机械毕业设计论文Φ500机械翻倒卸料离心机设计全套图纸

1、前 言离心机也可以称为沉淀器，类型有快速将液体中的悬浮物分离出来的离心机，用来浓缩和提纯微粒的制备式离心机，以及低速分析用的实验分析离心机，尽管离心机的类型不同，但是按照功能可以分为分离、浓缩、提纯和分析这几类。离心机的发展有着悠久的历史，第一台离心机在19世纪30年代欧洲德国就问世了。在随后的时间里，离心机的技术发展得到了巨大的进步，主要表现在构造的不断改进和离心方法的改进。构造的改进首先体现在转速的提高，其次是离心转子的种类不断改进和增加；控制的自动化程度显著提高；机体外形朝着实用、小型化的方向发展；最大的进步是离心方法的不断丰富和发展，让离心机可以应用的范围越来越广泛。离心机的工作原理就

2、是利用离心机转子高速旋转产生的强大的离心力，加快液体中颗粒的沉降速度，把样品中不同沉降系数和浮力密度的物质分离开。机械翻倒卸料离心机是在三足式离心机的基础上，经过改良设计而成的。它保留了三足式离心机对物料适应性强，分离精度高，运转平稳，操作简单等优点。而新增了对翻倒架的设计，采用机械翻倒卸料的方式，简化了操作过程，降低了劳动强度，提高了工作效率，同时避免了刮刀卸料会破话滤网和破坏物料晶粒的缺点。广泛的应用于化工，轻工和食品等行业。摘 要 该毕业设计的题目为500机械翻倒卸料离心机的设计。进行了转鼓壁的厚度计算，拦液板的计算，转鼓底的设计，功率计算和电动机的选择，传动皮带的设计及选择，主轴的设计

3、和强度校核，轴承的选择，翻倒架的设计和强度计算，制动系统的机构设计和强度计算，翻倒传动部分的设计计算，和其它的一些设计计算。离心机转鼓是离心机的关键部件之一, 因转鼓结构较为复杂, 用现行的强度设计计算方法对转鼓各部位的应力 往往得不到正确的评价, 从而影响了离心机转鼓使用的安全性。在设计的过程中，首先要全面了解和分析离心机的工作原理：离心就是利用离心机转子高速旋转产生的强大的离心力，加快液体中颗粒的沉降速度，把样品中不同沉降系数和浮力密度的物质分离开。具体原理，先由控制电路接通带动转鼓转动的电动机，通过皮带的传动使转鼓转动，转鼓转动使物料固液分离，液体通过离心机底部的排液管流出，固体留在转鼓

4、壁上，然后再由控制电路接通翻倒电动机使离心机翻转倒出固体，这样就完成了分离的整个过程，这也是我们设计必须明白的。然后了解离心机的各个零部件的构造和材料工艺要求。最后对离心机进行整体的评定。 全套图纸，加153893706关键词：离心机；转鼓壁；转鼓底；主轴；AbstractThe title of this graduation design is a Phi 500 machinery overturned unloading centrifuge design. In under the guidance of the teacher Wang Jingyi heart, drum wal

5、l thickness calculation, stopped in the calculation and design of drum bottom, power calculation and motor, belt drive design and the selection of the, spindle design and strength check, bearing selection, overturning frame the design and strength calculation, mechanism design and strength calculati

6、on of braking system, overturned transmission part of the design and calculation, and the other some design calculation.Centrifuge drum is one of the key components of the centrifuge, because of the complex of the drum structure, current strength design calculation method stress on each part of the

7、drum are often not correct evaluation, thus affecting the centrifuge use safety.In the design process, first of all to the working principle of full understanding and analysis of the centrifuge: first control circuit is connected to the drum is driven to rotate the motor, belt drive through the rota

8、ry drum to rotate, drum rotation causes the material to solid-liquid separation, liquid by centrifuge at the bottom of the liquid discharge pipe flow out, remained in the solid walls of the basket, then by the control circuit is connected to the overturned motor enable centrifuge flip poured out sol

9、id, thus completing the separation of the whole process, this is our design must understand. Then understand centrifuge in various parts of the structure and material technology requirements. At the end of the centrifuge is used for the overall evaluation.Keywords: Centrifuge ; Drum Wall ; Drum Bott

10、om ; Spindle;原始数据 转鼓直径： 500mm 工作转速： 1200r/min 物料密度： 0.910 3 kg/m 3 启动时间： 60120s 固液比： 1:1目 录 第一章离心机转鼓强度的设计与校核1 1.1 转鼓筒体壁厚的设计及计算1 1.2 拦液板厚度及直边的计算及设计2第二章转鼓的设计计算4第三章功率的计算9 3.1 转动惯量的计算(质心以外壳底为基准)9 3.2 功率的计算与电机的选择11第四章带和带轮的设计计算14第五章主轴的设计计算17 5.1 主轴的设计计算要求17 5.2 主轴强度计算及校合17 5.3 轴临界转速的计算与校核20 5.4 轴承的校核20第六章

11、翻倒架的设计计算22 6.1 质心位置的确定22 6.2 翻倒架的设计计算24第七章右轴的结构设计与强度计算27 7.1 右轴的设计27 7.2 键的校核28 第八章刹车的结构设计与强度计算30 8.1 制动系统的选择30 8.2 带式制动器的强度校核30 第九章机械翻倒传动部分的设计与计算329.1 电机的选择329.2 减速器的设置32参考文献 36致谢37第一章 离心机转鼓强度的设计与校核 1.1转鼓筒体壁厚的设计及计算 1.1.1 材料：1Cr18Ni9Ti公式： （1.1） 1.1.2 计算 （1.2） 若孔以正三角形排列且取，d=8mm 则： （1.3） 削弱系数： （1.4） 被

12、分离物料密度填充系数： （1.5） （1.6） 若考虑腐蚀余量：取标准钢板厚度=4mm1.2拦液板厚度及直边的计算及设计公式： （1.7）计算 对于圆锥形拦液板，其径向应力和周向应力均在大口端最大，因此 强度校核只校核圆锥大口端转鼓壁应力： （1.8） （1.9） 图1-1拦液板示意图 （1.10） 取 若考虑腐蚀余量，所以取 第二章 转鼓的设计计算 2.1一次计算 分段如图2-1所示：0-0截面： 在1-1截面处： （2.1） （2.2） 图2-1转鼓分段示意图 在2-2截面处：近似为锥形面 经查： 在3-3 截面处：类似与锥形面 经查： 在 4-4 截面处：近似为锥形 经查： 在5-5截面

13、：近似为等厚度面 查可得： 在7-7截面处：近似为锥形面 经查： 在 8-8 截面处：按锥形面计算 d=771.67mm t1=0.480 t=0.540 Td=1.34查7可得： 在9-9截面，按等厚计算X=0.548 T=1.2996查可得： 应力变换： 在10-10截面处：按锥形面计算d=1164.8 t=0.687 T=3.053查可得： 2.2二次计算：设： 在1-1截面处： 在2-2截面处： 在3-3截面处： 在4-4截面处： 在5-5截面处： 在7-7截面处： 在8-8截面处： 在9-9截面处： 在9-9截面处： 在10-10截面处： 2.3校核 查可得：其铸造材料为HT200在

14、壁厚约为25mm时， 取安全系数为：S=4.0，所以：所以：转鼓底的最大应力是内孔处的周向应力：所以<故转鼓底安全可靠第三章功率的计算 3.1转动惯量的计算(质心以外壳底为基准) 拦液板直边转动惯量的设计计算 （3.1） （3.2） （3.3）Z=0.38m拦液板斜边转动惯量的设计计算 （3.4）V=0.0387 m3 M=(V-V)=10.21Kg Z=0.295m 转鼓转动惯量的设计及计算 V=0.0061m3 M=47.885Kg Z=0.28m 因为转鼓开孔率为 5%，所以转鼓的质量为 M=M95%=45.49Kg 将转鼓底近似为均质，所以：加强箍转动惯量的设计及计算（取加强箍宽

15、度为 20mm）V=0.000154m3M=1.21 KgJ=(m/2)(R2+r2)=0.2021 Kgm2Z1=0.316mZ2=0.085m筒体上有两个加强箍转鼓底转动惯量的设计及计算(1) V1=(R2-r2)h=3.14(0.0750.04076)0.035=0.0004358m3V2=(R2-r2)h=3.14(0.089432)0.0035=0.0006661 m3m1=v1=7.11030.0004358=3.094Kgm2=v2=7.11030.0006661=4.73KgZ1=0.2675m Z2=0.1925m(2) V1=0.006288m3 V2=0.000884m3

16、 V3=0.003073m3 m1=44.64Kg m2=6.28Kg m3=21.82KgJ1=0.361J2=0.0124 J3=0.125J=J1-J2-J3=0.224kgm2 (3)V1=0.010333m3V2=0.00122m3V3=0.00313m3m1=7.1×103×0.010333=73.36Kgm2=8.66Kg m3=22.22KgJ1=3.57Kg×m2 J2=0.084 Kg×m2 J3=0.555 Kg×m2J=J1-J2-J3=2.931 Kg×m2V1=0.008061 m3 V2=0.010330

17、 m3V=V1-V2=0.002044 m3Z=0.097mZ=0.408mJ1=3.954J2=2.384J=1.57 Kg×m2（4） V1=0.011445 m3 V2=0.010330 m3 V=V1-V2=0.001115 m3m=7.11030.001115=7.92Kg Z=11.385mmZ=Z+0.08=0.914m所以：总质量M=3.57+10.21+47.8850.95+1.21+3.094+4.73+16.55+42.48+14.51+7.92=149.76KgJ=0.326+1.09+7.388+0.2022+0.00613+0.01432+0.224+2.

18、931+1.57+1.205=15.19Kgm2Z=0.3260.38+10.210.295+47.8850.28+1.210.316+1.210.085+3.0940.2675+4.730.1925+16.550.1945+42.480.408+14.510.097+7.920.0914/M=0.276m3.2功率的计算与电机的选择启动转鼓等转动件所需功率N1=JpW2/(2000T1)=15.19(3.141200/30)2/(200090)=2.08 Kw式中：Jp-转动件的转动惯量 Kgm2T1-启动时间 取为 90 秒启动物料达到工作转速所需要的功率 N2所设计的为间歇加料离心机，考

19、虑加料时物料搅动和流动阻力损耗能量，故功率增加，以损耗系数=1.1 到 1.2 考虑，则： （3.5）式中： -损耗系数，取1.15 每次加料得到的滤渣的质量Kg 每次加料得到的滤液的质量Kg 滤液排出位置半径m 加料时间s加料量为85Kg 固液比1:1 固液质量分别为42.5Kg 所以 又因为 所以 滤渣的转动惯量滤液的转动惯量：J2=0.5mR2=0.5600.222=2.7 Kgm2=2.02KW克服轴和轴承磨损所需的功率运动件由于摩擦所消耗功率，应力摩擦力和摩擦面之间的线速度之积 f=0.0125 轴所受的总载荷 F=m0ew2+m0g式中 m0-转鼓及其它转鼓件总质量 Kg e-偏心

20、矩 所以：F=m0(g+ew2)=m0(g+2103Rw2)=149.76(9.8+0.810-31572)=4420.8N 所以轴所受的玩矩为 M=44210.086=380.2 Nm取其功率为 7.5Kw所以：最小轴径考虑键、退刀槽、对轴强度的削弱 取 d=42mm 由加工工艺计算可得 d1=80mm,d2=65mm所以：KW 克服转鼓、物料与空气摩擦所需功率离心机工作时，转鼓外表面、物料层、内表面和空气摩擦消耗功率可根据下式计算：其中:L转鼓的长度m 转鼓的旋转角速度rad/s转鼓的外半径 转鼓中物料层的半径空气的密度 常压下L=0.4m 所以 N4=11.310-61.29403(0.

21、2544+0.2224)=1.9932.00Kw 离心机功率的确定 由于离心机在启动阶段加料，启动阶段消耗总功率： N=N1+N2+N3+N4=2.08+2.02+0.352+2.00=6.45Kw全速运转阶段消耗的总功率： N= N2+N3+N4=2.02+0.352+2.00=5.24 Kw查5选择电动机（380V）Y80S-4，额定功率为7.5Kw第四章 带和带轮的设计计算 4.1 传动功率 P由电机的选择可知 P=7.5Kw 4.2 工况系数查3 P13-12 表 13-1-11，KA=1.3（工作时间为 1016 小时） 4.3 设计功率 Pd查3P13-11 表 13-1-10，得

22、 Pd=1.37.5=9.75Kw 4.4 小带轮转速 参考5得电机转速n1=1460r/min大带轮转速 由设计参数知：n2=1200 r/min 4.5 带的弹性滑动系数查3P13-11 e =0.010.02 取=0.015 4.6 传动比 4.7 小带轮的直径验证 带速 4.8 大带轮基准直径查3P13-11 dd2=idd1(1- )=1.93132(1-0.015)=250.94mm圆整取为 250mm 4.9 初定中心距 查3 P13-110.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)所以：267.4mm<a0<764mm 取 a0=510mm 4.

23、10 带的基准长度 查3P13-11 表 13-1-10查3P13-4表13-1-3取 4.11 计算小带轮包角查3P13-11 得 4.12 单根 V 带额定功率增量查3P13-17 表 13-1-15 查得D P=0.36Kw 4.13 单根 V 带传递功率查3P13-17 表 13-1-15 得 P1=2.54Kw 4.14 包角修正系数查3P13-14 表 13-1-13得 4.15 V带根数查3P13-12得 （4.1）4.16 V带单位长度质量查3P13-4 表 13-1-2 查的 q=0.17Kg/m4.17 带的预紧力查3P13-12 4.18 有效圆周力查3P13-12 4.

24、19 作用在轴上的力 （4.2） 第五章 主轴的设计计算 5.1主轴的设计计算要求(主轴结构图见附录图1） 5.1.1 轴的设计满足下列几个方面的要求 (1)合理的结构设计 (2)足够的强度 (3)必须的刚度和振动稳定性以及良好的制造加工工艺性能 5.1.2 选材 (1)选择45钢，调质处理。 (2)根据需要，轴一般经过热处理或者表面强化处理，以提高其力学性能，耐磨性及加工性能等综合机械性能。在一般情况下，合金钢和碳钢的弹性模量相差不大，故采用合金钢不能提高轴的刚度，故选用45钢并做调质处理。45 钢调质处理后的力学性能：硬度：217-255HB 强度： 许用弯曲应力： 5.2 主轴强度计算及

25、校合 5.2.1 载荷计算总轴向力：P=G物+G鼓+G轮+G轴=120+149.76+20.4+40=330Kg=3234N 5.2.2 计算轴受到的支反力及弯矩离心力与压轴力方向相同图5-1弯矩受力图根据力学关系：RA+RB=F+Fr86F+M+103RB-267Fr=0离心力: F=mw2e=5320NM=(G 物+G 鼓)e=0.22Nm （5.1）Fr=1553.6N所以： RA=6455N RB=418N 5.2.3 按弯扭合成较合轴的强度 由于离心机单向旋转，所以取=0.3 或 0.6 其为脉动循环取=0.6考虑键对轴强度的削弱，轴径应增大 3%-5%所以 d=42.7(1+4%)

26、=44.4mm 取 d=46mm所以校合该轴合格。5.2.4 危险截面的判断 经过对整个轴的分析得到最大截面处的弯矩合成的应力相应也最大，而弯矩较小的截面处的应力合成也较小，所以通过对轴的受力情况分析校合，完成对轴强度的校合应用以上的两个截面来进行。 5.2.5 轴的疲劳强度校合 （5.2） 键的选取： d=46mm bh=149 轮毂宽80 所以取标准长度L=63mm t=5.5mm所以查2P6-29 表 6-1-25 较小截面 在较大截面 (1)弯曲和扭转时平均应力折合为应力幅的等效系数选用45钢属于中碳钢，所以 有效应力集中系数：查2P6-26 表 6-1-28到30 （小径） （大径）

27、 (2)绝对尺寸影响系数：查2P6-28 表 6-1-32 （小径） （大径） (3)表面粗糙度系数： 查2P6-29 表6-1-32 (4)表面状态系数： 查2P6-29 表 6-1-33到35 所以： 所以S小径=34.87>S=3S大径=23.7>S=3所以该轴合格。5.3 轴临界转速的计算与校核查2P6-33 表6-1-40 5.3.1 计算阶梯轴的当量直径经验修正系数 取为1.094 5.3.2 临界转速 设计为刚性轴应满足n=1200r/min 所以此轴处于稳定状态 5.4 轴承的校核5.4.1 轴承参数对于 46000 型号的轴承，a=25s=0.63Fr所以： RA

28、=6455NRB=418NS1=4067N S2=263.1N Fr=p=3234N5.4.2 计算轴承的轴向力及寿命A1=max(s1,s2+Fa)=4067NA2=max(S2,S1-Fa)=842N 轴承参数：46112C1=27.8KNC0r=24.2KN 46115C2=36.0KNC0r=33.5KN计算P1=fdfm(X1RA+Y1AA)=1.2(0.676455+1.414067)=5197N （5.3）所以第六章 翻倒架的设计计算6.1 质心位置的确定上机壳的质量、质心计算材料 1Cr18Ni9Tir = 7.85103 kg / m3质心计算以下底面为基准段 （6.1）S=

29、0.155mm段：M=15.7kg （6.2）段：段： （6.3）上机壳总质量：M=63.6kg上机壳质心：下机壳总质量、质心计算 段：M=5.64kg,S=0.217m 段：M=15.7kg,S=0.1605m段：M=98.6kg,S=0.01m段；M=6.3kg,S=0.01975mm段：M=4.61kg,S=0.0295mm下机壳的质量：M=M+M+M+M+M=147.6kg下机壳的质心： （6.4）轴承架的质量、质心计算 材料：HT200 段 ， （6.5）段， （6.6）所以 S段：M=5.61kg,S=0.058m段；M=1.43kg,S=0.065m段：M=1.351kg,S=0

30、.045kg段：M=2.1kg,S=0.0515m段：M=3.351kg,S=0.0165m轴承座总质量：M=M+M+M+M+M+M+M=21.24kg轴承座质心：大小耳朵的设计材料选为 A3 钢 质心计算以下底边为基准大耳子： 底边： G1=0.43kg S1=3mm侧边： G2=0.286kg S2=9.8mm大耳子质量：G=G1+G2=0.716kg 共四个大耳 GO=4G=2.864kg大耳子质心：小耳子设计：底边 G1=0.348kgS1=3mm侧边 2：G2=0.172kg =9mm =8.2mm 小耳子质量：G=G1+G2=0.52kg 共四个小耳 GO=4G=2.081kg小耳

31、子质心： 电机座的设计电机座 材料 HT200 M=62.76kg =0.21mm以外壳底为基准：S= -0.1=0.11m 6.2 翻倒架的设计计算6.2.1 翻倒架的安装位置的设计与计算 一些固定件的质量质心计算 (1)电机 型号 Y132S2-2W m=71kg电机座（HT200r ） m=62.76kg ma=133.76kg Za=0.1m(2)皮带 B 型普通 V 带 q=0.17kg/m 带基准长度 Ld=1800mm所以 mb=1.224kg Zb=-0.16m (3)离合器 选带弹簧闸块离心器可转送功率：p=6.77kw（180-x）/（）=（180-132）/（）所以 x=147mmD=147mm（125- x、）/（）=（125-80）/（）x、=94 所以 B=94,M=7.1103D2B=11.32mmZc=-0.137m(4)带轮及刹车轮 (5)上机壳m=63.7kg S=0.389m(6).下机壳m=147.6kg S=0.052m(7).翻倒架m=110.3kg(8).轴承支座M=21.24kg S=0.0686m(9).轴m=15.35kg S=0.028mm(10).耳朵：m=4.944kg Z=1