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JS2000C型混凝土攪拌主機(jī)設(shè)計(jì)
JS2000混凝土攪拌機(jī)設(shè)計(jì)
摘 要：
本次設(shè)計(jì)的JS750混凝土攪拌機(jī)是我們的主要設(shè)計(jì)機(jī)型。它是強(qiáng)制式臥軸混凝土攪拌機(jī)中的一種，強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)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(dá)到強(qiáng)烈的攪拌作用，攪拌非常均勻，生產(chǎn)率高，質(zhì)量好，成本低。它是目前國(guó)內(nèi)較為新型的攪拌機(jī)，整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、外型美觀。其主要組成結(jié)構(gòu)包括：攪拌裝置，攪拌傳動(dòng)系統(tǒng)，上料、卸料系統(tǒng)，供水系統(tǒng)，機(jī)架及行走系統(tǒng)，電氣控制系統(tǒng)，潤(rùn)滑系統(tǒng)等。
主要設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容是JS2000混凝土攪拌機(jī)機(jī)架的設(shè)計(jì)，主要包括：整體結(jié)構(gòu)方案的確定、電動(dòng)機(jī)的選擇和主要參數(shù)計(jì)算、皮帶輪設(shè)計(jì)、螺釘組聯(lián)接設(shè)計(jì)、聯(lián)軸器選型、攪拌軸的設(shè)計(jì)與校核、軸承的潤(rùn)滑密封、潤(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、JS2000混凝土攪拌機(jī)的裝配圖及零部件圖的繪制。
關(guān)鍵詞：混凝土攪拌機(jī)，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(shè)計(jì)說(shuō)明書詳細(xì)敘述了有關(guān)強(qiáng)制式混凝土攪拌主機(jī)的工作原理和結(jié)構(gòu)以及相關(guān)設(shè)計(jì)內(nèi)容，我的設(shè)計(jì)思路是根據(jù)擬訂的傳動(dòng)路線,從電機(jī)的選擇、電機(jī)帶輪和減速器帶輪的設(shè)計(jì)、聯(lián)軸節(jié)和減速器以及聯(lián)軸器的選擇、攪拌軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算并伴有軸承的選擇與校核計(jì)算、卸料門的設(shè)計(jì)以及潤(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì),最后還有主機(jī)的裝配工藝等內(nèi)容。本次設(shè)計(jì)我在老師和公司的綜合指導(dǎo)下和詳細(xì)查閱有關(guān)機(jī)械方面書籍來(lái)完成畢業(yè)設(shè)計(jì)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(gè)相連水平安置的圓槽形拌筒，兩根按相反方向轉(zhuǎn)動(dòng)的攪拌軸和轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)構(gòu)等組成，在兩根軸上安裝了幾組攪拌葉片，其前后上下都錯(cuò)開一定的空間，從而使混合料在兩個(gè)攪拌桶內(nèi)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(zhuǎn)，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(jī)具有自落式和強(qiáng)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(jī)。
1.1分類
混凝土攪拌機(jī)是制備混凝土的專用機(jī)械，其種類很多。按混凝土攪拌機(jī)的工作性質(zhì)分有：周期性攪拌機(jī)和連續(xù)作用攪拌機(jī)兩大類；按混凝土的攪拌原理分有：自落式攪拌機(jī)和強(qiáng)制式攪拌機(jī)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(jī)，常用的是周期性攪拌機(jī)，其具體分類如下：
1.2 型號(hào)
混凝土攪拌機(jī)的型號(hào)由攪拌機(jī)機(jī)型號(hào)和主要參數(shù)組合而成，其意義如下：
例如：JS 2000C型攪拌機(jī)
1.3 攪拌主機(jī)結(jié)構(gòu)詳細(xì)說(shuō)明
混凝土攪拌機(jī)由攪拌機(jī)蓋、攪拌筒體、攪拌裝置、軸端密封、傳動(dòng)裝置、襯板、卸料門潤(rùn)滑系統(tǒng)。
1.3.1．?dāng)嚢铏C(jī)蓋
攪拌機(jī)蓋是為攪拌主機(jī)工作時(shí)防塵和進(jìn)料連接而設(shè)計(jì)的，蓋與桶體間采用螺栓聯(lián)結(jié)，中間有密封膠條，各進(jìn)料口形狀和位置可接不同機(jī)型或用戶要求制作，檢視門有安全開關(guān)。
攪拌機(jī)蓋設(shè)計(jì)的噴霧系統(tǒng)有效地壓住投料時(shí)揚(yáng)起的粉塵并與吸塵裝置連在一起，確保環(huán)保要求。
1.3.2．?dāng)嚢柰搀w
攪拌筒體由優(yōu)質(zhì)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(qiáng)度，保證主機(jī)的正常運(yùn)作。
1.3.3．?dāng)嚢柩b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(nèi)混合料℃能在最短時(shí)間內(nèi)作充分的縱向和橫向摻和，達(dá)到充分拌和的目的。攪拌臂分為進(jìn)給臂、攪拌臂、返回臂，同時(shí)為了便于磨損后的調(diào)整和更換，每組攪拌葉片均能方便地在受力磨損的方向調(diào)整，直至攪拌葉片正常磨損后的更換。
為適應(yīng)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(dá)到攪拌最大骨料粒徑。
葉片為高強(qiáng)度抗沖擊耐磨鑄鐵，正常生產(chǎn)時(shí)能達(dá)到3700罐/次，其性能指標(biāo)符合JG/T5045.1—93規(guī)定(HRC≥58，沖擊值≥5.0N.M/mm2，抗彎強(qiáng)度600N/mm2)。
1.3.4．軸端密封
對(duì)臥軸式混凝土攪拌機(jī)，因工作時(shí)主軸浸沒(méi)在摩擦力很強(qiáng)的砂石水泥材料中，如果沒(méi)有行之有效的軸端密封措施，主軸頸會(huì)很快被磨損，毀壞，產(chǎn)生嚴(yán)重的漏漿，影響級(jí)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(zhuǎn)轂3為第一道密封，為防止砂漿浸入縫隙，由注油孔向內(nèi)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(lái)阻擋砂漿入侵，第二道密封由轉(zhuǎn)轂3轉(zhuǎn)轂6和O型密封圈組成即浮動(dòng)環(huán)密封，浮動(dòng)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(bǔ)助，由注油孔注入潤(rùn)滑油脂，轉(zhuǎn)轂為粉末冶金專用件，密封面經(jīng)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(dú)立的軸承座和帶錐套調(diào)心滾子軸承共同承擔(dān)，同時(shí)通過(guò)兩個(gè)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(jī)的正常運(yùn)作。
1.3.5．傳動(dòng)裝置
JS 型攪拌主機(jī)采用進(jìn)口和國(guó)產(chǎn)兩種螺旋錐齒行星減速機(jī)傳動(dòng)，減速機(jī)與攪拌主軸間采用鼓型齒聯(lián)軸器聯(lián)結(jié)，攪拌主軸采用高速端十字軸萬(wàn)向聯(lián)軸器同步，使兩軸作反向同步運(yùn)轉(zhuǎn)，達(dá)到強(qiáng)制攪拌效果，與傳統(tǒng)的大小的鏈輪傳動(dòng)，大齒輪同步的結(jié)構(gòu)相比，具有結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)，遇非正常過(guò)載時(shí)能通過(guò)皮帶打滑保護(hù)等特點(diǎn)。
為保證減速機(jī)的正常工作，傳動(dòng)裝置中可以選配冷卻裝置散熱器的功率為0.055KW，由本機(jī)所附加的自動(dòng)感溫器控制，在減速機(jī)油溫達(dá)到60度時(shí)自動(dòng)啟動(dòng)，油泵的動(dòng)力由主電機(jī)通過(guò)皮帶傳動(dòng)提供。
1.3.6．襯板
弧襯板為高硌耐磨合金鑄鐵，其性能指標(biāo)符合JG/T5045.2—93規(guī)定（HRC≥54，沖擊值≥7.0N.M/mm2,抗彎強(qiáng)度≥600N/mm2）特殊設(shè)計(jì)的菱形結(jié)構(gòu)能提高襯板的使用壽命,端襯板為優(yōu)質(zhì)高M(jìn)n耐磨鋼板制成.
1.3.7.卸料門
卸料門的結(jié)構(gòu)形式獨(dú)特可靠,整體弧面與桶內(nèi)襯板面持平,能有效地減少?gòu)?qiáng)烈沖擊,磨損真正做到優(yōu)質(zhì)耐久,另外,卸料門兩端的支承軸承座可上下調(diào)節(jié),接觸面磨損后可以調(diào)節(jié)間隙,確保卸料門的密封.卸料門采用進(jìn)口液壓系統(tǒng)驅(qū)動(dòng),與傳統(tǒng)的氣動(dòng)形式相比具有結(jié)構(gòu)緊湊,動(dòng)作平穩(wěn),開門定位準(zhǔn)確,能手動(dòng)開關(guān)門等特點(diǎn),油泵系統(tǒng)產(chǎn)生的高壓油通過(guò)控制系統(tǒng),經(jīng)高壓油管作用到油缸,驅(qū)動(dòng)卸料門的開關(guān),通過(guò)調(diào)節(jié)卸料門軸端接近開關(guān)的位置和電控系統(tǒng)共同使用,可以實(shí)現(xiàn)卸料門的開門到位的任意調(diào)整,以實(shí)現(xiàn)不同的卸料速度.
1.4 攪拌主機(jī)類型選擇
由于強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)有立軸式和臥軸式兩大類。立軸式有分為渦漿式和行星式?；炷翑嚢铏C(jī)是將石子（粗骨料）、沙子（細(xì)骨料）、水泥、水和某種添加劑攪拌成勻質(zhì)混合料的機(jī)械。廣泛應(yīng)用于工業(yè)和民用建筑、道路、橋梁、港口和機(jī)場(chǎng)、礦山等建筑行業(yè)中。為適應(yīng)攪拌不同性質(zhì)的混凝土的要求，以發(fā)展了很多機(jī)型，各種機(jī)型和性能各有其特點(diǎn)。從不同的角度進(jìn)行劃分：按工作性質(zhì)分為周期式和連續(xù)式；按攪拌方式分為自落式和強(qiáng)制式；按裝置方式分為固定式和移動(dòng)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(qiáng)制式兩類來(lái)介紹和選擇。
1.4.1．自落式混凝土攪拌機(jī)
它靠旋轉(zhuǎn)著的鼓筒中的葉片將物料提高到一定高度后落下進(jìn)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(jī)。
1.4. 2．強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)
它靠旋轉(zhuǎn)的葉片對(duì)混合料產(chǎn)生剪切、擠壓、翻轉(zhuǎn)和拋出等多種作用的組合進(jìn)行拌和的，攪拌作用強(qiáng)烈，攪拌時(shí)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(qiáng)制式拌和時(shí)間短，生產(chǎn)率高，適宜于拌制干硬性混凝土。由于我公司生產(chǎn)的特點(diǎn)選擇強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)。
第二章 電動(dòng)機(jī)選型和主要參數(shù)計(jì)算
傳動(dòng)路線：電機(jī)→電機(jī)帶輪→大帶輪→十字萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)→減速機(jī)→聯(lián)軸器→攪拌軸，十字萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)、減速機(jī)、聯(lián)軸器只進(jìn)行選型不進(jìn)行設(shè)計(jì)，現(xiàn)先進(jìn)行電機(jī)設(shè)計(jì)：
2.1．電機(jī)選型
2.1.1．選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式
選我國(guó)推廣采用的Y系列的交流三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)，適用于不易燃，不易爆，無(wú)腐蝕性氣體的場(chǎng)合，具有較好的啟閉性能。結(jié)構(gòu)采用防護(hù)式。
2.1.2．選擇電動(dòng)機(jī)的容量
標(biāo)準(zhǔn)電動(dòng)機(jī)的容量由額定功率表示。所選電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的功率，電動(dòng)機(jī)的容量主要由運(yùn)行時(shí)的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，只要其電動(dòng)機(jī)的負(fù)載不超過(guò)額定值，電動(dòng)機(jī)便不會(huì)過(guò)熱，通常不必校核發(fā)熱和啟動(dòng)力矩所需電動(dòng)機(jī)功率為
Pd = PW /η （2—1）
= 28.12/0.87=32.32KW
式中 Pd—工作機(jī)實(shí)際需要的電動(dòng)機(jī)輸出功率，KW；
PW—工作機(jī)所需輸入功率，KW；
η—電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)之間傳動(dòng)裝置的總效率。
工作機(jī)所需功率PW應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算求得，混凝土攪拌機(jī)的PW計(jì)算如下：
PW=T nw/9550ηw （2—2）
式中 T—工作機(jī)的阻力矩，N.m;
nw 為—工作機(jī)的轉(zhuǎn)速, r/min; 給定25r/min
ηw 為—工作機(jī)的效率。一般為0.95
其中總效率η計(jì)算如下：η=η1η2η3……ηn, 而η1 ，η2……ηn分別為傳動(dòng)裝置中每一傳動(dòng)副（齒輪、渦桿、帶或鏈）、每對(duì)軸承、每個(gè)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(duì))
所以 η=η1η2η3η4 =0.96x0.94x0.975x0.99=0.87
2.1.3．雙臥軸強(qiáng)制攪拌機(jī)軸上功率的計(jì)算
強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)的功率計(jì)算目前還沒(méi)有一個(gè)嚴(yán)格的計(jì)算公式，這里推薦一種簡(jiǎn)化的計(jì)算方法。對(duì)于一個(gè)臥式的強(qiáng)制式攪拌機(jī)，某一攪拌葉片的受力和運(yùn)動(dòng)情況見(jiàn)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(yùn)動(dòng)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(zhuǎn)速確定后取決于混凝土的水灰比，見(jiàn)表1-1
表1-1 攪拌阻力系數(shù)k的取值
混凝料的性質(zhì)
K值（N/cm2）
干硬性混凝土
68~85
塑性混凝土
25~35
流動(dòng)性小的砂漿
30~40
流動(dòng)性大的砂漿
10~20
由所dFi產(chǎn)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(jī)的功率
（2—4）
式中η—機(jī)械的傳動(dòng)效率
z —攪拌葉片的數(shù)量
n —攪拌葉片的轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)成8個(gè)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(dòng)機(jī)的功率計(jì)算
P’=K1*P （2—5）
式中：K1——電動(dòng)機(jī)容量?jī)?chǔ)備系數(shù)，一般取K1=1.1~1.25；
P—攪拌機(jī)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(jī)
2.1.5. 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速
對(duì)Y系列電動(dòng)機(jī),通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動(dòng)機(jī),現(xiàn)依據(jù)選定的類型結(jié)構(gòu)容量和轉(zhuǎn)速?gòu)膹模?］中表12—1~~12—11查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)如下：Y225S—4 ,其額定功率為37KW，滿載轉(zhuǎn)速為1480r/min, 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn)矩）為1.9Nm最大轉(zhuǎn)矩為2.2N.m,質(zhì)量為284kg
主要安裝尺寸: 電機(jī)軸徑為60mm,長(zhǎng)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(jì)算
攪拌機(jī)是攪拌設(shè)備的核心組成部分，其結(jié)構(gòu)的好壞，會(huì)直接影響到混凝土攪拌的均勻性能和整套設(shè)備的生產(chǎn)率。其性能參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算和部分結(jié)構(gòu)的確定方法。
2.2.1. 攪拌時(shí)間的確定
根據(jù)每小時(shí)循環(huán)次數(shù)n、攪拌時(shí)間s及小時(shí)轉(zhuǎn)換到秒關(guān)系：
s=（1/n）*3600 （2—6）
n—每小時(shí)循環(huán)次數(shù)。
解： 攪拌時(shí)間s=（1/50）*3600
=72秒〈=86秒
符合設(shè)計(jì)要求
2.2.2.周期性混凝土攪拌機(jī)的生產(chǎn)率Q 計(jì)算
生產(chǎn)率是攪拌設(shè)備的主參數(shù)，也是確定其他技術(shù)參數(shù)的主要依據(jù)。生產(chǎn)率的確定一般應(yīng)根據(jù)產(chǎn)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(shè)計(jì)的攪拌設(shè)備的最低生產(chǎn)率應(yīng)不低于60m3/h。經(jīng)驗(yàn)公式如下：
（2—7）
式中：V攪拌筒的公稱容量,取2000L；
t1 為上料時(shí)間取25s；
t2為攪拌時(shí)間取72s；
t3為卸料時(shí)間取8s；
代入式中并單位換算得：
2.2.3．?dāng)嚢铏C(jī)的容量
攪拌機(jī)的容量是指周期式攪拌機(jī)設(shè)備每轉(zhuǎn)一次能生產(chǎn)新鮮混凝土的實(shí)方數(shù)——公稱容量。設(shè)計(jì)參數(shù)中給定2000L
2.2.4．強(qiáng)制式混凝土攪拌機(jī)轉(zhuǎn)速的校核
合理確定強(qiáng)制式攪拌機(jī)的轉(zhuǎn)速，關(guān)系到攪拌混凝土的質(zhì)量和生產(chǎn)率，若轉(zhuǎn)速偏低，使攪拌時(shí)間增加，會(huì)降低生產(chǎn)率；若轉(zhuǎn)速過(guò)高，又會(huì)形成較大的離心力，促使混凝土產(chǎn)生離析現(xiàn)象，破壞均勻性，導(dǎo)致質(zhì)量降低。一般在設(shè)計(jì)中，除了要考慮物料在拌和中產(chǎn)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(jìn)行近似計(jì)算：
（2—8）
式中 n—攪拌機(jī)主軸轉(zhuǎn)速，r/min；
R—攪拌筒內(nèi)腔的半徑m。
計(jì)算得r/min ，而給定的25r/min小于31.18r/min滿足，故不會(huì)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(zhì)量的優(yōu)劣為依據(jù)。在確保攪拌質(zhì)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(jī)的設(shè)計(jì)需要考慮應(yīng)具備10%的超載能力；其二，按設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，出料體積與進(jìn)料體積之比為0.625，而幾何容積應(yīng)大于進(jìn)料體積，這樣容積系數(shù)最大不得超過(guò)0.58。一般雙臥軸攪拌機(jī)的容積利用系數(shù)取0.32~0.35。
2.2.6.攪拌筒長(zhǎng)度L與直徑D之比L/D的確定
在出料容積一定時(shí)，應(yīng)考慮以最小的結(jié)構(gòu)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(zhì)量好的綜合效益。因此長(zhǎng)徑比L/D一般不宜過(guò)大，因物料的軸向運(yùn)動(dòng)主要靠葉片的螺旋角產(chǎn)生有限的軸向推力，如果物料的軸向流動(dòng)距離過(guò)長(zhǎng)，很難快速達(dá)到勻質(zhì)效果。通常長(zhǎng)徑比宜控制在.3以內(nèi)，一般情況下取L/D=1.05~1.15。
2.3．計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比
2.3.1 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比為
τ總=nm/nw=1480/25=59.2 （2—9）
式中 nm—電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速r/min
nw—攪拌軸的轉(zhuǎn)速r/min
多級(jí)傳動(dòng)中，總傳動(dòng)比應(yīng)為τ總=τ1τ2……τn，其中τ1，τ2，……τn為各級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比。
2.3.2 分配各級(jí)傳動(dòng)
參考［1］中表1—8的傳動(dòng)比和［1］表13—2，
當(dāng)選V帶傳動(dòng)時(shí)，在滿足2~4范圍內(nèi),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(nèi)單級(jí)錐齒輪減速器.
2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的轉(zhuǎn)速和動(dòng)力參數(shù)
設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)件時(shí),需要知道各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩或功率,因此應(yīng)將工作機(jī)上的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩或功率折算到各軸上,設(shè)從電機(jī)到工作機(jī)的各軸依次記為Ⅰ電，Ⅱ減，Ⅲ主軸，則
2.4.1各軸轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)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(jī)與皮帶之間的傳動(dòng)效率;
η減主—減速箱與主軸之間的傳動(dòng)效率.
2.4.3. 各軸轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Nm;
T減—減速箱輸入轉(zhuǎn)矩Nm;
T主—攪拌主軸輸入轉(zhuǎn)矩N.m.
為簡(jiǎn)明起見(jiàn),現(xiàn)列表如下:
轉(zhuǎn)速 (r/min)
功率(KW)
轉(zhuǎn)矩(Nm)
電機(jī)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(shè)計(jì)
帶傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)平穩(wěn)、造價(jià)低廉以及緩沖吸振等特點(diǎn),故我經(jīng)過(guò)比較采用帶傳動(dòng).帶傳動(dòng)是由固聯(lián)于主動(dòng)軸上的帶輪(主動(dòng)輪)和固聯(lián)于從動(dòng)軸上的帶輪(從動(dòng)輪)和緊套在兩上的傳動(dòng)帶組成的,當(dāng)原動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)主動(dòng)輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),由于帶和帶輪間的摩擦,便拖動(dòng)從動(dòng)輪一起轉(zhuǎn)動(dòng),并傳遞一定的動(dòng)力.
在一般機(jī)械傳動(dòng)中，應(yīng)用最廣的是V帶傳動(dòng)，V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應(yīng)的輪槽，傳動(dòng)時(shí)，V帶只和輪槽的兩個(gè)側(cè)面接觸，即以兩側(cè)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(dòng)較平帶傳動(dòng)能常產(chǎn)生更大的摩擦力，在加上V帶傳動(dòng)允許的傳動(dòng)比較廣，結(jié)構(gòu)較緊湊，及V帶是已標(biāo)準(zhǔn)化，故選V帶傳動(dòng)。
3.1帶輪設(shè)計(jì).
3.1.1.計(jì)算功率Pca
由［2］中表8—2查得工作情況系數(shù)K A=1.0 ,(設(shè)其每天工作小時(shí)數(shù)為小于10h和負(fù)載啟動(dòng)
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(zhǔn)直徑
由［2］中表8—4和表8—8取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D1 =160mm ,根據(jù)［2］中式8—15 ,從動(dòng)輪基準(zhǔn)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(yàn)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(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)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(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)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(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=2800 mm
按［2］中式8—21計(jì)算實(shí)際中心距
a= a0 + (Ld —L1)/2 （3—5）
=800 –26.85=773
3.1.5. 驗(yàn)算主動(dòng)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(dòng)輪上的包角合適.
3.1.6. 計(jì)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(shí)的影響系數(shù)即包角系數(shù);
KL —考慮帶的長(zhǎng)度不同時(shí)的影響系數(shù)即長(zhǎng)度系數(shù);
P0 —單根V帶的基本額定功率;
ΔP0 —計(jì)入傳動(dòng)比的影響時(shí),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(jì)算預(yù)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(zhǎng)度的質(zhì)量為q=0.20kg/m.
3.1.8. 計(jì)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖如下:
電機(jī)帶輪材料選用鑄鐵HT200
結(jié)構(gòu)尺寸用腹板式（因?yàn)榛鶞?zhǔn)直徑小于300mm式采用腹板式），參看［2］圖8—11，V帶結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)部分和表8—12 V帶輪的輪槽尺寸，設(shè)計(jì)的其結(jié)構(gòu)如下：
3.2.1. 電機(jī)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(shè)計(jì)參數(shù)繪制結(jié)果如下:
而電機(jī)與帶輪連接采用鍵,鍵型號(hào)標(biāo)記: 鍵18 X 100 GB1096—79
3.2.2. 減速機(jī)帶輪
其輪槽尺寸與電機(jī)帶輪一樣,只是帶直徑,連接方式等不一樣而己,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下:用十個(gè)M12X40螺釘和減速機(jī)連接如下：
而其結(jié)構(gòu)尺寸示意如下：
第四章 螺釘組聯(lián)接設(shè)計(jì)
本小節(jié)進(jìn)行的螺釘組聯(lián)結(jié)設(shè)計(jì)主要有1). 兩根攪拌軸為保持同步而采用的十字萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)上的螺釘校核. 2). 減速機(jī)上帶輪和減速機(jī)聯(lián)結(jié)用的螺釘設(shè)計(jì)與校核.
設(shè)計(jì)螺釘組聯(lián)結(jié)時(shí)，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(jié)的結(jié)構(gòu)尺寸。在確定螺釘尺寸時(shí)，對(duì)于不重要的螺釘聯(lián)結(jié)，可以參考現(xiàn)有的機(jī)器設(shè)備，用類比法確定，不再進(jìn)行強(qiáng)度校核。但對(duì)于重要的聯(lián)結(jié)，應(yīng)根據(jù)聯(lián)結(jié)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(jìn)行強(qiáng)度校核。
4.1. 萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)上的螺釘組設(shè)計(jì)
4.1.1. 螺釘組結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
采用如圖1所示的結(jié)構(gòu),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(jí)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(yīng)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(dāng)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(qiáng)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(qiáng)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(yīng)力,MPa.
［τ］為—螺釘材料的許用切應(yīng)力,MPa .
所以按剪切強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)來(lái)確定螺釘直徑,按粗牙普通螺紋標(biāo)準(zhǔn)（GB196-81），選用螺紋公稱直徑d= 10 mm
綜合上面計(jì)算并根據(jù)［1］中表3-16選用：螺釘GB70-85 M10X25
4.2. 減速機(jī)上帶輪的螺釘組設(shè)計(jì)
4.2.1. 螺釘組結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
采用如圖2所示的結(jié)構(gòu),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(jí)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(yīng)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(dāng)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(qiáng)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(qiáng)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(yīng)力,MPa.
［τ］為—螺釘材料的許用切應(yīng)力,MPa .
所以按剪切強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)來(lái)確定螺釘直徑,按粗牙普通螺紋標(biāo)準(zhǔn)（GB196-81），選用螺紋公稱直徑d=16 mm
其標(biāo)記為：螺釘GB70-85 M16X40
第 五 章 聯(lián)軸節(jié)與減速機(jī)選型
聯(lián)軸節(jié)的選用: 根據(jù)攪拌機(jī)工作需要,要保持兩根攪拌主軸同步，選用十字萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié);
減速機(jī)的選用: 根據(jù)減速比和轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)與校核
6.1 軸的相關(guān)設(shè)計(jì)內(nèi)容
軸是組成機(jī)器的主要零件之一，一切作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)零件（例如齒輪、蝸輪等），都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力的傳遞。因此軸的主要功能是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力。
軸按照承受載荷的不同，可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動(dòng)軸三類。工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸，只承受彎矩而不承受扭矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)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(guò)連桿可以將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)改變?yōu)橥鶑?fù)直線運(yùn)動(dòng)，或作相反的運(yùn)動(dòng)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(jiǎn)單，加工容易，應(yīng)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(dòng)軸，階梯軸則常用于轉(zhuǎn)軸。
直軸可做成實(shí)心或空心，在那些由于機(jī)器結(jié)構(gòu)的要求而需在軸中裝設(shè)其他零件或者減小軸的質(zhì)量具有特別重大做用的場(chǎng)合，軸可作成空心?？招妮S內(nèi)徑與外徑的比值通常為0.5~0.6,以保證軸的剛度和扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)靈活地傳到不開敞的空間位置。
軸的設(shè)計(jì)包括軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和工作能力設(shè)計(jì)。
1） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，會(huì)影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會(huì)增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等，因此，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是軸設(shè)計(jì)的重要內(nèi)容。
2）. 軸的工作能力計(jì)算是指軸的強(qiáng)度剛度和穩(wěn)定性等方面的計(jì)算.多數(shù)情況下,軸的工作能力主要取決于軸的強(qiáng)度.這時(shí)對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算,以防止軸的斷裂或塑性變形。而對(duì)剛度要求高的軸（如車床主軸）和受力大的細(xì)長(zhǎng)軸，還應(yīng)進(jìn)行剛度計(jì)算，以防止工作時(shí)產(chǎn)生過(guò)大的彈性變形，對(duì)于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的軸，還應(yīng)進(jìn)行振動(dòng)穩(wěn)定性計(jì)算，以防止發(fā)生共振而破壞。
6.2 軸設(shè)計(jì)：
6.2.1 初步確定軸的最小直徑
先按［2］中式15-2初步估計(jì)軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處
根據(jù)［2］中表15-3，取A0=108，于是有
dmin= （6—1）
==117.65mm
又因?yàn)閷?duì)于軸徑大于100mm的軸,有兩個(gè)鍵槽時(shí),軸徑應(yīng)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(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。
6.2.2 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca
Tca=KAT主 （6—2）
式中: KA可查［2］中表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化中等,故取KA=1.7, 則
Tca=KA主=1.7x8272.33=14062.96N.M
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小聯(lián)軸公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85或機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(zhuǎn)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(zhǎng)度L=128mm,其標(biāo)記示例：GⅡCL10型鼓形齒式聯(lián)軸器：
主動(dòng)端：Y型軸孔，A型鍵槽，dⅠ=130mm，L=128mm
6.2.3 裝配方案比較與設(shè)計(jì).
軸上零件的裝配方案對(duì)軸的結(jié)構(gòu)形式起著決定性的作用,所謂裝配方案,就是預(yù)定出軸上主要零件的裝配方向,順序和相互關(guān)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(zhuǎn)，當(dāng)由于摩擦損害軸徑時(shí)，便于替換，這樣就沒(méi)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(zhǎng)度.
6.3.1 Ⅱ-Ⅲ段長(zhǎng)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(zhǎng)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(dòng)軸承
a. 從負(fù)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(duì)中性差的情況且要求具有調(diào)心功能,故選用調(diào)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(dòng)考慮,一是可選用內(nèi)或外圈無(wú)擋邊的軸承,二是在內(nèi)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(shí),可選用分離型軸承或選用內(nèi)圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調(diào)心軸承.
綜上,采用裝在緊定套上的調(diào)心滾子軸承.
參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ= 130mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的調(diào)心滾子軸承,從［3］中表7-2-69中找到裝在緊定套上的調(diào)心滾子軸承.,其型號(hào)為3013728,尺寸為d x D x B=140x270x86,基本額定負(fù)荷Cr=1530kN
Cor=1854KN,計(jì)算系數(shù)為e=0.34,Y1= 2.0 Y2=2.9 Y0=2.0
故dⅡ-Ⅲ=140mm,相應(yīng)地查的緊定套長(zhǎng)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(jīng)驗(yàn)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(zhǎng)度要求和參考滑轂等零件長(zhǎng)度尺寸，取
lⅢ-Ⅳ=198mm.
(4). 安裝攪拌臂的軸徑暫取dⅣ-Ⅴ=180mm,其長(zhǎng)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(duì)稱性，故尺寸設(shè)計(jì)可用對(duì)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(jiàn)圖.
6.5 求軸上載荷
按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算，通過(guò)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，軸的主要結(jié)構(gòu)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(qiáng)度條件對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。
6.5.1 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型）
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如下：在作計(jì)算簡(jiǎn)圖時(shí)，應(yīng)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(jì)算簡(jiǎn)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(duì)A點(diǎn)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(jiǎn)圖，按水平面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，作出彎矩MH圖如下：
根據(jù)總計(jì)算簡(jiǎn)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(zhì)量為100kg，且攪拌臂的轉(zhuǎn)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(duì)A點(diǎn)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(jiǎn)圖，按垂直面計(jì)算各力產(chǎn)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(jì)算扭矩圖Mca
（6—12）
其中α取為0.7
從上面的總計(jì)算彎矩圖可以清楚的看出危險(xiǎn)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(jì)算
易知B點(diǎn)坐標(biāo)為(90,0),設(shè)A點(diǎn)坐標(biāo)為(z,80),由z2+y2 =902,解得:
≈41.23.
∴ A點(diǎn)坐標(biāo)為(z,80),
∴ 直線AB方程為: y=-1.64z+147.6
∴ ( 由圖形的對(duì)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(shè)計(jì)的軸滿足強(qiáng)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(shè)軸運(yùn)轉(zhuǎn)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(jì)算)時(shí)間根據(jù)滾動(dòng)軸承樣本或機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三版第二卷表7-2-69,可知3113732軸承的基本額定負(fù)荷KN: Cr=1530KN , Cor =1854KN; 計(jì)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(jì)算軸向力A1和A2
對(duì)于圓錐滾子軸承有［2］中按表13-7,軸承內(nèi)部附加軸向力S=R/2Y,式中Y為對(duì)應(yīng)［2］中表13-5中A/R＞e的Y值. 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三版第二卷表7-2-71仿照雙列圓錐滾子軸承的計(jì)算公式:
當(dāng)量動(dòng)載荷: 當(dāng)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(dāng)量動(dòng)載荷.
當(dāng)量靜負(fù)荷: Por