毕业设计（论文）-塑料混合搅拌机.doc

毕业设计说明书目 录毕业设计（论文）任务书(2)摘要和关键(4)1搅拌机构设计(5)2选择电动机(10)3传动比分配(11)4减速器设计(12)5蜗杆设计及校核(15)6蜗轮轴的设计及校核(19)7链传动设计(22)8执行机构主轴的设计及校核(26)9主机机架设计(30) 参考文献(31)致 谢(32)江苏工业学院毕业设计（论文）任务书（机械、能源类） 机械工程 系 机械设计制造及自动化 专业 机制004 班 谷志运 同学：一、设计（论文）题目塑料混合搅拌机二、设计（论文）参数及依据根据常州市恒力机械有限公司的实际需要，要求设计参数为：1.每次混合搅拌量小于等于200kg；2.搅拌轴转速为22rpm。三、设计（论文）内容及目标设计内容：塑料搅拌混合机包括减速装置、传动装置、执行装置及控制单元。设计目标：1.塑料搅拌混合机能将塑料粒子及色母料进行有效均匀地混合搅拌；2.塑料搅拌混合机造型美观、工作安全可靠、价格低廉。四、进度安排周次工作内容预定目标及检查方式14查阅、文献、翻译外文资料外文字符不少于2.5万，完成文献综述报告（还校）56工厂实习调研、收集资料完成实习报告（返校）7拟订方案、进行方案比较确定最佳方案（返校）810设计计算确定基本参数和结构参数（返校）1114绘制图纸cad绘制装配图、手工绘制搅拌轴部件、完成相关零件图（还校）1516撰写设计计算说明书打印出设计计算说明书（返校）17撰写小论文、答辩准备打印出小论文一篇（还校）五、毕业设计时间： 2004 年 2 月 16 日到 2004 年 6 月 11日六、本设计必须完成的内容1. 调查研究、查阅文献和搜集资料；2. 阅读和翻译与研究内容有关的外文资料（外文翻译不能少于2.5万字）；3. 撰写文献综述，确定设计方案；4. 工艺计算；结构和强度设计计算；材料的选择；自控部分计算机程序软件等；5. 撰写毕业设计说明书（含中英文摘要）。6. 绘制图纸(总装配图、部件图、零件图)。说明：以设计为主的学生应独立完成2000字以内的小论文一篇；以论文为主的学生应独立完成一份小设计。七、备注1. 本任务书一式四份，系、指导教师（校内、校外）、学生各执一份；2. 学生须将此任务书作为毕业设计说明书的附件，装订在说明书中。 教研室 指导教师： 教研室主任： 系主任： 摘要和关键词摘 要：塑料是以树脂为基本成分组成的具有可塑化成型、且在成型后可保持最终形状不变的一类材料。而仅仅由树脂单一成分组成的塑料是很少的，在塑料中加入各种添加剂组成多成分的塑料则是普遍的，既然塑料大多数由多种成分组成，因而其配制（混合）过程就成为必不可缺的了完成塑料配制的方法大都靠混合以使其形成一种均匀的复合物。本设计的任务是为满足常州市恒力机械有限公司客户的要求。该机器主要实现将塑料粒子及色母料有效均匀混合。由减速装置、传动装置和执行机构组成。其结构简单、造型美观、工作安全可靠、价格低廉。关键词： 塑料 配制 混合 abstract & key wordsabstract: plastics is a petrochemistry material that is composed of resin,and can keep final form.but it is exceptional that only is joined in the plastics by a single element.and it is widespread that many component are joined in the plastions,the mixed process becomes necessarily ,the method of completing the plastics mix mostly depend on mix tomake it compound.the mission of this design is satisly regnest of chang zhou hengli machine co.,ltdcustomers, the machine primarily realizeses valid admixture of plastics and colorific object.it is composed of brake ,spread and working equip.its construction is simple,the shape is beautiful ,work safety dependable, the price is cheap.key words: plastics prepares admixture1搅拌机构设计11 料仓设计在前面的开题报告中已论证了螺带式执行机构的可行性，料仓的端面形状为“u”形。根据客户要求，塑料混合搅拌机一次搅拌量不小于m=200kg，塑料粒子的密度为=910kg/m3，体积v=m/=0.21978m3=219780mm3，现考虑到塑料粒子为圆柱状，颗粒间有间隙，设计料仓的尺寸如图1图1考虑到折弯机的折弯能力，选用料仓材料为q235a，板厚为6mm。12 搅拌机构设计执行机构的尺寸应根据料仓的尺寸而定，考虑到主轴的一端要伸出套上从动链论，因此，主轴长度定为：1495mm。料仓的下面部分是半径为r=375mm的圆，焊接好的叶片和料仓之间的间隙为5mm，支撑杆的长度定位310mm，直径为27mm，数量为8根。支撑杆和主轴之间的联结采用固定套，固定套上开有28mm的和两个对称的m8螺孔。28mm孔用于焊接支撑杆，m8螺孔内旋合螺钉，用于固定套的轴向固定，防止固定套轴向窜动。执行机构如图2，固定套如图3 图2 图313 搅拌叶片设计搅拌叶片是绕主轴旋绕的，其叶片展开尺寸如图所示，两叶片之间的距离（四分之一螺距）为l=310mm，厚度为8mm，叶片宽度为100mm，叶片数目为四片，大径和小径分别为r1=364mm和r2=264mm。搅拌叶片如图4图414执行机构受力分析 在确定电机功率之前，首先分析旋转叶片的受力情况，叶片的受力分析较为复杂，现在研究单个螺旋叶片的阻力矩，如图5所示，该主轴被单个螺旋叶片环绕的轴向长度为l，叶片最宽端面（垂直于主轴的截面）的宽度为h，离主轴轴线的距离为r，叶片的螺旋角为a,由于叶片犹如绕在圆锥上，所以叶片的任一端面离主轴轴线的距离为r1， 与r之间符合如下关系：图5 叶片运动尺寸及几何参数图6 微元体l叶片轴向长度dr径向宽度h叶片宽度db主轴轴向长度a叶片螺旋角dp法向力b叶片任一端面的轴向坐标h叶片任一端面的径向坐标r、r1、r2叶片任一端面离主轴轴线的距离r叶片半径 （1）假设叶片各端面的宽度h随该端面离开主轴轴线距离的缩小而同比缩小，则有如下关系： (2)在叶片上取一微元体，如图6所示，它沿主轴轴向的长度为db,沿径向的宽度为dr, 物料作用在微元体面积上的力的情况比较复杂，但主要有沿螺旋面法向的工作压力，为简化公式，采用一般的经验做法，将其它的力忽略不计，只考虑法向力，设微元体上该法向力为dp,则微元体上阻力的大小为：k为单位面积上的运动阻力，根据文献（8）可取k=7kgcm2，dp沿主轴径向的分力为：径向分力对轴线取矩：r为微元体的回转半径，对该点进行双重积分，即得单个叶片受到的总阻力矩： (3)式（3）中 则有：将式（1）（2）代人又得：再将该式代人（3）即得：（kgcm） (nmm) (4)式中h, r, l均以mm 为单位。将四个搅拌叶片的阻力矩总合起来，则可求得使叶片旋转所需功率： (kw) (5)式中n为执行机构的旋转转速，n=22r/min.将叶片设计的参数h=100mm r=264mm l=310mm a=7.70代人（4）（5）得： t = 314500 nmm p = 2.84 kw2选择电动机21 电机型号本减速器在常温下不连续工作，载荷平稳对起动无特殊要求，采用异步电动机，封闭式结构，电压为380v。22确定电动机的额定功率221 确定工作电机所需功率pw：在1.1中已求得工作机所需功率为pw =2.84kw222 计算电动机的工作功率po： 由表16-2查取：1( (弹性联轴器)2(滚动轴承)：3(一级普通圆柱蜗轮蜗杆)；4（链传动），代入得：=0.995x0.993 x0.75x0.97 =0.702po = kw查机械手册表23-1-23，选用y系列三相异步电动机，性能参数如下表：表 1电机参数电机型号额定功率同步转速满载转速y112m-44kw1500r/min1440r/min 3传动比分配31总传动比的计算执行行机构转速为n=22r/min,总传动比分配应为：i = 32传动比分配正如前面总体方案中所讨论的，将主要的减速任务分配给涡轮涡杆减速器，以充分发挥链传动的优点，初步确定涡轮涡杆减速器传动比为i=1:60,则链传动分配传动比i = 4减速器设计41选择蜗杆传动类型根据gb/t10085-1988的推荐，采用剪开线蜗杆（zi）42选择材料根据库材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555hrc。蜗轮齿圈才用离心浇注铸锡磷青铜zcusn10p1，其它部分采用灰铸铁ht100。43按齿面接触疲劳强度进行设计431 确定作用在蜗轮上的转距t2按z1 = 1，效率 = 0.995x0.99x0.75=0.739，则432 确定载荷系数k因工作载荷稳定，故取载荷分布不均匀系数k = 1；由表11-5选取使用系数ka = 1；由转速不高，冲击不大，可取动载系数kv = 1.1；则433 确定弹性影响系数ze因选用的是铸锡磷青铜蜗论和钢蜗杆相配，故ze = 160mpa1/2。 434 确定接触系数zp先假使蜗杆分度圆直径d1传动中心距a的比值d1/a = 0.4，从图11-18中可查得zp = 2.75。435 确定许用接触应力h根据蜗轮材料铸青铜zcusn10p1，离心浇注，蜗杆螺旋齿面硬度45hrc，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力h=268mpa。应力循环次数n=60jn2lh=寿命系数 则 h=436 计算中心距取中心距a = 200mm，因i = 60 ,故从表中取模数m= 5mmm，蜗杆分度圆直径d1=90mm，这时d1/a = 90/200 = 0.45，从图11-18中可查得接触系数zp = 2.7，因为zpzp，因此以上计算结果可用。44蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸441 蜗杆轴向齿距pa = = 15.708mm；直径系数q = 18齿顶圆直径da1 = d1 + 2ha1 = 100mm齿根圆直径df1 = d1 2hf1 = 78mm分度圆导程角 = 31047”蜗杆轴向齿厚sa = 442 蜗轮蜗轮齿数z2 = 62；变位系数x2 = 0验算传动比，这时传动比误差为，是允许的。蜗轮分度圆直径d2 = mz2 = 5x62 = 310mm蜗轮吼圆直径 da2 = d2 + 2ha2 = 320mm蜗轮齿根圆直径df2 = d2 hf2 = 298mm蜗轮咽喉母圆半径ra2 = 45校核齿根弯曲疲劳强度2 当量齿数 根据，从图11-19中可查得齿形系数。 螺旋角系数 许用弯曲应力 从表11-8中查得由zcusn10p1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 寿命系数 弯曲强度是满足的。5 蜗杆设计及校核51蜗杆受力分析1图 7蜗杆轴扭距圆周力：轴向力：52初步确定轴的最小直径3先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取ao=110于是得 输出轴的最小直径显然是联结电机的联轴器处，见下图最右端，为了使所选用的轴直径与联轴器的孔径及所选用的电机伸出轴相适应，故需同时选取联轴器型号。图 8联轴器的计算转距 ，查表14-1，考虑到转距变化不大，故取，则：按照计算转距tca应小于联轴器公称转距的条件，查标准gb5843-86或手册，选用yl3联轴器j1b28x44钢性联轴器，其公称转距为160000n.mm，半联轴器的孔径d1=28mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=44mm。所以，轴的最小直径应为28mm。53轴的结构设计531 拟订轴上零件的装配方案（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8用轴肩定位，6-7直径d=34mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=70mm。（2）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据6-7段的直径；由轴承产品目录中选用单列圆锥滚子轴承6414。（3）轴承的定位均由挡油环来实现。见上图7-4所示。534 轴上零件的周向定位联轴器处用键联接，按7-8段查手册得半圆键截面bxh=8x7mm。（gb/t1095-1979），键槽用键槽洗刀加工，长40mm（标准键长见gb/t1096-1979），半联轴器与轴的配合为h7/k6。535 求蜗杆上的载荷先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从手册中查得a植。对于2007914型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=19mm，因此，两支点间的跨距为283mm.。根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图。 轴的结构图以及弯距和扭距图中可以看出，截面a是轴的危险截面，现将计算出的截面a处的mh、mv及m值列于下表。表 2载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=fnh2=292.5nfnv1=16285n fnv2=8231n弯距mmh=76285n.mmmv1=2377610n.mm mv2=1201726 n.mm总弯距m1=2377993n.mmm2= 1202484n.mm扭距tt1 = 26131n.mm 图9536 按弯扭合成应力校核轴的强度进行较核时，通常只校核承受最大弯距截面的强度，根据式（15-5）及数值、并取a = 0.6，轴的计算应力前面选轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60mpa，因此，ca -1，故安全。537 蜗杆刚度校核蜗杆刚度校核按公式校核蜗杆的刚度，蜗杆同时受径向力和圆周力，径向力和圆周力使蜗杆发生弯曲，已知蜗杆材料为45钢，弹性模量为 e=189.9x103，轴承之间的距离为292mm，径向力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度为圆周力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度为径向力和圆周力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度合成因为，所以蜗杆的刚度符合要求。6蜗轮轴的设计及校核61 蜗轮受力分析蜗轮受力与蜗杆所的力是三对大小相等、方向相反的力。62 初步确定轴的最小直径估算公式同蜗杆估算公式。 取55mm63 轴的结构设计631 拟订轴上零件的装配方案，结构设计见下图：图10632 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的伸出段套上主动链轮，其长度要小于主动链轮轮毂的长度，取l=75mm，直径d=55mm，链轮用轴肩和轴端挡圈定位；蜗轮采用轴肩和套筒定位，轴径d=60mm。633 轴上零件的周向定位 齿轮、链轮与轴的周向定位均采用平键联接。经查手册，联接主动链轮处的平键截面bxh=16x10 mm (gb/1095-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm (标准键长见gb/t1096-1979)。蜗轮处键的截面bxh = 18x11 mm，长为80 mm。634 初步选用滚动轴承 因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，彩照工作要求并根据此处直径，初步选用单列圆锥滚子轴承61812。64 求轴上的载荷根据6.31中的轴结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支撑点，从手册中查得a值。对于7271e单列圆锥滚子轴承， a=22.4mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为105.2mm。根据轴的计算简图作出弯距图和扭距图。图11从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出，截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的mh、mv及m的值列于下表3，表3载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=fnh2=1045nfnv1=10718n fnv2=13798n弯距mmh=54967n.mmmv1=563766.8n.mm mv2=725774.8n.mm总弯距m1=566440n.mm m2 =727853n.mm扭距tt2 =1175903n.mm65 按弯扭合成应力校核轴的强度3很显然，危险截面是c面，根据式（15-5）及以上数据，并取a = 0.6，轴的计算应力 轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60mpa，因此，ca -1，故安全。7链传动设计2链轮传递功率 ，主动链轮转速n3 = n2 =24 r/min，从动链轮转速n4 = 22r/min，及执行机构主轴的转速，链传动比i = 24/22 = 1.09，链传动中心距初步设计为620mm(上下呈一定角度布置)。71 链传动的设计计算711 确定工况系数f1由表5.2-13查得f1（轻微振动）。712 选择链轮齿数z1、z2按优选的最小齿数选取，取主动链轮z1 = 23，从动链轮z2 = 25 ，由图5.2-15查得，齿数系数f2 = 1.2。713 按功率曲线选择链条规格计算设计功率 当和时，由图5.2-13和5.2-14查得适用的链条为12a，其链节距为19.05mm。714 计算链速715 确定润滑方式 由图5.2-16，按12a链条与链速为0.18m./s，确定为人工定期润滑。716 链长计算由式5.2-17计算链长（由表5.2-5查得c = 0.101） 圆整为lp = 90节717 中心距精确计算由式5.2-19计算中心距（由表5.2-6查得ka = 0.25） 72 链轮结构设计721 链轮材料及热处理链轮材料选用45钢 ，齿面高频淬火：4550hrc722 链轮结构由于链轮尺寸不大，采用整体结构。723 链轮尺寸计算 （1）主动链轮分度圆直径d式中k查表5.2-27可得k = 7.3439 齿顶圆直径da 取da = 148mm齿根圆直径 齿宽 式中b1查表5.2-7得b1 = 12.57mm轮廓厚度h 轮廓直径dh 取75mm轮廓长度原则上按来确定轮廓长度，但由于所选用的蜗杆蜗轮减速器的出力轴伸出部分（装配链轮）长度为80mm，取。（2）主动链轮分度圆直径d 齿顶圆直径da 取da = 160.1mm齿根圆直径df 齿宽bf 式中b1查表5.2-7得b1 = 12.57 mm 轮廓厚度h 轮廓直径取75mm轮廓长度 原则上按 来确定轮廓长度，但由于所选用的蜗杆减速器的出力轴伸出部分（装配链轮）长度为 45mm，取60mm。8执行机构主轴的设计及校核81 轴的结构设计811 拟订轴上零件的装配方案先将加工好主轴从料仓一端侧板插入料仓，在插入的过程中套上传动套，焊接支撑杆，最后焊接叶片。812初步选用轴承由于料仓的壁厚只有6mm，在料仓上开防油槽不便且降低了料仓的强度，所以选用带座轴承，这种轴承的密封件和滚珠是一体的，使用方便。813 轴上零件的轴向固定在轴和叶片旋转的过程中，套在轴上的固定套及叶片可能发生轴向窜动，因此，在固定套上加工螺纹孔，用螺钉进行轴向固定。814 求轴上载荷将作用在叶片上的径向力移动平移到旋转轴上，由于叶片为四片，且为对称布置。轴向力忽略不计，在1.1中我们已经求出了主轴所受的阻力t=314500nmm.则每个叶片所受的径向力为f=314500nmm/264mm=1191n。则旋转轴受水平和垂直两个方向的力，在水平和垂直方向上作弯距图和扭距图。从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出，截面cf是轴的危险截面，现将计算出的mh、mv及m的值列于下表4表4载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=fnh2=595.5nfnv1= fnv2=595.5n 弯距mmh=92302.5nmm mv =92302.5nmm总弯距m = 130535nmm扭距tt3 = 1258000nmm8。2 按弯扭合成应力校核轴的强度根据公式（15-5）及以上的数据，并取a = 0.6，轴的计算应力 轴的材料为45钢，调质处理，由表15-5查得=60 mpa，故安全。 图1283 轴承选用和校核校核轴承的校核，我们采用机械设计手册软件版v 2.0。蜗轮蜗杆减速器选用单列圆锥滚子轴承选型及校核见图13图13蜗轮轴的选型和校核见图14图1484 键的选用和校核841 键的选用轴的直径为55 mm，且不在轴的端部，故选用圆头普通平键（a型），从表6-1查得键的截面尺寸为：bxh = 16x10mm，由固定套宽度并参考键的长度系列，取键长，键的标记为：键16x10 gb1096-7