毕业设计（论文）-塑料混合搅拌机

毕业设计说明书1目录毕业设计（论文）任务书2摘要和关键41搅拌机构设计52选择电动机103传动比分配114减速器设计125蜗杆设计及校核15毕业设计说明书26蜗轮轴的设计及校核197链传动设计228执行机构主轴的设计及校核269主机机架设计30参考文献31致谢32毕业设计说明书3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。毕业设计说明书4三、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25万，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；毕业设计说明书52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25万字）；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ABSTRACTKEYWORDS毕业设计说明书6ABSTRACTPLASTICSISAPETROCHEMISTRYMATERIALTHATISCOMPOSEDOFRESIN,ANDCANKEEPFINALFORMBUTITISEXCEPTIONALTHATONLYISJOINEDINTHEPLASTICSBYASINGLEELEMENTANDITISWIDESPREADTHATMANYCOMPONENTAREJOINEDINTHEPLASTIONS,THEMIXEDPROCESSBECOMESNECESSARILY,THEMETHODOFCOMPLETINGTHEPLASTICSMIXMOSTLYDEPENDONMIXTOMAKEITCOMPOUNDTHEMISSIONOFTHISDESIGNISSATISLYREGNESTOFCHANGZHOUHENGLIMACHINECO,LTDCUSTOMERS,THEMACHINEPRIMARILYREALIZESESVALIDADMIXTUREOFPLASTICSANDCOLORIFICOBJECTITISCOMPOSEDOFBRAKE,SPREADANDWORKINGEQUIPITSCONSTRUCTIONISSIMPLE,THESHAPEISBEAUTIFUL,WORKSAFETYDEPENDABLE,THEPRICEISCHEAPKEYWORDSPLASTICSPREPARESADMIXTURE1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M200KG，塑料粒子的密度为910KG/M3，体积VM/021978M3219780MM3，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。毕业设计说明书712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R375MM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（四分毕业设计说明书8之一螺距）为L310MM，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R1364MM和R2264MM。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毕业设计说明书9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LBRR1（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1RRH2LBRH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RBPDKDK为单位面积上的运动阻力，根据文献（8）可取K7KGCM2，DP沿主轴径向的分力为ADADPPSIN90COS径向分力对轴线取矩RKRBTIR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210SINRRLBADD3BLK2式（3）中则有HR2毕业设计说明书102221HRR21HR将式（1）（2）代人又得2122LHRBLR再将该式代人（3）即得BLDALHRKT0222SIN（KGCM）SI612NMM4AKN350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KW59504TP式中N为执行机构的旋转转速，N22R/MIN将叶片设计的参数H100MMR264MML310MMA770代人（4）（5）得T314500NMMP284KW毕业设计说明书112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11中已求得工作机所需功率为PW284KW222计算电动机的工作功率POWOP4321由表162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0995X0993X075X0970702POKW98702WP查机械手册表23123，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Y112M44KW1500R/MIN1440R/MIN毕业设计说明书123传动比分配31总传动比的计算执行行机构转速为N22R/MIN,总传动比分配应为I456210NO32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I160,则链传动分配传动比I091264毕业设计说明书134减速器设计41选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988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23HPEZKTA431确定作用在蜗轮上的转距T2按Z11，效率0995X099X0750739，则MNNPT106482/473910590596262432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K1；由表115选取使用系数KA1；由转速不高，冲击不大，可取动载系数KV11；则1VA433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ZE160MPA1/2。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/A04，从图1118中可查得ZP275。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117中查得蜗轮的基本许用应力H268MPA。应力循环次数N60JN2LH710251064毕业设计说明书14寿命系数8134081257HNK则HMPAX26436计算中心距MA51701064822318560取中心距A200MM，因I60,故从表中取模数M5MMM，蜗杆分度圆直径D190MM，这时D1/A90/200045，从图1118中可查得接触系数ZP27，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PA15708MM；M直径系数Q18齿顶圆直径DA1D12HA1100MM齿根圆直径DF1D12HF178MM分度圆导程角31047”蜗杆轴向齿厚SAM85472442蜗轮蜗轮齿数Z262；变位系数X20验算传动比，这时传动比误差为，是612ZI03602允许的。蜗轮分度圆直径D2MZ25X62310MM蜗轮吼圆直径DA2D22HA2320MM蜗轮齿根圆直径DF2D2HF2298MM蜗轮咽喉母圆半径RA2MA401245校核齿根弯曲疲劳强度2FFAFYMDKT22153当量齿数31628COS60332ZV根据，从图1119中可查得齿形系数。,0X132FAY毕业设计说明书15螺旋角系数9730148301Y许用弯曲应力FNFK从表118中查得由ZCUSN10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力MPAF56寿命系数640912576FNYMPA063973081弯曲强度是满足的。毕业设计说明书165蜗杆设计及校核51蜗杆受力分析1图7蜗杆轴扭距MNNPT26311409510591圆周力DFAT8263121轴向力KWP95270950432102MNNT136/5922DFTA75830921NTGATTR4216N2152初步确定轴的最小直径3先按式（152）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153，取AO110于是得MADNP38510349230MIN1毕业设计说明书18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141，考虑到转距变化不大，故取，3TKACA31AK则MNC39702611按照计算转距TCA应小于联轴器公称转距的条件，查标准GB584386或手册，选用YL3联轴器J1B28X44钢性联轴器，其公称转距为160000NMM，半联轴器的孔径D128MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度L44MM。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，78用轴肩定位，67直径D34MM；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D70MM。（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67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74所示。534轴上零件的周向定位联轴器处用键联接，按78段查手册得半圆键截面BXH8X7MM。（GB/T10951979），键槽用键槽洗刀加工，长40MM（标准键长见GB/T10961979），半联轴器与轴的配合为H7/K6。毕业设计说明书19535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A19MM，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（155）及数值、并取A06，轴的计算应力MPAWATCA15021前面选轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得160MPA，因此，CA1，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，DY025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E1899X103，轴承之间的距离为292MM，4441862736MI径向力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度为EIPLFC06171820918433圆周力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度为MILF58533径向力和圆周力在蜗轮蜗杆啮合处产生的绕度合成F0178061722合载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH22925NFNV116285NFNV28231N弯距MMH76285NMMMV12377610NMMMV21201726NMM总弯距M12377993NMMM21202484NMM扭距TT126131NMM毕业设计说明书20MDY195078205因为，所以蜗杆的刚度符合要求。F合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55MMMADNP75410329130MIN263轴的结构设计631拟订轴上零件的装配方案，结构设计见下图毕业设计说明书21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L75MM，直径D55MM，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D60MM。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BXH16X10MMGB/10951979，键槽用键槽铣刀加工，长为70MM标准键长见GB/T10961979。蜗轮处键的截面BXH18X11MM，长为80MM。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631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，A224MM。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为1052MM。根据轴的计算简图作出弯距图和扭距图。毕业设计说明书23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毕业设计说明书2465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（155）及以上数据，并取A06，轴的计算应力MPAWATCA38022轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得160MPA，因此，CA1，故安全。7链传动设计2链轮传递功率，主动链轮转速N3N224R/MIN，从动KWP925632103载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH21045NFNV110718NFNV213798N弯距MMH54967NMMMV15637668NMMMV27257748NMM总弯距M1566440NMMM2727853NMM扭距TT21175903NMM毕业设计说明书25链轮转速N422R/MIN，及执行机构主轴的转速，链传动比I24/22109，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5213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Z123，从动链轮Z225，由图5215查得，齿数系数F212。713按功率曲线选择链条规格计算设计功率CPKWFC861321956213当和时，由图5213和5214查得适用的链条为12A，KWP86MIN/43R其链节距为1905MM。714计算链速SPZNV/18065926013715确定润滑方式由图5216，按12A链条与链速为018M/S，确定为人工定期润滑。716链长计算由式5217计算链长（由表525查得C0101）PPPAZAL021062051953968圆整为LP90节717中心距精确计算由式5219计算中心距（由表526查得KA025）APKZPA125039025172链轮结构设计毕业设计说明书26721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/180SINZPOK34975M01式中K查表5227可得K73439齿顶圆直径DA1MAX25DPD909381MIN6DZPDA059059131Z748取DA148MM齿根圆直径FDMDF91279013齿宽FBBF45729501式中B1查表527得B11257MM轮廓厚度HDKR016毕业设计说明书2790136914M78轮廓直径DHHDKH5687492取75MM轮廓长度L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H3（装配链轮）长度为80MM，取。ML70（2）主动链轮分度圆直径DMPKZO915780/SIN1齿顶圆直径DADPDAZX89251639101MDZPDA910857912561IN取DA1601MM齿根圆直径DFMDF0814915齿宽BFBF72091式中B1查表527得B11257MM轮廓厚度HMDKR0491391565毕业设计说明书28轮廓直径HDMK0987241362取75MM轮廓长度L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H3（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。毕业设计说明书29812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11中我们已经求出了主轴所受的阻力T314500NMM则每个叶片所受的径向力为F314500NMM/264MM1191N。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FFNH1FNH25955NFNV1FNV25955N弯距MMH923025NMMMV923025NMM总弯距M130535NMM扭距TT31258000NMM8。2按弯扭合成应力校核轴的强度根据公式（155）及以上的数据，并取A06，轴的计算应力MPAWTCA4651028063222321轴的材料为45钢，调质处理，由表155查得60MPA1，故安全。1CA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V20。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毕业设计说明书31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55MM，且不在轴的端部，故选用圆头普通平键（A型），从表61查得键的截面尺寸为BXH16X10MM，由固定套宽度并参考键的长度系列，取键长，键的标记为键16X1