混凝土搅拌机搅拌部分设计

word文档可自由编辑word文档可自由编辑word文档可自由编辑目录摘要……………………1关键词…………………11绪论…………………21.1混凝土搅拌机械…………………21.2混凝土搅拌机的作业周期………42传动部分设计………………………52.1搅拌筒的设计……………………52.1.1搅拌叶片的设计………………72.2减速器的设计…………………112.2.1电动机的选型………………112.2.2传动比的分配………………122.2.3计算传动装置的运动和动力参数…………122.2.4第一级齿轮传动的设计……………………142.2.5第二级齿轮传动的设计……………………182.2.6轴的设计与校核……………192.2.7轴承的选择因素……………232.2.8减速器的润滑和密封………252.2.9键的类型的选择……………272.2.10开式齿轮的设计…………273料斗的设计………………………283.1卷筒设计计算…………………283.2离合器的设计计算……………333.3制动器的设计计算……………32结论…………………33参考文献……………33致谢…………………34附录……………………35混凝土搅拌机搅拌部分的设计摘要：混凝土搅拌机是施工机械设备中的重要设备，其产品质量和加工效率直接影响着建筑施工质量和建筑施工进度。为了适应不同的搅拌要求，搅拌机发展了许多机型，本设计中首先对搅拌机进行选型，通过对比最后选用自落式锥形反转出料搅拌机。选型后，对搅拌机的传动部分进行设计计算，首先通过对搅拌筒的设计计算确定搅拌功率，选择电机，然后是对减速器的设计，这是这次设计的重要的部分，在对减速器的设计中，参考资料，按照搅拌机的设计步骤，计算设计减速器各组成部件。完成减速器的设计后，对搅拌筒外的开式大齿轮进行设计计算，这是本设计的难点。因为这个齿轮传动比较大，需要很好地解决这个问题才能最终完成搅拌机的传动部分的设计，然后选用适合的联轴器对传动部分的各个装置进行连接，完成传动部分的设计，对上料部分进行简单的设计，最终合成混凝土搅拌机的整体部分。关键词：锥形反转；搅拌筒；减速器；联轴器；TheDesignOfTheMixingPartOfTheConcreteMixerAbstract：Concretemixeristhekeydeviceofconstructionmachineryandequipment.Ithasproductqualityandproductionefficiency.Inordertomeettheneedofdifferentmixing,manymodthemixerhavebeendeveloped.Inthisdesign,choosethetypeoftheconcretemixeratfirst.Throughcomparing,thetypemixerwhichproducesthematerialreverselyischosenforuse.Afterselection,transmissionpartofthemixerisdesignedandcalculated,thecalculationtodeterminethestirrithedesignforthemixingdrumchoicethroughmotor,thentothedesignofspeedreducer,whichimportantpartofthedesign,inthedesignofreducer,reference,accordingtothedesignstepsdesignandcalculationreducercomponents.Completethedesignofreducer,opengearonastirrintodesign,thisdesignisverydifficult.Becausethegeardriveisrelativelylarge,needagoodthisproblemistocompletethetransmissionpartdesign.Finally,thenchooseeachdevicesuitableforcouplingtothetransmissionpartareconnected,completethetransmissionpartdesign,simpledesthefeedingpart,andultimatelythewholeportionofthesynthesisoftheconcretemixer.Keyword:Taperreverse；mixingtube；reductiongear；Shaftcoupling；1绪论1.1混凝土搅拌机械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猛提高。混凝土施工机械的发展状况影响建筑工程施工机械化程度的重要因素之一。以为建筑技术与建筑工程的现代化式建筑的基础、梁、柱、板等主要构件几乎都是混凝土浇筑而成的。如果工程中所用的大量混凝土，其生产过程的各道工序（级贮料、装料、配料、搅拌、运输、浇筑和振捣）都采用人工操作，则不仅需要大量的劳动力，而且劳动强度高、效率低、混凝土的质量差。为此，必须十分重视混凝土时重机械的发展和应用，并作为提高建筑施工机械化程度的主要技术措施之一。当前，我国建筑工程中混凝土的加工虽已基本机械化，但分散件很强，尚不能走向较高程度的工业化，商品混凝土应用的成都还很小。今后一段时间内，要把注意力放在混凝土施工地机械化体系的配套上，使之更加完善[1]。混凝土搅拌机是将一定配合比的水泥（胶结材料）、煞、石（骨料）和水（有时还加入一些混合材料）拌和成匀质混凝土的机械。同人工拌和混凝土相比，混凝土搅拌机具有生产效率高，拌和质量好，减轻公认劳动强度等优点，如今它是建筑是工场，混凝土构件厂及商品混凝土供应站生产混凝土的重要机械设备之一。按混凝土搅拌机拌混凝土的原理分有自落式和强制式两种。自落式混凝土搅拌机工作机构是筒体，沿筒内壁圆周安装若干搅拌片。工作室，将物料投入搅拌筒内，筒体绕其自身轴旋转，靠搅拌筒的旋转，由筒内的搅拌叶片将物料退到一定的高度后，物料靠自重坠落下来，反复对物料进行搅拌加工成匀质混凝土。这种搅拌机特点是搅拌强度不大，效率低，只适合加工普通塑性混凝土，对骨料的粒径要求不严格，广泛地应用于各种中小型建筑工地。是现在建筑行业中应用较为广泛的一种混凝土搅拌机。强制式混凝土搅拌机的搅拌机构是水平式设置在筒内的搅拌轴，轴上安装搅拌叶片，工作时，强制式混凝土搅拌机的搅拌筒固定不动，是由筒内转轴的带动叶片旋转来对物料进行强制式的剪切，挤压、反转的强制搅拌作用，使拌合料在剧烈的相对运动中达到均匀拌和。这种搅拌机搅拌质量好，效率高，适合加工普遍塑性和半硬性的混凝土。由于受构造上的限制，对粗骨粒径的要求较为严格，施工现场混凝土搅拌站和混凝土预拌工厂的搅拌楼中使用的搅拌机均系此种类型[2]。混凝土搅拌机，按其外形又可分为鼓形、锥形和盘形三种；按所用动力装置不同又分为电动式和内燃式两种；有搅拌质量的不同，有浆搅拌机分为多种容量型号，目前世界上的混凝土搅拌机已有两百种以上。我国混凝土搅拌机的容量、规格的发展也很迅速，容量仅在3000L一下的就有11中之多，它们是：50、100、150、200、250、350、500、750、1000、1500、3000L。这些搅拌机都同属周期作业式，随着混凝土施工工艺的发展和对搅拌机要求的提高，必将很快推出各种新型的混凝土搅拌机械[3]。根据搅拌机搅拌筒容量参数的不同，又常把混凝土搅拌机划分为大型（出料容量为1m3~3m3）、中型（出料容量为0.35m3~0.75m3）和小型（出料容量为0.25m3~0.5m3）三种我国混凝土搅拌机的生产已经定型，并自成系列，其代号和主要技术参数的意义：J——搅拌机；G——鼓形自治式混凝土搅拌机；Z——锥形反转出料式混凝土搅拌机；F——锥形顿翻出料式混凝土搅拌机；D——但我轴强制式混凝土搅拌机；JG250型混凝土搅拌机——表示鼓形自落式混凝土搅拌机，电机驱动，出料容量并经捣实后的混凝土体积为250L。混凝土搅拌机的主要组成部分有：搅拌机构，他是混凝土搅拌机的主要工作机构，由搅拌筒、搅拌叶片等组成。传动装置，它是向搅拌机个工作机构传递力和速度的系统。一般由带条、摩擦轮、齿轮、链轮和轴等传动与案件组成的机械传动系统和由液压元件组成的液压传动系统两大类。上料机构，它是向搅拌筒内装入混凝土物料的设施，一般又卷扬提升料斗、固定式料斗和翻转式料斗三种形式。配水系统，它的作用是按照混凝土的配合比要求定量供给搅拌用水。搅拌机配水系统的型式主要有：水泵—配水箱系统、水泵—水表系统和水泵—时间继电器系统三种。卸料机构，它是将将办好的匀质熟料混凝土从搅拌筒中卸出的装置。主要有溜槽式、螺旋叶片式和倾翻式三种形式[4]。我选用的是JZ350型混凝土搅拌机，即自落式锥形反转混凝土搅拌机，它主要由搅拌机构（由搅拌筒，搅拌叶片等组成），配水系统（由水泵—配水箱系统），卸料机构（由搅拌筒组成）。在此附上自落式锥形反转混凝土搅拌机简示意图，见图1；1、罩壳2、上料斗3、进料机斗4、拖轮5、搅拌筒6、行走轮7、前支轮8供水系统9、上料机架10、上料机构11、电气控制器12、减速系统13、底盘总成图1JZ型混凝土搅拌机示意简图Fig.1SketchoftheJZtypeconcretemixer1.2混凝土搅拌机的作业周期搅拌筒的基本形状，即有鼓形、双锥形、盘形和圆槽形等。其中，鼓形、双锥形搅拌机工作原理为自落式，即作业时，搅拌筒旋转，物料靠自重坠落达到搅拌要求；盘形和圆槽形搅拌机为强制式，作业时搅拌筒固定不动，靠转轴带动筒内的搅拌叶片对混凝土物料进行强制挤压，翻转和抛掷而达到拌合均匀的目的。从搅拌原理上看，锥形反转出料式混凝土搅拌机是一种自落式混凝土搅拌机。搅拌筒正向回转进行搅拌，反响回转进行出料，它是作为取代孤星自落式混凝土搅拌机的一种机型，可以用来拌合普通塑性和低流动性的混凝土。搅拌时，双锥形搅拌筒旋转。叶片使物料作提升、下落运动的同时，还强迫物料作轴向窜动。所以，此种搅拌机同鼓形自落式搅拌机相比，其搅拌运动比较强烈，生产效率高，拌合出来的混凝土质量好。机械构造也比较简单、操作方便，因而得到广泛的使用。锥形反转出料式混凝土搅拌机主要有以电动机为动力的JZ系列型号和JZY系列型号。JZY型出进料机构采用液压传动外，其余构造及技术性能均与JZ型相同。目前，该系列产品的出料容量有150L,200L,350L,500L,和750L等。所示为JZ350型混凝土搅拌机的外形，其出料混凝土体积为350L。它主要由动力装置、传动装置、进料系统、搅拌系统、供水系统、底盘和电气系统等组成。在搅拌桶的进料口一端，焊有两块挡料叶片，可防止搅拌时进料口处漏浆；搅拌筒的出料口一端，焊接着一对出料叶片，出料叶片分为两段，以螺钉固定，搅拌过程中如遇突然停电或发生故障时，可以卸下靠外边的一段叶片，把筒内的物料扒出来。当混合料拌和好混凝土后，可以通过传动系统改变搅拌筒的旋转方向，筒内的混凝土使可精出料叶片迅速卸出筒外。拖轮是支撑搅拌桶并拖带搅拌桶进行运转的机构。搅拌筒放在四个橡胶拖轮上，电动机的动力，经齿轮减速箱传给拖轮主轴，利用轴上的一对橡胶拖轮与搅拌筒滚道之间的摩擦力，带动搅拌筒旋转。上料机构：JZ350型混凝土搅拌机的上料机构由上料架、中间料斗、上料斗和传动机构等组成。上料时，料斗由钢丝绳牵引沿料架的轨道向上爬行，当行至一定高度后，其长轴滚轮进入一料架岔道，了都随之倾倒，斗门面动开启，斗内物料经中间料斗卸入搅拌筒内。传动部分设计2.1搅拌筒的设计锥形反转出料搅拌机的搅拌筒呈双锥形，筒内中部焊有分别与拌筒轴线成一定夹角交叉布置的高叶片和低叶片各一对。由于高低叶片与搅拌筒轴线按一定角度交叉布置，所以当拌和料由进料锥端进入，拌筒正转时，叶片不仅使拌和料作提升、下落的运动，还能强迫物料作轴向窜动，故能强化搅拌作用。当搅拌筒反向旋转时，叶片将拌和料推向出料锥端由两条空间交叉成180°的螺旋形出料叶片将拌和料卸出筒外。双锥反转出料混凝土搅拌机在工作时，其搅拌功率主要用于克服混凝土物料在拌合时所产生的偏心距及拖轮滚动的抹茶阻力矩。搅拌时，大部分物料倾向搅拌筒一侧，呈斜面，但有少部分物料由于拌筒转动时产生的惯性作用而处于自由落体运动状态，为了讨论方便，现假定最恶劣的工作状况，即全部物料倾向拌筒的一侧，呈斜面，求此种情况下的搅拌功率。现有设计要求计算出搅拌筒的几何尺寸，搅拌筒外形如图2所示：由《混凝土机械》查搅拌几何容积V和出料容量V 0 1V/V=2~4（1） 0 1出料容积V和进料容积V有为出料系数，对混凝土一般取0.6~0.7 2 1=V/V（2） 1 2 1V=（0.6~0.7）V 2 11、出料叶片2、出料锥3、低叶片4、高叶片5、高式齿轮6、进料锥图2搅拌筒外形示意图Fig.2schematicappearanceaboutthemixingtube由于出料V=350L2所以V=350/（0.6~0.7）=583~500L1暂时选取V=560L1V/V=2~4（3） 0 1V=1040~2080L0暂时选取1500LV=V+V+V（4）1 2 出 1Vd2cotR2Rcot（5）34 34 11 1 1Vd2cotR2Rcot（6）34 34 22由混凝土机械查得进料锥角47°~50°出料锥角30°~33°，所以选择α=33°β=50°又有VVVV（7） 1 进 出 柱VSxRxtan2h23/2x（8）V进SxR2xtan2h23/2x（9）弓 出 弓 119.63/2lsin（10）VR2h2 柱 3 2另参考设l0.55ml0.85ml0.5m 1 2 3其中ρ为拌和料容重(1.5~1.7)103kg/m3（11）为搅拌时拌和料的自然坡度，=40°~45°综上可得：R0.393mR0.322m 1 2可整合为：R0.4mR0.35m 1 2sinfcos转速n 29.9 极限 R式中：f——混凝土与叶片的摩擦系数；f=0.33R——搅拌筒内半径α——拌和物开始下滑的角度α=45°10.33n 29.90.73m/s极限 1114.352.1.1搅拌筒叶片的设计此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩同上面对出料叶片的计算原理得搅拌的低叶片的厚度为20mm。高、低叶片选用的材料为高强度耐磨铸铁。筒内壁的低叶片的数量为2片，高叶片的数量也为2片低叶片的安放角度为28°~32°。本设计中低叶片的安放角度选为30°，高叶片的安放角为45°低叶片的面积对物料的循环运动和无聊之间的想互作用有着重要的影响。叶片面积过小，减弱了无聊的循环作用，使物料达到宏观均匀搅拌时间增长；若叶片面积过大，不蛋增大了搅拌功率，还需要减小叶片个数，否则，叶片的搅拌筒内运动时会互相干涉，因此，应根据搅拌筒尺寸和工作装置和各参数，主要是搅拌叶片的个数，设计出合理的叶片面积。由于与叶片面积相关的因素较多，故主要通过实验来分析各种因素的影响。①在相同的长宽比、相同的叶片面积时，不同的叶片个数对搅拌效果的影响。②在相同的长宽比、相同的叶片个数时，不同的叶片面积对搅拌筒效果的影响。③在相同的叶片面积、相同的叶片个数时、不同的搅拌筒长宽比下搅拌效果的比较。在搅拌参数优化实验中，选取4中叶片面积而每种面积又有三种选择；根据实验内容，共有12组实验。由实验结果可得出如下结论：合理的叶片面积和叶片个数的分配对搅拌质量的影响较大，叶片面积增大对搅拌功率的影响很大，但对混凝土强度并不一定提高；当叶片面积过大、叶片个数过少时混凝土匀质性很差；同时，增大叶片面积，减少叶片个数会增大混凝土含气量。对混凝土的搅拌质量影响而言，叶片个数的变化比叶片面积的变化影响大。当叶片个数过多或叶片面积过大时，会使相邻叶片之间的空间距离减小，反而使物料流动不畅，搅拌质量下降。在本项试验中混合料的最大粒径为60mm。综上所述，搅拌叶片个数和面积与搅拌机其他结构参数也相关，设计需要综合分析和考虑。为了评判设计的合理性，并为参数选择时提供参考，本文提出了一个综合评判指标ψ，表示搅拌筒转动一周时，叶片推动的物料量C与搅拌机的出料容积V之间的比值，即：ψ=C/V由以上叙述，结合搅拌机的功率得前面的选择基本合适，2个高叶片，2个低叶片，2个出料叶片。低叶片的面积为0.18m²，高叶片的面积为0.1m²。由于高叶片与低叶片的外形大致是确定的。根据对叶片的计算得出低叶片的尺寸大致如下图所示：图4低叶片Fig.4Lowleaf根据搅拌筒内径的大小和搅拌筒的长度，初选a=650mm，d=260mm。由于该叶片的面积为0.2m²，设β=45°，c=90mm，e=480mm，g=130mm图5低叶片面积分区图Fig.5Areamapofthelowleaf则1处的面积为：170*170/2=14450mm²；2处的面积为（170+480）*260-14450=154550mm²所以可得3与4处的总面积为：180000-154550=25450mm²设3与4的公共线长度为x可列方程：（50+x）*130/2+130*x/2=25450解方程得：x=170.8mm用面积计算的方法得其余尺寸为：b=820.8mmf=50mm同上理对高叶片的尺寸进行计算得：图6高叶片Fig.6Highleafa=390mmb=456mmc=50mmd=140mme=267mmf=70mm2.2减速器的设计2.2.1电动机的选型电动机是常用的原动机，并且是系列化和标准化的产品，机械设计中需要根据工作机的工作情况和运动，动力参数，合理选择电动及类型，结构形式，传递的功率和转速，确定电动机的型号。电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最广泛，如无特殊需要，一般优先选用Y型笼型三相异步电动机，因其具有高效，节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级负荷国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备。电动机的功率选择是否合适将直接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小雨工作机所需的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至是电动机长期过载过早损害，如果选用额定功率大于工作机所需的功率，则电动机的价格高，功率未得到充分的利用。从而增加电能的消耗，造成浪费。综合考虑各个条件，暂选电机为Y132S—4型电机。查表知该电机额定功率为5.5KW。满载转速为1440r/min。效率为90%，额定转矩为2.2KW，最大转矩为2.3KW，轴径为38mm。电动机尺寸如下：表1电动机的主要外形参数中心高H外形尺寸L安装角B轴伸尺80Table1Themainconfigurationparametersofmotor2.2.2传动比的分配由于混凝土搅拌机在搅拌时，为了使混凝土搅拌得比较均匀，搅拌轴的转速不宜过快。但是考虑到该机器的生产能力，搅拌轴的转速又不可太慢。综合考虑一下，参考其它机器的转速，该搅拌机的转速在17r/min左右。又电动机的转速已经初步得出为1440r/min。由电动机的转速和工作机的主动轴的转速，可得到传动装置的总传动比为：nim（12）a n式中n——电动机的转速mn——拌筒的转速 n 1440r/minim84.7an17r/min又因为总传动比为各级传动比i、i、i、i……i的乘积，即 0 1 2 3 niii a 0 1为了使减速器装置不至于过大初步取i7，则0i84.7ia12.1i 70按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮接近，查得i3.8，则1i12.1i0 3.18（13）2i 3.812.2.3计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出个轴的转速和转矩（或功率）。如将传动装置各轴由高速至低速一次定为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴、滚筒。i、i…相邻两轴间传动比、…相邻两轴间传动功率 01 02T、T…轴的输入功率（KW）01 02p、p…各轴之间的输入转矩（N·m）01 02n、n…各轴的转速（r/min） 01 02则可按电动机至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和参数。各轴的输入功率、Ⅰ轴~Ⅳ轴的输出功率：Ⅰ轴pp5.50.990.985.336kw（14）d 1 2Ⅱ轴pp5.3360.980.975.072kw（15）1 2 3Ⅲ轴pp25.0720.9820.974.725kw（16）2 2 3Ⅳ轴pp4.7250.980.974.492kw（17）3 2 3滚筒pp4.7250.974.5833kw（18） 4 3 3式中p——电动机的输出功率（KW）d——联轴器的传动功率=0.991——轴承的传动效率=0.982——齿轮的传动效率=0.973同一根轴的输出功率与输入功率的数值不同，需要精确计算时取不同的数值。各轴的输入转矩[6]。电动机的输出转矩： P 5.5T9550d955036.48N·m（19）dn1440mⅠ轴~Ⅳ轴的输入转矩：TTi36.4810.9936.12N·m（20） 1 d 0 1TTi80.97126.56N·m（21） 2 1 1 12TTi126.563.180.970.982374.93N·m（22） 3 2 2 23TTi374.9310.980.97356.41N·m（23） 4 3 3 34TTi356.4170.980.972371.62N·m（24）5 4 3 45运动和动力参数计算结果整理于表2：表2各轴计算结果Table2Thecalculationresults轴名功率P(KW) 转矩T(N·m)输入 输出 输入 输出转速N（r/min）传动比i效率η电动机轴5.536.48144010.97Ⅰ轴5.4455.33636.1235.4014403.80.95Ⅱ轴5.1755.072126.56101.25378.953.180.93Ⅲ轴4.9224.725374.93363.68119.1710.95Ⅳ轴4.6794.492356.41345.72119.1770.93滚筒4.442371.62172.2.4第一级齿轮传动的设计材料的选择：该传动尺寸和批量都比较小，小齿轮设计成齿轮轴，选择40Cr，调制处理，硬度为241HB—286HB，大齿轮为45钢，调制处理，硬度240HB，暂取传动比为i=3.8[7]初步计算小齿轮所承受的转矩 P 5.5 T9.55106d9.55106 36475.69N·mm（25） 1 n 1440m齿宽系数由机械手册查表得d0.6~1.2取=1（26） d d接触疲劳极限由机械手册查表得Hlim750MPa（27）Hlim1600MPa（28）Hlim2初步计算的需用接触应力0.9675MPa（29） H Hlim10.9540MPa（30） H Hlim2A的值由机械手册查表得A=85d d初步计算小齿轮分度圆直径T u1 36475.693.81dA312u853154023.845.95mm 1 d d Hlim取d50mm（31）1初步取齿宽bbd15050mm（32） d 1校核计算dn501440圆周速度：v113.768m/s（33）601000601000精度等级选8级计算齿数z、z和模数m 1 2 1初选z=25，则zzi253.895（34）1取z=962模数m d 50m12mm（35）z251可由机械手册查表得为标准模数mm=2使用系数K：查机械设计教材表10—2[8]得K=1.5 A A动载系数K：查机械设计教材图10—8得K=1.2 V V齿间载荷分配系数K、K：查机械设计教材表10—3得K=K=1.4 H F HF齿向载荷分配系数K：查机械设计教材表10—4插值得K=1.453 H H载荷系数K：K=KKKKK=1.5×1.2×1.4×1.453≈3.66（36） A V HHH弹性系数Z:Z=189.8MPa（37） E E节点区域系数ZZ=2.5（38） H H 接触最小安全系数S ：S =1.05（39） Hmin Hmin总工作时间t：t1083000.49600h（40）h h应力循环系数N:LnN60nt6013.3696001.9106（41）L1 1hi1NN/i1.9106/3.85105（42） L2 L1接触寿命系数Z：查表NZ=1.21，Z=1.28（43）N1 N2许用接触应力：HHlim1ZN17501.21864.2MPa（44） H1 S 1.05HlimZHlim2N26001.28731.4MPa（45） H2 S 1.05Hlim验算：2KTu1 ZZZ 1 H EHbd2 u 1 （46）23.6636475.693.818 685.88MPa50502 3.8计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还需在进行验算。确定齿轮主要尺寸由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数h取为1，顶隙系数c取为0.25，分度圆压力角度数为标准值α=20°[8]。小齿轮的参如下：分度圆直径：dmz22550mm（47） 1 1dmz295190mm（48） 2 2m(zz)2(2595) 中心距：a1 2120mm（49） 2 2齿顶高：hhm122mm（50） a a齿根高：h(hc)m(10.25)22.5mm（51） f a齿全高：h(2hc)m(20.25)24.5mm（52）a齿顶圆直径：d(z2h)m(252)254mm（53） a1 1 ad(z2h)m(952)2194mm（54） a2 2 a齿根圆直径：d(z2h2c)m(2520.5)245mm（55） f1 1 ad(z2h2c)m(9520.5)2185mm（56） f2 2 a基圆直径：ddcos50cos2046.98mm（57） b1 1ddcos190cos20178.56mm（58） b2 2齿宽：b50mmb60mm 1 2齿距：pm3.1426.28mm（59）齿厚：sp/26.28/23.14mm（60）齿槽宽：ep/23.14mm（61）基圆齿距：ppcos206.28cos205.901mm（62）b法向齿距：pp5.901mm（63） n b顶隙：ccm0.2520.5mm（64）齿跟疲劳强度验算： 0.75 0.75 重合度系数Y0.25 0.25 0.79（65） 1.67a齿间载荷分配系数K：K1/Y1/0.791.27（66） Fa Fa 齿向载荷分配系数K：b/h50/4.511.11（67）F由机械设计教材图10—13查得，K1.2F载荷系数K：K=KKKK=1.5×1.2×1.27×1.2=2.74（68） A V FF齿形系数Y查机械设计教材表10—5：Y2.62Y2.188 Fa Fa1 Fa2应力修正系数Y查机械设计教材表10—5：Y1.59Y1.786 Sa Sa1 Sa2弯曲疲劳极限：600MPa450MPa Flim Flim1 Flim2弯曲最小安全系数S ：S 1.25 Flim Flim弯曲系数寿命Y：Y0.95Y0.97 N N1 N2尺寸系数Y：Y1.0X X需用弯曲应力：FFlim1YN1Yx6000.951.0456MPa（69） F1 S 1.25FlimFlim2YN2Yx4500.971.0349MPa（70） F2 S 1.25Flim验算： 2KT 23.6636475.691YYY2.621.590.79146.45MPaF1bdmFa1Sa16050211＜（71） F1 F1 YY 2.1881.786 （72）Fa2Sa2146.45137.38MPa＜ F2 F1YY 2.621.59 F2Fa1Sa1根据分析，传动在允许的时间之内有效，没有发生过在，故所选齿轮满足要求。2.2.5第二级齿轮传动设计材料的选择：因传动尺寸和批量较小，选择40Cr，调制处理，硬度为280HB，大齿轮为45钢，调制处理，硬度240HB，暂取传动比为i=3.18初选z=38，则zzi383.18120.84整合为z=121 3 4 3 2 d 76模数m：m32mmz 383dmz23876mm 3 3dmz2121242mm 4 42.2.6轴的设计与校核3n3nPmin式中：P——轴的输出功率n——轴的转速材料：选用45号钢调质处理。查机械设计教材表15—3可得：35MPaA1150由此可以确定各轴的基本尺寸，可以由此公式计算得高、中、低速轴的最小轴径：5.336nP3高速轴：dA1115317.80mmmin 0nP315.072nP3中速轴：dA2115327.30mmnP3 min 0378.952nPnP333低速轴：dA115339.21mm min 0119.17在此对中间轴进行校核对中间轴的初步设计如图7：图7中速轴Fig.7Speedshaft已知中间轴的输出功率为5.072Kw，转速为378.95r/min。轴的受力计算分析如下。5.072作用力的计算：T9.55106127820.56N·mm（74）378.952T2127820.56齿轮Z的圆周力：F1345.48N·m（75） 2 t2d 1902齿轮Z的径向力：FFtan201345.48tan20489.71N(76)r3 t22T2127820.56齿轮Z的圆周力：F3363.69.N·m（77）t3d 763Ftan20齿轮Z的径向力：Ft3 1240.80N3 r3 cos9.36图8轴的受力分析图Fig.8Stressanalysisofthefigureaxis水平面支撑反力及弯矩，如图8所示：RlFlFl0（78） Cy r2 1 r3 2根据对轴的设计，可以测量得l214mml160mml88mm 1 2FlFl1240.888489.71160 Rr3 2 r2 1144.10N Cy l 214FlFl1240.8126489.7154Rr3 3 r2 4606.52Ndy l 214弯矩如图所示： M 144.1547781.4mmAy M 489.715426411.4mmBy M 1240.87289337.6mmCy M 606.528853373.76mmDy垂直支承反力及弯矩：Fl'Fl'1345.48543363.6972 支承反力：Rt2 2 t3 3 1471.22N CH l 2143363.69881345.4872R930.51NDH 214 弯矩计算：M 930.518881884.88NmmAH M 1471.225479445.88NmmBH合成弯矩：M7781.4281884.88282253.77Nmm（79）AM26411.4281884.88286038.92NmmBM89337.62930.51289342.45NmmCM53373.762930.51253381.87NmmD300应力校正系数：16500.46（80）h0当量弯矩：T0.46127820.5658797.46Nmm（81）在大齿轮轴颈中间截面处：MM2T286038.92258797.462104210.54Nmm在MM2T253381.87258797.46279415.46Nmm2 M 104210.54校核轴颈：d130.1130.130015.1mm（82）1 M 79415.46d3230.130013.83mm 2 0.11经校核较合适无需调整。其他轴按同样的方法校核。对高速轴进行设计⑴材料：选用45号钢调质处理；⑵各轴段直径的确定；根据结构及使用要求把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分为六段，如图9所示：图9高速轴Fig.9Highspeedshaft1段为轴承的配合段，取d40mm,L32mm；2段为齿轮段，该段齿轮的分度 1 1圆直径由前面对齿轮的设计可得d50mm，L60mm；3段为轴的过渡段取得d44mm，L110mm；4段为承的配合段取d40mm，L30mm；5段为3 3 4 4联轴器的轴肩固定端也是轴与减速箱端盖的配合段，取d34mm，L45mm；6段5为与联轴器的配合段，根据联轴器的类型取得d30mm，L68mm。6③对低速轴进行设计⑴材料：选用45号钢调质处理；⑵各轴段直径的确定；根据结构及使用要求把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分为八段，如图10所示：图10低速轴Fig.10Lowspeedshaft1段为与联轴器的配合段，根据联轴器的类型取得d30mm，L68mm。2段为联轴器的轴肩固定端也是轴与减速箱端盖的配合段，d36mmL45mm；3段为轴承的配合段，取d40mm，L30mm；4段为轴过渡段取得48mm， 3 3 4L53mm；5段为齿轮的定位端，其长为L15mm，直径d58mm；6段为轴与4 5 5齿轮4的配合段，根据齿轮4宽度得该段长度为L74mm，直径为d50mm；7段6为轴与套筒的配合段，长度为L20mm，直径为d44mm；8段为轴与轴承的配合6段，长度为L31mm，直径为d40mm。82.2.7轴承的选择因素在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构之前，都必须经过尺寸演算。该演算包括轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外全做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要[9]。静负荷轴承：计算净符合安全系数Fs有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。FC/P其中Fs是静负荷安全系数，C为额定静负荷KN，P为当量静负荷KN负安系数Fs是防性变形的安全数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求Fs的数值高；只要求中等运转噪音的场合，可选用小一些的Fs；一般推荐采用下列数值：Fs=1.5~2.5，适用于低噪音等级；Fs=1.0~1.5，适用于常规噪音等级；Fs=0.7~1.0，适用于中等噪音等级。额定静载荷，在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为：4600N/mm2，自调心球轴承为4200N/mm2，其他类型球轴承为4400N/mm2所有棍子轴承在额定静负荷C的在遗体被刚需啊，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷P是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推轴承来讲是轴向和向心力。P在滚体和滚道的醉倒承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生的力相同。PXFYF，其中P为当量静载荷，Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷，单 0 0 r S a 0位都是KN。X为径向系数，Y为轴向系数动载S荷轴承fCLt其中L为名义额定寿命，C为轴承的基本额定动载荷，P为当量动载荷。10P 10L是以100万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%10应该达到或者超过该值。额定动载荷C在每类轴承的参数表中都可以找到；PXFYF其中P为当量动载荷，Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷，单位都是KN，r aX为径向系数，Y为轴向系数。不同类型轴承的X，Y值及当量动载荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的当量动载荷P有所不同。对球类轴承，P=3；对滚子轴承，P=10/3。如果轴承动载荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量在核实就得有相应的考虑。连续的载荷及速度曲线就要用分段近似值来代替。滚动轴承的最小载荷过小的载荷加上润滑不足会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。在本设计中轴承主要承受径向力，所选用的齿轮也是支持圆柱齿轮，未承受轴向力或承受的轴向力较小，因此我选用深沟球棍子轴承就足以满足要求。轴承型号的确定：结合轴的受力特点与箱体运动的关系，此处选用深沟球滚子轴承。分析此机械的特点不难发现，本系统中的轴的轴承承受径向载荷和轴向载荷，而且承受的载荷都较小[10]。查机械设计手册可知，深沟球滚子轴承能同时承受径向载荷与轴向载荷，满足条件。通过前面对轴受力分析，我选用深沟球滚子轴承6208型[11]。如图11所示：图11轴承Fig.11Bearing其中：D=80mmd=40mmB=18mm计算深沟球滚子轴承的寿命。表3轴承选择方案Table3Alternativeofthebearing方案轴承型号Cr/KNCor/KND/mmB/mmNo/（r/min）1620829.518.08018100002620931.520.585199000计算步骤与结果列于表4：在前面已经计算过工作时间，课顾及混凝土搅拌机工作十年，一年工作三百天，一天工作八小时，工作日中工作时间占40%，则轴承的使用寿命[12]t1083000.49600h（83）h表4轴承的设计计算Table4Calculationofbearingdesign计算项目计算内容计算结果62086209e查机械设计教材表13—50.2840.26X查机械设计教材表13—50.560.56冲击载荷系数fd查机械设计教材表13—61.21.2当量动载荷PfF d r 1.26867X46144614计算额定载荷L'nCp3 hr 166709600379.9p3166703777737777基本额定载荷Cr 查手册 29500＜37777 31500＜37777故我选用6208深沟球滚子轴承可满足寿命要求。其他轴承寿命计算如上。2.2.8减速器的润滑和密封传动的润滑：圆周速度v12m/s~15m/s的齿轮减速器广泛采用优质润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入有种的深度，以1~2个齿高为宜，速度高的还应该浅些，建议0.7倍左右，但至少10cm，速度较低的野允许浸入深些，可达到1/6的齿轮半径，更低速的可到1/3的齿轮半径[13]。再多级减速器中应尽量是格机传动浸入有种深度近于相等。如果发生低速级齿轮浸入减速器箱盖和箱座的剖面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。减速器油池的容积平均可按每1KW越0.35L~0.7L润滑油计算，同时应保持齿顶圆距离箱底部地狱30mm~50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。在此处因为高速级与低速机大齿轮分度圆直径相差不大，所以可以直接使低速级大齿轮中深度浸油[14]。轴承润滑：滚动轴承的润滑主要是为了降低摩擦阻力和减轻磨损，也可以吸振，冷却，防锈和密封等作用。合理的润滑对高速轴性能，延长轴承寿命都有重要意义。滚动轴承高速时一般采用有润滑，低速时采用脂润滑，某些特殊环境如高温和真空条件先采用固体润滑。本减速器使用的是深沟球滚子轴承，轴承的润滑方法可以根据齿轮的圆周速度来选择：圆周速度在2m/s~3m/s以上时，可以采用飞溅润滑。在本设计中，我选用飞溅润滑，油量足以满足轴承的需要，在设计减速器时在箱体壁上设计出油沟，可使飞溅的油通过油沟流向轴承，供轴承使用。密封装置：密封是为了阻止润滑剂从轴承中流失，也为了防止外界灰尘，水分等侵入轴承。没有合理的密封将大大影响轴承的使用寿命，密封按照其原理不同可分为接触式和非接触式密封两大类，非接触式密封不受速度的限制，接触式密封只能在线速度较低的场合，为了保证密封寿命及减少轴的磨损，轴基础部分的硬度应该在40HRC以上[15]。在低压油润滑系统中，油封被广泛地用作转轴密封件和往复运动密封件。油封通常由刚性骨架和有柔性唇的橡胶密封圈组成。毡封主要用于环境比较干燥。以脂类润滑的轴承或柱塞部位，压力低于0.1MPa，速度4~5m/s，故本设计中选用毡封来满足轴承的密封。到此，减速器设计完成，在减速器中选用了大量标准件，特列表如表5：表5减速器用标准件Table5Standardpartsofreducer名称代号尺寸数量螺栓GB5782-86M16×1248垫圈GB97.1-2000与M16配套使用8螺母GB6170M168螺钉GB5783-86M8×3024螺栓GB5782-86M12×454垫圈GB97.1-2000与M12配套使用4螺母GB6170M124毡圈GB9877.1-88内径342键GB/T1095-19908×482键GB/T1095-199014×401键GB/T1095-199012×701键GB/T1095-199014×601销GB/T177A10×302轴承GB/T276-19946210620862.2.9键的类型的选择键的类型及尺寸：齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故在此我选用A型平键，根据需要安装齿轮处的轴的直径知d=50mm，查机械设计教材表6—1[15]，可选用b=14mm，因轮毂长度为50mm故取长度L=40mm。挤压强度由静联接的挤压强度条件为2T103/KldMPa（84） p p其中l=L-b=42-14=28mm（85）K=0.4h=0.4×9=3.6（86）2374.931032T103/Kld95.6MPap 5.62850由表查得轻微冲击载荷的需用应力100＞[16]，所以挤压强度足够 p p确定键槽尺寸：由普通平键检查得轴槽深度t=4.5mm，毂槽深t1=4.5mm其余的键按同样方法校核选择。2.2.10开式齿轮的设计选材料：因滚筒直径较大，故选用铸钢，调质处理硬度229~286HB，平均取240HB。小齿轮40钢，调质处理，硬度280HB[17]。传动比为7。因滚筒工作冲击严重故选用较大模数，初选m=8，z17则1z717119取z120 2 2dmz1017170mm（87） 1 1dmz101201200mm 2 2 m 1017120685mma(zz) 21 2 2bd0.417068mmd取b100mm，b90mm 1 23料斗的设计由上面可知出料容量V350L则进料容V560L取料斗的长宽，高分别为1m，0.8m，0.9m则料斗的容量V720L＞560L即所取尺寸符要求3.1卷筒设计计算卷筒结构：按照制造方式不同可分为铸造卷筒和焊接卷筒；建筑卷扬机卷筒大多为铸造卷筒，成本底，工艺性好。按照卷筒缠绕层数的不同可分为单层缠绕卷筒和多层缠绕卷筒；建筑卷扬机主要是用多层缠绕卷筒。按照卷筒内部是否有筋板，可分为带筋板卷筒和不带筋板卷筒；按照结构的整体性，卷筒可分为整体式卷筒和分体式卷筒；卷扬机吨位比较小时，采用整体式；较大时，采用分体装配形式。按照转矩的传递方式来分，常采用端侧板周边大齿轮外啮合和卷筒或卷筒内齿轮内啮合式[18]。卷筒常用材料：在此处选取ZG270-500极限应力：500MPa，270MPa（88） B S 0.2卷筒容绳尺寸参数卷筒节径D：应满足DKde式中Ke——筒绳直径比，是与卷扬机工作级别有关的系数选取d——钢丝绳直径（mm）系数Ke=16；则卷筒节径：DKd1630mm480mm（89）e故卷筒节径D圆整为540mm卷筒容绳宽度BtB＜3D（90） t 0式中D——卷筒直径（mm）0由资料查知DDd54030510mm（91）0故Bt＜3×510=1530mm此处取Bt=1500mm卷筒边缘直径DK：因建筑卷扬机是数据多层缠绕，为防止钢丝绳脱落。端侧板直径应大于钢丝绳最外层绳圈的直径。端侧板直径的计算公式如下：D＞D*4d（92） K S式中Ds——最外层钢丝绳绳芯直径，由式DD(2s1)d（93） s 0算得，其中s——钢丝绳缠绕层数DD2m sK 0 k（94）2d式中m——保证钢丝绳不越出端侧板外援的安全高度（mm）该值单层缠绕中应不小于1.5倍的钢丝绳直径，在多层缠绕中应不小于2倍的钢丝绳直径，即2m4d，m2d（95） k k故卷筒缠绕层数s=1，单层缠绕。则DD2s1d51030540mm（96） S 0DD4d540430660mm（97） K S此处取Dk=700mmDn 卷筒转速v 筒0.5m/s100060式中D为卷筒直径Do=510mm则n18.7r/min筒卷筒壁厚：由于建筑卷扬机属于中型机械，故取壁厚为20mm卷筒容绳量LLLLLBt1D2s1d103 1 2 i d 0 i 1500/30151021130/1033.1449540/10383.1mm卷筒内径DD2510220470mm 内 0D卷筒筒壁强度计算：r内245mm（98） 卷筒 2 2卷筒壁外表面均布载荷q的确定：筒壁自由端中间位置A点的挠度、弯矩、剪力：qqr2 Y （99） AqK E M 0,Q0（100） Aq Aq筒壁自由段最大挠度位置B：3X1.83r（101）B41.067qr2即YY（102） max Bq E 此处弯矩为M 0.02qr（103）Bq取缠绕在卷筒上的半圈钢丝绳为研究对象，设钢丝绳与卷筒接触宽度为钢丝绳缠绕节距t，并取夹角d，所以对应的一块微小表面积dA，则Dd0td（104） A 2 D作用在微面积上的力为dqdq0td（105） p A 2 微力的合力即为钢丝绳的拉力，对上式积分qD0tsindqDt2F（106） 02 02F 得卷筒作用于钢丝绳的均布载荷q （107）Dt0 2F 220103故q 2.589KN/m2（108）Dt51030.30其中t=1.01d=30.3mm卷筒壁的应力：卷筒壁自由段中间位置的压缩应力和弯曲应力为：EYFr2EF2010333MPa（109）YArr2Ett2030.30A筒壁自由端最大压缩应力和弯曲应力为：1.067F1.1F1.12010336.3MPa（110）YBtt30.320160.02FrF0.12201030.12 3.96MPa（111）B2rt t 30.3201卷筒筒壁的厚度计算：AF（112）卷筒壁的强度按下式计算：S e ct cAFmm（113）则筒壁厚度为tSec0.6520103则2.36mm18230.3又20mm故满足条件要求。其中：F——钢丝绳的额定拉力（N）——卷筒壁幻想压缩应力（MPa）cA——多层缠绕系数，按表选取，选A=0.65t—钢丝绳轴向卷绕节距（mm），t=1.1d；——卷筒材料的