1、 毕 业 设 计（论 文）题 目： CBJ-60 水泥拆包机设计 学生姓名 指导教师 二级学院 龙蟠学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 M09 机械设计制造及其自动化 学 号 0921503028 提交日期 11 年 05 月 08 日 答辩日期 11 年 05 月 13 日 金陵科技学院学士学位论文 目录 I目 录摘 要 IIAbstract .III1 绪 论 .V11 前言 V12 水泥拆包机设计方案比较与选用 12 传动部分设计 521 系统传动比的计算 522 同步齿轮的设计计算 623 高速级传动齿轮设计 924 带轮传动的设计 1025 带轮轴的设计 133 拆包机构设
2、计 2031 滚筒 2033 滚筒从动轴的设计 284 输送机构的设计 3341 输送机的选取及布置形式 3342 主要部件 335 结 论 35参考文献 36金陵科技学院学士学位论文 摘要IICBJ-60 水泥拆包机设计摘 要水泥拆包机主要应用于各种建筑工地,它是混泥土制作过程中的一个环节,主要与其它设备配合使用,如:水泥袋打包机、螺旋输送泵等.水泥拆包机的主要任务实现与袋的完全分离,为混泥土搅拌机提供原料.本文主要内容如下:系统传动部分设计 系统传动部分主要包括带论传动、高速级齿轮传动、和同步齿轮传动.带论传动用于传递动力源,它的小轮端与电动机联接,大轮端与带轮轴联接;高速级齿轮传动用于传
3、递工作所需的力和速度,小齿轮与带轮轴联接,大齿轮的与一个滚筒轴联接,同步齿轮传动用于实现一对滚筒同时工作，其中一个齿轮即高速级传动中的大齿轮起换向作用.拆包机构设 拆包机构的核小部分即为一对滚筒的,辅助部分有导轨机构和退袋机构.滚筒主要采用滚轮挤压与刀片划缝式的结合；导引机构、退袋机构是一条条钢筋联编而成,位于滚轮下方和右册实现水泥袋有一定的完整性.输送机构设计 输送机构是重要的辅助机构,它主要功能是将水泥输送到一定的高度,然后靠自身重力形成水泥袋与滚筒之间的冲击力,从而更好地破袋.它的主要组成部分是驱动装置(电动机和传动滚筒)输送带和支撑托辊.关键词 水泥拆包机 拆包机构 滚筒 导引机构 退
4、袋机构 输送机构金陵科技学院学士学位论文 摘要III全套图纸，加 153893706金陵科技学院学士学位论文 abstractIIICBJ-60 charter cement demolitionAbstractBale breaker of cement is mainly applied to all kinds of building site. It is mainly utilized in the process of manufacturing, certainly which is only one step. And it is usually used with other
5、 equipments, such as baling press of cement, Conveying screw pump ,etc. The function of Bale breaker of cement is to realize that the cement is apart from the bag which is used to hold the cement, and provide the raw material for the pudder mixer. The contents of the booklet of direction is mainly a
6、s follows:The design for the transmission system The design for the transmission system mainly include that the belts transmission ,the super-speed gears transmission and the equal-speed gears transmission. The belts transmission is mainly used to deliver the motive power, and the end of the bigger
7、wheel links with Electric motor ,then the end of the bigger wheel links with the belt shaft; The super-speed gears transmission is mainly use to transmission the power and speed that the function need, which the smaller gear links with the belt shaft and the bigger gear links with the roller stalk;
8、The equal-speed gears transmission is mainly used to realize a pair of roller stalks work at the same time, and one of the gears that is used in the super-speed gears transmission also changes the direction.The design for Bale breaker of cement mechanism The core of the Bale breaker of cement are a
9、pair of roller stalk, and the auxiliary mechanisms are the lead organ and the recede bag organ. The roller stalks are designed by combining the Blade-crevasse type and the wheel-press type. The recede bag organ of which is placed at the right and the lead organ are made by rods of reinforcing bars w
10、hich is located under the roller stalks. They can make the cement and the bags separated completely and can keep the bags integral.The design for Transmission mechanism Transmission mechanism is a kind of more important auxiliary mechanism. Its main function is to convey the cement bags to some heig
11、ht, then let them fall by its weight forming a type of punch power between cement bags and roller stalks which Can prompt the bags to be divided well. Transmission mechanism is composed of 金陵科技学院学士学位论文 abstractIVthe motive debice(electric motor and conveying roller) ,the conveying belt and the susta
12、ining base.Key Words Bale breaker of cement Bale breaker mechanism Roller stalk The lead organ The recede bag organ Transmission mechanism金陵科技学院学士学位论文 绪论 V1 绪 论11 前言在国民经济迅速发展的今天，建筑行业又了空前的发展。各种大大小小的建筑工程多都要用到水泥。而通常水泥有两种来源，一种是直接从水泥厂直接拖运的散装水泥，另一种是袋装水泥。前一种情况方便用于当地有水泥厂的大中小型工程，其它情况都得用袋装水泥。在全国范围内有水泥厂得城市并不多，
13、所以许多地方还得用袋装的水泥。在小型工程中，水泥用量比较少，可以使用人工拆抱，在那些大中型工程中，人工拆抱几乎难以满足。第一是速度跟不上，第二是需要很多劳动力，这样袋装水泥拆抱就成为了建筑行业的一大难题，而且现在市场上仅缺这类型的产品。以上看来，水泥拆抱机在国内市场有很多的需求，而随着中小城市大型建筑工程的兴起，水泥拆抱机的需要量还会进一步的扩大。在国际上，有许多小型国家没有大型的水泥厂，有时大型的建筑工程需要进口袋装水泥，这样袋装水泥在那样的国家也有广阔的市场，所以水泥拆拆抱机在国际市场也有相当的需求。水泥拆抱机减小了工人的劳动强度，减少了工程建设费用，并且是工程建设自动化实现的一个重要环节
14、。金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用112 水泥拆包机设计方案比较与选用于是本设计只能从三方面技术参数入手，寻找一条最佳的结合点。拆抱机的设计从总体上分，大概可以分两类，即刀片划缝型和滚轮挤压型。刀片划缝型具有拆抱速度快，拆抱完整性好等优点，但其分离效果不好，而且机器比较复杂，体积也偏大。而滚轮挤压型具有拆抱速度快，分离效果好等优点，但易破坏袋子的完整性。综合以上论述，拟定如下几套方案：方案一，采用单刀划缝型，其工作过程如下：先通过带式输送机把水泥袋运送到一定的高度，然后通过自身重力从一个斜坡上滑下，在斜面上有一把突起的尖刀，把水泥袋下面划一条缝，水泥袋继续下滑，进
15、入 V 型槽上，水泥经过刀锋从槽下漏掉，水泥袋继续滑过 V 型槽，从而实现水泥和袋的分离。此方案优点是结构简单，功率小。其缺点是体积大，拆包效果不好。这个方案中，机器的主体不使用动力，水泥袋完全靠自身的重力来完成拆包过程，这就决定水泥袋必须有一定的重力势能才能完成拆包过程。此方案中有三处不太可靠的地方：一是，水泥袋滑过斜坡时有可能被到卡死，或者没被处划破。二是，经过 V 型槽时，水泥有可能倒不干净。三是，水泥袋有可能划不过 V 型槽而停留在中途这样会影响下一袋的拆包。基于上述几点不足之处，现将方案该为方案二。方案二:针对方案一中斜坡上破袋效果不好,现把斜坡面改为垂直的,静止的刀改为转动的滚刀,
16、这样袋子不会被卡死,即使卡死也会被转动的刀慢慢破开,这样带来的缺点是在主机中增加了一个动力,而且刀容易坏,改进的第二个地方是 V 型槽上增加一个震动机构,这样可以增加水泥袋通过 V 型槽的能力,也增加了水泥的落袋能力,这样做同样也会使机械变得复杂,不易于维修,机器的拆包速度不能够变得很快。这样虽然水泥和袋的分离效果有所改善,但效果不是很好,于是把方案二中的分离装置进一步改善成方案三。方案三:水泥袋经过带式输送机运输到一定高度,经过一个竖直的方筒,方筒中有两把滚刀,布置在较宽的两个面中间,水泥袋经过时会在较宽面的长度方向上划开两条缝,水泥袋继续下滑,遇到如图 1-1 所示的装置。金陵科技学院学士
17、学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用2图 1-1（装置示意图）水泥袋在自身重力和冲击力作用下,会使袋底破开,那条三角形横杆上面也可以做成锯齿状,以便更好地破袋,被破开的水泥袋被三角形的侧面为条状的三角分离板分成两半,水泥会顺利地掉下。接下来要取出水泥袋,如图 1-2 所示,可以在分离板两边加一对针辊,以便把水泥袋揪出,但这样有可能会把水泥袋撕烂。于是又把图改进为如图 1-3 所示,让袋子从一边出来,这样也有利于水泥袋的统一装运。图 1-2 装置系统图 图 1-3(改进后系统图)这个方案用竖直方筒代替了方案二中的斜面滑槽,用滚筒挤压代替了 V 型槽,从而使机器体积大大减小,性能也有一定
18、的提高,但机器还是存在不可靠的地方,如水泥袋落下经过冲击横杠时,有可能不被破开,从而使下一个水泥袋无法被破开,使机器无法正常工作,所以此方案也不够成熟,于是进一步改进成方案四。方案四: 此方案属于滚轮挤压型,工作流程如下:水泥袋经过输送机输送到一定的高度,然后垂下落,经过一对齿辊把水泥袋挤烂,下落到一个倾斜条形的网状物体上,水泥从网隙间落下,水泥袋沿斜网滑出,从而实现水泥和袋的分离,示意图如图 1-4 所示。水泥袋分离板角型横杠金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用3图 1-4（方案五示意图）为了能有更好的破袋效果,可以把一边的齿辊换成螺纹辊,这种方案的优点是,机器的体
19、积小,破袋效果好,但效果好的同时也会破坏了袋子的完整性。但是这种方案也有其不可靠性。如,水泥有可能堆积在水泥袋上一起滑出倾斜网状物,这样就会造成浪费,水泥袋也有可能停留在网上,从而就会影响下一包水泥和袋的分离,这样就会通过增加网的倾斜度来实现,而一旦网的倾斜度增加,机器的高度也会增加,同时也增加了水泥和袋滑出倾斜网的机率。于是又进一步改进为方案五。方案五:在上一方案中,齿辊与螺纹辊的配合虽然有较好的破袋效果,但不能保留袋的完整性,不利于后期的装运。现把齿辊和螺纹辊改进,使用盘状刀片,这样划出有规则的缝,使袋子有一定的完整性。其工作原理是:水泥袋经过滚轮先与盘状刀片接触,划开几道缝再经过滚轮的挤
20、压水泥就会漏出,但这样还是难以实现水泥与袋的分离,于是再在滚轮下加上一个导引机构,此机构其实就是用一条条钢筋联编再一起的条状体,其简图如图 1-5 所示。图 1-5（方案五简图）齿辊网状物金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用4这样通过滚筒与条状体的挤压会产生很好的水泥与袋的分离效果,但这样一来又会产生一个新的问题,就是水泥有可能钩在盘状刀片上,与滚筒一起做圆周运动,袋子多到一定程度就会把机器卡死无法正常工作,所以必须设计一个退袋机构,让袋子和盘状滚刀能及时分离,保证下面的后续工作能顺利进行。退袋机构的简图如图 1-6 所示。整个装置的示意图如图 1-7 所示。 这种方
21、案在主机部分需要一个动力,机器的结构比较紧凑,从而机器的体 积也有所减小,同时机器有很高的拆包速度,而且分离比较干净,同时又能在一定程度上保证水泥袋的完整性,所以说这是一套比较理想的一种方案。下面就主要来研究设计此方案。图 1-6 退袋机构简图图 1-7 整装置示意图刀滚退袋机构导引机构金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计52 传动部分设计21 系统传动比的计算2.1.1 初选电动机 根据工况的实际要求,选取电动机型号 Y100L2-4 P=3KW机械设计实用手册 表 10-4-1 n=1430r/min =23.833r/s2.1.2 确定传动比要求工作部分所需的转速约为 1r/s,初
22、步确定系统为二级变速高速级为带论传动,低速级为齿轮传动。总传动比 = srn/183.2=23.88 分布传动比 带轮取 =6I齿轮取 =4 则 =46小齿轮转速 =1n6min/430rI=238.33r/min 工作机构转速 =2n24/83.srI=0.933r/s 完全符合工况的要求。2.1.3 滚轮直径的确定实际工作过程中,滚轮得志竟月大，破袋效果越好,但是会使机器机构变大,为此取滚轮直径略大于袋长,用公式表达为D l (一般情况下 l=720mm)D 720mm/=229.183mm考虑实际要求滚筒壁采用不锈钢无缝钢管,根据机械设计实用手册表 1.6.6 取不锈钢无缝钢管的外径为
23、168mm 壁厚为 10mm,取厚度为 25mm 的定 位块。滚刀刀尖距滚筒壁的间距为 50mm,则此时滚筒外端直径为 D=268mm+50mm2=268mm 两滚筒轴的中心距 a=268mm+50mm=318mm 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计6取 a=320mm22 同步齿轮的设计计算参考机械设计 根据工况和机器的结构要求,齿轮选为开式传动,材料为 45 调质钢,硬度为 229HB-286HB。2.2.1 齿面接触疲劳强度的设计计算1. 初步计算转矩 T1 3.2895011nPT齿轮系数 d 由表 12.13,取 d=0.4接触疲劳极限 由图 12.17C =590N/ li
24、mH2初步计算的许用 接触应力 =0.9HlimAd 值 由表 12.16 取 Ad=85初步计算齿轮直径 d d dA312HT所以 d=320mm 符合要求。初步确定齿宽 b b=d =0.4150=60mm说明:此外 d 取 150mm 是根据强度计算得来的,因为齿轮传动过程中扭矩一定时,直径变大则圆周力会变小,所以此时齿宽可以更小,因此 d 取 150mm 是合理的,而且也是安全的。2.校核计算圆周速度 v v=d =1500.993/10003n=0.47m/s精度等级 由表 12.6 选取 8 级精度齿数和模数 初取齿数 z1=z2=80m=d/z=2 使用系数 由表 12.9 得
25、 =1.5AKAK动载系数 由图 12.9 得 =1.06v v金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计7齿间载荷分配系数 由表 12.10,先求=2T1/d1=HKtF2.150=750N/d1=1.5750/60tAK=18.75N/mm由式 12.6 得= cos2/1.381z=1.88-3.2(1/80+1/80)=1.8由式 12.10 得 =1.83/8.143/4=0.86 由此得 226.0/ZKH=1.35 齿向载荷系 由表 12.11 得数 =1.18 HK321/cbdBAHA=1.17, B=0.16, C=0.61载荷系数 K K= HVK=1.51.061.35
26、1.18弹性系数 由表 12.12 得EZ MPaZE8.19节点区域系数 由图 12.16 得H52H接触最小安全系 由表 12.14数 limS05.1lims总工作时间 =16000hht 820ht使用寿命 10 年,每年工作 200 天,8 小时工作制。应力循环系数 由表 12.15 估计LN971LNhKYn60=601160001430/24接触寿命系数 由图 12.18 NZ18.21NZ许用接触应力 由式 12 .11Hlimlim/HNHS=5901.18/1.05金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计8验算 ibdKTZHE12=189.82.50.88 12306.
27、5225计算结果表明,接触疲劳强度合适,齿轮尺寸无须调整。 HH6.82. 确定传动主要尺寸实际分度圆直径 d 因为了满足结构要求,直径已确定为 320mm。m3201中心距 a a=320mm 齿宽 b b=60mm 2.2.2 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 由式 12.18 Y8.1/7502.Y齿间载荷分配 由表 12.10系数 FK6./KF齿向载荷分布 b/h=60/2.252.5=1.07系数 由图 12.14载荷系数 K K= FVA=1.51.061.481.12齿形系数 由图 12.21 FY 19.21FY应力修正系数 由图 12.22 aS 8Sa弯曲疲劳极限 由图 1
28、2.23c lim 2lim/50N弯曲最小安全系数 由表 12.14 inF .nF.弯曲寿命系数 由图 12.24 NY1XY尺寸系数 由图 12.25 X 2许用弯曲应力 = /FFlimNminFS=25011/1.25确定 m 因为 d=320mm 是结构要求的直径 所以应重新确定 mm=d/z=320/80=4由式 12.20m FdSaFzYTA21/由表 12.17 m 1.31金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计9代入数据 35.1mA因此 m 取值完全符合要求。验算 bKYTSaFF/21d1代入数据 综上得同步齿轮的设计计算符合强度要求。23 高速级传动齿轮设计参考
29、齿轮手册齿轮采用的是开式传动,材料为 45 调质钢,其硬度为 229HB-286HB,平均为 240HB。2.3.1 基本应力的的确定接触疲劳强度极限 图 2.5-13 5901limH2li弯曲疲劳强度基本值 图 2.5-44 41FE弯曲疲劳极限 图 2.5-44 2 250limF250limF2.3.2 主要尺寸的初步确定因为高速级传动的大齿轮是同步齿轮,所以小齿轮与其啮合的模数也应为 m=4mm。小齿轮的齿数 (i=4)1ZiZ21= 480小齿轮的大径 =m =4201d1Z小齿轮的齿宽 为了与同步齿轮配合,b取 b=60mm2.3.3 齿根疲劳极限分度圆圆周力 =2000T1/d
30、1tFt=2000120/80使用系数 表 2.5-7 =1.5AKAK动载系数 表 2.5-11 =1.06V V齿间载荷系数 表 2.5-31 =1.1FF齿向载荷分布系数 图 2.5-22 =1.22 载荷作用于齿顶时的 图 2.5-27 =21aY金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计10齿形系数 aFY载荷作用于齿顶时的应 图 2.5-34 =22aFY力修正系数 =2aS1a重合度系数 Ya/75.02.=0.25+0.75/1.75螺旋角系数 齿根应力 FFYbmaSt AKFV= 5.16802460312.3.4 安全系数校核弯曲寿命系数 11NKh=6024011020
31、087206.5其中 21, 7104.2372106.5N所以取 NY相对齿根圆角感 42093.1.SrelY应当数 据表 2.5-52 代入数据 reL 1relY相应齿根表面状 由 4.11.3 1Rrel况系数 RrelY计算尺寸系数 由表 2.5-44 取X X安全系数 由表 2.5-43 得FSFxRrelNEFYS分别代入数据得最安全系数 由表 2.5-42 取 6.1minFS所以 min21FS26.1综上得 大小齿轮均合格金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计1124 带轮传动的设计(参考机械设计手册)设计功率 dPPKpAd:工况系数 (表 13-1-16) 2.1
32、AKP:传动功率 (原动机功率) P=3KW选择带型 据 Pd 和 n1 由图 13-1-2 选取 WPd6.3传动比 i 958./3.28140mrni小轮直径的确定 由表 13-1-10 d71md4502大带轮直径的确定 12di实际转速 2dn= 45073.带速 v v= 16nd= =5.616m/s h90608综上计算得,轴承满足要求。基本尺寸 d=50mm,D=110mm,B=27mm3.2.5 弯矩、扭矩计算 (图见 3.2.1)垂直方向 3105.AYCRMmNMCY63.15= 389.17310652DY 3105.89.2NDYB341.270水平方向 .ACXRM= 3874 m67.4NMCX10962.3B B53235.DX.DX093.1合成弯矩 22CYC= 63.17.84 mNC75.3222BXBM= 05.3B98.122DYD= 347.169.17D752.3扭矩 输入扭矩为 T=120 ,经过每个键扭矩会减少 。mN mN065.B
