PAGE27湖北民族学院理学院机械电子工程专业毕业论文(设计)题目注浆机传动装置结构设计设计人（签名）设计说明书页附图张附表张图纸张教学团队名称机械电子工程教学团队负责人（签名）设计指导教师（签名）（签名）评阅人（签名）2013年5月31日作者声明本人郑重声明：所呈交的学位论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。本人完全了解有关保障、使用学位论文的规定，同意学校保留并向有关学位论文管理机构送交论文的复印件和电子版。同意省级优秀学位论文评选机构将本学位论文通过影印、缩印、扫描等方式进行保存、摘编或汇编；同意本论文被编入有关数据库进行检索和查阅。本学位论文内容不涉及国家机密。论文题目：注浆机传动机构的设计作者单位：湖北民族学院理学院作者签名：年月日目录摘要 16ABSTRACT 171引言 182注浆原理及设计参数 182.1注浆泵原理 182.2设计参数 193注浆机传动装置简图拟定 194注浆机传动装置结构设计 204.1注浆机柱塞缸大小的确定 204.2注浆泵柱塞杆运动速度大小的确定 204.3计算曲轴的转速和确定总传动比分配 214.4计算曲轴的功率 215减速机构的设计 225.1减速结构整体布局的设计 225.2电动机的选择 225.3确定分配传动装置传动比分配 235.4计算传动装置直轴的动力和转速参数计算 235.5齿轮的设计 245.6设计带传动设计 255.6.1设计带传动参数 255.6.2皮带轮的设计 275.7.传动轴的设计 285.7.1输入直轴的设计 285.7.2曲轴设计计算 336注浆机传动装置结构组装图 347结束语 36致谢 37参考文献 38附录 39注浆机传动装置结构设计摘要注浆机主要由注浆缸、柱塞缸、动力传动机构三大部分组成，传动部分将所需的力传递到柱塞泵活塞，使柱塞泵活塞往复运动来实现注浆缸对物料吸入和输出。课题主要对注浆机的传动装置的结构进行设计计算。根据注浆机的注浆性能指标，计算出柱塞活塞的往复运动速度，得出柱塞在单位时间内往复运动的频率。根据柱塞往复运动的频率和推力选择电动机，计算总传动比并分配传动比。最后确定传动装置的零件的尺寸，使传动装置的工作能力满足注浆机工程的需求。关键词：注浆机，传动结构，设计

DesignOfTransmissionMechanismOfGroutingMachineABSTRACTGroutingmachineismainlycomposedofgroutingcylinder,pistoncylinder,apowertransmissionmechanismiscomposedofthreeparts,transmissionpartswillberequiredtotransfertothepistonpump,thepistonreciprocatingplungerpumptoachievegroutingcylinderonthematerialsuctionanddischarge.Thedesignandanalysis,calculation,mainsubjectofgroutingmachinetransmissiondevicestructure,accordingtothegroutingperformancegroutingmachine,analyzedandcalculatedthereciprocatingmotionspeedplungerpiston,andthencalculatedthepunchingplunger,theplungerstrokeandthrustaccordingtothemotorselection,allocationofthetotaltransmissionratioandtransmissionratioiscalculatedbythis,attheendofthetransmissionstructurepartsdesignandanalysisinordertomeettheneedsoftheconstructionproject.KEYWORDS：transmissionmechanism,groutingmachine,design1引言注浆机简介：注浆机用途较广的一种施工设备。在应用预应力技术的建筑施工中，经常用于预预应力孔道注浆.适用于矿井、隧道、水利、地铁、建筑、桥梁等。注浆机传动装置作用：注浆机传动装置把动力装置的动力传递给工作机构等的中间设备。传动系统的基本功用是将发动机发出的动力传给注浆泵的活塞产生动力，使注浆泵柱塞达到所需要的冲次满足工程的需求，传动装置在整个注浆机中其重要的作用。随着我国经济建设的迅猛发展，建筑市场呈现出前所未有的景象。国内大力兴建房建产业、交通桥梁工程和高速高铁公路，作为建筑工程中重要机械设备的需求量不断增多，有力地拉动注浆泵的市场需求。1802年由法国人用木制冲击泵注入勃土和石灰浆液加固地层，被称为注浆的开始。1862年英国研制发明硅酸盐水泥后，注浆材料发展以水泥浆液为主。1880-1905年，美国人又相继研制了压缩空气和类似目前的压力注浆泵等注浆设备，对注浆材料的配方、注浆泵和注浆工艺做了不少改进，为现在岩层注浆技术奠定了基础。1884年化学浆液在印度问世，并用于建桥固砂工程。从化学注浆开始到20世纪40年代，注浆材料主要是以水玻璃为主，且在欧美各国广泛应用。20世纪40年代后，注浆技术的研究和应用进入一个鼎盛时期，各种水泥浆材和化学浆材相继问世，尤其是60年代以来，有机高分子化学浆材得到迅速的发展，各国大力发展和研制化学注浆材料及其注浆技术。随着注浆材料的飞速发展，注浆工艺和注浆设备也得到巨大发展，注浆技术应用工程规模越来越广，几乎涉及到所有的岩土和土木工程领域【1】。本课题主要根据注浆机的注浆性能指标为设计出发点，通过柱塞缸往复运动速度来决定注浆机传动机构的功率转速和最大输出推力。如图2-1所示，当活塞往右移动的时候，注浆缸内的压力小于大气压力，物料从进料口进入注浆缸，出料口关闭，当物料压入一定量的时候，活塞开始往左移动，注浆缸内的压力大于外界压力，进料口关闭出料口打开，物料从出料口输出。注浆机的排出流量速度大小取决于活塞的往复运动速度，注浆机的输出压力由活塞的推力大小决定的。为了实现活塞往复运动，主要有三种传动形式，液压传动，气压传动，电动传动。电动执行机构的主要优点就是高度的稳定和用户可应用的恒定的推力，达到一样的的推力液动执行器造价要比电动高很多。因此本设计选择电动传动，并对传动装置进行设计。2注浆原理及设计参数2.1注浆泵原理物料从进料口吸入，活塞右移移吸入物料，此时出料口是关闭的。物料落入一定量后，进料口关闭，出料口打开，活塞左移，物料从出料口泵出。为了实现这一功能，选择电动传动，传动原理如2-1所示，曲轴6连续转动，曲轴切向力推动连杆5往复运动，最终实现活塞杆4的往复运动。图2-1注浆机原理图2.2设计参数表2-1注浆机的给出的主要技术性能注浆机输送量（m3/h）4.2注浆机输出压力（MPa）1.04柱塞的最大推力（KN）6.05电动机转度（r/min）1440输出口内径（mm）383注浆机传动装置简图拟定根据注浆机的原理和一般齿轮减速器原理，初步拟定注浆机的传动装置见图。电动机6转动，通过皮带轮5、6，齿轮10、11减速将电动机回转运动传递至曲轴4，提供所需的动力再通过连杆、活塞使柱塞产生所需往复运动速度,方案简图如图2-2所示。1.输出口2.注浆泵体3.活塞4.曲轴5、6.皮带轮7.输出球阀8.输入球阀9.输入口10、11.齿轮12.输入轴13.电动机图3-1注浆机传动机构图4注浆机传动装置结构设计4.1注浆机柱塞缸大小的确定根据注浆泵所给的性能指标可知输出压力为1.04MPa，最大推力为6.05KN。首先计算输出口的出浆速度A2(4-1)(4-2)联立以上两个式子，得柱塞缸的半径为4.2注浆泵柱塞杆运动速度大小的确定要确定曲轴的转速，必须先计算出活塞的速度，从而结合曲轴的转速确定活塞的冲次。柱塞杆的速度也就是柱塞缸内运动流体的平均速度V2。根据流体力学流体的连续性公式【2】(3-3)其中流体的密度，A1,A2分别是输出口和柱塞缸的截面面积，V1,V2分别是输出口流体的平均速度和柱塞缸内流体的平均速度。输出口浆体的平均速度为(4-4)其中Q是泵的流量已知出口的直径，计算输出口的面积(4-5)只有柱塞左移动的时候才压出浆体，而根据注浆泵的参数指标是4.2，假设流体不间断流出，流量(4-6)将数据代入公式3-3―3-5，联立计算得出柱塞杆的运动速度为V2=0.413m/s4.3计算曲轴的转速和确定总传动比分配曲轴转一圈活塞在行程上进退一次所以得时间相等，活塞的速度由以上得出V2=0.413m/s，初步假设曲轴圆半径为40mm。曲轴转一圈所走的路程为(4-7)计算得出曲轴的转速n计算减速器的总传动比i4.4计算曲轴的功率为了使曲轴的切向力使用效率高，初步假设连杆的长度为210mm已知活塞的最大推力，求曲轴的最大切向力图4-2曲轴最大切向力的分解图连杆长度为210mm，曲轴圆半径为40mm，F2为活塞杆推力的反作用力，大小等于活塞的最大推力6.05kN最大切向力(4-8)代入数据求得F1=6.164KN曲轴的功率为p2(4-9)将数据代入得解得p2=4kw5减速机构的设计由设计要求电动机转速1440r/min和4.3节可知，传动结构需要以减速的形式进行设计。5.1减速结构整体布局的设计图5-1传动装置总体设计图5.2电动机的选择电动机所需工作功率为：,执行机构的曲轴转速为n＝155r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，一级圆柱齿轮减速器传动比i＝3～6，则总传动比合理范围为i＝6～24，本设计的总传动比为9，符合查表的要求，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6～24）×155＝930～3720r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为Pd=5.5kw，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。5.3确定分配传动装置传动比分配分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝3，则减速器传动比为＝＝9/3＝35.4计算传动装置直轴的动力和转速参数计算（1）求直轴轴的轴转速

（2）各轴输入功率＝×＝5.5×0.96＝5.39kW

（3）各轴的输出功率

（4）求各轴输入转矩=××N·m电动机轴的输出转矩=9.55=9550×5.5/1440=36480N·m所以:＝××=3648×3×0.96=105050N·m＝×××=105050×3×0.982×0.95=287540N·m（5）求各轴输出转矩＝×0.98=102950N·m＝×0.982=276150N·m（6）转速和动力参数结果如下表轴名功率P(KW)转矩T(Nm)转速n(r/min)输入输出输入输出电动机轴5.53648014401轴5.395.21050501029504802轴4.924.23287540276150160表5-1减速结构各部分的运动和动力参数5.5齿轮的设计(1)齿轮材料及精度的选择见《机械设计基础》表13-1①材料：小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮179-286HBSσHliml=580MPa，σFliml=440MPa取小齿齿数=20大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮158-240HBS，σHlim2=380MPa，σFlim2=310MPaZ=i×Z=3×20=60取Z=60.②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级。(2)初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计（5-1）确定各参数的值:①试选=1.5查《机械设计基础》p203选取区域系数Z=2.5②由表13-5，取SH=1.1，SF=1.25，则有③查《机械设计基础》表13-2得：=189.8MPa表13-6得:齿宽系数=1T1=95.5×10×=95.5×10×5.39/480（5-2）=107238N.m(3)设计参数计算①小齿轮的分度圆直径d=②计算圆周速度对照表13-2，可知选用7级精度是合适的③计算齿宽b和模数计算齿宽bb==93.27mm计算摸数m；查表8-2取标准模数m=5④计算齿轮系数我国规定的齿高系数和頂系系数的标注值为：正常齿制，，压力角α=20°齿顶高齿根高齿顶圆直径齿轮实际分度圆直径齿距齿宽齿轮内径宽度L=(1.2-1.5)d大齿轮分度圆直径中心距齿数(4)齿根弯曲疲劳强度由弯曲强度的设计公式（5-3）式中，齿轮系数；；应力修正系数；；代入公式故满足齿轮弯曲疲劳强度5.6设计带传动设计5.6.1设计带传动参数(1)确定设计功率pc由《机械设计基础》表15-7查得KA=1.1故Pc=KAP=1.1×5.5=6.0(2)选择V带型号根据Pc=6.05kw，n1=1440r／min，n2=480r／min，由图15-11初步选用A型带。(3)选取带轮直径d1和d2由表15-8取d1=80mm,ε=0.02则由表15-8取d2=236mm(4)验算带速v带速在5-25m/s范围内是合适的(5)确定v带基准长度Ld和中心距a初步选定中心距a0=450mm，符合0.7（d1+d2）≦a0≦2（d1+d2）有公式（5-4）≈1467mm查表15-2，对Z型带选用基准长度Ld=1600mm，再由公式计算世纪中心距符合题意(6)验算小皮带轮的包角α1完全符合题意(7)确定V带轮的根数z（5-5）又d1=80mm，n1=1400r/min，查表15-4，由线性插法得P0=0.35kw传动比查表15-5得查表15-6得Ka=0.96查表15-2得KL=1.142.9取3根综合上述计算得出带轮主要参数，如表5-2所示小轮直径d1（mm）大轮直径d2（mm）中心距a（mm）基准长度Ld（mm）带的根数z8023654616003表5-2带轮主要参数表5.6.2皮带轮的设计(1)小皮带轮结构设计①材料选择常用灰铸铁，钢，铝合金或工程塑料等。灰铸铁用最多，V≤30m/s时用HT200，V≥25~45m/s，则用孕育铸铁或铸钢，也可用钢板冲压-焊接。【8】由5.5.1知皮带轮的转速6m/s，则选用材料选用HT200。②小皮带轮结构设计小皮带轮的基准直径比较小使用实心结构，已知d=80mm从上面分析得知选用A型皮带，查《机械设计基础》表13-5知，e=15mm，f=13mm，bd=11mm=34°，hf=8.7mm,=6mm，=2.75mm（其中z为带根数）所选电动机的轴头直径为28mm，则大皮带轮的内径为28mm，与轴过盈配合安装。小皮带轮结构图如5-2所示图5-2小皮带轮结构图(2)大皮带轮机构设计由5.6.1（1）①知材料选用HT200已知d=236mm，中等直径带轮皮带轮采用腹板式结构，查《机械设计手册》表7-7，选用六孔板轮。从上面分析得知选用A型皮带，查《机械设计基础》表13-5知，e=15mm，f=13mm，bd=11mm,=34°，hf=8.7mm,=6mm，=2.75mm（其中z为带根数）mm输入轴的轴头直径为28mm（查看4.7.1直轴设计），则大皮带轮的内径ds为28mm。mm,在此范围内为了刚度达到最强，选取70mm。查《机械设计手册》表7-7得s=16mm=24mm=24mm=53.2mmmm=241.5-2(8.7+6)=208.1mm大皮带轮结构图如4-3所示图5-3大皮带轮结构图5.7.传动轴的设计5.7.1.输入直轴的设计(1)选择轴的材料，确定许用应力该轴无特殊要求，选用45钢，调质处理，[3]由表16-1查得，查表16-4，由插值法得。(2)确定输入轴的最小直径d按钮转强度估算出输入轴的最小直径，查表16-5取C=110输入轴的功率＝×＝5.5×0.96＝5.39kW轴的转速n=480r/mind1≥C==26.2mm考虑轴上有键糟固将轴的直径增大5％，则d=26.2（1+5％）=27.5mm取最小直径为28mm，由此可以算出皮带轮厚度L1=56mm(3)输入轴结构的设计结构设计时应一方面按比例绘制轴系草图，一方面考虑轴上零件的安定位和固定方式，逐步定出各部分的结构和尺寸①确定轴上零件的位置及轴上零件的固定方式轴做成阶梯形，左端装入滚动轴承、左端轴承盖、皮带轮，右端依次装入齿轮、套筒、轴承、右端轴承盖。齿轮采用轴环和套筒实现轴向定位与固定，采用A型平键实现轴向固定。右端滚动轴承采用套筒和和轴承盖实现轴向定位，左端滚动轴承采用轴肩和轴承盖实现轴向定位起轴向定位采用过盈配合。②确定轴各段直径如图4-3所示，d1=28mm。轴端1、2之间的轴肩是皮带轮的定位轴肩，其高h应该保证定位可靠，取h=1mm则d2=30mm。轴段2和7均为轴承轴颈部分，选择滚动轴承的型号为6406，其内径为30mm，则d2=d7=30mm。2、3轴段之间的轴肩是滚动和轴承的定位面，其应低于滚动轴承内圈的高度，有轴承型号6406查得知内圈的高度，则可确定轴段3的直径d3=d7=35mm。4轴段的两肩为轴段5齿轮的定位轴肩d4=40mm，为了便于加工d6=32mm。③确定轴的各段长度通过查机械设计手册知b≤L≤（1.2~1.5）d得L=35×1.5=52.5mm，所以轮毂宽度为52.5mm，则取L5=52.5-2=51mm。有标准轴6403查得轴承宽为23mm，则L2=46mm。轴段6安装套筒为L6=35mm、轴承6403为23mm，则L7=20mm。轴环为10mm，则L4=10mm,L3=369-L1-L2-L3-L4-L5=152mm。为了便于加工，两键槽布置在同一加工轴线上，如与轴承配合的轴段需进行磨销加工，则轴肩处应先切制出砂轮进程槽，如图5-3所示。图5-3输入轴简图(4)按扭矩合成校核轴的强度绘制轴的受力简图如图5-3所示①计算轴的受力扭矩：圆周力径向力轴向力②水平支反力作水平弯矩N•mm绘制水平面的受力简图如图（c）所示，水平弯矩如图（d）所示。③直支反力作垂直弯矩解得FAM=588N∑FY=0，FAV+FBV-Fr=0解得FBV=1256N截面C左弯矩MVMV=FAVLa=372214N·mm截面C右弯矩MVIMVI=FBVLb=109331N·mm绘制垂直面的受力简图如图（e）所示，垂直弯矩如图（f）所示。④截面C左边的合成弯矩MM==454827N·mm截面C右边的合成弯矩M1=361914N·mm绘制合成弯矩图如图（g）所示扭矩TN·m绘制扭矩图如图（h）所示校核危险截面的强度有以弯矩图可知C截面为危险截面此处可将轴的扭矩视为脉动循环，取=0.6Mce==552176N·mm进行承受弯矩最大的截面（即C的强度）图5-4输入轴受力简图绘制合成弯矩图如图（g）所示扭矩TN·m绘制扭矩图如图（h）所示校核危险截面的强度有以弯矩图可知C截面为危险截面此处可将轴的扭矩视为脉动循环，取=0.6Mce==552176N·mm进行承受弯矩最大的截面（即C的强度）C截面满足强度要求输入轴的工程图如附录一5.7.2.曲轴设计计算(1)主轴颈和曲柄销尺寸计算曲柄销是曲轴最重要的摩擦带，它的设计直接影响了机械工作的的工作可靠性、外形尺寸及维修。曲轴的直径越大，曲轴的刚度也越大，但轴颈直径过大会引起表面圆周速度增大，导致摩擦损失和机油温度的增高。[9]设曲轴销的直径为d2，主轴颈的直径为d1。参考《柴油机设计手册（上）》表9-1可知：柴油机主轴颈直径与气缸直径之比的比度，值范围为0.50～0.60，且d=85mm,则d1=42.5～51mm，为了增加曲轴的刚度取d1=50mm主轴颈长度与气缸直径之比=0.55～0.70，即=46.6～59.5mm。曲柄销直径与气缸直径之比=0.50～0.60，即d2=42.5～51mm,取d2=45mm。曲柄销长度与气缸直径之比=0.55～0.65,即==46.6～55.3mm,取=50.0mm。(2)曲柄臂尺寸计算曲柄臂在曲柄平面内的抗弯曲刚度和强度都较差，往往因受交变弯曲应力而引起断裂。因此曲柄臂是整体曲轴上最薄弱的环节，特别是与齿轮相近的曲柄臂。本设计是参考《柴油机设计手册（上）》表9-1得知：曲柄臂厚度与气缸直径d之比=0.6～0.7，即=51～59.5mm，取=59.0mm.曲柄臂宽度与气缸直径d之比=0.9～1.3，即=78.5.8～110.5mm，取=110.0mm。(3)两轴头的直径设计与曲轴销的直径相等d3=45mm(4)曲轴圆角曲轴主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角，曲柄销和曲柄臂连接的圆角称为曲柄销圆角。为了杜绝车削后裂纹的产生，就要在圆角应力集中的地方做成圆弧过渡，以此来分散应力减小应力集中，提高疲劳强度，其半径的增大与其表面光洁程度的提高，是增加曲轴疲劳强度的有效措施。参考《柴油机设计手册（上）》可知：0.045，即3.8mm。故取曲轴圆角半径=4.00mm。(5)确定曲轴的主要尺寸根据以上曲轴各部分尺寸的计算和输入轴的长度，综合确定曲轴各段的尺寸。如图4-4所示，从左到右依次为一、二、三、四、五、六段，查机械设计手册轴头直径为45mm，则选择轴承的内径45mm，选代号为6309轴承，轴承宽度为25mm，第一段长度L1=26mm，第六段也是用同样型号的轴承，为了支撑第五段的齿轮选长度为20mm轴套，即L6=46mm；齿轮与输入轴的齿轮厚度相等，L5=59，为了与输入轴安装位置相应，则两轴在轴箱内长度相等234mm，而曲轴销的长度L3=50mm已经确定，考虑到曲轴运动平衡，两轴臂的长度相同，L2=L4=（234-50-59）∕2=63mm。图5-4曲轴简图6注浆机传动装置结构组装图在绘制组装图之前，先将绘制的零件图分别写块存入一个文件夹中，然后在cad的文件中新建一张图纸，在新建图纸中插入之前保存的零件块，将各个零件图组装在一起，