搅拌机课程设计.doc

机电工程学院课程设计题 目： 搅拌机的课程设计 专 业： 能源与动力工程 年 级： 13级 学 号： 2013311916 姓 名： 尹 俊 指导教师： 张毅杰老师 日 期： 2015.7.14 题 目： 搅拌机的课程设计 目录方案1构简介-32设计数据-3设计过程1. 连杆机构运动分析-42. 飞轮的设计-73. 电动机的选择-84. 计算蜗杆涡轮运动参数-95. 选择联轴器-96. 轴计与强度计算-127. 带传动与以及齿轮减速器设计与计算-17心得体会-19参考资料-19方案 1机构简介 搅拌机常用于化学工业和食品工业中，对拌料进行搅拌工作。如图99(a)所示，电动机经过齿轮减速(图中只圆出齿轮副zlz2)，带动曲柄2顺时针方向回转、驱使曲柄摇杆机构(1234)运动；同时通过蜗轮蜗杆带动容器绕垂直轴缓慢转动。当连杆3运动时，固联在其上的拌勺E即沿图中虚线所示轨迹运动而将容器中的拌料均匀搅动。为了减小机器的速度波动，在曲柄轴A上安装一调速飞轮。工作时，假定拌料对拌勺的压力与深度成正比，即产生的阻力按直线变化，如图99(b)所示。2设计数据设计数据见表98 设计过程：(一)连杆机构的运动分析曲柄位置图的做法，如下图所示：取摇杆在左极限位置时所对应的曲柄作为起始位置1，按转向将曲柄圆周分为十二等分，得12个位置。并找出连杆上搅拌勺的各对应点E1，E2，E12，绘出正点轨迹。按搅拌勺的运动轨迹的最低点向下量40mm定出容器地面位置，再根据容器高度定出容积顶面位置。并求出搅拌勺E离开及进入容器所对应两个曲柄位置8和11.1、 设计方案及过程选第二组数据（X=535MM, Y=420MM,LAB=245MM,LBC=590MM, LCD=420MM,LBE=1390MM）进行设计。（1）作搅拌勺运动轨迹首先，做出摇杆在左极限位置（即AB和BC杆共线时）所对应的曲柄位置1，然后按转向将周做十二等分，的十二个位置。再根据其他各干的长度找出连杆上长度找出连杆上搅拌勺E的个对应点，绘出正点轨迹，按搅拌勺的运动轨迹的最低点向下量40mm定出容器地面位置再根据容器高度定出容器顶面位置。容器顶面位置与搅拌勺E离开及进入容器时所对应的曲柄位置。如下图所示：（2）作构件两个位置的运动简图 根据设计要求，选择3和8位置作为构件的运动简图。先对应上图分别作出在位置3和8的曲柄AB，然后分别以B为圆心，BC长为半径和以D为圆心，DC长为半径画圆弧，两圆弧的交点即为C点位置。延长BC画虚线只E点使BE长为1390mm,即作出了构件在位置3和8的运动简图，如下图所示：（3）作构件处于位置3和8时的速度多边形和加速度多边形a.对3位置C,E点进行速度分析和加速度分析 1.速度分析VB 如右图所示，选取速度比例尺Uv=0.025m/s/mm 对于C点 VC = VB + VCBVC 方向： CD AB BCVE 大小： ？ ？ =2rad/s VB=2LAB=1.54m/s VC=UVLPC=0.025×59=1.47M/S VCB=UVLBC=0.025×19.5=0.49M/S 3=VCB/LBC=0.83rad/s 对于E点： VE = VB + VEB 方向： ？ AB BE 大小： ？ VEB =3LBE =1.15M/S VE = UVLPE=1.625M/S2加速度分析AbAeAcAbAncbAtcbAcAnebAeb如图所示，选取加速度比例尺UA=0.1M/S2/MM 对于C点： AC = ANC + ATC = AB + ANCB + ATCB 方向： AC CD BA CB BC大小： ？ ？4=VC/LCD=3.51rad/s anc= 42lcd=5.18m/s2 ab = 22LAB=9.67M/S2 ancb=32LBC=0.41M/S2ac =ua × 61mm =6.1m/s2 atcb = ua ×40mm =4.0m/s2 a2 =atcb/Lbc = 6.78rad/s对于E点： aE = ab + aneb + ateb方向： ？ BA EB EB大小： ？ Ab = 22 LAB = 9.67M/S2 ANEB = 32 LAB =0.96M/S2 ATEB = A3 LEB =9.42M/S2 AE =UA × 37MM = 3.7M/S2b. 对8位置C 、 E点进行速度分析和加速度分析1 速度分析P如下图，取速度比例尺UV=0.025m/s/mmecbVBVCVE对于C点： VC = VB + VCB 方向： CD AB BC 大小： ？ ？2= 2rad/s VB = 2LAB =1.54M/S VC = UV LPC = 0.025×18M/S =0.45M/S VCB = UV LBC = 0.025×66M/S =1.65M/S 3 = VCB/LBC =2.8rad/s对于E点： VE = VB + VEB方向： ？ AB BE大小： ? VEB = 3LBE = 3.89M/S VE = UV LPE = 2.45M/S2、 加速度分析如下图所示：选取比例尺UA =0.1M/S2/MM AncbAcAncAtcAbAtcb4 = VC /LCD= 1.07rad/s anc= 4LCD =0.48M/S AB =22LAB =9.67M/S2 ANCB=32LBC=4.663M/S2AC=UA ×50MM =5.0M/S2 ATCB=UA ×12MM=1.2M/S2 A3=ATCB/LBC=2.03rad/sAneb对于E点：如下图 AtebAeAb AE = AB + AnEB + ATEB 方向： ? BA EB EB 大小： ? AB = 22 LAB = 9.67M/S2 AnEB = 32LEB =10.89M/S2 ATEB = A3LEB = 2.83M/S2AE = UA ×11MM = 1.1M/S（二）飞轮的设计 选杆件材料为优质碳素结构钢，其密度=7.85×103kg/m3,又取杆件的截面直径d=50mm,且转动惯量Je=mr2再根据运动方程式12Je2=12i=1n(mivsi2+Jsii2)可得:Je=0.05679kg·m2，min=0.3283rad/s, max=5.9351rad/s.Wmax=12Je（max2-min2）=0.9970 J m=12（max+min）=3.29585rad/sJFWmax/(m2)- Je=0.58567 kg·m2，( =17),取 JF=0.58567kg·m2由GAD2=4gJF，取D=0.3m，则GA=260.2978N，又由GA=DHb，可取H=b=0.03m，则=76756.83N/m3.飞轮尺寸如下图：（三）选择电动机1、选择电动机按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机. 选取Y160L-8 以下是其详细参数Y160L-8的主要性能参数额定功率/kw同步转速n/(r )满载转速n/(r )电动机总重/N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩7.575072014212.02.0根据已知条件，搅拌机的搅拌力矩和转速 ，得 ，得P搅=3.94kw 查机械设计手册可得 联轴器效率 =0.99 ，滚动轴承效率=0.98 ，双头蜗杆效率=0.8 ，转油润滑效率=0.96 转盘摩擦=0.89则 工作机要求的电动机输出功率为： 于是可得： 根据设计要求：i=（四）计算蜗杆涡轮运动参数1、各轴转速 蜗杆轴 n1=720r/min ， 齿轮轴 n2=720/21.4=33.6r/min ，工作轴 n3= n2=33.6r/min 2、各轴的输入功率蜗杆轴 p1= =5.97kw， 齿轮轴 p2=p1=4.49kw ， 工作轴 p3=p2 =3.94.kw 3、各轴的转矩 电机输出转矩 =9550 =9550×6.16/750Nm=78Nm蜗杆输入转矩 =78×0.99×0.98 Nm =76Nm蜗轮输入转矩 =i=76×21.4×0.98×0.8×0.89Nm =1225 Nm 工作机输入转矩 =1225×0.99×0.98×0.89Nm=1060Nm （五）选择联轴器1 联轴器（蜗杆）的选择 1.1类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 1.2载荷计算 查机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×76N·m =114N·m 1.3型号选择 选用LT型弹性套柱销联轴器。选择d1=d2=35mm1.4校核许用转距和许用转速 查机械手册，选LT5联轴器 GB/T 4323-2003。许用转距T=400N·m，许用转速n=8000r/min。 因 Tca<T,n<n,故联轴器满足要求。2联轴器（蜗轮）的选择 1.1类型选择 轴由于轴转速很低，不必要具有较小转动惯量选择齿式联轴器。 1.2载荷计算 查机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×1225N·m =1837.5N·m 1.3型号选择 选用GICL3型齿式联轴器。由于与轴的直径可以任意定，因此选择d1=d2=45mm 1.4校核许用转距和许用转速 查表，选GIGL联轴器 GB/T 8854-2001。许用转距T= 2800N·m，许用转速n=5900/min。 因此Tca<T,n<n,故联轴器满足要求。3.蜗轮传动的设计计算 已知输入功率5.97kw，蜗杆转速 720r/min， 传动比i=21.4。1.1选择蜗杆转动类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。1.2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度也不是很高，故选择45钢；为了转动效率更高，耐磨性更好，所以蜗杆旋齿面要求淬火，硬度大约45-55HRC。蜗轮用铸磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重有色金属，仅仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。 1.3蜗轮齿面接触疲劳强度计算根据设计的 原则，从参考书中差得蜗轮接触疲劳强度条件设计公式 1.3.1确定载荷系数K由于工作载荷比较稳定，故取载荷分布不均匀系数,查表得，由于转速 不高，冲击不大，可取动载系数, K=1.3.2确定弹性影响系数因为选用的 是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配合，故=160MPa。1.3.3确定接触系数查图，得=2.91.3.4确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可查表得蜗轮基本许用应力为=268。 应力循环次数 N 寿命系数 于是， =0.911268=2441.3.5计算中心距 取中心距a=200mm。i=21.4，查表取模数m=8mm，分度圆直径=80mm,从图表中可以查的接触系数=2.74，因为<，因此，以上结果可用。4 、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1、蜗杆 轴向齿距=25.133mm；直径系数q=10;齿顶圆直径=96mm；齿根圆直径=60.8mm;分度圆导程角；2、蜗轮 蜗轮齿数 验算传动比，这时传动比误差为 ，这是 允许的。 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 齿轮齿根圆直径3、校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据，可查表得齿形系数 。螺旋角系数 许用弯曲应力 从机械设计手册中查的由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲 应力寿命 系数弯曲强度是足够的。（六）轴的设计与强度计算 1、蜗杆轴的设计选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计书表得 b=640MPa -11=55MPa取A=115，于是得d轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩=,查机械设计书表，选取=1.5，则有=KT=1.5×76=114Nm考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=25*1.05=28mm，因轴头安装联轴器根据联轴器内孔直径取最小直径为d=28mm选联轴器查表GB/T 4323-2002 与之前联轴器LT5相合，选择一轴最小轴径。轴伸直径40mm.联轴器轴孔长度82mm。轴的结构设计从左端开始一次为d1、d2、, L1、l2、 从轴段d1=40mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内，故d2=40+0.1d1=44mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d2=45mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30210。取d3=50mm。d4起定位作用，由h=（0.070.1）×d3=（0.070.1）×40=2.84mm，取h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm;d7段装轴承，取d7=d3=50mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度82mmL2安装端盖取L2=35mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=20mmL4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=68mmL7也安装轴承和端盖L7=30mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5=70mm定出轴的长度为;L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L7=296mm2蜗杆轴的强度校核 轴的受力分析 图2 X-Y水平面平面受力图 图三其中，Mo= 弯矩图如下图所示： 图 四X-Z平面受力图： 图五垂直面弯矩图 图六合成弯矩M= 由 式中：轴的计算应力，MPa; M轴所受的弯矩，N·mm; T轴所受的扭矩，N·mm; W轴的抗弯曲截面系数，对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 查表得圆轴W的计算式为：联立以上式子可得：代入数值可得d33.9mm,符合要求。3蜗轮轴的设计 31确定轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1 为轴的最小直 径，确定为d1=42mm轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d2=52mm轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3>d2,且与轴承内径标准系列相符，故取d3=55mm.( 轴承型号选30211)轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d4=60mm轴段5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取d5=70mm轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211查得d6=60mm轴段7与轴段3相同轴径d7=55mm3.2确定各段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段4的长度应小于轮毂宽度2mm，取L4=60mm为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间 隙，取两者间距为23mm为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm .根据轴承宽度B=21mm，取轴段7长度L7=28mm，因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L3=28 mm。为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取L2=22+46=68mm。根据联轴器轴孔长度，取L1=90mm。因此，定出轴的跨距为L=（10+25+60+23+10）=128mm.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算） 蜗轮轴的总长度为Lo=130+68+90+10=298mm。3.4蜗轮轴的强度校核由于其受力分析与蜗杆轴基本相似，在这里过程省略。蜗轮的分度圆直径d=328mm； 转矩T=1225N·m蜗轮的切向力：Ft=蜗轮的径向力Fr=Ft×tan=7469×tan20°=2718N蜗轮轴向力Fa=Ft×tan=7469×tan11.3°=1492N转矩求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数=0.6,危险截面L4段任意处A点的当量弯矩为: =747Nm计算截面A处的直径，校验强度因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d=,在设计结构中，此处设定的是60mm，所以强度足够。（七）带传动与齿轮减速器运动从参数计算一、传动比的分配1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮×I带 i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.0951、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)、 nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KW、PII=PI×带=2.4×0.96=2.304KW 、PIII=PII×轴承×齿轮=2.304×0.98×0.96 =2.168KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N·mm 、TII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9N·mm 、TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000N·mm 二、传动零件设计 1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型查手册得：kA=1.2 、PC=KAP=1.2×3=3.9KW 、查手册得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速推荐的小带轮基准直径为75100mm ， 则取dd1=100mm>dmin=75 、dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm，取dd2=200mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/200 =480r/min转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×100=×100×960/60×1000=5.03m/s，在525m/s范围内，带速合适（3） 确定带长和中心矩根据公式得：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)、0.7(100+200)a02×(100+200)，所以有：210mma0600mm 由公式得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm根据表取Ld=1400mm根据课本P84式（5-16）得：aa0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38=462mm(4)验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200（适用）（5）确定带的根数 =0.95KW，P1=0.11KW，K=0.96，KL=0.96 由公式得：=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =3.99(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032N =158.01N 用在轴承的压力FQ，由公式的：FQ=2ZF0sin1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 ，定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60，动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用，数比：u=i0=6d=0.9 (3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8N·mm (4)载荷系数k查表取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由表查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa根据公式计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由图查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×50021.8×(6+1)/0.9×6×34321/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据表取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据公式式: F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数,度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表查的：YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力F根据公式：F= Flim YSTYNT/SF由表查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2 一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入公式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s心得体会通过这次搅拌机课程的设计，我发现了自己的很多不足，自己知识的很多漏洞，看到了自己的实践经验的不足，理论联系实际的能力还急需提高。 这次课程设计任务下来以后，我一直冥思苦想，我知道最主要的是要先找出一个方案，然后理清思绪，知道总的方向才会得心应手 。我们以前从 没有搞过这样 的课程设计，我也知道这次的课程设计真的很难的，但到今天终于还是完成了。在课程设计 中，我遇到了很多问题，有些呢，在老师后来的辅导课中得到了解决 ，有的就自己查阅的相关资料、书籍 ，我发现以前学得好多东西都已经忘记 了 ，庆幸的是 CAD还没 忘完 ，勉强画的 下去 ，只是效率还 比较低，这也又一次让我“明白温故而 知新”的道理，学习是一个反复的 过程。参考文献 1、自动机械设计 主编 宋井玲 2、机械设计，第八版，主编濮良贵，纪名刚3、机械设计课程设计手册，第三版，主编吴宗泽，罗圣国指导教师签字： 年 月 日；27