混凝土搅拌机传动卸料系统设计.doc

目 录
摘要 1
关键词 1
1 前言 1
1。1 研究的目的与意义 2
1.2 国内外研究现状 2
1.3 影响混泥土搅拌机质量因素 2
2 总体方案的确定 3
2.1减速器传动方案的拟定 3
2。2电动机类型和结构 4
2。3电动机的选择 4
2。3。1电动机容量 4
2.3。2电动机转速 5
2。4传动装置总传动比和分配各级传动比 5
3 减速器的传动设计与计算 5
3。1 轴的计算 5
3。2 高速级齿轮的设计与计算 6
3.2.1选定齿轮精度等级,材料及模数 6
3.2.2按齿面接触疲劳强度设计 7
3。2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 8
3.2.4几何尺寸计算 9
3.3 轴类零件的设计 10
3.3.1输出轴尺寸的设计计算 10
3。3.2轴上的载荷计算 13
3.3.3建的选择及校核 16
3。4 润滑与密封 16
4 V带的设计与计算 17
4.1 确定计算功率 17
4.2 选择V带的带型 17
4.3 确定带轮的基准直径并验算带速v 17
4.4 计算大轮的基准直径 17
4。5 确定V带的中心距a和基准长度 17
4.6 验算小带轮上的包角α 18
4。7 计算带的根数Z 18
4。8 带轮的结构设计 19
5 卸料系统的设计 19
5.1 对卸料系统的要求 19
5。2 确定卸料系统的控制方式 19
5.3 拟定液压系统原理图 20
5。4 计算和选择液压元件 20
5.4.1计算液压缸的总机械载荷 20
5.4。2的计算 21
5。4。3的计算 22
5。5 确定液压缸的结构尺寸和工作压力 22
5.6 液压泵的计算 22
5。6。1确定液压泵的实际工作压力 22
5。6.2确实液压泵的流量 22
5。6。3确定液压泵电机的功率 23
5.6.4选择控制元件 23
5.7 油管及其他辅助装置的选择 23
5。7。1查阅设计手册选择油管公称通径、外径、壁厚参数 23
5。7。2确定邮箱容量 23
5.8 液压缸的设计计算 23
5。9 卸料机构的设计 24
6 总结 24
参考文献 25
致谢 26
混泥土搅拌机传动卸料系统设计
摘要：本文通过对混泥土搅拌机发展历史和国内外的现状的研究，结合比较市场上已出现的不同类型混泥土搅拌机之间的技术差别,自主研究和改进当前的缺陷和不足.本文主要通过对中联重科和三一生产的混泥土搅拌机进行借鉴和研究,取其长处，改善其不足和缺陷。本文主要对搅拌机的方案;传动系统和卸料系统进行设计和计算,从而达到所需的技术要求。
关键词：减速器；V带；液压
The Design of Transmission Systems and Discharge Sytems of
Concrete Mixing Plant
Abstract： This article through to the concrete mixer development history and status quo of research both at home and abroad， combined with the comparison on the market there has been a technology between different types of concrete mixer, independent research and improve the current defects and the insufficiency。 This article mainly through to the concrete mixer of The Zhonglian Zhongke and The San Yi reference and study and take its strengths， improve their deficiencies and defects. This article mainly for blender project; Drive system and discharging system for design and calculation， so as to achieve the required technical requirements。
Key Words： Harmonic gear reducer;V belt；The hydraulic
1 前言
1。1 研究的目的与意义
目前我国的混泥土搅拌机主机基本上依靠国外进口，国内的技术水平参差不齐，只有部分产品接近国际水平,但是缺乏自主产权。随着我国房地产建筑行业、公路、铁路、水电站等建设的扩大和商品混凝土的推广,水泥制品产量逐年提高，对混泥土搅拌机的不同需求也越来越大，因此按不同需求发展不同的混泥土搅拌机越来越迫切了。双卧轴强制式搅拌机与其他搅拌机相比它搅拌功率大、搅拌容积大、搅拌效率高等特点。已经广泛应用于各领域。本文主要设计内容有（1）双卧轴强制式搅拌机的传动系统设计（2）双卧轴强制式搅拌机的卸料系统设计。
1.2 国内外研究现状
最早的混凝土搅拌机出现在20世纪初,那时候是利用蒸汽作为原动力来驱使搅拌机的运行与生产.1950年以后,各种各样的混凝土搅拌机相继被开发出来，逆向转动式和非卧式还有其它类型的搅拌机成为这一时代的代表性产物，之后的混凝土搅拌机分为自落式和强制式。前者适用于塑性混泥土，后者适用于干硬性混泥土。
我国我国混凝土搅拌设备的生产从20世纪50年代开始。80年代末，我国混凝土搅拌产品开发重点转向商品混凝土成套设备，研制出了10多种混凝土搅拌楼（站)。经过引进吸收、自主开发等几个阶段，到本世纪初，国内混凝土搅拌机技术得到长足发展,在产品规格和生产数量上，都达到了一定规模。2006年，我国生产装机容量O。5～6m3的搅拌站2100多台，已成为混凝土搅拌设备的生产大国。但是相比较欧美一些国家我国的生产水平还是相对落后。
1。3 影响混泥土搅拌质量因素
为了确保混泥土的搅拌质量,要求混合料混合搅拌均匀，搅拌时间短,卸料快,残留少，污染低以及耗能少。影响混泥土搅拌机搅拌质量因素有：搅拌机的加料容量与搅拌筒几何容积的比率，搅拌机的结构形式,混合料的加料过程与加料位置，搅拌速度和叶片磨损情况等等。这些都是目前的主要研究方向。
下图为此次研究示意简图，本设计主要研究传动和卸料系统设计。
图1 搅拌示意简图
Figure 1 stir the schematic diagram
2 传动总体方案的确定
2。1 减速器传动方案的拟定
图2 传动方案一
Figure 2 The first transmission scheme
图3 传动方案二
Figure 3 The second transmission scheme
方案一为圆柱齿轮减速器，方案二为谐波齿轮减速器。方案一结构简单应用广泛，使用寿命较方案二较长。方案二结构复杂，柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差.而谐波齿轮谐波齿轮传动比i2=50～500较大。故而选择方案一,减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
2。2 电动机类型和机构
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构.
2。3 电动机的选择
2。3.1电动机容量
（1)搅拌轴机工作机的输出转矩TW和转速Nw
(1)
式中：Q为混泥土搅拌机理论生产率为120m³／h
V为出料容量
为上料时间取25s
为搅拌时间取72s
为卸料时间取8s
代入式中并单位换算得：V≈970L,即搅拌机的出料容量为970L。根据文献［5]表6进行比较可取
TW=3000N。m
（2）
（3)
（2) 电动机输出功率Pd
（4）
传动装置的总效率η=η1×η23×η32×η4×η5，式中,η1 η2…η5从电动机至搅拌轴之间的各传动机构和轴承的效率。由教材表2-4查得：V带传动η1=0。96；滚动轴承η2=0。99；圆柱齿轮传动η3=0。97;弹性联轴器η4=0。99；搅拌轴滚动轴承η5=0。99，则
η=0.96×0.993×0。972×0。99×0。99=0.83
故
Pd= ==11。35KW
(3）电动机额定功率Ped
由文献[4]表20—1选取电动机额定功率Ped=15KW
2。3。2 电动机的转速
为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围.由文献[4]表2-1查V带传动常用传动比i1=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围i2=3～6，则电动机转速可选范围为
nd=nwi1i2=540～4320r／min
故选用电动机的型号为Y160L-2。P0=15KW，n0=970r/min
2。4 传动装置总传动比和分配各级传动比
（1）传动装置总传动比= = =32.3 （5）
（2)取V带的传动比为3，故齿轮减速器的传动比= =10.8m/s.参考文献[4］式14-2=×，由于减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器，则取=1.2。所以算得高速级=3。6，低速级=3。
4 减速器传动的设计与计算
3。1 轴的设计与计算
（1） 电动机轴的计算
转速：=970
输入功率：P=15KW
输出转矩：T=9.55×=9。55× =147.68N。mm （6)
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（2） Ⅲ轴（低速轴）的计算
转速：n= (12）
输入功率:PP=12.88KW （13）
输入转矩：TN.m （14）
所以各轴运动和动力参数如下
表1 各轴运动和动力参数
Table 1 The axis movement and the dynamic parameters
轴 号
功率（KW）
转矩（N.m）
转速（）
电机轴
15
147.68
970
高速轴
14。4
425.32
323.3
中间轴
13。41
1425。96
89。81
低速轴
12。88
4113。85
29。9
3.2 高速级齿轮的设计与计算
3。2.1 选定齿轮精度等级,材料及模数
(1） 混泥土搅拌机为重型机械,查文献［4]表10—4选择7级精度（GB10095—88）
（2) 材料的选择。由文献［2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢(调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS。
（3) 选小齿轮齿数为Z=25，大齿轮齿数Z可由Z=×得Z=90
3.2。2 按齿面接触疲劳强度设计
根据文献[2］式(10—9a）可得：
（15）
（1) 确定公式中各数值
1）试选=1。3.
2）由文献［2]表10-7选取齿宽系数=1。
3）计算小齿轮传递的转矩,由前面计算可知：
T=N。
4）由文献［2］表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189。8MP
5)由文献［2］图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。
6）由文献[2］图10—19取接触疲劳寿命系数=0.98；=1.03.
7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,有
[］==0.98600=6588MP (16）
[]==1。03550=567MP （17)
（2) 计算与确定小齿轮分度圆直径d，代入 ［]中较小的值
1)计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：
=99。2mm
2）计算圆周速度。
v==1。68m/s (18）
3）计算齿宽b
b==199。2=99。2mm (19)
4）计算模数与齿高
模数 （20）
齿高 （21）
5） 计算齿宽与齿高之比
6）计算载荷系数K。
①根据v=1。68m/s，七级精度，由文献[2]图10-8查得动载系数=1。06
②直齿轮,==1;
③由文献[2］表10—2查得使用系数K=1。50；
④根据v=2。67m/s，7级精度，由文献[2］表10—4使用插值法查得小齿轮相对得支承非对称布置时=1。326;
⑤由=11.11和=1.445查文献［2］图10—13得=1。38，故载荷系数
K= K×××=1。5×1.06×1×1。326=2.108
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献［2]式10—10a得
（22)
8)计算模数
（23）
3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计
按公式：
(1） 确定计算参数
1）计算载荷系数
K==1.50×1.06×1×1。38=2。194
2)查取齿形系数
由文献[2］表10—5查得=2.65,=2。2267
3）查取应力校正系数
由文献[2]表10—5查得=1。59,=1。771
4）由文献[2］图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP
5）由文献[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.88
6)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1。4，则有:
=303.6Mp (24）
=238。9M （25)
7）计算大、小齿轮的 ，并加以比较
=0.01205 (26）
==0。0165 (27)
经比较小齿轮的数值大。
(2)设计计算
m=3。67mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数3.67并就近圆整为标准值m =4mm，已可满足弯曲疲劳强度.于是有：
==29。91 (28）
取Z=30,则Z3。6=108,这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触强度，又满足了齿跟弯曲强度，做到结构紧凑，避免浪费。
3.2。4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
mm （29)
（30）
（2）计算中心距
a=276mm (31)
（3）计算齿轮宽度
b= （32）
B=120mm,B=100mm (33)
以上方式同理可得,另一对齿合齿轮的基本参数：25，=75，m=10, =750， =250，=250，=230
由此列出各齿轮的参数如下:
表2 齿轮参数
Table 2 The gear parameters
名称
符号
小齿轮1
大齿轮1
小齿轮2
大齿轮2
模数
m
4
4
10
10
压力角
α
20o
20o
20o
20o
分度圆直径
d
120
432
250
750
齿顶高
ha
4
4
10
10
齿跟高
hf
6
6
12。5
12。5
齿全高
h
10
10
22。5
22。5
齿顶圆直径
da
128
440
270
770
齿根圆直径
df
110
422
225
725
齿距
p
12。56
12。56
31。4
31.4
标准中心距
a
276
500
3。3轴类零件的设计
3.3.1 输出轴尺寸的设计计算
1.求输出轴的功率、转速和转矩
P3=P2η2η3=12。88KW （34)
　 N3=n2/i23 =29。9r/min （35)
T3=9550P3/n3=4113.85N·m （36）
2。求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=750mm而
Ft=2T3/d2=2×4113.85 /0.75=10970N （37）
Fr=Ft×tanα=3992.75N (38）
Fn= Ft/cosα=11673。94N (39)
3．初步确定轴的直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献[2]表15-3，取A0=112,于是得
dmin=A0×(P3/n3)1/3=84.61mm
输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1—2。为了使所选的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需要同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查文献［2］表14—1，考虑到中等冲击载荷,故取KA=1.5，则
Tca=KAT1=1。5×4113850N。mm=6170775N·mm （40）
图4 输出轴的结构简图
Figure 4 Structure diagram of output shaft
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献［4]表8—7，选用HL7型弹性弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000 N。mm,最大转速为1700r/min，轴径为70—110mm,则半联轴器的孔径d1=45mm,故取d1—2=45mm，半联轴器长度为172mm，半联轴器与轴配合的榖孔长度为132mm。
4.轴的结构设计
（1）装配方案的拟订
轴上从左到右依次装配的零件为联轴器，端盖1,滚动轴承1,齿轮，滚动轴承2,端盖2。如图所示。
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）因为要满足半联轴器的轴向定位要求，轴的1—2段右端要制出一轴肩。所以2—3段的直径取为d2-3=95mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径95mm.半联轴器与轴配合的榖孔长度为172mm.为了保证挡圈只压在半联轴器上，1—2段的长度应有所减小，取L1-2=172mm。
2）初步选择滚动轴承,选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d2-3=95mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、代号为6420,d=100mm，D=150mm,B=24mm,所以d3-4=d7—8=100mm，L3-4=24mm由于右边是轴肩定位，d4-5=110mm，L4—5=150mm，7—8段为轴段，取倒角为C2,所以L7—8=80mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取定位轴肩高度h=8mm，因此取d4—5=156mm.
3)取安装齿轮处的轴段的直径d6-7=108mm,齿轮左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度230mm，为了使套筒面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍微小于轮毂长度，取L6-7=225mm，齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h>0。07d，故取h=10mm,则轴环处的直径d5—6=120mm。轴环宽度b〉1。4h，故取L5-6=16mm。
4）轴承端盖的总宽度设计为50mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面和联轴器的端面的距离30mm。所以轴2—3段的长度为L2—3=80mm。
5)2—3段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d2—3=95mm和方便拆装可取L2—3=95mm。
至此已经确定轴的各段直径和长度，数据列于下表:
表3 输出轴各段的尺寸
Table 3 The size of the output shaft paragraphs
轴段
1—2
2-3
3—4
4-5
5—6
6—7
7-8
直径（mm）
90
95
100
110
120
108
100
长度(mm)
172
110
58
150
16
225
80
安装零件
联轴器
端盖
轴承
-
轴肩
齿轮
轴承
（3)轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器的周向定位都用平键连接。根据齿轮段轴的直径查文献[4］表4-1得齿轮用平键截面b×h=28mm×16mm, 键槽用键槽铣刀加工,长为200mm。同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接，选用平键b×h=25mm×14mm×160mm,联轴器和轴的配合为。轴承和轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选择轴的直径尺寸公差为m6.
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考文献［2]表15-2，轴端倒角为2×45o,轴肩处的圆角半径详情见图。
3.3。2轴上的载荷的计算
（1)受力分析与计算
根据结构图作出轴的受力分析和弯矩、转矩图如图：
图5 轴的受力分析图
Figure 5 Axial force bearing analysis diagram
图6 轴的力矩图
Figure 6 The moment diagram of axial
现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下：
FNH1=7162N，FNH2=3808N ，MH=1。17×106N。mm
FNv1=2606。73N,FNv2=1386.02N,MV=4.26×105N。mm
总弯矩
1。24×106 N.mm （41)
(2）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常我们只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度。
公式为:
(42）
其中，是轴的计算应力。单位MPa
M是轴所受的弯矩，单位
T是轴所受的扭矩,单位
W是轴的抗弯截面系数，近似的看成圆轴,计算公式。
是对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，因为是45钢，调质处取为60MPa.
a取0。6，d取86mm,则
=21.8 MPa =60MPa
故安全.
(3）精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
轴承截面只受弯矩作用，所以轴承截面不需要校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面2、3和4、5的过盈配合引起的应力集中最严重。从受载的情况来看，截面C1上的应力最大。截面2、3和4、5的应力集中的影响相近,但截面2、5不受扭矩作用，同时轴径也较大，所以不用做强度校核.截面6和7更不用校核了。截面C虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴的直径也大，所以截面C也不用校核。所以轴只需校核截面3、4左右两侧就可以了，截面3的弯矩更大,故校核截面3。
2）截面3的右侧
抗弯截面系数 （43）
抗扭截面系数 （44）
截面3左侧的弯矩M为
N。mm （45)
截面3上的扭矩为
T3=9550P3/n3=4113850N。mm （46）
截面上的弯曲应力为
（47）
截面上的扭转切应力为
（48）
轴的材料为45钢,调质处理。 由文献［2］表15-1查得，,。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3—2查得。
因为，，所以 =2.0,=1。486
又由文献[2］附图3-1得轴的材料的敏性系数为 ， 。所以有效应力集中系数计算为
(49)
（50）
由文献[2］附图3—2得尺寸系数
由文献[2］附图3—3得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工,由文献[2］附图3-4得表面质量系数为。
轴未经表面强化处理，。所以按公式得
（51)
(52）
因为碳钢的特性系数为取
取 (53）
于是,根据文献[2]式15-6至15—8几个公式
（54）
(由轴向力引起的压缩力在此处作为计入，但因其太小，故忽略不计,下同）
（55）
=10.08 （56）
当S取1.5时，,所以说是安全的。
故该轴在此套筒轴肩左侧的强度也是足够的。由于此模型无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故不进行静强度校核.
3.3.3键的选择及校核
键材料选择选择常用的45钢。轴槽及轮轴线的对称度公差选8级。由于高速轴是齿轮轴,故其上无需用键。对于低速轴则有：
（1） 联轴器处
选A型普通平键b×h×L＝25mm×14mm×200mm,许用挤压力=110MP。
强度校核：MP=90MP＜=110MP，故满足强度要求，安全。
（2） 低速齿轮处
选A型普通平键b×h×L＝28mm×16mm×200mm
强度校核=58。62MP＜=110MP，故满足强度要求，安全.
（3） 中速齿轮处
选A型普通平键b×h×L＝20mm×12mm×90mm
强度校核：=108MP＜=110MP,故满足强度要求，安全。
3.4 润滑与密封
（1）润滑
齿轮采用侵油润滑。参考文献［4]。当齿轮圆周速度v≤12m/s时，圆柱齿轮侵入油的深度约为一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离h≥30—60mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的1/3～2/3，采用稠度较小的润滑油。
(2）轴承的密封
轴承的密封装置时为了阻止灰尘﹑水﹑酸气和其他杂物进入轴承,并且阻止润滑剂的流失。在次选用接触式密封。因为各轴承采用的是飞溅的润滑油润滑，所以选用毡圈油密封较好，它结构简单，但摩擦较大。
4 V带的设计与计算
4。1 确定计算功率
由参考文献[2]表8—7查得工作情况系数=1。2，则：
1.2×15=18kw （57）
4。2 选择V带的带型
根据,由参考文献[2]图8—11选用B型
4。3确定带轮的基准直径并验算带速v
(1）初选小带轮的基准直径
根据V带的类型为C型，参考文献[2]表8-6和8—2取小带轮的基准直径=200mm
（2）验算带速V
参考文献［2］式8-13验算带的速度
=×200=10。15m/s （58)
所以5m/s＜V＜30m/s,故带速合适
4.4计算大轮的基准直径
V带的传动比为2 ～5，所以本设计取=3。根据参考文献［4］式(8-15)，计算大带轮的基准直径
=×=3×200=600mm （59）
再根据文献[2]表8—8进行调整取=600mm
4。5确定V带的中心距a和基准长度
（1）根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合文献［2］8-20，初定中心距=800mm
（2)计算相应的带长度
≈2906mm (60）
由参考文献[2]表8—2选带的基准长度=2800
由参考文献[2]式8—23计算中心距a
=800+（2800-2906)/2=747mm （61）
确定中心距变化范围
=a-0。015×=747-0.015×2800=705mm (62）
=a+0。03×=747+0.03×2800=831mm (63）
则得中心距变化范围为705~831mm
4。6验算小带轮上的包角α
由文献［2］式(8-7）和(8-6）可知，打滑只可能在小带轮上发生，为了提高传动的工作能力,应使
α≈180°-(—）×（57.3°/a)≈149.7°≧90° (64)
4.7计算带的根数Z
（1）计算单根V带的额定功率
由=200mm =970r/min，由文献［2］表8-4b得：
=3。81KW
根据=970r/min,=3和B型带,参考文献[2]表8-4b得：
Δ=0.32kw
查参考文献［2]表8—5和表8—2分别可得:
=0.92 =1。05
所以：
=(+Δ）××=3.99kw （65）
（2）计算V带的根数Z
Z==≈4.51 （66）
所以带的根数为5。
4.8带轮的结构设计
（1)带轮的材料选择
选择原则： 常用的带轮材料为铸铁，牌号为HT150或HT200。转速较高时采用铸钢或者钢板冲压后焊接而成，小功率时可以采用铸铝或是塑料。
根据n0=970r/min，故选择带轮材料为铸钢
(2）带轮的结构形式
V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。其形式与基准直径有关:
①当带轮基准直径为dd22.5d 采用实心式.(其中d为安装带轮的轴的直径，mm）
②当带轮基准直径为dd2300mm时采用腹板式;
③当带轮的直径为dd2300mm 且D1 – d1100mm 时,采用孔板式（其中D1为轮辐直径，d1为轮毂直径）：
④当带轮基准直径为dd2300mm ,故选用轮辐式结构。
5._x0001_ V带传动的张紧
根据实际要求，本设计采用定期张紧装置。即定期改变中心距的方法来调节带的初拉力使带重新张紧。
5卸料系统的设计
5。1对卸料系统的要求
当混凝土搅拌完毕时,需要将卸料门慢慢打开将混凝土完全卸出，减小混凝土对卸料系统的冲击；混凝土卸料完毕时，需要将卸料门迅速关闭，提高生产效率，并且当搅拌主机在搅拌混凝土时需要卸料门关好，并且有一定的密封性能。
5.2确定卸料系统的控制方式
根据搅拌系统卸料要求，混凝土搅拌完毕,将卸料板慢慢的打开进行卸料，减小混凝土对卸料系统的冲击；混凝土卸料完毕时，需要将卸料门迅速关闭，提高生产效率，因此整个系统的运行就是一个慢进—快退的工作循环，本设计采用液压传动方式，选用液压缸做执行机构。
卸料门的开闭式卸料门的圆周运动,卸料时卸料门所受压力角大,因此采用定量齿轮泵;由于搅拌和卸料是两个完全的过程，在搅拌时卸料门是关闭的，当混凝土搅拌完毕时将卸料门打开完成卸料，因此采用手动控制的方式。
控制元件是一个三位四通具有M型机能的换向阀，而当混凝土在搅拌时需要将卸料门关闭，并且要保证有一定的压力保证它的密封性能,因此液压泵在工作时对系统部产生任何压力作用，采用两个液压控制单向阀分别控制液压缸的两个进油（出油）管来完成系统的这一要求。
5.3 拟定液压系统原理图
系统控制的是卸料门开与闭，而且两动作的速度不相同，因此在卸料门打开时在液压系统流量一定的情况下从液压缸的无杆腔进油，它的工作原理是高压慢进，不但可以克服混凝土对卸料板的摩擦，而且还可以将卸料门慢慢的打开；卸料门需要关闭时基本上是在无摩擦的情况下运行的,因此从液压缸的有杆腔进油，它的工作原理是低压快退,完全符合卸料系统的要求。
图6 液压原理图
figure 6 The diagram of Hydraulic principle diagram
5。4 计算和选择液压元件
5.4。1计算液压缸的总机械载荷F
根据机构的工作情况，液压缸所受的总机械载荷为：
（67）
--卸料板的磨擦力
—-回油背压形成的阻力
--密封阻力
图7 卸料板受力图
Fig7 The Priciple of Hydraulic
的计算
根据搅拌机的出料容量取卸料口的面积s=0。25m²,搅拌机满载时的高度h=1.5m.则混泥土体积V=0。375,查表所得混泥土的密度为ρ=2.5×10³kg/m³,摩擦系数μ=0.2。 =ρVgμ=1875N （68)
最大值为1875N
5.4.2 的计算
因为活塞杆的行程是L=283mm，所以当液压缸启动时
———克服液压缸密封件的摩擦阻力所需要控制压力，查表＜0.3MPa，取=0.1MPa
—-—进油工作腔有效面积,此值属于未定值，初估计为80cm²
=0.1×× (69)
5.4.3 的计算
= （70）
--—回油背压，一般取=0。3M