中心传动刮泥机设计Word下载.docx
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绪论
1.1刮泥机简介在世界环境污染曰趋严重的今天，环境保护己成为当务之急。
对污水进行有效处理显得愈发重要，而如何选择污水处理设备成为污水处理厂建设中的关键之一。
刮泥机是污水处理的关键设备之一，十几年前随着污水处理厂整套设备的引进而进入我国。
刮泥机主要应用于城市生活污水处理厂、工业废水处理站、自来水厂的初沉池和二沉池，各种处理工艺的污水厂，如常规活性污泥法、A／0工艺、氧化沟工艺都离不开刮泥机，因此刮泥机是一种用途比较广泛的污水处理设备。
我们在许多污水处理厂中见到过不少形态各异的刮泥机，但不管它们的外形有多大的差异，都归为两大类型，即中心传动刮泥机和周边传动刮泥机。
周边传动刮泥机是把传动装置布置在沉淀池的边缘上，一般采用对称布置。
所以，需要在池子的两边各设置一套传动装置，两套机构同时绕池转动。
另外周边传动刮泥机在中心支墩上必须设置一个中心支座，其内部不仅需要有完成机械支持的机件，还必须要有一个电刷完成交流电的传导之用。
再有，周边传动刮泥机的两组轮子一般采用橡胶轮或采用轨道式钢轮，由于较大直径的回转运动，橡胶轮应设计有一符合回转运动要求的倾角，目前国内所产的橡胶轮的强度与寿命较差，需要经常更换；
轨道式钢轮要求在池边铺设钢轨，由于运动速度很快，而且刮泥负荷较大的原因，轮子打滑成为一大难题。
中心传动刮泥机是把所有的传动机构皆设置于池心支墩上，即电机、减速机及所有传动部件都作用于中心支墩上，只需一套传动机构即可完成完整的传动动作。
中心传动刮泥机对电机没有同步的要求，也无需设置电刷。
因为没有轮子，所以，也没有轮子打滑的问题存在；
不设轨道，所以对池边的十建施工的精度要求也不严格。
周边传动刮泥机通常都是把主梁放置在中心支座与池边轮子之间，位于水面以上，主梁上可走人。
桁架是从主梁下部伸向池底，其下部安装刮泥板，随着整机的旋转运动完成刮泥和集泥工作。
周边传动刮泥机由于主梁在水面以上，迎风面积较大，所以，设计中必须考虑风载对整机工作的影响。
中心传动刮泥机在池边与中心支墩之间架设置一个固定不动的工作桥，既为检修之用，又为电机、减速机等的支座固定之用。
大齿圈固定在中心支墩上，其上联接主架，随之转动，并带动了其下部所联的刮臂，从而使安装在刮臂下端的刮泥板完成刮泥和集泥的工作。
中心传动刮泥机的主架与刮臂皆采用桁架形式，用料较省。
桁架部分几乎全部在水中，水面以上没有较大的迎风面，因而风载的作用很小，在设计中可以不考虑，但是其要求桁架对称性和平衡性很强，一般用于直径不大于60m的沉淀池上，大于60m时应考虑容易加工的周边传动刮泥机。
采用周边传动刮泥机时稳流筒都是固定在中心支墩上。
而在中心传动刮泥机的设计中，因为桁架结构的要求，稳流筒必须固定在桁架上，并随桁架的转动而转动。
与周边传动刮泥机相比，它给整机增加了一定的负荷。
但我们可以通过选择轻型材料，减小重量，从而降低影响。
下图为中心传动刮泥机和周边传动刮泥机的结构简图
图1.1中心传动刮泥机结构简图
图1.2全跨式周边传动刮泥机总体结构
1-刮板;
2-可动臂；
3-桥架；
4-旋转支承5-撇渣装置
中心传动刮泥机刮泥机又可分为垂架式中心传动刮泥机和悬挂式中心传动刮泥机。
垂架式中心传动刮泥机主要由驱动装置、中心支座、中心竖架、工作桥、刮臂桁架、刮泥板及撇渣机构等部件组成。
在沉淀池的中心位置设有兼有进水管道的立柱，柱管的下口与池的进水管衔接，上口封闭作为中心支座的平台，管壁四周开孔出水，柱管大多为钢筋混凝土结构，也有采用钢管制成。
由于刮泥机的重量和旋转扭矩均有中心柱管承受，也叫支柱式中心传动刮泥机。
垂架式中心传动刮泥机的安装池径一般为14——60米
悬挂式中心传动刮泥机的结构形式比较简单，主要由户外式电动机，摆线针轮减速机，链传动，涡轮减速器，传动立柱，水下轴承，刮臂及刮板等部件组成。
整台刮泥机的载荷都作用在工作桥的中心，悬挂式由此得名。
该机一般用于池径小于12米的圆形沉淀池。
如图所示，污水经中心配水筒布水后流向周边溢水槽，随着流速的降低，污水中的悬浮物被分离而沉淀于池底，有刮板将沉淀的污泥刮集到中心集泥槽后，靠静水压力将其从污泥管中排出。
图1.3垂架式中心传动刮泥机
1-工作桥；
2-刮臂；
3-刮板；
5-刮板；
6-中心进水管；
7-摆线针轮减速机；
8-涡轮蜗杆减速器；
9-滚动轴承式
图1.4悬挂式中心传动刮泥机总体结构
二、设计及计算过程
本次设计题目为60米中心传动刮泥机设计。
主要技术参数、指标：
池径60米、池深4——6米、刮泥板外端线速度3——5m／min、池底坡度1：
10、刮泥功率约4KW。
根据上述设计要求，本次设计决定采用垂架式中心传动刮泥机。
池径60米、
池深4—6米、刮泥板外端线速度3—5m／min、池底坡度1：
2.1、确定电动机型号及减速装置
1、首先确定刮泥机刮臂线速度为4m/s，查表7-29【1】知刮臂驱动转矩为3912000NM（刮臂线速度为3.05—4.6m/min，载荷系数为K=447NM,适用于初沉池固体沉降）
41
刮泥功率P=Mn=3912003060=869.33w
v4
刮臂转速为：
V=r=r2nn=2r=23.1430=0.0212r/min
1430
设电动机满载转速为1430r/min,则总传动比为i=0.0212=67453由于该减速比较大故决定选用大减速比减速装置，如摆线针轮减速机和涡轮蜗杆减速机等。
结合本例暂定减速装置有摆线针轮减速机和蜗杆减速器构成。
查表【2】知单机摆线针轮减速机的效率为90%——95%暂定效率490%，蜗杆减速器传动比为560%，联轴器、安全离合器效率为199%，轴承传动比为298%，齿轮传动效率为660%，水下滑动轴承效率为397%，由于单机摆线针轮减速机的减速比最大为1：
87，而二级摆线针轮减速机的最大减速比为1:
5133,蜗杆减速器传动比为1:
10～80,故决定采用二级摆线针轮减速机。
总效率=2243242560.9920.9840.9720.920.60.40.3886
P总=p869.332.24kw。
故查表【2】知电动机选用Y100L2-4.额定功率为
总0.38861000
3KW，同步转速为1500r/min,满载转速为1430r/min.经查资料知一级摆线针轮减速机的传动比为9、11、17、21、23、25、29、35、43、47、59、71、87，二级摆线针轮减速机的传动比为99、121、187、289、319、385、473、493、595、649、731、841、1003、1225、1505、1849、2065、2537、3045、3481、5133
暂选二级摆线针轮减速机的传动比为1849，则蜗杆减速器传动比为67453
i蜗36.481
蜗1849查机械设计手册（电子版）选用摆线针轮减速机型号为ZWD-A-8,蜗杆减速器型号为CWS-500.
2.2、功率、转速及转矩计算：
1、各轴转速计算：
各轴输入功率计算：
pd2.24kw
p12.2412.240.992.218kwp2p1242.2180.980.901.956
p3p22141.9560.980.990.901.708kw
p4p321.7080.981.674
p5p4251.6740.980.600.984kw
p竖架p53260.9840.9720.940.870kw
各轴输入转矩计算：
nm
Td95n50mpd955104302.2414.959Nm
9550p295501.95624156.330Nm
n2
0.773
2.3、轴承型号初定：
根据轴径及输入转矩信息，查机械设计手册（电子版）初定电动机与摆线针轮减速机之间的轴承选用钢珠式安全离合器,摆线针轮减速机与蜗杆减速器之间用钟鼓齿形联轴器GICL10。
2.4、导流筒：
为了避免中心配水时的径向流速过高造成短路而影响沉淀的效果，一般在中心进水配水管外设置导流筒改变出水流向，导流筒的水平截面积为水池横截面的3%。
本设计中还在中心进水柱管的出水口外周加置扩散筒，使出水在导流筒内先形成水平切向流，然后再变成缓慢下降的旋流。
下图为扩散筒的结构。
如图所示，扩散筒为中心柱管的同心套筒，扩散筒的环面积略大于中心柱管的断面积，筒体高度比中心柱管的矩形出水口长度长出100mm左右，筒体下端为封板，封板的位置略低于中心柱管的出水口，然后在扩
散筒体上相应开设8个纵向长槽口，沿槽口设置导流板，使原水（污水）从扩散筒流出后，沿切线方向旋转，以此改善沉淀效果。
图2.1扩散筒
1-扩散筒；
2-支撑；
3-封板；
4-进水柱管
2.5、内啮合式滚动轴承传动机构及齿轮设计本次设计的传动机构有户外式电动机直联的卧式二级摆线针轮减速机、蜗杆减速器、带内齿圈的滚动轴承式旋转支承依次传动扭矩，使悬挂在内齿圈上的中心竖架相应旋转。
下图为内啮合式滚动轴承传动机构
图2.2内啮合式滚动轴承传动机构
为防止扭矩过载，在蜗杆减速器的蜗杆端部设置压簧式过力矩保护装置如图所
示：
图2.3压簧式过力矩保护装置
1-行程开关；
2-压簧张力指示针；
3-顶针；
4-压簧座；
5-调整螺杆；
6-锁紧螺母；
7-压簧座；
8-压簧
、涡轮伸出轴主动齿轮设计：
已知该轴输入功率P0.984kw，输入转矩T=754090Nm，齿轮转速为n=0.0212r/min,齿数比为1.1.工作有振动，转向不变。
1）选用直齿圆柱齿轮传动（内啮合）
2）由于刮泥机转速极低且为开式传动，故决定选用7级精度（GB10095——88）
3）材料选择。
由表10-1选择主动齿轮为ZG340-640,硬度为229HBS,从动齿轮材料为ZG310-570,硬度为200HBS，二者材料硬度差为29HBS.
4）初选主动齿轮齿数为Z119,从动齿轮齿数为Z221
2、按齿面接触强度计算
由设计计算公式（10-9a）进行计算，即d1t2.323KT1
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数为Kt1.3
2）由表10-7选取齿宽系数d0.5
1
3）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZEMpa2
4）由图10-21d按齿面硬度查得主动齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1490Mpa，从
动齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2470Mpa
5）由式10-13计算应力循环次数
N160jnlh6010.0212（2430010）91548
6）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN11.61、NHN21.59
[H]1KHN1lim11.61490789Mpa
7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数为S=1.由式10-12得：
[H]2
KHN2lim21.59470747mPa
（2）计算
1）试算主动齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值
取d1t855mm
2）计算圆周速度
d1tn3.148550.02125
V1t9.486105m/s601000601000
3）计算齿宽
bdd1t0.5855427.5mm
4）计算齿宽与齿高之比
齿高h2.25mt2.2545101.25mm
bh427.54.22
h101.25
5）计算载荷系数
根据V9.486105m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv9.486105
直齿轮KHKF1
由表10-2差得使用系数KA1.50由表10-4用插值法查得7级精度、主动齿轮悬臂布置时KH1.320,由b4.22，
KH1.320,查图10-13得KF1.23.故载荷系数
KKAKVKHKH1.509.48610511.321.88104
6）按实际的载荷系数核正所得的分度圆半径，由式10-10a得
k1.88104
d1d1t38553855mm故d1仍可取855mm
11tkt1.3
d1
m145mm
z1
Ш、按齿根弯曲强度计算齿根弯曲疲劳强度的计算公式为m32kT12（YFSF）
3dZ12[F]1、确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查得主动齿轮的弯曲疲劳强度极限为FE1340Mpa，从动齿轮的弯
曲疲劳强度极限为FE2325Mpa
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数为KFN11.15,KFN21.13
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.5,由式10-12得
[]KFN1FE11.15340260.67Mp
[F1]260.67Mpa
S1.5
KFN2FE21.13325
[F2]FN2FE2244.83MpaS1.5
4）计算载荷系数
KKAKVKFKF1.509.48610511.231.75104
5）查取齿形系数
由表10-5查得YF12.85YF22.76
6）查取应力校正系数
由表10-5查得YS11.54YS21.56
7）计算主从齿轮的YFYS应加以比较
[F]
YF1YS12.851.540.017YF2YS22.761.560.018从动齿轮的数值
[F]1260.67[F]2244.83
较大。
2、设计计算
m32KT12（YF2YS2）321.7510427540900.0180.3
dZ12[F]0.5192
故m取45也可以满足设计要求
对比计算结果，无论从满足齿面接触疲劳强度还是齿根弯曲疲劳强度的角度考虑
模数m取45都满足设计要求。
故Z121Z221m=45
Ⅳ、齿轮几何尺寸计算
1）计算分度圆直径
d1mz14519855mmd2mz24521945mm
2）计算中心距
3）计算齿轮宽度
4）计算齿顶圆直径
da1d12ha*m8552145945mm
da2d22ha*m9452145855mm
5）计算齿根圆直径
df1d12（ha*c*）m85521.2545742.5mmdf2d22（ha*c*）m94521.25451057.5mm因为da19451000
B1433450故将主动齿轮做成铸造齿轮。
2.545112.5mm
以下为主动齿轮结构参数：
B=433mmdh190mmD11.6190304mm
n0.5mn0.54522.5mm
H152
H10.8H0.8152121.6mmc30.4mm
155H152
S25.3mmt0.8e0.89072mm66
r0.5c0.530.415.2mm
2.6、工作桥
池上须设工作桥，工作桥的一端固定在中心驱动机构的基座上另一端架设在沉淀池
的池壁顶上。
工工作桥作为检修管理的通道。
下图为工作桥结构：
图2.4工作桥结构
2.7、中心传动竖架
（1）中心传动竖架：
是垂架式中心传动刮泥机传动扭矩的主要部件之一。
竖架的上端连接在旋转支承的齿圈上，竖架的下端二侧装有对称的刮臂，并设有滑动轴承作径向支承，刮板固定在挂泥架底弦。
下图为竖架与内齿圈连接的结构：
图2.5中心竖架与内齿圈连接的结构
1-内齿圈；
2-连接螺栓；
3-中心竖架
2.8、中心竖架设计及校核由于刮泥机的转速非常缓慢，中心竖架传递的扭矩较大。
考虑到安装上的方便，中心竖架一般都设计为横截面为正方形的框架结构
竖架内力计算：
根据经验公式知刮板与刮臂总重为70000N，竖架承受总扭矩为Mn391200Nm已知两个刮板与刮臂的总重力为W70000N,则每根竖架承受的载荷为
W70000
W112500N
144
M391200
由刮臂扭矩转化到竖架上端的水平推力为2P1,则P1Mn39120032600N.故
114a43
2P123260065200N.将竖架简化为平面桁架。
求支座A、B、H的反力为：
Mh0RAa2p1lW1l0
X0RH2P10RH2P165200N（压力）
Y0RARB2W10RB2W1RA212500（274650）299650N
按A、B、C、D、E、F、G、H各节点逐段计算各杆件的内力，并将计算的结果直接标注在简图上。
节点A:
NAB32600NNAC274650N
节点B:
XBC32600N
l2.5
YBC1XBC3260027167N
a3
NBCXBC2YBC232600227167242436N
NBDRBYBC29965027167272483N
节点C:
NCD32600N
NCE27465027167247483N
节点D:
XDE32600N
l3
YDE2XDE3260032600N
NDEXDE2YDE2326002246096N
NDFNBDYDE27248332600239883N
节点E:
NEF32600N
NEGNCEYDE24748332600214883N
节点F:
XFG32600N
l33.5
YFG3XFG3260038033N
NFGXFG2YFG232600238033250093N
NFHNDFYFG23988338033201850N节点H:
NGH32600N
图2.6中心竖架受力分析与计算简图
a）竖架受力分析（b）竖架受力计算简图
2.9、水下轴承设计
水下轴承支承：
中心竖架为一垂架式桁架，为保持旋转时的平稳，在竖架的下端安装
4个轴瓦式滑动轴承，沿中心进水柱管外圆的环圈上滑动，以保证中心竖架的传动精度下图为水下轴瓦的结构：
图2.7水下滑动轴承
2.10、刮臂设计
（1）垂架式中心传动刮泥机刮臂的形式有悬臂三棱柱桁架结构和悬臂变截面矩形
桁架等。
图1为三角形截面的桁架结构，用于小直径的垂架式中心传动刮泥机。
图2为变
截面矩形结构，用于大直径垂架式中心传动刮泥机。
为了便于刮板的排列、安装和受力平衡，通常多以对称形式布置两个刮臂，同时，刮臂的底弦应与池底坡面平行。
刮臂承受刮泥阻力和刮臂、刮板等自重的作用。
对悬臂式的刮臂桁架来说，既承
受水平方向由刮泥阻力所产生的力矩，有承受竖直方向由刮臂自重所引起的弯矩。
图2.8三角形桁架刮臂
图2.9矩形桁架刮臂
2.11、刮板设计
沉淀池的集泥槽位于水池中心，当刮板旋转时刮板各点触及沉淀污泥后，使污泥受
到刮板法向的推力和沿刮板的摩擦力的作用向水池中心移动。
对于中心进水的沉淀池来
说，集泥大多集中在靠近中心导流筒的池底上，为提高刮泥的效率，最好是将刮板的形状设计成对数螺旋线。
直径小的刮泥机可以设计成两条对称排列的整体对数螺旋形刮板。
大直径的
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