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JS2000C型混凝土攪拌主機設計
JS2000混凝土攪拌機設計
摘 要：
本次設計的JS750混凝土攪拌機是我們的主要設計機型。它是強制式臥軸混凝土攪拌機中的一種，強制式混凝土攪拌機不僅能攪拌干硬性混凝土，而且能攪拌輕骨料混凝土，能使混凝土達到強烈的攪拌作用，攪拌非常均勻，生產率高，質量好，成本低。它是目前國內較為新型的攪拌機，整機結構緊湊、外型美觀。其主要組成結構包括：攪拌裝置，攪拌傳動系統(tǒng)，上料、卸料系統(tǒng)，供水系統(tǒng)，機架及行走系統(tǒng)，電氣控制系統(tǒng)，潤滑系統(tǒng)等。
主要設計計算內容是JS2000混凝土攪拌機機架的設計，主要包括：整體結構方案的確定、電動機的選擇和主要參數(shù)計算、皮帶輪設計、螺釘組聯(lián)接設計、聯(lián)軸器選型、攪拌軸的設計與校核、軸承的潤滑密封、潤滑系統(tǒng)的設計、JS2000混凝土攪拌機的裝配圖及零部件圖的繪制。
關鍵詞：混凝土攪拌機，皮帶輪，軸承。
Abstract：
This design JS2000 concrete mixer is our main design model. It is forced horizontal-axis concrete mixer, forced one of concrete mixer can not only the mixing of dry, rigid concrete, and can stir light weight aggregate concrete, can make concrete achieve strong mixing effect, stirring very evenly, productivity is high, quality is good, the cost is low. It is the present domestic relatively new mixer, the machine has compact structure, good appearance. Its main composition structure including: agitator, stirring transmission system, loading, unloading system, water supply system, rack and mobile system, electric control system, lubrication system, etc.
Main design calculation content is JS2000 concrete mixer frame design, mainly including: overall structure scheme determination, the choice and the main parameters of electric motor calculation, stirring shaft couplings selection, the design and check, the lubrication seal, lubrication system design, the JS2000 concrete mixer parts and assembly drawing.
Keyword: Concrete mixer, pulley， bearings
第一章 概述
本設計說明書詳細敘述了有關強制式混凝土攪拌主機的工作原理和結構以及相關設計內容，我的設計思路是根據(jù)擬訂的傳動路線,從電機的選擇、電機帶輪和減速器帶輪的設計、聯(lián)軸節(jié)和減速器以及聯(lián)軸器的選擇、攪拌軸的設計與計算并伴有軸承的選擇與校核計算、卸料門的設計以及潤滑系統(tǒng)的設計,最后還有主機的裝配工藝等內容。本次設計我在老師和公司的綜合指導下和詳細查閱有關機械方面書籍來完成畢業(yè)設計的。以下從工作原理逐步展開：
工作原理：主要由水平安置的兩個相連水平安置的圓槽形拌筒，兩根按相反方向轉動的攪拌軸和轉動機構等組成，在兩根軸上安裝了幾組攪拌葉片，其前后上下都錯開一定的空間，從而使混合料在兩個攪拌桶內輪番地得到攪拌，一方面將攪拌筒底部和中間的混合料向上翻轉，另一方面又將混合料沿軸線分別向前后推壓，從而使混合料得到快速而均勻的攪拌，因此，該類攪拌機具有自落式和強制式兩種攪拌功能，攪拌效果好，耐磨性好，能耗低，宜制成大容量攪拌機。
1.1分類
混凝土攪拌機是制備混凝土的專用機械，其種類很多。按混凝土攪拌機的工作性質分有：周期性攪拌機和連續(xù)作用攪拌機兩大類；按混凝土的攪拌原理分有：自落式攪拌機和強制式攪拌機兩大類；按攪拌筒形狀分為：鼓筒式，錐式（含錐形及梨形）和圓周盤式等攪拌機，常用的是周期性攪拌機，其具體分類如下：
1.2 型號
混凝土攪拌機的型號由攪拌機機型號和主要參數(shù)組合而成，其意義如下：
例如：JS 2000C型攪拌機
1.3 攪拌主機結構詳細說明
混凝土攪拌機由攪拌機蓋、攪拌筒體、攪拌裝置、軸端密封、傳動裝置、襯板、卸料門潤滑系統(tǒng)。
1.3.1．攪拌機蓋
攪拌機蓋是為攪拌主機工作時防塵和進料連接而設計的，蓋與桶體間采用螺栓聯(lián)結，中間有密封膠條，各進料口形狀和位置可接不同機型或用戶要求制作，檢視門有安全開關。
攪拌機蓋設計的噴霧系統(tǒng)有效地壓住投料時揚起的粉塵并與吸塵裝置連在一起，確保環(huán)保要求。
1.3.2．攪拌筒體
攪拌筒體由優(yōu)質鋼板整體彎成“奧米加Ω”形狀，而且由特別管狀框架承托，有足夠的剛度和強度，保證主機的正常運作。
1.3.3．攪拌裝置
兩根攪拌軸上的多組攪拌臂和葉片組成攪拌裝置，保證桶體內混合料℃能在最短時間內作充分的縱向和橫向摻和，達到充分拌和的目的。攪拌臂分為進給臂、攪拌臂、返回臂，同時為了便于磨損后的調整和更換，每組攪拌葉片均能方便地在受力磨損的方向調整，直至攪拌葉片正常磨損后的更換。
為適應不同工況和骨料粒徑的要求，攪拌臂可在軸上做60o、120o和180o的排列，以達到攪拌最大骨料粒徑。
葉片為高強度抗沖擊耐磨鑄鐵，正常生產時能達到3700罐/次，其性能指標符合JG/T5045.1—93規(guī)定(HRC≥58，沖擊值≥5.0N.M/mm2，抗彎強度600N/mm2)。
1.3.4．軸端密封
對臥軸式混凝土攪拌機，因工作時主軸浸沒在摩擦力很強的砂石水泥材料中，如果沒有行之有效的軸端密封措施，主軸頸會很快被磨損，毀壞，產生嚴重的漏漿，影響級配。
采用三道密封及骨料架油封和液壓系統(tǒng)供油旁泵，其工作原理用壓蓋1，耐磨橡膠圈2和轉轂3為第一道密封，為防止砂漿浸入縫隙，由注油孔向內腔注入壓力油脂，至主縫中有少量油脂擠出為止，用油脂外溢來阻擋砂漿入侵，第二道密封由轉轂3轉轂6和O型密封圈組成即浮動環(huán)密封，浮動環(huán)組借助O型圈的彈性保持一定的壓緊力和磨損后的間隙補助，由注油孔注入潤滑油脂，轉轂為粉末冶金專用件，密封面經研磨加工，最后由安裝的J型骨架密封組成第三道。
攪拌軸的支承由獨立的軸承座和帶錐套調心滾子軸承共同承擔，同時通過兩個骨架油封的作用能有效的保證軸承的良好工作環(huán)境，以保證機的正常運作。
1.3.5．傳動裝置
JS 型攪拌主機采用進口和國產兩種螺旋錐齒行星減速機傳動，減速機與攪拌主軸間采用鼓型齒聯(lián)軸器聯(lián)結，攪拌主軸采用高速端十字軸萬向聯(lián)軸器同步，使兩軸作反向同步運轉，達到強制攪拌效果，與傳統(tǒng)的大小的鏈輪傳動，大齒輪同步的結構相比，具有結構緊湊，傳動平穩(wěn)，遇非正常過載時能通過皮帶打滑保護等特點。
為保證減速機的正常工作，傳動裝置中可以選配冷卻裝置散熱器的功率為0.055KW，由本機所附加的自動感溫器控制，在減速機油溫達到60度時自動啟動，油泵的動力由主電機通過皮帶傳動提供。
1.3.6．襯板
弧襯板為高硌耐磨合金鑄鐵，其性能指標符合JG/T5045.2—93規(guī)定（HRC≥54，沖擊值≥7.0N.M/mm2,抗彎強度≥600N/mm2）特殊設計的菱形結構能提高襯板的使用壽命,端襯板為優(yōu)質高Mn耐磨鋼板制成.
1.3.7.卸料門
卸料門的結構形式獨特可靠,整體弧面與桶內襯板面持平,能有效地減少強烈沖擊,磨損真正做到優(yōu)質耐久,另外,卸料門兩端的支承軸承座可上下調節(jié),接觸面磨損后可以調節(jié)間隙,確保卸料門的密封.卸料門采用進口液壓系統(tǒng)驅動,與傳統(tǒng)的氣動形式相比具有結構緊湊,動作平穩(wěn),開門定位準確,能手動開關門等特點,油泵系統(tǒng)產生的高壓油通過控制系統(tǒng),經高壓油管作用到油缸,驅動卸料門的開關,通過調節(jié)卸料門軸端接近開關的位置和電控系統(tǒng)共同使用,可以實現(xiàn)卸料門的開門到位的任意調整,以實現(xiàn)不同的卸料速度.
1.4 攪拌主機類型選擇
由于強制式混凝土攪拌機有立軸式和臥軸式兩大類。立軸式有分為渦漿式和行星式。混凝土攪拌機是將石子（粗骨料）、沙子（細骨料）、水泥、水和某種添加劑攪拌成勻質混合料的機械。廣泛應用于工業(yè)和民用建筑、道路、橋梁、港口和機場、礦山等建筑行業(yè)中。為適應攪拌不同性質的混凝土的要求，以發(fā)展了很多機型，各種機型和性能各有其特點。從不同的角度進行劃分：按工作性質分為周期式和連續(xù)式；按攪拌方式分為自落式和強制式；按裝置方式分為固定式和移動式；按出料方式分為傾翻式和非傾翻式;按攪拌桶外型分為犁式、錐式、鼓式、槽式、盤式。下面分自落式和強制式兩類來介紹和選擇。
1.4.1．自落式混凝土攪拌機
它靠旋轉著的鼓筒中的葉片將物料提高到一定高度后落下進行攪拌的最常用的的有JG型鼓筒式、JZ式雙錐反出料式和JF型雙錐傾翻式混凝土攪拌機。
1.4. 2．強制式混凝土攪拌機
它靠旋轉的葉片對混合料產生剪切、擠壓、翻轉和拋出等多種作用的組合進行拌和的，攪拌作用強烈，攪拌時間短，適用于攪拌干硬性混凝土和輕骨料混凝土，由于葉片容易受磨損或被粗骨料卡住，故一般不易攪拌骨料顆粒教大的混凝土。
1.4.3.二者的比較和選擇
自落式最適宜拌制塑性和半塑性混凝土。強制式拌和時間短，生產率高，適宜于拌制干硬性混凝土。由于我公司生產的特點選擇強制式混凝土攪拌機。
第二章 電動機選型和主要參數(shù)計算
傳動路線：電機→電機帶輪→大帶輪→十字萬向聯(lián)軸節(jié)→減速機→聯(lián)軸器→攪拌軸，十字萬向聯(lián)軸節(jié)、減速機、聯(lián)軸器只進行選型不進行設計，現(xiàn)先進行電機設計：
2.1．電機選型
2.1.1．選擇電動機類型和結構形式
選我國推廣采用的Y系列的交流三相鼠籠式異步電動機，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體的場合，具有較好的啟閉性能。結構采用防護式。
2.1.2．選擇電動機的容量
標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率，電動機的容量主要由運行時的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校核發(fā)熱和啟動力矩所需電動機功率為
Pd = PW /η （2—1）
= 28.12/0.87=32.32KW
式中 Pd—工作機實際需要的電動機輸出功率，KW；
PW—工作機所需輸入功率，KW；
η—電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。
工作機所需功率PW應由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得，混凝土攪拌機的PW計算如下：
PW=T nw/9550ηw （2—2）
式中 T—工作機的阻力矩，N.m;
nw 為—工作機的轉速, r/min; 給定25r/min
ηw 為—工作機的效率。一般為0.95
其中總效率η計算如下：η=η1η2η3……ηn, 而η1 ，η2……ηn分別為傳動裝置中每一傳動副（齒輪、渦桿、帶或鏈）、每對軸承、每個聯(lián)軸器的效率，從［1］中表1—7選中間值如下：
η1=η帶=0.96, η2=η減=0.94, η3=η聯(lián)軸器=0.975, η4=η軸承=0.99(一對)
所以 η=η1η2η3η4 =0.96x0.94x0.975x0.99=0.87
2.1.3．雙臥軸強制攪拌機軸上功率的計算
強制式混凝土攪拌機的功率計算目前還沒有一個嚴格的計算公式，這里推薦一種簡化的計算方法。對于一個臥式的強制式攪拌機，某一攪拌葉片的受力和運動情況見圖1，葉片的寬度為bi,葉片與半徑的夾角為αi,作用在dρ面積上的力為
dFi =kbi dρ
式中 k 單位面積上的運動阻力，稱為阻力系數(shù)，單位為N/cm2.該阻力系數(shù)在葉片的轉速確定后取決于混凝土的水灰比，見表1-1
表1-1 攪拌阻力系數(shù)k的取值
混凝料的性質
K值（N/cm2）
干硬性混凝土
68~85
塑性混凝土
25~35
流動性小的砂漿
30~40
流動性大的砂漿
10~20
由所dFi產生的阻力矩
dMi = ρcosαi dFi
這一葉片上的總阻力矩
（2—3）
式中 bi , r2和r1均以cm為單位，則Mi以N.cm為單位.考慮到所有葉片上的阻力矩,則攪拌機的功率
（2—4）
式中η—機械的傳動效率
z —攪拌葉片的數(shù)量
n —攪拌葉片的轉速(r/min)
現(xiàn)取k=80，取bi=3.0cm，取r2=67.3cm,r1= 54.5cm, αi =60o,一根軸上設計成8個攪拌軸,即z=8,代入上面第一式得:
Mi = 98542.4Nm
代入上面第二式得:
P=28.12 KW
2.1.4. 電動機的功率計算
P’=K1*P （2—5）
式中：K1——電動機容量儲備系數(shù)，一般取K1=1.1~1.25；
P—攪拌機軸上功率，KW。
現(xiàn)取K1=1.2 , P=30.25KW;代入的 P’=33.744KW ,故取37kw的電機
2.1.5. 確定電動機的轉速
對Y系列電動機,通常多選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機,現(xiàn)依據(jù)選定的類型結構容量和轉速從從［1］中表12—1~~12—11查出電動機型號如下：Y225S—4 ,其額定功率為37KW，滿載轉速為1480r/min, 堵轉轉矩（額定轉矩）為1.9Nm最大轉矩為2.2N.m,質量為284kg
主要安裝尺寸: 電機軸徑為60mm,長為140mm, 軸上鍵寬為18mm,鍵槽低部到軸另一素線為53mm.
2.2 重要參數(shù)的計算
攪拌機是攪拌設備的核心組成部分，其結構的好壞，會直接影響到混凝土攪拌的均勻性能和整套設備的生產率。其性能參數(shù)和結構參數(shù)的設計計算和部分結構的確定方法。
2.2.1. 攪拌時間的確定
根據(jù)每小時循環(huán)次數(shù)n、攪拌時間s及小時轉換到秒關系：
s=（1/n）*3600 （2—6）
n—每小時循環(huán)次數(shù)。
解： 攪拌時間s=（1/50）*3600
=72秒〈=86秒
符合設計要求
2.2.2.周期性混凝土攪拌機的生產率Q 計算
生產率是攪拌設備的主參數(shù)，也是確定其他技術參數(shù)的主要依據(jù)。生產率的確定一般應根據(jù)產品系列和配套需要合理的抉擇。為了滿足路面施工的配套要求，所設計的攪拌設備的最低生產率應不低于60m3/h。經驗公式如下：
（2—7）
式中：V攪拌筒的公稱容量,取2000L；
t1 為上料時間取25s；
t2為攪拌時間取72s；
t3為卸料時間取8s；
代入式中并單位換算得：
2.2.3．攪拌機的容量
攪拌機的容量是指周期式攪拌機設備每轉一次能生產新鮮混凝土的實方數(shù)——公稱容量。設計參數(shù)中給定2000L
2.2.4．強制式混凝土攪拌機轉速的校核
合理確定強制式攪拌機的轉速，關系到攪拌混凝土的質量和生產率，若轉速偏低，使攪拌時間增加，會降低生產率；若轉速過高，又會形成較大的離心力，促使混凝土產生離析現(xiàn)象，破壞均勻性，導致質量降低。一般在設計中，除了要考慮物料在拌和中產生離心力外，還宜考慮被攪拌物料與攪拌葉片之間的摩擦系數(shù)，推薦采用下式進行近似計算：
（2—8）
式中 n—攪拌機主軸轉速，r/min；
R—攪拌筒內腔的半徑m。
計算得r/min ，而給定的25r/min小于31.18r/min滿足，故不會發(fā)生共振。
2.2.5.攪拌筒的容積利用系數(shù)的確定
容積利用系數(shù)是指出料容積和筒體幾何溶劑之比，它的確定主要以攪拌質量的優(yōu)劣為依據(jù)。在確保攪拌質量的前提下，容積利用系數(shù)越大越好。但是，容積利用系數(shù)的大小還受到其它的條件的制約，其一，攪拌機的設計需要考慮應具備10%的超載能力；其二，按設計標準規(guī)定，出料體積與進料體積之比為0.625，而幾何容積應大于進料體積，這樣容積系數(shù)最大不得超過0.58。一般雙臥軸攪拌機的容積利用系數(shù)取0.32~0.35。
2.2.6.攪拌筒長度L與直徑D之比L/D的確定
在出料容積一定時，應考慮以最小的結構尺寸獲得最大的空間容積。以利用收到節(jié)省制造材料材料、外性美觀和攪拌質量好的綜合效益。因此長徑比L/D一般不宜過大，因物料的軸向運動主要靠葉片的螺旋角產生有限的軸向推力，如果物料的軸向流動距離過長，很難快速達到勻質效果。通常長徑比宜控制在.3以內，一般情況下取L/D=1.05~1.15。
2.3．計算總傳動比和分配各級傳動比
2.3.1 傳動裝置的總傳動比為
τ總=nm/nw=1480/25=59.2 （2—9）
式中 nm—電動機滿載轉速r/min
nw—攪拌軸的轉速r/min
多級傳動中，總傳動比應為τ總=τ1τ2……τn，其中τ1，τ2，……τn為各級傳動機構的傳動比。
2.3.2 分配各級傳動
參考［1］中表1—8的傳動比和［1］表13—2，
當選V帶傳動時，在滿足2~4范圍內,初選τ1=3.7,故減速器減速比
τ2=59.2/3.7=16
滿足8~40范圍內單級錐齒輪減速器.
2.4 計算傳動裝置的轉速和動力參數(shù)
設計計算傳動件時,需要知道各軸的轉速、轉矩或功率,因此應將工作機上的轉速轉矩或功率折算到各軸上,設從電機到工作機的各軸依次記為Ⅰ電，Ⅱ減，Ⅲ主軸，則
2.4.1各軸轉速
n電=1480 (r/min)
n減=nm/τ1=1480/3.7=400 (r/min) (2—10)
n主=400/16=25 (r/min)
2.4.2. 各軸功率
Pd= 32.32 kw
P減 = Pd Xη電減 （2—11）
=32.32x0.96=31.03kw
P主 = Pd Xη電減Xη主減
= 31.03x0.94x0.975x0.99
=28.15 kw
式中 Pd —電動機輸出功率,KW；
P減 —減速器輸入功率,KW；
P主 —攪拌軸輸入功率，KW;
η電減 —電機與皮帶之間的傳動效率;
η減主—減速箱與主軸之間的傳動效率.
2.4.3. 各軸轉矩
Td=9550Pd/nm=9550x32.32/1480 （2—12）
=208.55(N.m);
T減 = TdXτ1 Xη電減 =208.55x3.7x0.96
= 740.77 (N.m)
T主= T減Xτ2Xη主減= TdXτ1Xτ2X η主減xη減xη聯(lián)軸器xη軸承
=208.55x3.7x0.96x16x0.94x0.975x0.99
=8272.33 (N.m)
式中 Td—電動機軸的輸出轉矩Nm;
T減—減速箱輸入轉矩Nm;
T主—攪拌主軸輸入轉矩N.m.
為簡明起見,現(xiàn)列表如下:
轉速 (r/min)
功率(KW)
轉矩(Nm)
電機軸
1480
32.32
208.55
減速箱軸
400
31.03
740.77
攪拌軸
25
28.15
8272.33
第三章 皮帶輪設計
帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、造價低廉以及緩沖吸振等特點,故我經過比較采用帶傳動.帶傳動是由固聯(lián)于主動軸上的帶輪(主動輪)和固聯(lián)于從動軸上的帶輪(從動輪)和緊套在兩上的傳動帶組成的,當原動機驅動主動輪轉動時,由于帶和帶輪間的摩擦,便拖動從動輪一起轉動,并傳遞一定的動力.
在一般機械傳動中，應用最廣的是V帶傳動，V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應的輪槽，傳動時，V帶只和輪槽的兩個側面接觸，即以兩側面為工作面。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能常產生更大的摩擦力，在加上V帶傳動允許的傳動比較廣，結構較緊湊，及V帶是已標準化，故選V帶傳動。
3.1帶輪設計.
3.1.1.計算功率Pca
由［2］中表8—2查得工作情況系數(shù)K A=1.0 ,(設其每天工作小時數(shù)為小于10h和負載啟動
故 Pca =K A P=1.0x37 =37KW （3—1）
3.1.2.取窄V帶帶型
根據(jù)Pca , n電由 由［2］中圖8—8確定選用SPB型.
3.1.3. 確定帶輪基準直徑
由［2］中表8—4和表8—8取主動輪基準直徑D1 =160mm ,根據(jù)［2］中式8—15 ,從動輪基準直徑為
D2 =τ1D1=3.7 x 160=592 ( mm) （3—2）
根據(jù)［2］中表8—8 取 D2=600 mm.按［2］中式8—13 驗算帶的速度
V=πD1 n電/(60*1000)=3.14 x 160 x 1480/(60 x1000) =12.39 (m/s) ＜35 m（3—3）
3.1.4. 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距
根據(jù) 0.7 ( D1+ D2 ) ＜a0 ＜2 ( D1+ D2 ),初選中心距a0 =800mm,根據(jù)［2］中式8—20,計算帶所需的基準長度
L1=2a0 + π( D1+ D2 )/2 + ( D2—D1)2/(4a0) （3—4）
= 2 x 800+π(160+600)/2 + (600—160)2/(4x800)
= 1600 + 1193.2 + 60.5
= 2853.7mm
由［2］中表8—3選取的基準長度Ld=2800 mm
按［2］中式8—21計算實際中心距
a= a0 + (Ld —L1)/2 （3—5）
=800 –26.85=773
3.1.5. 驗算主動輪的包角α1
由［2］中式8—6 得
α1= 180o—( D2—D1) x 60o/a = 145.85o＞120o （3—6）
主動輪上的包角合適.
3.1.6. 計算窄V帶的根數(shù)Z
由［2］中式8—22知
Z= Pca / [(P0+ΔP0)KαKL ] （3—7）
式中 Kα —考慮包角不同時的影響系數(shù)即包角系數(shù);
KL —考慮帶的長度不同時的影響系數(shù)即長度系數(shù);
P0 —單根V帶的基本額定功率;
ΔP0 —計入傳動比的影響時,單根V帶額定功率的增量.
由n電=1480 (r/min) ,D1=160mm, τ1 = 3.7 ,查表8—6c和表8—6d的
P0 = 6.89 KW
ΔP0 =1.23 KW
查表 8—9得
由插入法(145.85-145)/(150-145.85)= (K-0.91)/(0.92- Kα)
得 Kα=0.912
查表 8—10得 KL= 0.96
則
Z =37/[(6.89+1.23)x0.912x0.96]
=5.2
取整Z= 5 根
3.1.7. 計算預緊力F0
由［2］中式8—23 知
F0 = 500｛Pca［(2.5- Kα)/ Kα］｝/VZ+ qv2
=500｛40.4［(2.5- 0.912)/ 0.912］｝/12.39x5 + 0.2x12.392 （3—8）
=598.46 N
由［2］中表8—5,V帶單位長度的質量為q=0.20kg/m.
3.1.8. 計算作用在軸上的壓軸力Q
由【2】中式8—24 得
Q= 2Z F0 sin(α1/2) （3—9）
=2 X 5 X 598.46Sin(145.85o/2)
=5984.6 X 0.9559
=5720.68N
3.2 結構設計圖如下:
電機帶輪材料選用鑄鐵HT200
結構尺寸用腹板式（因為基準直徑小于300mm式采用腹板式），參看［2］圖8—11，V帶結構設計部分和表8—12 V帶輪的輪槽尺寸，設計的其結構如下：
3.2.1. 電機帶輪
其中各參數(shù)為：d=60mm, e=19mm, z=5, f=12.5mm, B=(Z-1)e+2f=101mm,d1=1.8df=1.8x60=108mm,DW=160mm,bp=14.0mm,ha=4mm,hf=10mm,c’=B/4=101/4=25.25mm,D=DW -2ha=160mm,C=2mm,按設計參數(shù)繪制結果如下:
而電機與帶輪連接采用鍵,鍵型號標記: 鍵18 X 100 GB1096—79
3.2.2. 減速機帶輪
其輪槽尺寸與電機帶輪一樣,只是帶直徑,連接方式等不一樣而己,結構設計如下:用十個M12X40螺釘和減速機連接如下：
而其結構尺寸示意如下：
第四章 螺釘組聯(lián)接設計
本小節(jié)進行的螺釘組聯(lián)結設計主要有1). 兩根攪拌軸為保持同步而采用的十字萬向聯(lián)軸節(jié)上的螺釘校核. 2). 減速機上帶輪和減速機聯(lián)結用的螺釘設計與校核.
設計螺釘組聯(lián)結時，首先要選定螺釘組的數(shù)目及布置方式；然后確定螺釘聯(lián)結的結構尺寸。在確定螺釘尺寸時，對于不重要的螺釘聯(lián)結，可以參考現(xiàn)有的機器設備，用類比法確定，不再進行強度校核。但對于重要的聯(lián)結，應根據(jù)聯(lián)結的工作載荷，分析各螺釘?shù)氖芰顩r，找出受力最大的螺釘進行強度校核。
4.1. 萬向聯(lián)軸節(jié)上的螺釘組設計
4.1.1. 螺釘組結構設計
采用如圖1所示的結構,螺釘數(shù)為Z1=4,圓周分布。
圖1
4.1.2. 螺釘受力分析
螺釘只受扭矩T減作用
4.1.3. 確定螺釘直徑
選擇螺釘材料為Q235、性能等級為6.8的螺釘,由［2］中表5-9查的材料屈服極限σs=480Mpa, 由［2］中表5-11查得安全系數(shù)Sτ =4, Sp=1.5 故螺釘材料的許用應力［τ］=σs/Sτ =480/4=120 Mpa., ［σ］P=σs/Sp=480/1.5=320 Mpa..
因只受扭矩T減作用且用螺釘聯(lián)接，所以相當于鉸制孔用螺聯(lián)接一樣，故［2］中式5-28有受力最大的螺釘?shù)墓ぷ骷袅?
Fmax= rmaxT減/∑r2= 740.77/0.124=5973.95N （4—1）
式中：rmax=31mm=0.031m, ∑r2=4x0.0312m
根據(jù)［2］中式.5-21的擠壓強度條件
σp=F/ d0Lmin ≤［σ］P （4—2）
得
d0≥F/［σ］PLmin =5973.95/（320x106x0.012）
=1.57mm
根據(jù)［2］中式.5-22的剪切強度條件
τ=F/(π/4d02)≤［τ］ （4—3）
得
d0≥
=
=7.96mm
式中 F—螺釘所受的工作剪力,N;
d0—螺釘剪切面的直徑(取為螺釘孔的直徑),mm;
Lmin—螺釘桿與孔壁擠壓面的最小高度mm,
［σ］P 為螺釘或孔壁材料的許用擠壓應力,MPa.
［τ］為—螺釘材料的許用切應力,MPa .
所以按剪切強度條件設計來確定螺釘直徑,按粗牙普通螺紋標準（GB196-81），選用螺紋公稱直徑d= 10 mm
綜合上面計算并根據(jù)［1］中表3-16選用：螺釘GB70-85 M10X25
4.2. 減速機上帶輪的螺釘組設計
4.2.1. 螺釘組結構設計
采用如圖2所示的結構,螺釘數(shù)為Z2=10,圓周分布。 圖2
4.2.2. 螺釘受力分析
螺釘只受扭矩T減作用
4.2.3. 確定螺釘直徑
選擇螺釘材料為Q235、性能等級為6.8的螺釘,由［2］中表5-9查的材料屈服極限σs=480Mpa, 由［2］中表5-11查得安全系數(shù)Sτ =4, Sp=1.5 故螺釘材料的許用應力［τ］=σs/Sτ =480/4=120 Mpa., ［σ］P=σs/Sp=480/1.5=320 Mpa..
因只受扭矩T減作用且用螺釘聯(lián)接，所以相當于鉸制孔用螺聯(lián)接一樣，故［2］中式5-28有受力最大的螺釘?shù)墓ぷ骷袅?
Fmax= rmaxT減/∑r2= 8272.33/0.45=18382.96N
式中: rmax=45mm=0.045m, ∑r2=10x0.0452
根據(jù)［2］中式.5-21的擠壓強度條件
σp=F/ d0Lmin ≤［σ］P
得 d0≥F/［σ］PLmi
=18382.96/（320x106x0.022）
=2.61mm
式中: Lmin=22mm=0.022m
根據(jù)［2］中式.5-22的剪切強度條件
τ=F/(π/4d02)≤［τ］得
d0≥
=
=13.97mm
式中: F—螺釘所受的工作剪力,N;
d0—螺釘剪切面的直徑(取為螺釘孔的直徑),mm;
Lmin—螺釘桿與孔壁擠壓面的最小高度mm;
［σ］P 為—螺釘或孔壁材料的許用擠壓應力,MPa.
［τ］為—螺釘材料的許用切應力,MPa .
所以按剪切強度條件設計來確定螺釘直徑,按粗牙普通螺紋標準（GB196-81），選用螺紋公稱直徑d=16 mm
其標記為：螺釘GB70-85 M16X40
第 五 章 聯(lián)軸節(jié)與減速機選型
聯(lián)軸節(jié)的選用: 根據(jù)攪拌機工作需要,要保持兩根攪拌主軸同步，選用十字萬向聯(lián)軸節(jié);
減速機的選用: 根據(jù)減速比和轉矩要求，選用311R3的鼓形齒聯(lián)軸器連接，其減速比τ=16.
第 六 章 聯(lián)軸器選型和攪拌
軸的設計與校核
6.1 軸的相關設計內容
軸是組成機器的主要零件之一，一切作回轉運動的傳動零件（例如齒輪、蝸輪等），都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功能是支承回轉零件及傳遞運動及動力。
軸按照承受載荷的不同，可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉軸，只承受彎矩而不承受扭矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉動心軸和固定心軸兩種。只承受扭矩而不承受彎矩的軸稱為傳動軸。
軸按軸線形狀的不同，可分為曲軸和直軸兩大類。曲軸通過連桿可以將旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。直軸根據(jù)外形的不同，可分為光軸和階梯軸兩種。光軸形狀簡單，加工容易，應力集中源少，但軸上的零件不容易裝配及定位；階梯軸則正好與光軸相反。因此光軸主要用于心軸和傳動軸，階梯軸則常用于轉軸。
直軸可做成實心或空心，在那些由于機器結構的要求而需在軸中裝設其他零件或者減小軸的質量具有特別重大做用的場合，軸可作成空心。空心軸內徑與外徑的比值通常為0.5~0.6,以保證軸的剛度和扭轉穩(wěn)定性.
此外,還有一種鋼絲軟軸又稱鋼絲撓性軸，它是由多組鋼絲分層卷成的，具有良好的撓性，可以把回轉運動靈活地傳到不開敞的空間位置。
軸的設計包括軸的結構設計和工作能力設計。
1） 軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等，因此，軸的結構設計是軸設計的重要內容。
2）. 軸的工作能力計算是指軸的強度剛度和穩(wěn)定性等方面的計算.多數(shù)情況下,軸的工作能力主要取決于軸的強度.這時對軸進行強度計算,以防止軸的斷裂或塑性變形。而對剛度要求高的軸（如車床主軸）和受力大的細長軸，還應進行剛度計算，以防止工作時產生過大的彈性變形，對于高速運轉的軸，還應進行振動穩(wěn)定性計算，以防止發(fā)生共振而破壞。
6.2 軸設計：
6.2.1 初步確定軸的最小直徑
先按［2］中式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處
根據(jù)［2］中表15-3，取A0=108，于是有
dmin= （6—1）
==117.65mm
又因為對于軸徑大于100mm的軸,有兩個鍵槽時,軸徑應增大7%,故
dmin=117.65x(1+7%)=125.89mm,
輸入軸的最小直徑要取決于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ,為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。
6.2.2 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca
Tca=KAT主 （6—2）
式中: KA可查［2］中表14-1,考慮到轉矩變化中等,故取KA=1.7, 則
Tca=KA主=1.7x8272.33=14062.96N.M
按照計算轉矩Tca應小聯(lián)軸公稱轉矩的條件，查標準GB5014-85或機械設計手冊第三版第二卷表6-2-29，選用GⅡCL10型鼓形齒式聯(lián)軸器（JB/ZQ4379-86），其公稱轉矩為2000N.M, 半聯(lián)軸器Ⅰ的孔徑dⅠ=130mm,故取dⅠ-Ⅱ= 130mm,半聯(lián)軸器長度L=128mm,其標記示例：GⅡCL10型鼓形齒式聯(lián)軸器：
主動端：Y型軸孔，A型鍵槽，dⅠ=130mm，L=128mm
6.2.3 裝配方案比較與設計.
軸上零件的裝配方案對軸的結構形式起著決定性的作用,所謂裝配方案,就是預定出軸上主要零件的裝配方向,順序和相互關系.
圖一
圖二
從以上攪拌軸的兩種裝配方案比較中，圖一比圖二多了緊定螺釘，它可使套筒隨軸一起旋轉，當由于摩擦損害軸徑時，便于替換，這樣就沒有必要換整根軸，節(jié)省了材料和成本，所以決定采用第一種方案。
6.3 根據(jù)軸向定位的要求確定各段軸徑和長度.
6.3.1 Ⅱ-Ⅲ段長度和直徑的確定
為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ=140mm ;左端用減速器的輸出軸端定位, 半聯(lián)軸器與軸的配合長度L1=128mm,為了不與悶蓋接觸 ，故可取
lⅠ-Ⅱ=126mm.
6.3.2 初步選擇滾動軸承
a. 從負荷大小和方向考慮, 既受到徑向又有軸向還存在軸或殼體變形較大以及安裝對中性差的情況且要求具有調心功能,故選用調心軸承.
b. 從軸承的剛性考慮,一般滾子軸承大于球軸承, 故選用滾子軸承.
c. 從軸向游動考慮,一是可選用內或外圈無擋邊的軸承,二是在內圈與軸或外圈與軸座孔之間用間隙配合.
d. 從安裝與拆卸角度考慮,裝卸頻繁時,可選用分離型軸承或選用內圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調心軸承.
綜上,采用裝在緊定套上的調心滾子軸承.
參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ= 130mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組,標準精度等級的調心滾子軸承,從［3］中表7-2-69中找到裝在緊定套上的調心滾子軸承.,其型號為3013728,尺寸為d x D x B=140x270x86,基本額定負荷Cr=1530kN
Cor=1854KN,計算系數(shù)為e=0.34,Y1= 2.0 Y2=2.9 Y0=2.0
故dⅡ-Ⅲ=140mm,相應地查的緊定套長度B1=119mm,考慮到拆卸軸承和安裝軸上零件的方便性及參考經驗尺寸,取lⅡ-Ⅲ=217mm.
(3). 根據(jù)軸間的高度要求單邊軸肩取5mm故取dⅢ-Ⅳ=150, 為滿足安裝軸端密封的長度要求和參考滑轂等零件長度尺寸，取
lⅢ-Ⅳ=198mm.
(4). 安裝攪拌臂的軸徑暫取dⅣ-Ⅴ=180mm,其長度lⅣ-Ⅴ=8x195=1560mm,由于安裝和制造的誤差,故取lⅣ-Ⅴ=1582mm.
(5). 由安裝零件對稱性，故尺寸設計可用對稱法取dⅤ-Ⅵ=150mm, lⅤ-Ⅵ=198mm,dⅥ-Ⅶ=140mm, lⅥ-Ⅶ=120mm.
6.4 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考［2］中表15-2,取軸端倒角為3 x 45°,各軸肩處的圓半徑見圖.
6.5 求軸上載荷
按彎扭合成強度條件計算，通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定。軸上載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。
6.5.1 作出軸的計算簡圖（即力學模型）
根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖如下：在作計算簡圖時，應先求出軸上受力零件的載荷，并將其分解為水平分力和垂直分力，然后求出各支承處的水平反力和垂直反力。
根據(jù)總計算簡圖，作出XOY面上的受力圖如下：
6.5.2 求出水平面（XOY面）上各力
由扭矩平衡得，且由分析的Fx1 = Fx3 = Fx5 = Fx7, 有
Fx1 x 0.575 x 4 = T =8272.33 (Nm) （6—3）
得
Fx1 = Fx3 = Fx5 = Fx7=3596.67≈3.597 (KN)
由y方向平衡有：
FAX + FBX = -4 x Fx1 = -14.387 (KN) (6—4)
由對A點力矩平衡有：
FBX（L1+L2+L3+L4+L5）+ Fx7（L1+L2+L3+L4）+
Fx5（L1+L2+L3）+ Fx3（L1+L2）+ Fx1 x L1=0
（6—5）
由（6—4），（6—5）兩式解得：
FAX = -8.417（KN），F(xiàn)BX = -5.970（KN）
根據(jù)上述簡圖，按水平面計算各力產生的彎矩，作出彎矩MH圖如下：
根據(jù)總計算簡圖，作出YOZ面上的受力圖如下：
6.5.3 求出垂直面（YOZ面）上各力
由前面算得葉片總彎矩M=98542.4Nm，且由分析的Fy1 = Fy3 = Fy5 = Fy7, 有
Fy1 x 0.575 x 4 = M =98542.4(Nm) （6—6）
得
Fy1 = Fy3 = Fy5 = Fy7,= 98542.4/4≈42.845 (KN)
由X方向平衡有：
FAy–Fy1–Fy3–Fy5–Fy7=0 (KN) （6—7）
得
FAy = 171.378（KN）
由攪拌臂的質量為100kg，且攪拌臂的轉速n為25r/min，半徑為0.575m，可算的向心力：
FZ1= FZ3 = FZ5 = FZ7 = m r w2
= 100 x 0.575x（nπ/30）2
=0.394 KN （6—8）
由Z方向平衡有：
FAZ + FBZ= 4 FZ1 （6—9）
由對A點力矩平衡有：
FBZ（L1+L2+L3+L4+L5）- FZ7（L1+L2+L3+L4）-
FZ5（L1+L2+L3）- FZ3（L1+L2）- FZ1 x L1=0 (6—10）
由（6—8），（6—9）兩式解得：
FAZ = -0.922（KN），F(xiàn)BZ = -0.654（KN）
根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產生的彎矩，作出彎矩Mv圖如下：
6.5.4 根據(jù)水平面和垂直面的彎矩圖作出總彎矩圖M總
如下：其公式為
（6—11）
6.5.5 由扭矩平衡作出扭矩圖
作出αT的彎矩圖如下：
6.5.6 由M總和扭矩圖合成作出計算扭矩圖Mca
（6—12）
其中α取為0.7
從上面的總計算彎矩圖可以清楚的看出危險截面為Ⅳ-Ⅴ段的第五根攪拌臂位置。:
校核如下:
6.5.7 攪拌軸截面模量W的計算
易知B點坐標為(90,0),設A點坐標為(z,80),由z2+y2 =902,解得:
≈41.23.
∴ A點坐標為(z,80),
∴ 直線AB方程為: y=-1.64z+147.6
∴ ( 由圖形的對稱性和被積函數(shù)為偶函數(shù))
（6—13）
=281463460.667mm4+20795320.271mm4
=302258780.938mm4
∴ W= Iy /80=3778234.87mm3
σca=Mca/W=72.216KNm/3778234mm3
=19.1137Mpa＜［σ-1］=60Mpa （6—14）
故所設計的軸滿足強度要求，故安全。
第 七 章 軸 承 校 核
根據(jù)工作條件,決定選用雙列圓錐滾子軸承,設軸運轉中有中等沖擊載荷,工作溫度小于150度,壽命為三年.(一年按300天計算)時間根據(jù)滾動軸承樣本或機械設計手冊第三版第二卷表7-2-69,可知3113732軸承的基本額定負荷KN: Cr=1530KN , Cor =1854KN; 計算系數(shù)為e=0.34, Y1=2.9 ,Y2=2.0,Y0 =2.0;
7.1 求兩軸承受到的徑向載荷R1和 R2
由第六章算的FAX= -8.417KN, FAZ= -0.922KN, FBX= -5.97KN, FBZ= -0.654KN
FAY=171.378KN;
R1= （7—1）==8.472KN,
R2= （7—2）
==6.006KN;
徑向載荷 R= （7—3）
= =10.385KN
7.2 求兩軸承的計算軸向力A1和A2
對于圓錐滾子軸承有［2］中按表13-7,軸承內部附加軸向力S=R/2Y,式中Y為對應［2］中表13-5中A/R＞e的Y值. 由機械設計手冊第三版第二卷表7-2-71仿照雙列圓錐滾子軸承的計算公式:
當量動載荷: 當Fa/Fr ≤e, Pr= Fr + Y1Fa; （7—4）
Fa/Fr ＞e, Pr= 0.67Fr + Y2Fa; （7—5）
其中 Fr為徑向載荷; Fa為軸向載荷; Pr為當量動載荷.
當量靜負荷: Por