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混泥土攪拌機傳動卸料系統(tǒng)設(shè)計
學 生：倪 欣
指導(dǎo)老師：全臘珍
(湖南農(nóng)業(yè)大學工學院，長沙410128)
摘要：本文通過對混泥土攪拌機發(fā)展歷史和國內(nèi)外的現(xiàn)狀的研究，結(jié)合比較市場上已出現(xiàn)的不同類型混泥土攪拌機之間的技術(shù)差別，自主研究和改進當前的缺陷和不足。本文主要通過對中聯(lián)重科和三一生產(chǎn)的混泥土攪拌機進行借鑒和研究，取其長處，改善其不足和缺陷。本文主要對攪拌機的方案；傳動系統(tǒng)和卸料系統(tǒng)進行設(shè)計和計算，從而達到所需的技術(shù)要求。
關(guān)鍵詞：減速器；V帶；液壓
The Design of Transmission Systems and Discharge Sytems of
Concrete Mixing Plant
Student：Ni Xin
Tutor：Quan Lazhen
（College of Engineering,Hunan Agricultural University,Changsha410128,China）
Abstract: This article through to the concrete mixer development history and status quo of research both at home and abroad, combined with the comparison on the market there has been a technology between different types of concrete mixer, independent research and improve the current defects and the insufficiency. This article mainly through to the concrete mixer of The Zhonglian Zhongke and The San Yi reference and study and take its strengths, improve their deficiencies and defects. This article mainly for blender project; Drive system and discharging system for design and calculation, so as to achieve the required technical requirements.
Key Words: Harmonic gear reducer；V belt；The hydraulic
1 前言
1.1 研究的目的與意義
目前我國的混泥土攪拌機主機基本上依靠國外進口，國內(nèi)的技術(shù)水平參差不齊，只有部分產(chǎn)品接近國際水平，但是缺乏自主產(chǎn)權(quán)。隨著我國房地產(chǎn)建筑行業(yè)、公路、鐵路、水電站等建設(shè)的擴大和商品混凝土的推廣，水泥制品產(chǎn)量逐年提高，對混泥土攪拌機的不同需求也越來越大，因此按不同需求發(fā)展不同的混泥土攪拌機越來越迫切了。雙臥軸強制式攪拌機與其他攪拌機相比它攪拌功率大、攪拌容積大、攪拌效率高等特點。已經(jīng)廣泛應(yīng)用于各領(lǐng)域。本文主要設(shè)計內(nèi)容有（1）雙臥軸強制式攪拌機的傳動系統(tǒng)設(shè)計（2）雙臥軸強制式攪拌機的卸料系統(tǒng)設(shè)計。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
最早的混凝土攪拌機出現(xiàn)在20世紀初，那時候是利用蒸汽作為原動力來驅(qū)使攪拌機的運行與生產(chǎn)。1950年以后，各種各樣的混凝土攪拌機相繼被開發(fā)出來，逆向轉(zhuǎn)動式和非臥式還有其它類型的攪拌機成為這一時代的代表性產(chǎn)物，之后的混凝土攪拌機分為自落式和強制式。前者適用于塑性混泥土，后者適用于干硬性混泥土。
我國我國混凝土攪拌設(shè)備的生產(chǎn)從20世紀50年代開始。80年代末，我國混凝土攪拌產(chǎn)品開發(fā)重點轉(zhuǎn)向商品混凝土成套設(shè)備，研制出了10多種混凝土攪拌樓(站)。經(jīng)過引進吸收、自主開發(fā)等幾個階段，到本世紀初，國內(nèi)混凝土攪拌機技術(shù)得到長足發(fā)展，在產(chǎn)品規(guī)格和生產(chǎn)數(shù)量上，都達到了一定規(guī)模。2006年，我國生產(chǎn)裝機容量O.5～6m3的攪拌站2100多臺，已成為混凝土攪拌設(shè)備的生產(chǎn)大國。但是相比較歐美一些國家我國的生產(chǎn)水平還是相對落后。
1.3 影響混泥土攪拌質(zhì)量因素
為了確?；炷嗤恋臄嚢栀|(zhì)量，要求混合料混合攪拌均勻，攪拌時間短，卸料快，殘留少，污染低以及耗能少。影響混泥土攪拌機攪拌質(zhì)量因素有：攪拌機的加料容量與攪拌筒幾何容積的比率，攪拌機的結(jié)構(gòu)形式，混合料的加料過程與加料位置，攪拌速度和葉片磨損情況等等。這些都是目前的主要研究方向。
下圖為此次研究示意簡圖，本設(shè)計主要研究傳動和卸料系統(tǒng)設(shè)計。
圖1 攪拌示意簡圖
Figure 1 stir the schematic diagram
2 傳動總體方案的確定
2.1 減速器傳動方案的擬定
圖2 傳動方案一
Figure 2 The first transmission scheme
圖3 傳動方案二
Figure 3 The second transmission scheme
方案一為圓柱齒輪減速器，方案二為諧波齒輪減速器。方案一結(jié)構(gòu)簡單應(yīng)用廣泛，使用壽命較方案二較長。方案二結(jié)構(gòu)復(fù)雜，柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。而諧波齒輪諧波齒輪傳動比i2=50～500較大。故而選擇方案一，減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。
2.2 電動機類型和機構(gòu)
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。
2.3 電動機的選擇
2.3.1電動機容量
(1)攪拌軸機工作機的輸出轉(zhuǎn)矩TW和轉(zhuǎn)速Nw
Q=3.6Vt1+t2+t3 （1）
式中：Q為混泥土攪拌機理論生產(chǎn)率為120m3／h
V為出料容量
為上料時間取25s
為攪拌時間取72s
為卸料時間取8s
代入式中并單位換算得：V≈970L,即攪拌機的出料容量為970L。根據(jù)文獻[5]表6進行比較可取
TW=3000N.m
Nw=30r／min （2）
（3）
(2) 電動機輸出功率Pd
Pd=pwη=TWnWη （4）
傳動裝置的總效率η=η1×η23×η32×η4×η5,式中，η1 η2…η5從電動機至攪拌軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由教材表2-4查得：V帶傳動η1=0.96；滾動軸承η2=0.99；圓柱齒輪傳動η3=0.97；彈性聯(lián)軸器η4=0.99；攪拌軸滾動軸承η5=0.99，則
η=0.96×0.993×0.972×0.99×0.99=0.83
故
Pd= pwη=9.420.83=11.35KW
(3)電動機額定功率Ped
由文獻[4]表20-1選取電動機額定功率Ped=15KW
2.3.2 電動機的轉(zhuǎn)速
為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由文獻[4]表2-1查V帶傳動常用傳動比i1=2～4，單級圓柱齒輪傳動比范圍i2=3～6，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為
nd=nwi1i2=540～4320r／min
故選用電動機的型號為Y160L-2。P0=15KW，n0=970r/min
2.4 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
（1）傳動裝置總傳動比= = =32.3 (5)
(2)取V帶的傳動比為3，故齒輪減速器的傳動比= =10.8m/s。參考文獻[4]式14-2=×，由于減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器，則取=1.2。所以算得高速級=3.6，低速級=3。
4 減速器傳動的設(shè)計與計算
3.1 軸的設(shè)計與計算
（1） 電動機軸的計算
轉(zhuǎn)速：=970
輸入功率：P=15KW
輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55×=9.55× =147.68N.mm (6)
（2） Ι軸(高速軸)的計算
轉(zhuǎn)速：n= (7)
輸入功率：P=P (8)
輸入轉(zhuǎn)矩：T=9.55× (9)
（3）Ⅱ軸（中間軸）的計算
轉(zhuǎn)速：n=
輸入功率：P==13.41KW (10)
輸入轉(zhuǎn)矩：T=9.55× (11)
（3） Ⅲ軸（低速軸）的計算
轉(zhuǎn)速：n= (12)
輸入功率：PP=12.88KW (13)
輸入轉(zhuǎn)矩：TN.m (14)
所以各軸運動和動力參數(shù)如下
表1 各軸運動和動力參數(shù)
Table 1 The axis movement and the dynamic parameters
軸 號
功率（KW）
轉(zhuǎn)矩（N.m）
轉(zhuǎn)速（）
電機軸
15
147.68
970
高速軸
14.4
425.32
323.3
中間軸
13.41
1425.96
89.81
低速軸
12.88
4113.85
29.9
3.2 高速級齒輪的設(shè)計與計算
3.2.1 選定齒輪精度等級，材料及模數(shù)
(1) 混泥土攪拌機為重型機械，查文獻[4]表10-4選擇7級精度（GB10095—88）
(2) 材料的選擇。由文獻[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS。
(3) 選小齒輪齒數(shù)為Z=25，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=×得Z=90
3.2.2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
根據(jù)文獻[2]式(10-9a)可得：
(15)
(1) 確定公式中各數(shù)值
1）試選=1.3。
2）由文獻[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。
3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：
T=N。
4）由文獻[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP
5)由文獻[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。
6）由文獻[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.98；=1.03。
7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，有
[]==0.98600=6588MP (16)
[]==1.03550=567MP (17)
(2) 計算與確定小齒輪分度圓直徑d，代入 []中較小的值
1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得：
=99.2mm
2)計算圓周速度。
v==1.68m/s (18)
3）計算齒寬b
b==199.2=99.2mm (19)
4）計算模數(shù)與齒高
模數(shù) (20)
齒高 (21)
5) 計算齒寬與齒高之比
6）計算載荷系數(shù)K。
①根據(jù)v=1.68m/s,七級精度，由文獻[2]圖10-8查得動載系數(shù)=1.06
②直齒輪，==1；
③由文獻[2]表10-2查得使用系數(shù)K=1.50；
④根據(jù)v=2.67m/s，7級精度，由文獻[2]表10-4使用插值法查得小齒輪相對得支承非對稱布置時=1.326；
⑤由=11.11和=1.445查文獻[2]圖10-13得=1.38，故載荷系數(shù)
K= K×××=1.5×1.06×1×1.326=2.108
7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由文獻[2]式10-10a得
(22)
8）計算模數(shù)
（23）
3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計
按公式：
mn≥32KT1?dZ12×YFαYSασF
(1) 確定計算參數(shù)
1）計算載荷系數(shù)
K==1.50×1.06×1×1.38=2.194
2）查取齒形系數(shù)
由文獻[2]表10-5查得=2.65，=2.2267
3）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由文獻[2]表10-5查得=1.59，=1.771
4）由文獻[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP
5）由文獻[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85，K=0.88
6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有：
=303.6Mp (24)
=238.9M (25)
7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較
=0.01205 (26)
==0.0165 (27)
經(jīng)比較小齒輪的數(shù)值大。
(2)設(shè)計計算
m=3.67mm
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.67并就近圓整為標準值m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：
==29.91 （28）
取Z=30，則Z3.6=108，這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒跟彎曲強度，做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。
3.2.4幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
mm （29）
（30）
（2）計算中心距
a=276mm （31）
（3）計算齒輪寬度
b= （32）
B=120mm，B=100mm （33）
以上方式同理可得，另一對齒合齒輪的基本參數(shù)：25，=75，m=10, =750, =250,=250,=230
由此列出各齒輪的參數(shù)如下：
表2 齒輪參數(shù)
Table 2 The gear parameters
名稱
符號
小齒輪1
大齒輪1
小齒輪2
大齒輪2
模數(shù)
m
4
4
10
10
壓力角
α
20o
20o
20o
20o
分度圓直徑
d
120
432
250
750
齒頂高
ha
4
4
10
10
齒跟高
hf
6
6
12.5
12.5
齒全高
h
10
10
22.5
22.5
齒頂圓直徑
da
128
440
270
770
齒根圓直徑
df
110
422
225
725
齒距
p
12.56
12.56
31.4
31.4
標準中心距
a
276
500
3.3軸類零件的設(shè)計
3.3.1 輸出軸尺寸的設(shè)計計算
1.求輸出軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
P3=P2η2η3=12.88KW （34）
N3=n2/i23 =29.9r/min （35）
T3=9550P3/n3=4113.85N·m （36）
2.求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=750mm而
Ft=2T3/d2=2×4113.85 /0.75=10970N （37）
Fr=Ft×tanα=3992.75N （38）
Fn= Ft/cosα=11673.94N （39）
3．初步確定軸的直徑
初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻[2]表15-3，取A0=112，于是得
dmin=A0×(P3/n3)1/3=84.61mm
輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d1-2。為了使所選的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選擇聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查文獻[2]表14-1，考慮到中等沖擊載荷，故取KA=1.5，則
Tca=KAT1=1.5×4113850N.mm=6170775N·mm （40）
圖4 輸出軸的結(jié)構(gòu)簡圖
Figure 4 Structure diagram of output shaft
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻[4]表8-7，選用HL7型彈性彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為6300000 N.mm,最大轉(zhuǎn)速為1700r/min,軸徑為70-110mm，則半聯(lián)軸器的孔徑d1=45mm,故取d1-2=45mm,半聯(lián)軸器長度為172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的榖孔長度為132mm。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）裝配方案的擬訂
軸上從左到右依次裝配的零件為聯(lián)軸器，端蓋1，滾動軸承1，齒輪，滾動軸承2，端蓋2。如圖所示。
（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度
1）因為要滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的1-2段右端要制出一軸肩。所以2-3段的直徑取為d2-3=95mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑95mm。半聯(lián)軸器與軸配合的榖孔長度為172mm。為了保證擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，1-2段的長度應(yīng)有所減小，取L1-2=172mm。
2）初步選擇滾動軸承，選用深溝球軸承,參照工作要求并根據(jù)d2-3=95mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙、代號為6420，d=100mm,D=150mm,B=24mm，所以d3-4=d7-8=100mm，L3-4=24mm由于右邊是軸肩定位，d4-5=110mm，L4-5=150mm，7-8段為軸段，取倒角為C2，所以L7-8=80mm。
右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取定位軸肩高度h=8mm，因此取d4-5=156mm。
3）取安裝齒輪處的軸段的直徑d6-7=108mm,齒輪左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度230mm,為了使套筒面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍微小于輪轂長度，取L6-7=225mm,齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=10mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=120mm。軸環(huán)寬度b>1.4h,故取L5-6=16mm。
4）軸承端蓋的總寬度設(shè)計為50mm （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面和聯(lián)軸器的端面的距離30mm。所以軸2-3段的長度為L2-3=80mm。
5）2-3段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d2-3=95mm和方便拆裝可取L2-3=95mm。
至此已經(jīng)確定軸的各段直徑和長度，數(shù)據(jù)列于下表:
表3 輸出軸各段的尺寸
Table 3 The size of the output shaft paragraphs
軸段
1-2
2-3
3-4
4-5
5-6
6-7
7-8
直徑（mm）
90
95
100
110
120
108
100
長度(mm)
172
110
58
150
16
225
80
安裝零件
聯(lián)軸器
端蓋
軸承
-
軸肩
齒輪
軸承
(3)軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位都用平鍵連接。根據(jù)齒輪段軸的直徑查文獻[4]表4-1得齒輪用平鍵截面b×h=28mm×16mm, 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為200mm。同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵b×h=25mm×14mm×160mm,聯(lián)軸器和軸的配合為。軸承和軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。
（4）確定軸上圓角和倒角尺寸
參考文獻[2]表15-2，軸端倒角為2×45o，軸肩處的圓角半徑詳情見圖。
3.3.2軸上的載荷的計算
(1)受力分析與計算
根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的受力分析和彎矩、轉(zhuǎn)矩圖如圖：
圖5 軸的受力分析圖
Figure 5 Axial force bearing analysis diagram
圖6 軸的力矩圖
Figure 6 The moment diagram of axial
現(xiàn)將計算出的各個截面的MH，MV 和M的值如下：
FNH1=7162N，F(xiàn)NH2=3808N ，MH=1.17×106N.mm
FNv1=2606.73N，F(xiàn)Nv2=1386.02N，MV=4.26×105N.mm
總彎矩
1.24×106 N.mm （41）
（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常我們只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。
公式為：
(42)
其中，是軸的計算應(yīng)力。單位MPa
M是軸所受的彎矩，單位
T是軸所受的扭矩，單位
W是軸的抗彎截面系數(shù)，近似的看成圓軸，計算公式。
是對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，因為是45鋼，調(diào)質(zhì)處取為60MPa。
a取0.6，d取86mm，則
=21.8 MPa =60MPa
故安全。
（3）精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
軸承截面只受彎矩作用，所以軸承截面不需要校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面2、3和4、5的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重。從受載的情況來看，截面C1上的應(yīng)力最大。截面2、3和4、5的應(yīng)力集中的影響相近，但截面2、5不受扭矩作用，同時軸徑也較大，所以不用做強度校核。截面6和7更不用校核了。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且軸的直徑也大，所以截面C也不用校核。所以軸只需校核截面3、4左右兩側(cè)就可以了，截面3的彎矩更大，故校核截面3。
2）截面3的右側(cè)
抗彎截面系數(shù) （43）
抗扭截面系數(shù) （44）
截面3左側(cè)的彎矩M為
N.mm （45）
截面3上的扭矩為
T3=9550P3/n3=4113850N.mm （46）
截面上的彎曲應(yīng)力為
（47）
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為
（48）
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由文獻[2]表15-1查得，，。
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查得。
因為，，所以 =2.0，=1.486
又由文獻[2]附圖3-1得軸的材料的敏性系數(shù)為 ， 。所以有效應(yīng)力集中系數(shù)計算為
（49)
（50）
由文獻[2]附圖3-2得尺寸系數(shù)
由文獻[2]附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由文獻[2]附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。
軸未經(jīng)表面強化處理，。所以按公式得
（51）
（52）
因為碳鋼的特性系數(shù)為取
取 （53）
于是，根據(jù)文獻[2]式15-6至15-8幾個公式
（54）
（由軸向力引起的壓縮力在此處作為計入，但因其太小，故忽略不計，下同）
（55）
=10.08 （56）
當S取1.5時，，所以說是安全的。
故該軸在此套筒軸肩左側(cè)的強度也是足夠的。由于此模型無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故不進行靜強度校核。
3.3.3鍵的選擇及校核
鍵材料選擇選擇常用的45鋼。軸槽及輪軸線的對稱度公差選8級。由于高速軸是齒輪軸，故其上無需用鍵。對于低速軸則有：
（1） 聯(lián)軸器處
選A型普通平鍵b×h×L＝25mm×14mm×200mm,許用擠壓力=110MP。
強度校核：MP=90MP＜=110MP，故滿足強度要求，安全。
（2） 低速齒輪處
選A型普通平鍵b×h×L＝28mm×16mm×200mm
強度校核=58.62MP＜=110MP，故滿足強度要求，安全。
（3） 中速齒輪處
選A型普通平鍵b×h×L＝20mm×12mm×90mm
強度校核：=108MP＜=110MP，故滿足強度要求，安全。
3.4 潤滑與密封
（1）潤滑
齒輪采用侵油潤滑。參考文獻[4]。當齒輪圓周速度v≤12m/s時，圓柱齒輪侵入油的深度約為一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯xh≥30-60mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的1/3～2/3，采用稠度較小的潤滑油。
（2）軸承的密封
軸承的密封裝置時為了阻止灰塵﹑水﹑酸氣和其他雜物進入軸承，并且阻止?jié)櫥瑒┑牧魇АＴ诖芜x用接觸式密封。因為各軸承采用的是飛濺的潤滑油潤滑，所以選用氈圈油密封較好，它結(jié)構(gòu)簡單，但摩擦較大。
4 V帶的設(shè)計與計算
4.1 確定計算功率
由參考文獻[2]表8-7查得工作情況系數(shù)=1.2，則：
1.2×15=18kw （57）
4.2 選擇V帶的帶型
根據(jù)，由參考文獻[2]圖8-11選用B型
4.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v
（1）初選小帶輪的基準直徑
根據(jù)V帶的類型為C型，參考文獻[2]表8-6和8-2取小帶輪的基準直徑=200mm
（2）驗算帶速V
參考文獻[2]式8-13驗算帶的速度
=×200=10.15m/s （58）
所以5m/s＜V＜30m/s，故帶速合適
4.4計算大輪的基準直徑
V帶的傳動比為2 ～5，所以本設(shè)計取=3。根據(jù)參考文獻[4]式（8-15），計算大帶輪的基準直徑
=×=3×200=600mm （59）
再根據(jù)文獻[2]表8-8進行調(diào)整取=600mm
4.5確定V帶的中心距a和基準長度
（1）根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結(jié)合文獻[2]8-20，初定中心距=800mm
（2）計算相應(yīng)的帶長度
≈2906mm （60）
由參考文獻[2]表8-2選帶的基準長度=2800
由參考文獻[2]式8-23計算中心距a
=800+(2800-2906)/2=747mm （61）
確定中心距變化范圍
=a-0.015×=747-0.015×2800=705mm （62）
=a+0.03×=747+0.03×2800=831mm （63）
則得中心距變化范圍為705～831mm
4.6驗算小帶輪上的包角α
由文獻[2]式（8-7）和（8-6）可知，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生，為了提高傳動的工作能力，應(yīng)使
α≈180°—（—）×（57.3°/a）≈149.7°≧90° （64）
4.7計算帶的根數(shù)Z
（1）計算單根V帶的額定功率
由=200mm =970r/min,由文獻[2]表8-4b得：
=3.81KW
根據(jù)=970r/min，=3和B型帶，參考文獻[2]表8-4b得：
Δ=0.32kw
查參考文獻[2]表8-5和表8-2分別可得：
=0.92 =1.05
所以：
=（+Δ）××=3.99kw （65）
（2）計算V帶的根數(shù)Z
Z==≈4.51 （66）
所以帶的根數(shù)為5。
4.8帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）帶輪的材料選擇
選擇原則: 常用的帶輪材料為鑄鐵，牌號為HT150或HT200.轉(zhuǎn)速較高時采用鑄鋼或者鋼板沖壓后焊接而成，小功率時可以采用鑄鋁或是塑料。
根據(jù)n0=970r/min，故選擇帶輪材料為鑄鋼
（2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式
V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。其形式與基準直徑有關(guān):
①當帶輪基準直徑為dd2≤2.5×d 采用實心式。（其中d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）
②當帶輪基準直徑為dd2≤300mm時采用腹板式；
③當帶輪的直徑為dd2≤300mm 且D1 – d1≥100mm 時，采用孔板式（其中D1為輪輻直徑，d1為輪轂直徑）：
④當帶輪基準直徑為dd2≥300mm ,故選用輪輻式結(jié)構(gòu)。
5.7 V帶傳動的張緊
根據(jù)實際要求，本設(shè)計采用定期張緊裝置。即定期改變中心距的方法來調(diào)節(jié)帶的初拉力使帶重新張緊。
5卸料系統(tǒng)的設(shè)計
5.1對卸料系統(tǒng)的要求
當混凝土攪拌完畢時，需要將卸料門慢慢打開將混凝土完全卸出，減小混凝土對卸料系統(tǒng)的沖擊；混凝土卸料完畢時，需要將卸料門迅速關(guān)閉，提高生產(chǎn)效率，并且當攪拌主機在攪拌混凝土時需要卸料門關(guān)好，并且有一定的密封性能。
5.2確定卸料系統(tǒng)的控制方式
根據(jù)攪拌系統(tǒng)卸料要求，混凝土攪拌完畢，將卸料板慢慢的打開進行卸料，減小混凝土對卸料系統(tǒng)的沖擊；混凝土卸料完畢時，需要將卸料門迅速關(guān)閉，提高生產(chǎn)效率，因此整個系統(tǒng)的運行就是一個慢進—快退的工作循環(huán)，本設(shè)計采用液壓傳動方式，選用液壓缸做執(zhí)行機構(gòu)。
卸料門的開閉式卸料門的圓周運動，卸料時卸料門所受壓力角大，因此采用定量齒輪泵；由于攪拌和卸料是兩個完全的過程，在攪拌時卸料門是關(guān)閉的，當混凝土攪拌完畢時將卸料門打開完成卸料，因此采用手動控制的方式。
控制元件是一個三位四通具有M型機能的換向閥，而當混凝土在攪拌時需要將卸料門關(guān)閉，并且要保證有一定的壓力保證它的密封性能，因此液壓泵在工作時對系統(tǒng)部產(chǎn)生任何壓力作用，采用兩個液壓控制單向閥分別控制液壓缸的兩個進油（出油）管來完成系統(tǒng)的這一要求。
5.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖
系統(tǒng)控制的是卸料門開與閉，而且兩動作的速度不相同，因此在卸料門打開時在液壓系統(tǒng)流量一定的情況下從液壓缸的無桿腔進油，它的工作原理是高壓慢進，不但可以克服混凝土對卸料板的摩擦，而且還可以將卸料門慢慢的打開；卸料門需要關(guān)閉時基本上是在無摩擦的情況下運行的，因此從液壓缸的有桿腔進油，它的工作原理是低壓快退，完全符合卸料系統(tǒng)的要求。
圖6 液壓原理圖
figure 6 The diagram of Hydraulic principle diagram
5.4 計算和選擇液壓元件
5.4.1計算液壓缸的總機械載荷F
根據(jù)機構(gòu)的工作情況，液壓缸所受的總機械載荷為：
（67）
--卸料板的磨擦力
--回油背壓形成的阻力
--密封阻力
圖7 卸料板受力圖
Fig7 The Priciple of Hydraulic
的計算
根據(jù)攪拌機的出料容量取卸料口的面積s=0.25m2,攪拌機滿載時的高度h=1.5m.則混泥土體積V=0.375，查表所得混泥土的密度為ρ=2.5×103kg/m3,摩擦系數(shù)μ=0.2。 =ρVgμ=1875N （68）
最大值為1875N
5.4.2 的計算
因為活塞桿的行程是L=283mm，所以當液壓缸啟動時
---克服液壓缸密封件的摩擦阻力所需要控制壓力，查表＜0.3MPa,取=0.1MPa
---進油工作腔有效面積，此值屬于未定值，初估計為80cm2
=0.1×× （69）
5.4.3 的計算
= （70）
---回油背壓，一般取=0.3MPa
---有桿腔活塞面積，考慮到差動比為2
===0.15× （71）
所以作用在活塞上的總機械載荷為：
F==0.25×+1875 （72）
5.5確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸和工作壓力
查文獻[21]表9-3,取工作壓力=1MPa
== （73）
算的=25cm2
活塞直徑
因差動比為1：2所以活塞桿直徑
根據(jù)文獻[21]表4-4對缸桶內(nèi)徑圓整，取D=63mm，又d=0.7D=0.707×63=44.5mm。按文獻[21]表4-6圓整的d=45
5.6液壓泵的計算
5.6.1確定液壓泵的實際工作壓力
（74）
--沿程和沿路壓力損失，可估為（0.5 ～ 1.5）Mpa，取0.5Mpa，因此，可確實液壓泵的實際工作壓力為1.5Mp
5.6.2確實液壓泵的流量
--卸料板打開時所需最大的流量之和,工進時所需流量最大。
==5.29L/min （75）
取泄露泄露系數(shù)K=1.2，由此可得
按壓力為1.5Mpa，流量為6.35可選用BBXQA型齒輪泵，其額定壓力為2Mpa排量為12m/r。
5.6.3 確定液壓泵電機的功率
計算最大工進時所需功率
--一個液壓缸最大工進速度下所需流量
--液壓泵實際工作壓力，1.5Mpa
--液壓泵總數(shù)效率，取=0.8
5.6.4 選擇控制元件
根據(jù)系統(tǒng)最高工作壓力和通過閥的最大流量，在標準元件的產(chǎn)品樣品本中選取控制元件規(guī)格。
方向控制閥：按P=1.5MPa，q=6.53L/min，按定時兼手動控制方向閥4WMM6MV/23(滑閥機能M型)
液壓單向閥：按P=1.5MPa，q=6.53L/min，選擇DXFG6
溢流閥的選擇：DBDHHG6P
液壓泵的選擇：P=1.5MPa，q=6.53L/min，可選用BBXQA型齒輪泵，其額定壓力為2.5Mpa，排量為12ml/r
5.7油管及其它輔助裝置的選擇
5.7.1 查閱設(shè)計手冊選擇油管公稱通徑、外徑、壁厚參數(shù)
液壓泵的出口流量以6.53L/min計，選取通徑Φ7
5.7.2 確定油箱容量
一般取流量的3～5倍，取5倍，有效容積
V=5×6.53L=32.65L （76）
5.8 液壓缸的設(shè)計計算
液壓缸的主要尺寸的確定
液壓缸的主要尺寸包括缸筒內(nèi)徑D、缸的長度L、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚等。缸筒內(nèi)徑由以上確定D=63mm，活塞桿直徑d=45mm，缸的長度根據(jù)活塞行程確定。
缸筒壁厚的確定
初步確定缸筒壁厚δ=6mm
因為D/δ=10.5≥10時為薄壁，按薄壁進行校核，由文獻[21]式（4-23）得
δ≥ （77）
式中：——試驗壓力，取=1.5×=1.5×1.5MPa=2.25MP
D——缸筒內(nèi)徑；
[δ]——缸筒材料許用應(yīng)力，[δ] =，一般去安全系數(shù)n=5，缸筒材料選用HT250，故[δ]==50MPa
將數(shù)值帶入上式的：[δ] ≥==1.42
故符合要求。
液壓缸其他部位尺寸的確定
活塞寬度B=（0.6～1.0）D，取B=45mm；
5.9 卸料開口的設(shè)計
卸料口開口的角度為60°，為保障卸料口完全打開，卸料轉(zhuǎn)過的角度必須大于60°。選擇卸料版旋轉(zhuǎn)角度為90°。
6 總結(jié)
我們的設(shè)計是自己獨立完成的一項設(shè)計任務(wù)，我們工科生作為祖國的應(yīng)用型人才，將來所從事的工作都是實際的操作及高新技術(shù)的應(yīng)用。所以我們應(yīng)該培養(yǎng)自己市場調(diào)查、收集資料、綜合應(yīng)用能力，提高計算、繪圖、實驗這些環(huán)節(jié)來鍛煉自己的技術(shù)應(yīng)用能力。 本次畢業(yè)設(shè)計針對“混泥土攪拌機傳動卸料系統(tǒng)設(shè)計”的要求，在滿足各種參數(shù)要求的前提下，拿出一個具體實際可行的方案，因此我們從實際出發(fā)，認真的思考與篩選，經(jīng)過五個多月的努力終于有了現(xiàn)在的收獲?；叵肫饋?，在創(chuàng)作過程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全。有時為了實現(xiàn)一個參數(shù)翻上好幾本資料，然而也不見得如人心愿。過設(shè)計實踐，使我逐步樹立了正確的設(shè)計思想，增強了創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握了機械設(shè)計的一般規(guī)律，培養(yǎng)了我分析和解決問題的能力。通過設(shè)計計算、繪圖以及運用技術(shù)標準、規(guī)范、設(shè)計手冊等有關(guān)設(shè)計資料，使我進行了全面的機械設(shè)計基本技能的訓練。另外通過本次設(shè)計使我領(lǐng)悟出機械設(shè)計的一般進程為：設(shè)計準備、傳動裝置總體設(shè)計、傳動零件設(shè)計計算、裝配圖設(shè)計、零件工作圖設(shè)計、編寫設(shè)計說明書。如果隨意打亂這個過程則在設(shè)計過程中肯定會多走彎路。在設(shè)計過程中我們在獨立完成的同時，要時刻跟指導(dǎo)老師溝通和請教，要掌握設(shè)計進度，認真設(shè)計。每個階段完成后要認真檢查，有錯誤的要認真修改，精益求精。畢業(yè)設(shè)計的各個階段是相互聯(lián)系的。設(shè)計時，零、部件的結(jié)構(gòu)尺寸不是完全由計算確定的，還要考慮結(jié)構(gòu)、工藝性、經(jīng)濟性以及標準化、系列化等要求。由于影響零、部件尺寸的因素很多，隨著設(shè)計的進展，考慮的問題要更全面和合理，故后階段設(shè)計要對前階段設(shè)計中的不合理結(jié)構(gòu)尺寸進行必要的修改。所以，設(shè)計要邊計算、邊繪圖，反復(fù)修改，設(shè)計計算和繪圖交替進行。在設(shè)計中要貫徹標準化、系列化與通用化可以保證互換性、減低成本、縮短設(shè)計周期，是機械設(shè)計應(yīng)遵循的原則之一，也是設(shè)計質(zhì)量的一項評價指標。在畢業(yè)設(shè)計中應(yīng)熟悉和正確采用各種有關(guān)技術(shù)標準與規(guī)格，盡量采用標準件，并應(yīng)注意一些尺寸需圓整為標準尺寸。同時設(shè)計中應(yīng)減少材料的品種和標準件的規(guī)格。
另外通過這次畢業(yè)設(shè)計的學習和研究，我們開拓了視野，掌握了設(shè)計的一般步驟和方法，同時這四年來所學的各種專業(yè)知識又得到了鞏固，同時，這次畢業(yè)設(shè)計又涉及到計算、繪圖等，讓我們又學到很多新的知識。但畢竟我們所學的知識有限。本設(shè)計的好多地方還等待更改和完善。
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致 謝
在完成混泥土攪拌機傳動卸料系統(tǒng)設(shè)計之時：首先向辛勤指導(dǎo)我的全老師致以衷心的感謝和崇高的敬意，全老師豐富的專業(yè)知識、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和科學的指導(dǎo)方法使我終身受益，讓我學到很多科學的設(shè)計研究的方法。同時全老師對工作的熱情、一絲不茍、認真負責、有條不紊、實事求是，以實際生產(chǎn)應(yīng)用為前提的態(tài)度，給我留下了深刻的印象，也是我以后參加工作的學習榜樣。在次謹向全老師表示衷心的感謝和深深的敬意。
同時我還要感謝院系各位領(lǐng)導(dǎo)、老師在四年大學生活中對我的關(guān)懷與幫助，在此表示衷心的感謝。
我也要感謝班上的同學，大學生活雖然短暫，但是通過朝夕相處、互相學習、互相幫助，加深了彼此的友誼。
在此，謹向以上所有給予我指導(dǎo)和幫助的老師、同學表示最誠摯的謝意，我將在今后的工作學習中奮發(fā)圖強，決不辜負大家對我的關(guān)心和厚望。
衷心地感謝在百忙之中評閱我的論文和參加我答辯的各位老師。
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