混凝土攪拌機攪拌部分設計

word文檔可自由編輯word文檔可自由編輯word文檔可自由編輯目錄摘要……………………1關鍵詞…………………11緒論…………………21.1混凝土攪拌機械…………………21.2混凝土攪拌機的作業(yè)周期………42傳動部分設計………………………52.1攪拌筒的設計……………………52.1.1攪拌葉片的設計………………72.2減速器的設計…………………112.2.1電動機的選型………………112.2.2傳動比的分配………………122.2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………122.2.4第一級齒輪傳動的設計……………………142.2.5第二級齒輪傳動的設計……………………182.2.6軸的設計與校核……………192.2.7軸承的選擇因素……………232.2.8減速器的潤滑和密封………252.2.9鍵的類型的選擇……………272.2.10開式齒輪的設計…………273料斗的設計………………………283.1卷筒設計計算…………………283.2離合器的設計計算……………333.3制動器的設計計算……………32結論…………………33參考文獻……………33致謝…………………34附錄……………………35混凝土攪拌機攪拌部分的設計摘要：混凝土攪拌機是施工機械設備中的重要設備，其產(chǎn)品質(zhì)量和加工效率直接影響著建筑施工質(zhì)量和建筑施工進度。為了適應不同的攪拌要求，攪拌機發(fā)展了許多機型，本設計中首先對攪拌機進行選型，通過對比最后選用自落式錐形反轉出料攪拌機。選型后，對攪拌機的傳動部分進行設計計算，首先通過對攪拌筒的設計計算確定攪拌功率，選擇電機，然后是對減速器的設計，這是這次設計的重要的部分，在對減速器的設計中，參考資料，按照攪拌機的設計步驟，計算設計減速器各組成部件。完成減速器的設計后，對攪拌筒外的開式大齒輪進行設計計算，這是本設計的難點。因為這個齒輪傳動比較大，需要很好地解決這個問題才能最終完成攪拌機的傳動部分的設計，然后選用適合的聯(lián)軸器對傳動部分的各個裝置進行連接，完成傳動部分的設計，對上料部分進行簡單的設計，最終合成混凝土攪拌機的整體部分。關鍵詞：錐形反轉；攪拌筒；減速器；聯(lián)軸器；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緒論1.1混凝土攪拌機械近年來隨著我國城市基礎建設，房地產(chǎn)開發(fā)業(yè)的迅猛發(fā)展，推動了混凝土生產(chǎn)產(chǎn)量的迅猛提高?；炷潦┕C械的發(fā)展狀況影響建筑工程施工機械化程度的重要因素之一。以為建筑技術與建筑工程的現(xiàn)代化式建筑的基礎、梁、柱、板等主要構件幾乎都是混凝土澆筑而成的。如果工程中所用的大量混凝土，其生產(chǎn)過程的各道工序（級貯料、裝料、配料、攪拌、運輸、澆筑和振搗）都采用人工操作，則不僅需要大量的勞動力，而且勞動強度高、效率低、混凝土的質(zhì)量差。為此，必須十分重視混凝土時重機械的發(fā)展和應用，并作為提高建筑施工機械化程度的主要技術措施之一。當前，我國建筑工程中混凝土的加工雖已基本機械化，但分散件很強，尚不能走向較高程度的工業(yè)化，商品混凝土應用的成都還很小。今后一段時間內(nèi)，要把注意力放在混凝土施工地機械化體系的配套上，使之更加完善[1]?；炷翑嚢铏C是將一定配合比的水泥（膠結材料）、煞、石（骨料）和水（有時還加入一些混合材料）拌和成勻質(zhì)混凝土的機械。同人工拌和混凝土相比，混凝土攪拌機具有生產(chǎn)效率高，拌和質(zhì)量好，減輕公認勞動強度等優(yōu)點，如今它是建筑是工場，混凝土構件廠及商品混凝土供應站生產(chǎn)混凝土的重要機械設備之一。按混凝土攪拌機拌混凝土的原理分有自落式和強制式兩種。自落式混凝土攪拌機工作機構是筒體，沿筒內(nèi)壁圓周安裝若干攪拌片。工作室，將物料投入攪拌筒內(nèi)，筒體繞其自身軸旋轉，靠攪拌筒的旋轉，由筒內(nèi)的攪拌葉片將物料退到一定的高度后，物料靠自重墜落下來，反復對物料進行攪拌加工成勻質(zhì)混凝土。這種攪拌機特點是攪拌強度不大，效率低，只適合加工普通塑性混凝土，對骨料的粒徑要求不嚴格，廣泛地應用于各種中小型建筑工地。是現(xiàn)在建筑行業(yè)中應用較為廣泛的一種混凝土攪拌機。強制式混凝土攪拌機的攪拌機構是水平式設置在筒內(nèi)的攪拌軸，軸上安裝攪拌葉片，工作時，強制式混凝土攪拌機的攪拌筒固定不動，是由筒內(nèi)轉軸的帶動葉片旋轉來對物料進行強制式的剪切，擠壓、反轉的強制攪拌作用，使拌合料在劇烈的相對運動中達到均勻拌和。這種攪拌機攪拌質(zhì)量好，效率高，適合加工普遍塑性和半硬性的混凝土。由于受構造上的限制，對粗骨粒徑的要求較為嚴格，施工現(xiàn)場混凝土攪拌站和混凝土預拌工廠的攪拌樓中使用的攪拌機均系此種類型[2]?；炷翑嚢铏C，按其外形又可分為鼓形、錐形和盤形三種；按所用動力裝置不同又分為電動式和內(nèi)燃式兩種；有攪拌質(zhì)量的不同，有漿攪拌機分為多種容量型號，目前世界上的混凝土攪拌機已有兩百種以上。我國混凝土攪拌機的容量、規(guī)格的發(fā)展也很迅速，容量僅在3000L一下的就有11中之多，它們是：50、100、150、200、250、350、500、750、1000、1500、3000L。這些攪拌機都同屬周期作業(yè)式，隨著混凝土施工工藝的發(fā)展和對攪拌機要求的提高，必將很快推出各種新型的混凝土攪拌機械[3]。根據(jù)攪拌機攪拌筒容量參數(shù)的不同，又常把混凝土攪拌機劃分為大型（出料容量為1m3~3m3）、中型（出料容量為0.35m3~0.75m3）和小型（出料容量為0.25m3~0.5m3）三種我國混凝土攪拌機的生產(chǎn)已經(jīng)定型，并自成系列，其代號和主要技術參數(shù)的意義：J——攪拌機；G——鼓形自治式混凝土攪拌機；Z——錐形反轉出料式混凝土攪拌機；F——錐形頓翻出料式混凝土攪拌機；D——但我軸強制式混凝土攪拌機；JG250型混凝土攪拌機——表示鼓形自落式混凝土攪拌機，電機驅動，出料容量并經(jīng)搗實后的混凝土體積為250L?；炷翑嚢铏C的主要組成部分有：攪拌機構，他是混凝土攪拌機的主要工作機構，由攪拌筒、攪拌葉片等組成。傳動裝置，它是向攪拌機個工作機構傳遞力和速度的系統(tǒng)。一般由帶條、摩擦輪、齒輪、鏈輪和軸等傳動與案件組成的機械傳動系統(tǒng)和由液壓元件組成的液壓傳動系統(tǒng)兩大類。上料機構，它是向攪拌筒內(nèi)裝入混凝土物料的設施，一般又卷揚提升料斗、固定式料斗和翻轉式料斗三種形式。配水系統(tǒng)，它的作用是按照混凝土的配合比要求定量供給攪拌用水。攪拌機配水系統(tǒng)的型式主要有：水泵—配水箱系統(tǒng)、水泵—水表系統(tǒng)和水泵—時間繼電器系統(tǒng)三種。卸料機構，它是將將辦好的勻質(zhì)熟料混凝土從攪拌筒中卸出的裝置。主要有溜槽式、螺旋葉片式和傾翻式三種形式[4]。我選用的是JZ350型混凝土攪拌機，即自落式錐形反轉混凝土攪拌機，它主要由攪拌機構（由攪拌筒，攪拌葉片等組成），配水系統(tǒng)（由水泵—配水箱系統(tǒng)），卸料機構（由攪拌筒組成）。在此附上自落式錐形反轉混凝土攪拌機簡示意圖，見圖1；1、罩殼2、上料斗3、進料機斗4、拖輪5、攪拌筒6、行走輪7、前支輪8供水系統(tǒng)9、上料機架10、上料機構11、電氣控制器12、減速系統(tǒng)13、底盤總成圖1JZ型混凝土攪拌機示意簡圖Fig.1SketchoftheJZtypeconcretemixer1.2混凝土攪拌機的作業(yè)周期攪拌筒的基本形狀，即有鼓形、雙錐形、盤形和圓槽形等。其中，鼓形、雙錐形攪拌機工作原理為自落式，即作業(yè)時，攪拌筒旋轉，物料靠自重墜落達到攪拌要求；盤形和圓槽形攪拌機為強制式，作業(yè)時攪拌筒固定不動，靠轉軸帶動筒內(nèi)的攪拌葉片對混凝土物料進行強制擠壓，翻轉和拋擲而達到拌合均勻的目的。從攪拌原理上看，錐形反轉出料式混凝土攪拌機是一種自落式混凝土攪拌機。攪拌筒正向回轉進行攪拌，反響回轉進行出料，它是作為取代孤星自落式混凝土攪拌機的一種機型，可以用來拌合普通塑性和低流動性的混凝土。攪拌時，雙錐形攪拌筒旋轉。葉片使物料作提升、下落運動的同時，還強迫物料作軸向竄動。所以，此種攪拌機同鼓形自落式攪拌機相比，其攪拌運動比較強烈，生產(chǎn)效率高，拌合出來的混凝土質(zhì)量好。機械構造也比較簡單、操作方便，因而得到廣泛的使用。錐形反轉出料式混凝土攪拌機主要有以電動機為動力的JZ系列型號和JZY系列型號。JZY型出進料機構采用液壓傳動外，其余構造及技術性能均與JZ型相同。目前，該系列產(chǎn)品的出料容量有150L,200L,350L,500L,和750L等。所示為JZ350型混凝土攪拌機的外形，其出料混凝土體積為350L。它主要由動力裝置、傳動裝置、進料系統(tǒng)、攪拌系統(tǒng)、供水系統(tǒng)、底盤和電氣系統(tǒng)等組成。在攪拌桶的進料口一端，焊有兩塊擋料葉片，可防止攪拌時進料口處漏漿；攪拌筒的出料口一端，焊接著一對出料葉片，出料葉片分為兩段，以螺釘固定，攪拌過程中如遇突然停電或發(fā)生故障時，可以卸下靠外邊的一段葉片，把筒內(nèi)的物料扒出來。當混合料拌和好混凝土后，可以通過傳動系統(tǒng)改變攪拌筒的旋轉方向，筒內(nèi)的混凝土使可精出料葉片迅速卸出筒外。拖輪是支撐攪拌桶并拖帶攪拌桶進行運轉的機構。攪拌筒放在四個橡膠拖輪上，電動機的動力，經(jīng)齒輪減速箱傳給拖輪主軸，利用軸上的一對橡膠拖輪與攪拌筒滾道之間的摩擦力，帶動攪拌筒旋轉。上料機構：JZ350型混凝土攪拌機的上料機構由上料架、中間料斗、上料斗和傳動機構等組成。上料時，料斗由鋼絲繩牽引沿料架的軌道向上爬行，當行至一定高度后，其長軸滾輪進入一料架岔道，了都隨之傾倒，斗門面動開啟，斗內(nèi)物料經(jīng)中間料斗卸入攪拌筒內(nèi)。傳動部分設計2.1攪拌筒的設計錐形反轉出料攪拌機的攪拌筒呈雙錐形，筒內(nèi)中部焊有分別與拌筒軸線成一定夾角交叉布置的高葉片和低葉片各一對。由于高低葉片與攪拌筒軸線按一定角度交叉布置，所以當拌和料由進料錐端進入，拌筒正轉時，葉片不僅使拌和料作提升、下落的運動，還能強迫物料作軸向竄動，故能強化攪拌作用。當攪拌筒反向旋轉時，葉片將拌和料推向出料錐端由兩條空間交叉成180°的螺旋形出料葉片將拌和料卸出筒外。雙錐反轉出料混凝土攪拌機在工作時，其攪拌功率主要用于克服混凝土物料在拌合時所產(chǎn)生的偏心距及拖輪滾動的抹茶阻力矩。攪拌時，大部分物料傾向攪拌筒一側，呈斜面，但有少部分物料由于拌筒轉動時產(chǎn)生的慣性作用而處于自由落體運動狀態(tài)，為了討論方便，現(xiàn)假定最惡劣的工作狀況，即全部物料傾向拌筒的一側，呈斜面，求此種情況下的攪拌功率?，F(xiàn)有設計要求計算出攪拌筒的幾何尺寸，攪拌筒外形如圖2所示：由《混凝土機械》查攪拌幾何容積V和出料容量V 0 1V/V=2~4（1） 0 1出料容積V和進料容積V有為出料系數(shù)，對混凝土一般取0.6~0.7 2 1=V/V（2） 1 2 1V=（0.6~0.7）V 2 11、出料葉片2、出料錐3、低葉片4、高葉片5、高式齒輪6、進料錐圖2攪拌筒外形示意圖Fig.2schematicappearanceaboutthemixingtube由于出料V=350L2所以V=350/（0.6~0.7）=583~500L1暫時選取V=560L1V/V=2~4（3） 0 1V=1040~2080L0暫時選取1500LV=V+V+V（4）1 2 出 1Vd2cotR2Rcot（5）34 34 11 1 1Vd2cotR2Rcot（6）34 34 22由混凝土機械查得進料錐角47°~50°出料錐角30°~33°，所以選擇α=33°β=50°又有VVVV（7） 1 進 出 柱VSxRxtan2h23/2x（8）V進SxR2xtan2h23/2x（9）弓 出 弓 119.63/2lsin（10）VR2h2 柱 3 2另參考設l0.55ml0.85ml0.5m 1 2 3其中ρ為拌和料容重(1.5~1.7)103kg/m3（11）為攪拌時拌和料的自然坡度，=40°~45°綜上可得：R0.393mR0.322m 1 2可整合為：R0.4mR0.35m 1 2sinfcos轉速n 29.9 極限 R式中：f——混凝土與葉片的摩擦系數(shù)；f=0.33R——攪拌筒內(nèi)半徑α——拌和物開始下滑的角度α=45°10.33n 29.90.73m/s極限 1114.352.1.1攪拌筒葉片的設計此處省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整說明書和設計圖紙等.請聯(lián)系扣扣：九七一九二零八零零另提供全套機械畢業(yè)設計下載！該論文已經(jīng)通過答辯同上面對出料葉片的計算原理得攪拌的低葉片的厚度為20mm。高、低葉片選用的材料為高強度耐磨鑄鐵。筒內(nèi)壁的低葉片的數(shù)量為2片，高葉片的數(shù)量也為2片低葉片的安放角度為28°~32°。本設計中低葉片的安放角度選為30°，高葉片的安放角為45°低葉片的面積對物料的循環(huán)運動和無聊之間的想互作用有著重要的影響。葉片面積過小，減弱了無聊的循環(huán)作用，使物料達到宏觀均勻攪拌時間增長；若葉片面積過大，不蛋增大了攪拌功率，還需要減小葉片個數(shù)，否則，葉片的攪拌筒內(nèi)運動時會互相干涉，因此，應根據(jù)攪拌筒尺寸和工作裝置和各參數(shù)，主要是攪拌葉片的個數(shù)，設計出合理的葉片面積。由于與葉片面積相關的因素較多，故主要通過實驗來分析各種因素的影響。①在相同的長寬比、相同的葉片面積時，不同的葉片個數(shù)對攪拌效果的影響。②在相同的長寬比、相同的葉片個數(shù)時，不同的葉片面積對攪拌筒效果的影響。③在相同的葉片面積、相同的葉片個數(shù)時、不同的攪拌筒長寬比下攪拌效果的比較。在攪拌參數(shù)優(yōu)化實驗中，選取4中葉片面積而每種面積又有三種選擇；根據(jù)實驗內(nèi)容，共有12組實驗。由實驗結果可得出如下結論：合理的葉片面積和葉片個數(shù)的分配對攪拌質(zhì)量的影響較大，葉片面積增大對攪拌功率的影響很大，但對混凝土強度并不一定提高；當葉片面積過大、葉片個數(shù)過少時混凝土勻質(zhì)性很差；同時，增大葉片面積，減少葉片個數(shù)會增大混凝土含氣量。對混凝土的攪拌質(zhì)量影響而言，葉片個數(shù)的變化比葉片面積的變化影響大。當葉片個數(shù)過多或葉片面積過大時，會使相鄰葉片之間的空間距離減小，反而使物料流動不暢，攪拌質(zhì)量下降。在本項試驗中混合料的最大粒徑為60mm。綜上所述，攪拌葉片個數(shù)和面積與攪拌機其他結構參數(shù)也相關，設計需要綜合分析和考慮。為了評判設計的合理性，并為參數(shù)選擇時提供參考，本文提出了一個綜合評判指標ψ，表示攪拌筒轉動一周時，葉片推動的物料量C與攪拌機的出料容積V之間的比值，即：ψ=C/V由以上敘述，結合攪拌機的功率得前面的選擇基本合適，2個高葉片，2個低葉片，2個出料葉片。低葉片的面積為0.18m2，高葉片的面積為0.1m2。由于高葉片與低葉片的外形大致是確定的。根據(jù)對葉片的計算得出低葉片的尺寸大致如下圖所示：圖4低葉片F(xiàn)ig.4Lowleaf根據(jù)攪拌筒內(nèi)徑的大小和攪拌筒的長度，初選a=650mm，d=260mm。由于該葉片的面積為0.2m2，設β=45°，c=90mm，e=480mm，g=130mm圖5低葉片面積分區(qū)圖Fig.5Areamapofthelowleaf則1處的面積為：170*170/2=14450mm2；2處的面積為（170+480）*260-14450=154550mm2所以可得3與4處的總面積為：180000-154550=25450mm2設3與4的公共線長度為x可列方程：（50+x）*130/2+130*x/2=25450解方程得：x=170.8mm用面積計算的方法得其余尺寸為：b=820.8mmf=50mm同上理對高葉片的尺寸進行計算得：圖6高葉片F(xiàn)ig.6Highleafa=390mmb=456mmc=50mmd=140mme=267mmf=70mm2.2減速器的設計2.2.1電動機的選型電動機是常用的原動機，并且是系列化和標準化的產(chǎn)品，機械設計中需要根據(jù)工作機的工作情況和運動，動力參數(shù)，合理選擇電動及類型，結構形式，傳遞的功率和轉速，確定電動機的型號。電動機有交流電動機和直流電動機之分，工業(yè)上采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最廣泛，如無特殊需要，一般優(yōu)先選用Y型籠型三相異步電動機，因其具有高效，節(jié)能，噪音小，振動小，安全可靠的特點，且安裝尺寸和功率等級負荷國際標準，適用于無特殊要求的各種機械設備。電動機的功率選擇是否合適將直接影響到電動機的工作性能和經(jīng)濟性能。如果選用額定功率小雨工作機所需的功率，就不能保證工作機正常工作，甚至是電動機長期過載過早損害，如果選用額定功率大于工作機所需的功率，則電動機的價格高，功率未得到充分的利用。從而增加電能的消耗，造成浪費。綜合考慮各個條件，暫選電機為Y132S—4型電機。查表知該電機額定功率為5.5KW。滿載轉速為1440r/min。效率為90%，額定轉矩為2.2KW，最大轉矩為2.3KW，軸徑為38mm。電動機尺寸如下：表1電動機的主要外形參數(shù)中心高H外形尺寸L安裝角B軸伸尺80Table1Themainconfigurationparametersofmotor2.2.2傳動比的分配由于混凝土攪拌機在攪拌時，為了使混凝土攪拌得比較均勻，攪拌軸的轉速不宜過快。但是考慮到該機器的生產(chǎn)能力，攪拌軸的轉速又不可太慢。綜合考慮一下，參考其它機器的轉速，該攪拌機的轉速在17r/min左右。又電動機的轉速已經(jīng)初步得出為1440r/min。由電動機的轉速和工作機的主動軸的轉速，可得到傳動裝置的總傳動比為：nim（12）a n式中n——電動機的轉速mn——拌筒的轉速 n 1440r/minim84.7an17r/min又因為總傳動比為各級傳動比i、i、i、i……i的乘積，即 0 1 2 3 niii a 0 1為了使減速器裝置不至于過大初步取i7，則0i84.7ia12.1i 70按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪接近，查得i3.8，則1i12.1i0 3.18（13）2i 3.812.2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為了進行傳動件的設計計算，要推算出個軸的轉速和轉矩（或功率）。如將傳動裝置各軸由高速至低速一次定為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸、滾筒。i、i…相鄰兩軸間傳動比、…相鄰兩軸間傳動功率 01 02T、T…軸的輸入功率（KW）01 02p、p…各軸之間的輸入轉矩（N·m）01 02n、n…各軸的轉速（r/min） 01 02則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和參數(shù)。各軸的輸入功率、Ⅰ軸~Ⅳ軸的輸出功率：Ⅰ軸pp5.50.990.985.336kw（14）d 1 2Ⅱ軸pp5.3360.980.975.072kw（15）1 2 3Ⅲ軸pp25.0720.9820.974.725kw（16）2 2 3Ⅳ軸pp4.7250.980.974.492kw（17）3 2 3滾筒pp4.7250.974.5833kw（18） 4 3 3式中p——電動機的輸出功率（KW）d——聯(lián)軸器的傳動功率=0.991——軸承的傳動效率=0.982——齒輪的傳動效率=0.973同一根軸的輸出功率與輸入功率的數(shù)值不同，需要精確計算時取不同的數(shù)值。各軸的輸入轉矩[6]。電動機的輸出轉矩： P 5.5T9550d955036.48N·m（19）dn1440mⅠ軸~Ⅳ軸的輸入轉矩：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運動和動力參數(shù)計算結果整理于表2：表2各軸計算結果Table2Thecalculationresults軸名功率P(KW) 轉矩T(N·m)輸入 輸出 輸入 輸出轉速N（r/min）傳動比i效率η電動機軸5.536.48144010.97Ⅰ軸5.4455.33636.1235.4014403.80.95Ⅱ軸5.1755.072126.56101.25378.953.180.93Ⅲ軸4.9224.725374.93363.68119.1710.95Ⅳ軸4.6794.492356.41345.72119.1770.93滾筒4.442371.62172.2.4第一級齒輪傳動的設計材料的選擇：該傳動尺寸和批量都比較小，小齒輪設計成齒輪軸，選擇40Cr，調(diào)制處理，硬度為241HB—286HB，大齒輪為45鋼，調(diào)制處理，硬度240HB，暫取傳動比為i=3.8[7]初步計算小齒輪所承受的轉矩 P 5.5 T9.55106d9.55106 36475.69N·mm（25） 1 n 1440m齒寬系數(shù)由機械手冊查表得d0.6~1.2取=1（26） d d接觸疲勞極限由機械手冊查表得Hlim750MPa（27）Hlim1600MPa（28）Hlim2初步計算的需用接觸應力0.9675MPa（29） H Hlim10.9540MPa（30） H Hlim2A的值由機械手冊查表得A=85d d初步計算小齒輪分度圓直徑T u1 36475.693.81dA312u853154023.845.95mm 1 d d Hlim取d50mm（31）1初步取齒寬bbd15050mm（32） d 1校核計算dn501440圓周速度：v113.768m/s（33）601000601000精度等級選8級計算齒數(shù)z、z和模數(shù)m 1 2 1初選z=25，則zzi253.895（34）1取z=962模數(shù)m d 50m12mm（35）z251可由機械手冊查表得為標準模數(shù)mm=2使用系數(shù)K：查機械設計教材表10—2[8]得K=1.5 A A動載系數(shù)K：查機械設計教材圖10—8得K=1.2 V V齒間載荷分配系數(shù)K、K：查機械設計教材表10—3得K=K=1.4 H F HF齒向載荷分配系數(shù)K：查機械設計教材表10—4插值得K=1.453 H H載荷系數(shù)K：K=KKKKK=1.5×1.2×1.4×1.453≈3.66（36） A V HHH彈性系數(shù)Z:Z=189.8MPa（37） E E節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZZ=2.5（38） H H 接觸最小安全系數(shù)S ：S =1.05（39） Hmin Hmin總工作時間t：t1083000.49600h（40）h h應力循環(huán)系數(shù)N:LnN60nt6013.3696001.9106（41）L1 1hi1NN/i1.9106/3.85105（42） L2 L1接觸壽命系數(shù)Z：查表NZ=1.21，Z=1.28（43）N1 N2許用接觸應力：HHlim1ZN17501.21864.2MPa（44） H1 S 1.05HlimZHlim2N26001.28731.4MPa（45） H2 S 1.05Hlim驗算：2KTu1 ZZZ 1 H EHbd2 u 1 （46）23.6636475.693.818 685.88MPa50502 3.8計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。否則，尺寸調(diào)整后還需在進行驗算。確定齒輪主要尺寸由于采用正常標準齒輪，所以齒頂高系數(shù)h取為1，頂隙系數(shù)c取為0.25，分度圓壓力角度數(shù)為標準值α=20°[8]。小齒輪的參如下：分度圓直徑：dmz22550mm（47） 1 1dmz295190mm（48） 2 2m(zz)2(2595) 中心距：a1 2120mm（49） 2 2齒頂高：hhm122mm（50） a a齒根高：h(hc)m(10.25)22.5mm（51） f a齒全高：h(2hc)m(20.25)24.5mm（52）a齒頂圓直徑：d(z2h)m(252)254mm（53） a1 1 ad(z2h)m(952)2194mm（54） a2 2 a齒根圓直徑：d(z2h2c)m(2520.5)245mm（55） f1 1 ad(z2h2c)m(9520.5)2185mm（56） f2 2 a基圓直徑：ddcos50cos2046.98mm（57） b1 1ddcos190cos20178.56mm（58） b2 2齒寬：b50mmb60mm 1 2齒距：pm3.1426.28mm（59）齒厚：sp/26.28/23.14mm（60）齒槽寬：ep/23.14mm（61）基圓齒距：ppcos206.28cos205.901mm（62）b法向齒距：pp5.901mm（63） n b頂隙：ccm0.2520.5mm（64）齒跟疲勞強度驗算： 0.75 0.75 重合度系數(shù)Y0.25 0.25 0.79（65） 1.67a齒間載荷分配系數(shù)K：K1/Y1/0.791.27（66） Fa Fa 齒向載荷分配系數(shù)K：b/h50/4.511.11（67）F由機械設計教材圖10—13查得，K1.2F載荷系數(shù)K：K=KKKK=1.5×1.2×1.27×1.2=2.74（68） A V FF齒形系數(shù)Y查機械設計教材表10—5：Y2.62Y2.188 Fa Fa1 Fa2應力修正系數(shù)Y查機械設計教材表10—5：Y1.59Y1.786 Sa Sa1 Sa2彎曲疲勞極限：600MPa450MPa Flim Flim1 Flim2彎曲最小安全系數(shù)S ：S 1.25 Flim Flim彎曲系數(shù)壽命Y：Y0.95Y0.97 N N1 N2尺寸系數(shù)Y：Y1.0X X需用彎曲應力：FFlim1YN1Yx6000.951.0456MPa（69） F1 S 1.25FlimFlim2YN2Yx4500.971.0349MPa（70） F2 S 1.25Flim驗算： 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根據(jù)分析，傳動在允許的時間之內(nèi)有效，沒有發(fā)生過在，故所選齒輪滿足要求。2.2.5第二級齒輪傳動設計材料的選擇：因傳動尺寸和批量較小，選擇40Cr，調(diào)制處理，硬度為280HB，大齒輪為45鋼，調(diào)制處理，硬度240HB，暫取傳動比為i=3.18初選z=38，則zzi383.18120.84整合為z=121 3 4 3 2 d 76模數(shù)m：m32mmz 383dmz23876mm 3 3dmz2121242mm 4 42.2.6軸的設計與校核3n3nPmin式中：P——軸的輸出功率n——軸的轉速材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查機械設計教材表15—3可得：35MPaA1150由此可以確定各軸的基本尺寸，可以由此公式計算得高、中、低速軸的最小軸徑：5.336nP3高速軸：dA1115317.80mmmin 0nP315.072nP3中速軸：dA2115327.30mmnP3 min 0378.952nPnP333低速軸：dA115339.21mm min 0119.17在此對中間軸進行校核對中間軸的初步設計如圖7：圖7中速軸Fig.7Speedshaft已知中間軸的輸出功率為5.072Kw，轉速為378.95r/min。軸的受力計算分析如下。5.072作用力的計算：T9.55106127820.56N·mm（74）378.952T2127820.56齒輪Z的圓周力：F1345.48N·m（75） 2 t2d 1902齒輪Z的徑向力：FFtan201345.48tan20489.71N(76)r3 t22T2127820.56齒輪Z的圓周力：F3363.69.N·m（77）t3d 763Ftan20齒輪Z的徑向力：Ft3 1240.80N3 r3 cos9.36圖8軸的受力分析圖Fig.8Stressanalysisofthefigureaxis水平面支撐反力及彎矩，如圖8所示：RlFlFl0（78） Cy r2 1 r3 2根據(jù)對軸的設計，可以測量得l214mml160mml88mm 1 2FlFl1240.888489.71160 Rr3 2 r2 1144.10N Cy l 214FlFl1240.8126489.7154Rr3 3 r2 4606.52Ndy l 214彎矩如圖所示： M 144.1547781.4mmAy M 489.715426411.4mmBy M 1240.87289337.6mmCy M 606.528853373.76mmDy垂直支承反力及彎矩：Fl'Fl'1345.48543363.6972 支承反力：Rt2 2 t3 3 1471.22N CH l 2143363.69881345.4872R930.51NDH 214 彎矩計算：M 930.518881884.88NmmAH M 1471.225479445.88NmmBH合成彎矩：M7781.4281884.88282253.77Nmm（79）AM26411.4281884.88286038.92NmmBM89337.62930.51289342.45NmmCM53373.762930.51253381.87NmmD300應力校正系數(shù)：16500.46（80）h0當量彎矩：T0.46127820.5658797.46Nmm（81）在大齒輪軸頸中間截面處：MM2T286038.92258797.462104210.54Nmm在MM2T253381.87258797.46279415.46Nmm2 M 104210.54校核軸頸：d130.1130.130015.1mm（82）1 M 79415.46d3230.130013.83mm 2 0.11經(jīng)校核較合適無需調(diào)整。其他軸按同樣的方法校核。對高速軸進行設計⑴材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理；⑵各軸段直徑的確定；根據(jù)結構及使用要求把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸，共分為六段，如圖9所示：圖9高速軸Fig.9Highspeedshaft1段為軸承的配合段，取d40mm,L32mm；2段為齒輪段，該段齒輪的分度 1 1圓直徑由前面對齒輪的設計可得d50mm，L60mm；3段為軸的過渡段取得d44mm，L110mm；4段為承的配合段取d40mm，L30mm；5段為3 3 4 4聯(lián)軸器的軸肩固定端也是軸與減速箱端蓋的配合段，取d34mm，L45mm；6段5為與聯(lián)軸器的配合段，根據(jù)聯(lián)軸器的類型取得d30mm，L68mm。6③對低速軸進行設計⑴材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理；⑵各軸段直徑的確定；根據(jù)結構及使用要求把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸，共分為八段，如圖10所示：圖10低速軸Fig.10Lowspeedshaft1段為與聯(lián)軸器的配合段，根據(jù)聯(lián)軸器的類型取得d30mm，L68mm。2段為聯(lián)軸器的軸肩固定端也是軸與減速箱端蓋的配合段，d36mmL45mm；3段為軸承的配合段，取d40mm，L30mm；4段為軸過渡段取得48mm， 3 3 4L53mm；5段為齒輪的定位端，其長為L15mm，直徑d58mm；6段為軸與4 5 5齒輪4的配合段，根據(jù)齒輪4寬度得該段長度為L74mm，直徑為d50mm；7段6為軸與套筒的配合段，長度為L20mm，直徑為d44mm；8段為軸與軸承的配合6段，長度為L31mm，直徑為d40mm。82.2.7軸承的選擇因素在許多場合，軸承的內(nèi)孔尺寸已經(jīng)由機器或裝置的結構具體所限定。不論工作壽命，靜負荷安全系數(shù)和經(jīng)濟性是否都達到要求，在最終選定軸承其余尺寸和結構之前，都必須經(jīng)過尺寸演算。該演算包括軸承實際載荷跟其載荷能力進行比較。滾動軸承的靜負荷是指軸承加載后是靜止的或旋轉速度非常低。在這種情況下，演算滾道和滾動體過量塑性變形的安全系數(shù)。大部分軸承受動負荷，內(nèi)外全做相對運動，尺寸演算校核滾道和滾動體早期疲勞損壞安全系數(shù)。對注重經(jīng)濟性能的設計來說，要盡可能充分利用軸承的承載能力。要想越充分的利用軸承，那么對軸承尺寸選用的演算精確性就越重要[9]。靜負荷軸承：計算凈符合安全系數(shù)Fs有助于確定所選軸承是否具有足夠的額定靜負荷。FC/P其中Fs是靜負荷安全系數(shù)，C為額定靜負荷KN，P為當量靜負荷KN負安系數(shù)Fs是防性變形的安全數(shù)。對于必須平穩(wěn)運轉、噪音特低的軸承，就要求Fs的數(shù)值高；只要求中等運轉噪音的場合，可選用小一些的Fs；一般推薦采用下列數(shù)值：Fs=1.5~2.5，適用于低噪音等級；Fs=1.0~1.5，適用于常規(guī)噪音等級；Fs=0.7~1.0，適用于中等噪音等級。額定靜載荷，在滾動體和滾道接觸區(qū)域的中心產(chǎn)生的理論壓強為：4600N/mm2，自調(diào)心球軸承為4200N/mm2，其他類型球軸承為4400N/mm2所有棍子軸承在額定靜負荷C的在遺體被剛需啊，在滾動體和滾道接觸區(qū)的最大承載部位，所產(chǎn)生的總塑性變形約為滾動體直徑的萬分之一。當量靜負荷P是一個理論值，對向心軸承而言是徑向力，對推軸承來講是軸向和向心力。P在滾體和滾道的醉倒承載接觸區(qū)域中心所產(chǎn)生的應力，與實際負荷組合所產(chǎn)生的力相同。PXFYF，其中P為當量靜載荷，F(xiàn)r為徑向載荷，F(xiàn)a為軸向載荷，單 0 0 r S a 0位都是KN。X為徑向系數(shù)，Y為軸向系數(shù)動載S荷軸承fCLt其中L為名義額定壽命，C為軸承的基本額定動載荷，P為當量動載荷。10P 10L是以100萬轉為單位的名義額定壽命。對于一大組相同型號的軸承來說，其中90%10應該達到或者超過該值。額定動載荷C在每類軸承的參數(shù)表中都可以找到；PXFYF其中P為當量動載荷，F(xiàn)r為徑向載荷，F(xiàn)a為軸向載荷，單位都是KN，r aX為徑向系數(shù)，Y為軸向系數(shù)。不同類型軸承的X，Y值及當量動載荷計算依據(jù)，可在各類軸承的表格和前言中找到。球軸承和滾子軸承的當量動載荷P有所不同。對球類軸承，P=3；對滾子軸承，P=10/3。如果軸承動載荷的值及速度隨時間而變化，那么在計算當量在核實就得有相應的考慮。連續(xù)的載荷及速度曲線就要用分段近似值來代替。滾動軸承的最小載荷過小的載荷加上潤滑不足會造成滾動體打滑，導致軸承損壞。在本設計中軸承主要承受徑向力，所選用的齒輪也是支持圓柱齒輪，未承受軸向力或承受的軸向力較小，因此我選用深溝球棍子軸承就足以滿足要求。軸承型號的確定：結合軸的受力特點與箱體運動的關系，此處選用深溝球滾子軸承。分析此機械的特點不難發(fā)現(xiàn)，本系統(tǒng)中的軸的軸承承受徑向載荷和軸向載荷，而且承受的載荷都較小[10]。查機械設計手冊可知，深溝球滾子軸承能同時承受徑向載荷與軸向載荷，滿足條件。通過前面對軸受力分析，我選用深溝球滾子軸承6208型[11]。如圖11所示：圖11軸承Fig.11Bearing其中：D=80mmd=40mmB=18mm計算深溝球滾子軸承的壽命。表3軸承選擇方案Table3Alternativeofthebearing方案軸承型號Cr/KNCor/KND/mmB/mmNo/（r/min）1620829.518.08018100002620931.520.585199000計算步驟與結果列于表4：在前面已經(jīng)計算過工作時間，課顧及混凝土攪拌機工作十年，一年工作三百天，一天工作八小時，工作日中工作時間占40%，則軸承的使用壽命[12]t1083000.49600h（83）h表4軸承的設計計算Table4Calculationofbearingdesign計算項目計算內(nèi)容計算結果62086209e查機械設計教材表13—50.2840.26X查機械設計教材表13—50.560.56沖擊載荷系數(shù)fd查機械設計教材表13—61.21.2當量動載荷PfF d r 1.26867X46144614計算額定載荷L'nCp3 hr 166709600379.9p3166703777737777基本額定載荷Cr 查手冊 29500＜37777 31500＜37777故我選用6208深溝球滾子軸承可滿足壽命要求。其他軸承壽命計算如上。2.2.8減速器的潤滑和密封傳動的潤滑：圓周速度v12m/s~15m/s的齒輪減速器廣泛采用優(yōu)質(zhì)潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入有種的深度，以1~2個齒高為宜，速度高的還應該淺些，建議0.7倍左右，但至少10cm，速度較低的野允許浸入深些，可達到1/6的齒輪半徑，更低速的可到1/3的齒輪半徑[13]。再多級減速器中應盡量是格機傳動浸入有種深度近于相等。如果發(fā)生低速級齒輪浸入減速器箱蓋和箱座的剖面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。減速器油池的容積平均可按每1KW越0.35L~0.7L潤滑油計算，同時應保持齒頂圓距離箱底部地獄30mm~50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。在此處因為高速級與低速機大齒輪分度圓直徑相差不大，所以可以直接使低速級大齒輪中深度浸油[14]。軸承潤滑：滾動軸承的潤滑主要是為了降低摩擦阻力和減輕磨損，也可以吸振，冷卻，防銹和密封等作用。合理的潤滑對高速軸性能，延長軸承壽命都有重要意義。滾動軸承高速時一般采用有潤滑，低速時采用脂潤滑，某些特殊環(huán)境如高溫和真空條件先采用固體潤滑。本減速器使用的是深溝球滾子軸承，軸承的潤滑方法可以根據(jù)齒輪的圓周速度來選擇：圓周速度在2m/s~3m/s以上時，可以采用飛濺潤滑。在本設計中，我選用飛濺潤滑，油量足以滿足軸承的需要，在設計減速器時在箱體壁上設計出油溝，可使飛濺的油通過油溝流向軸承，供軸承使用。密封裝置：密封是為了阻止?jié)櫥瑒妮S承中流失，也為了防止外界灰塵，水分等侵入軸承。沒有合理的密封將大大影響軸承的使用壽命，密封按照其原理不同可分為接觸式和非接觸式密封兩大類，非接觸式密封不受速度的限制，接觸式密封只能在線速度較低的場合，為了保證密封壽命及減少軸的磨損，軸基礎部分的硬度應該在40HRC以上[15]。在低壓油潤滑系統(tǒng)中，油封被廣泛地用作轉軸密封件和往復運動密封件。油封通常由剛性骨架和有柔性唇的橡膠密封圈組成。氈封主要用于環(huán)境比較干燥。以脂類潤滑的軸承或柱塞部位，壓力低于0.1MPa，速度4~5m/s，故本設計中選用氈封來滿足軸承的密封。到此，減速器設計完成，在減速器中選用了大量標準件，特列表如表5：表5減速器用標準件Table5Standardpartsofreducer名稱代號尺寸數(shù)量螺栓GB5782-86M16×1248墊圈GB97.1-2000與M16配套使用8螺母GB6170M168螺釘GB5783-86M8×3024螺栓GB5782-86M12×454墊圈GB97.1-2000與M12配套使用4螺母GB6170M124氈圈GB9877.1-88內(nèi)徑342鍵GB/T1095-19908×482鍵GB/T1095-199014×401鍵GB/T1095-199012×701鍵GB/T1095-199014×601銷GB/T177A10×302軸承GB/T276-19946210620862.2.9鍵的類型的選擇鍵的類型及尺寸：齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故在此我選用A型平鍵，根據(jù)需要安裝齒輪處的軸的直徑知d=50mm，查機械設計教材表6—1[15]，可選用b=14mm，因輪轂長度為50mm故取長度L=40mm。擠壓強度由靜聯(lián)接的擠壓強度條件為2T103/KldMPa（84） p p其中l(wèi)=L-b=42-14=28mm（85）K=0.4h=0.4×9=3.6（86）2374.931032T103/Kld95.6MPap 5.62850由表查得輕微沖擊載荷的需用應力100＞[16]，所以擠壓強度足夠 p p確定鍵槽尺寸：由普通平鍵檢查得軸槽深度t=4.5mm，轂槽深t1=4.5mm其余的鍵按同樣方法校核選擇。2.2.10開式齒輪的設計選材料：因滾筒直徑較大，故選用鑄鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度229~286HB，平均取240HB。小齒輪40鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HB[17]。傳動比為7。因滾筒工作沖擊嚴重故選用較大模數(shù)，初選m=8，z17則1z717119取z120 2 2dmz1017170mm（87） 1 1dmz101201200mm 2 2 m 1017120685mma(zz) 21 2 2bd0.417068mmd取b100mm，b90mm 1 23料斗的設計由上面可知出料容量V350L則進料容V560L取料斗的長寬，高分別為1m，0.8m，0.9m則料斗的容量V720L＞560L即所取尺寸符要求3.1卷筒設計計算卷筒結構：按照制造方式不同可分為鑄造卷筒和焊接卷筒；建筑卷揚機卷筒大多為鑄造卷筒，成本底，工藝性好。按照卷筒纏繞層數(shù)的不同可分為單層纏繞卷筒和多層纏繞卷筒；建筑卷揚機主要是用多層纏繞卷筒。按照卷筒內(nèi)部是否有筋板，可分為帶筋板卷筒和不帶筋板卷筒；按照結構的整體性，卷筒可分為整體式卷筒和分體式卷筒；卷揚機噸位比較小時，采用整體式；較大時，采用分體裝配形式。按照轉矩的傳遞方式來分，常采用端側板周邊大齒輪外嚙合和卷筒或卷筒內(nèi)齒輪內(nèi)嚙合式[18]。卷筒常用材料：在此處選取ZG270-500極限應力：500MPa，270MPa（88） B S 0.2卷筒容繩尺寸參數(shù)卷筒節(jié)徑D：應滿足DKde式中Ke——筒繩直徑比，是與卷揚機工作級別有關的系數(shù)選取d——鋼絲繩直徑（mm）系數(shù)Ke=16；則卷筒節(jié)徑：DKd1630mm480mm（89）e故卷筒節(jié)徑D圓整為540mm卷筒容繩寬度BtB＜3D（90） t 0式中D——卷筒直徑（mm）0由資料查知DDd54030510mm（91）0故Bt＜3×510=1530mm此處取Bt=1500mm卷筒邊緣直徑DK：因建筑卷揚機是數(shù)據(jù)多層纏繞，為防止鋼絲繩脫落。端側板直徑應大于鋼絲繩最外層繩圈的直徑。端側板直徑的計算公式如下：D＞D*4d（92） K S式中Ds——最外層鋼絲繩繩芯直徑，由式DD(2s1)d（93） s 0算得，其中s——鋼絲繩纏繞層數(shù)DD2m sK 0 k（94）2d式中m——保證鋼絲繩不越出端側板外援的安全高度（mm）該值單層纏繞中應不小于1.5倍的鋼絲繩直徑，在多層纏繞中應不小于2倍的鋼絲繩直徑，即2m4d，m2d（95） k k故卷筒纏繞層數(shù)s=1，單層纏繞。則DD2s1d51030540mm（96） S 0DD4d540430660mm（97） K S此處取Dk=700mmDn 卷筒轉速v 筒0.5m/s100060式中D為卷筒直徑Do=510mm則n18.7r/min筒卷筒壁厚：由于建筑卷揚機屬于中型機械，故取壁厚為20mm卷筒容繩量LLLLLBt1D2s1d103 1 2 i d 0 i 1500/30151021130/1033.1449540/10383.1mm卷筒內(nèi)徑DD2510220470mm 內(nèi) 0D卷筒筒壁強度計算：r內(nèi)245mm（98） 卷筒 2 2卷筒壁外表面均布載荷q的確定：筒壁自由端中間位置A點的撓度、彎矩、剪力：qqr2 Y （99） AqK E M 0,Q0（100） Aq Aq筒壁自由段最大撓度位置B：3X1.83r（101）B41.067qr2即YY（102） max Bq E 此處彎矩為M 0.02qr（103）Bq取纏繞在卷筒上的半圈鋼絲繩為研究對象，設鋼絲繩與卷筒接觸寬度為鋼絲繩纏繞節(jié)距t，并取夾角d，所以對應的一塊微小表面積dA，則Dd0td（104） A 2 D作用在微面積上的力為dqdq0td（105） p A 2 微力的合力即為鋼絲繩的拉力，對上式積分qD0tsindqDt2F（106） 02 02F 得卷筒作用于鋼絲繩的均布載荷q （107）Dt0 2F 220103故q 2.589KN/m2（108）Dt51030.30其中t=1.01d=30.3mm卷筒壁的應力：卷筒壁自由段中間位置的壓縮應力和彎曲應力為：EYFr2EF2010333MPa（109）YArr2Ett2030.30A筒壁自由端最大壓縮應力和彎曲應力為：1.067F1.1F1.12010336.3MPa（110）YBtt30.320160.02FrF0.12201030.12 3.96MPa（111）B2rt t 30.3201卷筒筒壁的厚度計算：AF（112）卷筒壁的強度按下式計算：S e ct cAFmm（113）則筒壁厚度為tSec0.6520103則2.36mm18230.3又20mm故滿足條件要求。其中：F——鋼絲繩的額定拉力（N）——卷筒壁幻想壓縮應力（MPa）cA——多層纏繞系數(shù)，按表選取，選A=0.65t—鋼絲繩軸向卷繞節(jié)距（mm），t=1.1d；——卷筒材料的