封较好，它结构简单，但摩擦较大。5卸料系统的设计5.1对卸料系统的要求 当混凝土搅拌完毕时，需要将卸料门慢慢打开将混凝土完全卸出，减小混凝土对卸料系统的冲击；混凝土卸料完毕时，需要将卸料门迅速关闭，提高生产效率，并且当搅拌主机在搅拌混凝土时需要卸料门关好，并且有一定的密封性能。5.2 确定卸料系统的控制方式 根据搅拌系统卸料要求，混凝土搅拌完毕，将卸料板慢慢的打开进行卸料，减小混凝土对卸料系统的冲击；混凝土卸料完毕时，需要将卸料门迅速关闭，提高生产效率，因此整个系统的运行就是一个慢进快退的工作循环，本设计采用液压传动方式，选用液压缸做执行机构。 卸料门的开闭式卸料门的圆周运动，卸料时卸料门所受压力角大，因此采用定量齿轮泵；由于搅拌和卸料是两个完全的过程，在搅拌时卸料门是关闭的，当混凝土搅拌完毕时将卸料门打开完成卸料，因此采用手动控制的方式。控制元件是一个三位四通具有M型机能的换向阀，而当混凝土在搅拌时需要将卸料门关闭，并且要保证有一定的压力保证它的密封性能，因此液压泵在工作时对系统部产生任何压力作用，采用两个液压控制单向阀分别控制液压缸的两个进油（出油）管来完成系统的这一要求。5.3拟定液压系统原理图 系统控制的是卸料门开与闭，而且两动作的速度不相同，因此在卸料门打开时在液压系统流量一定的情况下从液压缸的无杆腔进油，它的工作原理是高压慢进，不但可以克服混凝土对卸料板的摩擦，而且还可以将卸料门慢慢的打开；卸料门需要关闭时基本上是在无摩擦的情况下运行的，因此从液压缸的有杆腔进油，它的工作原理是低压快退，完全符合卸料系统的要求。图12 液压原理图Fig12 The Priciple of Hydraulic5.4计算和选择液压元件5.4.1计算液压缸的总机械载荷F根据机构的工作情况，液压缸所受的总机械载荷为：-混凝土对卸料板的磨擦力-回油背压形成的阻力-密封阻力的计算因为卸料板为弧装卸料板故 (31)可以将混凝土看成无限小的立方体作用有卸料板上，该立方体的宽度为dl，长度为卸料板长度L，高为h所以查表所得混凝土的密度为，磨擦系数=3得当卸料板旋转45度时液压缸所受的负载最大，因为磨擦力均为卸料板的切向力，根据力矩平衡条件 (32)即1860300所以 (33)活塞直径因差动比为1：2所以活塞杆直径d=0.7D=0.766=46.2mm取标准直径d=50mm，D=70mm，则工作压力：考虑到液压系统中的压力损失，今取5.5液压泵的计算5.5.1确定液压泵的实际工作压力 (34)-沿程和沿路压力损失，可估为（0.5 1.5）Mpa，取1Mpa，因此，可确实液压泵的实际工作压力为1.5Mp5.5.2确实液压泵的流量-卸料板打开时所需最大的流量之和由此可得按压力为2.8Mpa，流量为7.3可选用BBXQA型齿轮泵，其额定压力为3Mpa排量为12m/r。5.5.3确定液压泵电机的功率最大工进时所需功率-一个液压缸最大工进速度下所需流量-液压泵实际工作压力，2.8Mpa-液压泵总数效率，取=0.85.5.4选择控制元件根据系统最高工作压力和通过阀的最大流量，在标准元件的产品样品本中选取控制元件规格。方向控制阀：按P=2.8MPa，q=3.7L/min，按定时兼手动控制方向阀4WMM10MV/23(滑阀机能M型) 液压单向阀：按P=2.8MPa，q=3.7L/min，选择SVG10 溢流阀的选择：DBDHHG10P 液压泵的选择：P=2.8MPa，q=3.7L/min，可选用BBXQA型齿轮泵，其额定压力为3Mpa，排量为12ml/r5.5.5油管及其他辅助装置的选择5.5.6 查阅设计手册选择油管公称通径、外径、壁厚参数 液压泵的出口流量以7.37L/min计，选取通径85.5.7 确定邮箱容量一般取流量的35倍，取5倍，有效容积V=57.37L=36.85L5.5.8液压缸的设计计算液压缸的主要尺寸的确定液压缸的主要尺寸包括缸筒内径D、缸的长度L、活塞杆直径d以及缸筒壁厚等。缸筒内径由以上确定D=70mm，活塞杆直径d=50mm，缸的长度根据活塞行程确定。 缸筒壁厚的确定初步确定缸筒壁厚=6mm因为D/=11.710，按薄壁进行校核。试验压力，取=1.5=1.52.8MPaD缸筒内径；缸筒材料许用应力，=/n，一般去安全系数n=5，缸筒材料选用HT250故=50MPa将数值带入上式的：=2.94 (35)故符合要求。液压缸其他部位尺寸的确定活塞宽度B=（0.61.0）D，取B=50mm；导向长度H+=+=49.15mm，取H=50mm5.6 卸料机构的设计卸料口开口的角度为50，为保障卸料口完全打开，卸料转过的角度必须大于50。选择卸料版旋转角度为60。6总结 通过本次毕业设计使我充分认识到，这次设计其实是综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识的过程。通过设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，培养了我分析和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，使我进行了全面的机械设计基本技能的训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程为：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个过程则在设计过程中肯定会多走弯路。在设计过程中我们在独立完成的同时，要时刻跟指导老师沟通和请教，要掌握设计进度，认真设计。每个阶段完成后要认真检查，有错误的要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是相互联系的。设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求。由于影响零、部件尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题要更全面和合理，故后阶段设