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混凝土搅拌机传动卸料系统设计目录摘要1关键词11前言
11.1研究的目的与意义
21.2国内外研究现状
21.3影响混泥土搅拌机质量因素22总体方案的确定
32.1减速器传动方案的拟定
32.2电动机类型和结构
42.3电动机的选择
42.
3.1电动机容量
42.
3.2电动机转速
52.4传动装置总传动比和分配各级传动比53减速器的传动设计与计算
53.1轴的计算
53.2高速级齿轮的设计与计算
63.
2.1选定齿轮精度等级,材料及模数
63.
2.2按齿面接触疲劳强度设计
73.
2.3按齿根弯曲疲劳强度设计
83.
2.4几何尺寸计算
93.3轴类零件的设计
103.
3.1输出轴尺寸的设计计算
103.
3.2轴上的载荷计算
133.
3.3建的选择及校核
163.4润滑与密封164V带的设计与计算
174.1确定计算功率
174.2选择V带的带型
174.3确定带轮的基准直径并验算带速v
174.4计算大轮的基准直径
174.5确定V带的中心距a和基准长度
174.6验算小带轮上的包角α
184.7计算带的根数Z
184.8带轮的结构设计195卸料系统的设计
195.1对卸料系统的要求
195.2确定卸料系统的控制方式
195.3拟定液压系统原理图
205.4计算和选择液压元件
205.
4.1计算液压缸的总机械载荷
205.
4.2的计算
215.
4.3的计算
225.5确定液压缸的结构尺寸和工作压力
225.6液压泵的计算
225.
6.1确定液压泵的实际工作压力
225.
6.2确实液压泵的流量
225.
6.3确定液压泵电机的功率
235.
6.4选择控制元件
235.7油管及其他辅助装置的选择
235.
7.1查阅设计手册选择油管公称通径、外径、壁厚参数
235.
7.2确定邮箱容量
235.8液压缸的设计计算
235.9卸料机构的设计246总结24参考文献25致谢26混泥土搅拌机传动卸料系统设计摘要本文通过对混泥土搅拌机发展历史和国内外的现状的研究,结合比较市场上已出现的不同类型混泥土搅拌机之间的技术差别,自主研究和改进当前的缺陷和不足本文主要通过对中联重科和三一生产的混泥土搅拌机进行借鉴和研究,取其长处,改善其不足和缺陷本文主要对搅拌机的方案;传动系统和卸料系统进行设计和计算,从而达到所需的技术要求关键词减速器;V带;液压TheDesignofTransmissionSystemsandDischargeSytemsofConcreteMixingPlantAbstract:Thisarticlethroughtotheconcretemixerdevelopmenthistoryandstatusquoofresearchbothathomeandabroadcombinedwiththecomparisononthemarkettherehasbeenatechnologybetweendifferenttypesofconcretemixerindependentresearchandimprovethecurrentdefectsandtheinsufficiency.ThisarticlemainlythroughtotheconcretemixerofTheZhonglianZhongkeandTheSanYireferenceandstudyandtakeitsstrengthsimprovetheirdeficienciesanddefects.Thisarticlemainlyforblenderproject;Drivesystemanddischargingsystemfordesignandcalculationsoastoachievetherequiredtechnicalrequirements.KeyWords:Harmonicgearreducer;Vbelt;Thehydraulic1前言
1.1研究的目的与意义目前我国的混泥土搅拌机主机基本上依靠国外进口,国内的技术水平参差不齐,只有部分产品接近国际水平,但是缺乏自主产权随着我国房地产建筑行业、公路、铁路、水电站等建设的扩大和商品混凝土的推广,水泥制品产量逐年提高,对混泥土搅拌机的不同需求也越来越大,因此按不同需求发展不同的混泥土搅拌机越来越迫切了双卧轴强制式搅拌机与其他搅拌机相比它搅拌功率大、搅拌容积大、搅拌效率高等特点已经广泛应用于各领域本文主要设计内容有
(1)双卧轴强制式搅拌机的传动系统设计
(2)双卧轴强制式搅拌机的卸料系统设计
1.2国内外研究现状最早的混凝土搅拌机出现在20世纪初,那时候是利用蒸汽作为原动力来驱使搅拌机的运行与生产1950年以后,各种各样的混凝土搅拌机相继被开发出来,逆向转动式和非卧式还有其它类型的搅拌机成为这一时代的代表性产物,之后的混凝土搅拌机分为自落式和强制式前者适用于塑性混泥土,后者适用于干硬性混泥土我国我国混凝土搅拌设备的生产从20世纪50年代开始80年代末,我国混凝土搅拌产品开发重点转向商品混凝土成套设备,研制出了10多种混凝土搅拌楼站经过引进吸收、自主开发等几个阶段,到本世纪初,国内混凝土搅拌机技术得到长足发展,在产品规格和生产数量上,都达到了一定规模2006年,我国生产装机容量O.5~6m3的搅拌站2100多台,已成为混凝土搅拌设备的生产大国但是相比较欧美一些国家我国的生产水平还是相对落后
1.3影响混泥土搅拌质量因素为了确保混泥土的搅拌质量,要求混合料混合搅拌均匀,搅拌时间短,卸料快,残留少,污染低以及耗能少影响混泥土搅拌机搅拌质量因素有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,搅拌速度和叶片磨损情况等等这些都是目前的主要研究方向下图为此次研究示意简图,本设计主要研究传动和卸料系统设计图1搅拌示意简图Figure1stirtheschematicdiagram2传动总体方案的确定
2.1减速器传动方案的拟定图2传动方案一Figure2Thefirsttransmissionscheme图3传动方案二Figure3Thesecondtransmissionscheme方案一为圆柱齿轮减速器,方案二为谐波齿轮减速器方案一结构简单应用广泛,使用寿命较方案二较长方案二结构复杂,柔轮寿命有限、不耐冲击,刚性与金属件相比较差而谐波齿轮谐波齿轮传动比i2=50~500较大故而选择方案一,减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器
2.2电动机类型和机构按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机它为卧式封闭结构
2.3电动机的选择
2.
3.1电动机容量1搅拌轴机工作机的输出转矩TW和转速Nw
(1)式中Q为混泥土搅拌机理论生产率为120m³/hV为出料容量为上料时间取25s为搅拌时间取72s为卸料时间取8s代入式中并单位换算得V≈970L即搅拌机的出料容量为970L根据文献
[5]表6进行比较可取TW=3000N.m
(2)
(3)2电动机输出功率Pd
(4)传动装置的总效率η=η1×η23×η32×η4×η5式中,η1η2…η5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η1=
0.96;滚动轴承η2=
0.99;圆柱齿轮传动η3=
0.97;弹性联轴器η4=
0.99;搅拌轴滚动轴承η5=
0.99,则η=
0.96×
0.993×
0.972×
0.99×
0.99=
0.83故Pd===
11.35KW3电动机额定功率Ped由文献
[4]表20-1选取电动机额定功率Ped=15KW
2.
3.2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文献
[4]表2-1查V带传动常用传动比i1=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i2=3~6,则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=540~4320r/min故选用电动机的型号为Y160L-2P0=15KW,n0=970r/min
2.4传动装置总传动比和分配各级传动比
(1)传动装置总传动比===
32.352取V带的传动比为3,故齿轮减速器的传动比==
10.8m/s参考文献
[4]式14-2=×,由于减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器,则取=
1.2所以算得高速级=
3.6,低速级=34减速器传动的设计与计算
3.1轴的设计与计算电动机轴的计算转速=970输入功率P=15KW输出转矩T=
9.55×=
9.55×=
147.68N.mm6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Ⅲ轴(低速轴)的计算转速n=12输入功率PP=
12.88KW13输入转矩TN.m14所以各轴运动和动力参数如下表1各轴运动和动力参数Table1Theaxismovementandthedynamicparameters
3.2高速级齿轮的设计与计算
3.
2.1选定齿轮精度等级,材料及模数1混泥土搅拌机为重型机械,查文献
[4]表10-4选择7级精度(GB10095—88)2材料的选择由文献
[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质)硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS3选小齿轮齿数为Z=25,大齿轮齿数Z可由Z=×得Z=
903.
2.2按齿面接触疲劳强度设计根据文献
[2]式10-9a可得151确定公式中各数值1)试选=
1.32)由文献
[2]表10-7选取齿宽系数=13)计算小齿轮传递的转矩,由前面计算可知T=N4)由文献
[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z=
189.8MP5由文献
[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP6)由文献
[2]图10-19取接触疲劳寿命系数=
0.98;=
1.037)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,有[]==
0.98600=6588MP16[]==
1.03550=567MP172计算与确定小齿轮分度圆直径d,代入[]中较小的值1)计算小齿轮的分度圆直径d,由计算公式可得=
99.2mm2计算圆周速度v==
1.68m/s183)计算齿宽bb==
199.2=
99.2mm194)计算模数与齿高模数20齿高215计算齿宽与齿高之比6)计算载荷系数K
①根据v=
1.68m/s七级精度,由文献
[2]图10-8查得动载系数=
1.06
②直齿轮,==1;
③由文献
[2]表10-2查得使用系数K=
1.50;
④根据v=
2.67m/s,7级精度,由文献
[2]表10-4使用插值法查得小齿轮相对得支承非对称布置时=
1.326;
⑤由=
11.11和=
1.445查文献
[2]图10-13得=
1.38,故载荷系数K=K×××=
1.5×
1.06×1×
1.326=
2.1087按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由文献
[2]式10-10a得228)计算模数
(23)
3.
2.3按齿根弯曲疲劳强度设计按公式1确定计算参数1)计算载荷系数K==
1.50×
1.06×1×
1.38=
2.1942)查取齿形系数由文献
[2]表10-5查得=
2.65,=
2.22673)查取应力校正系数由文献
[2]表10-5查得=
1.59,=
1.7714)由文献
[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP5)由文献
[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=
0.85,K=
0.886)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,则有=
303.6Mp24=
238.9M257)计算大、小齿轮的,并加以比较=
0.0120526==
0.016527经比较小齿轮的数值大2设计计算m=
3.67mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数
3.67并就近圆整为标准值m=4mm,已可满足弯曲疲劳强度于是有==
29.91
(28)取Z=30,则Z
3.6=108,这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触强度,又满足了齿跟弯曲强度,做到结构紧凑,避免浪费
3.
2.4几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径mm
(29)
(30)
(2)计算中心距a=276mm
(31)
(3)计算齿轮宽度b=
(32)B=120mm,B=100mm
(33)以上方式同理可得,另一对齿合齿轮的基本参数25,=75,m=10=750=250=250=230由此列出各齿轮的参数如下表2齿轮参数Table2Thegearparameters
3.3轴类零件的设计
3.
3.1输出轴尺寸的设计计算
1.求输出轴的功率、转速和转矩P3=P2η2η3=
12.88KW
(34) N3=n2/i23=
29.9r/min
(35)T3=9550P3/n3=
4113.85N·m
(36)
2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为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.初步确定轴的直径初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理根据文献
[2]表15-3,取A0=112,于是得dmin=A0×P3/n31/3=
84.61mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1-2为了使所选的直径d1-2与联轴器的孔径相适应,故需要同时选择联轴器型号联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查文献
[2]表14-1,考虑到中等冲击载荷,故取KA=
1.5,则Tca=KAT1=
1.5×4113850N.mm=6170775N·mm
(40)图4输出轴的结构简图Figure4Structurediagramofoutputshaft按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查文献
[4]表8-7,选用HL7型弹性弹性柱销联轴器,其公称转矩为6300000N.mm最大转速为1700r/min轴径为70-110mm,则半联轴器的孔径d1=45mm故取d1-2=45mm半联轴器长度为172mm,半联轴器与轴配合的榖孔长度为132mm
4.轴的结构设计
(1)装配方案的拟订轴上从左到右依次装配的零件为联轴器,端盖1,滚动轴承1,齿轮,滚动轴承2,端盖2如图所示
(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)因为要满足半联轴器的轴向定位要求,轴的1-2段右端要制出一轴肩所以2-3段的直径取为d2-3=95mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径95mm半联轴器与轴配合的榖孔长度为172mm为了保证挡圈只压在半联轴器上,1-2段的长度应有所减小,取L1-2=172mm2)初步选择滚动轴承,选用深沟球轴承参照工作要求并根据d2-3=95mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、代号为6420,d=100mmD=150mmB=24mm,所以d3-4=d7-8=100mm,L3-4=24mm由于右边是轴肩定位,d4-5=110mm,L4-5=150mm,7-8段为轴段,取倒角为C2,所以L7-8=80mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位取定位轴肩高度h=8mm,因此取d4-5=156mm3)取安装齿轮处的轴段的直径d6-7=108mm齿轮左端与轴承之间采用套筒定位已知齿轮轮毂的宽度230mm为了使套筒面可靠地压紧齿轮,此轴段应稍微小于轮毂长度,取L6-7=225mm齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h
0.07d,故取h=10mm则轴环处的直径d5-6=120mm轴环宽度b
1.4h故取L5-6=16mm4)轴承端盖的总宽度设计为50mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面和联轴器的端面的距离30mm所以轴2-3段的长度为L2-3=80mm5)2-3段是固定轴承的轴承端盖e=12mm据d2-3=95mm和方便拆装可取L2-3=95mm至此已经确定轴的各段直径和长度,数据列于下表:表3输出轴各段的尺寸Table3Thesizeoftheoutputshaftparagraphs3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位都用平键连接根据齿轮段轴的直径查文献
[4]表4-1得齿轮用平键截面b×h=28mm×16mm键槽用键槽铣刀加工,长为200mm同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为半联轴器与轴连接,选用平键b×h=25mm×14mm×160mm联轴器和轴的配合为轴承和轴的周向定位由过渡配合来保证,此处选择轴的直径尺寸公差为m6
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献
[2]表15-2,轴端倒角为2×45o,轴肩处的圆角半径详情见图
3.
3.2轴上的载荷的计算1受力分析与计算根据结构图作出轴的受力分析和弯矩、转矩图如图图5轴的受力分析图Figure5Axialforcebearinganalysisdiagram图6轴的力矩图Figure6Themomentdiagramofaxial现将计算出的各个截面的MH,MV和M的值如下FNH1=7162N,FNH2=3808N,MH=
1.17×106N.mmFNv1=
2606.73N,FNv2=
1386.02N,MV=
4.26×105N.mm总弯矩
1.24×106N.mm
(41)
(2)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常我们只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度公式为42其中,是轴的计算应力单位MPaM是轴所受的弯矩,单位T是轴所受的扭矩,单位W是轴的抗弯截面系数,近似的看成圆轴,计算公式是对称循环变应力时轴的许用弯曲应力,因为是45钢,调质处取为60MPaa取
0.6,d取86mm,则=
21.8MPa=60MPa故安全
(3)精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面轴承截面只受弯矩作用,所以轴承截面不需要校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面
2、3和
4、5的过盈配合引起的应力集中最严重从受载的情况来看,截面C1上的应力最大截面
2、3和
4、5的应力集中的影响相近,但截面
2、5不受扭矩作用,同时轴径也较大,所以不用做强度校核截面6和7更不用校核了截面C虽然应力最大,但应力集中不大,而且轴的直径也大,所以截面C也不用校核所以轴只需校核截面
3、4左右两侧就可以了,截面3的弯矩更大,故校核截面32)截面3的右侧抗弯截面系数
(43)抗扭截面系数
(44)截面3左侧的弯矩M为N.mm
(45)截面3上的扭矩为T3=9550P3/n3=4113850N.mm
(46)截面上的弯曲应力为
(47)截面上的扭转切应力为
(48)轴的材料为45钢,调质处理由文献
[2]表15-1查得,,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查得因为,,所以=
2.0,=
1.486又由文献
[2]附图3-1得轴的材料的敏性系数为,所以有效应力集中系数计算为(49
(50)由文献
[2]附图3-2得尺寸系数由文献
[2]附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工,由文献
[2]附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理,所以按公式得
(51)
(52)因为碳钢的特性系数为取取
(53)于是,根据文献
[2]式15-6至15-8几个公式
(54)(由轴向力引起的压缩力在此处作为计入,但因其太小,故忽略不计,下同)
(55)=
10.08
(56)当S取
1.5时,,所以说是安全的故该轴在此套筒轴肩左侧的强度也是足够的由于此模型无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称,故不进行静强度校核
3.
3.3键的选择及校核键材料选择选择常用的45钢轴槽及轮轴线的对称度公差选8级由于高速轴是齿轮轴,故其上无需用键对于低速轴则有联轴器处选A型普通平键b×h×L=25mm×14mm×200mm许用挤压力=110MP强度校核MP=90MP<=110MP,故满足强度要求,安全低速齿轮处选A型普通平键b×h×L=28mm×16mm×200mm强度校核=
58.62MP<=110MP,故满足强度要求,安全中速齿轮处选A型普通平键b×h×L=20mm×12mm×90mm强度校核=108MP<=110MP,故满足强度要求,安全
3.4润滑与密封
(1)润滑齿轮采用侵油润滑参考文献
[4]当齿轮圆周速度v≤12m/s时,圆柱齿轮侵入油的深度约为一个齿高,三分之一齿轮半径,大齿轮的齿顶到油底面的距离h≥30-60mm轴承润滑采用润滑脂,润滑脂的加入量为轴承空隙体积的1/3~2/3,采用稠度较小的润滑油
(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4V带的设计与计算
4.1确定计算功率由参考文献
[2]表8-7查得工作情况系数=
1.2,则
1.2×15=18kw
(57)
4.2选择V带的带型根据,由参考文献
[2]图8-11选用B型
4.3确定带轮的基准直径并验算带速v
(1)初选小带轮的基准直径根据V带的类型为C型,参考文献
[2]表8-6和8-2取小带轮的基准直径=200mm
(2)验算带速V参考文献
[2]式8-13验算带的速度=×200=
10.15m/s
(58)所以5m/s<V<30m/s,故带速合适
4.4计算大轮的基准直径V带的传动比为2~5,所以本设计取=3根据参考文献
[4]式(8-15),计算大带轮的基准直径=×=3×200=600mm
(59)再根据文献
[2]表8-8进行调整取=600mm
4.5确定V带的中心距a和基准长度
(1)根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距,结合文献
[2]8-20,初定中心距=800mm
(2)计算相应的带长度≈2906mm
(60)由参考文献
[2]表8-2选带的基准长度=2800由参考文献
[2]式8-23计算中心距a=800+2800-2906/2=747mm
(61)确定中心距变化范围=a-
0.015×=747-
0.015×2800=705mm
(62)=a+
0.03×=747+
0.03×2800=831mm
(63)则得中心距变化范围为705~831mm
4.6验算小带轮上的包角α由文献
[2]式(8-7)和(8-6)可知,打滑只可能在小带轮上发生,为了提高传动的工作能力,应使α≈180°—(—)×(
57.3°/a)≈
149.7°≧90°
(64)
4.7计算带的根数Z
(1)计算单根V带的额定功率由=200mm=970r/min由文献
[2]表8-4b得=
3.81KW根据=970r/min,=3和B型带,参考文献
[2]表8-4b得Δ=
0.32kw查参考文献
[2]表8-5和表8-2分别可得=
0.92=
1.05所以=(+Δ)××=
3.99kw
(65)
(2)计算V带的根数ZZ==≈
4.51
(66)所以带的根数为
54.8带轮的结构设计
(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HT
200.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:
①当带轮基准直径为dd
22.5d采用实心式(其中d为安装带轮的轴的直径,mm)
②当带轮基准直径为dd2300mm时采用腹板式;
③当带轮的直径为dd2300mm且D1–d1100mm时,采用孔板式(其中D1为轮辐直径,d1为轮毂直径)
④当带轮基准直径为dd2300mm故选用轮辐式结构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6液压原理图figure6ThediagramofHydraulicprinciplediagram
5.4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
(67)--卸料板的磨擦力--回油背压形成的阻力--密封阻力图7卸料板受力图Fig7ThePricipleofHydraulic的计算根据搅拌机的出料容量取卸料口的面积s=
0.25m²搅拌机满载时的高度h=
1.5m.则混泥土体积V=
0.375,查表所得混泥土的密度为ρ=
2.5×10³kg/m³摩擦系数μ=
0.2=ρVgμ=1875N
(68)最大值为1875N
5.
4.2的计算因为活塞杆的行程是L=283mm,所以当液压缸启动时---克服液压缸密封件的摩擦阻力所需要控制压力,查表<
0.3MPa取=
0.1MPa---进油工作腔有效面积,此值属于未定值,初估计为80cm²=
0.1××
(69)
5.
4.3的计算=
(70)---回油背压,一般取=
0.3MPa---有杆腔活塞面积,考虑到差动比为2===
0.15×
(71)所以作用在活塞上的总机械载荷为F==
0.25×+1875
(72)
5.5确定液压缸的结构尺寸和工作压力查文献
[21]表9-3取工作压力=1MPa==
(73)算的=25cm²活塞直径因差动比为12所以活塞杆直径根据文献
[21]表4-4对缸桶内径圆整,取D=63mm,又d=
0.7D=
0.707×63=
44.5mm按文献
[21]表4-6圆整的d=
455.6液压泵的计算
5.
6.1确定液压泵的实际工作压力
(74)--沿程和沿路压力损失,可估为(
0.5~
1.5)Mpa,取
0.5Mpa,因此,可确实液压泵的实际工作压力为
1.5Mp
5.
6.2确实液压泵的流量--卸料板打开时所需最大的流量之和工进时所需流量最大==
5.29L/min
(75)取泄露泄露系数K=
1.2,由此可得按压力为
1.5Mpa,流量为
6.35可选用BBXQA型齿轮泵,其额定压力为2Mpa排量为12m/r
5.
6.3确定液压泵电机的功率计算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,
1.5Mpa--液压泵总数效率,取=
0.
85.
6.4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=
1.5MPa,q=
6.53L/min,按定时兼手动控制方向阀4WMM6MV/23滑阀机能M型液压单向阀按P=
1.5MPa,q=
6.53L/min,选择DXFG6溢流阀的选择DBDHHG6P液压泵的选择P=
1.5MPa,q=
6.53L/min,可选用BBXQA型齿轮泵,其额定压力为
2.5Mpa,排量为12ml/r
5.7油管及其它辅助装置的选择
5.
7.1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
6.53L/min计,选取通径Φ
75.
7.2确定油箱容量一般取流量的3~5倍,取5倍,有效容积V=5×
6.53L=
32.65L
(76)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=63mm,活塞杆直径d=45mm,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δ=6mm因为D/δ=
10.5≥10时为薄壁,按薄壁进行校核,由文献
[21]式(4-23)得δ≥
(77)式中——试验压力,取=
1.5×=
1.5×
1.5MPa=
2.25MPD——缸筒内径;[δ]——缸筒材料许用应力,[δ]=,一般去安全系数n=5,缸筒材料选用HT250,故[δ]==50MPa将数值带入上式的[δ]≥==
1.42故符合要求液压缸其他部位尺寸的确定活塞宽度B=(
0.6~
1.0)D,取B=45mm;
5.9卸料开口的设计卸料口开口的角度为60°,为保障卸料口完全打开,卸料转过的角度必须大于60°选择卸料版旋转角度为90°6总结我们的设计是自己独立完成的一项设计任务,我们工科生作为祖国的应用型人才,将来所从事的工作都是实际的操作及高新技术的应用所以我们应该培养自己市场调查、收集资料、综合应用能力,提高计算、绘图、实验这些环节来锻炼自己的技术应用能力本次毕业设计针对“混泥土搅拌机传动卸料系统设计”的要求,在满足各种参数要求的前提下,拿出一个具体实际可行的方案,因此我们从实际出发,认真的思考与筛选,经过五个多月的努力终于有了现在的收获回想起来,在创作过程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全有时为了实现一个参数翻上好几本资料,然而也不见得如人心愿过设计实践,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,故后阶段设计要对前阶段设计中的不合理结构尺寸进行必要的修改所以,设计要边计算、边绘图,反复修改,设计计算和绘图交替进行在设计中要贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、减低成本、缩短设计周期,是机械设计应遵循的原则之一,也是设计质量的一项评价指标在毕业设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规格,尽量采用标准件,并应注意一些尺寸需圆整为标准尺寸同时设计中应减少材料的品种和标准件的规格另外通过这次毕业设计的学习和研究,我们开拓了视野,掌握了设计的一般步骤和方法,同时这四年来所学的各种专业知识又得到了巩固,同时,这次毕业设计又涉及到计算、绘图等,让我们又学到很多新的知识但毕竟我们所学的知识有限本设计的好多地方还等待更改和完善参考文献[1]孙桓;陈作模主编.机械原理[M].北京高等教育出版社,2001:109-
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199946.[23]ExperimentalStudyonControllingtheUnstablePropertyofHigh-speedCentrifugalPump致谢在完成混泥土搅拌机传动卸料系统设计之时首先向辛勤指导我的全老师致以衷心的感谢和崇高的敬意,全老师丰富的专业知识、严谨的治学态度和科学的指导方法使我终身受益,让我学到很多科学的设计研究的方法同时全老师对工作的热情、一丝不苟、认真负责、有条不紊、实事求是,以实际生产应用为前提的态度,给我留下了深刻的印象,也是我以后参加工作的学习榜样在次谨向全老师表示衷心的感谢和深深的敬意同时我还要感谢院系各位领导、老师在四年大学生活中对我的关怀与帮助,在此表示衷心的感谢我也要感谢班上的同学,大学生活虽然短暂,但是通过朝夕相处、互相学习、互相帮助,加深了彼此的友谊在此,谨向以上所有给予我指导和帮助的老师、同学表示最诚挚的谢意,我将在今后的工作学习中奋发图强,决不辜负大家对我的关心和厚望衷心地感谢在百忙之中评阅我的论文和参加我答辩的各位老师轴号功率(KW)转矩(N.m)转速()电机轴
15147.68970高速轴
14.
4425.
32323.3中间轴
13.
411425.
9689.81低速轴
12.
884113.
8529.9名称符号小齿轮1大齿轮1小齿轮2大齿轮2模数m441010压力角α20o20o20o20o分度圆直径d120432250750齿顶高ha441010齿跟高hf
6612.
512.5齿全高h
101022.
522.5齿顶圆直径da128440270770齿根圆直径df110422225725齿距p
12.
5612.
5631.
431.4标准中心距a276500轴段1-22-33-44-55-66-77-8直径(mm)9095100110120108100长度mm172110581501622580安装零件联轴器端盖轴承-轴肩齿轮轴承。