JS型混凝土搅拌主机设计.docx
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JS型混凝土搅拌主机设计
第一章概述
本设计说明书详细叙述了有关强制式混凝土搅拌主机的工作原理和结构以及相关设计内容,我的设计思路是根据拟订的传动路线,从电机的选择、电机带轮和减速器带轮的设计、联轴节和减速器以及联轴器的选择、搅拌轴的设计与计算并伴有轴承的选择与校核计算、卸料门的设计以及润滑系统的设计,最后还有主机的装配工艺等内容。
本次设计我在老师和公司的综合指导下和详细查阅有关机械方面书籍来完成毕业设计的。
以下从工作原理逐步展开:
工作原理:
主要由水平安置的两个相连水平安置的圆槽形拌筒,两根按相反方向转动的搅拌轴和转动机构等组成,在两根轴上安装了几组搅拌叶片,其前后上下都错开一定的空间,从而使混合料在两个搅拌桶内轮番地得到搅拌,一方面将搅拌筒底部和中间的混合料向上翻转,另一方面又将混合料沿轴线分别向前后推压,从而使混合料得到快速而均匀的搅拌,因此,该类搅拌机具有自落式和强制式两种搅拌功能,搅拌效果好,耐磨性好,能耗低,宜制成大容量搅拌机。
1.1分类
混凝土搅拌机是制备混凝土的专用机械,其种类很多。
按混凝土搅拌机的工作性质分有:
周期性搅拌机和连续作用搅拌机两大类;按混凝土的搅拌原理分有:
自落式搅拌机和强制式搅拌机两大类;按搅拌筒形状分为:
鼓筒式,锥式(含锥形及梨形)和圆周盘式等搅拌机,常用的是周期性搅拌机,其具体分类如下:
1.2型号
混凝土搅拌机的型号由搅拌机机型号和主要参数组合而成,其意义如下:
例如:
JS2000C型搅拌机
1.3搅拌主机结构详细说明
混凝土搅拌机由搅拌机盖、搅拌筒体、搅拌装置、轴端密封、传动装置、衬板、卸料门润滑系统。
1.3.1.搅拌机盖
搅拌机盖是为搅拌主机工作时防尘和进料连接而设计的,盖与桶体间采用螺栓联结,中间有密封胶条,各进料口形状和位置可接不同机型或用户要求制作,检视门有安全开关。
搅拌机盖设计的喷雾系统有效地压住投料时扬起的粉尘并与吸尘装置连在一起,确保环保要求。
1.3.2.搅拌筒体
搅拌筒体由优质钢板整体弯成“奥米加Ω”形状,而且由特别管状框架承托,有足够的刚度和强度,保证主机的正常运作。
1.3.3.搅拌装置
两根搅拌轴上的多组搅拌臂和叶片组成搅拌装置,保证桶体内混合料℃能在最短时间内作充分的纵向和横向掺和,达到充分拌和的目的。
搅拌臂分为进给臂、搅拌臂、返回臂,同时为了便于磨损后的调整和更换,每组搅拌叶片均能方便地在受力磨损的方向调整,直至搅拌叶片正常磨损后的更换。
为适应不同工况和骨料粒径的要求,搅拌臂可在轴上做60º、120º和180º的排列,以达到搅拌最大骨料粒径。
叶片为高强度抗冲击耐磨铸铁,正常生产时能达到3700罐/次,其性能指标符合JG/T5045.1—93规定(HRC≥58,冲击值≥5.0N.M/mm2,抗弯强度600N/mm2)。
1.3.4.轴端密封
对卧轴式混凝土搅拌机,因工作时主轴浸没在摩擦力很强的砂石水泥材料中,如果没有行之有效的轴端密封措施,主轴颈会很快被磨损,毁坏,产生严重的漏浆,影响级配。
采用三道密封及骨料架油封和液压系统供油旁泵,其工作原理用压盖1,耐磨橡胶圈2和转毂3为第一道密封,为防止砂浆浸入缝隙,由注油孔向内腔注入压力油脂,至主缝中有少量油脂挤出为止,用油脂外溢来阻挡砂浆入侵,第二道密封由转毂3转毂6和O型密封圈组成即浮动环密封,浮动环组借助O型圈的弹性保持一定的压紧力和磨损后的间隙补助,由注油孔注入润滑油脂,转毂为粉末冶金专用件,密封面经研磨加工,最后由安装的J型骨架密封组成第三道。
搅拌轴的支承由独立的轴承座和带锥套调心滚子轴承共同承担,同时通过两个骨架油封的作用能有效的保证轴承的良好工作环境,以保证机的正常运作。
1.3.5.传动装置
JS型搅拌主机采用进口和国产两种螺旋锥齿行星减速机传动,减速机与搅拌主轴间采用鼓型齿联轴器联结,搅拌主轴采用高速端十字轴万向联轴器同步,使两轴作反向同步运转,达到强制搅拌效果,与传统的大小的链轮传动,大齿轮同步的结构相比,具有结构紧凑,传动平稳,遇非正常过载时能通过皮带打滑保护等特点。
为保证减速机的正常工作,传动装置中可以选配冷却装置散热器的功率为0.055KW,由本机所附加的自动感温器控制,在减速机油温达到60度时自动启动,油泵的动力由主电机通过皮带传动提供。
1.3.6.衬板
弧衬板为高硌耐磨合金铸铁,其性能指标符合JG/T5045.2—93规定(HRC≥54,冲击值≥7.0N.M/mm2,抗弯强度≥600N/mm2)特殊设计的菱形结构能提高衬板的使用寿命,端衬板为优质高Mn耐磨钢板制成.
1.3.7.卸料门
卸料门的结构形式独特可靠,整体弧面与桶内衬板面持平,能有效地减少强烈冲击,磨损真正做到优质耐久,另外,卸料门两端的支承轴承座可上下调节,接触面磨损后可以调节间隙,确保卸料门的密封.卸料门采用进口液压系统驱动,与传统的气动形式相比具有结构紧凑,动作平稳,开门定位准确,能手动开关门等特点,油泵系统产生的高压油通过控制系统,经高压油管作用到油缸,驱动卸料门的开关,通过调节卸料门轴端接近开关的位置和电控系统共同使用,可以实现卸料门的开门到位的任意调整,以实现不同的卸料速度.
1.4搅拌主机类型选择
由于强制式混凝土搅拌机有立轴式和卧轴式两大类。
立轴式有分为涡浆式和行星式。
混凝土搅拌机是将石子(粗骨料)、沙子(细骨料)、水泥、水和某种添加剂搅拌成匀质混合料的机械。
广泛应用于工业和民用建筑、道路、桥梁、港口和机场、矿山等建筑行业中。
为适应搅拌不同性质的混凝土的要求,以发展了很多机型,各种机型和性能各有其特点。
从不同的角度进行划分:
按工作性质分为周期式和连续式;按搅拌方式分为自落式和强制式;按装置方式分为固定式和移动式;按出料方式分为倾翻式和非倾翻式;按搅拌桶外型分为犁式、锥式、鼓式、槽式、盘式。
下面分自落式和强制式两类来介绍和选择。
1.4.1.自落式混凝土搅拌机
它靠旋转着的鼓筒中的叶片将物料提高到一定高度后落下进行搅拌的最常用的的有JG型鼓筒式、JZ式双锥反出料式和JF型双锥倾翻式混凝土搅拌机。
1.4.2.强制式混凝土搅拌机
它靠旋转的叶片对混合料产生剪切、挤压、翻转和抛出等多种作用的组合进行拌和的,搅拌作用强烈,搅拌时间短,适用于搅拌干硬性混凝土和轻骨料混凝土,由于叶片容易受磨损或被粗骨料卡住,故一般不易搅拌骨料颗粒教大的混凝土。
1.4.3.二者的比较和选择
自落式最适宜拌制塑性和半塑性混凝土。
强制式拌和时间短,生产率高,适宜于拌制干硬性混凝土。
由于我公司生产的特点选择强制式混凝土搅拌机。
第二章电动机选型和主要参数计算
传动路线:
电机→电机带轮→大带轮→十字万向联轴节→减速机→联轴器→搅拌轴,十字万向联轴节、减速机、联轴器只进行选型不进行设计,现先进行电机设计:
2.1.电机选型
2.1.1.选择电动机类型和结构形式
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选我国推广采用的Y系列的交流三相鼠笼式异步电动机,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体的场合,具有较好的启闭性能。
结构采用防护式。
2.1.2.选择电动机的容量
标准电动机的容量由额定功率表示。
所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率,电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必校核发热和启动力矩所需电动机功率为
Pd=PW/η(2—1)
=28.12/0.87=32.32KW
式中Pd—工作机实际需要的电动机输出功率,KW;
PW—工作机所需输入功率,KW;
η—电动机至工作机之间传动装置的总效率。
工作机所需功率PW应由机器工作阻力和运动参数计算求得,混凝土搅拌机的PW计算如下:
PW=Tnw/9550ηw(2—2)
式中T—工作机的阻力矩,N.m;
nw为—工作机的转速,r/min;给定25r/min
ηw为—工作机的效率。
一般为0.95
其中总效率η计算如下:
η=η1η2η3……ηn,而η1,η2……ηn分别为传动装置中每一传动副(齿轮、涡杆、带或链)、每对轴承、每个联轴器的效率,从[1]中表1—7选中间值如下:
η1=η带=0.96,η2=η减=0.94,η3=η联轴器=0.975,η4=η轴承=0.99(一对)
所以η=η1η2η3η4=0.96x0.94x0.975x0.99=0.87
2.1.3.双卧轴强制搅拌机轴上功率的计算
强制式混凝土搅拌机的功率计算目前还没有一个严格的计算公式,这里推荐一种简化的计算方法。
对于一个卧式的强制式搅拌机,某一搅拌叶片的受力和运动情况见图1,叶片的宽度为bi,叶片与半径的夹角为αi,作用在dρ面积上的力为
dFi=kbidρ
式中k单位面积上的运动阻力,称为阻力系数,单位为N/cm2.该阻力系数在叶片的转速确定后取决于混凝土的水灰比,见表1-1
表1-1搅拌阻力系数k的取值
混凝料的性质
K值(N/cm2)
干硬性混凝土
68~85
塑性混凝土
25~35
流动性小的砂浆
30~40
流动性大的砂浆
10~20
由所dFi产生的阻力矩
dMi=ρcosαidFi
这一叶片上的总阻力矩
(2—3)
式中bi,r2和r1均以cm为单位,则Mi以N.cm为单位.考虑到所有叶片上的阻力矩,则搅拌机的功率
(2—4)
式中η—机械的传动效率
z—搅拌叶片的数量
n—搅拌叶片的转速(r/min)
现取k=80,取bi=3.0cm,取r2=67.3cm,r1=54.5cm,αi=60º,一根轴上设计成8个搅拌轴,即z=8,代入上面第一式得:
Mi=98542.4Nm
代入上面第二式得:
P=28.12KW
2.1.4.电动机的功率计算
P’=K1*P(2—5)
式中:
K1——电动机容量储备系数,一般取K1=1.1~1.25;
P—搅拌机轴上功率,KW。
现取K1=1.2,P=30.25KW;代入的P’=33.744KW,故取37kw的电机
2.1.5.确定电动机的转速
对Y系列电动机,通常多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机,现依据选定的类型结构容量和转速从从[1]中表12—1~~12—11查出电动机型号如下:
Y225S—4,其额定功率为37KW,满载转速为1480r/min,堵转转矩(额定转矩)为1.9Nm最大转矩为2.2N.m,质量为284kg
主要安装尺寸:
电机轴径为60mm,长为140mm,轴上键宽为18mm,键槽低部到轴另一素线为53mm.
2.2重要参数的计算
搅拌机是搅拌设备的核心组成部分,其结构的好坏,会直接影响到混凝土搅拌的均匀性能和整套设备的生产率。
其性能参数和结构参数的设计计算和部分结构的确定方法。
2.2.1.搅拌时间的确定
根据每小时循环次数n、搅拌时间s及小时转换到秒关系:
s=(1/n)*3600(2—6)
n—每小时循环次数。
解:
搅拌时间s=(1/50)*3600
=72秒〈=86秒
符合设计要求
2.2.2.周期性混凝土搅拌机的生产率Q计算
生产率是搅拌设备的主参数,也是确定其他技术参数的主要依据。
生产率的确定一般应根据产品系列和配套需要合理的抉择。
为了满足路面施工的配套要求,所设计的搅拌设备的最低生产率应不低于60m3/h。
经验公式如下:
(2—7)
式中:
V搅拌筒的公称容量,取2000L;
t1为上料时间取25s;
t2为搅拌时间取72s;
t3为卸料时间取8s;
代入式中并单位换算得:
2.2.3.搅拌机的容量
搅拌机的容量是指周期式搅拌机设备每转一次能生产新鲜混凝土的实方数——公称容量。
设计参数中给定2000L
2.2.4.强制式混凝土搅拌机转速的校核
合理确定强制式搅拌机的转速,关系到搅拌混凝土的质量和生产率,若转速偏低,使搅拌时间增加,会降低生产率;若转速过高,又会形成较大的离心力,促使混凝土产生离析现象,破坏均匀性,导致质量降低。
一般在设计中,除了要考虑物料在拌和中产生离心力外,还宜考虑被搅拌物料与搅拌叶片之间的摩擦系数,推荐采用下式进行近似计算:
(2—8)
式中n—搅拌机主轴转速,r/min;
R—搅拌筒内腔的半径m。
计算得
r/min,而给定的25r/min小于31.18r/min满足,故不会发生共振。
2.2.5.搅拌筒的容积利用系数的确定
容积利用系数是指出料容积和筒体几何溶剂之比,它的确定主要以搅拌质量的优劣为依据。
在确保搅拌质量的前提下,容积利用系数越大越好。
但是,容积利用系数的大小还受到其它的条件的制约,其一,搅拌机的设计需要考虑应具备10%的超载能力;其二,按设计标准规定,出料体积与进料体积之比为0.625,而几何容积应大于进料体积,这样容积系数最大不得超过0.58。
一般双卧轴搅拌机的容积利用系数取0.32~0.35。
2.2.6.搅拌筒长度L与直径D之比L/D的确定
在出料容积一定时,应考虑以最小的结构尺寸获得最大的空间容积。
以利用收到节省制造材料材料、外性美观和搅拌质量好的综合效益。
因此长径比L/D一般不宜过大,因物料的轴向运动主要靠叶片的螺旋角产生有限的轴向推力,如果物料的轴向流动距离过长,很难快速达到匀质效果。
通常长径比宜控制在.3以内,一般情况下取L/D=1.05~1.15。
2.3.计算总传动比和分配各级传动比
2.3.1传动装置的总传动比为
τ总=nm/nw=1480/25=59.2(2—9)
式中nm—电动机满载转速r/min
nw—搅拌轴的转速r/min
多级传动中,总传动比应为τ总=τ1τ2……τn,其中τ1,τ2,……τn为各级传动机构的传动比。
2.3.2分配各级传动
参考[1]中表1—8的传动比和[1]表13—2,
当选V带传动时,在满足2~4范围内,初选τ1=3.7,故减速器减速比
τ2=59.2/3.7=16
满足8~40范围内单级锥齿轮减速器.
2.4计算传动装置的转速和动力参数
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速转矩或功率折算到各轴上,设从电机到工作机的各轴依次记为Ⅰ电,Ⅱ减,Ⅲ主轴,则
2.4.1各轴转速
n电=1480(r/min)
n减=nm/τ1=1480/3.7=400(r/min)(2—10)
n主=400/16=25(r/min)
2.4.2.各轴功率
Pd=32.32kw
P减=PdXη电减(2—11)
=32.32x0.96=31.03kw
P主=PdXη电减Xη主减
=31.03x0.94x0.975x0.99
=28.15kw
式中Pd—电动机输出功率,KW;
P减—减速器输入功率,KW;
P主—搅拌轴输入功率,KW;
η电减—电机与皮带之间的传动效率;
η减主—减速箱与主轴之间的传动效率.
2.4.3.各轴转矩
Td=9550Pd/nm=9550x32.32/1480(2—12)
=208.55(N.m);
T减=TdXτ1Xη电减=208.55x3.7x0.96
=740.77(N.m)
T主=T减Xτ2Xη主减=TdXτ1Xτ2Xη主减xη减xη联轴器xη轴承
=208.55x3.7x0.96x16x0.94x0.975x0.99
=8272.33(N.m)
式中Td—电动机轴的输出转矩Nm;
T减—减速箱输入转矩Nm;
T主—搅拌主轴输入转矩N.m.
为简明起见,现列表如下:
转速(r/min)
功率(KW)
转矩(Nm)
电机轴
1480
32.32
208.55
减速箱轴
400
31.03
740.77
搅拌轴
25
28.15
8272.33
第三章皮带轮设计
带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点,故我经过比较采用带传动.带传动是由固联于主动轴上的带轮(主动轮)和固联于从动轴上的带轮(从动轮)和紧套在两上的传动带组成的,当原动机驱动主动轮转动时,由于带和带轮间的摩擦,便拖动从动轮一起转动,并传递一定的动力.
在一般机械传动中,应用最广的是V带传动,V带的横截面呈等腰梯形,带轮上也做出相应的轮槽,传动时,V带只和轮槽的两个侧面接触,即以两侧面为工作面。
根据槽面摩擦原理,在同样的张紧力下,V带传动较平带传动能常产生更大的摩擦力,在加上V带传动允许的传动比较广,结构较紧凑,及V带是已标准化,故选V带传动。
3.1带轮设计.
3.1.1.计算功率Pca
由[2]中表8—2查得工作情况系数KA=1.0,(设其每天工作小时数为小于10h和负载启动
故Pca=KAP=1.0x37=37KW(3—1)
3.1.2.取窄V带带型
根据Pca,n电由由[2]中图8—8确定选用SPB型.
3.1.3.确定带轮基准直径
由[2]中表8—4和表8—8取主动轮基准直径D1=160mm,根据[2]中式8—15,从动轮基准直径为
D2=τ1D1=3.7x160=592(mm)(3—2)
根据[2]中表8—8取D2=600mm.按[2]中式8—13验算带的速度
V=πD1n电/(60*1000)=3.14x160x1480/(60x1000)=12.39(m/s)<35m(3—3)
3.1.4.确定窄V带的基准长度和传动中心距
根据0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2),初选中心距a0=800mm,根据[2]中式8—20,计算带所需的基准长度
L1=2a0+π(D1+D2)/2+(D2—D1)2/(4a0)(3—4)
=2x800+π(160+600)/2+(600—160)2/(4x800)
=1600+1193.2+60.5
=2853.7mm
由[2]中表8—3选取的基准长度Ld=2800mm
按[2]中式8—21计算实际中心距
a=a0+(Ld—L1)/2(3—5)
=800–26.85=773
3.1.5.验算主动轮的包角α1
由[2]中式8—6得
α1=180º—(D2—D1)x60º/a=145.85º>120º(3—6)
主动轮上的包角合适.
3.1.6.计算窄V带的根数Z
由[2]中式8—22知
Z=Pca/[(P0+ΔP0)KαKL](3—7)
式中Kα—考虑包角不同时的影响系数即包角系数;
KL—考虑带的长度不同时的影响系数即长度系数;
P0—单根V带的基本额定功率;
ΔP0—计入传动比的影响时,单根V带额定功率的增量.
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取整Z=5根
3.1.7.计算预紧力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)
=598.46N
由[2]中表8—5,V带单位长度的质量为q=0.20kg/m.
3.1.8.计算作用在轴上的压轴力Q
由【2】中式8—24得
Q=2ZF0sin(α1/2)(3—9)
=2X5X598.46Sin(145.85º/2)
=5984.6X0.9559
=5720.68N
3.2结构设计图如下:
电机带轮材料选用铸铁HT200
结构尺寸用腹板式(因为基准直径小于300mm式采用腹板式),参看[2]图8—11,V带结构设计部分和表8—12V带轮的轮槽尺寸,设计的其结构如下:
3.2.1.电机带轮
其中各参数为:
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,按设计参数绘制结果如下:
而电机与带轮连接采用键,键型号标记:
键18X100GB1096—79
3.2.2.减速机带轮
其轮槽尺寸与电机带轮一样,只是带直径,连接方式等不一样而己,结构设计如下:
用十个M12X40螺钉和减速机连接如下:
而其结构尺寸示意如下:
第四章螺钉组联接设计
本小节进行的螺钉组联结设计主要有1).两根搅拌轴为保持同步而采用的十字万向联轴节上的螺钉校核.2).减速机上带轮和减速机联结用的螺钉设计与校核.
设计螺钉组联结时,首先要选定螺钉组的数目及布置方式;然后确定螺钉联结的结构尺寸。
在确定螺钉尺寸时,对于不重要的螺钉联结,可以参考现有的机器设备,用类比法确定,不再进行强度校核。
但对于重要的联结,应根据联结的工作载荷,分析各螺钉的受力状况,找出受力最大的螺钉进行强度校核。
4.1.万向联轴节上的螺钉组设计
4.1.1.螺钉组结构设计
采用如图1所示的结构,螺钉数为Z1=4,圆周分布。
图1
4.1.2.螺钉受力分析
螺钉只受扭矩T减作用
4.1.3.确定螺钉直径
选择螺钉材料为Q235、性能等级为6.8的螺钉,由[2]中表5-9查的材料屈服极限σs=480Mpa,由[2]中表5-11查得安全系数Sτ=4,Sp=1.5故螺钉材料的许用应力[τ]=σs/Sτ=480/4=120Mpa.,[σ]P=σs/Sp=480/1.5=320Mpa..
因只受扭矩T减作用且用螺钉联接,所以相当于铰制孔用螺联接一样,故[2]中式5-28有受力最大的螺钉的工作剪力为
Fmax=rmaxT减/∑r2=740.77/0.124=5973.95N(4—1)
式中:
rmax=31mm=0.031m,∑r2=4x0.0312m
根据[2]中式.5-21的挤压强度条件
σp=F/d0Lmin≤[σ]P(4—2)
得
d0≥F/[σ]PLmin=5973.95/(320x106x0.012)
=1.57mm
根据[2]中式.5-22的剪切强度条件
τ=F/(π/4d02)≤[τ](4—3)
得
d0≥
=
=7.96mm
式中F—螺钉所受的工作剪力,N;
d0—螺钉剪切面的直径(取为螺钉孔的直径),mm;
Lmin—螺钉杆与孔壁挤压面的最小高度mm,
[σ]P为螺钉或孔壁材料的许用挤压应力,MPa.
[τ]为—螺钉材料的许用切应力,MPa.
所以按剪切强度条件设计来确定螺钉直径,按粗牙普通螺纹标准(GB196-81),选用螺纹公称直径d=10mm
综合上面计算并根据[1]中表3-16选用:
螺钉GB70-85M10X25
4.2.减速机上带轮的螺钉组设计
4.2.1.螺钉组结构设计
采用如图2所示的
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